- Chaque époque a ses problèmes techniques : pendant la guerre, tout le monde, plus ou moins en contact avec l'automobile ou la motocyclette, discutait "carburants de remplacement". Ensuite, durant la période des restrictions, la consommation et l'utilisation de carburants à faible indice d'octane étaient à l'honneur. Aujourd'hui, c'est la question des performances de nos moteurs qui est à l'ordre du jour, soit qu'un particulier cherche à augmenter la puissance de son moteur et, partant, la vitesse et l'accélération de son véhicule, soit qu'un constructeur cherche à surclasser un concurrent.
Cette situation est d'autant plus intéressante, qu'il s'agit de moteurs de série, et que les possibilités techniques sont limitées par la question des frais ou les exigences de fabrication, contrairement au cas des engins de course ou de compétition, où celles-ci n'existent pas.
Il est donc tout naturel que les revues techniques consacrent, sans exceptions, des articles sur les moyens de "gonfler" un moteur et d'augmenter ses performances, en conseillant certaines transformations ou simplement l'achat de divers accessoires et pièces de remplacement destinés spécialement à faciliter le travail, d'un petit artisan ou d'un particulier lui-même.
En dehors des véhicules de sport, le constructeur lui-même ne peut d'ailleurs jamais aller jusqu'au bout des possibilités que la technique offre pour l'amélioration des performances, car il doit compter avec les capacités des conducteurs moyens et une éventuelle réaction des compagnies d'assurances.
Nous avons donc jugé utile de dégager dans une série d'études les différents facteurs qui déterminent la puissance d'un moteur dit "à explosions", travaillant d'après le cycle de Beau de Rochas, alimenté par un mélange de carburant et d'air comburant, formé généralement dans un carburateur, et dont l'allumage est assuré par une ou plusieurs bougies. Il faut d'ailleurs constater que l'appellation "moteur à explosions" est entièrement fausse, car il ne se produit jamais d'explosions dans le cylindre de ce moteur, mais seulement une combustion plus ou moins rapide. Mais on a pris l'habitude de différencier ainsi les moteurs à formation externe du mélange, des moteurs Diesel, qui en comportent une formation interne et qu'on appelle "moteur à combustion" tout court.
Ces études seront limitées aux moteurs à quatre-temps non suralimentés, les problèmes des performances d'un moteur à deux-temps ou d'un moteur suralimenté sont assez complexes pour justifier d'être traités séparément, tout comme celui des moteurs Diesel.
Dans une étude comme la présente il est malheureusement inévitable d'utiliser un minimum de formules et de relations fondamentales, ainsi que certains termes techniques et leurs abréviations. En ce qui concerne ces derniers, nous avons cherché à utiliser autant que possible les signes proposés à la normalisation internationale, dont l'adoption fut empêchée par les hostilités en 1939.
La puissance d'un moteur
Ce qui intéresse l'usager d'un véhicule est la puissance effective de son moteur en CV, développée à la sortie du vilebrequin, et appelée généralement Ne. La fameuse "courbe de puissance", fig. 1, montre cette puissance en fonction du régime du moteur, donc du nombre des tours du vilebrequin, dénommé n.
Fig. 1. - Courbes de puissance d'un bicylindre de 650 cc de cylindrée, taux de compression Σ = 7,0, culasse hémisphérique.
Mais cette puissance Ne est bien inférieure à celle engendrée réellement par la combustion du mélange dans le cylindre (ou les cylindres) du moteur. La différence, ou "pertes organiques", est constituée : par les pertes mécaniques, comme pertes par frottement des pistons, des segments, des portées des bielles et du vilebrequin, les pertes par frottement dans la distribution, etc. ; par la puissance nécessaire à l'entraînement des accessoires indispensables, comme magnéto ou dynamo et rupteur. pompe à eau, ventilateur, soufflante de refroidissement, etc. et, finalement, par les pertes dues au travail de pompage du piston pendant l'échappement et l'admission.
La puissance effective Ne est donc la différence entre la "puissance interne" Ni développée par la combustion du mélange dans le cylindre, et les pertes organiques, appelées Nr, ainsi définies (voir fig. 1).
- Ne = Ni - Nr CV
- Au début du développement du moteur à explosions, on utilisait encore comme valeur d'appréciation la "puissance indiquée" qui correspond à la puissance interne Ni diminuée des pertes par pompage, analogue aux habitudes des techniciens des machines à vapeur. Car au temps où nos moteurs tournaient à un faible régime, il était possible à l'aide d'un manographe (appelé aussi indicateur) de relever le diagramme des pressions des gaz dans le cylindre pendant les quatre temps du cycle et de déterminer en planimétrant les surfaces, les pressions moyennes et le travail de pompage.
Aujourd'hui, sur nos moteurs rapides, il est naturellement aussi possible, avec les instruments modernes électroniques, de prendre des diagrammes de pression dans le cylindre, mais ces procédés sont pratiquement réservés aux laboratoires de recherche et difficilement utilisables sur les bancs d'essais des usines et ateliers.
On se contente donc de mesurer, au banc, la puissance effective Ne en freinant le moteur, et de déterminer l'ensemble des pertes organiques, Nr afin d'arriver par l'addition Ne + Nr = Ni à la puissance interne Ni.
L'ensemble des pertes organiques peut être mesuré par un entraînement du moteur on condition de marche (température des parois et de l'huile de graissage) par une source d'énergie extérieure, par exemple un moteur électrique. La plupart des bancs d'essais électriques reliés au secteur, permettent d'ailleurs de faire travailler la dynamo dynamométrique utilisée pour mesurer la puissance effective Ne, comme moteur alimenté par le courant du réseau et de mesurer immédiatement après une marche du moteur à explosions à pleine admission et stabilisation des températures, la puissance absorbée par l'entraînement du moteur qui correspond aux pertes organiques. Auparavant il faut couper le carburant et vider la cuve du carburateur.
Naturellement ce procédé est moins exact que l'utilisation de manographes modernes, comme par exemple le manographe stroboscopique de la Station Claude Bonnier, de l'Institut Français du Pétrole, car il ne tient pas compte de la pression d'explosion. Mais pour nos moteurs poussés, les forces d'inertie sont souvent bien plus importantes et, en dehors des taux de compression très élevés, la différence reste faible, car si les pertes par frottement sont un peu plus faibles à cause de cette absence des forces d'explosion, les pertes par pompage sont plus élevées à cause de l'absence de l'effet dynamique de balayage. La somme reste assez exacte dans les tolérances des mesures d'atelier, une fois la routine nécessaire acquise. Evidemment au cas d'apparition du phénomène de détonation, la haute pression d'explosion augmente les pertes par frottement par rapport aux valeurs relevées de cette façon.
Sur les moteurs d'au moins quatre cylindres il existe un moyen de mesurer directement la puissance interne. En coupant l'allumage d'un des cylindres pendant la marche du moteur sous charge au banc, la puissance mesurée est diminuée de la puissance interne de ce cylindre, les pertes étant maintenues à leur valeur normale. Cette méthode est très appréciée pour rechercher des différences de puissance interne entre les différents cylindres d'un moteur, qui sont dues à une mauvaise répartition du mélange dans les conduits d'admission ou des différences de richesse à cause d'une mauvaise carburation.
L'inconvénient de la deuxième méthode est la nécessité d'une lecture immédiate, car le cylindre continue à aspirer du mélange et le carburant non enflammé dilue l'huile de graissage autour du piston, et fausse la lecture. Il n'en est pas de même sur un moteur avec un carburateur par cylindre, où on coupe le carburant tout comme pour les essais par entraînement extérieur.
Fig. 2. - Courbes des pressions moyennes effective et interne du bicylindre 650 cc de la fig. 1.
La puissance interne
Afin de dégager les différents facteurs déterminant la puissance d'un moteur, nous rappelons que le terme puissance signifie travail par seconde et que 1 CV = 75 m.kg/sec.
Le travail des gaz exerçant une pression sur le piston est égal au produit Force x Course du piston, ou P x S, avec P en kg et la course S on mètres.
Si nous représentons la force P par la pression moyenne des gaz sur le piston, pi en kg/cm2, et la surface du piston F on cm2, nous arrivons à la formule suivante pour le travail TA
- TA = pi F S
- avec S en cm,
Le régime du moteur est de n, tpm, mais comme le cylindre d'un quatre-temps ne fournit du travail qu'une fois tous les deux tours, le travail par seconde est donc fourni n/120 fois, et la puissance interne en CV se définit comme suit
| pi F S | | pi Vh |
| TA = | ---------- | = | ---------- |
| 100 | | 100 |
- avec Vh la cylindrée en cm3.
Le régime du moteur est de n, tpm, mais comme le cylindre d'un quatre-temps ne fournit du travail qu'une fois tous les deux tours, le travail par seconde est donc fourni n/120 fois, et la puissance interne en CV se définit comme suit
| n | pi Vh | 1 | | pi Vh n |
| Ni = | ----- | ---------- | ----- | = | ---------- | CV |
| 120 | 100 | 75 | | 900 000 |
- ou Ni en CV avec Vh en litres.
Nous trouvons ainsi comme facteurs principaux la pression moyenne interne des gaz pi en kg/cm2, la cylindrée Vh en litres, et le nombre des tours par minute, n.
Afin d'arriver rapidement à une valeur de comparaison entre différents moteurs, les techniciens ont pris l'habitude de décomposer également la puissance effective Ne suivant une formule analogue,
| pe Vh n |
| Ne = | ---------- | CV |
| 900 |
- et d'appeler pe la pression moyenne effective. Mais pe n'est qu'un terme d'usage et tout en ayant la dimension de kg/cm2 n'est pas une pression réelle. Rien n'empêchant d'ailleurs de procéder de la même façon avec les pertes organiques et de décomposer
| pr Vh n |
| Nr = | ---------- | CV |
| 900 |
- Tout comme pe, la pression moyenne des pertes pr n'est qu'une pression imaginée, une valeur de comparaison. Nous arrivons ainsi à la constatation
- pi = pe + pr kg/cm2
- La pression moyenne interne pi
Toute analyse de la puissance d'un moteur à explosions commence automatiquement avec la pression moyenne pi.
Théoriquement le cycle Beau de Rochas des moteurs à explosions cherche à réaliser une combustion à volume constant et pression variable, entre une compression et une détente. La fig. 3a montre les pressions en fonction du déplacement du piston, la fig. 3b un diagramme réel, relevé sur un moteur. Nous distinguons les points suivants :
- 1 Début de compression, fin de l'admission.
2 Fin de compression, début de la combustion.
3 Fin de la combustion, début de la détente.
4 Fin de la détente, début de l'échappement.
5 Fin de l'échappement, début de l'admission.
Fig. 3a. - Diagramme pression-volume ou pression-course
de piston du cycle de comparaison Beau de Rochas
pour un taux de compression ε = 6,0. |
Fig. 3b. - Diagramme pression-volume ou pression-course
de piston relevé sur moteur réel
au taux de compression ε = 6,0. |
- La pression moyenne des gaz sur le piston, pi, est alors égale à la surface hachurée entre détente et compression, divisée par la course du piston en cm.
Il est évident que la pression moyenne interne Pi dépend de tous les éléments qui peuvent influencer la forme de ce diagramme des pressions et ainsi la surface hachurée.
On appelle un diagramme théorique, comme celui de la fig. 3a, un "cycle de comparaison" ; dans notre cas il s'agit évidemment du cycle de Beau de Rochas ou cycle Otto, suivant ses inventeurs français ou allemand. Il est facile de calculer tous les points d'un cycle de comparaison en supposant un gaz idéal, dont les caractéristiques ne varieraient pas avec la température.
Ainsi les pressions et volumes suivent la loi de Boyle-Mariotte
- pi V = G R T
- pi étant exprimé en kg/m2, le volume V en m3, la température T en degrés absolus (T = 0° pour - 273°C), R étant la constante du gaz et G la charge en kg aspirée par cycle, dont chaque kilogramme dégage, à la combustion, une quantité de chaleur q, cal/kg.
La quantité de mélange aspiré par cycle, G, dépend du taux de remplissage Φ. Celui-ci est défini par le rapport entre G et la charge qui remplirait juste la cylindrée (à l'exception de la chambre de combustion), à la température extérieure T0 et à la pression de l'air ambiant p0.
Nous avons donc ainsi
| p0 Vh |
| G = Φ | ---------- |
| R T0 |
- Pour un taux de compression
| Vh + Ve |
| ε = | ---------- | (Ve étant le volume de la chambre de combustion) |
| Ve |
- Les formules suivantes déterminent les pressions du cycle de comparaison :
| V2 |
| 427 q G = | ---------- | ( p3 - p2 ), avec k = 1,4
| | k - 1 |
| V2 | | 1 |
| pi Vh = ( p3 - p2 ) | ---------- | ( 1 - | ------- | ) |
| k - 1 | | εk-1 |
| 1 | | Φ p0 | | Φ p0 |
| pi = 427 q ( 1 - | ------- | ) | ---------- | = 427 q η | ---------- |
| εk-1 | | R T0 | | R T0 |
- Le rendement de ce cycle théorique est le rapport entre le travail développé pi Vh et la chaleur apportée dans le mélange q en cal, ou 427.q en mkg. Il en ressort que
| pi + V0 | | 1 |
| η | ---------- | = 1 - | ------- |
| 427 q | | εk-1 | |
Ces formules laissent déjà apparaître les principaux éléments déterminant la pression moyenne interne Pi :
- 1° Le taux de remplissage.
2° La pression p0 et la température T0 de l'air ambiant.
3° Le taux de compression η dont l'influence apparaît particulièrement dans le rendement.
4° La richesse du mélange, dont dépend la chaleur q disponible par kg de mélange.
- Si ces réflexions sont parfaitement valables en principe, les formules précitées ne sont pas applicables à un moteur réel, car elles ne tiennent pas compte des nombreuses complications suivantes :
- 1° les mélanges, ainsi que les gaz brûlés, ne sont pas des gaz idéaux, leurs chaleurs spécifiques varient avec la température ;
2° une partie des produits de combustion se dissocie après avoir brûlé en absorbant de la chaleur ;
3° la combustion n'est pas instantanée, mais s'étend sur une partie de la course du piston (fig. 3 b), elle n'est donc plus à volume constant ;
4° à la fin de l'admission, le cylindre ne comporte pas seulement un mélange frais, mais aussi des gaz résiduels, qui n'ont pas été évacués, et qu'il faut chauffer également de 2 à 3,
et finalement nous avons 5° les pertes de chaleur par transmission aux parois du moteur, ainsi que des pertes de mélange et de gaz par une non étanchéité absolue des segments de piston.
- Naturellement on a cherché dans tous les pays industriels à perfectionner les méthodes de calcul en tenant compte de la plupart de ces complications et, à l'étranger, on a poussé jusqu'à la considération de la chaleur transmise aux parois, ce qui fait qu'on est arrivé à une égalité des résultats entre calcul et essai sur moteur réel, mais, naturellement, il n'est plus possible de résumer les résultats dans des formules aussi simples, et il faut se contenter de présentations graphiques en forme de diagrammes.
Aux quatre facteurs principaux déterminant la pression interne s'ajoutent quelques autres qui ont une influence mineure sur la forme exacte du diagramme, surtout aux extrémités avance à l'allumage, vitesse de combustion, éventuellement combustion incomplète, avance de l'ouverture de l'échappement, qui entraîne une détente tronquée, influence de la température des parois sur le déroulement de la combustion et les pertes de chaleur, etc.
Nous allons donc prendre en considération, un par un, tous ces facteurs, afin de connaître leur influence exacte sur les possibilités d'augmentation de la puissance d'un moteur.
Fig. 4. - Exemple d'un monocylindre de recherche, à base de compression variable en marche,
alésage et course 76 x 110 mm.
Le taux de compression
Une variation du taux de compression affecte surtout la valeur maximum de la pression interne pi, mais elle peut avoir aussi une influence sur la courbe des pi en fonction du régime. Ainsi la fig. 5 montre les résultats d'essais sur le célèbre monocylindre Kettering de la General Motors, département "Recherches". L'augmentation du taux de compression améliore ici également le de remplissage.
Fig. 5. - Pressions moyennes internes relevées pour différents taux de compressions
sur le monocylindre d'essai Kettering de la General Motors Research,
alésage et course = 86 x 86 mm, cylindrée = 500 cc.
Habituellement les essais destinés à déterminer exactement l'influence d'une variation du taux de compression sont faits sur des monocylindres spéciaux, sur lesquels le taux peut être modifié en marche, en approchant, ou éloignant cylindre et culasse du centre du vilebrequin (fig. 4).
Des moteurs pareils ont été créés dans tous les pays industriels, comme par exemple en France, celui de l'Institut Français du Pétrole, réalisé par Renault.
Par contre, sur le monocylindre Kettering de la Generai Motors, le taux de compression fut varié par l'emploi de piston différents. On Ignore d'autre part, si les valeurs pi publiées par Kettering ont été obtenues & l'aide d'un manographe ou par la mesure des pertes organiques, ce qui n'est naturellement plus admissible pour ces taux de compression très élevés. Les résultats de la fig. 5 sont donc utilisables seulement avec bien des précautions.
Dans la plupart des ouvrages et les publications, on trouve une seule courbe indiquant l'influence du taux de compression sur la pression moyenne pi. Mais un bref examen de la fig. 5 montre que la variation est différente suivant le régime choisi. Ainsi, la fig. 6 donne à peu près les variations pour 1.000 et 3.000 rpm.
Fig. 6. - Variation de la pression moyenne interne pi en fonction du taux de compression ε,
d'après les essais sur le monocylindre Kettering de la G.M.
Les calculs ont entièrement confirmé l'influence du taux de compression sur le taux de remplissage, car avec change aussi la quantité des gaz brûlés qui restent dans le cylindre au moment de la fermeture de la soupape d'échappement. Mais comme nous verrons plus loin au chapitre "taux de remplissage", sa variation dépend du régime du moteur, de la dimension des passages et du croisement des soupapes utilisé. Il est tout à fait compréhensible que la variation ne peut pas être la même si la chambre de combustion se trouve au début de l'admission remplie de gaz brûlés, ou si ceux-ci ont été évacués par un balayage parfait.
Sur le monocylindre de Kettering le couple maximum est atteint à une vitesse moyenne de piston très basse, ce qui semble indiquer que sa distribution était peu classique, et rend difficile une utilisation quantitative des résultats.
D'autre part, les calculs, confirmés par l'expérience, montrent que la variation du rendement thermique, et ainsi celle de la pression moyenne, est très différente suivant la richesse du mélange utilisé (fig. 7), car les caractéristiques dès gaz réels changent, comme déjà indiqué, avec leur composition. La variation est donc différente, si on utilise le mélange riche nécessaire pour obtenir le maximum de puissance, ou le mélange pauvre donnant la meilleure consommation.
Fig. 7 - Variation de la pression moyenne interne pi en fonction du taux de compression
pour plusieurs richesses du mélange, d'après les calculs des cycles par comparaison.
Il résulte de ces considérations qu'il est impossible d'indiquer une seule courbe de variation de la pression moyenne pi en fonction du taux de compression. Même, Si on ne considère que le mélange donnant le couple maximum, la variation dépend du régime utilisé pendant les essais, des dimensions des passages de gaz et des soupapes, de la distribution, etc., etc.
La fig. 8 donne la bande possible, d'après les essais connus, pour la richesse du mélange et le régime correspondant au maximum du couple, en partant de ε = 5,0, considéré aujourd'hui comme minimum. En ce qui concerne les chiffres obtenus en partant des pressions effectives pe avec addition des pertes organiques Pr, il a été tenu compte que les valeurs réelles de celles-ci augmentent avec le taux de compression.
Fig. 8. - Variation de la pression moyenne pi maximum en fonction du taux de compression ε,
d'après l'ensemble des essais effectués sur des monocylindres à taux variable.
Richesse et mélange correspondant au maximum du couple.
Il est nécessaire d'ajouter que les indications de la fig. 8 ne sont valables que si l'avance de l'allumage est chaque fois réglée en fonction du taux de compression, afin d'obtenir le maximum de couple au régime donné. La modification de l'avance en fonction de ε est naturellement différente suivant la forme de la chambre de combustion, l'emplacement de la bougie, etc.
Ainsi la fig. 9 donne la variation nécessaire pour un moteur refroidi par eau, avec soupapes en tête parallèles, et vitesse moyenne du piston de 10 m/s.
Fig. 9. - Avance à l'allumage optimum en fonction du taux de compression,
relevée sur moteur refroidi par eau, à soupapes parallèles en tête.
Jusqu'ici nous avons considéré la variation relative de la pression moyenne interne pi en fonction du taux de compression, sans nous occuper des chiffres absolus. La fig. 8 est donc à compléter par des valeurs relevées sur moteurs réels. Nous tenons, pour l'instant, compte seulement de la pression moyenne maxima, la variation avec le nombre de tours étant réservée à des chapitres ultérieurs.
En général, à un taux de compression égal, et à la même vitesse moyenne de piston, les gros cylindres ont des pi plus élevées que les faibles cylindrées unitaires car, comme le rapport entre surface des parois et volume du cylindre décroît avec les dimensions géométriques, les pertes de chaleur à travers les parois sont moindres pour les gros cylindres. D'autre part, on suppose que le mélange contenu dans la couche limite, tout près de la paroi (qui d'après les lois de l'écoulement des fluides, ne prend pas part au mouvement du mélange avant et pendant la combustion), ne brûle que très imparfaitement et avec bien du retard, et peut être considéré pratiquement comme perdu. Sa proportion diminue évidemment aussi avec le rapport surface/volume, donc avec l'augmentation de la cylindrée unitaire.
Les meilleures valeurs trouvées lors des essais sur moteurs réels, et ramenées au taux de compression minimum de 5,0, se situent autour de 19,9 kg/cm2. Il s'agit évidemment de gros monocylindres d'essai utilisant les dimensions des moteurs d'avion, de 2 à 3 litres par cylindre. Le célèbre quatre cylindres de course Vauxhall de 1922, à double arbre à cames en tête et quatre soupapes, donna, pour une cylindrée unitaire de seulement 750 cc, une pression pi qui correspondrait à 10,7 kg/cm2 pour ε = 5,0. Sur d'autres monocylindres on a obtenu 10,2 à 10,4 kg/cm2 tandis qu'on considère 9,6 kg/cm2 pour ε = 5,0 comme un maximum pour des moteurs ayant quatre cylindres ou plus pour un seul carburateur.
Comme nous le verrons plus tard, lors de l'examen du taux de remplissage, un moteur automobile classique, avec ses petites soupapes, son chauffage de la tubulure d'admission, et les autres servitudes qui lui sont imposées ordinairement, est évidemment assez loin d'atteindre ces chiffres, tandis que les mono et bicylindres de nos motos ne sont généralement pas trop mal placés.
(A suivre...)
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