Brevet FR2771137A1 — publié le 19990521

L'invention concerne un procédé de commande d'une géométrie de turbine variable d'un turbocompresseur de suralimentation à gaz d'échappement et à géométrie de turbine variable (VTG), qui suralimente un moteur à combustion interne pour l'entraînement d'un véhicule, procédé selon lequel la géométrie de turbine est réglée, en fonction de la charge du moteur, entre une position d'ouverture, utilisée au ralenti du moteur et dans laquelle une section d'écoulement d'attaque maximale de la turbine du turbocompresseur est découverte, et une position de fermeture, utilisée en pleine charge du moteur, la géométrie de turbine étant amenée chaque fois à une position de service prédéterminée pour le point de charge instantané du moteur. La puissance fournie par un moteur à combustion interne est proportionnelle au débit d'air et à la masse volumique de l'air de combustion amené et peut donc être accrue par suralimentation, c'est-à-dire par pré-compression de l'air de combustion avant son entrée dans le moteur, en comparaison avec un moteur à combustion interne sans suralimentation ayant le même volume des chambres de combustion et la même vitesse de rotation. La suralimentation peut être assurée par un turbocompresseur composé essentiellement de jeux machines à écoulement de fluides: une turbine mue par le flux de gaz d'échappement du moteur à combustion interne et un compresseur entraîné par la turbine et produisant, en fonction de sa vitesse de rotation, la pré-compression d'un flux d'air extérieur pour le moteur. La turbine et le compresseur sont réliés entre eux par un arbre de turbocompresseur et tournent en synchronisme. La pression d'alimentation (de suralimentation) en aval du compresseur et la pression des gaz d'échappement en amont de la turbine sont couplées entre elles en raison de l'équilibre des couples au droit de l'arbre du turbocompresseur, le flux de gaz d'échappement étant soumis à un effet de retenue en amont de la turbine en raison de la pression d'alimentation agissant sur le compresseur. La pression de retenue du flux de gaz d'échappement est convertie, conformément à un rapport de conversion de pression fixé par les sections d'écoulement instantanées de la turbine et du compresseur, en pression d'alimentation du flux d'air d'alimentation refoulé vers le moteur à combustion interne. A mesure que la puissance du moteur augmente, le besoin en air d'alimentation croît, de sorte qu'une pression d'alimentation augmentée en conséquence doit être produite. Une géométrie de turbine variable, par exemple une grille de guidage réglable à l'entrée de la turbine, permet de varier la section d'écoulement d'attaque de la turbine, donc aussi l'énergie issue de la pression de retenue à transférer du turbocompresseur au flux d'air d'alimentation. La géométrie de turbine est changée en fonction de la charge du moteur à combustion interne et peut prendre toute position désirée entre une position d'ouverture utilisée au ralenti du moteur et dans laquelle la section d'attaque de la turbine est maximale et une position de fermeture dans laquelle la section d'attaque de la turbine est minimale. Dans chaque régime stationnaire du moteur, la géométrie de turbine est amenée à une position de service prédéterminée pour le point de charge instantanée, position à laquelle correspond une section d'attaque spécifique et qui donne lieu à un débit d'air d'alimentation procurant une consommation de carburant minimale du moteur. La section d'attaque est réduite à mesure que la puissance du moteur augmente, de manière qu'avec une puissance accrue en conséquence du compresseur, la pression d'alimentation et par suite également le débit massique d'air d'alimentation vers le moteur soient adaptés à l'état de fonctionnement stationnaire du moment. La commande de la géométrie de turbine variable permet une adaptation optimale du turbocompresseur et de son comportement de suralimentation au moteur dans tout le diagramme caractéristique de charge de celui-ci. Dans ce processus, une adaptation de la pression d'alimentation pour chaque point de charge individuel a lieu, avec des conditions avantageuses, pour ce qui concerne l'air, lors de la formation du mélange dans le moteur, et le travail d'alternance de charge des chambres de combustion est faible. Les procédés de commande connus de la géométrie de turbine variable ont cependant des inconvénients dans l'état de fonctionnement non-stationnaire du turbocompresseur VTG et du moteur suralimenté. Surtout pendant des phases d'accélération relativement longues du véhicule entraîné par le moteur, l'établissement du couple demandé au moteur s'effectue trop lentement, outre le fait qu'on peut constater un comportement déficient du moteur au niveau de l'émission de fumées. Le but de la présente invention est de créer un procédé de commande d'une géométrie de turbine variable, du type générique indiqué au début, qui améliore le comportement de fonctionnement en régime non-stationnaire du turbocompresseur et du moteur à combustion interne, en particulier pendant des phases d'accélération relativement longues du véhicule entraîné par le moteur. Conformément à l'invention, on obtient ce résultat par le fait que, pendant un intervalle de changement de rapport dans le régime de charge du moteur à combustion interne, servant au changement du rapport de transmission utilisé d'une boîte de vitesses du véhicule, la géométrie de turbine est amenée à une position d'intervalle de changement de rapport, laquelle est préfixée indépendamment de la charge du moteur, dans laquelle une section d'écoulement d'attaque réduite de la turbine est découverte. L'invention est basée sur la constatation que l'établissement lent de la pression d'alimentation et du couple du moteur lors d'une forte accélération du véhicule à une vitesse finale nettement plus élevée, est à attribuer à l'abaissement de la vitesse de rotation du turbocompresseur lors du fonctionnement sans charge du moteur pendant les intervalles de changement de rapport pour passer d'un rapport de transmission de la boîte de vitesses du véhicule à l'autre. La cause de la brusque chute de vitesse de rotation pendant les intervalles de changement de rapport est l'amenée de la géométrie de turbine variable à la position d'ouverture, laquelle est coordonnée à la marche au ralenti stationnaire du moteur et à laquelle la turbine est amenée également, selon les commandes connues et de manière désavantageuse, lors du fonctionnement sans charge au cours des intervalles de changement de vitesse de la boîte durant le régime nonstationnaire du moteur. Si, conformément à l'invention, la géométrie de turbine est amenée, pendant un intervalle de changement de rapport, à une position d'intervalle de changement de rapport qui est préfixée indépendamment de la charge du moteur et dans laquelle une section d'écoulement d'attaque réduite de la turbine est découverte, l'abaissement de la vitesse de rotation du turbocompresseur est contré. Dans la position d'intervalle de changement de rapport de la géométrie de turbine variable, le flux de gaz d'échappement du moteur fait tourner le turbocompresseur à une vitesse correspondant à la section d'attaque réduite de la turbine. La section d'attaque de la turbine dans la position d'intervalle de changement de rapport, est préfixée de manière que la vitesse de rotation du turbocompresseur liée à cette position, favorise l'accélération du turbocompresseur pour sortir de l'état d'intervalle de changement de rapport et passer au régime de pleine charge avec le rapport de la boîte qui vient d'être enclenché. D'autres caractéristiques et avantages de l'invention ressortiront plus clairement de la description qui va suivre d'un exemple de mise en oeuvre non limitatif, ainsi que des dessins annexés, sur lesquels: - la figure 1 est une représentation schématique d'un moteur à combustion interne suralimenté par un turbocompresseur VTG; et - la figure 2 est une représentation schématique d'une logique de commutation de l'appareil de commande de la géométrie de turbine variable pour le fonctionnement dans les intervalles de changement de rapport. La figure 1 représente un moteur à combustion interne 1 entraînant un véhicule automobile, non représenté ici, dont la transmission comprend une boîte de vitesses et un embrayage. Le moteur 1 est suralimenté par un turbocompresseur 5 à gaz d'échappement. Le compresseur 7 de ce dernier est installé dans le circuit d'aspiration 3 du moteur et produit, à partir de l'air frais ou air extérieur 13, de l'air comprimé d'alimentation 15 qui est mis à disposition dans le circuit d'admission 3 en vue de son introduction dans les cylindres 2 du moteur 1. Le compresseur 7 est relié par un arbre de turbocompresseur 21 à une turbine 6 installée dans le circuit d'échappement 4 du moteur 1; elle est mue par le flux de gaz d'échappement 14 et fait tourner le compresseur 7. L'énergie cinétique du flux de gaz d'échappement 14 est transférée, conformément au rapport des sections d' écou- lement de la turbine 6 et du compresseur 7, au flux d'air extérieur 13 aspiré par le compresseur. Le rapport des sections d'écoulement d'entrée et, par suite, le rapport entre la pression de retenue des gaz d'échappement en amont de la turbine 6 et la pression d'alimentation en aval du compresseur 7, peuvent être influencés par une géométrie de turbine variable pouvant être réglée de manière que, dans tout le diagramme caractéristique du moteur, une adaptation des rapports de conversion de pression soit possible. Une commande réglable 9 agit sur une grille de guidage réglable 8 de la turbine, constituée par exemple par une couronne réglable d'aubes directrices. La géométrie de turbine est réglable, en fonction de la charge du moteur 1, entre une position d'ouverture utilisée au ralenti du moteur et dans laquelle une section d'attaque maximale de la turbine est découverte dans le flux de gaz d'échappement 14 et une position de fermeture utilisée à la pleine charge du moteur. A chaque point de charge stationnaire du moteur est coordonnée une section d'attaque déterminée de la turbine 6, section qui est réduite à mesure que la charge du moteur augmente, de sorte qu'une élévation de la contre-pression des gaz d'échappement en amont de la turbine 6 s'accompagne d'une augmentation de la vitesse de rotation du turbocompresseur 5, donc aussi de la puissance du compresseur. A la commande de réglage 9 est appliqué un signal sous la forme d'un taux d'impulsions (TV) et désigné par TVVTG qui sert au réglage de la géométrie de turbine et est généré sous la forme d'un signal de courant à la sortie d'une unité de commande/régulateur 10. Cette dernière détermine le point de charge demandé à partir de grandeurs d'entrée appropriées et provoque l'amenée de la géométrie de turbine variable à la position de service prédéterminée pour le point de charge auquel le moteur fonctionne à chaque fois. Les positions de service de la grille de guidage 8, coordonnées chacune à un état de charge stationnaire déterminé, et par suite les sections d'attaque de la turbine 6, sont mémorisées électroniquement dans un diagramme caractéristique 16 et peuvent être lues selon les besoins par l'unité de commande/régulateur 10. La détermination de l'état de charge du moteur s'effectue d'une manière en elle-même connue à partir de paramètres du moteur pouvant être fournis par un système de gestion du fonctionnement du moteur 1, par exemple d'un signal d'actionnement G d'une pédale d'accélérateur, signal qui est fonction de la position angulaire de cette pédale. La position de service de la grille de guidage 8 de la turbine est régulée dans l'exemple de mise en oeuvre décrit ici, l'unité de régulateur 10 extrayant du diagramme caractéristique 16 une valeur de consigne pour réaliser une comparaison valeur de consigne/valeur réelle avec la grandeur réglante déterminée. Dans cet exemple, on utilise comme grandeur réglante la pression d'alimentation P2 en aval du compresseur 7, laquelle est mesurée en continu par un capteur de pression 11 dans le collecteur d'admission 3 du moteur 1. Il peut cependant être avantageux aussi d'utiliser comme grandeur réglante la différence de pression entre la pression d'alimentation dans le circuit d'admission 3 et la contre-pression des gaz d'échappement dans le circuit d'échappement 4, différence qui influence le travail de remplacement des gaz du moteur 1. Le turbocompresseur VTG 5 peut fonctionner aussi, de manière connue, dans un régime de frein moteur, auquel cas la position de la géométrie de turbine augmente le travail de remplacement ou renouvellement des gaz du moteur et assure un freinage. Les réglages de la grille de guidage 8 de la turbine - préalablement déterminés pour le régime frein moteur - sont également stockés dans le diagramme caractéristique 16 en vue de leur extraction en fonction des besoins. L'existence du régime de frein moteur est indiquée à l'unité de régulateur 10 par l'envoi à cette unité de signaux d'entrée appropriés, par exemple par l'envoi du signal d'actionnement B d'une pédale de frein. Au cours de l'accélération du véhicule à une vitesse finale élevée, la géométrie de turbine est maintenue, dans les phases d'utilisation des différents rapports de transmission de la boîte de vitesses, près de la position de fermeture, prévue pour le régime de pleine charge du moteur. Dans les intervalles de changement de rapport, pour passer d'un rapport de transmission à l'autre de la boîte de vitesses, la géométrie de turbine est amenée à une position d'intervalle de changement de rapport préfixée indépendamment de la charge du moteur. Dans cette position d'intervalle de changement de rapport, une section d'attaque réduite de la turbine 6 par le flux de gaz d'échappement 14 est libérée, avec le résultat que le turbocompresseur est maintenu à une vitesse de rotation élevée et que la puissance de compresseur nécessaire est disponible après la fin du court temps de changement de rapport pour passer d'un rapport de transmission de la boîte à un autre. Une lente accélération du turbocompresseur à partir de la position d'ouverture de la géométrie de turbine et, par voie de conséquence, un établissement lent correspondant du couple moteur, comme à partir de la marche au ralenti, sont exclus. Une position avantageuse de la grille de guidage 8 à l'entrée de la turbine peut être fixée au départ comme position d'intervalle de changement de rapport, laquelle est prise dans chaque intervalle de changement de rapport. Une telle position donnée peut être déterminée avantageusement, lors du changement des différents rapports utilisés de la boite, d'après une courbe caractéristique prédéterminée en fonction d'une vitesse de rotation de changement de rapport n du moteur 1. La courbe caractéristique de changement de rapport est stockée dans le diagramme caractéristique 16. La vitesse de rotation n concernée pour la lecture de cette courbe caractéristique, est déterminée à partir d'une mesure des vitesses de rotation sur le vilebrequin 12. Il peut également être très avantageux de réguler la position d'intervalle de changement de rapport de la grille de guidage 8 de la turbine 6 sur une grandeur de référence préfixée. Comme grandeur réglante, il est alors avantageux d'utiliser et de déterminer dans ce but - la différence de pression entre le circuit d'aspiration 3 et le circuit d'échappement 4 du moteur 1. Comme grandeur réglante de la position d'intervalle de changement de rapport, il est avantageux d'utiliser le même paramètre de moteur que celui formant, en régime de charge, la grandeur réglante pour la position de la géométrie de turbine variable. L'unité de régulateur 10 comprend un module d'intervalle de changement de rapport 17 qui, pendant le changement de rapport de transmission de la boîte de vitesses, assure l'amenée de la grille de guidage 8 de la turbine à la position d'intervalle de changement de rapport. Ainsi que cela ressort de la représentation du module 17 sur la figure 2, celui-ci comprend un inverseur 18 qui transmet sélectivement et alternativement le taux d'impulsions TVCHAN, prévu pour l'intervalle de changement de rapport, et le taux d'impulsions réglé TVREG, généré par l'unité de régulateur 19, à la commande de réglage 9 de la géométrie de turbine variable. Le module 17 comprend une logique de commutation qui diagnostique le début et la fin d'un intervalle de changement de rapport par l'exploitation de paramètres de fonctionnement décrits plus en détail par la suite, fait passer au début de chaque intervalle de changement de rapport l'inverseur 8 à la position de changement de rapport SP et relie ainsi un générateur de signal 20, fournissant le taux d'impulsions de changement de rapport TVC M , à la commande de réglage 9 de la géométrie de turbine en vue de la transmission de ce signal. Après détection de la fin d'un intervalle de changement de rapport, l'inverseur est ramené à la position de fonctionnement normal B, dans laquelle le taux d'impulsions réglé TVEG est transmis. Dans la logique de commutation, sont exploitées au moins les informations suivantes: - un signal d'actionnement K de l'embrayage interposé dans la transmission, signal à partir duquel peut être déduit si l'embrayage est débrayé (+) par suite de l'enfoncement d'une pédale de débrayage dans le véhicule, en vue d'un changement de rapport de la boîte de vitesses, ou si l'embrayage occupe la posi tion embrayée de service (-), - un paramètre BVTG qui indique si le moteur à combus tion interne est dans le régime frein moteur (+) avec soutien par la géométrie de turbine variable ou non (-) - le couple de consigne Mco demandé au moteur à combus tion interne dans l'état de charge actuel, - un intervalle de changement de rapport préfixé pour la durée des intervalles de changement de rapport. Le temps de changement de rapport t nécessaire à l'opération de changement de rapport, peut être déterminé préalablement. Le laps de temps de changement de rapport t commence quand un gradient de couple désiré Mdé, lequel est déterminé à partir d'un couple moteur demandé pour l'accélération du véhicule, dépasse un seuil de gradient prédéterminé. Le module 17 provoque l'amenée de la grille de guidage de la turbine à la position d'intervalle de changement de rapport lorsque toutes les conditions suivantes pour l'existence d'un intervalle de changement de rapport sont remplies: 1. L'embrayage interposé dans la transmission du véhicule est débrayé (K +). 2. Le moteur n'est pas en régime de frein moteur (BVTG-) (avec soutien de la géométrie de turbine variable). 3. Un couple de consigne n'est pas demandé au moteur à combustion interne (Mco = 0). 4. Le temps de changement de rapport t n'est pas terminé (t * 0), donc le gradient de couple désiré Mdé dé passe le seuil de gradient. La commutation en arrière, à partir de l'état d'intervalle de changement de rapport SP à la commande en fonction de la charge de la grille de guidage de la turbine, s'effectue lorsque la logique de commutation constate, dans l'exploitation des informations, un ou plusieurs états coordonnés à la position B de l'inverseur, de sorte qu'une ou plusieurs des conditions suivantes sont remplies pendant l'intervalle de changement de rapport: 1. La pédale de débrayage dans le véhicule est libérée et l'embrayage de la transmission est embrayé (K -). 2. Le moteur est en régime de frein moteur (BVTG +). 3. Le temps de changement de rapport est terminé (t = 0). 4. Un couple de consigne est demandé au moteur à combus tion interne (Mco + 0). REVENDICATIONS 1. Procédé de commande d'une géométrie de turbine variable d'un turbocompresseur de suralimentation (5) à gaz d'échappement et à géométrie de turbine variable (VTG), qui suralimente un moteur à combustion interne (1) pour l'entraînement d'un véhicule, procédé selon lequel la géométrie de turbine est réglée, en fonction de la charge du moteur (1), entre une position d'ouverture, utilisée au ralenti du moteur et dans laquelle une section d'écoulement d'attaque maximale de la turbine (6) du turbocompresseur (5) est découverte, et une position de fermeture, utilisée en pleine charge du moteur (1), la géométrie de turbine étant amenée chaque fois à une position de service prédéterminée pour le point de charge instantané du moteur, caractérisé en ce que, pendant un intervalle de changement de rapport dans le régime de charge du moteur à combustion interne (1), servant au changement du rapport de transmission utilisé d'une boîte de vitesses du véhicule, la géométrie de turbine est amenée à une position d'intervalle de changement de rapport, laquelle est préfixée indépendamment de la charge du moteur, dans laquelle une section d'écoulement d'attaque réduite de la turbine (6) est découverte. 2. Procédé selon la revendication 1, caractérisé en ce que la géométrie de turbine est amenée à la position d'intervalle de changement de rapport si les conditions suivantes pour l'existence d'un intervalle de changement de rapport sont remplies: - un embrayage interposé dans la transmission du véhicule est débrayé; - le moteur n'est pas en régime de frein moteur (Bvn;) avec soutien de la géométrie de turbine variable; - un couple de consigne (Mco) n'est pas demandé au moteur à combustion interne (1); - un gradient de couple désiré (Mdé), déterminé à partir d'un couple demandé du moteur à combustion interne (1), dépasse un seuil de gradient prédéterminé. 3. Procédé selon la revendication 2, caractérisé en ce qu'il comprend la fixation préalable, pour la durée de l'intervalle de changement de rapport, d'un temps de changement de rapport (t) qui commence au dépassement du seuil de gradient par le gradient de rapport désiré (Mdé). 4. Procédé selon une des revendications 1 à 3, caractérisé en ce que le retour de l'état d'intervalle de changement de rapport à la commande de la géométrie de turbine en fonction de la charge s'effectue si une ou plusieurs des conditions suivantes sont satisfaites pendant un intervalle de changement de rapport: - l'embrayage interposé dans la transmission du véhicule est embrayé; - le moteur est en régime de frein moteur (BVTG); - le temps de changement de rapport (t) est expiré; - un couple de consigne (Mco) est démandé au moteur à combustion interne (1). 5. Procédé selon une des revendications 1 à 4, caractérisé en ce qu'une position donnée de la géométrie de turbine est préfixée comme position d'intervalle de changement de rapport. 6. Procédé selon une des revendications 1 à 4, caractérisé en ce que la position d'intervalle de changement de rapport est déterminée, lors du changement des rapports de transmission utilisés de la boîte de vitesses du véhicule, d'après une courbe caractéristique prédéterminée en fonction d'une vitesse de rotation de changement de rapport (n) du moteur à combustion interne (1). 7. Procédé selon une des revendications 1 à 4, caractérisé en ce que la position d'intervalle de changement de rapport de la géométrie de turbine est régulée à une grandeur de référence préfixée, avec détermination, en tant que grandeur réglante, de la différence de pression entre le circuit d'aspiration (3) et le circuit déchappement (4) du moteur à combustion interne (1).