INPI-France/Brevets-Francais-2024-Chunked huggingface dataset:
De cette manière, la dureté de la couronne de démarrage 17 est supérieure à la dureté de la cuvette;
Un deuxième traitement, par exemple sans trempe, est appliqué sur l’autre moitié de la jupe 15 de montage et la portion de raccordement 13 (référencé p8 ). Ainsi les zones p7+p8 comprennent des traitements thermiques tandis le reste de la masse d’inertie principale peut être exempté de traitement. De cette manière : La dureté de la cuvette 415 est supérieure à la dureté de la couronne de synchronisation 18 .
En variante, la dureté de la cuvette 415 peut être inférieur à la dureté de la couronne de synchronisation 18.
Les logements 400a de la chambre 400 sont également remarquables en ce qu’ils sont délimités entre eux par l’ajout d’au moins une pale de butée 5 rapportée sur le moyeu central 21 de la masse d’inertie principale, contre lesquelles les extrémités 40 voisines des ressorts 4 sont élastiquement en butée.
Les butées de la partie inférieure de l'amortisseur sont formées par une série de pales de butée, montées en porte-à-faux avec le plateau central 21 . Le nombre de pales de butée est identique au nombre de ressorts, ici au nombre de deux, répartie sous forme d’une paire de pales.
Les deux pales de butée 5 d’une paire sont de préférence espacées angulairement l’une de l’autre par rapport à l’axe de rotation, de sorte à être diamétralement opposées l’une de l’autre. Elles peuvent ainsi partager un même axe S perpendiculaire à l’axe X .
Chaque pale de butée 5 est rapporté et logé partiellement à l’intérieur du plateau central 210 , au niveau d’une partie d’élongation radiale l2 définissant le corps de retenue 52 de la pale de butée.
Ce corps de retenue 52 de la pale est logé fixement dans le plateau central 210 , dans un logement spécifique du plateau central 210 ménagé à cet effet, nommé empreinte 25 .
On entend par « empreinte 25 » un relevé de forme, similaire à celle de la pale de butée 5 , pour les maintenir solidairement ensemble. Leurs formes sont complémentaires et prédéfinies lors de leur fabrication ; Une empreinte 25 est ménagé radialement sur l’extérieur du plateau central 210 , afin de déboucher dans la chambre 400 . Dans les exemples illustrés, chaque empreinte s’étend radialement d’un diamètre intérieur jusqu’à un diamètre extérieur. Le diamètre intérieur de l’empreinte est défini par une paroi interne 254 . Le diamètre extérieur de l’empreinte est défini par son ouverture débouchant dans la chambre. Une empreinte est délimitée angulairement entre deux bords radiaux 250 .
Chaque pale de butée 5 est en outre logée partiellement à l’intérieur de la chambre. Les pales de butée 5 ne coopèrent pas avec le fond de la chambre, elles sont montées en porte-à-faux.
Ces derniers délimitent un certain jeu axial J pour garder un montage libre de la pale avec les ressorts à loger dans la chambre. Deux ressorts sont disposés en butée de part et d’autre de la pale de butée 5 au niveau d’une tête externe, de forme évasée, nommée la tête de butée 51 adaptée aux ressorts.
Chaque tête de butée est issue du prolongement du corps de retenue. L’ensemble peut former une forme tronconique ou sinusoïdale, par exemple en forme de « 8 ». Le corps de retenue 52 définit une élongation radiale l2 qui est 1,2 fois supérieure à l’élongation radiale l1 de la tête de butée.
L’élongation radiale l1 de la tête de butée 51 s’étend du diamètre intérieur de la chambre et peut, dans les exemples illustrés, s’étendre jusqu’au diamètre extérieur de la chambre. On précise que l1+l2 = l0.
L’extrémité 40 dite spire extrémale d’un organe élastique, comprend une première portion configurée pour venir en appui contre une pale de butée 5 et une deuxième portion configurée pour venir en appui contre la deuxième demi-butée 35’ ménagée sur le couvercle 20 .
Ainsi, lors du fonctionnement, la rotation relative du deuxième élément par rapport au premier élément provoque la compression des ressorts 4 entre le voile 14 , les pales de butée 5 et la butée du couvercle.
L’invention porte en outre sur un procédé de fabrication d’un échangeur de chaleur pour un véhicule automobile selon l’invention, caractérisé en ce qu’il comprend les étapes suivantes : - réaliser lesdites premières sections d’échange de chaleur de taille différente de desdites deuxièmes sections d’échange de chaleur, et - réaliser une architecture d’échange thermique à contre-courant.
L'invention sera davantage détaillée par la description de modes de réalisation non limitatifs, et sur la base des figures annexées illustrant des variantes de l'invention, dans lesquelles : - illustre schématiquement une vue dans l’espace d’un récupérateur d’un turbogénérateur pour un véhicule selon un mode de réalisation préféré de l’invention ; - illustre schématiquement une vue en coupe transversale du récupérateur de la ; - illustre un schéma fonctionnel d’un turbogénérateur pour un véhicule selon un mode de réalisation de l’invention ; - illustre un schéma fonctionnel d’un turbogénérateur pour un véhicule selon un autre mode de réalisation préféré de l’invention ; - illustre un schéma fonctionnel d’un turbogénérateur pour un véhicule selon un autre mode de réalisation préféré de l’invention ; - illustre un schéma fonctionnel d’un turbogénérateur pour un véhicule selon un autre mode de réalisation préféré de l’invention ; - illustre schématiquement une vue dans l’espace d’un récupérateur de type cylindrique ; - illustre schématiquement une vue en coupe transversale du récupérateur de la ; - illustre schématiquement une vue dans l’espace d’un récupérateur de type parallélépipédique ; - illustre schématiquement une vue en coupe légèrement oblique du récupérateur de la , montrant des coupes de tubes secondaires circulaires ; et - illustre schématiquement une vue en coupe similaire à celle de la , pour un récupérateur équipé de tubes secondaires carrés.
L’invention concerne un véhicule automobile comprenant un turbogénérateur qui comprend : - au moins un générateur de courant G1, G2 ; - au moins un compresseur C1, C2 ; - au moins une turbine T1, T2 ; et - au moins un récupérateur R étant en particulier un échangeur de chaleur ; - au moins un refroidisseur I pouvant être en particulier un échangeur de chaleur (comme illustré dans la ).
La référence HE désigne schématiquement, pour chaque échangeur de chaleur R, I (figures 3 à 6), un circuit accessoire d’échange de chaleur avec un premier circuit.
Le refroidisseur I (ou « Intercooler » en langue anglaise), et le récupérateur R sont des échangeurs de chaleur. Ils peuvent avoir la même architecture interne comme illustré en . Dans ce cas, le fluide chaud est de l’air pressurisé arrivant du premier compresseur C1, le fluide froid est de l’air ambiant ou bien de l’eau qui circule dans les tubes. L’architecture de l’échange thermique reste la même.
Les défis pour les échangeurs de chaleur sont présentés ci-dessous :
Le premier défi est d’avoir une haute efficacité d'échanges entre la source chaude (le fluide à haute température) et la source froide (le fluide à faible température) ; cette efficacité d'échanges est représentée par un coefficient d'échange global (H [W/m².K]).
Pour atteindre une haute efficacité, il est préférable d’avoir des coefficients d'échange importants et une architecture d'échange thermique type contre-courant. Avec un échangeur contre-courant, la température de sortie du fluide froid peut dépasser la température de sortie du fluide chaud, ce qui n'est pas possible dans le cas d'un échangeur avec une architecture co-courant.
Le deuxième défi est d’avoir une faible perte de charge. C'est un critère très important notamment dans le cas d'une application aux turbogénérateurs. Le flux passe dans l'échangeur de chaleur deux fois (une fois en sortie compresseur et une fois en sortie turbine). Réduire au maximum les pertes de charges permet d'augmenter le taux de détente de la turbine et par conséquent, d’augmenter la puissance générée par la turbine.
Pour minimiser les pertes de charges, il est intéressant d'adapter les sections des échanges S1, S2, S3 en fonction de la position dans l'échangeur. En effet, plus le fluide (cas d'un gaz) se refroidit et plus la densité diminue et plus on peut réduire les sections pour optimiser le volume. De même ; plus le fluide se réchauffe, plus le débit volumique augmente et plus il faut augmenter les sections de passages. Cela n'est pas possible avec les échangeurs à plaques (possible avec les échangeurs imprimés 3D mais cela n’est pas pour le moment industrialisable à grande échelle et grande cadence comme en industrie automobile).
Le troisième défi est que les échanges thermiques aux parois doivent être maitrisés : Si les collecteurs sont externes, il y aura des échanges thermiques importants au niveau des parois et cela complique l'isolation thermique de l'échangeur. En effet, dans le cas du turbogénérateur, l'entrée chaude de l'échangeur peut être à des températures supérieures à 750°C. Si le collecteur est externe, la température de surface sera élevée et des pertes thermiques importantes seront à gérer.
Pour minimiser les pertes thermiques au niveau des parois, il est intéressant que la surface d'échange chaude en contact avec l'extérieur soit minimisée. Par conséquent, il sera intéressant que l'entrée chaude E2C se fasse à l'intérieur du récupérateur R.
Les entrées E1F, E2C et les sorties S1F, S2C de l'échangeur ont un impact sur le volume et l'architecture physique de la machine. Si les entrées / sorties sont difficilement "déplaçables", on sera contraint par le design.
Il est intéressant d'avoir un design modulaire ou les entrées / sorties peuvent être placés à n'importe quel endroit dans le volume fonctionnel de l'échangeur.
Les choix des matériaux et des sections est primordial. Le type de matériaux a un impact sur le coefficient d'échanges thermiques. Or certains types de matériaux comme le cuivre ou l'aluminium, ont des coefficients d'échange thermique très importants, mais des caractéristiques de tenue à haute température qui sont médiocres. De même certains matériaux sont moins lourds que d'autres et permettent de réduire la masse totale de l'échangeur. Bien entendu, d’autres matériaux que l’aluminium, le cuivre et les alliages cités, peuvent être utilisés.
Avoir un design d'un échangeur de chaleur où on peut adapter le type des matériaux permet d'augmenter les performances d'échanges thermiques et de minimiser la masse de l'échangeur.
L’invention se rapporte aussi au système 11 de détection visible sur la , comprenant le capteur 12 optique d’un véhicule et le dispositif 10 de nettoyage. Le dispositif 10 est configuré pour nettoyer la surface optique 13 du capteur optique. Selon un mode de réalisation, le capteur peut comporter une surface optique 13 cylindrique, les buses 24 du dispositif 10 étant adaptées à diriger le jet de fluide de nettoyage selon différents angles sur la surface optique.
L’invention se rapporte aussi à un véhicule comprenant le système 11 de détection. Le déflecteur 34 de l’au moins une buse 24 étant au moins partiellement dans le couvercle 22, le déflecteur est mieux protégé contre une dégradation, ce qui assure un nettoyage efficace de la surface optique 13 du capteur 12. Ceci améliore la conduite du véhicule.
Il a été proposé d’utiliser des dispositifs de nettoyage d’une surface optique d’éléments optiques pour les débarrasser de ces salissures. Ces dispositifs de nettoyage projettent un jet de fluide de nettoyage sur la surface optique des éléments optiques. Toutefois, les buses orientant le jet ne sont pas toujours correctement positionnées et le jet de fluide de nettoyage n’est pas toujours correctement orienté vers la surface optique. En conséquence, la surface optique n’est pas correctement nettoyée et le fonctionnement du capteur optique est perturbé.
Il y a un besoin pour un dispositif d’essuyage d’une surface optique d’un capteur optique de véhicule qui résout ce problème.
Le but de l’invention est de proposer un dispositif d’essuyage d’une surface optique d’un capteur optique de véhicule permettant de correctement positionner une buse par rapport à la surface optique à nettoyer.
Pour cela l’invention propose un dispositif de nettoyage d’une surface optique d’un capteur optique de véhicule, le dispositif comprenant au moins un segment ayant une arrivée de fluide de nettoyage, au moins un canal de circulation de fluide de nettoyage, apte à être alimenté en fluide de nettoyage par l’arrivée de fluide de nettoyage, le canal étant délimité par une base et un couvercle, au moins une buse de diffusion du fluide de nettoyage vers la surface optique, au moins une patte de fixation du dispositif au véhicule, l’au moins une patte de fixation et l’au moins une buse sont portées par le couvercle.
Selon une variante, l’au moins un segment a une forme d’arc de cercle.
Selon une variante, le dispositif comprend un passage d’un organe de fixation du dispositif de nettoyage au véhicule, le passage étant au travers de la patte de fixation.
Selon une variante, le dispositif comprend plusieurs segments configurés pour être fixés entre eux par leur au moins une patte de fixation respective.
Selon une variante, le dispositif comprend plusieurs segments configurés pour être fixés au véhicule de manière indépendante.
Selon une variante, les segments forment une structure annulaire, la structure ayant deux, trois ou quatre segments.
Selon une variante, l’au moins une buse comporte un conduit de sortie du fluide de nettoyage et un déflecteur orientant le jet de fluide de nettoyage, le conduit de sortie étant dans le couvercle et le déflecteur étant au moins partiellement dans le couvercle.
Dans certaines applications et notamment dans le cas de l'application turbogénérateur, les gaz en sortie du récupérateur R restent chauds. Cela est dû au fait que la température d'air en sortie du compresseur C2 est élevée, et donc la température de sortie des gaz vers l'air ambiant côté chaud du récupérateur R, est nécessairement supérieure à la température d'entrée (cf. deuxième principe de la thermodynamique : un échange de chaleur passe toujours du chaud vers le froid). A titre d'exemple, la température des gaz en sortie du récupérateur R d'une application turbogénérateur est de l'ordre de 300°C. Ces gaz contiennent encore de l'énergie qu'on n'arrive plus à la récupérer dans le cycle thermodynamique du turbogénérateur.
Avoir un échange avec un troisième (ou même un quatrième) fluide de travail, pour récupérer l'énergie restante, permet d'augmenter le rendement global du système. Ainsi la possibilité d'échanger avec un troisième fluide est importante dans plusieurs types d'applications. Cela permet de réduire la complexité du système (au lieu d'avoir deux échangeurs, on peut avoir un seul par exemple).
L’invention propose en outre de coupler l’échangeur de chaleur avec une machine à cycle organique de Rankine RK (ou boule ORC pour « Organic Rankine Cycle » en langue anglaise). L'échangeur de chaleur pour la boucle ORC est le même que le récupérateur R du cycle turbogénérateur (figures 3 et 5). Cela permet d'économiser un échangeur de chaleur (d'autres architectures avec le refroidisseur I aussi peuvent être envisagées).
On peut même envisager d'utiliser ce même récupérateur R pour préchauffer un carburant (réservoir FR). En effet, dans le cas de carburant liquide (type Essence, Gazoil, Ethanol, Méthanol, E85, etc…) il faut évaporer le carburant avant de rentrer dans la chambre de combustion CC1, CC2 ( ). L'utilisation de l'énergie disponible dans le récupérateur R permet de vaporiser le carburant puis de l'injecter dans la chambre de combustion CC1, CC2. Cela permet donc d'utiliser l'énergie perdue pour réaliser cette évaporation (sans que cela coute des résistances électriques). Le circuit est présenté en . La pompe a carburant P pressurise le carburant, qui passe dans les tubes du récupérateur R au niveau de la dernière section avant d'être injectée dans les chambres de combustions CC1, CC2.
Donc finalement, cet échangeur pourra être utilisé pour échanger avec plusieurs fluides, on peut donc imaginer avoir une architecture qui combine à la fois un cycle ORC RK avec un évaporateur de carburant. Ou même une architecture où on ajoute des tubes où un fluide frigorifique circule pour réchauffer l'habitacle à partir des rejets thermiques / gaz en sortie du récupérateur R.
L'échangeur de chaleur peut contenir deux parcours :
Un parcours d’un premier fluide F1 : Dans le cas de l'application turbogénérateur, ce premier fluide F1 est de l'air pressurisé en sortie du compresseur C2. Ce fluide pressurisé circule dans des tubes TS.
Un parcours d’un deuxième fluide F2 : dans le cas de l'application turbogénérateur, ce fluide correspond aux gaz chauds en sortie de la turbine T2. Ce fluide F2 est canalisé à l'aide de section en forme de canaux TP qui ont pour rôle de cheminer les gaz et de garder une architecture d'échangeur contre-courant L’échange contre-courant signifie que les deux fluides F1 et F2 circulent toujours dans le sens inverse – Les canaux TP ont comme rôle de guider le fluide chaud F2. Le fluide froid F1 est guidé par les tubes TS. Le fluide froid F1 change de direction au niveau des volume de tranquillisation VT. Le refroidisseur I lorsqu’il est basé sur la même architecture que le récupérateur R, est aussi un échangeur à contre-courant. Le gaz dans les tubes TP circule dans la direction opposée aux gaz dans les sections de canalisation TS. Le rôle des canaux est de guider la source chaude dans l’échangeur. Cela permet d’assurer un fonctionnement contre-courant. L’échange thermique dans l’échangeur est typé contre-courant.
Le premier fluide F1 et le deuxième fluide F2 font des allers retours. Le premier fluide F1 passe dans un volume de tranquillisation des deux côtés de l'échangeur de chaleur pour changer de direction. Le deuxième fluide F2 change de direction en passant par des fentes FF qui permettent au deuxième fluide F2 de repartir dans la direction inverse (figures 2 et 10).
Le deuxième fluide F2 peut être collecté pour échapper en sortie de l'échangeur de chaleur à différents endroits. Ainsi, l'échappement pourra se situer à différents endroits sur la partie externe de l'échangeur de chaleur.
Les entrées et sorties de l'échangeur de chaleur peuvent être toutes d'un même côté, ou de côtés opposés (figures 7 et 9).
Le demandeur a opté pour un design d'échangeur à flux contre-courant. Le fluide froid pressuré circule à l'intérieur des tuyaux TS (circulaires ou carrés). Le flux chaud en provenance de la turbine T2 circule autour de ces tubes TS à contre-courant.
La forme externe de l'échangeur peut être cylindrique ou parallélépipédique. Dans toutes les configurations, le fluide pressurisé F1 en arrivée du compresseur C2, passe dans les tubes TS. La illustre une vue en coupe montrant comment les tubes TS à l'intérieur de l'échangeur sont positionnés.
Cet air pressurisé circulant dans les tubes TS est chauffé par les gaz chauds en provenance de la turbine T2 circulant autour des tubes TP de façon contre-courant. Le nombre de passe (aller-retour) est variable (on peut avoir 1 passage, 2 passages, 3 passages, etc… en fonction de l'échange thermique qu'on souhaite mettre en œuvre).
Le nombre total de tubes TS dans chaque section est variable. La section des tubes TS dans chaque section est aussi variable. On peut adapter le nombre de tubes TS et la section des tubes TS en fonction des caractéristiques du fluides (température atteinte) au niveau de chaque section. C'est un paramètre important qui nous permet d'optimiser l'échangeur et d'avoir un comportement de l'échangeur proche des échangeurs à section variable imprimé 3D.
On peut également adapter les matériaux dans chaque section. Par exemple sur un échangeur à trois passes aller-retour, on peut utiliser de l'aluminium qui a des bonnes caractéristiques d'échange thermique et qui n'est pas lourd, dans la dernière section à gaz chauds (ou une première section préchauffe à air comprimé). On peut utiliser le cuivre dans une deuxième section sachant que le cuivre à des bons coefficients de transfert thermique (mais qui commence à perdre de ses caractéristiques de tenue mécanique à 700°C). On peut finalement utiliser des inconel ou des aciers dans une troisième section (la plus chaude côté gaz) où on a des contraintes thermiques élevées. C'est une caractéristique intéressante permettant d'optimiser les échanges thermiques et le poids de l'échangeur. Bien entendu, d’autres matériaux que l’aluminium, le cuivre et les alliages cités, peuvent être utilisés.
Les deuxièmes ouvertures 88 sont circulaires et possèdent une surface inférieure, de préférence au moins 30 % inférieure, à la surface des premières ouvertures 86.
En variante, les deuxièmes ouvertures 88 possèdent une surface au moins 45 % inférieure à la surface des premières ouvertures 86.
En variante, les deuxièmes ouvertures 88 possèdent une surface au moins 60 % inférieure à la surface des premières ouvertures 86.
Lorsque la bague 85 est dans une première position angulaire par rapport au bol mélangeur 50, dans le deuxième secteur circulaire B2, les deuxièmes ouvertures 88 sont positionnées en regard des orifices d’injection d’air 64 et dans la premier secteur circulaire B1, les premières ouvertures 88 sont positionnées en regard des orifices d’injection d’air 64.
Lorsque la position angulaire de la bague 85 par rapport au bol mélangeur 50 est modifiée d’un angle correspondant à l’arc de cercle α1, dans le deuxième secteur circulaire B2, les premières ouvertures 86 sont positionnées en regard des orifices d’injection d’air 64 et dans le premier secteur circulaire B1, les premières ouvertures 88 restent positionnées en regard des orifices d’injection d’air 64. La bague 85 est alors dans une deuxième position angulaire par rapport au bol mélangeur 50. Cette position n’a pas été représentée sur les figures.
La seconde position angulaire permet d’obtenir une section des flux d’air uniforme et égale dans les premiers secteurs circulaires B1 et dans les deuxièmes secteurs circulaires B2. Cette section est égale à la section des orifices d’injection d’air 64. Avantageusement, la première position angulaire permet de diminuer la section des flux d’air dans les premiers secteurs circulaires B1, tout en gardant une section des flux d’air constant dans les deuxièmes secteurs circulaires B2. Cette section correspond à la section des orifices d’injection d’air
Dans ce deuxième mode de réalisation, la collerette d’obturation 76 de la bague 85 est configurée pour obturer une partie de chaque orifice d’injection d’air 64 et certains orifices d’injection d’air 64 lorsque la bague est positionnée dans la première position angulaire.
La représente schématiquement une vue du bol mélangeur 50 et d’une bague 90 selon un troisième mode de réalisation de l'invention.
La collerette d’obturation 76 de la bague 90 est pourvue de plusieurs ouvertures 92, 94 formant une rangée annulaire d’ouvertures qui sont régulièrement réparties autour de l’axe 70 du système d’injection de carburant.
Dans ce troisième mode de réalisation, la rangée annulaire d’ouvertures comporte deux fois plus d’ouvertures 92 94 que d’orifices d’injection d’air 64 du bol mélangeur. L’arc de cercle α1 délimité entre les centres de deux orifices d’injection d’air 64 adjacents est égale au double de l’arc de cercle α4 délimité entre le centre d’une première ouverture 92 et le centre d’une deuxième ouverture 94 adjacente.
En particulier, la rangée annulaire d’ouvertures 92, 94 de la bague 90 comporte des premières ouvertures 92 et des deuxièmes ouvertures 94. Chaque deuxième ouverture 94 est disposée circonférentiellement entre deux premières ouvertures 92.
Les premières ouvertures 92 ont un diamètre sensiblement égal au diamètre d des orifices d’injection d’air 64 du bol mélangeur. Les deuxièmes ouvertures 94 ont une surface inférieure, de préférence 30% inférieure, à la surface des premières ouvertures 92.
En variante, les deuxièmes ouvertures 94 ont une surface au moins 45 % inférieure à la surface des premières ouvertures 92.
En variante, les deuxièmes ouvertures 94 ont une surface au moins 60 % inférieure à la surface des premières ouvertures 92