FR2949140A1 - Supercharging system regulating method for diesel engine of vehicle, involves determining position setpoint of actuator relative to compression ratio setpoint, flow, pressure and temperature measurements - Google Patents

Supercharging system regulating method for diesel engine of vehicle, involves determining position setpoint of actuator relative to compression ratio setpoint, flow, pressure and temperature measurements Download PDF

Info

Publication number
FR2949140A1
FR2949140A1 FR0903949A FR0903949A FR2949140A1 FR 2949140 A1 FR2949140 A1 FR 2949140A1 FR 0903949 A FR0903949 A FR 0903949A FR 0903949 A FR0903949 A FR 0903949A FR 2949140 A1 FR2949140 A1 FR 2949140A1
Authority
FR
France
Prior art keywords
pressure
compressor
low pressure
low
turbine
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Granted
Application number
FR0903949A
Other languages
French (fr)
Other versions
FR2949140B1 (en
Inventor
Laurent Fontvieille
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Renault SAS
Original Assignee
Renault SAS
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Renault SAS filed Critical Renault SAS
Priority to FR0903949A priority Critical patent/FR2949140B1/en
Publication of FR2949140A1 publication Critical patent/FR2949140A1/en
Application granted granted Critical
Publication of FR2949140B1 publication Critical patent/FR2949140B1/en
Active legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D23/00—Controlling engines characterised by their being supercharged
    • F02D23/005—Controlling engines characterised by their being supercharged with the supercharger being mechanically driven by the engine
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B33/00—Engines characterised by provision of pumps for charging or scavenging
    • F02B33/32—Engines with pumps other than of reciprocating-piston type
    • F02B33/34—Engines with pumps other than of reciprocating-piston type with rotary pumps
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B33/00—Engines characterised by provision of pumps for charging or scavenging
    • F02B33/32—Engines with pumps other than of reciprocating-piston type
    • F02B33/34—Engines with pumps other than of reciprocating-piston type with rotary pumps
    • F02B33/36—Engines with pumps other than of reciprocating-piston type with rotary pumps of positive-displacement type
    • F02B33/38—Engines with pumps other than of reciprocating-piston type with rotary pumps of positive-displacement type of Roots type
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B37/00—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
    • F02B37/12—Control of the pumps
    • F02B37/14—Control of the alternation between or the operation of exhaust drive and other drive of a pump, e.g. dependent on speed
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B37/00—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
    • F02B37/12—Control of the pumps
    • F02B37/18—Control of the pumps by bypassing exhaust from the inlet to the outlet of turbine or to the atmosphere
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B39/00—Component parts, details, or accessories relating to, driven charging or scavenging pumps, not provided for in groups F02B33/00 - F02B37/00
    • F02B39/02—Drives of pumps; Varying pump drive gear ratio
    • F02B39/12—Drives characterised by use of couplings or clutches therein
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D41/00—Electrical control of supply of combustible mixture or its constituents
    • F02D41/0002—Controlling intake air
    • F02D41/0007—Controlling intake air for control of turbo-charged or super-charged engines
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D41/00—Electrical control of supply of combustible mixture or its constituents
    • F02D41/02—Circuit arrangements for generating control signals
    • F02D41/14—Introducing closed-loop corrections
    • F02D41/1438—Introducing closed-loop corrections using means for determining characteristics of the combustion gases; Sensors therefor
    • F02D41/1444—Introducing closed-loop corrections using means for determining characteristics of the combustion gases; Sensors therefor characterised by the characteristics of the combustion gases
    • F02D41/1448—Introducing closed-loop corrections using means for determining characteristics of the combustion gases; Sensors therefor characterised by the characteristics of the combustion gases the characteristics being an exhaust gas pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B29/00—Engines characterised by provision for charging or scavenging not provided for in groups F02B25/00, F02B27/00 or F02B33/00 - F02B39/00; Details thereof
    • F02B29/04—Cooling of air intake supply
    • F02B29/0406—Layout of the intake air cooling or coolant circuit
    • F02B29/0412—Multiple heat exchangers arranged in parallel or in series
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D41/00—Electrical control of supply of combustible mixture or its constituents
    • F02D41/02—Circuit arrangements for generating control signals
    • F02D41/14—Introducing closed-loop corrections
    • F02D41/1401—Introducing closed-loop corrections characterised by the control or regulation method
    • F02D2041/1433—Introducing closed-loop corrections characterised by the control or regulation method using a model or simulation of the system
    • F02D2041/1434—Inverse model
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D2200/00—Input parameters for engine control
    • F02D2200/02—Input parameters for engine control the parameters being related to the engine
    • F02D2200/04—Engine intake system parameters
    • F02D2200/0414—Air temperature
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D41/00—Electrical control of supply of combustible mixture or its constituents
    • F02D41/02—Circuit arrangements for generating control signals
    • F02D41/18—Circuit arrangements for generating control signals by measuring intake air flow
    • F02D41/187—Circuit arrangements for generating control signals by measuring intake air flow using a hot wire flow sensor
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M26/00—Engine-pertinent apparatus for adding exhaust gases to combustion-air, main fuel or fuel-air mixture, e.g. by exhaust gas recirculation [EGR] systems
    • F02M26/13—Arrangement or layout of EGR passages, e.g. in relation to specific engine parts or for incorporation of accessories
    • F02M26/22—Arrangement or layout of EGR passages, e.g. in relation to specific engine parts or for incorporation of accessories with coolers in the recirculation passage
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Supercharger (AREA)

Abstract

The method involves actuating a valve (161) e.g. bypass valve, such that flow of fresh air feeding an internal combustion engine (4) passes into a high pressure by-pass circuit (111). Position setpoint of an actuator (15) is determined relative to a compression ratio setpoint of a low pressure compressor (3), a flow measurement via the pressure compressor, pressure measurements respectively downstream of a low pressure turbine (2) and the pressure compressor and temperature measurements respectively upstream of the turbine and the pressure compressor.

Description

Procédé de régulation d'un système de suralimentation d'un moteur à combustion interne La présente invention se rapporte à un procédé de régulation de la pression de suralimentation d'un moteur à combustion interne. Avec l'augmentation des performances des moteurs suralimentés, les niveaux de pression de suralimentation augmentent et les turbocompresseurs sont de plus en plus sollicités. Il est important de piloter le plus finement possible ces turbocompresseurs pour en éviter la détérioration tout en lo améliorant le brio dû véhicule lors des accélérations. Il existe des véhicules qui comportent deux turbocompresseurs montés en série entre l'échappement et l'admission du moteur. Un des ces turbocompresseurs est un turbocompresseur basse pression tandis que le second, le plus en amont du moteur est le turbocompresseur haute pression. 15 Les turbocompresseurs sont volumineux et ont un temps de réponse long du fait qu'ils ne sont reliés mécaniquement au moteur mais seulement parcourus par les gaz de sortie de moteur qui réalisent une liaison pneumatique. Par ailleurs, les turbocompresseurs sont volumineux et ne peuvent pas 20 être intégrés dans les petites cylindrées. Le fonctionnement du ou des turbocompresseurs est géré par un système de régulation. Des systèmes de régulation de. la pression de suralimentation d'un moteur à combustion internes ont été décrits notamment dans les documents DE 10144663, WO 2005/24201 et FR 2 878 285. 25 Dans ces systèmes de régulation, les zones de fonctionnement des deux turbocompresseurs sont régulées par des signaux qui commandent des actionneurs qui commandent des vannes, par exemple, des vannes papillons, qui ouvrent ou ferment plus ou moins des circuits de dérivation, encore appelées by-pass qui permettent de réguler le débit traversant chacun des turbocompresseurs. Ces systèmes ne permettent pas de connaître, sur des transitoires de charge, les conditions aux bornes du turbocompresseur haute pression. Ainsi, il y a souvent une surestimation du fonctionnement du turbocompresseur basse pression pendant une phase transitoire, ce qui génère un risque de survitesse du turbocompresseur haute pression. Ce risque de survitesse est augmenté si l'inertie du turbocompresseur basse pression est supérieure à celle du turbocompresseur haute pression. lo Par ailleurs, la majorité des véhicules actuels comporte un filtre à particules disposé sur la ligne d'échappement du moteur. Ce filtre à particules produit, au cours du temps, lorsqu'il se charge en particules, une augmentation de la contre pression d'échappement. Cette contrepression se traduit par une réduction du taux de détente du turbocompresseur qui entraîne une diminution 15 des performances du moteur. Aussi, un problème qui se pose et que vise à résoudre la présente invention, est de proposer un nouveau procédé de régulation de la pression de suralimentation d'un moteur à combustion interne. Ce but est atteint au moyen d'un procédé de régulation d'un système de 20 suralimentation d'un moteur à combustion interne, ledit système comportant : - un moteur thermique qui comporte une ligne d'échappement ; - un turbocompresseur basse pression qui comporte, d'une part, une turbine basse pression reliée à ladite ligne d'échappement dudit moteur et apte à être entraînée par les gaz d'échappement dudit moteur et, d'autre part, un 25 compresseur basse pression qui est relié à une entrée d'air frais et qui est mécaniquement relié à ladite turbine basse pression de manière à pourvoir être entraîné par cette dernière ; - un compresseur mécanique rotatif relié à la sortie dudit compresseur basse pression, ledit compresseur mécanique étant relié à l'admission dudit moteur et relié mécaniquement audit moteur pour son entrainement en rotation par un élément de liaison mécanique qui est débrayable ; - un circuit de dérivation de ladite turbine basse pression, équipé d'une première vanne commandée par un premier actionneur pour régler le débit de gaz d'échappement ne passant pas à travers ladite turbine basse pression ; - un circuit de dérivation haute pression qui est équipé d'une seconde vanne commandée par un second actionneur qui permet de réguler le débit d'air frais sortant dudit compresseur basse pression et ne traversant pas ledit compresseur mécanique pour alimenter en air frais ledit moteur. ; 7o Selon le procédé de l'invention, lorsque le régime dudit moteur est supérieur à une valeur seuil donnée, - on débraye ledit élément mécanique de liaison ; - on actionne ladite seconde vanne pour que ledit débit d'air frais pour l'alimentation du moteur passe dans ledit circuit de dérivation haute pression ; 15 et - on détermine une consigne de position (asp) dudit premier actionneur en fonction d'une consigne de rapport de compression (PRc,sp) dudit compresseur basse pression, d'une mesure de rapport de compression (PRc,m) dudit compresseur basse pression, d'une mesure de débit (Wc,m) au travers dudit 20 compresseur basse pression, d'une mesure de pression (Pdt) en aval de ladite turbine basse pression, d'une mesure de pression (Pdc) en aval dudit compresseur basse pression, d'une mesure de température (Tut) en amont de ladite turbine basse pression, et d'une mesure de température (Tic) en amont dudit compresseur basse pression. 25 Selon l'invention, avantageusement, pour déterminer ladite consigne de position (asp) dudit premier actionneur, on détermine une consigne du taux de détente (PRt,sp) de ladite turbine basse pression en fonction de ladite consigne de rapport de compression (PRc,sp) dudit compresseur basse pression et de la mesure du rapport de compression (PRc,m) dudit compresseur basse pression, 30 puis on détermine une consigne de position (asp) dudit premier actionneur en fonction de ladite consigne de taux de détente (PRt,sp) de ladite turbine basse pression ainsi déterminée. The present invention relates to a method for regulating the supercharging pressure of an internal combustion engine. With the increased performance of supercharged engines, boost pressure levels are increasing and turbochargers are becoming more stressed. It is important to control these turbochargers as finely as possible to avoid deterioration while improving the brilliance of the vehicle during acceleration. There are vehicles that have two turbochargers connected in series between the exhaust and the engine intake. One of these turbochargers is a low pressure turbocharger while the second, the most upstream of the engine is the high pressure turbocharger. The turbochargers are bulky and have a long response time because they are mechanically connected to the engine but only traversed by the engine output gases which provide a pneumatic connection. In addition, turbochargers are bulky and can not be integrated in small engines. The operation of the turbocharger (s) is managed by a regulation system. Control systems of. the supercharging pressure of an internal combustion engine have been described in particular in the documents DE 10144663, WO 2005/24201 and FR 2 878 285. In these control systems, the operating zones of the two turbochargers are regulated by signals which control actuators that control valves, for example, butterfly valves, which open or close more or less bypass circuits, also called bypass that regulate the flow through each turbocharger. These systems do not allow to know, on load transients, the conditions at the terminals of the high pressure turbocharger. Thus, there is often an overestimation of the operation of the low pressure turbocharger during a transient phase, which generates a risk of overspeed of the high pressure turbocharger. This risk of overspeed is increased if the inertia of the low pressure turbocharger is greater than that of the high pressure turbocharger. Furthermore, the majority of current vehicles has a particle filter disposed on the exhaust line of the engine. This particle filter produces, over time, when it is charged with particles, an increase in the exhaust pressure against. This counterpressure results in a reduction in the turbocharger expansion rate which results in a decrease in engine performance. Also, a problem that arises and that aims to solve the present invention is to provide a new method of regulating the boost pressure of an internal combustion engine. This object is achieved by means of a method of regulating a supercharging system of an internal combustion engine, said system comprising: a heat engine which comprises an exhaust line; a low pressure turbocharger which comprises, on the one hand, a low pressure turbine connected to said exhaust line of said engine and capable of being driven by the exhaust gases of said engine and, on the other hand, a low compressor pressure which is connected to a fresh air inlet and which is mechanically connected to said low pressure turbine so as to be driven by the latter; a rotary mechanical compressor connected to the output of said low-pressure compressor, said mechanical compressor being connected to the intake of said motor and mechanically connected to said motor for its rotational drive by a mechanical connecting element which is disengageable; - a branch circuit of said low pressure turbine, equipped with a first valve controlled by a first actuator to adjust the flow of exhaust gas not passing through said low pressure turbine; - A high pressure bypass circuit which is equipped with a second valve controlled by a second actuator which regulates the flow of fresh air out of said low pressure compressor and not passing through said mechanical compressor to supply fresh air to said engine. ; According to the method of the invention, when the speed of said motor is greater than a given threshold value, said mechanical link element is disengaged; said second valve is actuated so that said flow of fresh air for the supply of the motor passes into said high-pressure bypass circuit; And a position setpoint (asp) of said first actuator is determined as a function of a compression ratio setpoint (PRc, sp) of said low pressure compressor, a compression ratio measurement (PRc, m) of said compressor low pressure, a flow measurement (Wc, m) through said low pressure compressor, a pressure measurement (Pdt) downstream of said low pressure turbine, a pressure measurement (Pdc) downstream said low pressure compressor, a temperature measurement (Tut) upstream of said low pressure turbine, and a temperature measurement (Tic) upstream of said low pressure compressor. According to the invention, advantageously, in order to determine said position setpoint (asp) of said first actuator, a setpoint of the expansion ratio (PRt, sp) of said low pressure turbine is determined as a function of said compression ratio setpoint (PRc , sp) of said low pressure compressor and measurement of the compression ratio (PRc, m) of said low pressure compressor, then a position setpoint (asp) of said first actuator is determined according to said relaxation ratio set point (PRt , sp) of said low pressure turbine thus determined.

Avantageusement, on détermine la consigne de position (asp) dudit premier actionneur, en fonction de la consigne de taux de détente (PRt,sp) de ladite turbine basse pression en utilisant un modèle d'actionneur inverse. Selon un mode de réalisation, avant d'utiliser le modèle d'actionneur inverse, on sature ladite consigne de taux de détente (PRt,sp) de ladite turbine basse pression, en fonction d'une pression maximale (Pdt,max) autorisée en aval de ladite turbine basse pression, selon la formule : PR,,,p,5ar = min(PR, sp, Pdnmax) où PRt,sp,sat est la consigne de taux de détente de ladite turbine basse pression ~o après saturation, PRt,sp est la consigne de taux de détente de ladite turbine basse pression avant saturation, Pat est la pression en aval de la turbine basse pression, Pdt,max est la pression maximale acceptable en aval de ladite turbine basse 15 pression, la valeur de consigne de rapport de compression saturée (PRt,sp,sat) de ladite turbine basse pression remplaçant pour la suite la valeur de consigne de rapport de compression initiale (PRt,sp) de ladite turbine basse pression. Avantageusement, la consigne de taux de détente (PRt,sp) de ladite 20 turbine basse pression est égale à la somme d'une consigne de taux de détente (PRt,sp,o,) de ladite turbine basse pression en boucle ouverte, calculée en fonction de la consigne de rapport de compression (PRe,sp) dudit compresseur basse pression, par un module de pré positionnement, et d'une consigne de taux de détente (PRt,sp,c,) en boucle fermée calculée en fonction 25 d'une erreur ( PRc) entre la consigne de rapport de compression (PRc,sp) dudit compresseur basse pression et la mesure de rapport de compression (PRe,m) dudit compresseur basse pression par un premier module contrôleur. Selon l'invention, lorsque le régime dudit moteur est inférieur à ladite valeur de seuil donnée et que la charge du moteur est supérieure à une valeur 30 de charge donnée, - on embraye ledit élément de liaison de manière à ce que ledit moteur t, puisse entraîner ledit compresseur mécanique en rotation ; Advantageously, the position setpoint (asp) of said first actuator is determined as a function of the relaxation ratio set point (PRt, sp) of said low pressure turbine using an inverse actuator model. According to one embodiment, before using the inverse actuator model, said relaxation rate setpoint (PRt, sp) of said low pressure turbine is saturated as a function of a maximum pressure (Pdt, max) allowed in downstream of said low-pressure turbine, according to the formula: PR ,,, p, 5ar = min (PR, sp, Pdnmax) where PRt, sp, sat is the reference value of expansion of said low-pressure turbine ~ o after saturation, PRt, sp is the set point of expansion of said low pressure turbine before saturation, Pat is the pressure downstream of the low pressure turbine, Pdt, max is the maximum acceptable pressure downstream of said low pressure turbine, the value of saturated compression ratio setpoint (PRt, sp, sat) of said low pressure turbine replacing for the rest of the initial compression ratio setpoint (PRt, sp) of said low pressure turbine. Advantageously, the flash rate reference (PRt, sp) of said low pressure turbine is equal to the sum of an expansion ratio setpoint (PRt, sp, o,) of said open loop low-pressure turbine, calculated as a function of the compression ratio setpoint (PRe, sp) of said low pressure compressor, by a prepositioning module, and a closed loop expansion ratio (PRt, sp, c,) calculated as a function of an error (PRc) between the compression ratio setpoint (PRc, sp) of said low pressure compressor and the compression ratio measurement (PRe, m) of said low pressure compressor by a first controller module. According to the invention, when the speed of said motor is lower than said given threshold value and the motor load is greater than a given load value, said connecting element is engaged in such a way that said motor, can drive said mechanical compressor in rotation;

- on actionne ladite première vanne de manière à ce que ledit débit de gaz d'échappement sortant dudit moteur passe à travers ladite turbine basse pression; -on estime de manière dynamique la pression en aval dudit compresseur basse pression ; said first valve is actuated so that said flow of exhaust gas leaving said engine passes through said low pressure turbine; the pressure downstream of said low pressure compressor is dynamically estimated;

- on détermine une consigne de suralimentation (Psuresp); a supercharging setpoint (Psuresp) is determined;

- à partir d'une cartographie représentant le rapport de compression dudit compresseur mécanique en fonction du débit d'air traversant ledit compresseur from a cartography representing the compression ratio of said mechanical compressor as a function of the air flow passing through said compressor

lo mécanique, d'une consigne de pression de suralimentation (Psural,sp) et de la pression de suralimentation mesurée (Psura,,m), on déduit un débit d'air (MM,) traversant ledit compresseur mécanique et on actionne ladite seconde vanne de manière à alimenter en air ledit compresseur mécanique avec un débit égal au débit déduit (MM,). mechanically, a supercharging pressure setpoint (Psural, sp) and the supercharging pressure measured (Psura ,, m), an air flow (MM,) passing through said mechanical compressor is deduced and said second is actuated valve so as to supply air to said mechanical compressor with a flow rate equal to the flow rate deduced (MM,).

15 Avantageusement, on estime la pression en aval (Pdc,m) dudit compresseur basse pression en multipliant la pression atmosphérique par une estimation du rapport de compression dudit compresseur basse pression (PRc) qui est obtenue, d'une part, en mesurant le débit d'air traversant ledit compresseur basse pression (Wc,m), la température en amont dudit Advantageously, the downstream pressure (Pdc, m) of said low-pressure compressor is estimated by multiplying the atmospheric pressure by an estimation of the compression ratio of said low-pressure compressor (PRc) which is obtained, on the one hand, by measuring the flow rate of air passing through said low pressure compressor (Wc, m), the temperature upstream of said

20 compresseur basse pression (Tuc), la pression en amont dudit compresseur basse pression (Puc) et, d'autre part, en utilisant une cartographie qui représente le rapport de compression dudit compresseur basse pression (PRC) en fonction desdites valeurs mesurées. 20 low pressure compressor (Tuc), the pressure upstream of said low pressure compressor (Puc) and, secondly, using a map that represents the compression ratio of said low pressure compressor (PRC) according to said measured values.

On peut estimer dynamiquement le régime dudit turbocompresseur basse 25 pression en mettant en oeuvre la relation de récurrence : (P(10) Nk = Nk ~ + tech J.Nk-1 i The speed of said low-pressure turbocharger can be estimated dynamically by implementing the recurrence relation: (P (10) Nk = Nk + tech J.Nk-1 i

où Nk est le régime moteur à un instant t, Nk_~ le régime moteur à un instant t-1, Pt la puissance fournie par la turbine basse pression du turbocompresseur basse pression à l'arbre moteur, Pc la puissance fournie par le compresseur where Nk is the engine speed at a time t, Nk_ ~ the engine speed at a time t-1, Pt the power supplied by the low pressure turbine of the low pressure turbocharger to the motor shaft, Pc the power supplied by the compressor

30 mécanique aux gaz s'écoulant dans le turbocompresseur basse pression, tech le pas de temps séparant les prises de valeurs Nk et Nk_1 et J le moment d'inertie du turbocompresseur basse pression. Pour déterminer la puissance Pt fournie par la turbine du turbocompresseur basse pression à l'arbre moteur, on peut estimer la température amont turbine Tut par l'intermédiaire d'une relation Tut = f3(Mf, Ne) où Mf est la quantité de carburant injecté et Ne le régime moteur. Pour déterminer la puissance Pt fournie par la turbine basse pression du turbocompresseur basse pression à l'arbre moteur, on peut estimer le débit turbine Wt à partir du débit d'air mesuré en entrée d'air à l'aide d'un filtre du lo premier ordre passe-bas pour représenter le temps de transport entre le capteur débitmètre et la turbine basse pression. Avantageusement, pour déterminer la puissance Pt fournie par la turbine basse pression du turbocompresseur basse pression à l'arbre moteur, on estime l'efficacité turbine rit à partir du débit turbine Wt, de la température 15 amont turbine Tut = f3(Mf, Ne), de la pression amont turbine Put,m mesurée, et du régime du turbocompresseur N fourni par l'estimateur. Avantageusement, pour déterminer la puissance Pt fournie par la turbine du turbocompresseur basse pression à l'arbre moteur, on estime le taux de détente PRt de la turbine basse pression. 20 Avantageusement, pour déterminer la puissance Pc fournie par le compresseur basse pression aux gaz s'écoulant dans le turbocompresseur basse pression, on mesure le débit d'air compresseur Wc,m et la température amont compresseur Tuc. Avantageusement, pour déterminer la puissance P~ fournie par le 25 compresseur basse pression aux gaz s'écoulant dans le turbocompresseur basse pression, on estime le rapport de compression PRc du compresseur à partir du débit d'air compresseur Wc,m mesuré, de la température amont compresseur mesurée Tuc,m, de la pression amont compresseur Pucm qui est également mesurée, et le régime du turbocompresseur N fourni par 30 l'estimateur. Avantageusement, pour déterminer la puissance Pc fournie par le compresseur basse pression aux gaz s'écoulant dans le turbocompresseur basse pression, on estime l'efficacité compresseur roc à partir du débit d'air compresseur Wc,m mesuré, de la température amont compresseur mesurée Tuc,m, de la pression amont compresseur Puc,m qui est également mesurée, et le régime du turbocompresseur N fourni par l'estimateur. The time lapse between the Nk and Nk_1 and J values of the moment of inertia of the low-pressure turbocharger is that of the mechanical flow of gases flowing in the low-pressure turbocharger. To determine the power Pt supplied by the turbine of the low pressure turbocharger to the motor shaft, it is possible to estimate the turbine upstream temperature Tut via a relation Tut = f3 (Mf, Ne) where Mf is the quantity of fuel injected and Ne the engine speed. To determine the power Pt supplied by the low pressure turbine of the low pressure turbocharger to the motor shaft, the turbine flow rate Wt can be estimated from the air flow rate measured at the intake of air by means of a filter of the first low-pass order to represent the transport time between the flowmeter sensor and the low-pressure turbine. Advantageously, to determine the power Pt supplied by the low pressure turbine of the low pressure turbocharger to the motor shaft, the turbine efficiency is estimated from the turbine flow Wt, the upstream turbine temperature Tut = f3 (Mf, Ne ), the upstream pressure Put turbine, measured m, and the turbocharger N supplied by the estimator. Advantageously, in order to determine the power Pt supplied by the turbine of the low pressure turbocharger to the motor shaft, the expansion ratio PRt of the low pressure turbine is estimated. Advantageously, in order to determine the power Pc supplied by the low-pressure compressor to the gases flowing in the low-pressure turbocharger, the compressor air flow rate Wc, m and the compressor upstream temperature Tuc are measured. Advantageously, in order to determine the power P ~ supplied by the low-pressure compressor to the gases flowing in the low-pressure turbocharger, the compression ratio PRc of the compressor is estimated from the compressor air flow Wc, m measured, of the compressor upstream temperature measured Tuc, m, the upstream pressure Pucm compressor which is also measured, and the turbocharger N supplied by the estimator. Advantageously, in order to determine the power Pc supplied by the low-pressure compressor to the gases flowing in the low-pressure turbocharger, the compressor-rock efficiency is estimated from the measured compressor air flow Wc, m, of the measured compressor upstream temperature. Tuc, m, Puc compressor upstream pressure, m which is also measured, and the N turbocharger regime provided by the estimator.

D'autres particularités et avantages de l'invention ressortiront à la lecture de la description faite ci-après d'un mode de réalisation particulier de l'invention, donné à titre indicatif mais non limitatif, en référence aux dessins annexés sur lesquels : - la figure 1 illustre un mode de réalisation particulier d'un système de 7o régulation selon l'invention ; - la figure 2 présente un bloc-diagramme d'un mode de réalisation du procédé selon l'invention, - la figure 3 représente une cartographie donnant le débit entrant dans le compresseur mécanique en fonction du rapport de compression du 15 compresseur mécanique ; - la figure 4 est un schéma illustrant l'élaboration des consignes de rapport de compression ; - la figure 5 représente un bloc-diagramme de l'étape de contrôle de la seconde vanne selon le procédé de l'invention ; et 20 - la figure 6 représente un bloc-diagramme intégrant deux modules série. Afin de faciliter la lecture de la description, des blocs-diagrammes et particulièrement des formules, il est utilisé les notations suivantes variables : H : régime ou vitesse de rotation (du turbocompresseur), 25 PR : rapport de pression (rapport de compression du compresseur, taux de détente de la turbine), W : débit, P : pression H : puissance, 30 T : température, n : rendement, RM : régime moteur, Cp : constante thermodynamique, capacité thermique à pression constante, Cv : constante thermodynamique capacité thermique à volume constant, y : constante thermodynamique, coefficient égal à Cp/Cv, J : moment d'inertie (du turbocompresseur). indices : c : compresseur basse pression, M : compresseur mécanique (compresseur haute pression HP) t : turbine, sp : consigne, lo m : mesurée, observée, ou simulée, cor : corrigée, cort : corrigée relativement à la turbine, corc : corrigée relativement au compresseur, ref : de référence, 15 u : amont, d : aval, ol : boucle ouverte, cl : boucle fermée, sat : saturé 20 HP : haute pression, BP : basse pression. Other features and advantages of the invention will appear on reading the following description of a particular embodiment of the invention, given by way of indication but not limitation, with reference to the accompanying drawings in which: FIG. 1 illustrates a particular embodiment of a regulation system according to the invention; FIG. 2 shows a block diagram of one embodiment of the method according to the invention; FIG. 3 represents a map showing the flow rate entering the mechanical compressor as a function of the compression ratio of the mechanical compressor; FIG. 4 is a diagram illustrating the preparation of compression ratio instructions; FIG. 5 represents a block diagram of the step of controlling the second valve according to the method of the invention; and Figure 6 shows a block diagram incorporating two serial modules. In order to facilitate the reading of the description, the block diagrams and especially the formulas, the following variable notations are used: H: speed or rotation speed (of the turbocharger), PR: pressure ratio (compression ratio of the compressor , expansion ratio of the turbine), W: flow rate, P: pressure H: power, 30 T: temperature, n: efficiency, RM: engine speed, Cp: thermodynamic constant, constant pressure thermal capacity, Cv: thermodynamic constant capacity constant volume thermal, y: thermodynamic constant, coefficient equal to Cp / Cv, J: moment of inertia (turbocharger). indices: c: low pressure compressor, M: mechanical compressor (HP high pressure compressor) t: turbine, sp: setpoint, lo m: measured, observed, or simulated, cor: corrected, cort: corrected relative to the turbine, corc: corrected for compressor, ref: reference, 15 u: upstream, d: downstream, ol: open loop, cl: closed loop, sat: saturated 20 HP: high pressure, BP: low pressure.

Comme représenté sur la figure 1, selon un mode de réalisation de l'invention, le système de régulation comporte un turbocompresseur basse 25 pression 1 et un compresseur mécanique 11. Le turbo compresseur 1 comprend une turbine basse pression 2 dont l'arbre moteur entraîne mécaniquement un compresseur basse pression 3. Le système comporte également un moteur thermique 4 relié à la sortie du compresseur basse pression 3. Le moteur thermique 4, qui est, par exemple, un moteur Diesel, 30 reçoit par des tubulures d'admission 6, de l'air frais, provenant de l'extérieur, et comprimé par le compresseur basse pression 3 du turbocompresseur basse pression 1. Le moteur 4 génère, lors de son fonctionnement, des gaz de combustion ou gaz d'échappement qui s'échappent par la ligne d'échappement 8. La turbine basse pression 2 est montée sur la ligne d'échappement 8 de manière à être entrainée par les gaz d'échappement sortant par la ligne d'échappement 8. La turbine basse pression 2 est mécaniquement reliée au compresseur basse pression 3 qu'elle entraîne en rotation. Il n'y a pas de recyclage des gaz d'échappement du moteur vers l'admission du moteur 4. Il est possible de court-circuiter la turbine basse pression 2 au moyen d'une première vanne de dérivation 151 actionnée par un actionneur 15. Cette première vanne de dérivation 151 peut être par exemple, une vanne de type vanne papillon. Cette première vanne de dérivation 151 est disposée à l'entrée d'un circuit de dérivation basse pression 153 qui relie directement la ligne d'échappement 8 au pot catalytique 82. En fermant la première vanne de dérivation 151, la totalité des gaz d'échappement sortant du moteur 4 par la ligne d'échappement 8 est injectée dans la turbine basse pression 2 puis passe dans le filtre catalytique 82. Le compresseur basse pression 3 est alimenté en air frais 5, provenant de l'extérieur par une conduite d'admission 51. L'air entrant est filtré par un filtre à air 53. Un capteur de débit 510 qui permet de mesurer le débit d'air Wc,m d'admission est disposé sur la conduite d'admission 51 en amont du compresseur basse pression 3 et en aval du filtre à air 53. De même, un capteur de température 511 permet de mesurer la température de l'air en amont Tuc du compresseur basse pression 3. La sortie du compresseur basse pression 3 est reliée à l'entrée du compresseur mécanique 11. La sortie du compresseur mécanique 11 est reliée à la tubulure d'admission 6.Un circuit de dérivation haute pression 111 permet de faire varier le débit d'air traversant le compresseur mécanique 11. Ce circuit de dérivation haute pression 111 relie la sortie du compresseur basse pression 3 directement à la tubulure d'admission 6. Le circuit de dérivation haute pression 111 est équipé d'une seconde vanne de dérivation 161 actionnée par un second actionneur 16. Cette seconde vanne 161 peut également être une vanne papillon. Le compresseur mécanique 11 est relié mécaniquement au moteur 4 par l'intermédiaire d'un arbre de liaison 13, équipé d'un embrayage 131. Le compresseur mécanique 11 est ainsi directement entraîné en rotation par le moteur 4. Selon le degré d'ouverture de la première vanne 151, tout ou partie des gaz d'échappement sortant du moteur 4 par la ligne d'échappement 8 entrent dans la turbine basse pression 2, et l'entraînent en rotation puis repartent dans le filtre à particules 82. Un capteur de pression 220 est disposé à sortie de la turbine basse pression 2 de manière à mesurer la pression Pd,t en aval de la turbine basse pression 2. Un capteur de température 221 est disposé an amont de la turbine basse pression 2 de manière à mesurer la température en amont de la turbine basse pression Tut. Un capteur de pression 230 est également disposé en sortie du compresseur basse pression 3 de manière à mesurer la pression Pd c en aval du compresseur basse pression 3. Un capteur de pression 240 et un capteur de température 241 est disposé 15 dans la tubulure 6 de manière à mesurer la pression de suralimentation du moteur Psural. Deux échangeurs de chaleur 7 sont disposés respectivement, l'un entre la sortie du compresseur basse pression 3 et l'entrée du compresseur mécanique 11 et l'autre entre la sortie du compresseur mécanique 11 et la tubulure 20 d'admission 6. La première vanne 151 et la seconde vanne 161 sont des vannes qui peuvent être commandées proportionnellement, c'est-à-dire qu'elles peuvent plus ou moins boucher la conduite de manière à réguler le débit traversant la conduite sur laquelle elles sont installées. 25 Selon l'invention, on distingue quatre zones de fonctionnement du moteur thermique 4. Lorsque le moteur 4 fonctionne à très faible charge et à faible régime, on ne contrôle pas la suralimentation et l'on peut mettre en oeuvre un recyclage des gaz d'échappement vers l'alimentation du moteur 4 en alimentant le 30 compresseur basse pression 3 avec des gaz d'échappement provenant de la sortie du filtre à particules 82 et/ou en réinjectant des gaz d'échappement de la ligne 8 directement dans la tubulure 6. As shown in FIG. 1, according to one embodiment of the invention, the regulation system comprises a low-pressure turbocharger 1 and a mechanical compressor 11. The turbo compressor 1 comprises a low-pressure turbine 2 whose driving shaft drives mechanically a low-pressure compressor 3. The system also comprises a heat engine 4 connected to the output of the low-pressure compressor 3. The heat engine 4, which is, for example, a diesel engine, 30 receives by admission pipes 6, fresh air from outside and compressed by the low pressure compressor 3 of the low pressure turbocharger 1. The engine 4 generates, during its operation, combustion gases or exhaust gases which escape through the exhaust line 8. The low pressure turbine 2 is mounted on the exhaust line 8 so as to be driven by the exhaust gas leaving the exhaust line 8. The low turbine pressure 2 is mechanically connected to the low-pressure compressor 3 which it rotates. There is no recycling of the engine exhaust gas to the intake of the engine 4. It is possible to bypass the low pressure turbine 2 by means of a first bypass valve 151 actuated by an actuator 15 This first bypass valve 151 can be, for example, a butterfly valve type valve. This first bypass valve 151 is disposed at the inlet of a low pressure bypass circuit 153 which directly connects the exhaust line 8 to the catalytic converter 82. By closing the first bypass valve 151, all of the gases of Exhaust leaving the engine 4 by the exhaust line 8 is injected into the low-pressure turbine 2 and then passes into the catalytic filter 82. The low-pressure compressor 3 is supplied with fresh air 5, coming from the outside by a duct. admission 51. The incoming air is filtered by an air filter 53. A flow sensor 510 which measures the air flow Wc, m intake is disposed on the intake pipe 51 upstream of the low compressor pressure 3 and downstream of the air filter 53. Similarly, a temperature sensor 511 makes it possible to measure the temperature of the upstream air Tuc of the low-pressure compressor 3. The output of the low-pressure compressor 3 is connected to the inlet of the mechanical compressor The output of the mechanical compressor 11 is connected to the intake manifold 6. A high-pressure bypass circuit 111 makes it possible to vary the flow of air passing through the mechanical compressor 11. This high-pressure bypass circuit 111 connects the output of the low pressure compressor 3 directly to the intake manifold 6. The high pressure bypass circuit 111 is equipped with a second bypass valve 161 actuated by a second actuator 16. This second valve 161 may also be a butterfly valve. The mechanical compressor 11 is mechanically connected to the engine 4 by means of a connecting shaft 13, equipped with a clutch 131. The mechanical compressor 11 is thus directly driven in rotation by the engine 4. According to the degree of opening of the first valve 151, all or part of the exhaust gas leaving the engine 4 through the exhaust line 8 enter the low pressure turbine 2, and cause it to rotate and then return to the particulate filter 82. A sensor pressure 220 is arranged at the outlet of the low-pressure turbine 2 so as to measure the pressure Pd, t downstream of the low-pressure turbine 2. A temperature sensor 221 is disposed upstream of the low-pressure turbine 2 so as to measure the temperature upstream of the low pressure turbine Tut. A pressure sensor 230 is also disposed at the outlet of the low-pressure compressor 3 so as to measure the pressure Pdc downstream of the low-pressure compressor 3. A pressure sensor 240 and a temperature sensor 241 are arranged in the tubing 6 of way to measure the supercharging pressure of the Psural engine. Two heat exchangers 7 are respectively disposed, one between the output of the low-pressure compressor 3 and the inlet of the mechanical compressor 11 and the other between the output of the mechanical compressor 11 and the intake manifold 6. The first valve 151 and the second valve 161 are valves that can be controlled proportionally, that is to say they can more or less plug the pipe to regulate the flow through the pipe on which they are installed. According to the invention, there are four operating zones of the heat engine 4. When the engine 4 operates at a very low load and at low speed, the supercharging is not controlled and it is possible to implement a recirculation of the exhaust gases. exhaust to the engine supply 4 by supplying the low-pressure compressor 3 with exhaust gases from the outlet of the particulate filter 82 and / or by re-injecting exhaust gases from the line 8 directly into the manifold 6.

A très faible charge et à bas régime, l'embrayage 131 du compresseur mécanique 11 est fermé de manière à ce que le compresseurs mécanique 11 soit entraîné en rotation par le moteur 4. La seconde vanne 161 qui équipe le circuit de dérivation haute pression 111, est fermée de manière à ce que tout l'air sortant du compresseur basse pression 3 entre dans le compresseur mécanique 11. La première vanne 151 qui équipe le circuit de dérivation base pression 153 est fermée de manière à ce que la totalité du flux de gaz d'échappement passe à travers la turbine basse pression 2 pour l'entraîner en rotation. ro Lorsque le moteur 4 fonctionne à moyenne ou forte charge mais à faible régime, on met en oeuvre un contrôle particulier du système de suralimentation qui sera décrit plus en détail dans la suite de la description. A moyenne ou forte charge mais faible régime, l'embrayage 131 du compresseur mécanique 11 est fermé, la première vanne 151 est fermée et l'on 15 contrôle uniquement l'ouverture de la seconde vanne 161 qui est disposée dans le circuit de dérivation haute pression 111 de façon à contrôler l'alimentation en air du compresseur mécanique 11. Lorsque le régime RM du moteur thermique 4 atteint une valeur de seuil, par exemple de l'ordre de 2750 tr/mn, le moteur 4 fonctionne à haut régime et il 20 est nécessaire de contrôler la suralimentation du moteur 4. A haut régime, on débraye l'embrayage 131 du compresseur mécanique 11. Le moteur 4 n'entraîne donc plus en rotation le compresseur mécanique 11. La suralimentation du moteur est donc réalisée uniquement par le compresseur basse pression 3 qui est actionné par la turbine basse pression 2. La seconde 25 vanne 161 est ouverte de manière à ce que tout l'air sortant du compresseur basse pression 3 du turbocompresseur 1 passe dans la conduite de dérivation haute pression 111 sans entrer dans le compresseur mécanique 11. At very low load and at low speed, the clutch 131 of the mechanical compressor 11 is closed so that the mechanical compressor 11 is rotated by the engine 4. The second valve 161 which equips the high pressure bypass circuit 111 , is closed so that all the air leaving the low pressure compressor 3 enters the mechanical compressor 11. The first valve 151 which equips the pressure-base bypass circuit 153 is closed so that the entire flow of Exhaust gas passes through the low pressure turbine 2 to drive it in rotation. When the engine 4 operates at medium or high load but at low speed, it implements a particular control of the supercharging system which will be described in more detail in the following description. At medium or high load but low speed, the clutch 131 of the mechanical compressor 11 is closed, the first valve 151 is closed and only the opening of the second valve 161 which is arranged in the high bypass circuit is controlled. pressure 111 so as to control the air supply of the mechanical compressor 11. When the RM regime of the heat engine 4 reaches a threshold value, for example of the order of 2750 rev / min, the engine 4 operates at high speed and it is necessary to control the supercharging of the engine 4. At high speed, the clutch 131 of the mechanical compressor 11 is disengaged. The motor 4 therefore no longer drives the mechanical compressor 11 in rotation. The engine is therefore only supercharged. by the low pressure compressor 3 which is actuated by the low pressure turbine 2. The second valve 161 is open so that all the air coming out of the low pressure compressor 3 of the turbocharger 1 passes into the high pressure bypass line 111 without entering the mechanical compressor 11.

Procédé de contrôle à haut régime de fonctionnement du moteur thermique 30 Le contrôle du système de suralimentation est mis en oeuvre de la manière suivante. On ne contrôle que l'alimentation du compresseur basse pression 3 à travers le pilotage de l'ouverture de la première vanne 151 par le biais du positionnement de son actionneur 15. Selon l'invention, le module central du procédé comporte une étape de détermination d'une consigne de position asp du premier actionneur 15 en fonction d'une consigne de rapport de compression PRc,sp et d'une mesure de rapport de compression PRc,m. Deux rapports de pression PR peuvent être définis comme le rapport de la pression amont PU à la pression aval Pd. Pour le compresseur 3, ce rapport de pression est nommé rapport de compression PRc et est égal à PR, = Pu` Pour la turbine basse pression 2, ce rapport de Pela 7o pression est nommé taux de détente PRt et est égal à PR, = Pu' . Pdt Le module central accepte en entrée une consigne de rapport de compression PRc,sp à partir de laquelle sont déterminées des grandeurs en boucle ouverte. Afin d'affiner le procédé, des grandeurs en boucle fermée sont aussi déterminées. Pour cela le procédé est rebouclé sur une grandeur 15 indicative de la réponse du système 20. Cette grandeur mesurée peut être une mesure de rapport de compression PRc,m ou ce qui est équivalent, un écart dudit rapport de compression EPRC calculé par EPRC = PRc,sp - PRc,m. Ce module central peut être mis en oeuvre selon plusieurs modes de réalisation. Deux modes de réalisation illustratifs sont ici présentés. Ces deux 20 modes utilisent des modules identiques ou similaires organisés différemment. Un mode de réalisation "série" est illustré à la figure 2. En se référant à la figure 2, dans le mode série, la détermination d'une consigne de position asp du premier actionneur 15, peut se décomposer en une première étape de détermination, par les blocs 21, 22, 23, d'une consigne de 25 taux de détente PRt,sp en fonction de la consigne de rapport de compression PRc,sp et de la mesure de rapport de compression PRc,m, ou de l'écart PRc, disponibles en entrée, suivie d'une seconde étape de détermination d'une consigne de position asp du premier actionneur 15 en fonction de la consigne de taux de détente PRt,sp ainsi déterminée, au sein du bloc 25 et le cas échéant 30 du bloc 24. La détermination de la consigne de position asp du premier actionneur de by-pass 15 en fonction de la consigne de taux de détente PRt,sp utilise un modèle d'actionneur inverse, situé dans le bloc 25. Ce modèle d'actionneur inverse réutilisé à plusieurs reprises, sera détaillé plus loin. Au sein du bloc de limitation 24, la consigne de taux de détente PRt,sp est avantageusement saturée, avant application du modèle d'actionneur inverse 25. Cette saturation est avantageusement réalisée en bornant ledit taux de détente de la turbine basse pression 2 PRt,sp par un taux de détente PRt,sp,max maximum, calculé en fonction d'une pression Pdt,max maximale autorisée en aval de la turbine 2, selon la formule : PR, sp sat = min(PR1 sp , Pat,m ) Part Method for controlling the operating speed of the heat engine The control of the supercharging system is implemented as follows. Only the supply of the low-pressure compressor 3 is controlled by controlling the opening of the first valve 151 by means of the positioning of its actuator 15. According to the invention, the central module of the method comprises a determination step a position setpoint asp of the first actuator 15 as a function of a compression ratio setpoint PRc, sp and a compression ratio measurement PRc, m. Two pressure ratios PR can be defined as the ratio of the upstream pressure PU to the downstream pressure Pd. For the compressor 3, this pressure ratio is called PRc compression ratio and is equal to PR, = Pu` For the low pressure turbine 2, this ratio Pela 7o pressure is called PRt relaxation rate and is equal to PR, = Could' . Pdt The central module accepts as input a compression ratio setpoint PRc, sp from which are determined quantities in open loop. In order to refine the method, closed loop quantities are also determined. For this, the method is looped back to a quantity indicative of the response of the system 20. This measured quantity may be a compression ratio measurement PRc, m or equivalent, a deviation of the EPRC compression ratio calculated by EPRC = PRc , sp - PRc, m. This central module can be implemented according to several embodiments. Two illustrative embodiments are presented here. These two modes use identical or similar modules organized differently. A "series" embodiment is illustrated in FIG. 2. Referring to FIG. 2, in the series mode, the determination of a position setpoint asp of the first actuator 15 can be decomposed into a first determination step. by the blocks 21, 22, 23 of a set point of expansion PRt, sp as a function of the compression ratio setpoint PRc, sp and the compression ratio measurement PRc, m, or of the PRc deviation, available at the input, followed by a second step of determining an asp position setpoint of the first actuator 15 as a function of the relaxation ratio setpoint PRt, sp thus determined, within the block 25 and if appropriate Of the block 24. The determination of the position setpoint asp of the first bypass actuator 15 as a function of the relaxation ratio setpoint PRt, sp uses a reverse actuator model, located in the block 25. This model of 'reverse actuator reused several times, will be detailed more s far. Within the limitation block 24, the relaxation ratio set point PRt, sp is advantageously saturated, before application of the inverse actuator model 25. This saturation is advantageously achieved by limiting said expansion ratio of the low pressure turbine 2 PRt, sp by a maximum expansion factor PRt, sp, max, calculated as a function of a maximum pressure Pdt, max allowed downstream of the turbine 2, according to the formula: PR, sp sat = min (PR1 sp, Pat, m) part

Après limitation le taux de détente de la turbine 2 PRt,sp est partout remplacé par le taux de détente saturé PRt,sp,sat. After limiting the expansion rate of the turbine 2 PRt, sp is everywhere replaced by the saturated expansion ratio PRt, sp, sat.

La consigne intermédiaire de taux de détente de la turbine 2 PRt,sp est déterminée en ajoutant, par le sommateur 23, une consigne de taux de détente de la turbine 2 PRt,sp,o, en boucle ouverte et une consigne de taux de détente de la turbine 2 PRt,sp,c, en boucle fermée. La consigne de taux de détente de la turbine PRt,sp,o, en boucle ouverte est calculée en fonction de la consigne de rapport de compression PRc,sp par un module modélisant le système 20. Ce module dit de pré positionnement, implémenté au bloc 21, réutilisé à plusieurs reprises, sera détaillé plus loin. La consigne de taux de détente de la turbine 2 PRt,sp,c, en boucle fermée utilise un rebouclage sur des grandeurs mesurées ou estimées issues du système 20 afin d'asservir le procédé. Elle est calculée en fonction d'une erreur ou écart EPRc entre la consigne de rapport de compression PRc,sp et la mesure du rapport de compression PRc,m effectivement réalisé. Le calcul est réalisé par un premier module contrôleur 22. Ce module contrôleur, implémenté au bloc 22, réutilisé à plusieurs reprises, sera détaillé plus loin. The intermediate setpoint of the expansion ratio of the turbine 2 PRt, sp is determined by adding, by the adder 23, a reference rate of expansion of the turbine 2 PRt, sp, o, in an open loop and a reference rate of expansion of the turbine 2 PRt, sp, c, closed loop. The set point of expansion of the turbine PRt, sp, o, open loop is calculated according to the compression ratio setpoint PRc, sp by a module modeling the system 20. This so-called prepositioning module, implemented in the block 21, reused several times, will be detailed later. The expansion ratio setpoint of the closed loop turbine PRt, sp, c uses a loopback on measured or estimated quantities from the system 20 in order to control the process. It is calculated according to an error or EPRc difference between the compression ratio setpoint PRc, sp and the measurement of the compression ratio PRc, m actually achieved. The calculation is performed by a first controller module 22. This controller module, implemented in block 22, reused several times, will be detailed later.

Etape n°1 : Calcul d'une consigne de régime turbocompresseur Une consigne de régime est calculée à partir d'une fonction f1, donnée sous forme d'une cartographie compresseur f1, fournie par le constructeur en fonction de grandeurs réduites ou corrigées en pression et température relativement à des valeurs de référence. Cette cartographie donne le rapport s de compression PR, sur la roue du compresseur basse pression 3 en fonction du débit d'air Wc,m,cor corrigé et du régime Nsp,corc corrigé relativement au compresseur. Le régime N étant défini indifféremment pour la turbine 2 ou le compresseur 3 peut être corrigé Nsp,cort relativement à la température Tut de la turbine 2 ou encore corrigé Nsp,00rc relativement à la température Tup du 10 compresseur basse pression 3. On a: PR,,sp = f (w,,m,cor Ne,00r, ), avec Nsp,corc = NSp 15 Le débit Wc,m,cor d'air d'admission 5 est obtenu par la formule précédente en fonction du débit Wc,m,cor d'air. Ce débit Wc,m,cor est par exemple mesuré par un débitmètre 510. 20 La consigne Nsp de régime turbocompresseur s'obtient ainsi en fonction de la consigne de rapport de compression PRp,sp et du débit Wc,m par inversion de la fonction f1. Step 1: Calculation of a turbocharger speed setpoint A speed setpoint is calculated from a function f1, given in the form of a compressor map f1, supplied by the manufacturer according to reduced or pressure-corrected quantities. and temperature relative to reference values. This map gives the compression ratio PR, on the wheel of the low pressure compressor 3 as a function of the air flow Wc, corrected m, cor and the Nsp regime corrected corc relative to the compressor. The regime N being defined indifferently for the turbine 2 or the compressor 3 can be corrected Nsp, cort relative to the temperature Tut of the turbine 2 or corrected Nsp, 00rc relative to the temperature Tup of the low pressure compressor 3. We have: PR ,, sp = f (w ,, m, horn Ne, 00r,), with Nsp, corc = NSp The flow rate Wc, m, intake air horn 5 is obtained by the preceding formula as a function of the flow rate Wc, m, air horn. This flow rate Wc, m, cor is for example measured by a flowmeter 510. The setpoint Nsp of turbocharger speed is thus obtained as a function of the compression ratio setpoint PRp, sp and the flow rate Wc, m by inverting the function f1.

Etape n°2 : Calcul de la consigne de puissance compresseur. 25 La puissance Np du compresseur basse pression 3 s'exprime analytiquement en appliquant le principe fondamental de la thermodynamique à la roue du compresseur basse pression 3. Il en résulte une expression faisant apparaître les conditions de pression aux bornes du compresseur basse pression 3, le débit Wc,m le traversant et la température Tue en amont : 30 1 c,n .Cpc . .Tac Ti c(PRC. SP )r,. -1 Le rendement ri, dans l'expression précédente est relié au régime Nsp et au débit Wc,,. Cette relation est donnée par une fonction f2, établie par le 5 constructeur, par exemple sous forme d'une cartographie f2. T%c ù/2 Wc,mPcref Tc,ref Tuc Puc 1 Tac Tc,ref A cette étape, on connaît la consigne de rapport de pression PRd,sp, la mesure de débit Wc,m et la consigne de régime Nsp. Il est ainsi possible de 10 calculer la consigne de puissance He,sp compresseur. Cette puissance Hp,sp consommée par le compresseur basse pression 3 correspond à la puissance qui doit être récupérée par la turbine basse pression 2 et transmise audit compresseur basse pression 3 pour atteindre la pression de suralimentation Pdt,HP souhaitée dans le répartiteur d'admission 6. 15 Etape n°3 : Calcul de la puissance de la turbine. L'étape 3 transforme la consigne de puissance Hp,sp compresseur en consigne de puissance Ht,sp turbine. La vitesse de rotation ou régime N du turbocompresseur 1 est obtenue par le principe fondamental de la dynamique 20 appliqué au système composé de la turbine basse pression 2 du compresseur basse pression 3 et de l'axe de couplage entre la turbine 2 et le compresseur 3. Cette relation permet de transférer les consignes admission (sur le compresseur) en consignes échappement (sur la turbine). Le régime N du turbocompresseur 1 dépend essentiellement de la différence entre la puissance 25 Ht de la turbine basse pression 2 et la puissance Hd du compresseur basse pression 3. Ces puissances s'expriment analytiquement à partir de l'application du premier principe de la thermodynamique. Dans l'équation ci-dessous, les puissances sont remplacées par leur consigne : dN JN = H, ù H dt c ,.,r où J est l'inertie et d/dt l'opérateur de dérivation par rapport au temps. On fait l'hypothèse que le système est à l'équilibre. Ceci permet de négliger le terme dynamique. Selon cette hypothèse, toute la puissance turbine 2 est transmise au compresseur basse pression 3 : Step 2: Calculation of the compressor power setpoint. The power Np of the low-pressure compressor 3 is analytically expressed by applying the fundamental principle of thermodynamics to the wheel of the low-pressure compressor 3. This results in an expression showing the pressure conditions at the terminals of the low-pressure compressor 3, the flow Wc, m through it and the temperature Kills upstream: 30 1 c, n .Cpc. Tac Ti c (PRC, SP) r ,. -1 The yield ri, in the previous expression is connected to the regime Nsp and flow Wc ,,. This relation is given by a function f2, established by the manufacturer, for example in the form of a map f2. T% c ù / 2 Wc, mPcref Tc, ref Tuc Puc 1 Tac Tc, ref At this stage, the pressure ratio setpoint PRd, sp, the flow measurement Wc, m and the setpoint speed Nsp are known. It is thus possible to calculate the power setpoint He, sp compressor. This power Hp, sp consumed by the low-pressure compressor 3 corresponds to the power that must be recovered by the low-pressure turbine 2 and transmitted to said low-pressure compressor 3 to reach the supercharging pressure Pdt, HP desired in the intake distributor 6 Step 3: Calculation of the power of the turbine. Step 3 converts the power setpoint Hp, sp compressor into power setpoint Ht, sp turbine. The rotational speed or speed N of the turbocharger 1 is obtained by the fundamental principle of the dynamics applied to the system consisting of the low-pressure turbine 2 of the low-pressure compressor 3 and the coupling axis between the turbine 2 and the compressor 3 This relation makes it possible to transfer the admission instructions (on the compressor) to the exhaust instructions (on the turbine). The N regime of the turbocharger 1 essentially depends on the difference between the power 25 Ht of the low-pressure turbine 2 and the power Hd of the low-pressure compressor 3. These powers are analytically expressed from the application of the first principle of thermodynamics . In the equation below, the powers are replaced by their setpoint: dN JN = H, where H is the inertia and d / dt is the derivative operator with respect to time. It is assumed that the system is in equilibrium. This makes it possible to neglect the dynamic term. According to this hypothesis, all the turbine power 2 is transmitted to the low-pressure compressor 3:

H, Sr = HC ,r Etape n°4 : Calcul de la consigne de taux de détente en boucle ouverte H, Sr = HC, Step 4: Calculation of the Open Loop Rate Reference

La puissance Ht,sp turbine est connue et dépend explicitement du taux de détente PRt,sp, selon la formule suivante : PRt,Sr,ol , avec y, Tt ref r1, _ 13 PR,,.SP,or, Nsr Tut l T , 1 ,ref Y' r P r T Wt sr ' T u ref P dt = f PR,,Sp,o> > NSr ef Il est possible d'écrire cette formule en fonction de la consigne taux de détente de la turbine basse pression 2 PRt,sp et de l'inverser afin de calculer une consigne PRt,sp de taux de détente de la turbine basse pression 2. Dans l'expression de la puissance turbine ci dessous, le débit W, sr et l'efficacité 17, sont donnés par des fonctions f3 et f4 fournies sous forme de cartographies établies par le constructeur du turbocompresseur 1. Elles dépendent du régime turbine N et du taux de détente PRt. L'équation d'égalité des consignes de puissance peut être réécrite en remplaçant la consigne de puissance Ht,sp turbine par son expression : 25 H~,.tn =W,,., .Cp, .Tu, ,sn,ol 17 i 1 PR',sn,o1 i 1 r, Ensuite, si on remplace le débit et le rendement par leurs expressions respectives, il vient : H~ = CP, ' Tu, / 3 (PR,,.Çp,O> , Nsp,cor! ) Îa (PR, sn,o> > NsP,cor, Pa, t,ref T,,ref Tut r i PRt,sP,ol / r, Finalement, la relation ci-dessus est inversée afin de calculer la consigne de taux de détente PRt,sp,oi nécessaire pour atteindre la puissance compresseur Hc,sp souhaitée qui, à son tour, permettra d'obtenir la consigne de rapport de 10 compression PRc,sp et donc la pression Pdt,sp de suralimentation souhaitée. PR = F Hc, sn C .T p Ul Per, P,,ref Nsp T, ref Tu, ref Tu, i La cartographie F"1 intègre les cartographies f3 et f4. 15 Les grandeurs utilisées dans les formules précédentes sont des grandeurs de consigne d'entrée ou sont déterminées par les formules précédentes. Il peut encore s'agir de constantes. Ainsi les constantes thermodynamiques : Cpt capacité thermique du gaz d'échappement en sortie du filtre à particules à 20 pression constante est égale 1136 J/kg/K, Yt, coefficient rapport Cpt/Cvt des capacités thermiques du gaz d'échappement en sortie du filtre à particules, respectivement à pression constante et à volume constant, est égale à 1,34, Cpc capacité thermique de l'air d'admission en amont du filtre à air, à pression 25 constante est égal 1005 J/kg/K, Yc, coefficient rapport Cp/Cvc des capacités thermiques de l'air d'admission en amont du filtre à air, respectivement à pression constante et à volume constant, est égale à 1,4. En ce qui concerne les autres grandeurs : Pdt,max est une constante déterminée par des calculs de résistance de la tubulure, Wc,m est déterminé par le débitmètre 510, compte tenu de la conservation des masses, hypothèse est faite que WC,m,HP est égal à WC,m,BP. Pdt, Pdc, Tuc, Tut sont déterminées par des capteurs, des estimateurs ou toute autre méthode connue de l'homme du métier. Ainsi, la température Tut en amont de la turbine peut être connue par une cartographie en fonction du régime moteur RM et de la charge du moteur 4. Les températures et pressions de références, utilisées pour déterminer les grandeurs réduites corrigées, sont dans les exemples illustratifs fournis, égales à: Tc,ref = 298°K, Tt,ref = 873°K, Pc,ref = Pt,ref = 1 atm. Ceci est valable tant pour le turbocompresseur 1 basse pression, que pour le compresseur mécanique 11. Le contrôleur est un autre module réutilisé dans les différents modes de réalisation. Un premier module contrôleur 22 est utilisé par le mode série, et un second module contrôleur 27 est utilisé par le mode parallèle. La fonction d'un tel régulateur est, de manière connue, de modifier une grandeur de sortie, ici PRt,sp ou asp, afin d'annuler l'écart PRC mesuré en entrée. L'homme du métier connaît différentes méthodes pour réaliser une telle fonction. On peut ainsi citer le cas où le contrôleur est un régulateur 22, 27 utilisant des règles de logique floue. De manière classique encore, le régulateur 22, 27 peut comprendre un module Proportionnel, Intégral, Dérivé ou PID. Un autre module réutilisé dans les différents modes de réalisation est un module modélisant un actionneur. Un tel actionneur permet de contrôler l'ouverture d'une vanne. Cette vanne peut être par exemple formée d'un disque monté à rotation dans un cadre qui présente une section sensiblement égale à celle de la tubulure dans laquelle est disposée la vanne. En pivotant le disque peut plus ou moins obturer la section du cadre et donc faire varier le débit dans la tubulure. La position du disque de la vanne est commandable proportionnellement par une consigne asp afin de modifier la section de Sact de son ouverture entre 0 et 100%. La section de l'ouverture précitée correspond à la section du cadre de la vanne qui n'est pas obturé par le disque. Une telle modélisation est par exemple obtenue en utilisant une équation de Barré Saint Venant, selon la formule : Wax, = Sac, , dr .v(PR) , où VTd, PR désigne la grandeur d'entrée soit respectivement : PRt,sp la consigne de taux de détente de la turbine basse pression 2, PRt,sp,o, la consigne de taux de détente de la turbine basse pression 2 en boucle ouverte, PRt,sp,o,,sat la consigne de taux de détente de la turbine basse pression 2 en boucle ouverte saturée, Wact est un débit au travers de la première vanne 151 Sact est une section de la première vanne 151 Pdt est une mesure de pression en aval de la turbine basse pression 2, Tdt est une mesure de température en aval de la turbine basse pression 2, 4) une fonction de la variable X, définie par : -2 -(v,-1) 2y' X Y' -X Y' , avec R(y, -1) Yt est une première constante thermodynamique du gaz d'échappement en sortie de filtre à particules 82, égale à 1,4, R est la constante des gaz, égale à 287 J/kg/K. Dans la formule précédente le débit Wact au travers de la première vanne 151 peut être déterminé, du fait de la conservation des masses selon la formule WaC, Wem ùW où äp, Wc,m est un débit mesuré au travers du compresseur basse pression 3 Wt,sp est une consigne de débit au travers de la turbine basse pression 2. Avantageusement, afin de pouvoir déterminer plus rapidement une valeur de section Sac de la première vanne 151 ladite section peut être cartographiée en fonction de la consigne de position asp de ladite vanne 151 et de la consigne de taux de détente PRt,sp de la turbine basse pression 2. Lorsque le turbocompresseur 1 basse pression est piloté, le gestionnaire 19 pilote le premier actionneur 15 par la consigne asp,BP, et commande la seconde vanne haute pression 161 en position ouverte par une commande R. ~o Les grandeurs d'entrée de consigne ou de mesure PRC,sp,BP et PRC,m,BP sont éventuellement mise en forme par un bloc d'entrée 35 à partir de grandeurs plus élémentaires telles que des pressions. Les autres grandeurs utiles WC,m,HP, Pdt,Hp, Pdc,HP, Tut,HP, Tuc,HP sont The power Ht, sp turbine is known and depends explicitly on the relaxation rate PRt, sp, according to the following formula: PRt, Sr, ol, with y, Tt ref r1, _13 PR ,, .SP, or, Nsr Tut l T, 1, ref Y 'r P r T Wt sr' T u ref P dt = f PR ,, Sp, o>> NSr ef It is possible to write this formula according to the set point of expansion of the turbine low pressure 2 PRt, sp and invert it in order to calculate a setpoint PRt, sp of expansion rate of the low-pressure turbine 2. In the expression of the turbine power below, the flow W, sr and efficiency 17, are given by functions f3 and f4 provided in the form of maps established by the manufacturer of the turbocharger 1. They depend on the N turbine speed and the relaxation rate PRt. The equation of equality of the power setpoints can be rewritten by replacing the power setpoint Ht, sp turbine by its expression: ## EQU1 ## Then, if we replace the flow and the yield by their respective expressions, it comes: H ~ = CP, 'Tu, / 3 (PR ,, .Cp, O>, Nsp, cor!) Îa (PR, sn, o>> NsP, cor, Pa, t, ref T ,, ref T rt PRt, sP, ol / r, Finally, the above relation is inverted to compute the set point of expansion PRt, sp, oi necessary to reach the compressor power Hc, sp desired, which, in turn, will obtain the compression ratio setpoint PRc, sp and thus the pressure Pdt, sp supercharging desired PR = F Hc, sn C .T p Ul Per, P ,, ref Nsp T, ref Tu, ref Tu, i The mapping F "1 integrates the maps f 3 and f 4. The quantities used in the preceding formulas are input setpoint quantities or are determined by the formulas It can still be constant. Thus the thermodynamic constants: Cpt thermal capacity of the exhaust gas at the outlet of the constant pressure particle filter is equal to 1136 J / kg / K, Yt, coefficient Cpt / Cvt ratio of the thermal capacities of the exhaust gas at the outlet of the particle filter, respectively constant pressure and constant volume, is equal to 1.34, Cpc thermal capacity of the intake air upstream of the air filter, constant pressure is equal to 1005 J / kg / K, Yc, coefficient Cp / Cvc ratio of the thermal capacities of the intake air upstream of the air filter, respectively at constant pressure and constant volume, is equal to 1.4. With regard to the other quantities: Pdt, max is a constant determined by tubular resistance calculations, Wc, m is determined by the flowmeter 510, taking into account the conservation of the masses, it is assumed that WC, m, HP is equal to WC, m, BP. Pdt, Pdc, Tuc, Tut are determined by sensors, estimators or any other method known to those skilled in the art. Thus, the temperature Tut upstream of the turbine may be known by mapping according to the engine speed RM and the load of the engine 4. The reference temperatures and pressures used to determine the reduced corrected quantities are in the illustrative examples provided, equal to: Tc, ref = 298 ° K, Tt, ref = 873 ° K, Pc, ref = Pt, ref = 1 atm. This is valid for both the low pressure turbocharger 1 and the mechanical compressor 11. The controller is another reused module in the various embodiments. A first controller module 22 is used by the serial mode, and a second controller module 27 is used by the parallel mode. The function of such a regulator is, in known manner, to modify an output quantity, here PRt, sp or asp, in order to cancel the difference PRC measured at the input. The skilled person knows different methods to achieve such a function. It is thus possible to cite the case where the controller is a regulator 22, 27 using fuzzy logic rules. In a still conventional manner, the regulator 22, 27 may comprise a Proportional, Integral, Derived or PID module. Another module reused in the various embodiments is a module modeling an actuator. Such an actuator makes it possible to control the opening of a valve. This valve may for example be formed of a disc rotatably mounted in a frame which has a section substantially equal to that of the tubing in which the valve is disposed. By swiveling the disc can more or less close the section of the frame and thus vary the flow in the tubing. The position of the valve disc is proportionally controllable by an asp instruction to modify the Sact section of its opening between 0 and 100%. The section of the aforementioned opening corresponds to the section of the frame of the valve which is not closed by the disc. Such a model is for example obtained using an equation of Barrier Saint Venant, according to the formula: Wax, = Sac,, dr .v (PR), where VTd, PR denotes the input quantity respectively: PRt, sp set point of expansion of the low-pressure turbine 2, PRt, sp, o, the set point of expansion of the low-pressure turbine 2 open loop, PRt, sp, o ,, sat the reference rate of expansion of the low-pressure turbine 2 open saturated loop, Wact is a flow through the first valve 151 Sact is a section of the first valve 151 Pdt is a pressure measurement downstream of the low-pressure turbine 2, Tdt is a temperature measurement downstream of the low-pressure turbine 2, 4) a function of the variable X, defined by: -2 - (v, -1) 2y 'XY' -XY ', with R (y, -1) Yt is a first thermodynamic constant of the exhaust gas at the outlet of particle filter 82, equal to 1.4, R is the gas constant, equal to 287 J / kg / K. In the above formula, the flow Wact through the first valve 151 can be determined, because of the conservation of masses according to the formula WaC, Wem ùW where äp, Wc, m is a flow measured through the low pressure compressor 3 Wt , sp is a flow setpoint through the low-pressure turbine 2. Advantageously, in order to be able to more quickly determine a section value Bag of the first valve 151 said section can be mapped according to the asp position of said valve 151 and of the set point of expansion PRt, sp of the low pressure turbine 2. When the turbocharger 1 low pressure is controlled, the manager 19 drives the first actuator 15 by the set asp, BP, and controls the second high pressure valve 161 in the open position by a command R. ~ o The setpoint or measurement input variables PRC, sp, BP and PRC, m, BP are optionally formatted by an input block 35 from quantities more basic such as pressures. The other useful sizes WC, m, HP, Pdt, HP, Pdc, HP, Tut, HP, Tuc, HP are

obtenues par un capteur, un estimateur ou une cartographie. 15 Pour le module basse pression, il est nécessaire de connaître Pdc,sp,BP, Pdc,m,BP, et Puc,m,Bp. Lorsque l'on pilote le turbocompresseur 1 basse pression, la seconde vanne de by-pass 161 est ouverte. La pression aval Pdc,sp,BP basse pression est alors égale à la pression de suralimentation ou pression aval Pdc,sp,HP haute pression qui est connue. De même pour la mesure de cette 20 grandeur Pdc,m,BP = Pdc,m,HP. La pression amont Puc,m,BP basse pression est égale à la pression d'admission de l'air 5 soit la pression atmosphérique Patm égale à 1 atm. Ceci permet de calculer les grandeurs d'entrée du module 18 basse pression : PR _ Puc,m,BP = Palm PR, Puc,m,BP et c,,sp,Bl ù P P ,m,BP _ ù P dc,sp,BP dc,sp,HP dc,m,HP PRc,BP = PRC,sp,BP - PRC,m,BP via le sommateur 34. Les autres grandeurs utiles Wc,m,BP, Pdt,BP, Pdc,Bp, Tut,BP, Tuc,BP sont obtained by a sensor, an estimator or a cartography. For the low pressure module, it is necessary to know Pdc, sp, BP, Pdc, m, BP, and Puc, m, Bp. When driving the turbocharger 1 low pressure, the second bypass valve 161 is open. The downstream pressure Pdc, sp, BP low pressure is then equal to the supercharging pressure or downstream pressure Pdc, sp, HP high pressure which is known. Similarly for measuring this magnitude Pdc, m, BP = Pdc, m, HP. The upstream pressure Puc, m, BP low pressure is equal to the air inlet pressure 5 is the atmospheric pressure Patm equal to 1 atm. This makes it possible to calculate the input quantities of the low-pressure module 18: PR _ Puc, m, BP = Palm PR, Puc, m, BP and c ,, sp, B PP, m, BP _ ù P dc, sp , BP dc, sp, HP dc, m, HP PRc, BP = PRC, sp, BP-PRC, m, BP via summator 34. The other useful quantities Wc, m, BP, Pdt, BP, Pdc, Bp, Tut, BP, Tuc, BP are

obtenues par un capteur, un estimateur ou une cartographie. 25 30 Procédé de contrôle du système de suralimentation lorsque le moteur fonctionne à moyenne forte charqe et faible régime ou moyenne forte charqe et haut régime Lorsque le moteur fonctionne à moyenne ûforte charge et bas régime et lorsque le moteur fonctionne à moyenne ûforte charge et haut régime mais inférieur par exemple, à la valeur donnée pour le haut régime, on embraye l'embrayage du compresseur mécanique 11 afin qu'il soit entraîné par le moteur 4. On ferme la première vanne 151 qui équipe le circuit de dérivation io basse pression de manière à ce que tout le flux de gaz d'échappement passant à travers la ligne d'échappement 8 actionne la turbine basse pression 2. On contrôle alors uniquement l'ouverture de la seconde vanne haute pression 161 au moyen de son actionneur 16. Cette configuration permet de compenser le temps de réponse important du turbocompresseur basse pression lorsque le 15 moteur fonctionne à haut régime. Dans ce cas, le compresseur mécanique 11 est utilisé uniquement de manière transitoire. Le comportement du compresseur mécanique haute pression (HP) 11 est fortement influencé par la pression en aval du compresseur mécanique 11. Le procédé selon l'invention propose de mettre en oeuvre une estimation 20 dynamique du turbocompresseur basse pression 1. La figure 3 représente le volume entrant dans le compresseur mécanique en fonction du rapport de compression. Sur cette figure, les courbes iso-vitesse (5000 à 21000 tr/min) sont représentées en pointillés alors que les courbes isorendement (55% à 72%) sont en trait plein. 25 Pour un compresseur mécanique, le rapport de compression PRHP dépend de la vitesse de rotation du compresseur et du débit d'air le traversant. La vitesse de rotation du compresseur mécanique 11 est imposée par le moteur 4 puisque l'embrayage 131 est fermé, ceci au rapport de transmission près. La seconde vanne 161 permet donc de moduler le débit d'air traversant le 30 compresseur mécanique 11 ce qui permet de contrôler le rapport de compression PRHP précité. Pour un régime de rotation donné (qui correspond à une courbe iso-vitesse), l'ouverture ou la fermeture de la seconde vanne 161 permet d'augmenter ou de réduire le débit d'air entrant dans le compresseur mécanique 11 en générant une re-circulation d'air. Il faut donc transformer la consigne de rapport de compression en consigne de débit compresseur et la mesure du rapport de compression en mesure de débit compresseur par l'intermédiaire de la caractéristique inversée du compresseur mécanique (débit compresseur = f(régime , rapport de compression) ). Estimation dynamique du turbocompresseur BP 1 lo L'invention se propose de réaliser une estimation dynamique du comportement du turbocompresseur basse pression 1 pour la prise en compte physique des interactions entre le turbocompresseur basse pression (BP) et le compresseur mécanique haute pression 11 (HP) pour le prépositionnement de la seconde vanne 161 et le calcul des consignes. 15 Cette estimation dynamique permet d'étendre la zone de fonctionnement du compresseur mécanique haute pression en régime transitoire, sans ajout de capteur spécifique. L'estimateur dynamique du turbocompresseur basse pression est basé sur un modèle physique. En effet, le turbocompresseur est un système 20 dynamique tournant, dont l'évolution est régie par une équation de bilan d'énergie. Calcul de la puissance du compresseur basse pression 3 Le calcul de la puissance au compresseur basse pression 3 s'exprime 25 alors : (y PR,ù' -1 (1) J Pour cela, on mesure le débit d'air entrant Wc,m et la température en amont du compresseur basse pression 3 Tuc,m. Cp est la capacité calorifique à pression constante du fluide s'écoulant dans le turbocompresseur et y le 30 rapport de la capacité calorifique à pression constante sur la capacité calorifique à volume constant de ce même fluide. P~ W~Cp 1 Tus PR = f, .\/ Tu, 1 rie=J2 WC ,N Puc \Tuc ~ La pression en amont du compresseur basse pression Puc,m est obtained by a sensor, an estimator or a cartography. 25 30 Method of controlling the supercharging system when the engine is running at medium high load and low speed or medium high load and high speed When the engine is running at medium high load and low speed and when the engine is running at medium high load and high speed but lower, for example, to the value given for the high speed, the clutch of the mechanical compressor 11 is engaged so that it is driven by the engine 4. The first valve 151 which equips the low pressure bypass circuit of in such a way that all the flow of exhaust gas passing through the exhaust line 8 actuates the low-pressure turbine 2. Only the opening of the second high pressure valve 161 is then controlled by means of its actuator 16. This configuration makes it possible to compensate for the high response time of the low pressure turbocharger when the engine is operating at high speed. In this case, the mechanical compressor 11 is used only transiently. The behavior of the high pressure (HP) mechanical compressor 11 is strongly influenced by the pressure downstream of the mechanical compressor 11. The method according to the invention proposes to implement a dynamic estimation of the low pressure turbocharger 1. FIG. volume entering the mechanical compressor as a function of the compression ratio. In this figure, the iso-velocity curves (5000 to 21000 rpm) are shown in dotted lines while the isorendment curves (55% to 72%) are solid lines. For a mechanical compressor, the PRHP compression ratio depends on the speed of rotation of the compressor and the air flow therethrough. The rotational speed of the mechanical compressor 11 is imposed by the motor 4 since the clutch 131 is closed, this transmission ratio close. The second valve 161 thus makes it possible to modulate the flow rate of air passing through the mechanical compressor 11, which makes it possible to control the above-mentioned PRHP compression ratio. For a given rotational speed (which corresponds to an iso-speed curve), the opening or closing of the second valve 161 makes it possible to increase or reduce the flow of air entering the mechanical compressor 11 by generating a re -circulation of air. It is therefore necessary to convert the compression ratio setpoint to the compressor flow setpoint and the measurement of the compression ratio to the compressor flow measurement by means of the inverted characteristic of the mechanical compressor (compressor flow = f (speed, compression ratio). ). The invention proposes to make a dynamic estimation of the behavior of the low-pressure turbocharger 1 for the physical taking into account of the interactions between the low-pressure turbocharger (LP) and the high-pressure mechanical compressor 11 (HP). for the prepositioning of the second valve 161 and the calculation of the instructions. This dynamic estimate makes it possible to extend the operating zone of the high-pressure mechanical compressor under transient conditions, without the addition of a specific sensor. The dynamic estimator of the low pressure turbocharger is based on a physical model. Indeed, the turbocharger is a rotating dynamic system whose evolution is governed by an energy balance equation. Calculation of the power of the low-pressure compressor 3 The calculation of the power at the low-pressure compressor 3 is then expressed as follows: (y PR, ù '-1 (1) J For this, the inflow of the incoming air Wc is measured, m and the temperature upstream of the low pressure compressor 3 Tuc, m Cp is the constant pressure heat capacity of the fluid flowing in the turbocharger and the ratio of the heat capacity at constant pressure to the constant volume heat capacity. of this same fluid P ~ W ~ Cp 1 Tus PR = f,. \ / Tu, 1 rie = J2 WC, N Puc \ Tuc ~ The pressure upstream of the low pressure compressor Puc, m is

mesurée. Le régime du turbocompresseur est fourni par l'estimateur, les measured. The turbocharger regime is provided by the estimator, the

io fonctions f1 et f2 étant quant à elles des données provenant du constructeur du the functions f1 and f2 being for their part data coming from the manufacturer of the

turbocompresseur. turbocharger.

Le débit d'air Wc,m peut par exemple être mesuré au moyen d'un capteur fil chaud placé 510, en sortie du filtre à air 53. La pression Puc,m peut quant à elle être mesurée par un capteur piézo-électrique. The air flow Wc, m can for example be measured by means of a hot wire sensor placed 510, at the outlet of the air filter 53. The pressure Puc, m can in turn be measured by a piezoelectric sensor.

15 P, = W, Cpri,Tu, 1- PR, 1 i 20 Ici, la température amont turbine Tut,m n'est pas mesurée, et on fait l'hypothèse qu'il existe une dépendance statique entre cette température, le régime moteur et la charge : Tu, =ff(-A/lf,Ne) (5) où Mt est la quantité de carburant injecté et Ne le régime moteur du 25 moteur 4. De manière analogue à ce qui est fait pour le compresseur basse pression 3, il existe une relation statique entre le débit turbine Wt, le taux de 23 Le rapport de compression du compresseur basse pression 3 PRc et l'efficacité rlc sont quant à eux obtenus à partir de cartographies statiques fournies par le constructeur du turbocompresseur. Ces grandeurs sont exprimées en fonction de variables corrigées par les formules suivantes : iW~T . u` , N Pu,. V Tuc ) (2) (3) Calcul de la puissance au niveau de la turbine basse La puissance fournie par la turbine basse pression 2 à l'arbre moteur du compresseur basse pression 3 est donnée par l'équation : 1 Yù1 \ (4) détente de la turbine PRt, et le régime turbine Nt. Il existe également une relation entre l'efficacité turbine rit, le débit turbine Wt et le régime turbine Nt. W \/T,,, 1 = fa PR ,,N (6) (7) Le débit turbine Wt,m est estimé à partir du débit d'air mesuré au niveau de l'entrée d'air du moteur 4, à l'aide d'un filtre passe-bas du premier ordre pour représenter le temps de transport entre le capteur débitmètre et la turbine basse pression 2. Cette simplification est justifiée par le fait que l'estimateur io basse pression est utilisé uniquement lorsque la première vanne 151 ( wastegate BP ) est fermée. L'efficacité turbine rit est ainsi déterminée à partir de grandeurs connues ou estimées. En revanche, l'équation (4) nécessite de connaître le taux de détente 15 de la turbine basse pression 2, car celui-ci n'est pas mesuré. Pour cela, on va utiliser la mesure de pression aval turbine basse pression Pdt,m et inverser l'équation (6). On a alors : ( PdI PR, f4 PR, ,N 1 (7) .\jTu, Tus Here, the turbine upstream temperature Tut, m is not measured, and it is assumed that there is a static dependence between this temperature, the temperature, and the temperature. engine speed and the load: Tu, = ff (-A / lf, Ne) (5) where Mt is the amount of fuel injected and Ne is the engine speed of the engine 4. Analogously to what is done for the compressor 3 low pressure, there is a static relationship between the turbine flow Wt, the rate of 23 The compression ratio of the low pressure compressor 3 PRc and efficiency rlc are obtained from static maps provided by the manufacturer of the turbocharger . These quantities are expressed according to variables corrected by the following formulas: iW ~ T. u`, N Pu ,. V Tuc) (2) (3) Calculation of the power at the low turbine The power supplied by the low-pressure turbine 2 to the motor shaft of the low-pressure compressor 3 is given by the equation: ## EQU1 ## ) relaxation of the turbine PRt, and the turbine speed Nt. There is also a relationship between turbine efficiency, turbine flow Wt and turbine speed Nt. W \ / T ,,, 1 = fa PR ,, N (6) (7) The turbine flow rate Wt, m is estimated from the air flow rate measured at the air inlet of the engine 4, at using a first-order low-pass filter to represent the transport time between the flowmeter sensor and the low-pressure turbine 2. This simplification is justified by the fact that the low-pressure estimator is used only when the first low-pressure filter is used. valve 151 (wastegate BP) is closed. The turbine efficiency is thus determined from known or estimated quantities. On the other hand, equation (4) requires the rate of expansion 15 of the low-pressure turbine 2 to be known, since this is not measured. For this, we will use the pressure measurement downstream low pressure turbine Pdt, m and reverse the equation (6). We have then: (PdI PR, f4 PR,, N 1 (7). \ JTu, Tus

On peut alors considérer une nouvelle cartographie f5, formant une fonction 20 inversible, qui s'obtient selon la relation : i PR,,N PRt,N 1 (8) Tu= f5 1 = PR, •fa \/Tul Calcul du réqime turbocompresseur A partir des puissances au compresseur basse pression 3 et à la turbine 25 basse pression 2, on utilise l'équation mécanique sur l'arbre du turbocompresseur basse pression 1 : 5 J.N d = P, P' (9) Ceci est implémenté dans l'estimateur par l'intermédiaire d'une équation de récurrence : / -P. Nk = Nk-1 + Tech ` (10) J.Nk_1 où k est un indice de récurrence représentant le temps. On obtient ainsi une estimation du régime turbocompresseur basse pression 1, mais également du rapport de compression du compresseur basse 10 pression PRc,m,BP et du taux de détente de la turbine basse pression 2. A partir du rapport de compression PRc,m,BP, on déduit la pression en aval du compresseur basse pression 3 Puc,m. La pression en amont du compresseur mécanique 11 Puc,m est alors obtenue en ajoutant à la pression aval compresseur basse pression Pdc,m une estimation de la perte de charge due à 15 l'échangeur de refroidissement 7. Avec un estimateur dynamique du turbocompresseur basse pression on diminue les temps de réponse de la suralimentation par rapport à une consigne donnée. 20 Elaboration de la consigne de pression de suralimentation : La consigne de pression de suralimentation est cartographiée en régime moteur et débit de carburant. Les corrections fonction des conditions environnementales nécessaires pour protéger ù notamment des surrégimes ù le turbocompresseur sont différentes suivant le compresseur actif. Si le 25 système BP est actif, les corrections sont similaires à celles d'une simple suralimentation. Par contre, si le système HP est actif, les corrections dépendent des conditions en amont du compresseur HP (ici le compresseur mécanique 11), donc en aval du compresseur BP 3. D'autre part, le régime turbocompresseur est lié au rapport de 30 compression du système. Il convient donc de limiter le rapport de compression consigne plutôt que la consigne de pression de suralimentation pour protéger le compresseur : cette variable est plus représentative d'un comportement physique du système. Les consignes du régulateur sont donc calculées en plusieurs étapes : - une première étape qui détermine la consigne de pression de suralimentation Psur,sp donnée par une cartographie simple dépendant du régime et du couple moteur du moteur 4 ; - une seconde étape déterminant le rapport de compression consigne PRsp,BP pour le turbocompresseur basse pression 1, prenant en compte la lo pression de suralimentation consigne Psura,,sp et des corrections pour protéger le turbocompresseur basse pression 1 dépendant des conditions à ses bornes. La première étape se résume donc à une simple cartographie donnant une consigne correspondant à des réglages du moteur. Elaboration de la consiqne de rapport de compression HP : 15 La consigne de rapport de compression est déterminée à partir de la consigne de pression de suralimentation Psural,sp et de la pression en amont du compresseur mécanique PuM,m. Cette pression peut être mesurée ou estimée : dans le cas du compresseur BP 3, c'est la pression atmosphérique. Pour le compresseur mécanique 11, c'est la pression de sortie du compresseur BP 3 20 Pdc, éventuellement corrigée pour tenir compte de la perte de charge de l'échangeur de refroidissement 7. Le rapport de compression de consigne est ensuite limité pour tenir compte des limites de surrégime du turbocompresseur basse pression 1, d'une façon similaire à celle connue pour un système de simple suralimentation. 25 Le régulateur agit ensuite sur la consigne correspondant au système actif, comme montré par le schéma de la figure 4. We can then consider a new mapping f5, forming an invertible function, which is obtained according to the relation: PR, N PRt, N 1 (8) Tu = f5 1 = PR, • fa \ / Tul Calculation of the scheme turbocharger From the powers at the low pressure compressor 3 and the low pressure turbine 2, the mechanical equation is used on the low pressure turbocharger shaft 1: 5 JN d = P, P '(9) This is implemented in the estimator via a recursion equation: / -P. Nk = Nk-1 + Tech `(10) J.Nk_1 where k is a recurrence index representing time. This gives an estimate of the low-pressure turbocharger 1, but also the compression ratio of the low-pressure compressor PRc, m, BP and the expansion ratio of the low-pressure turbine 2. From the compression ratio PRc, m, BP, we deduce the pressure downstream of the low pressure compressor 3 Puc, m. The pressure upstream of the mechanical compressor 11 Puc, m is then obtained by adding to the downstream low pressure compressor pressure Pdc, m an estimate of the pressure drop due to the cooling exchanger 7. With a dynamic estimator of the low turbocharger pressure decreases the response time of the boost over a given setpoint. 20 Development of the boost pressure setpoint: The boost pressure setpoint is mapped to engine speed and fuel flow. The corrections, depending on the environmental conditions necessary to protect, in particular, overspeeds on the turbocharger, are different according to the active compressor. If the BP system is active, the corrections are similar to those of a simple boost. On the other hand, if the HP system is active, the corrections depend on the conditions upstream of the HP compressor (here the mechanical compressor 11), therefore downstream of the LP compressor 3. On the other hand, the turbocharger speed is linked to the ratio of 30 compression of the system. It is therefore advisable to limit the set compression ratio rather than the supercharging pressure set point to protect the compressor: this variable is more representative of a physical behavior of the system. The instructions of the regulator are thus calculated in several steps: a first step which determines the supercharging pressure set point Psur, sp given by a simple map dependent on the speed and the engine torque of the engine 4; a second step determining the set compression ratio PRsp, BP for the low-pressure turbocharger 1, taking into account the supercharging pressure Psura ,, sp and corrections to protect the low-pressure turbocharger 1 depending on the conditions at its terminals. The first step is therefore a simple mapping giving a setpoint corresponding to engine settings. Elaboration of the HP Compression Report: The compression ratio setpoint is determined from the Psural boost pressure setpoint, sp and the pressure upstream of the mechanical compressor PuM, m. This pressure can be measured or estimated: in the case of the compressor BP 3, it is the atmospheric pressure. For the mechanical compressor 11, it is the outlet pressure of the compressor BP 3 20 Pdc, possibly corrected to take into account the pressure drop of the cooling exchanger 7. The set compression ratio is then limited to take into account over-revving limits of the low-pressure turbocharger 1, in a manner similar to that known for a simple supercharging system. The controller then acts on the setpoint corresponding to the active system, as shown by the diagram of FIG. 4.

Mesure des rapports de compression BP et HP Lorsque le compresseur mécanique 11 est actif, la mesure de pression 3o en amont du compresseur mécanique 11 correspond à l'estimation de la pression amont compresseur du compresseur mécanique 11. Measurement of BP and HP compression ratios When the mechanical compressor 11 is active, the pressure measurement 30 upstream of the mechanical compressor 11 corresponds to the estimate of the compressor upstream pressure of the mechanical compressor 11.

Lorsque le turbocompresseur basse pression 1 est actif, la mesure de la pression en amont du compresseur basse pression 3 correspond à la mesure de la pression atmosphérique. When the low pressure turbocharger 1 is active, the measurement of the pressure upstream of the low pressure compressor 3 corresponds to the measurement of the atmospheric pressure.

Elaborations des consignes de détente BP et HP : Les consignes de taux de détente dépendent de la consigne de rapport de compression, avec une correction sur la pression en aval de la turbine basse pression 2. Lorsque le compresseur mécanique 11 est actif, la consigne de rapport de compression correspond à la consigne de rapport de compression HP du compresseur mécanique 11. Lorsque le turbocompresseur basse pression 1 est actif, la consigne de rapport de compression correspond à la consigne de rapport de compression BP et la pression en aval de la turbine correspond à la mesure de la pression en aval de la turbine BP. Elaborations of the BP and HP expansion setpoints: The expansion ratio setpoints depend on the compression ratio setpoint, with a correction on the pressure downstream of the low-pressure turbine 2. When the mechanical compressor 11 is active, the setpoint of compression ratio corresponds to the compression ratio setpoint HP of the mechanical compressor 11. When the low pressure turbocharger 1 is active, the compression ratio setpoint corresponds to the BP compression ratio setpoint and the downstream pressure of the turbine corresponds to the measurement of the pressure downstream of the LP turbine.

Pré positionnement du second actionneur 16 L'objectif du pré positionnement est d'apporter une anticipation au régulateur en boucle fermée, en commandant l'actionneur du système à la valeur correspondant à son fonctionnement stabilisé désiré. Les pré positionnements du second actionneur 16 dépendent donc d'une mesure ou d'une estimation des conditions aux bornes du compresseur mécanique 11 et des consignes de rapport de compression et de détente de ce compresseur. A partir des estimations statiques du système BP décrites ci-dessus, on connaît ces conditions pour le système BP. Pre positioning of the second actuator 16 The purpose of the prepositioning is to provide anticipation to the closed-loop regulator, by controlling the actuator of the system to the value corresponding to its desired stabilized operation. The pre-positioning of the second actuator 16 therefore depends on a measurement or an estimate of the conditions at the terminals of the mechanical compressor 11 and the compression ratio and expansion ratio instructions of this compressor. From the static estimates of the BP system described above, these conditions are known for the BP system.

Contrôle de la seconde vanne 161 de dérivation du compresseur mécanique : La Figure 5 représente un diagramme qui illustre la commande du second actionneur 16 dans les zones de fonctionnement du moteur 4 où le compresseur mécanique 11 est embrayé et donc entraîné par le moteur 4. Control of the second bypass valve 161 of the mechanical compressor: FIG. 5 represents a diagram which illustrates the control of the second actuator 16 in the operating zones of the engine 4 where the mechanical compressor 11 is engaged and thus driven by the engine 4.

On calcule la consigne de suralimentation Psural,sp comme précité. On mesure la pression en aval du compresseur basse pression 3, Puc,m. The Psural supercharging setpoint sp is calculated as mentioned above. The pressure downstream of the low pressure compressor 3, Puc, m.

On mesure la pression de suralimentation Psural,m. On estime comme précédemment décrit la pression en aval du compresseur basse pression 3 Pdc,m comme précédemment indiqué. A partir de la cartographie représentée sur la figure 3, on en déduit un débit d'air devant traverser le compresseur mécanique 11 ce qui permet de positionner le second actionneur 16. Le manager qui active le contrôle du turbocompresseur basse pression peut être tel que décrit dans la demande de brevet FR 0 755 456. Dans le cas d'un double système, tel qu'illustré à la figure 1, comprenant 10 un premier turbocompresseur 1 basse pression comprenant une turbine 2 basse pression entraînée par les gaz d'échappement issus du moteur thermique 4, un compresseur mécanique 11 haute pression entraîné en rotation par le moteur 4 et l'air sortant du compresseur basse pression 3 afin de comprimer l'air d'admission injecté dans le moteur thermique 4, et un 15 actionneur de by-pass 16 haute pression du compresseur mécanique 11 haute pression permettant de commander un débit d'air WaCt,HP ne traversant pas le compresseur mécanique 11, un turbocompresseur 1 basse pression comprenant une turbine 2 basse pression entraînée par les gaz d'échappement issus dudit moteur thermique 4, un compresseur 3 basse pression entraîné en 20 rotation par la turbine 2 basse pression afin de comprimer l'air d'admission injecté dans le moteur thermique 4 via le compresseur mécanique 11 haute pression, et un premier actionneur de by-pass 15 basse pression de la turbine 2 basse pression permettant de commander un débit d'air Wact,BP ne traversant pas la turbine 2 basse pression, et une seconde vanne de by-pass 161 du 25 compresseur mécanique 11 haute pression permettant de réguler le débit circulant dans le compresseur mécanique, un procédé peut être utilisé pour commander soit le premier soit le second actionneur. Un tel procédé détermine une consigne asp,HP de commande du second actionneur de by-pass 16 haute pression et/ou une consigne asp,BP de commande du premier actionneur de by- 30 pass 15 basse pression en fonction d'une consigne de rapport de pression PRc,sp,HP haute pression, d'une consigne de rapport de pression PRc,sp,BP basse pression, d'un débit Wc,m d'air au travers du compresseur basse pression 3, d'une température Tuc en amont du compresseur 3, d'une température Tut en amont de la turbine 2. 35 Comme représenté sur la figure 6, un gestionnaire 19 assure l'arbitrage entre deux boucles indépendantes dédiées chacune à la commande d'un des actionneurs de by-pass, respectivement l'actionneur de by-pass 16 haute pression et l'actionneur de by-pass 15 basse pression. Un seul des deux actionneurs, déterminé par le gestionnaire 19, est piloté à la fois. Le gestionnaire 19 détermine ainsi les entrées nécessaires et soit la consigne de position aSp,Hp de l'actionneur de by-pass 16 haute pression en fonction d'une consigne de rapport de compression PRc,Sp,Hp haute pression et d'une mesure de rapport de compression PRc,m,Hp haute pression si le second actionneur 16 est piloté, ou la consigne de position asp,Bp de l'actionneur de by-pass 15 basse pression en fonction d'une consigne de rapport de compression PRc,Sp,Bp basse The Psural supercharging pressure, m. It is estimated as previously described the pressure downstream of the low pressure compressor 3 Pdc, m as previously indicated. From the map shown in FIG. 3, a flow of air to pass through the mechanical compressor 11 is deduced, which makes it possible to position the second actuator 16. The manager who activates the control of the low pressure turbocharger can be as described in the patent application FR 0 755 456. In the case of a dual system, as illustrated in FIG. 1, comprising a first low-pressure turbocharger 1 comprising a low-pressure turbine 2 driven by the exhaust gases coming from of the heat engine 4, a high-pressure mechanical compressor 11 driven in rotation by the engine 4 and the air leaving the low-pressure compressor 3 to compress the intake air injected into the heat engine 4, and a by-actuator -pass 16 high pressure mechanical compressor 11 high pressure to control a WaCt air flow, HP not passing through the mechanical compressor 11, a turbocharger 1 low pressure comprenan a low pressure turbine 2 driven by the exhaust gases from said heat engine 4, a low pressure compressor 3 driven in rotation by the low pressure turbine 2 in order to compress the intake air injected into the heat engine 4 via the high pressure mechanical compressor 11, and a first low pressure bypass actuator of the low pressure turbine 2 for controlling a flow of air Wact, BP not passing through the low pressure turbine 2, and a second bypass valve In the case of the high-pressure mechanical compressor 11, which is used to control the flow rate in the mechanical compressor, a method can be used to control either the first or the second actuator. Such a method determines a set asp, HP control of the second high pressure bypass actuator 16 and / or a set asp, BP control of the first low pressure bypass actuator as a function of a report setpoint. pressure PRc, sp, high pressure HP, a pressure ratio PRc, SP, BP low pressure, a flow rate Wc, m air through the low pressure compressor 3, a temperature Tuc in upstream of the compressor 3, a temperature Tut upstream of the turbine 2. As shown in FIG. 6, a manager 19 arbitrates between two independent loops, each dedicated to the control of one of the bypass actuators respectively the high pressure bypass actuator 16 and the low pressure bypass actuator. Only one of the two actuators, determined by the manager 19, is driven at a time. The manager 19 thus determines the necessary inputs and is the position set aSp, Hp of the high pressure bypass actuator 16 as a function of a compression ratio setpoint PRc, Sp, Hp high pressure and a measurement compression ratio PRc, m, Hp high pressure if the second actuator 16 is controlled, or the position setpoint asp, Bp of the low pressure bypass actuator 15 as a function of a compression ratio setpoint PRc, Sp, Bp low

io pression et d'une mesure de rapport de compression PRc,m,Bp basse pression. Chacune de ces deux consignes de position aSp,Hp, asp,Bp, est déterminée selon l'un des modes de réalisation du procédé précédemment décrit. pressure and PRc compression ratio measurement, m, Bp low pressure. Each of these two positional instructions aSp, Hp, asp, Bp, is determined according to one of the embodiments of the previously described method.

Ainsi le gestionnaire 19 détermine quel actionneur est piloté. Selon le cas, il reçoit soit une consigne de position aSp,Hp haute pression déterminée par un Thus the manager 19 determines which actuator is controlled. Depending on the case, it receives either a position set aSp, Hp high pressure determined by a

is module haute pression 17, soit une consigne de position asp,Bp basse pression déterminée par un module basse pression 18. is high pressure module 17, an asp position setpoint, Bp low pressure determined by a low pressure module 18.

Lorsque le second actionneur 16 est piloté le gestionnaire 19 pilote l'actionneur haute pression 16 par la consigne aSp,Hp, commande l'actionneur basse pression 16 en position fermée par une commande asp,Bp à 0%, et When the second actuator 16 is driven, the driver 19 controls the high-pressure actuator 16 by the instruction aSp, Hp, controls the low-pressure actuator 16 in the closed position by an asp command, Bp at 0%, and

20 commande la seconde vanne 161 en position fermée par une commande R. 20 controls the second valve 161 in the closed position by an R command.

Lorsque le turbocompresseur 1 basse pression est piloté le gestionnaire 19 pilote le premier actionneur 15 basse pression par la consigne asp,Bp, et commande le second actionneur 16 en position ouverte par une commande aSp,Hp à 100%. When the low pressure turbocharger 1 is controlled, the driver 19 drives the first low pressure actuator 15 by the set asp, Bp, and controls the second actuator 16 in the open position by a command aSp, Hp at 100%.

25 Les grandeurs d'entrée de consigne ou de mesure PRc,sp,Hp, PRc,m,Hp, PRc,Sp,Bp et PRc,m,Bp sont éventuellement mise en forme par un bloc d'entrée 35 à partir de grandeurs plus élémentaires telles que des pressions. Ainsi la consigne principale est une pression de suralimentation ou pression Pdc,Sp,Hp en aval du compresseur 3 haute mécanique. La mesure de cette même grandeur The setpoint or measurement input quantities PRc, sp, Hp, PRc, m, Hp, PRc, Sp, Bp and PRc, m, Bp are optionally shaped by an input block 35 from magnitudes more basic such as pressures. Thus the main setpoint is a supercharging pressure or pressure Pdc, Sp, Hp downstream of the compressor 3 high mechanical. The measurement of this same size

30 Pdc,m,Hp encore notée Pdc,Hp est aussi disponible mesurée ou estimée à partir du système 20 piloté. La mesure de pression Pu ,m,Hp encore notée Puc,Hp amont du compresseur mécanique est encore disponible par la mesure ou une estimation. Ceci permet de calculer les grandeurs d'entrée du module 17 haute pression : Pdc, m, Hp still denoted Pdc, Hp is also available measured or estimated from the controlled system. The pressure measurement Pu, m, Hp still denoted Puc, Hp upstream of the mechanical compressor is still available by measurement or estimation. This makes it possible to calculate the input quantities of the high-pressure module 17:

35 35

PR Puc,m,HP PR Puc,m,HP et c,sp,HP -_ P c,m,HP = P dc,.sp,HP dc,m,HP sPak H1, = PR,.1, HP ù PRC. n, H1, via le sommateur 33. Les autres grandeurs utiles Wc,m,HP, Pdt,HP, Pdc,HP, Tut,HP, Tuc,HP sont PR Puc, m, HP PR Puc, m, HP and c, sp, HP-P, m, HP = P dc, .sp, HP dc, m, HP sPak H1, = PR, .1, HP PRC. n, H1, via the adder 33. The other useful quantities Wc, m, HP, Pdt, HP, Pdc, HP, Tut, HP, Tuc, HP are

obtenues par un capteur, un estimateur ou une cartographie. obtained by a sensor, an estimator or a cartography.

s Pour le module basse pression, il est nécessaire de connaître Pdc,sp,BP, Pdc,m,BP, et Puc,m,BP. Lorsque l'on pilote le turbocompresseur 1 basse pression, la première vanne de by-pass compresseur 15 est ouverte. La pression aval Pdc,sp,BP basse pression est alors égale à la pression de suralimentation ou pression aval Pdc,sp,HP haute pression qui est connue. De même pour la mesure s For the low pressure module, it is necessary to know Pdc, sp, BP, Pdc, m, BP, and Puc, m, BP. When piloting the turbocharger 1 low pressure, the first compressor bypass valve 15 is open. The downstream pressure Pdc, sp, BP low pressure is then equal to the supercharging pressure or downstream pressure Pdc, sp, HP high pressure which is known. Similarly for measurement

io de cette grandeur Pdc,m,BP = Pdc,m,HP• La pression amont Puc,m,BP basse pression est égale à la pression d'admission de l'air soit la pression atmosphérique Patm égale à 1 atm. Ceci permet de calculer les grandeurs d'entrée du module 18 basse pression : Puc,m,BP Pp,n, Puc,m,BP PRc,sp,BP = 1, = P , PRS m BP = P et dc,sp,BP dc,sp,HP dc,m,HP of this magnitude Pdc, m, BP = Pdc, m, HP • The upstream pressure Puc, m, BP low pressure is equal to the air intake pressure is the atmospheric pressure Patm equal to 1 atm. This makes it possible to calculate the input quantities of the low pressure module 18: Puc, m, BP Pp, n, Puc, m, BP PRc, sp, BP = 1, = P, PRS m BP = P and dc, sp, BP dc, sp, hp dc, m, hp

PRc,BP = PRc,sp,BP ù PRc,m,BP via le sommateur 34.  PRc, BP = PRc, sp, BP ù PRc, m, BP via the summator 34.

L'arbitrage des deux régulateurs (BP ou HP) dépend de la sortie du régulateur de taux de détente actif, avec une condition sur le signe de l'erreur The arbitration of the two regulators (BP or HP) depends on the output of the active trigger ratio regulator, with a condition on the sign of the error

20 entre la consigne de rapport de compression et la mesure de rapport de compression, pour assurer une hystérésis. Les transitions possibles sont alors : 20 between the compression ratio setpoint and the compression ratio measurement, to ensure hysteresis. The possible transitions are then:

- si la régulation BP est active, la sortie du régulateur est supérieure à un seuil et l'erreur de régulation est positive ; alors, on active le régulateur HP et on désactive le régulateur BP ; - if the BP control is active, the controller output is above a threshold and the control error is positive; then, activate the HP regulator and disable the BP regulator;

25 - si la régulation HP est active, la sortie du régulateur est inférieure à un seuil et l'erreur de régulation est négative, alors on active le régulateur BP et on désactive le régulateur HP comme décrit dans la demande FR 2 917 128. 15 If the regulation HP is active, the output of the regulator is below a threshold and the regulation error is negative, then the regulator BP is activated and the regulator HP is deactivated as described in the application FR 2 917 128.

Claims (15)

REVENDICATIONS1. Procédé de régulation d'un système de suralimentation d'un moteur à combustion interne (4), ledit système comportant : - un moteur thermique (4) qui comporte une ligne d'échappement (8); - un turbocompresseur basse pression (1) qui comporte, d'une part, une turbine basse pression (2) reliée à ladite ligne d'échappement (8) dudit lo moteur (4) et apte à être entraînée par les gaz d'échappement dudit moteur (4) et, d'autre part, un compresseur basse pression (3) qui est relié à une entrée d'air frais et qui est mécaniquement relié à ladite turbine basse pression (2) de manière à pourvoir être entraîné par cette dernière ; - un compresseur mécanique rotatif (11) relié à la sortie dudit 15 compresseur basse pression (3), ledit compresseur mécanique (11) étant relié à l'admission dudit moteur (4) et relié mécaniquement audit moteur (4) pour son entrainement en rotation par un élément de liaison mécanique (13) qui est débrayable ; - un circuit de dérivation (153) de ladite turbine basse pression (2) , équipé 20 d'une première vanne (151) commandée par un premier actionneur (15) pour régler le débit de gaz d'échappement ne passant pas à travers ladite turbine basse pression (2) ; - un circuit de dérivation haute pression (111) qui est équipé d'une seconde vanne (161) commandée par un second actionneur(16) qui permet de 25 réguler le débit d'air frais sortant dudit compresseur basse pression (3) et ne traversant pas ledit compresseur mécanique (11) pour alimenter en air frais ledit moteur (4) ; caractérisé en ce que lorsque le régime dudit moteur (4) est supérieur à une valeur seuil donnée, 30 - on débraye ledit élément mécanique de liaison (13) ; - on actionne ladite seconde vanne (161) pour que ledit débit d'air frais pour l'alimentation du moteur (4) passe dans ledit circuit de dérivation haute pression (111) ; et- on détermine une consigne de position (asp) dudit premier actionneur (15) en fonction d'une consigne de rapport de compression (PRc,sp) dudit compresseur basse pression (3), d'une mesure de rapport de compression (PRc,m) dudit compresseur basse pression (3), d'une mesure de débit (Wc,m) au travers dudit compresseur basse pression (3), d'une mesure de pression (Pdt) en aval de ladite turbine basse pression (2), d'une mesure de pression (Pdc) en aval dudit compresseur basse pression (3), d'une mesure de température (Tut) en amont de ladite turbine basse pression (2), et d'une mesure de température (Tuc) en amont dudit compresseur basse pression (3). REVENDICATIONS1. A method of regulating a supercharging system of an internal combustion engine (4), said system comprising: - a heat engine (4) having an exhaust line (8); - A low pressure turbocharger (1) which comprises, on the one hand, a low pressure turbine (2) connected to said exhaust line (8) of said motor lo (4) and adapted to be driven by the exhaust gas said engine (4) and, on the other hand, a low pressure compressor (3) which is connected to a fresh air inlet and which is mechanically connected to said low pressure turbine (2) so as to be able to be driven by this last; a rotary mechanical compressor (11) connected to the output of said low-pressure compressor (3), said mechanical compressor (11) being connected to the intake of said motor (4) and mechanically connected to said engine (4) for its driving in rotation by a mechanical connecting element (13) which is disengageable; a bypass circuit (153) of said low pressure turbine (2), equipped with a first valve (151) controlled by a first actuator (15) to regulate the flow of exhaust gas not passing through said low pressure turbine (2); a high pressure bypass circuit (111) which is equipped with a second valve (161) controlled by a second actuator (16) which makes it possible to regulate the flow of fresh air leaving said low pressure compressor (3) and passing through said mechanical compressor (11) to supply fresh air to said engine (4); characterized in that when the speed of said motor (4) is greater than a given threshold value, said mechanical connecting element (13) is disengaged; said second valve (161) is actuated so that said flow of fresh air for the supply of the motor (4) passes into said high-pressure bypass circuit (111); and a position setpoint (asp) of said first actuator (15) is determined according to a compression ratio setpoint (PRc, sp) of said low pressure compressor (3), a compression ratio measurement (PRc , m) of said low pressure compressor (3), a flow measurement (Wc, m) through said low pressure compressor (3), a pressure measurement (Pdt) downstream of said low pressure turbine (2). ), a pressure measurement (Pdc) downstream of said low-pressure compressor (3), a temperature measurement (Tut) upstream of said low-pressure turbine (2), and a temperature measurement (Tuc) ) upstream of said low pressure compressor (3). 2. Procédé selon la revendication 1, caractérisé en ce que pour déterminer ladite consigne de position (asp) dudit premier actionneur (15), on détermine une consigne du taux de détente (PRt,sp) de ladite turbine basse pression en fonction de ladite consigne de rapport de compression (PRc,sp) dudit compresseur basse pression (3) et de la mesure du rapport de compression (PRc,m) dudit compresseur basse pression (3), puis on détermine une consigne de position (asp) dudit premier actionneur (15) en fonction de ladite consigne de taux de détente (PRt,sp) de ladite turbine basse pression (2) ainsi déterminée. 2. Method according to claim 1, characterized in that for determining said position setpoint (asp) of said first actuator (15), a set point of the expansion ratio (PRt, sp) of said low pressure turbine is determined according to said compression ratio setpoint (PRc, sp) of said low pressure compressor (3) and measurement of the compression ratio (PRc, m) of said low pressure compressor (3), then a position setpoint (asp) of said first actuator (15) according to said relaxation ratio setpoint (PRt, sp) of said low pressure turbine (2) thus determined. 3. Procédé selon la revendication 2, caractérisé en ce qu'on détermine la consigne de position (asp) dudit premier actionneur (15), en fonction de la consigne de taux de détente (PRt,sp) de ladite turbine basse pression (2) en utilisant un modèle d'actionneur inverse (25). 3. Method according to claim 2, characterized in that the position setpoint (asp) of said first actuator (15) is determined as a function of the set point of expansion (PRt, sp) of said low pressure turbine (2). ) using a reverse actuator model (25). 4. Procédé, selon la revendication 3, caractérisé en ce que, avant d'utiliser le modèle d'actionneur inverse (25), on sature ladite consigne de taux de détente (PRt,sp) de ladite turbine basse pression (2), en fonction d'une pression maximale (Pdt,max) autorisée en aval de ladite turbine (2) basse pression, selon la formule : P PRt,sp,sai = min(PR, Sp, d,,m ) où Pdr PRt,sp,sat est la consigne de taux de détente de ladite turbine basse pression (2) après saturation, PRt,sp est la consigne de taux de détente de ladite turbine basse pression (2) avant saturation,Pdt est la pression en aval de la turbine basse pression (2), Pdt,max est la pression maximale acceptable en aval de ladite turbine basse pression (2), la valeur de consigne de rapport de compression saturée (PRt,sp,sat) de ladite turbine basse pression (2) remplaçant pour la suite la valeur de consigne de rapport de compression initiale (PRt,sp) de ladite turbine basse pression (2). 4. Method according to claim 3, characterized in that, prior to using the inverse actuator model (25), said relaxation rate setpoint (PRt, sp) of said low pressure turbine (2) is saturated, as a function of a maximum pressure (Pdt, max) authorized downstream of said low pressure turbine (2), according to the formula: P PRt, sp, sai = min (PR, Sp, d ,, m) where Pdr PRt, sp, sat is the set point of expansion of said low-pressure turbine (2) after saturation, PRt, sp is the set point of expansion of said low-pressure turbine (2) before saturation, Pdt is the pressure downstream of the low pressure turbine (2), Pdt, max is the maximum acceptable pressure downstream of said low pressure turbine (2), the saturated compression ratio setpoint value (PRt, sp, sat) of said low pressure turbine (2) subsequently replacing the initial compression ratio setpoint value (PRt, sp) of said low pressure turbine (2). 5. Procédé selon l'une quelconque des revendications 1 à 4, caractérisé en ce que la consigne de taux de détente (PRt,sp) de ladite turbine basse pression (2) est égale à la somme d'une consigne de taux de détente (PRt,sp,0i) de ladite turbine basse pression (2) en boucle ouverte, calculée en fonction de la consigne de rapport de compression (PRc,sp) dudit compresseur basse pression (3), par un module de pré positionnement (21), et d'une consigne de taux de détente (PRt,sp,c,) en boucle fermée calculée en fonction d'une erreur ( pRc) entre la consigne de rapport de compression (PRc,sp) dudit compresseur basse pression (3) et la mesure de rapport de compression (PRc,m) dudit compresseur basse pression (3) par un premier module contrôleur (22). 5. Method according to any one of claims 1 to 4, characterized in that the relaxation rate reference (PRt, sp) of said low pressure turbine (2) is equal to the sum of a relaxation rate setpoint. (PRt, sp, 0i) of said open-loop low-pressure turbine (2), calculated as a function of the compression ratio setpoint (PRc, sp) of said low-pressure compressor (3), by a prepositioning module (21) ), and a closed-loop expansion rate (PRt, sp, c,) setpoint calculated as a function of an error (pRc) between the compression ratio setpoint (PRc, sp) of said low-pressure compressor (3). ) and the compression ratio measurement (PRc, m) of said low pressure compressor (3) by a first controller module (22). 6. Procédé selon la revendication 1, caractérisé en ce que, lorsque le régime dudit moteur est inférieur à ladite valeur de seuil donnée et que la charge du moteur est supérieure à une valeur de charge donnée, - on embraye ledit élément de liaison de manière à ce que ledit moteur puisse entraîner ledit compresseur mécanique (11) en rotation ; - on actionne ladite première vanne (151) de manière à ce que ledit débit de gaz d'échappement sortant dudit moteur (4) passe à travers ladite turbine basse pression (2) ; -on estime de manière dynamique la pression en aval dudit compresseur basse pression (3) ; - on détermine une consigne de suralimentation (Psura,,sp); - à partir d'une cartographie représentant le rapport de compression dudit compresseur mécanique (11) en fonction du débit d'air traversant ledit compresseur mécanique (11), d'une consigne de pression de suralimentation (Psural,sp) et de la pression de suralimentation mesurée (Psura,,m), on déduit un débit d'air (WcM) traversant ledit compresseur mécanique (11) et on actionneladite seconde vanne (161) de manière à alimenter en air ledit compresseur mécanique (11) avec un débit égal au débit déduit (WcM,). 6. The method as claimed in claim 1, characterized in that, when the speed of said motor is lower than said given threshold value and the motor load is greater than a given load value, said connecting element is engaged in such a way that said motor can drive said mechanical compressor (11) in rotation; said first valve (151) is actuated so that said flow of exhaust gas leaving said engine (4) passes through said low pressure turbine (2); the pressure downstream of said low pressure compressor (3) is dynamically estimated; a supercharging setpoint (Psura ,, sp) is determined; - from a map representing the compression ratio of said mechanical compressor (11) as a function of the air flow through said mechanical compressor (11), a boost pressure setpoint (Psural, sp) and pressure measured supercharging pressure (Psura ,, m), an air flow rate (WcM) passing through said mechanical compressor (11) is deduced and said second valve (161) is acted upon so as to supply said mechanical compressor (11) with air with a flow rate equal to the inferred rate (WcM,). 7. Procédé selon la revendication 6, caractérisé en ce que l'on estime la pression en aval (Pdc,m) dudit compresseur basse pression (3) en multipliant la pression atmosphérique par une estimation du rapport de compression dudit compresseur basse pression (PRc) qui est obtenue, d'une part, en mesurant le débit d'air traversant ledit compresseur basse pression (Wc,m), la température en amont dudit compresseur basse pression (Tuc), la pression en amont dudit compresseur basse pression (Pu.) et, d'autre part, en utilisant une cartographie qui représente le rapport de compression dudit compresseur basse pression (PRC) en fonction desdites valeurs mesurées. 7. Method according to claim 6, characterized in that it estimates the downstream pressure (Pdc, m) of said low pressure compressor (3) by multiplying the atmospheric pressure by an estimate of the compression ratio of said low pressure compressor (PRc ) which is obtained, on the one hand, by measuring the flow rate of air passing through said low pressure compressor (Wc, m), the temperature upstream of said low pressure compressor (Tuc), the pressure upstream of said low pressure compressor (Pu .) and, on the other hand, using a map which represents the compression ratio of said low pressure compressor (PRC) as a function of said measured values. 8. Procédé selon l'une quelconque des revendications 6 et 7, caractérisé en ce que l'on estime dynamiquement le régime dudit turbocompresseur basse pression (1) en mettant en oeuvre la relation de récurrence : J.Nk_1 i (10) où Nk est le régime moteur à un instant t, Nk_1 le régime moteur à un instant t-1, Pt la puissance fournie par la turbine basse pression (2) du turbocompresseur basse pression (1) à l'arbre moteur, Pc la puissance fournie par le compresseur mécanique (11) aux gaz s'écoulant dans le turbocompresseur basse pression 20 (1), tech le pas de temps séparant les prises de valeurs Nk et Nk_1 et J le moment d'inertie du turbocompresseur basse pression (1). 8. Method according to any one of claims 6 and 7, characterized in that one estimates dynamically the regime of said low pressure turbocharger (1) by implementing the recurrence relation: J.Nk_1 i (10) where Nk is the engine speed at a time t, Nk_1 the engine speed at a time t-1, Pt the power supplied by the low pressure turbine (2) of the low pressure turbocharger (1) to the drive shaft, Pc the power supplied by the mechanical compressor (11) for the gases flowing in the low pressure turbocharger 20 (1), the time step separating the Nk and Nk_1 and J values the moment of inertia of the low pressure turbocharger (1). 9. Procédé selon la revendication 8, dans lequel, pour déterminer la puissance Pt fournie par la turbine (2) du turbocompresseur basse pression (1) à l'arbre moteur, on estime la température amont turbine Tut par l'intermédiaire d'une 25 relation Tut = f3(Mf, Ne) où Mf est la quantité de carburant injecté et Ne le régime moteur. 9. The method of claim 8, wherein, to determine the power Pt supplied by the turbine (2) of the low pressure turbocharger (1) to the drive shaft, the turbine upstream temperature Tut is estimated via a Tut = f3 (Mf, Ne) where Mf is the amount of fuel injected and Ne is the engine speed. 10. Procédé selon l'une des revendications 8 ou 9, dans lequel, pour déterminer la puissance Pt fournie par la turbine basse pression (2) du turbocompresseur basse pression (1) à l'arbre moteur, on estime le débit 30 turbine Wt à partir du débit d'air mesuré en entrée d'air à l'aide d'un filtre du Nk = Nkù] + teck ( Pt ù Pcpremier ordre passe-bas pour représenter le temps de transport entre le capteur débitmètre et la turbine basse pression (2). 10. Method according to one of claims 8 or 9, wherein, to determine the power Pt supplied by the low pressure turbine (2) of the low pressure turbocharger (1) to the drive shaft, it is estimated turbine flow Wt from the air flow measured at the air inlet with the aid of a filter Nk = Nk + teak (Pt ù Pcpremier first low-pass order to represent the transport time between the flow meter sensor and the low turbine pressure (2). 11. Procédé selon la revendication 10, dans lequel, pour déterminer la puissance Pt fournie par la turbine basse pression (2) du turbocompresseur basse pression (1) à l'arbre moteur, on estime l'efficacité turbine rit à partir du débit turbine Wt,, de la température amont turbine Tut = f3(Mf, Ne), de la pression amont turbine Put,m mesurée, et du régime du turbocompresseur N fourni par l'estimateur. 11. The method of claim 10, wherein, to determine the power Pt supplied by the low pressure turbine (2) of the low pressure turbocharger (1) to the drive shaft, the turbine efficiency is estimated from the turbine flow rate. Wt ,, turbine upstream temperature Tut = f3 (Mf, Ne), upstream pressure Put turbine, measured m, and turbocharger N flow provided by the estimator. 12. Procédé selon la revendication 11, dans lequel, pour déterminer la io puissance Pt fournie par la turbine du turbocompresseur basse pression à l'arbre moteur, on estime le taux de détente PRt de la turbine basse pression (2). 12. The method of claim 11, wherein, to determine the power Pt supplied by the turbine of the low pressure turbocharger to the motor shaft, the expansion ratio PRt of the low pressure turbine (2) is estimated. 13. Procédé selon l'une quelconque des revendications 6 à 12, dans lequel, pour déterminer la puissance Pc fournie par le compresseur basse pression (3) 15 aux gaz s'écoulant dans le turbocompresseur basse pression (3), on mesure le débit d'air compresseur Wc,m et la température amont compresseur Tuc. 13. A method according to any one of claims 6 to 12, in which, to determine the power Pc supplied by the low-pressure compressor (3) to the gases flowing in the low-pressure turbocharger (3), the flow rate is measured. air compressor Wc, m and Tuc compressor upstream temperature. 14. Procédé selon la revendication 13, dans lequel, pour déterminer la puissance Pc fournie par le compresseur basse pression (3) aux gaz s'écoulant dans le turbocompresseur basse pression (1), on estime le rapport de 20 compression PRc du compresseur à partir du débit d'air compresseur Wc,m mesuré, de la température amont compresseur mesurée Tuc,m, de la pression amont compresseur Pucm qui est également mesurée, et le régime du turbocompresseur N fourni par l'estimateur. 14. The method of claim 13, wherein, to determine the power Pc supplied by the low-pressure compressor (3) to the gases flowing in the low-pressure turbocharger (1), it is estimated the compression ratio PRc of the compressor to from the compressor air flow Wc, measured m, the measured compressor upstream temperature Tuc, m, the compressor Pucm upstream pressure which is also measured, and the turbocharger N supplied by the estimator. 15. Procédé selon l'une des revendications 13 ou 14, dans lequel, pour 25 déterminer la puissance Pc fournie par le compresseur basse pression (3) aux gaz s'écoulant dans le turbocompresseur basse pression (1), on estime l'efficacité compresseur ric à partir du débit d'air compresseur Wc,m mesuré, de la température amont compresseur mesurée Tuc,m, de la pression amont compresseur Puc,m qui est également mesurée, et le régime du 30 turbocompresseur N fourni par l'estimateur. 15. Method according to one of claims 13 or 14, wherein, to determine the power Pc supplied by the low-pressure compressor (3) to the gases flowing in the low-pressure turbocharger (1), it is estimated the effectiveness compressor ric from the compressor air flow rate Wc, measured m, the compressor upstream measured temperature Tuc, m, the compressor Puc upstream pressure, m which is also measured, and the turbocharger N supplied by the estimator .
FR0903949A 2009-08-13 2009-08-13 METHOD FOR CONTROLLING A SUPER-POWER SYSTEM OF AN INTERNAL COMBUSTION ENGINE Active FR2949140B1 (en)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
FR0903949A FR2949140B1 (en) 2009-08-13 2009-08-13 METHOD FOR CONTROLLING A SUPER-POWER SYSTEM OF AN INTERNAL COMBUSTION ENGINE

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
FR0903949A FR2949140B1 (en) 2009-08-13 2009-08-13 METHOD FOR CONTROLLING A SUPER-POWER SYSTEM OF AN INTERNAL COMBUSTION ENGINE

Publications (2)

Publication Number Publication Date
FR2949140A1 true FR2949140A1 (en) 2011-02-18
FR2949140B1 FR2949140B1 (en) 2011-10-14

Family

ID=42035799

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
FR0903949A Active FR2949140B1 (en) 2009-08-13 2009-08-13 METHOD FOR CONTROLLING A SUPER-POWER SYSTEM OF AN INTERNAL COMBUSTION ENGINE

Country Status (1)

Country Link
FR (1) FR2949140B1 (en)

Cited By (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
FR2995355A1 (en) * 2012-09-11 2014-03-14 IFP Energies Nouvelles METHOD FOR CONTROLLING A THERMAL MOTOR EQUIPPED WITH A DOUBLE SUPER-POWER
FR2995354A1 (en) * 2012-09-11 2014-03-14 IFP Energies Nouvelles METHOD FOR DETERMINING A PRESSURE UPSTREAM OF A COMPRESSOR FOR A MOTOR EQUIPPED WITH A DOUBLE SUPER-POWER
WO2014083248A1 (en) * 2012-11-30 2014-06-05 IFP Energies Nouvelles Method for controlling a double-supercharged combustion engine
FR3014145A1 (en) * 2013-12-02 2015-06-05 Renault Sa METHOD FOR DETERMINING THE GAS PRESSURE IN THE UPSTREAM OF A SUPERCONTACT TURBINE OF AN INTERNAL COMBUSTION ENGINE AND A SYSTEM FOR SERVING SUCH A METHOD
EP3421756A4 (en) * 2016-07-27 2019-03-27 Mazda Motor Corporation Intake and exhaust device for vehicle
US11255298B2 (en) * 2019-05-06 2022-02-22 Ford Global Technologies, Llc Methods and systems for an engine
US11408330B2 (en) 2018-06-29 2022-08-09 Volvo Truck Corporation Method of operating a four stroke internal combustion engine system

Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US4730457A (en) * 1985-10-29 1988-03-15 Fuji Jukogyo Kabushiki Kaisha Supercharging system for automotive engines
US4738110A (en) * 1986-03-29 1988-04-19 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Diesel engine equipped with a mechanically driven charger
US20050022525A1 (en) * 2002-01-21 2005-02-03 Siemens Aktiengesellschaft Method for controlling an electrically driven compressor
US20070033936A1 (en) * 2005-07-05 2007-02-15 Magneti Marelli Powertrain S.P.A Method and device for controlling the speed of rotation of a turbosupercharger in an internal-combustion engine
US20080104957A1 (en) * 2005-04-05 2008-05-08 Christian Birkner Apparatus for Controlling an Internal Combustion Engine Having an Exhaust Gas Turbocharger and an Exhaust Gas Recirculation Apparatus
FR2917128A1 (en) * 2007-06-05 2008-12-12 Renault Sas SYSTEM FOR CONTROLLING THE SUPPLY PRESSURE FOR INTERNAL COMBUSTION ENGINE WITH TWO TURBOCHARGERS.
DE102008017164B3 (en) * 2008-04-03 2009-08-06 Continental Automotive Gmbh Device for controlling an exhaust gas turbocharging of an internal combustion engine and internal combustion engine

Patent Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US4730457A (en) * 1985-10-29 1988-03-15 Fuji Jukogyo Kabushiki Kaisha Supercharging system for automotive engines
US4738110A (en) * 1986-03-29 1988-04-19 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Diesel engine equipped with a mechanically driven charger
US20050022525A1 (en) * 2002-01-21 2005-02-03 Siemens Aktiengesellschaft Method for controlling an electrically driven compressor
US20080104957A1 (en) * 2005-04-05 2008-05-08 Christian Birkner Apparatus for Controlling an Internal Combustion Engine Having an Exhaust Gas Turbocharger and an Exhaust Gas Recirculation Apparatus
US20070033936A1 (en) * 2005-07-05 2007-02-15 Magneti Marelli Powertrain S.P.A Method and device for controlling the speed of rotation of a turbosupercharger in an internal-combustion engine
FR2917128A1 (en) * 2007-06-05 2008-12-12 Renault Sas SYSTEM FOR CONTROLLING THE SUPPLY PRESSURE FOR INTERNAL COMBUSTION ENGINE WITH TWO TURBOCHARGERS.
DE102008017164B3 (en) * 2008-04-03 2009-08-06 Continental Automotive Gmbh Device for controlling an exhaust gas turbocharging of an internal combustion engine and internal combustion engine

Cited By (16)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US9739281B2 (en) 2012-09-11 2017-08-22 IFP Energies Nouvelles Method of determining a pressure upstream of a compressor for an engine equipped with double supercharging
FR2995354A1 (en) * 2012-09-11 2014-03-14 IFP Energies Nouvelles METHOD FOR DETERMINING A PRESSURE UPSTREAM OF A COMPRESSOR FOR A MOTOR EQUIPPED WITH A DOUBLE SUPER-POWER
WO2014041271A1 (en) * 2012-09-11 2014-03-20 IFP Energies Nouvelles Method for controlling an internal combustion engine equipped with a double ch suralimentation
WO2014041272A1 (en) * 2012-09-11 2014-03-20 IFP Energies Nouvelles Method for detemrining a pressure upstream of a compressor for an internal combustion engine with twin turbocharging
FR2995355A1 (en) * 2012-09-11 2014-03-14 IFP Energies Nouvelles METHOD FOR CONTROLLING A THERMAL MOTOR EQUIPPED WITH A DOUBLE SUPER-POWER
US9879592B2 (en) 2012-09-11 2018-01-30 IFP Energies Nouvelles Method of controlling a combustion engine equipped with double supercharging
WO2014083248A1 (en) * 2012-11-30 2014-06-05 IFP Energies Nouvelles Method for controlling a double-supercharged combustion engine
FR2998924A1 (en) * 2012-11-30 2014-06-06 IFP Energies Nouvelles METHOD FOR CONTROLLING A THERMAL MOTOR EQUIPPED WITH A DOUBLE SUPER-POWER
US10054038B2 (en) 2012-11-30 2018-08-21 IFP Energies Nouvelles Method for controlling a dual-supercharged combustion engine
WO2015082792A1 (en) * 2013-12-02 2015-06-11 Renault S.A.S. Method for determining the pressure of the exhaust gases upstream of a high-pressure turbocompressor turbine of an internal combustion engine, and control system employing such a method
FR3014145A1 (en) * 2013-12-02 2015-06-05 Renault Sa METHOD FOR DETERMINING THE GAS PRESSURE IN THE UPSTREAM OF A SUPERCONTACT TURBINE OF AN INTERNAL COMBUSTION ENGINE AND A SYSTEM FOR SERVING SUCH A METHOD
EP3421756A4 (en) * 2016-07-27 2019-03-27 Mazda Motor Corporation Intake and exhaust device for vehicle
US10746080B2 (en) 2016-07-27 2020-08-18 Mazda Motor Corporation Exhaust system device for vehicle
US10995649B2 (en) 2016-07-27 2021-05-04 Mazda Motor Corporation Vehicle engine
US11408330B2 (en) 2018-06-29 2022-08-09 Volvo Truck Corporation Method of operating a four stroke internal combustion engine system
US11255298B2 (en) * 2019-05-06 2022-02-22 Ford Global Technologies, Llc Methods and systems for an engine

Also Published As

Publication number Publication date
FR2949140B1 (en) 2011-10-14

Similar Documents

Publication Publication Date Title
WO2010112718A1 (en) Method for determining a position set point of a by-pass actuator, intended for a turbosupercharger
FR2949140A1 (en) Supercharging system regulating method for diesel engine of vehicle, involves determining position setpoint of actuator relative to compression ratio setpoint, flow, pressure and temperature measurements
EP1989426B1 (en) Method and device for controlling supercharging air of an internal combustion engine
FR2878285A1 (en) Boost pressure regulating method for internal combustion engine, involves regulating boost pressure by regulation of exhaust gas pressure and distribution of output of regulators, and limiting back pressure to preset range
EP2925987A1 (en) Method for controlling a double-supercharged combustion engine
FR2874237A1 (en) Supercharged internal combustion engine e.g. gasoline engine, controlling method, involves comparing values of mass air flow, and estimating defect if values have amplitude difference higher than predefined threshold
WO2013045785A1 (en) Diagnostics method and system for a power plant having two staged turbocompressors
FR2995355A1 (en) METHOD FOR CONTROLLING A THERMAL MOTOR EQUIPPED WITH A DOUBLE SUPER-POWER
EP2361349B1 (en) Method of dynamically estimating the fresh air flow rate supplied to an engine with high-pressure and low-pressure egr circuits
EP2507494A1 (en) Method for monitoring two-stage supercharging by fixed geometry turbochargers having a dynamic estimator and pre-turbine pressure limitation
FR2915237A1 (en) Variable geometry supercharger controlling system i.e. electronic control unit, for internal combustion engine i.e. diesel engine, of motor vehicle, has calculating block deducing set point of geometry of compressor to regulate geometry
EP2834508B1 (en) System for controlling the vanes of a variable geometry turbine with learning and linearisation
FR2901845A1 (en) PRESSURE REGULATION METHOD IN AN ENGINE INLET COLLECTOR
FR2995356A1 (en) Turbo compressor system for internal combustion engine of car, has control unit calculating power value of compressor, where power value is measured according to gas temperature in manifold and flow rate of gas passing via compressor
FR2903147A1 (en) Internal combustion engine e.g. supercharged oil engine, controlling method for motor vehicle, involves determining, by calculation, set point value of expansion rate of turbine and position of waste gate for adjusting boost pressure
FR2909132A1 (en) Intake manifold boost pressure adjusting method for internal combustion engine, involves utilizing compression rate set points of respective turbocompressors for calculating adjusted control signal based on measurement of manifold pressure
FR2937379A1 (en) Supercharging device's state i.e. operating state, diagnosing method for e.g. diesel engine, of motor vehicle, involves calculating diagnostic criterion from measurement and estimation of supercharging pressure of high pressure turbine
FR2932224A1 (en) Boost pressure regulating system for diesel engine, has regulators cooperating with switching unit for controlling actuators to modify pressures at outlets, and estimation unit dynamically estimating rate of low pressure turbocompressor
FR2923544A1 (en) Supercharged diesel internal combustion engine for motor vehicle, has control unit with calculating unit that calculates setpoint position values of valve and flaps from setpoint values of air flow and gas rates in engine
FR2910059A1 (en) Exhaust gas pressure estimating method for oil engine of motor vehicle, involves estimating pressure of exhaust gas in upstream of turbine by choosing one of two formulas comprising parameters e.g. pressure of gas in downstream of turbine
FR2882576A1 (en) Internal combustion engine e.g. diesel engine, controlling method for motor vehicle, involves determining maximum value for pressure drop ratio set point such that during transitional stage adjusted pressure drop ratio is less than value
EP1293658A1 (en) Method and system for controlling the air flow in an intake manifold of an internal combustion engine of a vehicle
FR2923538A3 (en) Turbine upstream pressure estimating system for supercharged oil engine of motor vehicle, has calculation units calculating expansion ratio of turbine from magnitude representing temperature variation to deduce upstream pressure of turbine
FR2905408A1 (en) Internal combustion engine e.g. supercharged diesel engine, controlling method for e.g. diesel type motor vehicle, involves calculating set point of ratio of detent in turbine to execute adjustment of boot pressure in manifold of engine
FR2885388A1 (en) Internal combustion engine e.g. supercharged diesel engine, controlling method for vehicle, involves controlling compressor not powered by turbine based on airflow set point permitting complete burning of fuel flow of preset total loads

Legal Events

Date Code Title Description
PLFP Fee payment

Year of fee payment: 7

PLFP Fee payment

Year of fee payment: 8

PLFP Fee payment

Year of fee payment: 9

PLFP Fee payment

Year of fee payment: 10

PLFP Fee payment

Year of fee payment: 11

PLFP Fee payment

Year of fee payment: 12

PLFP Fee payment

Year of fee payment: 13

PLFP Fee payment

Year of fee payment: 14

CA Change of address

Effective date: 20221121

PLFP Fee payment

Year of fee payment: 15