WO2005073536A1 - Moteur a combustion interne suralimente par turbocompresseur - Google Patents

Moteur a combustion interne suralimente par turbocompresseur Download PDF

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WO2005073536A1
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Definitions

  • the invention relates to an internal combustion engine supercharged by at least one turbocharger throughout the engine operating range, in particular at low speed, at full load in stabilized operation, and in transient operation.
  • the invention relates more specifically to vehicle engines whose maximum torque speed must be as low as possible, preferably at a speed less than or equal to approximately 1/3 of the maximum power speed.
  • the invention is of increased interest for supercharged engines which must have a high rate of recycling of exhaust gases at the intake of the engine up to a high engine load.
  • GENERAL BACKGROUND Internal combustion engines have long been equipped with turbochargers. For engines operating on a narrow speed range, the turbochargers are of the unregulated type. They are then sized to provide optimum performance at high engine speeds.
  • the charge air pressure hereinafter referred to as P 2
  • P 2 the charge air pressure
  • the simplest method of regulation consisting of a discharge valve called "wastegate"
  • a fraction of the exhaust gas does not pass through the turbine, which results in an increase in the average pressure of the exhaust gases prevailing upstream of the turbine, hereinafter referred to as P 3 , and thus a degradation of the engine performance at high speed.
  • This well-known mode of regulation has been used for a long time on turbines, commonly known as fixed geometry turbines, the wheel of the radial turbine being powered by a single volute devoid of a stator with a grid of blades.
  • the fraction of dual-pass gas can, at regime N maX d represent more than 50% of that crossing the turbine.
  • variable geometry turbochargers where only the turbine is variable, has developed considerably for automobile engines.
  • the radial turbines then use a variable geometry stator, the most common type of which is with pivoting fins. They lower the N regime 0 mentioned above by around 10% and constitute the current supercharging system for engines with a high level of performance.
  • variable geometry turbines have a sufficient flow section variation to control, without wastegate, the pressure P 2 in all the engine operating range, it is now envisaged to combine them with a wastegate valve, integrated or not to the turbine, so as to be able to use an even smaller variable turbine without being limited by the maximum flow section of the turbine to variable geometry, to further lower the N speed 0 or increase the engine load, and therefore the boost pressure, for which a high intake gas recirculation rate, called EGR, is desirable.
  • EGR intake gas recirculation rate
  • Turbochargers using a subdivision casing turbine constitute another solution which can be separated into two categories: - the first category consists in using a double volute turbine, associated with a collector of 'subdivided exhaust where each branch gathers only cylinders without overlapping their exhaust phase, to increase the filling of the cylinders at low engine speeds. Each branch then feeds a volute.
  • the two volutes are supplied by all of the exhaust gases, the two branches of the subdivided collector being placed in communication; the exhaust manifold then behaves like an undivided manifold, - the second category, as revealed in particular by WO 03/044327, also uses a double volute turbine, associated with an undivided exhaust manifold making it possible to vary , using an adjusting member, the flow section between a minimum value, where only one of the volutes is supplied, and a maximum value, where the two volutes are supplied.
  • the regulator performs the wastegate function when the maximum flow section has been reached.
  • variable geometry turbine technique is not yet available for spark-ignition engines whose exhaust gas temperatures exceed 1000 ° C. STATE OF THE ART From the start of turbocharging, the idea of a variable geometry turbine is known, but its implementation is then considered to be too difficult and the expected reliability deemed unsatisfactory.
  • US Patent 2,172,809 proposes, to control the pressure P 2 on a fixed geometry turbocharger, to supply the turbine with a fraction of the pressurized air supplied by the compressor, which will be referred to hereinafter as derived air flow, after having previously heated it by heat recovery on the exhaust gases after, or during, their passage through the turbine, to a value close to that of the gases entering the turbine.
  • Means are provided on the air derivative flow duct to control the flow.
  • the heat exchanger is thus provided at the outlet of the turbine or around the inlet housing of the turbine. This installation requires that the pressure P 2 is always higher than the average pressure P 3 . It is intended for a supercharged engine for which the engine speed, at which the pressure P 2 maximum is obtained, is close to the N regime max maximum power.
  • US Patent 4,367,626 proposes a similar, more complex installation based on the use of a stator with variable geometry, playing the role of ejector with variable geometry, for mixing and controlling the flow of derived air added to the exhaust gases. Heat recovery from the exhaust gases after, or before they pass through the turbine is also planned. It is explicitly stated that the purpose of this installation is to avoid the use of a wastegate valve and the significant energy losses that it causes. Consequently, the flow section of the turbine, corresponding to a very open turbine, is such that the pressure P 2 maximum is obtained at a speed close to speed N max maximum power, with the corollary that the pressure P 2 is almost always higher than the average pressure P 3 .
  • the variants provided with an axial type turbine relate to high power motors.
  • the objective is absolutely not to obtain the pressure P 2 maximum at very low engine speed.
  • EGR operation which requires medium pressure P 3 higher than pressure P 2 , is not considered.
  • the proposed embodiments have a high level of complexity, accompanied by a high production cost and a risk of insufficient reliability. Given the fact that a derived air flow is provided throughout the engine operating range, means for interrupting the derived air flow to avoid reversing the direction of flow are not explicitly provided.
  • the technique of the double fluid ejector implies, in all the embodiments provided, an acceleration of the derived flow of air with the consequence of a reduction in its static pressure before it is mixed with the engine exhaust gases, which reduces the potential for air-derived flow.
  • the present invention proposes to remedy the drawbacks mentioned above, by making possible the technique of flow derived from air when the average pressure P 3 is greater than pressure P 2 , thus overcoming an established prejudice, and preserving a high level of simplicity and a possibility of use with any type of turbocharger, turbine or supercharging system, including for the smallest turbochargers and double supercharging systems floor.
  • This then allows EGR recycling in the presence of a flow derived from air, the potential of which is then reinforced by eliminating the pitfall of the pumping limit. It also aims to be able to be applied in connection with an exhaust manifold subdivided or not. Another object is to promote the braking potential of the engine by means of the turbocharger.
  • the invention relates to an internal combustion engine supercharged by at least one turbocharger, comprising a bypass duct ensuring a flow derived from air from a point A located downstream of the compressor, on which means for interrupting the flow air derivative are provided, towards a point B located between the downstream end of the exhaust gas duct and the turbine wheel, throttling means of variable geometry being provided on the intake of the exhaust gases to the turbine wheel upstream from the aforementioned point B, characterized in that: - the turbocharger is regulated by a wastegate valve 20 so that the engine speed N 0 , at which the maximum boost pressure is obtained, is much lower than the speed N max maximum power, - and the degree of opening of the throttling means 19 is chosen to introduce a sufficient difference between the pressure of the exhaust gases P 3 and the pressure P 3 ⁇ prevailing upstream of the turbine wheel, so that the pressure P 3 ⁇ remains essentially below the boost pressure
  • the pressure P 3R represents the static pressure of the flow after it is speeded up in the stator of the turbine, which for a turbine with fixed geometry is constituted by the inlet nozzle to the volute.
  • the difficulty of organizing a bypass flow no longer exists when a sufficient throttle, of the aforementioned type, is practiced on the admission of exhaust gases to the turbine wheel, to attenuate the fluctuations of the pressure P 3R and introduce a sufficient difference between the pressure P 3 and the pressure P 3R , such as pressure P 2 is greater than the average pressure P 3R .
  • This characteristic is a fundamental datum of the invention, the degree of opening of the throttling means being chosen in such a way that the derived air flow is established at the level necessary to reach the pressure P 2 desired.
  • the derived air flow can occur under conditions deemed hitherto impossible, namely when the average pressure of the exhaust gases prevailing upstream of the turbine, hereinafter referred to as P 3 , is greater than the pressure P 2 .
  • P 3 the average pressure of the exhaust gases prevailing upstream of the turbine
  • P 2 the pressure of the turbine
  • the by-pass valve In the case of a double-stage supercharging in regulated series, the by-pass valve, with continuous control, allowing a more or less significant fraction of the exhaust gases to supply the low-pressure turbine, by double-passing the high pressure turbine, can be considered as a wastegate valve of the high pressure turbine.
  • the flow derived from air will generally intervene between the compressor and the turbine supplying the major part of the supercharging pressure at the very low engine speeds, which are those of the high stage pressure. In some cases, it may however be preferable to choose point A on the high pressure compressor, and point B upstream of the low pressure turbine of the turbocharger providing little boost pressure, to enable the bypass flow to be initiated. air at very low engine loads.
  • Means for controlling the flow of air derived from the bypass duct between point A and point B are no longer necessary. It is the degree of openness of the variable geometry throttling means which controls the derived air flow. Any type of non-return valve or all-or-nothing valve can constitute the means of interrupting the flow derived from air, since the risk of reversing the direction of flow no longer exists. It is not necessary to suck the derived air flow using the exhaust gases by a venturi or ejector effect. In a particular embodiment, provision is also made for the throttling means with variable geometry to be combined, in a single member, with the means for interrupting the flow derived from air, to further simplify the installation.
  • the degree of opening of the variable geometry throttling means is automatically adjusted by a monitoring and control unit, as a function of the state quantities and control quantities of the internal combustion engine, for controlling the pressure P 2 and the pressure P 3 .
  • the invention makes it possible, for a given turbocharger, to significantly lower the engine speed N 0 , at which the maximum boost pressure is obtained, when the derived air flow is not heated. This means that the work required to compress the derived air flow is more than compensated by the increase: - in the efficiency of the compressor, - in the efficiency of the turbine operating around its best efficiency, in which not only the gases d engine exhaust but also the flow derived from compressed air are relaxed, - the mechanical efficiency of the turbocharger increasing with the power transmitted by the turbine to the compressor.
  • the derived air flow can represent a value close to the air flow supplied to the engine; the flow passing through the compressor is then double the flow passing through it when there is no flow derived from air.
  • the speed N 0 can still be lowered significantly.
  • the recovery potential is higher the closer the air-fuel ratio is to the stoichiometric ratio.
  • the volute of a turbine is subjected to intense heating due to the very high gas speeds.
  • a very large amount of heat is dissipated to the outside, mainly by radiation.
  • a characteristic of the invention thus consists in minimizing this heat loss by keeping the external walls of the turbine at a temperature as low as possible using an internal air knife, or external air envelope. , supplied by a small part of the flow derived from unheated air.
  • the other part of the derived air flow can be heated in an air-gas exchanger or inside the turbine in contact with the hot walls.
  • the invention further provides for using the possibilities offered by injection systems called "common rail" by performing, during the initial period of transient operation or overboost operation, post-injection of fuel at l inside the engine cylinders in the advanced expansion phase.
  • the temperature of the exhaust gases can be increased beyond the maximum permissible temperature of the turbine, as long as it is cooled by the flow derived from air.
  • an air-gas exchanger is provided downstream of the turbine to heat the derived air flow before its introduction into the turbine, it can, according to the invention, be advantageously integrated into any of the post- treatment of exhaust gases, in particular in the form of an air envelope.
  • the invention can also be applied to a turbocharger using a variable geometry turbine, of the variable stator type, for example by pivoting fins, in which the throttling means with variable geometry are arranged upstream of the variable stator. It is also possible that the variable geometry stator constitutes the variable geometry throttling means. According to the invention, the faculty for adjusting the pressure P 3 by the throttling means gives the engine an increased braking power potential. The invention also allows low or medium loads to have a higher boost pressure and thus promote load taking in transient operation, in particular from operation in EGR mode.
  • FIG. 1 represents a diagram of an internal combustion engine supercharged by a turbocharger, with turbine with fixed geometry or with variable geometry, equipped with a throttle device with variable geometry of the exhaust gases, upstream of the volute of the turbine, and flow derived from heated air.
  • FIG. 1 represents a diagram of an internal combustion engine supercharged by a turbocharger, with turbine with fixed geometry or with variable geometry, equipped with a throttle device with variable geometry of the exhaust gases, upstream of the volute of the turbine, and flow derived from heated air.
  • FIG. 2 represents a similar diagram for a turbocharger, with variable geometry turbine, the variable geometry stator also constituting the variable geometry throttling means.
  • FIG. 3 is a schematic view, in partial section in plan development, of the inlet nozzle of the volute of a turbine with fixed geometry in an alternative embodiment, where the throttling means with variable geometry are separated from the wastegate valve, for an undivided exhaust manifold.
  • FIG. 4 is a schematic view, in partial section, of the inlet nozzle of the volute of a turbine with fixed geometry in an alternative embodiment, where the throttling means with variable geometry and the wastegate valve are integral, also for an undivided exhaust manifold.
  • Figure 5 is a view cut along the axis N - V of Figure 4.
  • Figure 6 and Figure 7 are views similar to Figure 4, shown in two other open positions.
  • Figure 8 is a schematic view, in partial section, of the inlet nozzle of the volute of a turbine with fixed geometry in an alternative embodiment similar to that of Figure 4 for a subdivided exhaust manifold with two branches .
  • Figure 9 is a section along the axis IX - IX of Figure 8.
  • Figure 10 is a section along the axis X - X of Figure 8.
  • Figure 11 is a schematic view, in partial section, of the nozzles inlet of a double volute turbine, for an exhaust manifold divided into two branches.
  • Figure 12 is a section along the axis XII - XII of Figure 11.
  • Figure 13 is a section along the axis XIII - XIII of Figure 11.
  • Figure 14 is a schematic view, in partial section, of the area between the stator and the wheel of a turbine with variable geometry, into which the derived air flow is introduced.
  • Figure 15 and Figure 16 are schematic views, in section, of an alternative embodiment of a non-return valve, in the closed position and in the open position.
  • FIG. 17 is an installation similar to that of FIG. 1, in which the flow derived from air is heated by cooling the EGR gases.
  • FIG. 18 is an installation similar to that of FIG. 17, in which the derived air flow or the air-gas exchanger can be heated by the exhaust gases discharged by the wastegate valve.
  • Figure 19 is a partial sectional view of a turbocharger, where the wastegate valve is not integrated with the turbine, showing an alternative embodiment of the flow path of the derived air flow inside the turbine to maintain its external walls at low temperature and organize the reheating of the derived air flow.
  • Figure 20 is a section along the axis XX - XX of Figure 19 to illustrate other details of construction.
  • FIG. 21 represents a schematic view, in partial section, of the inlet nozzle of the volute of a turbine with fixed geometry or with variable geometry in a variant embodiment simplified by the fact that the throttling means with variable geometry and the means for interrupting the derived air flow are common and unique, for an undivided exhaust manifold.
  • FIG. 21 represents a schematic view, in partial section, of the inlet nozzle of the volute of a turbine with fixed geometry or with variable geometry in a variant embodiment simplified by the fact that the throttling means with variable geometry and the means for interrupting the derived air flow are common and unique, for an undivi
  • FIG. 22 is a schematic view, in partial section, of an air-gas exchanger similar to that of the installation shown in FIG. 18 for EGR gases or gases discharged by the wastegate valve, combined with an air-exchanger gas located downstream of the turbine.
  • the internal combustion engine shown in Figure 1 which is for example a diesel engine, is equipped with a turbocharger 2 comprising a fixed geometry turbine 3 operating with exhaust gases, or with a mixture of exhaust gases and air, mounted on the exhaust gas duct 4 and a compressor 5 mounted on the air intake duct 6.
  • the rotational movement of the turbine wheel 3 is transmitted via a shaft 7 to the compressor 5, which sucks the surrounding air at atmospheric pressure and brings it to an increased pressure.
  • This pressurized air is then cooled in the cooler 8 of the intake air, then introduced as intake air into the cylinders 9 of the internal combustion engine 1.
  • the internal combustion engine 1 comprises an installation 10 for recycling EGR exhaust gas, comprising a recycling pipe 11 between the exhaust gas pipe 4 and the air intake pipe 6, as well as an adjustable recycling valve 12 and a cooler 13.
  • the internal combustion engine 1 comprises an installation 14 of flow derived from air, comprising a bypass duct 15 between a point A located downstream of the compressor 5 and a point B located immediately upstream of the inlet neck of the volute of the torbine 3, means 16 for interrupting the derived air flow, an air heater 17 mounted on the outlet duct 18 of the turbine 3.
  • the means 16 for interrupting the derived air flow are closed, as soon as that the pressure P 3R becomes greater than pressure P 2 .
  • the air heater 17 represents a specific air-gas exchanger or, according to the invention, advantageously integrated into any one of the exhaust gas post-treatment devices, arranged downstream of the turbine, in the form of air envelope. It can also represent an air heater integrated in the turbine.
  • the turbine 3 is provided, in the inlet nozzle of its volute, with variable geometry throttling means 19 which make it possible to variably adjust the flow section of the flow of exhaust gases.
  • the adjustment of this flow section is made according to state variables and controls of the internal combustion engine and associated components.
  • the flow section can be adjusted between a minimum value, corresponding to the maximum constriction, and a maximum value corresponding to the maximum flow section of the turbine determined by the inlet neck of its volute.
  • the maximum throttling position occurs in particular when the pressure P 2 maximum is sought at low engine speeds, or when the engine operates as a brake, to produce a pressure P 3 as high as possible, in order to increase the piston discharge work.
  • the minimum flow section, offered to the exhaust gas flow by the variable geometry throttling means 19 in the minimum open position, will generally be between 15% and 35% of section A T from the inlet neck of the volute, the degree of closure being able to be all the greater as the flow derived from air is heated.
  • the maximum opening position occurs, in particular, when the engine is running at high speed.
  • a wastegate valve 20, connected between the pipe 4 of the exhaust gases and the outlet pipe 18 of the turbine 3, is provided upstream of the throttling means with variable geometry 19. In the case where a wastegate valve 20 is used, it is preferable that it be located upstream of the throttling means with variable geometry 19.
  • the discharge of exhaust gases through the wastegate valve 20 thus positioned also has the advantage of attenuating fluctuations in the pressure P 3 , and therefore of the pressure P 3R , when the variable geometry throttling means 19 are no longer in the minimum open position.
  • the wastegate valve can naturally be located downstream of the variable geometry throttling means 19.
  • All of the components associated with the internal combustion engine are managed by a control and command unit 21, as a function of the state quantities and of the control quantities of the internal combustion engine; in particular the variable geometry throttling means 19, the wastegate valve 20 and the recycling valve 12 are controlled by the control and command unit 21.
  • the means 16 for interrupting the flow of derived air represented by a non-return valve, can also be ensured by an adjustable valve, or all or nothing, then also controlled by the control and command unit 21.
  • the turbine 3 can be a turbine with fixed geometry or a turbine with geometry variable. In the latter case, the variable geometry throttling means 19 are located at the inlet of the volute, upstream of the variable stator of the variable geometry turbine.
  • FIG. 2 represents an installation similar to that of FIG.
  • variable stator 19 ′ constituting the throttling device in place and places variable geometry throttling means 19 in FIG. 1.
  • the point B for introducing the derived air flow is then located between the variable stator and the impeller of the turbine 3 '.
  • This installation also includes a wastegate valve 20.
  • the throttling means with variable geometry 19 will generally be provided in the inlet nozzle of the scroll of the turbine 3.
  • a rotary valve, for example of the flap or butterfly type, or a protuberance , for example articulated, or an articulated wastegate type valve opening in the exhaust gas intake duct, obstructing the nozzle can constitute the throttling means with variable geometry 19.
  • FIG. 3 schematically illustrates an embodiment in which the two aforementioned functions are separated. It shows the arrangement of the various elements inside the inlet nozzle of the turbine volute 3.
  • the introduction of the derived air flow at the downstream end of the bypass duct 15 symbolically leads to point B immediately upstream of section A T from the entry neck of the volute.
  • a rotary flap 22, in rotation about its axis of rotation, constitutes the variable geometry throttling means 19, the degree of opening of which can be adjusted between a minimum opening position and a maximum opening position.
  • the degree of opening is maximum in the position, shown in dotted lines, where it bears against the wall of the nozzle.
  • a position close to the minimum open position is represented by the flap drawn in solid lines, the minimum open position is determined by a stop, not shown, which can be operated by a bearing surface of the shutter inside the nozzle, or also outside on the control mechanism of the shutter not shown.
  • the position of the flap is controlled by an actuator of the type used to control a wastegate or the variable stator of a turbine with variable geometry.
  • a well-known wastegate valve 20 completes the installation. This valve 20 is controlled by another actuator, not shown.
  • FIG. 4 and FIG. 5 schematically illustrate an embodiment, in which the throttle function with variable geometry and the wastegate function are provided by a single member 23.
  • the wastegate valve 20 is similar to that of FIG. 4 but has a larger disc diameter, because the exhaust gas discharge orifice, when open, operates mainly in the area close to its axis of articulation.
  • the variable geometry throttling means 19 are constituted by a protuberance 24 integral with the disc of the valve 20.
  • the protrusion 24 is of revolution relative to the axis of symmetry of the disc of the valve 20.
  • This embodiment makes it possible to keep a mounting of the valve disc 20 free to rotate, guaranteeing good sealing conditions, in the closed position, on the flat surface seat.
  • This embodiment requires a single actuator to control the position of the single member 23.
  • the device is completed by a small adjustable flap 25 optional. Its control mechanism, not shown, includes an adjustable stop.
  • FIG. 6 shows the device of Figure 4 in an intermediate opening position of the single member 23 and a partial opening of the wastegate valve 20, for an engine speed slightly higher than the speed N 0 , the flow derived from air being progressively reduced by the increase in the flow drawn in by the motor, and ultimately vanishing.
  • FIG. 7 shows the device of FIG.
  • FIG. 8 illustrates an embodiment similar to that of FIG. 4, but using a subdivided collector with two branches. It is distinguished by the fact that a partition 27 separates the intake nozzle from the volute of the turbine 3, from its inlet flange to the protuberance 24, in two conduits 28 and 29 extending the two conduits partitions of the subdivided collector not shown.
  • a subdivided collector can also be adapted to the embodiment described in FIG. 3; in this case, as in all other cases, a variable geometry converter well is generated by the throttling means with variable geometry, the wastegate valve will advantageously be arranged upstream of the throttling means to allow optimal sizing of the converter well whose nozzles, in the maximum open position, can be dimensioned smaller, because they are no longer crossed by the gas flow discharged by the wastegate.
  • the subdivided manifolds are generally divided into two branches grouping together several cylinders, but it is also possible to envisage a higher number of branches, for example equal to the total number of engine cylinders in order to obtain complete decoupling of the exhaust phases of each cylinder, particularly interesting in braking mode.
  • This technique makes it possible to obtain a smaller volume of each single-cylinder branch and thus to increase the energy of the exhaust gases supplied to the turbine at very low engine speeds.
  • Figures 11 to 13 illustrate an embodiment where the wastegate is not shown, applied to a double volute turbine and to a subdivided exhaust manifold with two branches.
  • the turbine 3 comprises two scrolls separated by a partition 30; each volute is identified by its entry neck, section A ⁇ relates to the volute adjacent to the bearing body; section A ⁇ 2 relates to the volute located on the side of the turbine outlet.
  • a partition 27 separates the intake nozzle from the volute n, from its inlet flange close to the inlet neck An, in two conduits 28 and 29 extending the two partitioned conduits of the subdivided collector not shown.
  • the volute A ⁇ is always supplied by the exhaust gases of the internal combustion engine 1.
  • a valve 31 for connecting the conduits 28 and 29 with the conduit 32 supplying the volute n is situated against the upstream part of the conduits 28 and 29 of the inlet nozzle of volute A IT .
  • the partition 27 extends up to the valve 31, of a construction similar to that of a wastegate valve, and thus separates the circular orifice of communication in two parts, semi-circular, constituting at this location also the seat of the valve 31.
  • the valve 31 opens, the flow of exhaust gas from the duct 28 or 29, supplied by a puff, is discharged into the duct 32, then into the other duct 29 or 28 , then little or no power.
  • the flow derived from air is symbolically introduced at point B in the duct 32.
  • the communication valve 31, controlled by an actuator not shown, thus makes it possible to vary the flow section of the flow of exhaust gases from the cylinders, between a minimum section shown in Figure 12 and a maximum section A T , equal to the sum of the sections of A ⁇ and A ⁇ 2, when the valve 31 is in the maximum open position.
  • the communication valve 31 is closed and the exhaust gases then supply the minimum flow section of the duct 28 or of the duct 29, while the flow derived from air supplies the volute A 2-
  • the exhaust gases supply a increasing flow section towards the maximum flow section A, while the flow derived from air decreases to vanish at a speed close to the speed N 0 of the motor.
  • the communication valve 31 plays a role similar to that of the variable geometry throttling means 19 described above.
  • the flow derived from air is heated by the heat coming from the walls of the turbine 3.
  • Two fixed pipes 33 and 34 shown in FIGS. 11 and 12, can be provided between the pipe 32 and the neck A ⁇ to complete its admission, then partial, when the valve 31 is closed, by part of the bypass flow and thus make it more total.
  • This embodiment can also be applied to a non-subdivided manifold, by removing the partition 27.
  • the communication valve 31 can be supplemented by throttling means with variable geometry 19, integral or separate from the communication valve 31.
  • FIGS. 14 illustrates a turbine with variable geometry according to the invention, where the stator is of the type with pivoting fins.
  • the derived air flow is introduced into zone 35 at point B, between the variable stator 36, shown in a simplified manner in the minimum open position, and the wheel 37 of the turbine 3 '.
  • the derived air flow is preferably introduced symmetrically, in the form of annular channels 38, 39 formed in the lateral faces of the aforementioned zone, in a direction such that the incidence of the flow resulting from the gas-air mixture is optimal for supplying the turbine wheel 37.
  • the flow derived from air contributes to reducing the leakage of parasitic gases bypassing the stator.
  • the invention is also applicable in the case of a stator of the sliding piston type.
  • FIG. 15 and 16 illustrate an embodiment of the means 16 for interrupting the flow derived from air by means of a non-return valve.
  • It consists of a piston 40 sliding freely in a cylindrical jacket 41.
  • the cylindrical jacket 41 is supplied on one side by the flow derived from air coming from point A, substantially at the pressure P 2 , and on the other side by a reference pressure from a nozzle 42 via a pipe with a small passage section.
  • the position of the piston is a function of the pressures exerted on its opposite faces.
  • the reference pressure is higher than the pressure P 2
  • the piston is supported by the conical part 43 of its skirt 44, on a conical seat 45, and the non-return valve is in the closed position, as shown in FIG. 15.
  • the piston When the pressure P 2 is higher than the reference pressure, the piston releases the passage of air, through the passage section offered by the lights 46 made in the cylindrical jacket 41, in the direction of point B. If the passage section of the valve is oversized compared to requirements, the piston occupies an intermediate position not shown, the pressure P 2 , automatically adjusting to a pressure equal to the reference pressure. If the passage section is insufficient, the piston comes to bear on its opposite face and the non-return valve is in the maximum open position, as shown in FIG. 16. It is advantageous to size the maximum passage section of so that the valve is always in the intermediate opening position so that the pressure P 2 is equal to the reference pressure.
  • the reference pressure can be chosen between the pressure P 3R pressure P 3 by positioning the nozzle properly.
  • FIG. 17 is an installation similar to that of FIG. 1, in which the flow derived from air is heated by cooling the EGR gases.
  • the cooler 13 also becomes an air heater.
  • This air-gas exchanger can be of any suitable type. He can be of a very simple embodiment, in which the bypass duct 15 is arranged concentrically with the EGR duct 11. This solution is particularly advantageous when the EGR recycling must take place in a large part of the engine operating field.
  • the derived air flow has the advantage of compensating for the reduction in the air flow caused by EGR recycling, thus eliminating the pitfall of the pumping limit.
  • FIG. 18 is an installation similar to that of FIG. 17, in which the derived air flow can be heated by the exhaust gases discharged by the wastegate valve. This installation differs from that of FIG.
  • the adjustable recycling valve 12 is located downstream of the air-gas exchanger 13 and that the wastegate valve 20 is always connected between the conduit 4 of the exhaust gases.
  • exhaust and the outlet duct 18 of the turbine are located downstream of the air-gas exchanger 13.
  • the flow of exhaust gas, discharged at the outlet 18 of the turbine thus heats the flow derived from air , when it is not zero, as soon as the wastegate valve 20 is open. This case can occur around the N regime 0 of the motor.
  • the heat of the exhaust gases discharged by the wastegate valve is stored in the mass of the exchanger, thus maintained at a high temperature. This stored heat can be returned to the derived air flow, when it is restored.
  • the wastegate valve 20 can be opened or closed independently of the adjustable recycling valve 12. In general, the wastegate valve 20 is open when the valve 12 is closed. This energy recovery can be combined with the EGR recycling system, described in Figure 17, as shown in Figure 18, but can of course be implemented without the EGR recycling installation.
  • FIG. 19 shows a bearing body 49, where only the part necessary for the description is shown in partial section, connected to a turbine body 50 by an N-shaped clamp 51.
  • a turbine wheel 37 is coupled by a shaft 7 to a compressor wheel not shown.
  • a rotary flap 22, in rotation about an axis of rotation parallel to the axis of the shaft 7, is disposed in the inlet nozzle of a volute 52 of the turbine 3.
  • This flap constitutes the means of variable geometry throttle 19; it is shown in solid lines in the minimum open position and in dotted lines in the maximum open position for the flow of exhaust gases.
  • the mechanism for controlling the rotation of the flap 22 and its actuator are not shown.
  • a heat shield 53 is mounted between the bearing body 49 and the turbine body 50.
  • the screen is of a shape adapted to direct a fraction of the flow derived from air, introduced by a conduit 54 formed in the bearing body, radially towards the shaft 7 in a space 55 located between the bearing body 49 and the heat shield 53, then radially in a space 56 located between a rear disc 57 of the turbine wheel 37 and the heat shield 53.
  • This fraction of the derived air flow escapes towards a space 58 inscribed between another heat shield 59, of cylindrical outline, and the volute 52.
  • This fraction of the derived air flow is intensely heated during its passage in space 56, due to the very high relative speed between the rear disc 57 and the air flow.
  • the shape of the heat shield 53 is suitable for compressing the air centrifuged in the space 56.
  • the air flow is also heated by the bearing body in the space 55. These arrangements facilitate priming. of the derived air flow.
  • Another fraction of the flow derived from air is introduced through an opening 60, arranged laterally in the turbine body 50.
  • FIG. 19 is arranged radially around a wall 62, of cylindrical shape, to increase the exchange surface between the air flow and the hot walls of the turbine 3.
  • Another set of fins 63 also of odd number in the representation of FIG. 19, is disposed radially downstream of the turbine wheel 37, from the wall 62, towards the inside of a duct 64.
  • a small quantity of air is taken from the air introduced by the opening 60 and directed towards a annular space 65, located between the outer wall of the turbine body 50 and the heat shield 59, to keep the outer walls of the turbine at low temperature and thus significantly reduce the heat dissipation of the turbine body 50.
  • the flow of air heated by the fins 61 and the air flow coming from the annular space 65 escape in the direction of the space 58. As shown in FIGS.
  • the thermal screen 59 is interrupted in the vicinity of the walls of the volute 52. With a more complicated shape, the thermal screen could extend towards the inlet flange 66 of the turbine 3.
  • the set of fins 61 which could be integral with an external cylindrical wall constituting a part of the screen 59 and a inner cylindrical wall, fitted on the wall 62.
  • the space 58 is thus supplied with all of the derived air flow, introduced by the conduits 54 and 60, after having been heated.
  • the space 58 constitutes a volute of heated air, the passage section of which can be seen in FIG. 20, increases while that of the volute 52 decreases.
  • the part mounted at the outlet of the turbine is intended to receive the gases from the conduit 64 and to seal the outer annular space, concentric with the conduit 64, through which the derived air flow.
  • a seal is provided in the groove 67 of the wall 62.
  • the dimensions of the fins 61 and 62 can be adapted to the heating objectives.
  • Part of the exchange surface can be transferred to the aforementioned part, mounted at the outlet of the turbine.
  • FIG. 21 represents an embodiment similar to that of FIG. 3, in which the throttling means to variable geometry and the means of interrupting the flow derived from air are combined into a single member 67.
  • This member 67 consists of an articulated valve, of the wastegate valve type, the disc 68 of which, free in rotation, guarantees good summer conditions anchor, in the closed position, on the flat surface seat.
  • the single member 67 makes it possible to increase the passage section offered to the derived air flow, at the same time as the passage section offered to the engine exhaust gases is reduced.
  • This embodiment has been shown with its hinge pin 69 located inside the downstream end of the bypass duct 15.
  • the derived air flow is symbolically introduced at point B immediately upstream of section A T of the volute entry neck.
  • the member 67 is controlled by an actuator, not shown as for the embodiments described above.
  • An attached seat with an outside diameter greater than that of the disc 68, not shown in FIG.
  • FIG. 22 represents the principle of an exchanger between the flow derived from air and the gases leaving the turbine on the one hand and the flow derived from air and the EGR gases or discharged by the wastegate on the other hand.
  • a central part 70 is traversed by the gases from the turbine 3, another annular zone, surrounding the central zone 70, is traversed against the current with respect to the aforementioned gases by the flow derived from air; a third outer annular zone 72, concentric with the two zones 70 and 71, is traversed against the current with respect to the derived air flow.
  • the advantage lies in a greater compactness, insofar as the flow derived from air benefits, for a little increased bulk, from two exchange surfaces with respect to the fluids of zone 70 and of zone 72.
  • the walls constituting the zones 71 and 72 may advantageously have a mass large enough to store the heat taken from the gases discharged by the wastegate valve, with a view to restoring it to the flow derived from air when it is restored.
  • the air flow passing through the compressor generally measured and used by the monitoring and control unit 21, is greater than the air flow supplied to the engine.
  • the air flow supplied to the engine, or of the air-EGR mixture can be deduced with sufficient accuracy from the engine speed, the volumetric efficiency and the intake density of the engine. .

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Abstract

Un moteur suralimenté comprend un conduit de dérivation (15) assurant un débit dérivé d'air à partir d'un point (A) situé en aval du compresseur (5), et comportant des moyens d'interruption (16) du débit dérivé d'air, vers un point (B) situé entre l'aval du conduit (4) des gaz d'échappement et la roue de la turbine (3); des moyens d'étranglement à géométrie variable (19) sont prévus sur l'admission des gaz d'échappement en amont du point (B) précité, le turbocompresseur est régulé par une soupape wastegate (20) que le régime moteur N0, auquel la pression maximale de suralimentation est obtenue, est très inférieur au régime Nmax de puissance maximale, et le degré d'ouverture des moyens d'étranglement (19) est choisi pour introduire un écart suffisant entre la pression des gaz d'échappement P3 et la pression P3R régnant en amont de la roue de turbine (37), de telle façon que la pression P3R reste essentiellement inférieure à la pression de suralimentation P2, dans tous les cas où un débit dérivé d'air est souhaité, pour compléter le débit de gaz d'échappement lorsqu'il est trop faible pour produire la pression de suralimentation P2 souhaitée, en augmentant le moins possible la pression des gaz d'échappement P3, avantageusement on peut récupérer la chaleur des gaz EGR ou des gaz déchargés par une soupape (20) pour la communiquer ou la restituer au débit dérivé d'air.

Description

MOTEUR A COMBUSTION INTERNE SURALIMENTE PAR TURBOCOMPRESSEUR
DOMAINE DE L'INVENTION L'invention est relative à un moteur à combustion interne suralimenté par au moins un turbocompresseur dans l'ensemble du domaine de fonctionnement du moteur, notamment à bas régime, à pleine charge en fonctionnement stabilisé, et en fonctionnement transitoire. L'invention concerne plus spécialement les moteurs de véhicules dont le régime de couple maximal doit être le plus bas possible, de préférence à un régime inférieur ou égal à environ le 1/3 du régime de puissance maximale. L'invention présente un intérêt accru pour les moteurs suralimentés devant présenter un taux de recyclage important des gaz d'échappement à l'admission du moteur jusqu'à une charge élevée du moteur. ARRIERE-PLAN GENERAL Les moteurs à combustion interne sont équipés depuis longtemps de turbocompresseurs. Pour les moteurs fonctionnant sur une plage de régime étroite, les turbocompresseurs sont de type non régulés. Ils sont alors dimensionnés pour fournir des performances optimales aux régimes élevés du moteur. Aux régimes inférieurs, la pression d'air de suralimentation, dénommée ci-après P2 , ne permet pas de réaliser le couple maximal à un très bas régime tel que défini dans le domaine de l'invention. Pour les moteurs fonctionnant sur une large plage de régime et devant présenter un couple maximal à un très bas régime moteur, conçus de façon à ce que la pression P2 maximale soit obtenue à un régime moteur N0 très bas, très inférieur au régime Nιrιax de puissance maximale, ces conditions ne peuvent être obtenues qu'avec des systèmes de suralimentation régulés. Le mode de régulation le plus simple, constitué par une soupape de décharge appelée « wastegate », permet, à partir du régime du moteur N0 où la pression P2 maximale du moteur est atteinte, à une fraction de gaz d'échappement de ne pas traverser la turbine, ce qui entraîne un accroissement de la pression moyenne des gaz d'échappement régnant en amont de la turbine, dénommée ci-après P3 , et ainsi une dégradation des performances du moteur à haut régime. Ce mode de régulation, bien connu, est utilisé depuis longtemps sur les turbines, communément dénommées turbines à géométrie fixe, la roue de la turbine radiale étant alimentée par une volute unique dépourvue de stator à grille d'aubes. Pour un moteur de type automobile, la fraction de gaz bi-passée peut, au régime NmaX j représenter plus de 50% de celle traversant la turbine. L'application de turbocompresseurs dits à géométrie variable, où seule la turbine est variable, s'est considérablement développée pour les moteurs d'automobiles. Les turbines radiales utilisent alors un stator à géométrie variable, dont le type le plus répandu est à ailettes pivotantes. Elles permettent d'abaisser le régime N0 précité d'environ 10% et constituent le système de suralimentation courant pour les moteurs possédant un niveau de performances élevé. Bien que ces turbines à géométrie variable présentent une variation de section débitante suffisante pour contrôler, sans wastegate, la pression P2 dans tout le domaine de fonctionnement du moteur, on envisage désormais de les combiner avec une soupape wastegate, intégrée ou non à la turbine, de façon à pouvoir utiliser une turbine variable encore plus petite sans être limité par la section débitante maximale de la turbine à géométrie variable, pour abaisser encore plus le régime N0 ou accroître la charge du moteur, et donc la pression de suralimentation, pour laquelle un taux de recyclage des gaz d'échappement à l'admission important, appelé EGR, est souhaitable. Les turbocompresseurs utilisant une turbine à carter-volute subdivisé, dénommée ci-après turbine à double volute, constituent une autre solution qui peut être séparée en deux catégories : - la première catégorie consiste à utiliser une turbine à double volute, associée à un collecteur d'échappement subdivisé où chaque branche ne regroupe que des cylindres sans recouvrement de leur phase d'échappement, pour augmenter le remplissage des cylindres aux bas régimes du moteur. Chaque branche alimente alors une volute. Aux régimes élevés du moteur, les deux volutes sont alimentées par la totalité des gaz d'échappement, les deux branches du collecteur subdivisé étant mises en communication; le collecteur d'échappement se comporte alors comme un collecteur non subdivisé, - la deuxième catégorie, telle que révélé notamment par WO 03/044327, utilise également une turbine à double volute, associée à un collecteur d'échappement non subdivisé permettant de faire varier, à l'aide d'un organe de réglage, la section débitante entre une valeur minimale, où une seule des volutes est alimentée, et une valeur maximale, où les deux volutes sont alimentées. L'organe de réglage assure la fonction de wastegate lorsque la section débitante maximale a été atteinte. Lorsqu'un degré de complexité encore accru est admissible, il est connu d'utiliser deux turbocompresseurs fonctionnant en série ou de façon séquentielle, pour créer une géométrie variable à la fois du compresseur et de la turbine, avec des moyens de régulation prévus sur le circuit d'air et sur le circuit de gaz d'échappement pour n'utiliser que, ou principalement, une turbine de section débitante très faible et un compresseur à très faible débit pour les très bas régimes du moteur. La première réalisation d'un véhicule automobile disposant de ce système de suralimentation, dénommé Regulated 2 Stage, utilise des turbocompresseurs de type à géométrie fixe fonctionnant en série. Pour le système précité, on envisage d'utiliser non plus des turbines à géométrie fixe mais des turbines à géométrie variable pour améliorer encore plus le potentiel de couple aux très bas régimes du moteur et le potentiel EGR. La diminution du débit d'air traversant le compresseur en fonctionnement EGR, avec l'augmentation de la charge du moteur et donc de la pression P2 , génère deux inconvénients qui limitent l'augmentation de la pression P2 : - le premier est lié à la diminution du débit de gaz d'échappement et donc de l'énergie disponible à la turbine pour entraîner le compresseur, - le deuxième est lié au fait que la ligne de fonctionnement du moteur est rapidement limitée par la ligne de pompage du compresseur à partir d'un certain rapport de pression, d'autant plus faible que le régime du moteur est réduit. Par ailleurs, plus le nombre de cylindres d'un moteur considéré est faible et plus la charge du moteur est élevée, et plus les fluctuations de la pression instantanée P3 sont fortes. Cela entraîne un taux de détente instantané dans la turbine variant entre une valeur très élevée et une valeur très faible alors que la vitesse périphérique de la roue de la turbine demeure sensiblement constante. Il en résulte une variation très importante d'incidence de la vitesse relative des gaz vis-à-vis des ailettes de la roue de turbine, très néfaste pour le rendement de la turbine, lorsque l'incidence diffère trop de celle pour laquelle la turbine a été conçue. En particulier les phases à taux de détente très faible, correspondant aux phases entre les bouffées, conduisent à un rendement instantané extrêmement faible, voire négatif, de la turbine. Des fuites parasites dans les espaces latéraux des ailettes dégradent le rendement en position fermée des turbines à géométrie variable. Ce phénomène, sensible aux jeux, entraîne des dispersions du rendement de la turbine qui s'aggravent avec la diminution de la taille de la turbine. De même, il est délicat de réaliser des turbines à double volute pour des moteurs de très petite cylindrée. L'utilisation des systèmes de suralimentation à double étage décrits précédemment se heurte également, dans le cas des moteurs de très petite cylindrée, au fait que la taille des turbocompresseurs ne peut être réduite au delà de certaines limites minimales raisonnables, sous peine d'une dégradation prononcée du rendement des turbomachines. Par ailleurs, la technique des turbines à géométrie variable, n'est pas encore disponible pour les moteurs à allumage commandé dont les températures de gaz d'échappement dépassent 1000°C. ETAT DE LA TECHNIQUE Dès le début de la suralimentation par turbocompresseur, l'idée d'une turbine à géométrie variable est connue, mais sa mise en œuvre est alors considérée comme trop difficile et la fiabilité escomptée jugée insatisfaisante. En lieu et place, le brevet US 2,172,809 propose, pour contrôler la pression P2 sur un turbocompresseur à géométrie fixe, d'alimenter la turbine avec une fraction de l'air sous pression fourni par le compresseur, qui sera dénommée ci-après débit dérivé d'air, après l'avoir préalablement réchauffée par récupération de chaleur sur les gaz d'échappement après, ou durant, leur passage à travers la turbine, jusqu'à une valeur proche de celle des gaz pénétrant dans la turbine. Des moyens sont prévus sur le conduit du débit dérivé d'air pour en contrôler le débit. L'échangeur de chaleur est ainsi prévu à la sortie de la turbine ou autour du carter d'entrée de la turbine. Cette installation requiert que la pression P2 soit toujours supérieure à la pression moyenne P3. Elle est destinée à un moteur suralimenté pour lequel le régime moteur, auquel la pression P2 maximale est obtenue, est voisin du régime Nmax de puissance maximale. Le brevet US 4,367,626 propose une installation similaire plus complexe reposant sur l'utilisation d'un stator à géométrie variable, jouant le rôle d'éjecteur à géométrie variable, pour mélanger et contrôler le débit d'air dérivé ajouté aux gaz d'échappement. Une récupération de chaleur sur les gaz d'échappement après, ou avant leur passage à travers la turbine est également prévue. Il est explicitement précisé que cette installation a pour objet d'éviter l'utilisation d'une soupape « wastegate » et les pertes importantes d'énergie qu'elle entraîne. Par conséquent la section débitante de la turbine, correspondant à une turbine très ouverte, est telle que la pression P2 maximale est obtenue à un régime proche du régime Nmax de puissance maximale, avec comme corollaire que la pression P2 est presque toujours supérieure à la pression moyenne P3. Les variantes prévues avec une turbine de type axial concernent des moteurs de forte puissance. L'objectif n'est absolument pas d'obtenir la pression P2 maximale à un très bas régime du moteur. Un fonctionnement EGR, qui requiert une pression moyenne P3 supérieure à la pression P2 , n'est pas envisagé. Les formes de réalisation proposées présentent un niveau de complexité élevé, assorti d'un coût de production important et un risque de fiabilité insuffisante. Compte tenu du fait qu'un débit dérivé d'air est prévu dans tout le domaine de fonctionnement du moteur, des moyens d'interruption du débit dérivé d'air pour éviter l'inversion du sens d'écoulement ne sont pas explicitement prévus. De plus la technique de l'éjecteur à double fluide implique, dans toutes les formes de réalisation prévues, une accélération du débit dérivé d'air avec pour conséquence un abaissement de sa pression statique avant son mélange avec les gaz d'échappement du moteur, ce qui réduit le potentiel de débit dérivé d'air. Pour toutes les raisons évoquées précédemment la technique du débit dérivé d'air n'a jamais été appliquée aux moteurs pour lesquels la pression moyenne P3 est supérieure à la pression P2 , corollaire de l'utilisation de turbocompresseurs ou systèmes de suralimentation régulés, comme décrits précédemment, possédant des turbines de section débitante très faible. Les très fortes fluctuations de la pression P3 instantanée, d'autant plus prononcées que la section débitante des turbines est faible, renforcent par ailleurs la difficulté de mise en œuvre de la technique du débit dérivé d'air et ont abouti au fait qu'elle a toujours été considérée comme impossible. RESUME DE L'INVENTION La présente invention se propose de remédier aux inconvénients mentionnés précédemment, en rendant possible la technique du débit dérivé d'air lorsque la pression moyenne P3 est supérieure à la pression P2 , en surmontant ainsi un préjugé établi, et en préservant un niveau de simplicité élevé et une possibilité d'utilisation avec tout type de turbocompresseur, de turbine ou de système de suralimentation, y compris pour les plus petits turbocompresseurs et les systèmes de suralimentation à double étage. Ceci permet alors un recyclage EGR en présence d'un débit dérivé d'air, dont le potentiel se trouve alors renforcé en supprimant l'écueil de la limite de pompage. Elle vise également à pouvoir être appliquée en liaison avec un collecteur d' échappement subdivisé ou non. Un autre but consiste à favoriser le potentiel de freinage du moteur au moyen du turbocompresseur. Un autre but consiste également à pouvoir intégrer la plupart des éléments constituant l'invention dans le turbocompresseur et en particulier dans la turbine. L'invention concerne un moteur à combustion interne suralimenté par au moins un turbocompresseur, comportant un conduit de dérivation assurant un débit dérivé d'air à partir d'un point A situé en aval du compresseur, sur lequel des moyens d'interruption du débit dérivé d'air sont prévus, vers un point B situé entre l'extrémité aval du conduit des gaz d'échappement et la roue de turbine, des moyens d'étranglement à géométrie variable étant prévus sur l'admission des gaz d'échappement à la roue de turbine en amont du point B précité, caractérisé en ce que : - le turbocompresseur est régulé par une soupape wastegate 20 de telle sorte que le régime moteur N0 , auquel la pression maximale de suralimentation est obtenue, est très inférieur au régime Nmax de puissance maximale, - et le degré d'ouverture des moyens d'étranglement 19 est choisi pour introduire un écart suffisant entre la pression des gaz d'échappement P3 et la pression P3Λ régnant en amont de la roue de turbine, de telle façon que la pression P3Λ reste essentiellement inférieure à la pression de suralimentation P2 , dans tous les cas où un débit dérivé d'air est souhaité, pour compléter le débit de gaz d'échappement lorsqu'il est trop faible pour entraîner la turbine au régime de rotation nécessaire pour produire la pression de suralimentation P2 souhaitée, en augmentant le moins possible la pression des gaz d'échappement P3. La pression P3R représente la pression statique de l'écoulement après sa mise en vitesse dans le stator de la turbine, qui pour une turbine à géométrie fixe est constituée par la tuyère d'admission à la volute. La difficulté d'organiser un débit dérivé n'existe plus lorsqu'un étranglement suffisant, du type précité, est pratiqué sur l'admission des gaz d'échappement à la roue de turbine, pour atténuer les fluctuations de la pression P3R et introduire un écart suffisant entre la pression P3 et la pression P3R , tel que la pression P2 soit supérieure à la pression moyenne P3R . Cette caractéristique est une donnée fondamentale de l'invention, le degré d'ouverture des moyens d'étranglement étant choisi de telle façon que le débit dérivé d'air s'établisse au niveau nécessaire pour atteindre la pression P2 souhaitée. Le débit dérivé d'air peut intervenir dans des conditions jugées jusqu'alors impossibles, à savoir lorsque la pression moyenne des gaz d'échappement régnant en amont de la turbine, dénommée ci-après P3 , est supérieure à la pression P2. L'écoulement résultant du mélange des gaz d'échappement et du débit dérivé d'air présente des fluctuations de pression P3R moindres, ce qui permet d'améliorer sensiblement le rendement instantané de la turbine, en particulier dans les zones de basse pression entre les bouffées. Les sollicitations mécaniques des ailettes de la roue de turbine sont réduites. Elle concerne tous les turbocompresseurs ou systèmes de suralimentation, à simple ou à double étage, régulés par une soupape wastegate. Dans le cas d'une suralimentation à double étage en série régulée, la vanne de by-pass, à contrôle continu, permettant à une fraction plus ou moins importante des gaz d'échappement d'alimenter la turbine basse pression, en bi-passant la turbine haute pression, peut être considérée comme une soupape wastegate de la turbine haute pression. Dans le cas d'une suralimentation à double étage régulée, le débit dérivé d'air interviendra généralement entre le compresseur et la turbine fournissant la majeure partie de la pression de suralimentation aux très bas régimes du moteur, qui sont ceux de l'étage haute pression. Dans certains cas, il peut cependant s'avérer préférable de choisir le point A sur le compresseur haute pression, et le point B en amont de la turbine basse pression du turbocompresseur fournissant peu de pression de suralimentation, pour permettre d'amorcer le débit dérivé d'air aux très faibles charges du moteur. Des moyens de contrôle du débit dérivé d'air sur le conduit de dérivation entre le point A et le point B ne sont plus nécessaires. C'est le degré d'ouverture des moyens d'étranglement à géométrie variable qui contrôle le débit dérivé d'air. Tout type de soupape anti-retour ou de soupape tout ou rien peut constituer les moyens d'interruption du débit dérivé d'air, puisque le risque d'inversion du sens d'écoulement n'existe plus. Il n'est pas nécessaire d'aspirer le débit dérivé d'air à l'aide des gaz d'échappement par un effet venturi ou d'éjecteur. Dans un mode de réalisation particulier, il est également prévu que les moyens d'étranglement à géométrie variable soient confondus, dans un organe unique, avec les moyens d'interruption du débit dérivé d'air, pour simplifier encore plus l'installation. Le degré d'ouverture des moyens d'étranglement à géométrie variable est ajusté automatiquement par une unité de contrôle et de commande, en fonction des grandeurs d'état et des grandeurs de commande du moteur à combustion interne, pour contrôler la pression P2 et la pression P3 . L'invention permet, pour un turbocompresseur donné, d'abaisser sensiblement le régime moteur N0 , auquel la pression maximale de suralimentation est obtenue, lorsque le débit dérivé d'air n'est pas réchauffé. Cela signifie que le travail nécessaire à la compression du débit dérivé d'air est plus que compensé par l'accroissement : - du rendement du compresseur, - du rendement de la turbine fonctionnant autour de son meilleur rendement, dans laquelle non seulement les gaz d'échappement du moteur mais aussi le débit dérivé d'air comprimé sont détendus, - du rendement mécanique du turbocompresseur augmentant avec la puissance transmise par la turbine au compresseur. Aux très bas régimes du moteur, le débit dérivé d'air peut représenter une valeur voisine du débit d'air fourni au moteur ; le débit traversant le compresseur est alors double du débit le traversant lorsqu'il n'y a pas de débit dérivé d'air. Dans le cas où le débit dérivé d'air est réchauffé par les gaz d'échappement, le régime N0 peut encore être abaissé de façon significative. Le potentiel de récupération est d'autant plus élevé que le rapport air-carburant est proche du rapport stoechiométrique. On obtient ainsi l'effet paradoxal qu'en étranglant le flux des gaz d'échappement on peut augmenter la pression P2 sans accroissement notable de la pression P3 . Plus le flux des gaz d'échappement est étranglé et plus le débit dérivé d'air augmente, et en même temps , si cela est souhaité, plus le potentiel EGR augmente. La volute d'une turbine, particulièrement à géométrie fixe, est soumise à un échauffement intense en raison des vitesses de gaz très élevées. Une quantité de chaleur très importante est dissipée vers l'extérieur, essentiellement par rayonnement. Une caractéristique de l'invention consiste ainsi à réduire au maximum cette perte de chaleur en maintenant les parois extérieures de la turbine à une température aussi basse que possible à l'aide d'une lame d'air interne, ou enveloppe d'air externe, alimentée par une faible partie du débit dérivé d'air non réchauffé. L'autre partie du débit dérivé d'air peut être réchauffée dans un échangeur air-gaz ou à l'intérieur de la turbine au contact des parois chaudes. L'invention prévoit en outre d'utiliser les possibilités offertes par les systèmes d'injection appelés « common rail » en réalisant, pendant la période initiale d'un fonctionnement transitoire ou d'un fonctionnement overboost, une post-injection de combustible à l'intérieur des cylindres du moteur en phase de détente avancée. La température des gaz d'échappement peut être augmentée au delà de la température maximale admissible de la turbine, dans la mesure où elle est refroidie par le débit dérivé d'air. Lorsqu'un échangeur air-gaz est prévu en aval de la turbine pour réchauffer le débit dérivé d'air avant son introduction dans la turbine, il peut, selon l'invention, être avantageusement intégré à l'un quelconque des dispositifs de post-traitement des gaz d'échappement, notamment sous forme d'enveloppe d'air. L'invention peut aussi s'appliquer à un turbocompresseur utilisant une turbine à géométrie variable, du type à stator variable, par exemple par ailettes pivotantes, dans lequel les moyens d'étranglement à géométrie variable sont disposés en amont du stator variable. Il est également possible que le stator à géométrie variable constitue les moyens d'étranglement à géométrie variable. Selon l'invention, la faculté de réglage de la pression P3 par les moyens d'étranglement confère au moteur un potentiel de puissance de freinage accru. L'invention permet également aux charges faibles ou moyennes de disposer d'une pression de suralimentation plus élevée et ainsi de favoriser une prise de charge en fonctionnement transitoire, en particulier à partir d'un fonctionnement en mode EGR. L'invention prévoit également de récupérer la chaleur des gaz EGR pour la communiquer au débit dérivé d'air en mode EGR ou celle des gaz déchargés par la soupape wastegate, habituellement perdue, pour la stocker, de préférence dans le même échangeur qui se trouve ainsi toujours à température élevée. DESCRIPTION DE L'INVENTION L'invention consiste, mises à part les dispositions exposées ci-dessus, en un certain nombre d'autres dispositions dont il sera explicitement question ci-après à propos d'exemples décrits avec références aux dessins ci-annexés, mais qui ne sont nullement limitatifs. La figure 1 représente un schéma d'un moteur à combustion interne suralimenté par un turbocompresseur, avec turbine à géométrie fixe ou à géométrie variable, équipé d'un dispositif d'étranglement à géométrie variable des gaz d'échappement, en amont de la volute de la turbine, et de débit dérivé d'air réchauffé. La figure 2 représente un schéma semblable pour un turbocompresseur, avec turbine à géométrie variable, dont le stator à géométrie variable constitue également les moyens d'étranglement à géométrie variable. La figure 3 est une vue schématique, en coupe partielle en développement plan, de la tuyère d'admission de la volute d'une turbine à géométrie fixe dans une variante de réalisation, où les moyens d'étranglement à géométrie variable sont séparés de la soupape wastegate, pour un collecteur d'échappement non subdivisé. La figure 4 est une vue schématique, en coupe partielle, de la tuyère d'admission de la volute d'une turbine à géométrie fixe dans une variante de réalisation, où les moyens d'étranglement à géométrie variable et la soupape wastegate sont solidaires, également pour un collecteur d'échappement non subdivisé. La figure 5 est une vue coupée selon l'axe N - V de la figure 4. La figure 6 et la figure 7 sont des vues semblables à la figure 4, représentées dans deux autres positions d'ouverture. La figure 8 est une vue schématique, en coupe partielle, de la tuyère d'admission de la volute d'une turbine à géométrie fixe dans une variante de réalisation analogue à celle de la figure 4 pour un collecteur d'échappement subdivisé à deux branches. La figure 9 est une coupe selon l'axe IX - IX de la figure 8. La figure 10 est une coupe selon l'axe X - X de la figure 8. La figure 11 est une vue schématique, en coupe partielle, des tuyères d'admission d'une turbine à double volute, pour un collecteur d'échappement subdivisé à deux branches. La figure 12 est une coupe selon l'axe XII - XII de la figure 11. La figure 13 est une coupe selon l'axe XIII - XIII de la figure 11. La figure 14 est une vue schématique, en coupe partielle, de la zone comprise entre le stator et la roue d'une turbine à géométrie variable, où est introduit le débit dérivé d'air. La figure 15 et la figure 16 sont des vues schématiques, en coupe, d'une variante de réalisation d'une soupape anti-retour, en position fermée et en position ouverte. La figure 17 est une installation analogue à celle de la figure 1, dans laquelle le débit dérivé d'air est réchauffé en refroidissant les gaz EGR. La figure 18 est une installation analogue à celle de la figure 17, dans laquelle le débit dérivé d'air ou l' échangeur air-gaz peuvent être réchauffés par les gaz d'échappement déchargés par la soupape wastegate. La figure 19 est une vue en coupe partielle d'un turbocompresseur, où la soupape wastegate n'est pas intégrée à la turbine, montrant une variante de réalisation du cheminement du débit dérivé d'air à l'intérieur de la turbine pour maintenir ses parois extérieures à basse température et organiser le réchauffage du débit dérivé d'air. La figure 20 est une coupe selon l'axe XX - XX de la figure 19 pour illustrer d'autres détails de réalisation. La figure 21 représente une vue schématique, en coupe partielle, de la tuyère d'admission de la volute d'une turbine à géométrie fixe ou à géométrie variable dans une variante de réalisation simplifiée par le fait que les moyens d'étranglement à géométrie variable et les moyens d'interruption du débit dérivé d'air sont communs et unique, pour un collecteur d'échappement non subdivisé. La figure 22 est une vue schématique, en coupe partielle, d'un échangeur air-gaz analogue à celui de l'installation représentée à la figure 18 pour les gaz EGR ou les gaz déchargés par la soupape wastegate, combiné avec un échangeur air-gaz situé en aval de la turbine. Sur les différentes figures des dessins, les mêmes chiffres de référence ou repères désignent des parties ou éléments de structure identiques ou semblables. Le moteur à combustion interne représenté sur la figure 1 , qui est par exemple un moteur diesel, est équipé d'un turbocompresseur 2 comprenant une turbine à géométrie fixe 3 fonctionnant avec des gaz d'échappement, ou avec un mélange de gaz d'échappement et d'air, montée sur le conduit 4 des gaz d'échappement et un compresseur 5 monté sur la conduite 6 d'admission de l'air. Le mouvement de rotation de la roue de la turbine 3 est transmis par l'intermédiaire d'un arbre 7 au compresseur 5, qui aspire l'air environnant à pression atmosphérique et l'amène à une pression augmentée. Cet air sous pression est ensuite refroidi dans le refroidisseur 8 de l'air d'admission, puis introduit comme air d'admission dans les cylindres 9 du moteur à combustion interne 1. Le moteur à combustion interne 1 comporte une installation 10 de recyclage des gaz d'échappement EGR, comprenant une conduite 11 de recyclage entre le conduit 4 des gaz d'échappement et la conduite 6 d'admission de l'air, ainsi qu'une soupape de recyclage réglable 12 et un refroidisseur 13. En outre, le moteur à combustion interne 1 comporte une installation 14 de débit dérivé d'air, comprenant un conduit de dérivation 15 entre un point A situé en aval du compresseur 5 et un point B situé en amont immédiat du col d'entrée de la volute de la torbine 3, des moyens d'interruption 16 du débit dérivé d'air, un réchauffeur d'air 17 monté sur le conduit de sortie 18 de la turbine 3. Les moyens d'interruption 16 du débit dérivé d'air sont fermés, dès que la pression P3R devient supérieure à la pression P2. Le réchauffeur d'air 17 représente un échangeur air-gaz spécifique ou, selon l'invention, avantageusement intégré à l'un quelconque des dispositifs de post-traitement des gaz d'échappement, disposés en aval de la turbine, sous forme d'enveloppe d'air. Il peut aussi représenter un réchauffeur d'air intégré dans la turbine. La turbine 3 est pourvue, dans la tuyère d'admission de sa volute, de moyens d'étranglement à géométrie variable 19 qui permettent d'ajuster de manière variable la section débitante du flux des gaz d'échappement. L'ajustement de cette section débitante se fait en fonction de variables d'état et de commandes du moteur à combustion interne et des composants associés. La section débitante peut être ajustée entre une valeur minimale, correspondant à l'étranglement maximal, et une valeur maximale correspondant à la section débitante maximale de la turbine déterminée par le col d'entrée de sa volute. La position d'étranglement maximal intervient en particulier lorsque la pression P2 maximale est recherchée aux bas régimes du moteur, ou lorsque le moteur fonctionne comme un frein, pour produire une pression P3 la plus élevée possible, afin d'augmenter le travail de refoulement des pistons. La section débitante minimale, offerte au flux des gaz d'échappement par les moyens d'étranglement à géométrie variable 19 en position minimale d'ouverture, sera généralement comprise entre 15% et 35% de la section AT du col d'entrée de la volute, le degré de fermeture pouvant être d'autant plus grand que le débit dérivé d'air est réchauffé. La position d'ouverture maximale intervient, en particulier, lorsque le moteur fonctionne à un régime élevé. En outre, une soupape wastegate 20, branchée entre le conduit 4 des gaz d'échappement et le conduit de sortie 18 de la turbine 3, est prévue en amont des moyens d'étranglement à géométrie variable 19. Dans le cas où une soupape wastegate 20 est utilisée, il est préférable qu'elle soit située en amont des moyens d'étranglement à géométrie variable 19. Elle peut ainsi être ouverte, au delà du régime N0 du moteur, alors que les moyens d'étranglement à géométrie variable 19 ne sont pas encore en position d'ouverture maximale, sans risquer qu'une partie du débit dérivé d'air ne s'échappe par la wastegate. La décharge des gaz d'échappement à travers la soupape wastegate 20 ainsi positionnée présente par ailleurs l'avantage d'atténuer les fluctuations de la pression P3 , et donc de la pression P3R , lorsque les moyens d'étranglement à géométrie variable 19 ne sont plus en position d'ouverture minimale. La soupape wastegate peut naturellement être située en aval des moyens d'étranglement à géométrie variable 19. L'ensemble des composants associés au moteur à combustion interne est géré par une unité de contrôle et de commande 21, en fonction des grandeurs d'état et des grandeurs de commande du moteur à combustion interne; en particulier les moyens d'étranglement à géométrie variable 19, la soupape wastegate 20 et la soupape de recyclage 12 sont commandés par l'unité de contrôle et de commande 21. Les moyens d'interruption 16 du débit dérivé d'air, représentés par une soupape anti-retour, peuvent aussi être assurés par une soupape réglable, ou tout ou rien, alors commandée également par l'unité de contrôle et de commande 21. La turbine 3 peut être une turbine à géométrie fixe ou à une turbine à géométrie variable. Dans ce dernier cas, les moyens d'étranglement à géométrie variable 19 sont situés à l'entrée de la volute, en amont du stator variable de la turbine à géométrie variable. La figure 2 représente une installation analogue à celle de la figure 1, dans le cas d'une turbine à géométrie variable 3', du type à stator variable par ailettes pivotantes, le stator variable 19' constituant le dispositif d'étranglement en lieu et place des moyens d'étranglement à géométrie variable 19 de la figure 1. Le point B d'introduction du débit dérivé d'air est alors situé entre le stator variable et la roue de la turbine 3'. Cette installation comporte également une soupape wastegate 20. Les moyens d'étranglement à géométrie variable 19 seront généralement prévus dans la tuyère d'admission de la volute de la turbine 3. Une soupape rotative, par exemple de type volet ou papillon, ou une protubérance, par exemple articulée, ou une soupape de type wastegate articulée ouvrant dans le conduit d'admission des gaz d'échappement, obstruant la tuyère peuvent constituer les moyens d'étranglement à géométrie variable 19. Des modes de réalisation plus complexes, par exemple du type protubérance à guidage axial, sont envisageables mais ne seront pas décrits. Les fonctions d'étranglement à géométrie variable et de soupape wastegate peuvent être séparées ou non. La figure 3 illustre schématiquement un mode de réalisation dans lequel les deux fonctions précitées sont séparées. Elle montre l'agencement des différents éléments à l'intérieur de la tuyère d'admission de la volute de la turbine 3. L'introduction du débit dérivé d'air à l'extrémité aval du conduit de dérivation 15 aboutit symboliquement au point B en amont immédiat de la section AT du col d'entrée de la volute. Un volet 22 rotatif, en rotation autour de son axe de rotation, constitue les moyens d'étranglement à géométrie variable 19, dont le degré d'ouverture peut être ajusté entre une position d'ouverture minimale et une position d'ouverture maximale. Le degré d'ouverture est maximal dans la position, représentée en pointillés, où il vient en appui contre la paroi de la tuyère. Une position proche de la position d'ouverture minimale est représentée par le volet dessiné en trait plein, la position d'ouverture minimale est déterminée par une butée, non représentée, qui peut être opérée par une surface d'appui du volet à l'intérieur de la tuyère, ou aussi à l'extérieur sur le mécanisme de commande du volet non représenté. La position du volet est contrôlée par un actionneur du type utilisé pour commander une wastegate ou le stator variable d'une turbine à géométrie variable. Une soupape wastegate 20, de type bien connu, complète l'installation. Cette soupape 20 est commandée par un autre actionneur non représenté. La figure 4 et la figure 5 illustrent schématiquement un mode de réalisation, dans lequel la fonction d'étranglement à géométrie variable et la fonction wastegate sont assurées par un organe unique 23. La soupape wastegate 20 est analogue à celle de la figure 4 mais présente un diamètre de disque plus grand, car l'orifice de décharge des gaz d'échappement, lorsqu'elle est ouverte, s'opère principalement dans la zone proche de son axe d'articulation. Les moyens d'étranglement à géométrie variable 19 sont constitués par une protubérance 24 solidaire du disque de la soupape 20. La protubérance 24 est de révolution par rapport à l'axe de symétrie du disque de la soupape 20. Ce mode de réalisation permet de conserver un montage du disque de la soupape 20 libre en rotation, garantissant de bonnes conditions d'étanchéité, en position fermée, sur le siège de surface plane. Ce mode de réalisation nécessite un seul actionneur pour contrôler la position de l'organe unique 23. Le dispositif est complété par un petit volet réglable 25 optionnel. Son mécanisme de commande, non représenté, comporte une butée réglable. Ce volet réglable permet de calibrer la section débitante minimale des gaz d'échappement, constituant le meilleur compromis pour le fonctionnement en mode de freinage, en mode transitoire et en mode stabilisé pleine charge pour les régimes inférieurs au régime N0 du moteur. La wastegate doit en effet rester fermée, tant que la pression P2 maximale n'a pas été atteinte. Le volet réglable 25 pourrait aussi avoir deux positions de butée, pour mieux satisfaire des exigences différentes. La figure 6 montre le dispositif de la figure 4 dans une position d'ouverture intermédiaire de l'organe unique 23 et une ouverture partielle de la soupape wastegate 20, pour un régime moteur légèrement supérieur au régime N0 , le débit dérivé d'air étant progressivement réduit par l'accroissement du débit aspiré par le moteur, pour finalement s'annuler. La figure 7 montre le dispositif de la figure 4 dans une position d'ouverture maximale de l'organe unique 23, libérant la section débitante maximale pour les gaz d'échappement du moteur à combustion interne, dans une position d'ouverture maximale de la soupape wastegate 20 en appui sur une butée 26. A la puissance maximale du moteur, la soupape wastegate 20 n'est pas complètement ouverte. Les moyens d'interruption 16 du débit dérivé d'air sont alors fermés. La figure 8 illustre un mode de réalisation analogue à celui de la figure 4, mais utilisant un collecteur subdivisé à deux branches. Il s'en distingue par le fait qu'une cloison 27 sépare la tuyère d'admission de la volute de la turbine 3, depuis sa bride d'entrée jusqu'à la protubérance 24, en deux conduits 28 et 29 prolongeant les deux conduits cloisonnés du collecteur subdivisé non représenté. La forme de l'extrémité aval de la cloison se termine, par une forme épousant la protubérance 24, qu'elle affleure dans sa position fermée, et par une partie droite suivant l'axe IX - IX. La figure 9 montre la section débitante minimale offerte au flux des gaz d'échappement par les moyens d'étranglement à géométrie variable 19 en position minimale d'ouverture et la figure 10 montre la forme des conduits 28 et 29 à proximité de la bride d'entrée du carter de turbine. Ce mode de réalisation engendre un puise converter à géométrie variable puisque son degré d'étranglement évolue avec la position de l'organe unique 23. Cette configuration associée à une turbine à géométrie fixe apporte les mêmes avantages pour le remplissage des cylindres aux bas régimes du moteur que ceux procurés par une turbine à double volute associée à un collecteur d'échappement subdivisé. Son fonctionnement est analogue à celui du mode de réalisation décrit aux figures 4 à 7. Selon l'invention, un collecteur subdivisé peut aussi être adapté au mode de réalisation décrit à la figure 3 ; dans ce cas, ainsi que dans tous les autres cas un puise converter à géométrie variable est engendré par les moyens d'étranglement à géométrie variable, la soupape wastegate sera avantageusement disposée en amont des moyens d'étranglement pour permettre un dimensionnement optimal du puise converter dont les tuyères, en position d'ouverture maximale, peuvent être dimensionnées plus petites, car elles ne sont plus traversées par le débit de gaz déchargé par la wastegate. Les collecteurs subdivisés sont généralement divisés en deux branches regroupant plusieurs cylindres, mais on peut aussi envisager un nombre de branches plus élevé, par exemple égal au nombre total de cylindres du moteur pour obtenir un découplage complet des phases d'échappement de chaque cylindre, particulièrement intéressant en mode de freinage. Cette technique permet d'obtenir un volume de chaque branche monocylindre plus réduit et ainsi d'augmenter l'énergie des gaz d'échappement fournie à la turbine aux très bas régimes du moteur. Les figures 11 à 13 illustrent un mode de réalisation où la wastegate n'est pas représentée, appliqué à une turbine à double volute et à un collecteur d'échappement subdivisé à deux branches. La turbine 3 comporte deux volutes séparées par une cloison 30 ; chaque volute est repérée par son col d'entrée, la section A^ se rapporte à la volute adjacente au corps de paliers ; la section Aτ2 se rapporte à la volute située du côté de la sortie de la turbine. Une cloison 27 sépare la tuyère d'admission de la volute n, depuis sa bride d'entrée jusqu'à proximité du col d'entrée An, en deux conduits 28 et 29 prolongeant les deux conduits cloisonnés du collecteur subdivisé non représenté. La volute Aτι est toujours alimentée par les gaz d'échappement du moteur à combustion interne 1. Une soupape 31 de mise en communication des conduits 28 et 29 avec le conduit 32 alimentant la volute n est située contre la partie amont des conduits 28 et 29 de la tuyère d'admission de la volute ATÏ. La cloison 27 s'étend jusqu'à la soupape 31, d'une construction analogue à celle d'une soupape wastegate, et sépare ainsi l'orifice circulaire de mise en communication en deux parties, semi-circulaires, constituant à cet endroit aussi le siège de la soupape 31. Lorsque la soupape 31 s'ouvre, le flux de gaz d'échappement provenant du conduit 28 ou 29, alimenté par une bouffée, se décharge dans le conduit 32, puis dans l'autre conduit 29 ou 28, alors peu ou pas alimenté. Le débit dérivé d'air est introduit symboliquement au point B dans le conduit 32. La soupape de mise en communication 31, commandée par un actionneur non représenté, permet ainsi de faire varier la section débitante du flux des gaz d'échappement des cylindres, entre une section minimale représentée à la figure 12 et une section maximale AT, égale à la somme des sections des A ι et Aτ2, lorsque la soupape 31 est en position d'ouverture maximale. Aux bas régimes du moteur, la soupape de mise en communication 31 est fermée et les gaz d'échappement alimentent alors la section débitante minimale du conduit 28 ou du conduit 29, tandis que le débit dérivé d'air alimente la volute A 2- Avec l'ouverture progressive de la soupape 31, les gaz d'échappement alimentent une section débitante croissant vers la section débitante maximale A , tandis que le débit dérivé d'air diminue pour s'annuler à un régime voisin du régime N0 du moteur. La soupape de mise en communication 31 joue un rôle similaire à celui des moyens d'étranglement à géométrie variable 19 précédemment décrits. Durant son passage dans la volute Aτ2, le débit dérivé d'air est réchauffé par la chaleur provenant des parois de la turbine 3. Deux conduits fixes 33 et 34, représentés aux figures 11 et 12, peuvent être prévus entre le conduit 32 et le col Aτι pour compléter son admission, alors partielle, lorsque la soupape 31 est fermée, par une partie du débit dérivé et la rendre ainsi plus totale. Ce mode de réalisation peut aussi s'appliquer à un collecteur non subdivisé, en supprimant la cloison 27. Dans ce cas, la soupape de mise en communication 31 peut être complétée par des moyens d'étranglement à géométrie variable 19, solidaires ou séparés de la soupape de mise en communication 31. La figure 14 illustre une turbine à géométrie variable selon l'invention, où le stator est du type à ailettes pivotantes. Le débit dérivé d'air est introduit dans la zone 35 au point B, entre le stator variable 36, représenté de façon simplifiée en position d'ouverture minimale, et la roue 37 de la turbine 3'. Le débit dérivé d'air est introduit de préférence de façon symétrique, sous forme de canaux annulaires 38, 39 ménagés dans les faces latérales de la zone précitée, selon une direction telle que l'incidence de l'écoulement résultant du mélange gaz-air soit optimale pour alimenter la roue de turbine 37. Le débit dérivé d'air contribue à réduire les fuites de gaz parasites contournant le stator. L'invention est également applicable dans le cas d'un stator du type à piston coulissant. Les figures 15 et 16 illustrent un mode de réalisation des moyens d'interruption 16 du débit dérivé d'air au moyen d'une soupape anti-retour. Elle est constituée par un piston 40 coulissant libre dans une chemise cylindrique 41. La chemise cylindrique 41 est alimentée d'un côté par le débit dérivé d'air en provenance du point A, sensiblement à la pression P2 , et de l'autre côté par une pression de référence provenant d'un piquage 42 par l'intermédiaire d'un tuyau de faible section de passage. La position du piston est fonction des pressions s'exerçant sur ses faces opposées. Lorsque la pression de référence est supérieure à la pression P2 , le piston est en appui, par la partie conique 43 de sa jupe 44, sur un siège conique 45, et la soupape anti-retour se trouve en position fermée, comme représenté à la figure 15. Lorsque la pression P2 est supérieure à la pression de référence, le piston libère le passage de l'air, à travers la section de passage offerte par les lumières 46 pratiquées dans la chemise cylindrique 41, en direction du point B. Si la section de passage de la soupape est surdimensionnée par rapport aux besoins, le piston occupe une position intermédiaire non représentée, la pression P2 , s'ajustant automatiquement à une pression égale à la pression de référence. Si la section de passage est insuffisante, le piston vient en appui sur sa face opposée et la soupape anti-retour se trouve en position d'ouverture maximale, comme représenté à la figure 16. Il est intéressant de dimensionner la section de passage maximale de façon telle que la soupape se trouve toujours en position d'ouverture intermédiaire pour que la pression P2 soit égale à la pression de référence. La pression de référence peut être choisie entre la pression P3R la pression P3 en positionnant le piquage de façon adéquate. Si le piquage de la pression de référence est prévu au voisinage du col des moyens d'étranglement en position d'ouverture minimale pour les gaz, on obtient un réglage automatique de la pression P3 pour une pression P2 donnée, puisque la pression de référence évolue naturellement en fonction du degré d'étranglement et de l'abaissement de la pression statique de l'écoulement des gaz qui en résulte. La figure 17 est une installation analogue à celle de la figure 1, dans laquelle le débit dérivé d'air est réchauffé en refroidissant les gaz EGR. Le refroidisseur 13 devient aussi réchauffeur d'air. Cet échangeur air-gaz peut être de tout type approprié. Il peut être d'un mode de réalisation très simple, dans lequel le conduit de dérivation 15 est disposé concentriquement au conduit EGR 11. Cette solution est particulièrement intéressante lorsque le recyclage EGR doit intervenir dans une grande partie du champ de fonctionnement du moteur. Il permet de réchauffer le débit dérivé d'air jusqu'à une valeur proche de la température des gaz d'échappement du moteur et de refroidir les gaz EGR jusqu'à une température proche de la température de l'air sortie du compresseur, ou du refroidisseur d'air 8 si le point A est situé en aval du refroidisseur d'air 8. Cela permet aussi de réduire le flux de chaleur communiqué à l'eau du moteur habituellement utilisée pour refroidir les gaz EGR. On peut aussi compléter l'installation par un refroidisseur EGR-eau classique pour refroidir les gaz EGR à une température aussi basse que possible. Le débit dérivé d'air présente l'avantage de compenser la réduction du débit d'air engendrée par le recyclage EGR, supprimant ainsi l'écueil de la limite de pompage. Une lame d'air interne ou enveloppe d'air externe 47, destinée à maintenir les parois extérieures de la turbine à une température aussi basse que possible, peut être alimentée par une fraction du débit dérivé d'air non réchauffé; cette fraction est prélevée en un point situé entre les moyens d'interruption 16 du débit dérivé d'air et l'échangeur air-gaz 13 et dirigée par un conduit de dérivation supplémentaire 48 en direction de la turbine 3. Bien entendu, un conduit de dérivation supplémentaire 48 non réchauffé peut être appliqué à toutes les formes de réalisation de l'invention. La figure 18 est une installation analogue à celle de la figure 17, dans laquelle le débit dérivé d'air peut être réchauffé par les gaz d'échappement déchargés par la soupape wastegate. Cette installation se distingue de celle de la figure 17, par le fait que la soupape de recyclage réglable 12 est située en aval de l'échangeur air-gaz 13 et que la soupape wastegate 20 est toujours branchée entre le conduit 4 des gaz d'échappement et le conduit de sortie 18 de la turbine 3, mais située en aval de l'échangeur air-gaz 13. Le débit de gaz d'échappement, déchargé à la sortie 18 de la turbine, réchauffe ainsi le débit dérivé d'air, lorsqu'il n'est pas nul, dès que la soupape wastegate 20 est ouverte. Ce cas peut se rencontrer aux alentours du régime N0 du moteur. Aux régimes élevés du moteur, lorsque le débit dérivé d'air est nul, la chaleur des gaz d'échappement déchargés par la soupape wastegate est stockée dans la masse de l'échangeur, ainsi maintenu à une température élevée. Cette chaleur stockée peut être restituée au débit dérivé d'air, lorsqu'il est rétabli. La soupape wastegate 20 peut être ouverte ou fermée indépendamment de la soupape de recyclage réglable 12. En général la soupape wastegate 20 est ouverte quand la soupape 12 est fermée. Cette récupération d'énergie peut être combinée avec le système de recyclage EGR, décrit à la figure 17, comme représenté à la figure 18, mais peut naturellement être mis en œuvre sans l'installation de recyclage EGR. La figure 19 montre un corps de paliers 49, où seule la partie nécessaire à la description est représentée en coupe partielle, relié à un corps de turbine 50 par un collier de serrage en N 51. Une roue de turbine 37 est accouplée par un arbre 7 à une roue de compresseur non représentée. Un volet 22 rotatif, en rotation autour d'un axe de rotation parallèle à l'axe de l'arbre 7, est disposé dans la tuyère d'admission d'une volute 52 de la turbine 3. Ce volet constitue les moyens d'étranglement à géométrie variable 19 ; il est représenté en trait plein en position d'ouverture minimale et en pointillés en position d'ouverture maximale pour le flux des gaz d'échappement. Le mécanisme de commande en rotation du volet 22 et son actionneur ne sont pas représentés. Un écran thermique 53 est monté entre le corps de paliers 49 et le corps de turbine 50. L'écran est de forme adaptée pour diriger une fraction du débit dérivé d'air, introduite par un conduit 54 ménagé dans le corps de paliers, radialement en direction de l'arbre 7 dans un espace 55 situé entre le corps de paliers 49 et l'écran thermique 53, puis radialement dans un espace 56 situé entre un disque arrière 57 de la roue de turbine 37 et l'écran thermique 53. Cette fraction du débit dérivé d'air s'échappe en direction d'un espace 58 inscrit entre un autre écran thermique 59, de contour cylindrique, et la volute 52. Cette fraction du débit dérivé d'air est intensément réchauffée lors de son passage dans l'espace 56, en raison de la très grande vitesse relative entre le disque arrière 57 et le flux d'air. La forme de l'écran thermique 53 est adaptée pour réaliser une compression de l'air centrifugé dans l'espace 56. Le flux d'air est également réchauffé par le corps de paliers dans l'espace 55. Ces dispositions facilitent l'amorçage du débit dérivé d'air. Une autre fraction du débit dérivé d'air est introduite par une ouverture 60, disposée latéralement dans le corps de turbine 50. Un jeu d'ailettes 61, de nombre impair dans la représentation de la figure 19, est disposé radialement autour d'une paroi 62, de forme cylindrique, pour augmenter la surface d'échange entre le flux d'air et les parois chaudes de la turbine 3. Un autre jeu d'ailettes 63, également de nombre impair dans la représentation de la figure 19, est disposé radialement en aval de la roue de turbine 37, à partir de la paroi 62, vers l'intérieur d'un conduit 64. Une faible quantité d'air est prélevée sur l'air introduit par l'ouverture 60 et dirigée vers un espace annulaire 65, situé entre la paroi extérieure du corps de turbine 50 et l'écran thermique 59, pour maintenir les parois extérieures de la turbine à basse température et ainsi réduire sensiblement la dissipation de chaleur du corps de turbine 50. Le flux d'air réchauffé par les ailettes 61 et le flux d'air provenant de l'espace annulaire 65 s'échappent en direction de l'espace 58. Comme visible aux figures 19 et 20, l'écran thermique 59 est interrompu au voisinage des parois de la volute 52. Avec une forme plus compliquée, l'écran thermique pourrait s'étendre vers la bride d'entrée 66 de la turbine 3. Pour simplifier la réalisation en fonderie du corps de turbine, il est naturellement possible de prévoir une pièce séparée pour le jeu d'ailettes 61, qui pourrait être solidaire d'une paroi cylindrique extérieure constituant une partie de l'écran 59 et d'une paroi cylindrique intérieure, emmanchée sur la paroi 62. L'espace 58 est ainsi alimenté par la totalité du débit dérivé d'air, introduit par les conduits 54 et 60, après avoir été réchauffé. L'espace 58 constitue une volute d'air réchauffé, dont la section de passage visible à la figure 20, augmente tandis que celle de la volute 52 diminue. Cette disposition illustre bien que l'admission de la turbine avec le mélange gaz-air reste totale quelle que soit la position du volet 22. La pièce montée à la sortie de la turbine, non représentée à la figure 19, est destinée à recevoir les gaz issus du conduit 64 et à obturer l'espace annulaire extérieur, concentrique au conduit 64, traversé par le débit dérivé d'air. Un joint d'étanchéité est prévu dans la gorge 67 de la paroi 62. Les dimensions des ailettes 61 et 62 peuvent être adaptées aux objectifs de réchauffage. Une partie de la surface d'échange peut être reportée dans la pièce précitée, montée à la sortie de la turbine. Lorsqu'une autre fraction du débit dérivé d'air est réchauffée dans un échangeur 13, jusqu'à une valeur proche de la température des gaz d'échappement à la sortie du moteur, cette fraction sera avantageusement introduite directement dans l'espace 58. En fonction du niveau de la compression de l'air centrifugé dans l'espace 56, il peut s'avérer nécessaire de séparer l'espace 58 par une cloison, non représentée à la figure 19, s' étendant radialement jusqu'aux parois extérieures du corps de turbine 50, par exemple au niveau de l'axe XX - XX, et interrompant l'écran thermique 59. La figure 21 représente un mode de réalisation analogue à celui de la figure 3, dans laquelle les moyens d'étranglement à géométrie variable et les moyens d'interruption du débit dérivé d'air sont confondus en un organe unique 67. Cet organe 67 est constitué d'une soupape articulée, du type soupape wastegate, dont le disque 68, libre en rotation, garantit de bonnes conditions d'étanchéité, en position fermée, sur le siège de surface plane. Les moyens d'interruption 16 du débit dérivé 16, tels que représentés aux figures 15 et 16 ne sont plus nécessaires. Comme le volet 22 de la figure 20, l'organe unique 67 permet d'augmenter la section de passage offerte au débit dérivé d'air, en même temps que la section de passage offerte aux gaz d'échappement du moteur est réduite. Ce mode de réalisation a été représenté avec son axe d'articulation 69 situé à l'intérieur de l'extrémité aval du conduit de dérivation 15. Un autre mode de réalisation, où l'axe serait situé à l'intérieur de la tuyère d'admission de la volute de la tarbine 3, est tout à fait envisageable mais n'a pas été représenté. Le débit dérivé d'air est introduit symboliquement au point B en amont immédiat de la section AT du col d'entrée de la volute. L'organe 67 est commandé par un actionneur, non représenté comme pour les modes de réalisation décrits précédemment. Un siège rapporté de diamètre extérieur supérieur à celui du disque 68, non représenté à la figure 21, mis en place depuis la partie aval du conduit de dérivation, pourrait faciliter l'implantation de l'organe 67 dans le corps. Un siège rapporté ou un insert, réalisés en matériau à haute résistance à chaud compatible avec celui du disque 68, peuvent avantageusement être retenus pour améliorer la fiabilité et la résistance à l'usure. La soupape wastegate non représentée doit, de préférence, être située en amont de l'organe 67, en particulier dans le cas où ce mode de réalisation est associé à un collecteur subdivisé, de façon analogue au mode de réalisation des figures 8 à 10 précédemment décrit. On obtient alors également un puise converter à géométrie variable. La figure 22 représente le principe d'un échangeur entre le débit dérivé d'air et les gaz sortant de la turbine d'une part et le débit dérivé d'air et les gaz EGR ou déchargés par la wastegate d'autre part. Il peut être situé en aval immédiat de la sortie de la turbine et même être intégré à la turbine ou être situé plus en aval intégré autour de l'un quelconque des dispositifs de post-traitement des gaz d'échappement. Il se présente sous la forme de trois zones annulaires concentriques. Une partie centrale 70 est parcourue par les gaz issus de la turbine 3, une autre zone annulaire, entourant la zone centrale 70, est parcourue à contre-courant vis-à-vis des gaz précités par le débit dérivé d'air ; une troisième zone annulaire extérieure 72, concentrique aux deux zones 70 et 71, est parcourue à contre-courant vis-à-vis du débit dérivé d'air. L'avantage réside dans une compacité plus grande, dans la mesure où le débit dérivé d'air bénéficie pour un encombrement peu augmenté de deux surfaces d'échange vis à vis des fluides de la zone 70 et de la zone 72. Bien entendu, toutes les dispositions connues, sous forme d'ailettes, de tubes ou de forages, peuvent compléter le dispositif pour augmenter les surfaces d'échange dans un encombrement donné. Ce type d'échangeur permet de mieux réchauffer le débit dérive d'air. Les parois constituant les zones 71 et 72 peuvent avantageusement présenter une masse suffisamment importante pour stocker de la chaleur prélevée sur les gaz déchargés par la soupape wastegate, en vue de la restituer au débit dérivé d'air lors de son rétablissement. Lorsque le débit dérivé d'air n'est pas nul, le débit d'air traversant le compresseur, généralement mesuré et utilisé par l'unité de contrôle et de commande 21, est supérieur débit d'air fourni au moteur. En l'absence de mesure, le débit d'air fourni au moteur, ou du mélange air-EGR, peut être déduit avec une précision suffisante à partir du régime du moteur, du rendement volumétrique et de la densité à l'admission du moteur.

Claims

REVENDICATIONS 1. Moteur à combustion interne suralimenté par au moins un turbocompresseur, comportant un conduit de dérivation (15) assurant un débit dérivé d'air à partir d'un point (A) situé en aval du compresseur (5), sur lequel des moyens d'interruption (16) du débit dérivé d'air sont prévus, vers un point (B) situé entre l'extrémité aval du conduit (4) des gaz d'échappement et la roue de turbine (37), des moyens d'étranglement à géométrie variable (19) étant prévus sur l'admission des gaz d'échappement à la roue de turbine (37) en amont du point (B) précité, caractérisé en ce que : - le turbocompresseur est régulé par une soupape wastegate (20) de telle sorte que le régime moteur N0 , auquel la pression maximale de suralimentation est obtenue, est très inférieur au régime Nmax de puissance maximale, - et le degré d'ouverture des moyens d'étranglement (19) est choisi pour introduire un écart suffisant entre la pression des gaz d'échappement P3 et la pression P3R régnant en amont de la roue de turbine (37), de telle façon que la pression P3R reste essentiellement inférieure à la pression de suralimentation P2 , dans tous les cas où un débit dérivé d'air est souhaité, pour compléter le débit de gaz d'échappement lorsqu'il est trop faible pour entraîner la turbine (3) au régime de rotation nécessaire pour produire la pression de suralimentation P2 souhaitée, en augmentant le moins possible la pression des gaz d'échappement P3.
2. Moteur suralimenté selon la revendication 1, caractérisé en ce que le degré d'ouverture des moyens d'étranglement à géométrie variable (19) est ajusté automatiquement par une unité de contrôle et de commande (21), en fonction des grandeurs d'état et des grandeurs de commande du moteur à combustion interne, pour contrôler la pression P2 et la pression P3.
3. Moteur suralimenté par un turbocompresseur à turbine radiale selon la revendication 1 ou 2, caractérisé en ce que les parois extérieures de la turbine sont maintenues à une température aussi basse que possible à l'aide d'une lame d'air interne, ou enveloppe d'air externe, alimentée par une faible partie du débit dérivé d'air non réchauffé.
4. Moteur suralimenté selon l'une des revendications 1 à 3, caractérisé en ce qu'un échangeur de chaleur (17) prévu en aval de la turbine pour réchauffer le débit dérivé d'air avant son introduction dans la turbine est intégré à l'un quelconque des dispositifs de post-traitement des gaz d'échappement, sous forme d'enveloppe d'air.
5. Moteur et turbocompresseur selon l'une des revendications 1 à 4, caractérisé en ce que la turbine (3') est à géométrie variable, un stator variable (36) constituant les moyens d'étranglement à géométrie variable (19), et que le débit dérivé d'air est introduit dans une zone (35), située entre le stator variable (36) et la roue de turbine (37), par deux faces latérales s'étendant radialement en direction de la roue de turbine (37) selon une direction telle que l'incidence moyenne de l'écoulement résultant du mélange gaz-air soit optimale pour alimenter la roue de turbine (37).
6. Moteur suralimenté selon l'une des revendications 1 à 5, caractérisé en ce que la turbine est munie d'une soupape wastegate (20) disposée en amont des moyens d'étranglement (19).
7. Moteur suralimenté selon la revendication 6, caractérisé en ce que la soupape wastegate (20) et les moyens d'étranglement (19) sont séparés et commandés chacun par un actionneur séparé.
8. Moteur suralimenté selon la revendication 6, caractérisé en ce que le moteur est équipé d'un collecteur subdivisé.
9. Moteur suralimenté selon la revendication 6, caractérisé en ce que les moyens d'étranglement (19) formés par une protubérance (24) et la soupape wastegate (20) sont solidaires et commandés par un actionneur unique, la soupape wastegate, libérant lors de son ouverture, une section de fuite vers la sortie de la turbine (18) située essentiellement en amont des moyens d'étranglement (19).
10. Moteur suralimenté selon la revendication 9, caractérisé en ce que le moteur est équipé d'un collecteur subdivisé, une cloison (27) prolongeant les conduits séparés du collecteur subdivisé (28) et (29) jusqu'à la protubérance (24).
11. Moteur suralimenté par un turbocompresseur à turbine radiale à double volute (Aτ et (Aτ2) selon l'une des revendications 1 à 4, caractérisé en ce que le moteur est équipé d'un collecteur subdivisé, une cloison (27) prolongeant les conduits séparés du collecteur subdivisé (28) et (29) jusqu'au voisinage du col d'entrée de la volute (Aτι), toujours alimentée par les gaz d'échappement du moteur à combustion interne (1), d'une soupape de mise en communication (31) des conduits (28) et (29) avec le conduit (32) alimentant la volute (Aτ2), le conduit (32) étant alimenté uniquement par le débit dérivé d'air lorsque la soupape mise en communication (31) est fermée, puis avec une part croissante de gaz d'échappement et décroissante de débit dérivé d'air lorsque la soupape mise en communication (31) est progressivement ouverte.
12. Moteur suralimenté selon la revendication 1 ou 2, caractérisé en ce que des moyens d'interruption (16) du débit dérivé d'air sont constitués par une soupape anti-retour comprenant un piston (40) coulissant libre dans une chemise cylindrique (41), alimentée d'un côté par le débit dérivé d'air en provenance du point (A) sensiblement à la pression P2 , et de l'autre côté par une pression de référence, la soupape anti-retour se trouvant en position fermée lorsque la pression de référence est supérieure à la pression P2 et en position ouverte, le piston (40) occupant une position intermédiaire telle que la pression P2, s'ajuste automatiquement à une pression égale à la pression de référence, le débit dérivé d'air s'échappant radialement, à travers la section de passage offerte par les lumières (46) pratiquées dans la chemise cylindrique (41), vers le point (B).
13. Moteur suralimenté selon la revendication 1 ou 2, caractérisé en ce qu'un échangeur EGR (13) est aussi réchauffeur du débit dérivé d'air, la chaleur des gaz EGR étant récupérée et communiquée au débit dérivé d'air.
14. Moteur suralimenté selon revendication 1 ou 2, caractérisé en ce que l'échangeur (13) est aussi réchauffeur du débit dérivé d'air, la chaleur des gaz d'échappement déchargés par la soupape wastegate étant récupérée et restituée au débit dérivé d'air.
15. Moteur suralimenté par un turbocompresseur à turbine radiale selon la revendication 3, caractérisé en ce qu'un écran thermique (53), monté entre un corps de paliers (49) et un corps de turbine (50), est de forme adaptée pour diriger une fraction du débit dérivé d'air, introduite par un conduit (54) ménagé dans le corps de paliers (49), radialement en direction de l'arbre (7) du turbocompresseur (2) dans un espace (55) situé entre le corps de paliers (49) et l'écran thermique (53), puis radialement dans un espace (56) situé entre le disque arrière (57) de la roue de turbine (37) et l'écran thermique (53), en direction d'un espace (58) constituant volute d'air réchauffé autour de la volute (52) de la turbine (3), la forme de l'écran thermique (53) étant adaptée pour réaliser une compression de l'air centrifugé dans l'espace (56).
16. Moteur suralimenté par un turbocompresseur à tarbine radiale selon la revendication 3 ou 15, caractérisé en ce qu'une fraction du débit dérivé d'air est introduite par une ouverture (60), disposée latéralement dans le corps de turbine (50), un jeu d'ailettes (61) étant disposé radialement autour d'une paroi (62), de forme cylindrique, pour augmenter la surface d'échange entre le flux d'air et les parois chaudes de la turbine (3), un autre jeu d'ailettes (63) étant disposé radialement en aval de la roue de turbine (37), à partir de la paroi (62), vers l'intérieur d'un conduit (64).
17. Moteur suralimenté par un turbocompresseur à turbine radiale selon la revendication 3, 15 ou 16, caractérisé en ce qu'un volet (22) rotatif, en rotation autour d'un axe de rotation parallèle à l'axe de l'arbre (7), constituant les moyens d'étranglement à géométrie variable (19), est disposé dans la tuyère d'admission de la volute (52) de la turbine (3) et à la sortie de l'espace (58) constituant volute d'air réchauffé autour de la volute (52) pour alimenter la turbine avec le mélange gaz-air, quel que soit le degré d'ouverture offert aux gaz d'échappement.
18. Moteur suralimenté par un turbocompresseur à turbine radiale selon l'une des revendications 1 à 3, caractérisé en ce que les moyens d'étranglement à géométrie variable (19) et les moyens d'interruption (16) du débit dérivé d'air sont confondus en un organe unique (67).
19. Moteur suralimenté selon la revendication 18, caractérisé en ce que l'organe unique (67) est constitué soupape articulée, du type soupape wastegate, dont le disque (68), libre en rotation, garantit de bonnes conditions d'étanchéité, en position fermée, sur le siège de surface plane.
20. Moteur suralimenté selon la revendication 8, caractérisé en ce que les moyens d'étranglement à géométrie variable (19) engendrent un puise converter à géométrie variable.
21. Moteur suralimenté selon la revendication 3, 13 et 14, caractérisé en ce qu'un échangeur de chaleur est prévu entre le débit dérivé d'air et les gaz sortant de la turbine d'une part et le débit dérivé d'air et les gaz EGR ou déchargés par la wastegate d'autre part, se présentant sous la forme de trois zones annulaires concentriques (70), (71) et (72) fonctionnant respectivement par couple de deux fluides à contre-courant.
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Cited By (14)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102006024781A1 (de) * 2006-05-27 2007-11-29 Bayerische Motoren Werke Ag Zweistufige Abgasturboladeranordnung
WO2008050178A1 (fr) * 2006-10-24 2008-05-02 Renault Trucks Moteur à combustion interne comprenant un système de recyclage des gaz d'échappement
US8112994B2 (en) * 2005-10-12 2012-02-14 Honeywell International Inc. Method of controlling a turbocharger having a variable-geometry mechanism and a waste gate
US8387385B2 (en) * 2004-08-31 2013-03-05 The United States Of America, As Represented By The Administrator Of The U.S. Environmental Protection Agency Efficient bypass valve for multi-stage turbocharging system
CN101158311B (zh) * 2006-10-02 2013-04-10 罗伯特.博世有限公司 增压装置
DE102012202505A1 (de) * 2012-02-17 2013-08-22 Mahle International Gmbh Abgasturbolader für eine Brennkraftmaschine
DE102012111558A1 (de) * 2012-11-29 2014-06-05 Firma IHI Charging Systems International GmbH Regelvorrichtung für einen Abgasführungsabschnitt einer Turbine
DE102013209049A1 (de) * 2013-05-15 2014-11-20 Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft Abgasturbolader-Anordnung
GB2530824A (en) * 2015-02-13 2016-04-06 Ford Global Tech Llc Turbocharger wastegate linkage assembly
US20180010513A1 (en) * 2016-07-08 2018-01-11 Hyundai Motor Company Apparatus and method for reducing rattle noise of automotive turbocharger
US20180328217A1 (en) * 2015-12-21 2018-11-15 Ihi Charging Systems International Gmbh Exhaust gas guide section for an exhaust gas turbocharger and method for operating an exhaust gas turbocharger
US10422275B2 (en) * 2017-03-13 2019-09-24 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Turbocharger
US10662869B2 (en) 2015-12-21 2020-05-26 Ihi Charging Systems International Gmbh Exhaust gas guide for an exhaust gas turbocharger and method for operating an exhaust gas turbocharger
DE112009002230B4 (de) 2008-10-01 2023-12-07 Borgwarner Inc. Wastegate für ein turbogeladenes verbrennungsmotorsystem und wastegate-abgassteuerungssystem

Families Citing this family (12)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP4381419B2 (ja) * 2004-07-30 2009-12-09 株式会社小松製作所 内燃機関の給気制御装置
US7533657B2 (en) 2004-08-11 2009-05-19 Komatsu Ltd. Open/close controller of intake and exhaust communication circuit
JP5106818B2 (ja) * 2006-10-20 2012-12-26 三菱重工業株式会社 ウエストゲートバルブをそなえた排気ターボチャージャの構造
US7363761B1 (en) * 2006-10-31 2008-04-29 International Engine Intellectual Property Company, Llc Exhaust gas throttle for divided turbine housing turbocharger
US7644584B2 (en) * 2006-11-30 2010-01-12 Caterpillar Inc. Method for modulating turbocharger braking
US20110067680A1 (en) * 2009-09-22 2011-03-24 Gm Global Technology Operations, Inc. Turbocharger and Air Induction System Incorporating the Same and Method of Making and Using the Same
FI20115541L (fi) * 2011-06-03 2012-12-04 Waertsilae Finland Oy Pakokaasujärjestelmä ja menetelmä pakokaasun lämpötilan alentamiseksi
CN103032203A (zh) * 2012-12-17 2013-04-10 李勇 回收利用发动机废气能量的装置及方法
FR3003900A1 (fr) * 2013-03-29 2014-10-03 Vianney Rabhi Dispositif de suralimentation par turbocompresseur a soutirage d'air et regeneration
DE202014009873U1 (de) * 2014-12-12 2016-03-17 Borgwarner Inc. Abgasturbolader mit kombinierter Einstelleinrichtung für Bypassventil und Flutenverbindung
FR3035444B1 (fr) 2015-04-22 2018-10-12 IFP Energies Nouvelles Methode de controle de la quantite d'air introduit a l'admission d'un moteur a combustion interne suralimente
FR3051225B1 (fr) * 2016-05-11 2019-09-13 IFP Energies Nouvelles Methode de controle de la quantite d'air introduit a l'admission d'un moteur a combustion interne suralimente par un turbocompresseur a simple entree

Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US2172809A (en) * 1935-08-20 1939-09-12 Maschf Augsburg Nuernberg Ag Method of controlling the supercharging pressure in internal combustion engines
US4367626A (en) * 1979-07-16 1983-01-11 Schwartzman Everett H Turbocharger systems
US4404805A (en) * 1980-03-21 1983-09-20 Societe D'etudes De Machines Thermiques S.E.M.T. Method of and system for power generation by supercharged internal combustion engine
DE4439573A1 (de) * 1994-11-05 1996-05-09 Mtu Friedrichshafen Gmbh Verfahren zum Betrieb einer Brennkraftmaschine mit einem Abgasturbolader
US6470864B2 (en) * 2000-03-27 2002-10-29 Mack Trucks, Inc. Turbocharged engine with exhaust gas recirculation

Family Cites Families (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE801596C (de) 1948-10-02 1951-01-15 Maschf Augsburg Nuernberg Ag Aufgeladene Brennkraftmaschine fuer Fahrzeugantrieb
FR2826649B1 (fr) 2001-07-02 2003-09-19 Saint Gobain Composition de verre gris destinee a la fabrication de vitrage

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US2172809A (en) * 1935-08-20 1939-09-12 Maschf Augsburg Nuernberg Ag Method of controlling the supercharging pressure in internal combustion engines
US4367626A (en) * 1979-07-16 1983-01-11 Schwartzman Everett H Turbocharger systems
US4404805A (en) * 1980-03-21 1983-09-20 Societe D'etudes De Machines Thermiques S.E.M.T. Method of and system for power generation by supercharged internal combustion engine
DE4439573A1 (de) * 1994-11-05 1996-05-09 Mtu Friedrichshafen Gmbh Verfahren zum Betrieb einer Brennkraftmaschine mit einem Abgasturbolader
US6470864B2 (en) * 2000-03-27 2002-10-29 Mack Trucks, Inc. Turbocharged engine with exhaust gas recirculation

Cited By (22)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US8387385B2 (en) * 2004-08-31 2013-03-05 The United States Of America, As Represented By The Administrator Of The U.S. Environmental Protection Agency Efficient bypass valve for multi-stage turbocharging system
US8112994B2 (en) * 2005-10-12 2012-02-14 Honeywell International Inc. Method of controlling a turbocharger having a variable-geometry mechanism and a waste gate
DE102006024781A1 (de) * 2006-05-27 2007-11-29 Bayerische Motoren Werke Ag Zweistufige Abgasturboladeranordnung
DE102006046826B4 (de) * 2006-10-02 2017-07-13 Bosch Mahle Turbo Systems Gmbh & Co. Kg Aufladeeinrichtung
CN101158311B (zh) * 2006-10-02 2013-04-10 罗伯特.博世有限公司 增压装置
WO2008050178A1 (fr) * 2006-10-24 2008-05-02 Renault Trucks Moteur à combustion interne comprenant un système de recyclage des gaz d'échappement
US8061335B2 (en) 2006-10-24 2011-11-22 Renault Trucks Internal combustion engine comprising an exhaust gas recirculation system
DE112009002230B4 (de) 2008-10-01 2023-12-07 Borgwarner Inc. Wastegate für ein turbogeladenes verbrennungsmotorsystem und wastegate-abgassteuerungssystem
DE102012202505A1 (de) * 2012-02-17 2013-08-22 Mahle International Gmbh Abgasturbolader für eine Brennkraftmaschine
DE102012111558A1 (de) * 2012-11-29 2014-06-05 Firma IHI Charging Systems International GmbH Regelvorrichtung für einen Abgasführungsabschnitt einer Turbine
DE102013209049A1 (de) * 2013-05-15 2014-11-20 Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft Abgasturbolader-Anordnung
GB2535273A (en) * 2015-02-13 2016-08-17 Ford Global Tech Llc Turbocharger wastegate linkage assembly
GB2530824B (en) * 2015-02-13 2017-08-09 Ford Global Tech Llc Turbocharger wastegate linkage assembly
GB2535273B (en) * 2015-02-13 2017-08-09 Ford Global Tech Llc Turbocharger wastegate linkage assembly
RU2717198C2 (ru) * 2015-02-13 2020-03-18 Форд Глобал Текнолоджиз, Ллк Узел рычажного механизма регулятора давления наддува турбонагнетателя, корпус турбонагнетателя для такого узла, транспортное средство или двигатель, содержащий такой узел или корпус турбонагнетателя
GB2530824A (en) * 2015-02-13 2016-04-06 Ford Global Tech Llc Turbocharger wastegate linkage assembly
US20180328217A1 (en) * 2015-12-21 2018-11-15 Ihi Charging Systems International Gmbh Exhaust gas guide section for an exhaust gas turbocharger and method for operating an exhaust gas turbocharger
JP2018537615A (ja) * 2015-12-21 2018-12-20 アイ・エイチ・アイ チャージング システムズ インターナショナル ゲーエムベーハー 排気タービン式過給機の排気流通部及び排気タービン式過給機の作動方法
US10662869B2 (en) 2015-12-21 2020-05-26 Ihi Charging Systems International Gmbh Exhaust gas guide for an exhaust gas turbocharger and method for operating an exhaust gas turbocharger
US10890084B2 (en) * 2015-12-21 2021-01-12 Ihi Charging Systems International Gmbh Exhaust gas guide section for an exhaust gas turbocharger and method for operating an exhaust gas turbocharger
US20180010513A1 (en) * 2016-07-08 2018-01-11 Hyundai Motor Company Apparatus and method for reducing rattle noise of automotive turbocharger
US10422275B2 (en) * 2017-03-13 2019-09-24 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Turbocharger

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FR2864994A1 (fr) 2005-07-15

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