Développement d'un nouveau moteur V10 - Une introduction

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Introduction

Dans le monde de l’automobile de performance, le moteur est considéré comme le cœur battant du véhicule. Ses caractéristiques mécaniques, sa performance ainsi que le son qu’il émet représentent son « âme » et un moteur réussi est bien souvent, pour ne pas dire toujours, déterminant pour le succès d’un modèle. Les moteurs considérés comme nobles (V8, V10, V12, souvent atmosphériques) ont longtemps été plébiscités par les constructeurs pour leurs modèles exclusifs.

Cependant, avec l’avènement de nouvelles normes environnementales et de réduction de bruit, de nouveaux moteurs compacts, souvent V6 turbo hybrides de petite cylindrée ont vu le jour chez les constructeurs prestigieux. Bien que ces architectures soient plus puissantes et efficaces que les anciens V8, V10 et V12, elles ne procurent pas les mêmes sensations mécaniques pures que ces derniers.

La Zephal ZC9 est un concept de supercar actuellement en développement. Afin de la propulser avec un moteur « noble » tout en satisfaisant les différentes normes, il a été choisi d’utiliser ce dernier en combinaison avec une architecture électrique, qui sera développée par la suite.

Ce document décrit l’introduction du projet de ce moteur – le V1046AA/1 – incluant les spécifications principales, la description fonctionnelle globale, les objectifs et contraintes industrielles, les choix techniques utilisés dans le bloc C202 ainsi que les pistes d’amélioration pour la version C203.

Position et rôle dans l'architecture globale du véhicule

La figure 1 présente le positionnement du moteur dans la ZC9. Celui-ci est un élément semi-structurel du véhicule. La monocoque principale s’arrête derrière les sièges passagers, et deux longerons en carbone, en bleu sur le schéma, y sont adjoints. Des fixations partent de la boîte de vitesses et se connectent sur ces derniers, créant une baie arrière rigide. Afin de garantir une rigidité optimale tout en facilitant l’ergonomie et la maintenance, le moteur se connecte directement sur l’arrière de la monocoque et tient l’ensemble moteur électrique 1 / boîte de vitesses.

De plus, Il est nécessaire de réduire au maximum le centre de gravité du moteur. Il représente environ 1/7^e du poids total du véhicule et son positionnement a une grande influence sur le comportement dynamique. Un moteur bas réduit les moments de tangage et de roulis, augmentant ainsi la performance du véhicule. La dernière considération générale à prendre en compte est l’épaisseur du moteur, à réduire au maximum. Afin de diminuer la trainée aérodynamique et d’optimiser l’écoulement de l’air, le diffuseur arrière doit idéalement comporter des galeries sur les côtés du moteur, dirigées vers l’arrière de la voiture. Un moteur fin permet de loger de plus grandes galeries, augmentant les performances et l’efficience générale.

Séquence de développement

Le développement est simplifié en raison de l’impossibilité d’accéder à des ressources suffisantes - temps, argent, personnel - nécessaires à un développement complet et économiquement viable d’un tel projet. Il s’agit plus d’une preuve de concept, d’un modèle de visibilité et d’un entraînement pour de futurs projets similaires. La séquence (Figure 2) est séparée en cinq blocs principaux correspondant aux principales pièces du moteur : Le bloc, le carter bas, les deux culasses, et l’admission. Entre ces blocs, des étapes de calculs essentielles sont traitées, ainsi que l’implémentation des différents circuits et des calculs initiaux du vilebrequin. Enfin, la phase finale du développement se concentrera sur les éléments liés à ces pièces (joints, choix des roulements, capteurs…)

Figure 2 : Séquence de développement du V1046AA/1

Ce document traite la partie des calculs mécaniques initiaux, des circuits et de la disposition du moteur. Les calculs initiaux du vilebrequin seront étudiés dans un prochain document, car ils sont nécessaires pour le design du carter. En revanche, le design final des contrepoids ne sera figé qu’après le design des pistons et des bielles.

Spécifications principales

Spécifications définies

Spécifications visées

Architecture

Calculs mécaniques initiaux

Cylindrée et course

Le choix d’un V10 72° de 4,6L de cylindrée, alésage x course de 94x67 a été dicté par plusieurs considérations. La principale est émotionnelle : un V10 est un compromis entre une certaine compacité et efficience du V8 et la puissance et noblesse du V12. Beaucoup se souviennent de l’époque V10, de la fin des années 1980 jusqu’en 2005, comme étant « l’âge d’or » de la Formule 1.
La course de 67mm a été choisie pour être suffisamment courte pour limiter les forces de friction entre le piston et le cylindre et ainsi atteindre des régimes importants sans dommages mécaniques. Cependant, le rapport alésage/course reste relativement conventionnel, à 1,4. L’alésage de 94mm est suffisamment grand pour produire une grande cylindrée et augmenter la surface d’échange thermique entre la chambre de combustion et son environnement, sans trop impacter la diffusion du mélange air/carburant dans le cylindre.

Calculs de vitesse moteur

Au niveau des chiffres, ils sont ambitieux mais réalistes. Pour produire de la puissance 𝑃, nous pouvons jouer sur plusieurs paramètres : la cylindrée 𝐷, la vitesse de rotation 𝜔, l’efficience volumétrique 𝜂𝑣𝑜𝑙, le rapport air/carburant 𝜆 et la consommation spécifique de carburant 𝐵𝑆𝐹𝐶.
Ici, la cylindrée est fixée à 4,65L, la puissance à 500kW (680ch), ce qui donne une puissance volumique de 146 ch/L. C’est considérable pour un moteur atmosphérique, mais certains dépassent les 150 ch/L. Le rapport air/carburant est fixé à ce qui se fait de manière courante dans les moteurs de ce type, à 14 :1. Les valeurs de 𝐵𝑆𝐹𝐶 et de 𝜂𝑣𝑜𝑙 sont usuellement comprises entre 240g/kWh et 310g/kWh, et entre 85% à 115%. En faisant varier ces valeurs dans cette plage, on obtient le régime moteur nécessaire au développement de la puissance de 680ch :
La formule régissant la relation entre ces valeurs est donnée par :

Les résultats de cette équation nous donnent cette carte thermique. Toutes les valeurs en dehors du triangle sont exclues, il nous faudra donc composer avec cette contrainte par la suite.

Figure 3 : Régime moteur à atteindre pour développer 500 kW

Concernant l’angle de 72°, il a été choisi pour trois raisons. La première, c’est que cette configuration permet un équilibrage naturel des vibrations primaires, c’est-à-dire que la somme des forces d’inertie des pistons est constante. Cependant, il est toujours nécessaire d’équilibrer les vibrations secondaires. Deuxièmement, cela permet au bloc d’être plus fin, ce qui permet d’améliorer l’aérodynamique du véhicule en libérant de la place sur les côtés. Cela a pour effet négatif d’augmenter le centre de gravité par rapport à une configuration à 90°. Enfin, les harmoniques développées par les explosions régulières produisent un son mélodieux et distinctif. Une course de 67mm et un alésage de 94mm ont été choisis pour offrir un bon compromis entre vitesse de rotation, cylindrée et masses rotatives. Avec ces valeurs, les forces inertielles seront gérables à des régimes élevés tout en permettant de générer une puissance maximale comprise entre 650 et 700 ch. A titre de comparaison, le V12 GMA Cosworth a un alésage de 81,5 mm, une course de 63,8 mm, et une puissance maximale de 670 ch à 11500 tr/min.

Circuits et intégration

Dans un bloc moteur, il y a deux circuits principaux à prendre en compte.

1 - Le parcours d’huile

2 - Le parcours d’eau

Ceux-ci sont auxiliaires aux volumes principaux du bloc (cylindres, carter moteur) et sont soit moulés, soit usinés dans la masse. La distribution est également critique et doit être calculée dès le début afin que l’ensemble puisse s’intégrer correctement. Enfin, il ne faut pas oublier les fuites de gaz et les différents éléments à fixer au bloc (capteurs, etc)

Circuit de refroidissement

Figure 4 : Schéma du circuit de refroidissement du V1046AA/1

Le parcours d’eau (en réalité un mélange 50% eau 50% Glycol G13 ou équivalent) est décrit en figure 4. La pompe à eau est située sur le côté droit et fait remonter l’eau au dans le moteur à travers une galerie située sur le côté du banc droit qui débouche ensuite sur un conduit de distribution situé au centre du V, une pièce rapportée en carbone. L’utilisation d’une pièce extérieure suit deux logiques : La réduction de la complexité du centre du V, pour faciliter les opérations de dessablage, ainsi que la diminution du centre de gravité. Cette solution est identique à celle utilisée sur le moteur P82 de BMW, utilisé en F1 à partir de 2002 (figure 5).

Figure 5 : Système de refroidissement du BMW P82

Le retour d’eau des culasses est dirigé vers le thermostat, situé lui aussi sur le côté droit du moteur pour un retour court dans la pompe à eau – la position centrale de la figure 4 n’est là que pour une question de clarté du schéma. La sortie chaude est routée vers un seul radiateur.

Figure 6 : Système de refroidissement du bloc C202

Calculs de dissipation thermique

Le moteur dans sa configuration A/1 produit une puissance utile de 680ch, soit 500kW, qui représente 1/3 de la puissance totale délivrée par le carburant. La répartition de la puissance totale est indiquée dans le graphique ci-dessous.

Figure 7 : Répartition estimée de l'utilisation énergétique

Ainsi, le refroidissement total à délivrer pour la partie thermique est de 420 kW. De cette puissance, 65% provient du circuit d’eau, soit 273kW, 25% provient du circuit d’huile soit 105 kW. 10% soit 42kW sont des pertes en rayonnement.

Nous avons donc 273kW à dissiper directement par le système de refroidissement. Afin d’absorber les potentielles augmentations de puissance sans redimensionner le système, une augmentation de la capacité de 20% est appliquée, portant le besoin de dissipation total à 327kW.

Choix du liquide de refroidissement

Le moteur étant destiné à un usage route, le liquide de refroidissement choisi pour ce dimensionnement est le G13, un additif écologique à base de propylène glycol répandu dans le commerce. Les caractéristiques du mélange 50/50 G13/eau à 90°C sont les suivantes :

Une unique pompe à eau, située en bas à gauche du moteur, fait circuler le liquide de refroidissement dans le système. Elle doit fournir un débit suffisant pour évacuer efficacement la puissance thermique générée par la combustion.

On a :

𝑸̇ = 𝑚̇.𝐶𝑝.𝛥𝑇, où :

𝑸[𝑱/𝒔] 𝒐𝒖 [𝑾]̇ = Puissance thermique à dissiper, 𝑚[𝑘𝑔/𝑠]̇ = Débit massique, 𝐶𝑝[𝐽/(𝑘𝑔.𝐾)] = Capacité thermique massique, 𝛥𝑇[𝐾] = Différence de température d’eau

Pour évaluer la pompe à eau, nous allons raisonner en L/min, et donc convertir cette équation en volumique : 𝑚̇= 𝜌.𝑉̇̇, où :

𝜌 = Masse volumique (kg/m³)

𝑉̇ = Débit volumique (m³/s), converti en L/min par la suite.

Donc :

𝑸̇ = 𝜌.𝑉̇.𝐶𝑝.𝛥𝑇, où :

𝑸̇=327000 𝑊, 𝜌 = 1065 𝑘𝑔/𝑚³, 𝐶𝑝=3450 𝐽/(𝑘𝑔.𝐾), 18𝐾<Δ𝑇<22𝐾 , pris à 20K pour le dimensionnement initial.

Pour trouver V, on réorganise l’équation :

𝑽=𝑄̇/(𝜌.𝐶𝑝.Δ𝑇)

𝑽=327000/(1065.3450.20)

𝑽 = 0,00445 𝑚³/𝑠 = 4,45 𝐿/𝑠 = 𝟐𝟔𝟕 𝑳/𝒎𝒊𝒏

La pompe doit fournir un débit minimum de 267 L/min à puissance maximale du moteur, ce qui correspond à 16 𝑚3/ℎ.

La hauteur manométrique 𝐻𝑀𝑇, nécessaire pour calculer le diamètre du rotor, est donnée par :
𝐻𝑀𝑇[𝑚]=(𝑃𝑟𝑒𝑠𝑠𝑖𝑜𝑛 ℎ𝑎𝑢𝑡 𝑐𝑖𝑟𝑐𝑢𝑖𝑡[𝐵𝑎𝑟]+𝐻𝑎𝑢𝑡𝑒𝑢𝑟 𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙𝑒 𝑑𝑒 𝑟𝑒𝑓𝑜𝑢𝑙𝑒𝑚𝑒𝑛𝑡[𝐵𝑎𝑟]+𝑃𝑒𝑟𝑡𝑒𝑠 𝑑𝑒 𝑐ℎ𝑎𝑟𝑔𝑒𝑠[𝐵𝑎𝑟]).10
On ne peut pas connaître précisément ces valeurs, elles sont donc estimées par rapport à des véhicules similaires à environ 2,5 Bar, ce qui donne un diamètre extérieur de rotor à environ 120mm.

Figure 8 : Diamètres de rotors de pompe à eau en fonction du débit et de la pression, graphique par Fristam Pumps

Les caractéristiques à retenir pour la suite sont donc un débit de 267 L/min et 120 mm de diamètre de rotor.

Circuit d'huile

Le système de distribution d’huile est fortement inspiré de celui du Honda RA106E en raison de l’existence d’un document nommé F1 Special (The third Era Activities) diffusé par Honda R&D dans lequel l’optimisation du système de lubrification est couverte en détail. Pour ce moteur, le besoin en débit d’huile à 11000 tr/min est approximativement de 55 L/min (Figure 9). Cependant, la cylindrée et donc les surfaces à lubrifier sont bien plus faibles, à 2,4L vs 4,65L pour le V1046AA/1. En appliquant le même ratio entre les débits d’huile nécessaires que celui entre 4,65L et 2,4L, on obtient 106 L/min. L’approximation est certes simpliste mais la valeur de ~100 L/min est usuelle pour ce type de véhicules. D’après les différentes sources consultées, la pression du circuit devrait se situer entre 600 et 700 kPa.

Figure 9 : Débit d'huile nécessaire dans le Honda RA106E

Le circuit d’huile se présente comme sur le schéma ci-dessous. La pompe d’alimentation alimente le filtre à huile, avec bypass intégré en cas de surpression. L’huile est ensuite distribuée au vilebrequin ainsi qu’aux trois galeries principales, alimentant le vilebrequin, les culasses et les gicleurs de piston. Les retours d’huile des culasses, de part et d’autre du bloc, retournent vers la pompe SCAV. Les conduits de la culasse gauche arrivent directement dans le collecteur tandis que les conduits de la culasse droite passent par un canal situé sous le carter sec.

Sur le bloc C202, les conduits sont placés comme suit. Veuillez noter que les perçages alimentant la distribution sont représentés sur la 3D, mais pas sur la figure 10.

Figure 11 : Vue CAO du système de lubrification du bloc C202

De cette première modélisation du bloc C202, quelques erreurs ont été identifiées et seront corrigées sur la version C203, qui servira de base pour le développement des autres éléments du moteur. Les principales sont : - Oubli du port de sortie d’huile pour vilebrequin, se situant en dessous de la sortie du filtre et routant vers le carter de distribution - Arrivée d’huile placée loin sur le côté droit du bloc, un perçage direct vers le carter sec en face de distribution serait plus judicieux - Lubrification d’un palier de distribution positionné avant le filtre à huile, très mauvais pour les particules - Lubrification des paliers hauts de la distribution (Roues 34/27) non modélisés

Calculs de distribution

Figure 12 : Distribution par pignons V1046AA/1

Afin d’atteindre des vitesses élevées dépassant les 10500 tr/min sans compromettre la fiabilité du moteur, il a été décidé d’utiliser une distribution par pignons au lieu d’une courroie ou d’une chaîne. En plus de résister à des régimes plus élevés, cette méthode a pour avantage de ne pas nécessiter d’entretien particulier et est conçue pour durer la vie du moteur. L’inconvénient principal est le coût d’une telle solution, justifiée sur ce moteur hautes performances. Le calcul des dentures de pignons répond à plusieurs contraintes, classées par ordre d’importance :

1. Transmission de la rotation aux auxiliaires aux ratios nécessaires (exactement 0,5 pour les arbres à cames, entre 0,55 et 0,6 pour la pompe à eau, et entre 0,6 et 0,65 pour la pompe à huile)
2. Garantir un espace suffisant pour s’intégrer correctement dans les éléments (hauteur de deck, hauteur de culasses…)
3. Résister aux contraintes et vitesses angulaires
4. Choisir au maximum des nombres de dents premiers entre eux pour deux roues en contact

Le principal est d’abord la sélection de la séquence de roues menant aux arbres à cames. Il est nécessaire que la hauteur des culasses soit suffisante. Pour ajuster la hauteur si nécessaire, les deux roues Idle de 35 dents peuvent être remplacées par des roues plus petites ou plus grandes selon les besoins sans aucune incidence sur le ratio de transmission. En effet, le rapport de vitesse se calcule de la manière suivante :

On remarque bien que la roue de 35 dents s’annule dans le calcul du ratio. Il s’agit maintenant de déterminer la taille de l’ensemble pour satisfaire la condition de hauteur de centre d’arbres à cames à environ 330mm. De manière générale, nous avons le choix entre trois modules pour une distribution par pignons. M2, M2,5 et M3. Choisir une denture hors de ces normes conduirait à utiliser un outillage spécifique et au tarif prohibitif. En additionnant les diamètres des roues menant aux arbres à cames, on obtient :

Nous avons donc la bonne plage de valeurs avec le module M2,5. En sachant que l’assemblage réel des pignons est légèrement moins étendu que la somme de tous les diamètres, car leurs centres de rotation ne sont pas alignés sur une ligne droite. Les ratios de pompe à eau et pompe à huile se définissent simplement après coup. Afin de définir les bons ratios, nous pouvons tester quelques combinaisons se rapprochant des valeurs cibles de respectivement 0,55 à 0,6 et 0,6 à 0,65.

Le ratio de 0,581 a été choisi afin d’avoir un ratio correct tout en diminuant la masse rotative et la taille comparé à une roue de 40 dents. De plus, 39 et 25 sont premiers entre eux, cela améliorera donc la durée de vie théorique de la roue. En pratique, les roues seront réalisées en acier traité DLC, et auront donc une durée de vie largement suffisante pour une utilisation route. Concernant la pompe à huile :

Le ratio de 0,648 a été choisi afin d’obtenir une vitesse de pompe élevée tout en restant dans les valeurs acceptables. La solution a 35 dents est potentiellement amenée à évoluer en 36 dents par la suite en fonction de la modélisation détaillée des éléments.

Images du bloc C202

Le bloc est en aluminium AlSi7Mg/A357 T6 coulé puis réusiné. Le choix de l’A357 au lieu de l’A356 s’est fait en raison d’une résistance en torsion plus élevée, d’une valeur comprise entre 320 et 350 MPa pour les alliages A357 contre 270 à 300 MPa pour l’A356, au prix d’un contrôle de coulée plus délicat.

Figure 13 : Indication des galeries présentes sur le deck

Figure 14 : Face arrière

Figure 15 : Face avant

Figure 16 : Dessous

Figure 17 : Rendu Unreal Engine

Conclusion

La conception d’un nouveau moteur n’est pas tâche aisée, d’autant plus lorsqu’il s’agit d’une architecture complexe en V. Ces calculs préliminaires permettent de poser les bases des dimensions requises pour le fonctionnement de l’ensemble et ainsi pour la modélisation directe des éléments. Comme énoncé à l’introduction, le but de l’exercice n’est pas de mettre ce moteur en production en raison des faibles moyens économiques et matériels à disposition, mais de réaliser l’architecture la plus réaliste possible, apportant une base solide pour un redéveloppement et une production dans le futur, ainsi que pour la compréhension des phénomènes mécaniques complexes présents dans un V10. La prochaine itération du bloc, le C203, corrigera les erreurs du circuit de lubrification présentes sur le C202 actuel.

Références

(1) Honda R&D Technical Review F1 Special (The third Era Activities) – 2009 – P44-53; P276-277

(2) BMW Group Theissen-10-years-of-BMW-F1-engines – 2010

(3) Kevin L. Hoag Vehicular Engine Design 2nd edition - 2016