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PERFEOTIONNEMENTS AUX COMPRESSEURS CENTRIFUGES.
La présente invention concerne des ventilateurs pour turbo-machines et, en particulier, un compresseur centrifuge destiné à augmenter la pression d'un fluide compressible. Elle a pour but de réaliser un compresseur qui combine les carac- téristiques de plusieurs types connus de compresseurs, de manière à obtenir d'autres caractéristiques de fonctionnement, ainsi qu'un rendement meilleur,
Pour obtenir ce résultat, un compresseur conforme à l'invention comporte des aubes d'une forme nouvelle, spécialement prévue pour obtenir une charge choi- sie à l'avance pour les dites aubes.
L'invention sera d'ailleurs bien comprise si l'on se reporte à la description qui suit et aux dessins qui l'accompagnent à titre d'exemple.
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non limitatifs de réalisation et dans lesquels :
La figure 1 représente une vue en perspective d'un compresseur dont les aubes sont calculées conformément à l'invention.
Les figures 2, 3 et 4 représentent des vues en plan, en élévation, en profil d'une aube.
Les figures 5, 6, 7 et 8 représentent un schéma de compresseurs centrifuges de types déjà connus*
La figure 9 est un graphique représentant certaines caractéristiques d'un compresseur conforme à l'invention,
Les figures 10 et 11 représentent des variantes qu'il est possible d'apporter au compresseur type représenté figure 1.
Afin d'expliquer plus clairement les formes et les caractéristiques du compresseur conforme à l'invention, on va tout d'abord se référer à divers types de compresseurs Centrifuges déjà connus,
La figure 5 représente s@hématiquement la formade compre@seur centrifuge la plus courante, comportant des aubes plates, chacune étant composée d'éléments droits qui se trouvent dans -le plan radial passant par l'axe de rotation (par raison de sim- plicité, les compresseurs représentés schématiquement dans les figures 5, 6, 7 et 8 n'ont été représentés qu'avec un petit nombre d'aubes).
La figure 6 représente une variante du compresseur de la figure 5, dont les aubes sont décal"es vers l'arrière par rapport au sens de rotation de celles-ci.
Les aubes de ce type sont caractérisêes par le fait qu'elles sont planes et sont situées dans une direction sensiblement radiale, mais, toutefois, le plan de l'aube ne passe pas l'axe de rotation, mais est incliné en arrière par rapport au sens de rotation représenté par la flèche 18; l'inclinaison de ce type d'aubes sera désigné cidessous par l'expression aubes "décalées en arrière".
La figura 7 représente un autre type connu de compresseur centrifuge, analogue à celui des figures 5 et 6, à l'exception toutefois que les aubes sont "décal"es en avant"; dans ce'-cas , chaque aube est plane et se trouve dans le plan perpendiculaire au plan de rotation, c'est-à-dire parallèle à l'axe de rotation, mais ne passant pas par cet axe, et étant inclinée en avant par rapport au sens de rotation in- diqué par la flèche 18.
La figure 8 représente un compresseur plus connu sous le nom de compresseur à circulation mixte. Ce type est caractérisé en ce que les aubes sont sen- siblement planes, mais le plan de l'aube est incliné en avant, dans le sens
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de rotation, de telle sorte que le plan de l'aube forme un angle aigu avec le plan de rotation. Ce compresseur mixte est caractérise en outre en ce qu'il possède une largeur axiale appréciable, de telle sorte que les aubes inclinées agissent partiellement comme celles d'un compresseur à circulation axiale, et partiellement comme celles d'un compresseur centrifuge, C'est en raison de cette combinaison de circulation axiale et radiale que ce type a été appelé "compresseur à circulation mixte".
En résumé, le mot "décalé" sera utilisé pour désigner*le type d'inclinaison représenta figures 6 & 7, tandis que le mot "incliné" sera utilisé pour représenter des aubes inclinées comme dans le cas du compresseur mixte de la figure 8.
La Société demanderesse a découvert par l'analyse, basée sur une longue expérience sur des formes connues de compresseur centrifuge, que le rendement maximum et d'autres caractéristiques favorables de fonctionnement peuvent être obtenus dans les compresseurs des turbo-machines, si l'on prête une attention particulière à la charge des aubes.
La charge d'une aube peut être définie comme la différence statique de pression existant sur un élément infinitésimal de surface de l'aube, pour une position donnée, le long du trajet de oirculation du fluide à travers le compresseur.
La définition et la signification de ce facteur peuvent être expliquées en se reportant au dessin dans lequel la figure 1 représente un compresseur comportant un corps 8 comportant un certain nombre d'aubes 3, sensiblement radiales et également espacées. La circulation moyenne du fluide, à travers les canaux définis par les aubes du compresseur de la figure 1, peut être représentée par une ligne en "traits-points" qui peut être considérée comme le lieu des centres de gravité des sections de passage du fluide considéré, dans la direction perpendiculaire au trajet moyen de la circulation dans une section donnée.
Au point (b), sur le trajet moyen de circulation 1 de la figure 1, la charge sur l'aube sera représentée par la différence statique de pression exercée par le fluide en circulation sur un élément infinitésimal de surface de l'aube, représenté à une échelle agrandie par le rectangle 2.
Suivant les principes aérodyna- miquee bien connus régissant la circulation des fluides dans un tel compresseur, on peut montrer que, pour une aube d'une forme géométrique choisie à l'avance, la charge de l'aube peut être déterminée en partant de l'équation différentielle 1
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(1) f (1.' + 2Vr W ) ;::.... ae dt . r /Je dans laquelle :
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@ est la densité du fluide 1 r est la distance entre une particule donnée de fluide dt l'axe de rotation est la vitesse angulaire moyenne d'une particule de fluide autour de l'axe de rotation, pour un rayon r, ou au temps t. dw est la variation de vitesse angulaire Lu par rapport au temps, dt c'est-à-dire l'accélération angulaire d'une particule de fluide autour de l'axe de rotation.
Vr est la composante radiale de vitesse absolue, dans l'espace V, d'une particule de fluide située à une distance r de l'axe de ro- tation, ¯p est la charge de l'aube.
¯# est la distance angulaire entre le trajet moyen de deux passages successifs du fluide, et égale à 2 @ radians divisée par le nom- bre d'aubes,
Si l'on remarque que la densité surmonte lorsque la pression statique du fluide augmente et que la vitesse angulaire W d'une particule de fluide, en un point donné de son passage,, dépend 1 la fols de la vitesse de rotation du compresseur et de la direction du trajet de circulation au point donné, cette équation peut être résolue par de nombreuses méthodes connues, par exemple par intégration graphique* de manière à obtenir la charge p de l'aube en tout point donné.
L'augmentation de pression produite par les aubes du compresseur entre deux points d'un trajet donné du fluide, par exemple les points a et b du trajet
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de la figure l, peut être représenté par E 1 dp, dans laquelle 1 (2) dp -fr i.IJ a 2 ar /J. $ P dp - V (Z .. 1") dV (Z + r) dans laquelle t wa est la valeur de w au point a. dr est la différentielle du rayon r.
¯p est la charge de l'aube d'après l'équation 1 dss est l'angle aigu que fait le plan tangent à l'aube en un point donné arec le plan défini par le point donné et l'axe de rotation.
V(Z - r) est la composante de la vitesse absolue dans l'espace d'une parti- cule de fluide, en un point donné situé dans le plan passant par l'axe de rotation, et ayant une composante Z dans la direction ra- diale (mesurées respectivement parallèlement et perpendiculairement à l'are de rotation). dv(Z + r) est la différentielle de la composante de la vitesse VZ@r
Les expressions ci-dessus sont simplement données pour indiquer l'une des méthodes d'analyse possibles et toute homme de l'art les reconnaîtra facilement et les comprendra sans peine. Il n'est pas nécessaire de donner d'autres détails
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sur les méthodes de calcul de la forme de l'aube pour décrire la présente invention.
Le premier terme de l'équation 2 peut être considère comme l'augmentation de pression imposée au fluide en circulation en raison d'une augmentation de vitesse tangentielle autour de l'axe de rotation, par suite d'une augmentation de la distance à l'axe de rotation, avec une augmentation résultante de la force centrifuge exercée sur le fluide.
De même, le second terme représente l'augmentation (positive ou négative) de pression due à l'angle de "décalage" des aubes, mesurée par rapport à un plan ra- dial passant par l'axe de rotation, Ce deuxième terme est positif pour un compresseur décalé en avant (figure 7) et négatif pour un compresseur décalé en arrière (fig.6).
Le troisième terme représente l'effet de la variation de la circulation le long du trajet du fluide, en laissant de côté toutes les composantes tangentielles du mouvement du fluide et ne considérant seulement que l'effet dynamique du passage du fluide, c'est-à-dire la transformation d'énergie cinétique en pression et viceversa,
Pour un simple compresseur à aubes radiales, comme dans la figure 5, l'équation ci,/dessus de la charge de l'aube ne comprend que le premier terme, le deuxième et le troisième étant insignifiants ou absents totalement.
Pour un compresseur décalé en arrière (figure 6) l'équation a un premier terme positif et un second terme négatif, le troisième étant négligeable.
Avec un compresseur décalé en avant (figure 7) l'équation a un premier terme positif, le deuxième terme positif, le troisième étant de nouveau négligeable.
Pour le compresseur mixte de la figure 8, le première terme est positif et d'une valeur appréciable, le deuxième terme est également d'une valeur appréciable positive ou négative (mais d'habitude négative) tandis que le troisième terme devient également important, On peut remarquer en passant que, pour un compresseur à circu- lation purement axiale, (non représenté), l'équation ci-dessus de la charge de l'aube est sensiblement réduite au second et au troisième terme, le premier terme n'ayant qu'une faible incidence.
La considération des caractéristiques fondamentales de la couche limite des compresseurs centrifugea a conduit la Société demanderesse à la conclusion que le meilleur rendement peut être obtenu ai la charge de l'aube, telle que définie cidessus, pouvait être sensiblement nulle à l'entrée du compresseur, puis augmentée d'une façon uniforme, mais rapide, usqu'à une valeur maximum maintenue sensiblement constante sur la plus grande partie du trajet du fluide, et diminuée enfin d'une
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d'une manière uniforme, mais rapide, jusqu'à une valeur sensiblement nulle à la sor- tie des passages du fluide dans le compresseur.
La Société demanderesse a trouvé qu'un compresseur, dans lequel on a com- biné d'une manière particulière les caractéristiques du compresseur mixte de la fi- gure 8, du compresseur décalé an avant (figure 7) et du compresseur décalé en arrière (figure 6), produit la charge d'aube qui vient d'être indiquée et fournit un fonc- tionnement de rendement supérieur. La manière dont les trois types connus de formes d'aubes sont combinés, sera facilement comprise d'après la vue en perspective du compresseur complet représenté figure 1, si l'on considère en même temps les projec- tions orthogonales d'une aube, telle que représentée figures 2, 3 & 4.
La figure 1 représente le compresseur complet comportant un corps solide de révolution 8, présentant un diamètre maximum à l'une de ses extrémités axiales et un diamètre minimum à son autre extrémité axiale, la longueur axiale de ce corps ayant approximativement la nome valeur que son rayon moyen; ce corps 8 possède une surface externe "concave" (approximativement suivant une surface hyperbolique) sur laquelle les aubes sont fixées; ce corps possède une ouverture centrale 9 destinée à monter ce compresseur sur un arbre,, Cn a représenté vingt-deux aubes incurvées 3, sur le corps 8, également espacées sur sa circonférence et comportant un passage d'entrée 4, une portion intermédiaire 5 et une partie finale de sortie 6.
La situation de cha- cune de ces trois parties de l'aube est clairement indiquée dans les figures de 1 à 4.
L'entrée 4 s'étend depuis le bord d'entrée 7 jusqu'à un point qui se trouve approximativement au tiers de la longueur du trajet moyen 1, à partir de son bord d'entrée 7. Cette partie correspond à une région dans laquelle le rayon de courbure varie rapidement et est indiqué par les ombres situées près du milieu de la pale, (Figure 3).
De même, la partie intermédiaire 5 se raccorde à la partie finale 6, à l'en- droit indiqué par la ligne d'ombre voisine de l'extrémité de la pale de l'aube (fi- gure 3).
En considérant les figures 1 à. 4, on voit facilement que les entrées 4 ont la forme de celles d'un compresseur mixte, analogues à celles représentées figure 8; les parties intermédiaires 5 des aubes ont la forme des aubes d'un compresseur décalé en avant comme dans la figure 7, tandis que les sorties 6 ont la forme des aubes dtun compresseur décalé en arrière comme dans la figure 6.
Bien entendu, ces parties d'au- be doiren@ être légèrement modifiées à l'endroit où elles se raccordent, de telle sorte que le trajet du fluide à travers les passages entre les aubes se fasse n
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suivant une courbe continue*
La partie d'entrée 4 est prévue selon les principes bien connus appliqués aux compresseurs mixtes, de telle sorte que le fluide qui approche du bord d'entrée 7 de l'aube est dans une direction sensiblement axiale, et accélère sans à coups par l'aube dans une direction tangentielle et axiale. tandis qu'une très petite accélé- ration lui est peut être donnée dans la direction radoale.
La partie intermédiaire 5 des aubes représente grosso-modo la moitié de la longueur du trajet moyen et fournit la plus grande partie de l'énergie communiquée par le compresseur au fluide, La sis- tie 6, relativement courte, sert à diminuer la charge jusqutà une valeur voisine de zéro,, au bord de sortie I0.
Par commodité, cette nouvelle forme d'aube pourrait âtre désignée comme une aube en "S" en raison de sa courbe présentant deux incurvations en sens opposés.
Dans la figure 9, on a représenté en O1Y1 l'axe 16 du compresseur et en O1X1 son rayon maximum gradué en % de ce rayon. Sur l'axe O2Y2, on porte la charge ¯p de l'aube, l'axe O2X2 correspondant à la même graduation que l'axe O1X1. Les verticales Y3 et Y4 correspondent respectivement à l'entrée 7 des aubes et leur sor- tie 10.
La courbe A représente la charge des aubes d'un compresseur conforme à l'in- vention, à aubes "en s" ,en fonction de la distance à l'axe de rotation O1Y1.
B est la charge des aubes d'un compresseur "décalé" en avant, C ¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯ à aubes exactement radiales.
D ¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯ "décalè" en arrière* E ¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯ mixte.
Tandis que les figures 2, 3, 4 sont sensiblement à la même échelle que la figure 1, les aboisses de la figure 9 sont approximativement à l'échelle double des figures 1 à 4.
La courbe en traits forts représente la charge le long du trajet moyen 1; l'homme de l'art comprendra que des courbes similaires de charge peuvent être calcu- lées pour un trajet de circulation de fluide qui occupe dtautrespositions sur ce trajet; l'une, par exemple, se trouve dans la partie "evant" du passage du fluide (par rapport au sens de rotation) qui peut être représentée par la ligne 11 de la figure 1; de même la charge sur l'aube peut être calculée pour le trajet qui se trouve dans la partie "arrière" du passage du fluide, comme représenté par exemple par la ligne 12 de la figure 1.
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De même, les courbes de charge peuvent être calculées pour des trajets qui se trouvent au voisinage de la surface extérieure incurvée du corps 8, ou voisine de la surface Interne courbe de l'enveloppe, qui forme la quatrième paroi du passage où circule le fluide,,
Aucune enveloppe n'a été représentée à propos du compresseur de la fipure 1, mais l'homme de l'art comprend immédiatement que le compresseur représenté est connu sous le nom de compresseur "ouvert" qui, lorsqu'il est monté dans son bâti est entouré de très près par la paroi fixe incurvée, qui ne laisse q@un petit jeu entre elle et les bords libres 13 des aubes.
Il est bien évident que la présente invention peut être également appliguée à un type "fermé" de compresseur, dans lequel la quatrième paroi de chaque passage de fluide est formée par une enveloppe fixée au, ou faisant partie intégrante du bord 13 des aubes.
On voit d'après la figure 9 que l'entrée du trajet du fluide défini par les bords d'entrée 7 des aubes, possède un rayon égal grosso-modo à 25% du rayon de sortie, La fin de la partie d'entrée 4 de l'aube correspond en gros, au point 14 de la figure 9, à un rayon d'environ 40% du reyon. de sortie.
La charge part de zéro ou d'une valeur initiale très faible au bord d'entrée 7, et, lorsque le fluide attent le point 14, la charge de l'aube a augmenté jusqu'au voisinage de sa veleur maximum qui est maintenue à une valeur élevée sensiblement uniforme le long de la partie intermédiaire 5 de l'aube, Cette partie 5 se termine approximativement au point 15 et,depuis ce point, jusqu'à la sortie 10 de l'aube, la charge décroît d'une manière uniforme, mais rapidement, sensiblement jusqu'à zéro sous l'influence de la partie 6 de l'aube décalée en arrière,
A titre de comparaison, on a représenté figure 9, des courbes montrant les charges type d'aubes, pour les types connus de compresseurs représentés dans les figures 5 à 8.
Le compresseur décalé en avant donné la charge la plus élevée de l'aube; le compresseur décalé en arrière donne des charges beaucoup plus faibles, tandis que les pales exactement radiales produisent une courbe de charge qui se trouve être entre celles des compresseune décalés respectivement en avant et en arrière6
Dans la nouvelle forme d'aube conforme à l'invention, on a utilisé les caractéristiques de l'aube décalée en avant pour maintenir mie charge d'aube uniformément élevée le long de tous les pointa intermédiaires de l'aube qui effectuent la plus grande partie du travail.
Les caractéristiques du compresseur mixte
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sont utilisées pour augmenter la charge depuis la valeur initiale juaqu'à une valeur voisine de celle produite par la portion intermédiaire, et en faisant raccorder la partie intermédiaire décalée en avant, d'une manière continue avec la sortie décalée en arrière* la courbe de charge diminue d'une taçon uniforme jusqu'à une très faible valeur, pouvant être nulle,
La Société demanderesse a découvert par l'analyse et l'expérience que les meilleure résultats sont obtenue lorsque la partie mixte 4 de l'aube en 8 représente de 20 à 40% du trajet moyen tandis que la partie 6 de sortie décalée en arrière correspond à 10 à 30% du trajet moyen du fluide,
On a trouvé également que les meilleurs résultats sont obtenus lorsque la composante longitudinale du trajet moyen, dans la direction parallèle à l'axe de sotation est de 40 à 60% du diamètre extérieur du compresseur, c'est-à-dire lorsque la hauteur axiale d@ compresseur est environ égale au rayon de sortie des aubes.
Par commdoté cette composante axiale de passage du fluide peut être considérée comme une "dimension" suivant l'axe des z; c'est le même Z qui apparaît dans l'équation (2) oidessus*
Il est bien connu de l'homme de l'art que des portes d'énergie dues à la turbulenoe se produisent lorsque la forme des parois définissent le passage de la circulation du fluide, produit un changement de direction dans ce fluide, Cette tendance est plus prononcée lorsque la courbure augmente par suite de la séparation de la courbe limite vis-à-vis de la paroi du passage.
On a trouve que de telles pertes par turbulence peuvent être réduites en s'arrangeant pour que le passage du fluide converge légèrement au moment d'un changement de direction. D'accord avec ce principe, le passage défini par les aubes en forme de "S" diminue de section comme on les représente par la courbe figurant à la partie inférieure de la figure 9 et dans laquelle on a porté sur l'axe O3X5, la surface en % des aubes. On voit que la surface de la section du passage diminue progressivement pendant la première partie 4, partie dans laquelle le trajet du fluide subit le maximum de changement de direction.
La section de la partie Intermédiaire et de l'extrémité du passage peut rester sensiblement constante$ comme représenté par la cour@@ de la Fig.9, ou elle peut cont@nuer à diminuer légèrement ou même, dans quelques compresseurs, à augmenter de nouveau. La Société demanderesse a trouvé que le meilleur résultat est obtenu si la surface diminue jusqu'à une valeur comprise entre 70 et 90% de la surface à l'entrée du compresseur, au moment où l'on atteint la partie Intermédiaire 6 de la pale, cor- respondant à la charge marimum.
La courbe de surface relative représentée
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à la partie inférieure de cette figure 9 atteint un mini d'environ SO% à la .or-
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tiee en un point légèrement au delà du point 14 de la courbe de charge A de la fig.9.
La surface relative de passage du fluide dans le compreeseur peut 8tre midi- fiée t
Soit en réduisant la "hauteur" de ce passage (mesurée dans la direction
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perpend.iculaire 1 la surface du support d'aube 8j Soit en faisant les aubes plus épaisses, de manière A réduire "la largeur"
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du passage (mesurée dtune aube à 1*aber suivante, dams une direction perpendiaultire au trajet moyen) L'une ou l'autre de ces méthodes, ou les deux, peuvent être utilisées pour faire varier comme on le désirs la section relative de passage du fluide.
En considérant la figure 1, on voit que les pales sont les plus 'paisse. dans la. région cù la partie initiale 4 des tubes se raccorde avec la partie cen- trale 5,,
Cette épaisseur des aubes est un facteur Importantdont le but est de réduire la surface de la section conformément à la courbe de la partie Inférieure de la figaro 9.
Les figures 1 à 4 représentent des types d'aubes ainsi que leurs disposi-
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tione relatives Tis-&-7ia du support 8, de telle sorte que la ligne 17 de la figure 2 passe par l'axe 16 du compresseur*
Les figures 10 et 11 montrent des variantes possibles dans lesquelles cette
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ligne 17 est "daaù.6i' rts-à-vle du sens de rotation représenté par la flèche 18* Dans la figure lOt l'aube! 3 est "d40ealôe" en arrière d'un angle 19, e* estA-dire que la ligne 17 forme l'angle 19 avec un pl radiale Dans la fiance 11 la ligne 17 est déaal6a" en avant d'un angle 20 avec un plan radiale
Le décalage en arrière de l'aube. commedans la figure 10, a pour effet de diminuer la charge moyenne de l'aube...
tandis que le décalage en avant de la figure Il a pour effet d'augmenter cette charge moyenne de l'aube. Si l'aube en "S" de
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la présente invention est suttioemment décalée en arrière. 1 la manière de la figare 10. mais dans une plus grande p8tien 9 la partie intermédiaire S de l'aube devient sensiblement radiale. De même, si l'aube est décalée en ayant d'une quarktit4 8Ufflsante à la manière de la figure 1.1' etest la partie finale 6 de sortie de liante qui 8e rapproche de la direction radiale, Beaucoup d'autrrariantes ont été étudiées et elles peuvent être utilisées dans le caleal des divers comptes. seurs devant comporter des caraotérêatlquen particulières.
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Bien que la fonn 4'cabe qui vient d'être écrite ait été spéoiolement appliquée à un oomprestour centrifuge, il est bien entendu que l'invention n'est pu
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limités à cette application et qu'elle peut être aussi utilisée dans lea rotera de
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turbine@,, auquel ou des tayeMe seraient disposées pour diriger le fluide moteur ¯181emen1; vers 1'intérieur, par la partie 6 d'extrémité don aubes.
De cette snièreg le fluide etroulerait dans le compresseur en sens inverse, par comparaison ""0 la circulation dans le couprouseur centrifuge et les gradients de presaion, charge sur les auboul ettebe seraient comparativement similaires à ceux qui sont obtenu@ dans le compresseur ceatrituge conforme à l'inventions E 3 a u à 3 m------------
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La présente invention concerne des ventilateurs pour turbo-machines et
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en paniou1àoVj un compresseur centrifuge destiné à augmenter la pression 4'un fluidr aompveaBible, Bile a pour but de c4aiaoV un campre"88UI' qui oombine les earac- 1I'rleUque, de plusieurs type. oonnus de compresseurs, de manière à obtenir d' entres oaraot4l'1at1qu.. de fonctionnement, ainsi qu'un rendement meilleur, Elle est caractérinfe notamment en ce que ohaque aube comporte, depuis le centre jusqu'a.
la périphéries une première parti* 8Qa1osao à celle de l'aube d'un compresseur mixte,, pale une 4euzt- partie analogue à celle de l'aube d'un eempreweeor 1t44081'. on avant# et enfin une dernière partie 8DaloSQ& .. celle de ltaube d'un compresseur "d±04<" en arrières cou trois parties étant, bien entendu conY8nable¯nt raccordées entre elle.. e wtre. pour diminuer les effets de turbulence, la section de pasesge de ft-alde diminue suivant une Ici J dfte1'Dl1n4e, puis rente sensiblement constante enoultoq depuis t'entrée Jusqu'à la sortie des Oses cette variation de section étant par exemple obtenue grâce à une variation oorroepondmto 4"dpaiseeur des aube$.
On peut egalenont, dan. certaine cas, déceler 1'enae±ble de 110*ube ci-
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desrur, soit avant, soit en arrière# par rapport au sono de rotation"
**ATTENTION** fin du champ DESC peut contenir debut de CLMS **.
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IMPROVEMENTS TO CENTRIFUGAL COMPRESSORS.
The present invention relates to fans for turbo-machines and, in particular, to a centrifugal compressor intended to increase the pressure of a compressible fluid. Its aim is to produce a compressor which combines the characteristics of several known types of compressors, so as to obtain other operating characteristics, as well as better efficiency,
To obtain this result, a compressor in accordance with the invention comprises blades of a new shape, specially designed to obtain a load chosen in advance for said blades.
The invention will moreover be well understood if reference is made to the description which follows and to the drawings which accompany it by way of example.
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non-limiting of implementation and in which:
FIG. 1 represents a perspective view of a compressor, the blades of which are calculated in accordance with the invention.
Figures 2, 3 and 4 show plan views, in elevation, in profile of a blade.
Figures 5, 6, 7 and 8 show a diagram of centrifugal compressors of types already known *
FIG. 9 is a graph showing certain characteristics of a compressor according to the invention,
Figures 10 and 11 show variants which can be made to the typical compressor shown in Figure 1.
In order to explain more clearly the shapes and characteristics of the compressor according to the invention, we will first of all refer to various types of Centrifugal compressors already known,
Figure 5 shows schematically the most common centrifugal compressor formade, comprising flat blades, each consisting of straight elements which lie in the radial plane passing through the axis of rotation (for reasons of simplicity). plicity, the compressors shown schematically in Figures 5, 6, 7 and 8 have only been shown with a small number of blades).
FIG. 6 represents a variant of the compressor of FIG. 5, the vanes of which are offset towards the rear with respect to the direction of rotation thereof.
The blades of this type are characterized by the fact that they are planar and lie in a substantially radial direction, but, however, the plane of the blade does not pass the axis of rotation, but is inclined backwards with respect. in the direction of rotation represented by arrow 18; the inclination of this type of blades will be designated below by the expression “backward offset” blades.
Figure 7 shows another known type of centrifugal compressor, similar to that of Figures 5 and 6, with the exception however that the blades are "offset" forward "; in this case, each blade is flat and located in the plane perpendicular to the plane of rotation, that is to say parallel to the axis of rotation, but not passing through this axis, and being inclined forward with respect to the direction of rotation indicated by the arrow 18.
FIG. 8 represents a compressor better known under the name of mixed circulation compressor. This type is characterized in that the vanes are substantially plane, but the plane of the vane is inclined forward, in the direction
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of rotation, so that the plane of the blade forms an acute angle with the plane of rotation. This mixed compressor is further characterized in that it has an appreciable axial width, so that the inclined vanes act partially like those of an axial circulation compressor, and partially like those of a centrifugal compressor. due to this combination of axial and radial circulation this type has been called "mixed circulation compressor".
In summary, the word "offset" will be used to denote the type of tilt shown in Figures 6 & 7, while the word "tilted" will be used to represent tilted vanes as in the case of the mixed compressor of Figure 8.
The Applicant Company has discovered by analysis, based on long experience on known forms of centrifugal compressor, that maximum efficiency and other favorable operating characteristics can be obtained in turbo-machine compressors, if one pays particular attention to the loading of the blades.
The load of a vane can be defined as the static pressure difference existing on an infinitesimal element of the surface of the vane, for a given position, along the path of circulation of the fluid through the compressor.
The definition and the meaning of this factor can be explained with reference to the drawing in which FIG. 1 represents a compressor comprising a body 8 comprising a number of vanes 3, substantially radial and equally spaced. The average circulation of the fluid, through the channels defined by the vanes of the compressor in FIG. 1, can be represented by a line in "dashes" which can be considered as the locus of the centers of gravity of the sections of passage of the fluid. considered, in the direction perpendicular to the average path of traffic in a given section.
At point (b), on the average circulation path 1 of figure 1, the load on the blade will be represented by the static pressure difference exerted by the circulating fluid on an infinitesimal surface element of the blade, represented on a scale enlarged by the rectangle 2.
Following the well-known aerodynamic principles governing the circulation of fluids in such a compressor, it can be shown that, for a vane of a geometric shape chosen in advance, the load of the vane can be determined starting from l 'differential equation 1
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(1) f (1. '+ 2Vr W); :: .... ae dt. r / I in which:
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@ is the density of the fluid 1 r is the distance between a given particle of fluid dt the axis of rotation is the average angular velocity of a particle of fluid around the axis of rotation, for a radius r, or at time t. dw is the variation in angular velocity Lu with respect to time, dt that is to say the angular acceleration of a fluid particle around the axis of rotation.
Vr is the radial component of absolute velocity, in space V, of a fluid particle located at a distance r from the axis of rotation, ¯p is the load of the vane.
¯ # is the angular distance between the average path of two successive passages of the fluid, and equal to 2 @ radians divided by the number of blades,
If we notice that the density overcomes when the static pressure of the fluid increases and that the angular speed W of a fluid particle, at a given point in its passage, depends on the fols of the speed of rotation of the compressor and of the direction of the circulation path at the given point, this equation can be solved by many known methods, for example by graphical integration * so as to obtain the load p of the blade at any given point.
The pressure increase produced by the compressor vanes between two points in a given path of the fluid, for example points a and b of the path
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of figure 1, can be represented by E 1 dp, in which 1 (2) dp -fr i.IJ a 2 ar / J. $ P dp - V (Z .. 1 ") dV (Z + r) where t wa is the value of w at point a. Dr is the differential of radius r.
¯p is the blade load according to equation 1 dss is the acute angle formed by the plane tangent to the blade at a given point arec the plane defined by the given point and the axis of rotation.
V (Z - r) is the component of the absolute velocity in space of a particle of fluid, at a given point located in the plane passing through the axis of rotation, and having a component Z in the direction radial (measured respectively parallel and perpendicular to the area of rotation). dv (Z + r) is the differential of the speed component VZ @ r
The above expressions are given merely to indicate one of the possible methods of analysis and those skilled in the art will readily recognize and understand them. It is not necessary to give further details
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on the methods of calculating the shape of the blade to describe the present invention.
The first term of Equation 2 can be considered as the increase in pressure imposed on the circulating fluid due to an increase in tangential velocity around the axis of rotation, as a result of an increase in the distance to l axis of rotation, with a resulting increase in the centrifugal force exerted on the fluid.
Likewise, the second term represents the increase (positive or negative) in pressure due to the angle of "offset" of the blades, measured with respect to a radial plane passing through the axis of rotation. This second term is positive for a compressor shifted forward (figure 7) and negative for a compressor shifted backward (fig. 6).
The third term represents the effect of the variation of the circulation along the path of the fluid, leaving aside all the tangential components of the movement of the fluid and considering only the dynamic effect of the passage of the fluid, that is- i.e. the transformation of kinetic energy into pressure and vice versa,
For a simple radial vane compressor, as in Fig. 5, the above equation / vane load includes only the first term, with the second and third being insignificant or absent altogether.
For a backward-shifted compressor (Figure 6) the equation has a first positive term and a second negative term, the third being negligible.
With a compressor shifted forward (Figure 7) the equation has a first positive term, the second positive term, the third being negligible again.
For the mixed compressor of Figure 8, the first term is positive and of appreciable value, the second term is also of appreciable positive or negative (but usually negative) value while the third term also becomes important, It may be noted in passing that, for a compressor with purely axial circulation, (not shown), the above equation of the blade load is appreciably reduced at the second and third terms, the first term n ' having a low impact.
Consideration of the fundamental characteristics of the boundary layer of centrifugal compressors has led the Applicant Company to the conclusion that the best efficiency can be obtained at the load of the blade, as defined above, could be substantially zero at the inlet of the compressor. , then increased in a uniform, but rapid way, up to a maximum value maintained substantially constant over most of the path of the fluid, and finally decreased by a
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uniformly, but rapidly, to substantially zero at the outlet of the fluid passages in the compressor.
The Applicant Company has found that a compressor, in which the characteristics of the mixed compressor of FIG. 8, of the front-shifted compressor (FIG. 7) and of the rear-shifted compressor ( Figure 6), produces the blade charge just shown and provides higher efficiency operation. The way in which the three known types of blade shapes are combined will be easily understood from the perspective view of the complete compressor shown in figure 1, considering at the same time the orthogonal projections of a blade, as shown in Figures 2, 3 & 4.
FIG. 1 represents the complete compressor comprising a solid body of revolution 8, having a maximum diameter at one of its axial ends and a minimum diameter at its other axial end, the axial length of this body having approximately the same value as its medium radius; this body 8 has a “concave” external surface (approximately along a hyperbolic surface) on which the blades are fixed; this body has a central opening 9 intended to mount this compressor on a shaft ,, Cn has shown twenty-two curved blades 3, on the body 8, equally spaced on its circumference and comprising an inlet passage 4, an intermediate portion 5 and a final output part 6.
The situation of each of these three parts of the blade is clearly indicated in figures 1 to 4.
Entrance 4 extends from entrance edge 7 to a point which is approximately one-third the length of mid-path 1 from its entrance edge 7. This part corresponds to a region in which the radius of curvature varies rapidly and is indicated by the shadows near the middle of the blade, (Figure 3).
Likewise, the intermediate part 5 is connected to the final part 6, at the place indicated by the shadow line adjacent to the end of the blade of the vane (FIG. 3).
Considering Figures 1 to. 4, it is easily seen that the inputs 4 have the shape of those of a mixed compressor, similar to those shown in FIG. 8; the intermediate parts 5 of the vanes have the shape of the vanes of a compressor offset forward as in figure 7, while the outlets 6 have the shape of the vanes of a compressor offset backward as in figure 6.
Of course, these blade parts may be slightly modified where they join, so that the fluid path through the passages between the blades is done n
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following a continuous curve *
The inlet part 4 is provided according to the well-known principles applied to mixed compressors, so that the fluid which approaches the inlet edge 7 of the vane is in a substantially axial direction, and accelerates smoothly through it. blade in a tangential and axial direction. while a very small acceleration may be given to it in the rado direction.
The intermediate portion 5 of the vanes is roughly half the length of the average path and supplies most of the energy imparted by the compressor to the fluid. The relatively short line 6 serves to decrease the load to a value close to zero ,, at the output edge I0.
For convenience, this new blade shape could be referred to as an "S" blade because of its curve having two curvatures in opposite directions.
In FIG. 9, the axis 16 of the compressor is represented in O1Y1 and in O1X1 its maximum radius graduated in% of this radius. On the O2Y2 axis, we carry the load ¯p of the blade, the O2X2 axis corresponding to the same graduation as the O1X1 axis. The verticals Y3 and Y4 correspond respectively to the inlet 7 of the blades and their outlet 10.
Curve A represents the load of the blades of a compressor according to the invention, with "s" blades, as a function of the distance from the axis of rotation O1Y1.
B is the blade load of a forward "shifted" compressor, C ¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯ with exactly radial blades.
D ¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯ "shifted" backwards * E ¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯ Mixed.
While Figures 2, 3, 4 are substantially on the same scale as Figure 1, the ridges of Figure 9 are approximately at the double scale of Figures 1 to 4.
The strong line curve represents the load along the average path 1; those skilled in the art will understand that similar load curves can be calculated for a fluid flow path which occupies other positions on that path; one, for example, is in the "evant" part of the fluid passage (with respect to the direction of rotation) which can be represented by line 11 in FIG. 1; likewise the load on the vane can be calculated for the path which is in the "rear" part of the passage of the fluid, as represented for example by line 12 of FIG. 1.
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Likewise, the load curves can be calculated for paths which are in the vicinity of the curved outer surface of the body 8, or in the vicinity of the curved inner surface of the casing, which forms the fourth wall of the passage where the fluid circulates. ,,
No envelope has been shown with regard to the compressor of fipure 1, but those skilled in the art immediately understand that the compressor shown is known as an "open" compressor which, when mounted in its frame is surrounded very closely by the curved fixed wall, which leaves q @ a small clearance between it and the free edges 13 of the blades.
It is obvious that the present invention can also be applied to a "closed" type of compressor, in which the fourth wall of each fluid passage is formed by a casing fixed to or forming an integral part of the edge 13 of the blades.
It can be seen from Figure 9 that the entry of the fluid path defined by the entry edges 7 of the vanes has a radius roughly equal to 25% of the exit radius, The end of the entry part 4 of the blade corresponds roughly, at point 14 of FIG. 9, to a radius of about 40% of the reyon. Release.
The load starts from zero or from a very low initial value at the inlet edge 7, and, when the fluid reaches point 14, the load of the vane has increased to the vicinity of its maximum velor which is maintained at a substantially uniform high value along the intermediate part 5 of the vane, This part 5 ends approximately at point 15 and, from this point, to the exit 10 of the vane, the load decreases in a manner uniform, but quickly, substantially to zero under the influence of part 6 of the vane shifted back,
By way of comparison, there is shown in Figure 9, curves showing the typical blade loads, for the known types of compressors shown in Figures 5 to 8.
The compressor shifted forward gave the highest load of the vane; the back-shifted compressor gives much lower loads, while the exactly radial blades produce a load curve that is between those of the forward and backward-shifted compressors, respectively6
In the new vane shape according to the invention, the characteristics of the forward shifted vane have been used to keep the vane load uniformly high along all the intermediate points of the vane which effect the greatest. part of the job.
The characteristics of the mixed compressor
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are used to increase the load from the initial value to a value close to that produced by the intermediate portion, and by connecting the intermediate portion shifted forward, in a continuous manner with the output shifted back * the curve of load decreases by a uniform block to a very low value, possibly zero,
The Applicant Company has discovered through analysis and experience that the best results are obtained when the mixed part 4 of the vane at 8 represents 20 to 40% of the average path while the output part 6 offset backwards corresponds at 10 to 30% of the mean path of the fluid,
It has also been found that the best results are obtained when the longitudinal component of the average path, in the direction parallel to the sotation axis is 40 to 60% of the outer diameter of the compressor, i.e. when the height axial d @ compressor is approximately equal to the exit radius of the blades.
By commdoté this axial component of the passage of the fluid can be considered as a "dimension" along the z axis; it is the same Z which appears in equation (2) above *
It is well known to those skilled in the art that energy gates due to turbulence occur when the shape of the walls define the passage of the circulation of the fluid, produces a change of direction in this fluid, This tendency is more pronounced as the curvature increases as a result of the separation of the limit curve from the wall of the passage.
It has been found that such turbulence losses can be reduced by arranging for the fluid passage to converge slightly upon a change of direction. In agreement with this principle, the passage defined by the "S" shaped blades decreases in section as they are represented by the curve appearing in the lower part of figure 9 and in which we have focused on the axis O3X5, the area in% of the blades. It can be seen that the area of the section of the passage gradually decreases during the first part 4, part in which the path of the fluid undergoes the maximum change of direction.
The cross section of the Intermediate part and of the end of the passage can remain approximately constant $ as represented by the court @@ in Fig. 9, or it can continue to decrease slightly or even, in some compressors, to increase by new. The Applicant Company has found that the best result is obtained if the surface decreases to a value of between 70 and 90% of the surface area at the inlet of the compressor, when the intermediate part 6 of the blade is reached. , corresponding to the maximum load.
The relative surface curve represented
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at the lower part of this figure 9 reaches a minimum of about SO% at the .or-
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tiee at a point slightly beyond point 14 of the load curve A in fig. 9.
The relative surface of the passage of the fluid in the compressor can be midi- t
Or by reducing the "height" of this passage (measured in the direction
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perpend.iculaire 1 the surface of the blade support 8j Either by making the blades thicker, so as to reduce "the width"
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passage (measured from one vane to the next aber, in a direction perpendicular to the mean path) Either or both of these methods can be used to vary the relative passage section as desired. fluid.
Considering Figure 1, it can be seen that the blades are the thickest. in the. region c where the initial part 4 of the tubes connects with the central part 5 ,,
This thickness of the blades is an important factor whose purpose is to reduce the area of the section in accordance with the curve of the lower part of figaro 9.
Figures 1 to 4 show types of blades and their arrangements.
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tione relative Tis - & - 7ia of support 8, so that line 17 in figure 2 passes through axis 16 of the compressor *
Figures 10 and 11 show possible variants in which this
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line 17 is "in the direction of rotation represented by arrow 18 * In figure lOt the vane! 3 is" d40ealôe "behind an angle 19, e * is to say that the line 17 forms the angle 19 with a radial pl In the fiance 11 the line 17 is deaal6a "forward of an angle 20 with a radial plane
The backward shift of dawn. as in figure 10, has the effect of reducing the average load of the blade ...
while the shift in front of the figure It has the effect of increasing this average load of the vane. If the dawn in "S" of
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the present invention is suttioemment shifted back. 1 in the manner of Fig. 10. but in a larger p8tien 9 the intermediate part S of the blade becomes substantially radial. Likewise, if the vane is shifted by having a quarktit4 8Ufflsante in the manner of figure 1.1 'and is the final part 6 of the binder outlet which 8e approaches the radial direction, Many other variants have been studied and they can be used in the caleal of the various accounts. sors having to include particular charac- teristics.
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Although the formula which has just been written has been specially applied to a centrifugal oomprestour, it is of course understood that the invention cannot be
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limited to this application and that it can also be used in the rotera of
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turbine @ ,, which or tayeMe would be arranged to direct the working fluid ¯181emen1; inwardly, through the end portion 6 of the blades.
From this sniereg the fluid would roll in the compressor in the opposite direction, by comparison "" 0 the circulation in the centrifugal coupler and the pressure gradients, load on the auboul ettebe would be comparatively similar to those obtained in the compressor ceatrituge in accordance with inventions E 3 to 3 m ------------
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The present invention relates to fans for turbo-machines and
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in paniou1àoVj a centrifugal compressor intended to increase the pressure 4'un aompveaBible fluidr, Bile aims to c4aiaoV an "88UI 'camper which combines the earac- 1I'rleUque, of several types of compressors, so as to obtain between oaraot4l'1at1qu .. of operation, as well as a better performance, It is characterized in particular in that ohaque vane comprises, from the center to a.
the peripheries a first part * 8Qa1osao to that of the blade of a mixed compressor ,, pale a 4euzt- part similar to that of the blade of an eempreweeor 1t44081 '. one before # and finally a last part 8DaloSQ & .. that of the dawn of a compressor "d ± 04 <" in the rear neck three parts being, of course conY8nablēnt connected to each other .. e wtre. to reduce the effects of turbulence, the pasesge section of ft-alde decreases according to a Here J dfte1'Dl1n4e, then substantially constant rent enoultoq from the entry Until the exit of the Oses this variation of section being for example obtained thanks to a variation oorroepondmto 4 "dpaiseeur of the dawn $.
We can also, dan. in some cases, detect the eneae ± ble of 110 * ube ci-
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desrur, either forward or backward # with respect to the rotation sound "
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