Compresseur à roue centrifuge Le débit-masse des compresseurs à écoulements radiaux dépend de leur diamètre extérieur que l'on ne peut augmenter au-delà de certaines limites, en particulier dans les machines d'aéronautiques où il est important de réduire autant que possible le maître-couple et le poids.
Pour pallier cet inconvénient, c'est-à=dire pour augmenter le débit-masse sans augmenter le dia mètre extérieur du compresseur, tout en conservant le même rapport de pression, on a cherché à aug menter le diamètre extérieur de la section d'admis sion de la roue mobile à écoulement radial (rouet).
Toutefois, si l'écoulement absolu à l'entrée du rouet est entièrement axial, la vitesse relative au diamètre extérieur de la section d',admission attein dra, dans ces conditions, des valeurs prohibitives, compte tenu de la déflection à réaliser dans la partie axiale du rouet.
Si l'on veut augmenter le diamètre extérieur de la section axiale d'admission, il faut engendrer un écoulement à moments cinétiques positifs au dia mètre extérieur d'entrée du rouet. Mais cela entraîne une diminution du taux de compression réalisable pour les filets fluides situés dans la partie extérieure de la veine. Si l'on tient à conserver l'entrée axiale absolue au diamètre intérieur, donc à réaliser le taux de compression maximum pour les filets flui des correspondants, il est nécessaire de fournir un travail de compression égalisateur en amont du rouet.
Ce travail préparatoire sera d'autant plus néces saire que le diamètre extérieur de la section d'ad mission du rouet sera grand.
Pour atteindre un débit spécifique intéressant, le rapport du travail préparatoire au rayon extérieur et du travail préparatoire au rayon intérieur, sera de l'ordre de 1,5 à 2,0. Une telle variation radiale du taux de compression n'est pas réalisable dans un étage axial classique.
Toutefois, si l'on ajoute, en amont du rouet du compresseur radial, un étage axial dit transsoni que , les conditions d'écoulement dans ce dernier permettent, précisément, de réaliser la variation re quise du travail de compression en même temps qu'un débit spécifique très élevé.
Dans cette roue mobile axiale transsonique, cha que aube travaille avec de grands rapports de pres sion et des nombres de Mach élevés au sommet, et à de plus faibles rapports de pression et nombres de Mach au pied.
En intercalant entre cette roue axiale transsoni que et la roue radiale une couronne d'aubes direc trices fixes convenablement adaptée, on aura l'écou lement requis à l'entrée de la roue mobile à écoule ment radial, pour un diamètre extérieur de section d'admission augmenté.
Une telle disposition permet donc d'augmenter le débit-masse du compresseur centrifuge sans aug menter son diamètre extérieur, et de réaliser une machine à taux de compression voisin de 6.
Le compresseur objet de l'invention est caracté risé en ce que l'entrée axiale de la roue centrifuge est précédée d'une roue axiale transsonique, tra vaillant avec des rapports de pression et des nom bres de Mach plus élevés au sommet des aubes qu'à leur pied.
Le dessin annexé représente, à titre d'exemple, une forme d'exécution du compresseur objet de l'invention. La fig. 1 représente schématiquement, en demi- coupe axiale, cette forme d'exécution.
La fig. 2a représente schématiquement une coupe d'un aubage d'une roue centrifuge du type usuel, la coupe étant faite par un plan parallèle à l'axe de rotation au rayon intérieur de l'aubage ; cette figure montre, en outre, le triangle des vites ses correspondant.
La fig. 2b est analogue mais correspond au rayon extérieur de l'aubage.
Les fig. 3a, 3b, 4a, 4b, 5a, 5b concernent le cas du compresseur représenté à la fig. 1, mais sans aubes directrices d'entrée ; celles de ces figures dont les numéros portent l'indice a correspondent au rayon intérieur des divers aubages et celles portant l'indice b au rayon extérieur;
avec cette nota tion, les fig. 3a et 3b concernent l'étage transsoni que, les fia. 4a et 4b les aubes directrices intermé diaires et les fig. 5a et 5b la roue centrifuge.
Le compresseur représenté sur la fig. 1 comporte successivement dans la direction de l'écoulement une couronne d'aubes directrices fixes 1 solidaire des deux parties coaxiales 2,3 du stator, une cou- ronne d'aubes axiales mobiles 4 solidaires du rotor 5, d'axe a-a, et formant une roue axiale transsoni que (à titre d'exemple, le taux de compression des aubes mobiles de cette roue peut être:
1,3 au pied de ces aubes et 1,8 à leur extrémité), une couronne d'aubes directrices fixes 6 et, finalement, une cou ronne d'aubes mobiles radiales 7 dont l'entrée axiale fait suite aux aubes directrices 6. Le passage com pris entre le carter extérieur 3 et le moyeu des aubes 4 et 6 est convergent vers la roue centrifuge.
Sur la coupe de l'aube 7, la zone 7a munie de hachures pointillées est celle qui correspond à l'aug mentation du diamètre d'entrée de la roue radiale. Les nombres portés verticalement donnent à titre d'exemple diverses valeurs du diamètre en centimè tres et les nombres portés horizontalement indiquent les vitesses périphériques correspondant à ces dia mètres.
La comparaison de la fig. 2, d'une part, et des fig. 3 à 5, d'autre part, illustre le fonctionnement du compresseur représenté et l'avantage technique que l'on peut en tirer.
Sur ces diverses figures, on a adopté les nota tions suivantes : u pour les vitesses de rotation, v pour les vitesses absolues (v. étant la valeur de cette vitesse dans le plan méridien), Mu, pour le nombre de Mach correspondant à la vitesse relative.
Sur les fig. 2, on a considéré le cas d'une roue centrifuge de modèle habituel ayant, à titre d'exem ple, un diamètre extérieur d'entrée de 40 cm pour un diamètre intérieur de 18,5 cm. La valeur de la vitesse relative d'entrée au rayon extérieur de l'au- bage correspond à un nombre de Mach de 0,9 pour une vitesse périphérique u = 260 m/s .
Les fig. 3a et 3b montrent que, en conservant les mêmes vitesses de rotation et le même diamètre intérieur d'entrée, dans le compresseur représenté, l'étage transsonique 4 réalise un travail de compres sion préparatoire plus grand au rayon extérieur qu'au rayon intérieur. Il résulte en effet du triangle des vitesses de la fi-. 3a que l'on a au rayon inté rieur un produit u .
0 VZ, (où V,4 est la composante tangentielle de la vitesse absolue V et 0 V.,, la diffé- rence des composantes tangentielles des vitesses ab solues d'entrée et de sortie) égal à 14 400 et du tri angle des vitesses de la fig. 3b qu'au rayon extérieur de l'étage transsonique ce produit passe à<B>31000,</B> soit un peu plus du double.
Les fig. 4a et 5a montrent qu'au rayon intérieur les aubes directrices fixes 6 redressent axialement la vitesse du fluide avant son entrée dans la roue centrifuge.
Les fig. 4b et 5b montrent qu'au rayon extérieur ces aubes directrices 6 ne redressent pas complète ment la vitesse absolue du fluide sortant de l'étage transsonique, de sorte que l'obliquité de cette vitesse composée avec la vitesse périphérique permet d'ob tenir un nombre de Mach du même ordre que celui de la fig. 2b, mais avec un diamètre extérieur d'en trée de la roue quia passé de 40 cm à 45,4 cm, la vitesse périphérique étant augmentée de façon cor respondante.
Centrifugal wheel compressor The mass flow rate of radial flow compressors depends on their outside diameter which cannot be increased beyond certain limits, in particular in aeronautical machines where it is important to reduce the pressure as much as possible. master torque and weight.
To overcome this drawback, that is to say to increase the mass flow without increasing the external diameter of the compressor, while maintaining the same pressure ratio, attempts have been made to increase the external diameter of the section of admission of the radial flow moving impeller (impeller).
However, if the absolute flow at the inlet of the impeller is entirely axial, the speed relative to the external diameter of the inlet section will reach, under these conditions, prohibitive values, taking into account the deflection to be achieved in the axial part of the spinning wheel.
If we want to increase the outer diameter of the axial inlet section, it is necessary to generate a flow with positive angular moments at the outer diameter of the impeller inlet. But this leads to a reduction in the compression ratio achievable for the fluid threads located in the outer part of the vein. If one wishes to keep the absolute axial entry at the inside diameter, and therefore to achieve the maximum compression ratio for the corresponding threads flui, it is necessary to provide equalizing compression work upstream of the impeller.
This preparatory work will be all the more necessary as the outside diameter of the entry section of the impeller will be large.
To achieve an interesting specific flow, the ratio of the preparatory work to the outer radius and the preparatory work to the inner radius will be of the order of 1.5 to 2.0. Such a radial variation in the compression ratio is not possible in a conventional axial stage.
However, if we add, upstream of the impeller of the radial compressor, an axial stage called transsoni that, the flow conditions in the latter allow, precisely, to achieve the required variation of the compression work at the same time as a very high specific flow.
In this transonic axial moving wheel, each vane works with large pressure ratios and high Mach numbers at the top, and at lower pressure ratios and Mach numbers at the foot.
By interposing between this transonic axial wheel and the radial wheel a suitably adapted ring of fixed directional vanes, there will be the required flow at the inlet of the radial flow moving wheel, for an outer diameter of section d. 'increased admission.
Such an arrangement therefore makes it possible to increase the mass flow rate of the centrifugal compressor without increasing its external diameter, and to produce a machine with a compression ratio close to 6.
The compressor object of the invention is characterized in that the axial inlet of the centrifugal impeller is preceded by an axial transonic impeller, working with higher pressure ratios and Mach numbers at the top of the blades than 'at their feet.
The appended drawing represents, by way of example, an embodiment of the compressor which is the subject of the invention. Fig. 1 schematically shows, in axial half-section, this embodiment.
Fig. 2a schematically shows a section through a blade of a centrifugal wheel of the conventional type, the section being made by a plane parallel to the axis of rotation to the internal radius of the blade; this figure also shows the corresponding speed triangle.
Fig. 2b is similar but corresponds to the outer radius of the blade.
Figs. 3a, 3b, 4a, 4b, 5a, 5b relate to the case of the compressor shown in FIG. 1, but without inlet guide vanes; those of these figures whose numbers bear the index a correspond to the interior radius of the various blades and those bearing the index b to the exterior radius;
with this notation, figs. 3a and 3b relate to the transsonic stage, the fia. 4a and 4b the intermediate guide vanes and FIGS. 5a and 5b the centrifugal wheel.
The compressor shown in fig. 1 successively comprises in the direction of flow a ring of fixed guide vanes 1 integral with the two coaxial parts 2, 3 of the stator, a crown of movable axial vanes 4 integral with the rotor 5, of axis aa, and forming a transsonic axial wheel (by way of example, the compression ratio of the moving vanes of this wheel can be:
1.3 at the foot of these blades and 1.8 at their end), a ring of fixed guide vanes 6 and, finally, a crown of radial movable blades 7 whose axial entry follows the guide vanes 6. The passage comprised between the outer casing 3 and the hub of the vanes 4 and 6 converges towards the centrifugal wheel.
On the section of the blade 7, the zone 7a provided with dotted hatching is that which corresponds to the increase in the inlet diameter of the radial wheel. The numbers carried vertically give by way of example various values of the diameter in centimeters and the numbers carried horizontally indicate the peripheral speeds corresponding to these diameters.
The comparison of fig. 2, on the one hand, and FIGS. 3 to 5, on the other hand, illustrates the operation of the compressor shown and the technical advantage that can be derived from it.
In these various figures, the following notations have been adopted: u for the rotational speeds, v for the absolute speeds (v. Being the value of this speed in the meridian plane), Mu, for the Mach number corresponding to the relative speed.
In fig. 2, we have considered the case of a centrifugal wheel of the usual model having, by way of example, an inlet outer diameter of 40 cm for an inner diameter of 18.5 cm. The value of the relative entry speed to the outer radius of the blade corresponds to a Mach number of 0.9 for a peripheral speed u = 260 m / s.
Figs. 3a and 3b show that, while retaining the same rotational speeds and the same internal inlet diameter, in the compressor shown, the transonic stage 4 performs a preparatory work of compression greater at the outer radius than at the inner radius. It results in fact from the triangle of speeds of the fi-. 3a that there is a product u in the interior radius.
0 VZ, (where V, 4 is the tangential component of the absolute speed V and 0 V. ,, the difference between the tangential components of the absolute input and output speeds) equal to 14,400 and the tri angle of the speeds of fig. 3b that at the outer radius of the transonic stage this product passes to <B> 31000, </B> that is to say a little more than double.
Figs. 4a and 5a show that at the inner radius the fixed guide vanes 6 axially straighten the speed of the fluid before it enters the centrifugal wheel.
Figs. 4b and 5b show that at the outer radius these guide vanes 6 do not completely rectify the absolute speed of the fluid leaving the transonic stage, so that the obliquity of this compound speed with the peripheral speed makes it possible to obtain a Mach number of the same order as that of FIG. 2b, but with an outside diameter of the input of the wheel which has increased from 40 cm to 45.4 cm, the peripheral speed being correspondingly increased.