Procédé de compression d'un gaz, et compresseur centrifuge pour la mise en aeuvre de ce procédé Les compresseurs centrifuges comportent habi tuellement autour du rotor et à son voisinage immé diat un diffuseur fixe à ailettes destiné à assurer la transformation en pression de l'énergie cinétique que possède le gaz à sa sortie du rotor.
Le taux de compression d'une roue centrifuge étant proportionnel au carré de la vitesse périphéri que sur cette roue, on a été amené à faire tourner les compresseurs à des vitesses de plus en plus éle vées, notamment afin de réduire le nombre de roues nécessaires pour obtenir un taux de compression donné. Mais une limite (en dehors de toute considé ration de résistance mécanique des organes) s'est immédiatement imposée dans cette voie ; avec la disposition habituelle à diffuseur adjacent à la roue, le rendement de la compression diminue rapidement quand le gaz atteint une vitesse voisine de celle du son en raison d'un décollement des veines de gaz par rapport aux parois des ailettes du diffuseur qui, ainsi, ne joue plus son rôle comme il le devrait.
Il a été, en conséquence, de règle jusqu'ici dans la construction des compresseurs centrifuges de se limiter à des vitesses inférieures à la vitesse du son.
L'invention a pour but de s'affranchir des incon vénients ci-dessus dus à un comportement déficient du diffuseur et de tiret parti intégralement, au point de vue de l'amélioration du taux de compression, c'est-à-dire de la réduction du nombre d'étages de compression nécessaires pour une pression finale de sortie donnée, des vitesses de rotation élevées.
Elle a pour objet un procédé de compression d'un gaz qui, à cet effet, est caractérisé en ce que l'on utilise un rotor centrifuge agencé et entraîné de façon que la vitesse absolue du gaz à la sortie de ce rotor soit supersonique et ait une direction inclinée par rapport à la direction radiale, en ce qu'on pro voque une expansion du gaz après sa sortie du rotor dans un espace annulaire libre entourant ce dernier afin d'accroître sa vitesse et ainsi réduire l'in clinaison de cette vitesse par rapport à la direction radiale,
et en ce qu'on porte ensuite le gaz à une pression finale plus élevée que la pression de fin d'expansion d'abord au moyen d'ondes de choc et ensuite en le faisant passer à travers un diffuseur à ailettes.
L'invention a également pour objet un compres seur centrifuge pour la mise en oeuvre de ce procédé, qui est caractérisé en ce qu'il comporte un espace d'expansion annulaire libre limité par des parois fixes entourant le rotor et dont la section croît avec le rayon et par un diffuseur fixe à ailettes entourant cet espace.
Le dessin représente, à titre d'exemple, une forme d'exécution du compresseur selon l'invention.
La fig. 1 est une coupe verticale diamétrale de cette forme d'exécution ; la fig. 2 en est une coupe perpendiculaire à l'axe suivant 2-2 de la fig. 1 ; la fig. 3 est un graphique qui donne, en abscis ses, en traits pleins et en traits mixtes, les vitesses du gaz respectivement pour cette forme d'exécution du compresseur et pour un compresseur classique en dif férents points de la machine, les ordonnées représen tant les distances de ces points à l'axe de rotation ;
la fig. 4 est un graphique analogue, dans lequel les ordonnées sont les mêmes que dans le graphique précédent, tandis que les abscisses donnent, en traits pleins et en traits pointillés, respectivement les pres sions dans cette forme d'exécution du compresseur et dans un compresseur classique, aux différents points précités de la machine.
Le compresseur représenté comporte un stator formé de deux parties 1 et 2, la partie 1 comportant un socle 3 et un orifice 4 de sortie du gaz comprimé, cependant que la partie 2 formant couvercle comporte un orifice 5 d'entrée du gaz.
La partie 1 du corps du compresseur comporte un fût cylindrique 6, dans lequel est emmanchée une douille 7. Dans cette douille tourillonne, par l'inter médiaire de roulements 8, l'arbre 9 du compresseur. En 10 est prévue une boîte d'étanchéité.
En bout de l'arbre 9, à l'intérieur du corps du compresseur, est claveté le rotor centrifuge A, formé d'un corps 11 pourvu d'ailettes 12 ménageant entre elles des canaux 13 dont l'entrée est axiale, cepen dant que la sortie est radiale.
L'étanchéité autour de cette roue est assurée par des labyrinthes 14 et 15 et le gaz est infléchi, vers l'entrée de la roue, par un noyau central fixe 16.
Autour du rotor est disposé un espace d'expan sion annulaire libre B et autour de ce dernier un dif fuseur à ailettes C.
L'espace annulaire B est de section radiale tra pézoïdale et sa section annulaire va en croissant du centre vers la périphérie. Cet espace B est compris entre deux flasques 17 et 18 rapportés sur la partie 1 du stator. L'entrée de cet espace est précédé par un espace annulaire 19, de très courte longueur radiale, légèrement convergent.
Le diffuseur C comprend deux couronnes 20 et 21, rapportées sur le stator et réunies par des ailettes 22 d'une longueur, dans le sens radial du compres seur, relativement réduite, et d'une courbure égale ment relativement peu prononcée, de telle sorte que les canaux 23 ménagés entre ces ailettes et les parois 20 et 21 ont, compte tenu des vitesses élevées du gaz, une section relativement peu croissante de leur extrémité centrale à leur extrémité périphérique.
Pour mieux montrer la différence entre la dis position qui vient d'être décrite et la disposition clas sique, on a représenté en traits mixtes, sur la fig. 2, quelques ailettes 22d du diffuseur d'un compresseur usuel, ne comportant pas la chambre annulaire B et dont le rotor tourne à une vitesse telle que la vitesse v1 d'entrée dans le diffuseur est inférieure à la vitesse du son.
On remarquera que ces ailettes se terminent au voisinage immédiat du rotor A, en h.
La ligne I du graphique de la fig. 3 montre que dans le compresseur classique la vitesse décroît pro gressivement de la valeur v1 à l'entrée correspondant au point d dans le diffuseur jusqu'à la valeur finale v." à la sortie du diffuseur et que, par conséquent, dans le compresseur classique, la vitesse reste cons tamment inférieure à la vitesse v1 et, par suite, à la vitesse V,s du son.
La ligne<B>111</B> du graphique de la fig. 4 donne les variations correspondantes de la pression p obtenue. Elle ne croît que très légèrement de l'entrée à la sortie du diffuseur.
Le rotor du compresseur décrit est entraîné à une vitesse telle que la vitesse absolue Vl du gaz à la sortie du rotor soit supersonique (valeur Vl supérieure à VS, vitesse du son). La direction de cette vitesse absolue Vl fait un angle considérable avec la direc tion radiale.
Du fait que la vitesse absolue du gaz Vl à la sortie du rotor est supérieure à celle VS du son, l'es pace annulaire d'expansion B provoque une augmen tation de vitesse et donc une détente. De d à e la vitesse passe de Vl à V., tandis que la pression tombe (courbe IV, fig. 4 de il à P.).
Cette augmentation de la vitesse du gaz dans l'espace libre B réduit l'incli naison de la direction de cette vitesse par rapport à la direction radiale du moment que l'espace annu laire B étant libre, l'écoulement qui s'établit dans cet espace est tel que la projection de la vitesse sur la normale au rayon varie en raison inverse du rayon.
Sur la fig. 2, les vitesses tangentielles absolues Tl et T:., sont telles que l'on a T_> < Tl puisque r,, est plus grand que r1 et comme, d'autre part, V., est plus grand que Vl, puisqu'on a créé une détente, on voit clairement sur la fig. 2 que l'on a a> > al .
On choisira de préférence pour a. une valeur allant de 50 à 700.
En fin d'expansion, à l'entrée du diffuseur, il se produit en e des ondes de choc O qui, compte tenu du fait que la vitesse V, est nettement supersonique, sont détachées des profils, de sorte qu'il ne se pro duit pas de décollement de la veine, comme dans les cas des compresseurs classiques, où les ondes de choc éventuelles, montrées en O' à la fig. 1, sont attachées aux profils des ailettes 22 du diffuseur de ces compresseurs.
La vitesse V3 après l'onde de choc fait le même angle avec la normale au rayon. La conséquence du redressement angulaire (a#,-al) se traduit par une forme beaucoup plus droite des ailettes 21 du diffu seur ; ces ailettes sont beaucoup moins incurvées que les ailettes 21u des diffuseurs classiques qui sont très inclinées à l'entrée en h et presque radiales à la sor tie en i, d'où une variation moins importante de la section des canaux 2 du diffuseur C que de celle des canaux desdits diffuseurs classiques et du même coup une diminution des causes de décollement des veines gazeuses dans le diffuseur C.
En fait, le décollement est pratiquement supprimé en raison, d'une part, du redressement précisé ci-dessus de la vitesse et, d'au tre part, de la création des ondes de choc O dans l'espace annulaire B, en amont du diffuseur. De préférence, la vitesse V., en fin d'expansion, est limitée dans l'espace libre S entre une valeur maximum inférieure à 2,3 fois la vitesse V, du son pour avoir un bon rende ment de compression de l'onde ;
et une valeur inférieure supérieure à 1,5 fois la vitesse V, du son pour que la vitesse V.; (courbe II, fig. 3) derrière l'onde O soit suffi samment inférieure à la vitesse du son de façon à avoir un bon rendement du diffuseur.
La chute de vitesse V.,-V3 à la traversée de l'onde de choc est accompagnée d'une forte hausse de pres sion P3-P. (courbe IV, fig. 4) et, finalement, à la sortie du diffuseur (en g) on obtient une pression P.,, supérieure à P3, qui correspond à un taux de compression élevé. Au moyen du compresseur décrit, il est possible d'obtenir des taux de compression pouvant atteindre 5 et même 7, alors que la roue classique subsonique, à un maximum de vitesse com patible avec un bon rendement, donne le taux de compression de l'ordre de 2.
Il en résulte que la compression réalisée dans le compresseur décrit au moyen d'un seul étage exigerait trois étages succes sifs de compression dans un compresseur classique.
Process for compressing a gas, and centrifugal compressor for implementing this process Centrifugal compressors usually include around the rotor and in its immediate vicinity a fixed finned diffuser intended to transform the energy into pressure. kinetics of the gas when it leaves the rotor.
The compression ratio of a centrifugal wheel being proportional to the square of the peripheral speed on this wheel, it has been necessary to make the compressors turn at increasingly high speeds, in particular in order to reduce the number of wheels required. to obtain a given compression ratio. But a limit (apart from any consideration of mechanical resistance of the organs) was immediately imposed in this way; with the usual arrangement with a diffuser adjacent to the wheel, the compression efficiency decreases rapidly when the gas reaches a speed close to that of sound due to a separation of the gas streams from the walls of the fins of the diffuser which, thus , no longer plays its role as it should.
It has therefore been the rule so far in the construction of centrifugal compressors to be limited to speeds lower than the speed of sound.
The object of the invention is to overcome the above drawbacks due to a deficient behavior of the diffuser and to take full advantage, from the point of view of improving the compression ratio, that is to say of reducing the number of compression stages required for a given final outlet pressure, high rotational speeds.
It relates to a process for compressing a gas which, for this purpose, is characterized in that a centrifugal rotor is used, arranged and driven so that the absolute speed of the gas at the outlet of this rotor is supersonic and has a direction inclined with respect to the radial direction, in that the gas expands after leaving the rotor in a free annular space surrounding the latter in order to increase its speed and thus reduce the inclination of this speed relative to the radial direction,
and in that the gas is then brought to a final pressure higher than the end of expansion pressure first by means of shock waves and then by passing it through a finned diffuser.
The subject of the invention is also a centrifugal compressor for implementing this method, which is characterized in that it comprises a free annular expansion space limited by fixed walls surrounding the rotor and the section of which increases with increasing frequency. the shelf and by a fixed finned diffuser surrounding this space.
The drawing represents, by way of example, an embodiment of the compressor according to the invention.
Fig. 1 is a diametral vertical section of this embodiment; fig. 2 is a section perpendicular to the following axis 2-2 of FIG. 1; fig. 3 is a graph which gives, in abscis ses, in solid lines and in phantom, the gas speeds respectively for this embodiment of the compressor and for a conventional compressor at various points of the machine, the ordinates representing the distances from these points to the axis of rotation;
fig. 4 is a similar graph, in which the ordinates are the same as in the previous graph, while the abscissas give, in solid lines and in dotted lines, the pressures respectively in this embodiment of the compressor and in a conventional compressor , at the various aforementioned points of the machine.
The compressor shown comprises a stator formed from two parts 1 and 2, part 1 comprising a base 3 and an outlet 4 for compressed gas, while part 2 forming a cover comprises an orifice 5 for the gas inlet.
Part 1 of the body of the compressor comprises a cylindrical barrel 6, into which is fitted a sleeve 7. In this sleeve journals, through the intermediary of bearings 8, the shaft 9 of the compressor. At 10 is provided a sealing box.
At the end of the shaft 9, inside the body of the compressor, the centrifugal rotor A is keyed, formed of a body 11 provided with fins 12 forming between them channels 13 whose entry is axial, however that the exit is radial.
The seal around this wheel is ensured by labyrinths 14 and 15 and the gas is bent, towards the entry of the wheel, by a fixed central core 16.
Around the rotor is arranged a free annular expansion space B and around the latter a different finned valve C.
The annular space B has a tra pezoidal radial section and its annular section goes in crescent from the center towards the periphery. This space B is between two flanges 17 and 18 attached to part 1 of the stator. The entrance to this space is preceded by an annular space 19, of very short radial length, slightly converging.
The diffuser C comprises two rings 20 and 21, attached to the stator and joined by fins 22 of a length, in the radial direction of the compressor, relatively short, and of a relatively small curvature, so that the channels 23 formed between these fins and the walls 20 and 21 have, given the high gas velocities, a relatively small cross-section from their central end to their peripheral end.
To better show the difference between the arrangement which has just been described and the conventional arrangement, there is shown in phantom in FIG. 2, a few fins 22d of the diffuser of a conventional compressor, not comprising the annular chamber B and the rotor of which rotates at a speed such that the speed v1 of entry into the diffuser is less than the speed of sound.
It will be noted that these fins end in the immediate vicinity of rotor A, at h.
Line I of the graph of FIG. 3 shows that in the conventional compressor the speed decreases progressively from the value v1 at the input corresponding to point d in the diffuser up to the final value v. "At the outlet of the diffuser and that, consequently, in the compressor Conventionally, the speed remains constantly lower than the speed v1 and, consequently, the speed V, s of sound.
Line <B> 111 </B> of the graph of fig. 4 gives the corresponding variations of the pressure p obtained. It only grows very slightly from the inlet to the outlet of the diffuser.
The rotor of the compressor described is driven at a speed such that the absolute speed Vl of the gas leaving the rotor is supersonic (value Vl greater than VS, speed of sound). The direction of this absolute speed Vl makes a considerable angle with the radial direction.
Because the absolute speed of the gas Vl at the exit of the rotor is greater than that VS of the sound, the annular expansion space B causes an increase in speed and therefore an expansion. From d to e the speed changes from Vl to V., while the pressure falls (curve IV, fig. 4 from il to P.).
This increase in the speed of the gas in the free space B reduces the inclination of the direction of this speed with respect to the radial direction as long as the annular space B is free, the flow which is established in this space is such that the projection of the speed on the normal to the radius varies inversely with the radius.
In fig. 2, the absolute tangential speeds Tl and T:., Are such that we have T_> <Tl since r ,, is greater than r1 and since, on the other hand, V., is greater than Vl, since 'we created a trigger, we can clearly see in fig. 2 that we have a>> al.
We will preferably choose for a. a value ranging from 50 to 700.
At the end of the expansion, at the entrance of the diffuser, there are produced in e shock waves O which, taking into account the fact that the speed V is clearly supersonic, are detached from the profiles, so that it is not produces no separation of the vein, as in the case of conventional compressors, where possible shock waves, shown at O 'in fig. 1, are attached to the profiles of the fins 22 of the diffuser of these compressors.
The speed V3 after the shock wave makes the same angle with the normal to the radius. The consequence of angular rectification (a #, - al) results in a much straighter shape of the fins 21 of the diffuser; these fins are much less curved than the 21u fins of conventional diffusers which are very inclined at the entry in h and almost radial at the exit at i, hence a smaller variation in the section of the channels 2 of the diffuser C than that of the channels of said conventional diffusers and at the same time a reduction in the causes of detachment of the gas veins in the diffuser C.
In fact, the separation is practically eliminated due, on the one hand, to the rectification specified above in the speed and, on the other hand, to the creation of shock waves O in the annular space B, upstream of the diffuser. Preferably, the speed V., at the end of the expansion, is limited in the free space S between a maximum value less than 2.3 times the speed V of sound in order to have a good compression yield of the wave. ;
and a lower value greater than 1.5 times the speed V, sound so that the speed V .; (curve II, fig. 3) behind the O wave is sufficiently lower than the speed of sound so as to have a good efficiency of the diffuser.
The drop in speed V., - V3 when crossing the shock wave is accompanied by a sharp rise in pressure P3-P. (curve IV, fig. 4) and, finally, at the outlet of the diffuser (in g) a pressure P i is obtained greater than P 3, which corresponds to a high compression ratio. By means of the compressor described, it is possible to obtain compression ratios of up to 5 and even 7, while the conventional subsonic wheel, at a maximum speed compatible with a good efficiency, gives the compression ratio of the order of 2.
As a result, the compression achieved in the compressor described by means of a single stage would require three successive stages of compression in a conventional compressor.