EP2558728B2 - Procédé d'adaptation de débit d'air de turbomachine à compresseur centrifuge et diffuseur de mise en oeuvre - Google Patents

Procédé d'adaptation de débit d'air de turbomachine à compresseur centrifuge et diffuseur de mise en oeuvre Download PDF

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EP2558728B2
EP2558728B2 EP11730371.9A EP11730371A EP2558728B2 EP 2558728 B2 EP2558728 B2 EP 2558728B2 EP 11730371 A EP11730371 A EP 11730371A EP 2558728 B2 EP2558728 B2 EP 2558728B2
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EP
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blades
blade
diffuser
cups
pitch
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Pierre Biscay
Patrick Marconi
Hubert Hippolyte Vignau
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Safran Helicopter Engines SAS
Original Assignee
Safran Helicopter Engines SAS
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Publication date
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    • F04D29/40—Casings; Connections of working fluid
    • F04D29/42—Casings; Connections of working fluid for radial or helico-centrifugal pumps
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    • F04D29/441—Fluid-guiding means, e.g. diffusers especially adapted for elastic fluid pumps
    • F04D29/444—Bladed diffusers
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
    • F05D—INDEXING SCHEME FOR ASPECTS RELATING TO NON-POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, GAS-TURBINES OR JET-PROPULSION PLANTS
    • F05D2250/00—Geometry
    • F05D2250/50—Inlet or outlet
    • F05D2250/52—Outlet

Definitions

  • the application relates to a method for adapting the air flow of a turbomachine comprising a centrifugal compressor, in particular of helicopter turbine engines or auxiliary power units (abbreviated as APU) to a variable flow demand or mechanical or electrical power.
  • APU auxiliary power units
  • the method does not form part of the invention.
  • the invention relates to a diffuser equipped with variable-pitch blades capable of implementing this method.
  • the field of the invention is the compression of gases in the engines of turbomachines and, more particularly, the adaptation of the flow of compressed air to respect the performance of the engines, whether they are turbine engines or APUs, in particular its consumption. specific (abbreviated as Cs) at partial load.
  • a general problem is to meet the pumping margin needs and to compensate for the reductions in compression ratio at the intermediate speeds of the turbine engines, as well as the variations in demand for compressed air flow and electrical power in the case of APUs.
  • IGV inlet guide vanes
  • variable timing is achieved by appropriate controls in conjunction with a control unit depending on the physical parameters involved (rotation speed, pressures, temperatures).
  • rotation speed rotation speed
  • pressures pressures
  • temperatures the ranges of pitch angles that the control system must cover require a high-power control actuator, lead to significant variations in the inlet and outlet diameters of the diffuser, which can generate high mechanical stresses between rotating (impeller) and static (variable-pitch radial diffuser) parts and reduces efficiency at part load (intermediate speed).
  • the invention aims to overcome these drawbacks, in particular by maintaining the efficiency of the compressor in order to substantially reduce the Cs while guaranteeing a sufficient pumping margin with better engine cycle efficiency at part load. To do this, it proposes an optimized process for variable diffusion of the air flow in a centrifugal compressor of turbomachines.
  • the application discloses a method, which does not form part of the invention, namely a method for the diffusion of variable air flow in a centrifugal compressor of turbomachine engines, consisting in providing a diffusion of the air at through a first annular grid of variable-pitch blades bordered radially by a second annular grid of the same number of fixed-pitch blades of equivalent extension, orienting the diffusion in the radial direction by coupling the blades of the two blades, each blade of the first blade being driven in rotation at a distance from the blade.
  • Turbomachines should be understood to mean turbine engines, in particular helicopter turbine engines with single-stage or two-stage centrifugal compressors, and APUs equipped with single- or two-stage power centrifugal compressors.
  • variable-pitch blades are substantially reduced by the presence of the fixed blading comprising real blades, which makes it possible to limit the efforts to vary their pitch as well as the clearances between the mobile blading and the support flange and therefore the upstream/downstream recirculations, which has the effect of reducing the deterioration of the pumping line and the pressure drops.
  • variable-pitch blades significantly reduces the variations in radial extension of these iso-diffusion blades: the increase on closing is less, thus promoting efficiency, at partial load and the decrease at lower opening also, which limits the mechanical stresses due to unsteady aerodynamic fluctuations by impeller/diffuser interaction.
  • a sufficient surge margin then allows the turbomachine to operate without the appearance of surge - offering a high acceleration capacity -, and the APU to cope with significant load variations, without using a wastegate, while maintaining the speed of rotation of the turbomachine and its pressure rate at levels close to their nominal values and providing a sufficient level of efficiency.
  • the method applies to turbomachines equipped with a power turbine, the variable-pitch radial diffusion on a centrifugal compressor, as defined above, is coupled to a variable-pitch power turbine distributor.
  • the power production can be carried out according to several configurations: free power turbine - or linked, of the axial or centripetal type, with or without downstream heat exchange.
  • the coupling between the diffuser and the variable-pitch distributor makes it possible to adapt the operating line to the reduction in flow, which improves the efficiency of the engine cycle (by a better pressure rate) and therefore the Cs of helicopter turbine engines and APUs.
  • variable-pitch turbine engine diffuser as defined in claim 1.
  • upstream and downstream refer to the direction of flow of the air flow in a turbine engine.
  • the centrifugal compressor 10 of a turbine engine such as a turbine engine, turbojet, turboprop or an APU, comprises a casing 12 coupled to a radial cover 14 of the impeller 16, the last centrifugal stage of the compressor, rotatably mounted on the motor shaft 18 along the Y'Y axis.
  • the air flow F circulates from the impeller 16 towards the annular diffuser 19, in an inlet stream converging by radial narrowing.
  • the diffuser 19 is defined between two upstream and downstream flanges 20 and 22.
  • the cover 14 is held by a clip 23 fixed to the casing and to the upstream flange 20.
  • the blades 24, forming a first annular grid, are mounted in the diffuser 19.
  • Centerings 25 and 26, formed opposite in the flanges 20 and 22, receive the cups 17 and 27 on which the blades 24 are mounted off-center.
  • the cups are centered in the flanges 20 and 22 with suitable clearances, from 0.03 to 0.05 mm in the example illustrated, on a washer 9 inserted in the centering 25 (see below with reference to the figure 5 ).
  • Blades 28 secured to flange 22, forming a second annular grid bordering the first grid on the outside, are mounted on annular flange 20 by through-screws 29 housed in holes 29t. These screws also allow the passage of structural forces.
  • the control of the variable blades 24 is carried out by means of rods 30 integrally extending the upstream cup 17.
  • rods 30 of axis X′X are mounted in a cylindrical bore 32 of the upstream flange 20 and centered with almost zero clearance. by 30j seals mounted in 30g grooves.
  • each rod 30 has a flat part 31 hinged on a drive lever 33 pinched by two screws 35 on this flat part 31.
  • the positions of the ends 31 of the rods 30 are adjusted with suitable play tolerances.
  • the rod 30 also has an orifice 30t in which is inserted a pin 36 which makes it possible to lock a washer 30u - for adjusting the axial position of the cups 17 and 27 - in a locking ring 12a formed in the casing 12.
  • the pin 36 secures the rod 30 and the locking ring 12a.
  • the lever 33 is driven by a control ring 34 forming a cylindrical hole 38 for housing the spherical ball joint 37 of the lever 33 with a suitable axial position tolerance and contact on a generatrix of the ball joint.
  • the control ring 34 is centered on sectors having needle bearings 39.
  • the control ring 34 rotated around the motor axis Y'Y by a connecting rod (not shown), rotates the levers 33 which slide in the cylindrical housings 38 thanks to their ball joint 37.
  • the depth of the housings 38 is a function of the stroke of the levers 33, itself a function of the range of rotation of the blades 24.
  • This architecture is particularly suitable for a blade rotation of up to +12° with a 50% section closure, and up to -5° with a 20% section opening.
  • a movable blade 24 is shown between the parallel cups 17, 27 and secured by welding 21 thereto, so that the blade extends parallel to the axis X'X of the facing cups.
  • the leading edge 24c of the blade 24 is flush with the outer circumferences 17c and 27c of the cups, the thickness of the blade 24 being relatively thin, 2 mm in the example shown.
  • the distance between the blade 24 and the axis X'X of the rod 30 is equal to approximately 80% of the radius of the cups in the example illustrated. This gives the blade 24 a strong off-centering relative to the axis X'X of the rod which coincides with the axis of rotation of the assembly.
  • the rod 30 also has the cylindrical centering grooves 30g and the orifice 30t for locking the washer for adjusting the axial position of the cups 17 and 27. Its flat part 31 is traversed by holes 30a for receiving the mounting screws 35 at the control lever.
  • the global view of the picture 3 illustrates the upstream annular flange 20 equipped with annular grids G1 and G2, mounted respectively mobile and fixed and composed of blades 24 and 28.
  • the blades 28 have a substantially thicker profile at the leading edge Ba than that of the blades 24, respectively 0.5 and 2.5 mm, in order to preserve good resistance to variations in incidence during the rotation of the mobile blades 24.
  • the skeleton angle law of the blades 28 between the leading edges BA and trailing edges BF is scalable, making it possible to optimize the aerodynamic efficiency of the fixed grid by maximum recovery of static pressure.
  • the blades 28 of the fixed grid have a maximum thickness, of 7 mm in the example illustrated, making it possible to fix the flange 20 of the diffuser by screws fitting into the holes 29t, while allowing the passage of structural forces .
  • the air flow F circulates along a fixed blade 28 in radial extension of a mobile blade 24 and between two adjacent blades of the same type, mobile or fixed. Thanks to the off-centering of the mobile blades 24 with respect to the axes of rotation X′X of their cups 17, the variations of the radial extensions formed by these mobile blades 24 are limited with respect to the variations of extensions that centered blades should achieve. This limitation makes it possible to improve the performance of a centrifugal compressor: it makes it possible to move the operating line away from the pumping line, by shifting towards lower flow rates, and to raise this operating line close to the efficiency maxima. at higher speeds.
  • the radial extensions of the moving blades 24 with respect to the fixed blades 28 are illustrated by the diagrams of the figures 4a to 4c , on which also appear, in dotted lines, the cups 17, 27 of the blades.
  • the nominal setting of 0° corresponds to a flow of the reference air flow F for which the adjustment of the mobile blades 24 relative to the fixed blades 28 is adapted to stable intermediate speeds.
  • the pitch of the mobile blades 24 can rise up to +12°, this pitch corresponding to a section of passage at the entrance to the neck Sa, between the blades 24 and 28, closed by 50% with respect to at the nominal setting corresponding to a neck section Sb.
  • the figure 4a illustrates the case of a 25% collapse associated with a setting of 6°, the neck section then being equal to 75% of the Sb section.
  • the timing adjustment can also go down to -5°.
  • the figure 4c illustrates the case of an opening of 2.5°, the neck section Sc then having a relative value of 110%.
  • the fixed blades 28 are set in azimuth with respect to the blades 24 of the first mobile grid G1 so as to resume the wake on the upper surface Ex of the blades of this first grid G1.
  • the clearance values remain less than or equal respectively to 0.02 mm (for J1 or J2), 0.10 mm (for J3) and 0.25 mm (for J4).
  • the clearance (together J1 and J2) of the blade 24 on the washer 9 therefore remains approximately 0.03 mm or slightly greater.
  • the invention is not limited to the examples described and represented. It is, for example, possible to effect the timing of the moving blades by solely mechanical adjustment, individual or centralized, or by electrical or electronic control with or without digital regulation.

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Description

  • La demande concerne un procédé d'adaptation du débit d'air d'une turbomachine comprenant un compresseur centrifuge, en particulier de moteurs de turbomoteur d'hélicoptères ou d'unités de puissance auxiliaires (en abrégé APU) à une demande variable de débit ou de puissance mécanique ou électrique. Le procédé ne fait pas partie de l'invention. L'invention se rapporte à un diffuseur équipé de pales à calage variable apte à mettre en oeuvre ce procédé.
  • Le domaine de l'invention est la compression des gaz dans les moteurs de turbomachines et, plus particulièrement, l'adaptation du flux d'air comprimé pour respecter les performances des moteurs, que ce soient des turbomoteurs ou des APU, en particulier sa consommation spécifique (en abrégé Cs) à charge partielle.
  • Dans ce contexte, un problème général est de répondre aux besoins de marge au pompage et de pallier aux baisses de taux de compression aux régimes intermédiaires des turbomoteurs, ainsi qu'aux variations de demande de débit d'air comprimé et de puissance électrique dans le cas des APU.
  • Il est connu qu'une marge au pompage suffisante peut être obtenue en abaissant la ligne de fonctionnement des turbomoteurs. Cependant, un abaissement du taux de cycle moteur entraîne une dégradation du rendement et cette solution nécessite alors de faire fonctionner le compresseur en-dessous de son rendement maximum, notamment à haut régime.
  • Il est également connu d'introduire, à l'entrée du compresseur, une grille de pré-rotation, formée d'ailettes de guidage d'entrée (en abrégé IGV, initiales de « Inlet Guide Vanes » en langue anglaise). Mais, dans ce cas, le taux de compression est sensiblement abaissé pour un régime de rotation donné.
  • Il convient dans ces conditions de chercher à faire fonctionner un compresseur avec un taux de compression quasi constant tout en restant près de son rendement maximum, quelle que soit la variation de la charge.
  • Dans le domaine des compresseurs mono-étages, il existe des diffuseurs radiaux présentant des assemblages de pales à calage variable. De tels diffuseurs sont décrits par exemple dans les documents de brevet US 5 207 559 , US 3 957 392 ou EP 0 589 745 , ce dernier déposé au nom de la demanderesse. Ces diffuseurs permettent de décaler vers de plus faibles débits les caractéristiques des taux débit/pression du compresseur en régime intermédiaire, sans dégrader significativement le taux de compression ni le rendement.
  • Le calage variable est réalisé par des commandes appropriées en liaison avec une unité de commande en fonction des paramètres physiques en jeu (régime de rotation, pressions, températures). Cependant les plages d'angles de calage que doit couvrir le système de commande nécessitent un vérin de commande d'une puissance élevée, entraînent des variations importantes des diamètres d'entrée et de sortie du diffuseur, ce qui peut générer des sollicitations mécaniques élevées entre parties tournantes (rouet) et statiques (diffuseur radial à calage variable) et diminue le rendement à charge partielle (régime intermédiaire).
    • EXPOSE DE L'INVENTION
  • L'invention vise à pallier ces inconvénients, en particulier en maintenant le rendement du compresseur pour diminuer sensiblement la Cs tout en garantissant une marge au pompage suffisante avec un meilleur rendement du cycle moteur à charge partielle. Pour ce faire, elle propose un procédé optimisé de diffusion variable du flux d'air dans un compresseur centrifuge de turbomachines.
  • Plus précisément, la demande divulgue un procédé, qui ne fait pas partie de l'invention, à savoir un procédé de diffusion de flux d'air variable dans un compresseur centrifuge de moteurs de turbomachine, consistant à prévoir une diffusion de l'air à travers une première grille annulaire de pales à calage variable bordé radialement d'une deuxième grille annulaire de même nombre de pales à calage fixe d'extension équivalente, orientant la diffusion dans la direction radiale par couplage des pales des deux aubages, chaque pale du premier aubage étant entraînée en rotation à distance de la pale. Par turbomachines, il convient de comprendre les turbomoteurs, en particulier les turbomoteurs d'hélicoptères avec compresseur centrifuge mono-étage ou bi-étages, et les APU équipées de compresseur centrifuge de puissance mono- ou bi-étages.
  • Dans ces conditions, d'une part, l'extension radiale des pales à calage variable est sensiblement diminuée par la présence de l'aubage fixe comprenant de véritables pales, ce qui permet de limiter les efforts pour faire varier leur calage ainsi que les jeux entre l'aubage mobile et le flasque support et donc les recirculations amont/aval, ce qui a pour effet de diminuer les détériorations de la ligne de pompage et les pertes de charge. D'autre part, l'implantation décentrée de l'axe de rotation des pales à calage variable réduit sensiblement les variations d'extension radiale de ces pales à iso-diffusion : l'augmentation à la fermeture est moindre, favorisant ainsi le rendement, à charge partielle et la diminution à l'ouverture moindre également, ce qui limite les sollicitations mécaniques du fait des fluctuations aérodynamiques instationnaires par interaction rouet / diffuseur.
  • Une marge au pompage suffisante permet alors à la turbomachine de fonctionner sans apparition de pompage - offrant une grande capacité d'accélération -, et à l'APU de faire face à des variations de charge importantes, sans faire appel à une vanne de décharge, tout en maintenant la vitesse de rotation de la turbomachine et son taux de pression à des niveaux proches de leurs valeurs nominales et en fournissant un niveau de rendement suffisant.
  • Le procédé s'applique à des turbomachines équipées de turbine de puissance, la diffusion radiale à calage variable sur compresseur centrifuge, telle que définie ci-dessus, est couplée à un distributeur de turbine de puissance à calage variable. La production de puissance peut être réalisée selon plusieurs configurations : turbine de puissance libre - ou liée, de type axiale ou centripète, avec ou sans échange thermique aval.
  • Le couplage entre le diffuseur et le distributeur à calage variable permet d'adapter la ligne de fonctionnement à la diminution de débit, ce qui améliore le rendement du cycle moteur (par un meilleur taux de pression) et donc la Cs des turbomoteurs d'hélicoptères et des APU.
  • L'invention a pour objet un diffuseur de turbomachine à calage variable tel que défini dans la revendication 1.
  • Selon des modes de réalisation particuliers :
    • chaque pale à calage variable s'étend entre deux coupelles en regard et de manière parallèle et décentrée par rapport à l'axe commun des coupelles coïncidant avec l'axe de rotation;
    • les logements cylindriques présente une profondeur qui est fonction de la course des leviers, elle-même fonction de l'intervalle de rotation prédéterminé des pales ;
    • le bord d'attaque de chaque pale à calage variable se trouve à proximité des périphéries des coupelles, la distance de la pale à l'axe de rotation étant supérieure ou égale à un demi-rayon ;
    • le diffuseur en amont est un diffuseur lisse, c'est-à-dire non aubé ;
    • la veine d'air d'entrée du diffuseur située entre le rouet et la grille à calage variable est convergente, ce qui améliore les performances ;
    • les pales fixes de la deuxième grille présentent un profil de bord d'attaque plus épais que celles de la première grille afin d'absorber les variations d'incidence;
    • les pales à calage fixe présentent une épaisseur suffisante pour être traversées par des vis permettant le passage des efforts structuraux ;
    • les pales fixes présentent une loi évolutive d'angle squelette entre les bords d'attaque et de fuite, ce qui permet de contrôler la diffusion dans la grille fixe et d'optimiser son efficacité aérodynamique ;
    • les pales fixes sont calées en azimut par rapport aux pales de la première grille mobile de sorte à reprendre le sillage sur l'extrados des pales de cette première grille pour limiter les pertes de charge du diffuseur ;
    • les angles de calage des pales variables sont compris entre +12 et - 5 ° par rapport au calage nominal, qui serait celui d'un diffuseur fixe.
    BREVE DESCRIPTION DES FIGURES
  • D'autres caractéristiques et avantages de l'invention ressortiront à la lecture de la description qui suit, en référence aux figures annexées qui représentent, respectivement :
    • la figure 1, une demi-vue en coupe axiale partielle d'un diffuseur selon l'invention ;
    • les figures 2a et 2b, deux vues en perspective d'une pale à calage variable couplée à sa tige de commande en rotation;
    • la figure 3, une vue globale frontale du flasque annulaire amont du diffuseur équipé des grilles de pales selon l'invention,
    • les figures 4a à 4c, une vue schématique partielle dans le diffuseur pour trois calages de pales mobiles, les deux calages extrêmes autour du calage nominal, et
    • la figure 5, les jeux entre une pale mobile et les flasques annulaires du diffuseur.
    DESCRIPTION DETAILLEE D'UN EXEMPLE DE REALISATION
  • Les termes « amont » et « aval » se rapportent au sens d'écoulement du flux d'air dans un turbomoteur.
  • En référence à la vue axiale en coupe partielle de la figure 1, le compresseur centrifuge 10 d'une turbomachine, telle qu'un turbomoteur, turboréacteur, turbopropulseur ou un APU, comporte un carter 12 couplé à un couvercle 14 de recouvrement radial du rouet 16, dernier étage centrifuge du compresseur, monté en rotation sur l'arbre moteur 18 selon l'axe Y'Y. Le flux d'air F circule du rouet 16 vers le diffuseur annulaire 19, dans une veine d'entrée convergente par rétrécissement radial. Le diffuseur 19 est défini entre deux flasques amont et aval 20 et 22. Le couvercle 14 est maintenu par une attache 23 fixée au carter et au flasque amont 20.
  • Les pales 24, formant une première grille annulaire, sont montées dans le diffuseur 19. Des centrages 25 et 26, formées en regard dans les flasques 20 et 22, accueillent les coupelles 17 et 27 sur lesquelles les pales 24 sont montées de manière décentrée. Les coupelles sont centrées dans les flasques 20 et 22 avec des jeux adaptés, de 0,03 à 0,05 mm dans l'exemple illustré, sur une rondelle 9 insérée dans le centrage 25 (voir ci-dessous en référence à la figure 5).
  • Des pales 28 solidaires du flasque 22, formant une deuxième grille annulaire bordant extérieurement la première grille, sont montées sur le flasque annulaire 20 par des vis traversantes 29 logées dans des trous 29t. Ces vis permettent également le passage des efforts structuraux.
  • La commande des pales variables 24 est réalisée par l'intermédiaire de tiges 30 prolongeant solidairement la coupelle amont 17. Ces tiges 30 d'axe X'X sont montées dans un alésage cylindrique 32 du flasque amont 20 et centrées avec un jeu quasi-nul par des joints 30j montés dans des gorges 30g. En extrémité, chaque tige 30 présente une partie plate 31 articulée sur un levier d'entraînement 33 pincé par deux vis 35 sur cette partie plate 31. Les positions des extrémités 31 des tiges 30 sont ajustées avec des tolérances de jeux adaptées. La tige 30 présente également un orifice 30t dans lequel est introduite une goupille 36 qui permet de bloquer une rondelle 30u - de réglage de la position axiale des coupelles 17 et 27 - dans un anneau de blocage 12a formé dans le carter 12. Dans ce but, la goupille 36 solidarise la tige 30 et l'anneau de blocage 12a.
  • En fonctionnement, le levier 33 est entraîné par une couronne de commande 34 formant un trou cylindrique 38 de logement de la rotule sphérique 37 du levier 33 avec une tolérance de position axiale adaptée et un contact sur une génératrice de la rotule. Pour ce faire, la couronne de commande 34 est centrée sur des secteurs présentant des roulements à aiguilles 39. La couronne de commande 34, mise en rotation autour de l'axe moteur Y'Y par une biellette (non représentée), entraîne en rotation les leviers 33 qui coulissent dans les logements cylindriques 38 grâce à leur rotule 37. La profondeur des logements 38 est fonction de la course des leviers 33, elle-même fonction de l'intervalle de rotation des pales 24. Cette architecture est particulièrement adaptée à une rotation des pales pouvant aller jusqu'à +12° avec une fermeture de 50% de section, et jusqu'à -5 ° avec une ouverture de section de 20%. Les angles de position des tiges et donc des pales 24 en fonction des régimes de puissance pour fournir la compression d'air appropriée à ces régimes.
  • En référence aux figures 2a et 2b, une pale mobile 24 est représentée entre les coupelles parallèles 17, 27 et solidarisée par soudage 21 à celles-ci, de sorte que la pale s'étend parallèlement à l'axe X'X des coupelles en regard. Le bord d'attaque 24c de la pale 24 affleure les circonférences externes 17c et 27c des coupelles, l'épaisseur de la pale 24 étant relativement fine, de 2 mm dans l'exemple illustré. Par ailleurs, la distance entre la pale 24 et l'axe X'X de la tige 30 est égale à environ 80% du rayon des coupelles dans l'exemple illustré. Ceci confère à la pale 24 un fort décentrage par rapport à l'axe X'X de la tige qui coïncide avec l'axe de rotation de l'ensemble. La tige 30 présente également les gorges cylindriques 30g de centrage et l'orifice 30t de blocage de la rondelle de réglage de la position axiale des coupelles 17 et 27. Sa partie plate 31 est traversée par des trous 30a de réception des vis 35 de montage au levier de commande.
  • La vue globale de la figure 3 illustre le flasque annulaire amont 20 équipé des grilles annulaires G1 et G2, montées respectivement mobile et fixe et composées des pales 24 et 28.
  • Les pales 28 présentent un profil sensiblement plus épais en bord d'attaque Ba que celui des pales 24, respectivement 0.5 et 2.5 mm, afin de préserver une bonne tenue aux variations d'incidence lors de la rotation des pales mobiles 24. De plus, la loi d'angle squelette des pales 28 entre les bords d'attaque BA et de fuite BF est évolutive, permettant d'optimiser l'efficacité aérodynamique de la grille fixe par une récupération maximale de pression statique.
  • En outre, les pales 28 de la grille fixe présentent une épaisseur maximale, de 7 mm dans l'exemple illustré, permettant de fixer le flasque 20 du diffuseur par des vis se logeant dans les trous 29t, tout en permettant le passage des efforts structuraux.
  • Le flux d'air F circule le long d'une pale fixe 28 en extension radiale d'une pale mobile 24 et entre deux pales adjacentes de même nature, mobile ou fixe. Grâce au décentrage des pales mobiles 24 par rapport aux axes de rotation X'X de leurs coupelles 17, les variations des extensions radiales formées par ces pales mobiles 24 sont limitées par rapport à des variations d'extensions que devraient réaliser des pales centrées. Cette limitation permet d'améliorer les performances d'un compresseur centrifuge : elle permet d'éloigner la ligne de fonctionnement de la ligne de pompage, par décalage vers des débits plus bas, et d'élever cette ligne de fonctionnement près des maximas de rendement aux régimes plus élevés.
  • Les extensions radiales des pales mobiles 24 au regard des pales fixes 28 sont illustrées par les schémas des figures 4a à 4c, sur lesquelles apparaissent également, en lignes pointillées, les coupelles 17, 27 des pales. En référence à la figure 4b, le calage nominal de 0° correspond à un écoulement du flux d'air F de référence pour lequel le réglage des pales mobiles 24 par rapport aux pales fixes 28 est adapté aux régimes intermédiaires stables.
  • Aux faibles demandes de charge, le calage des pales mobiles 24 peut monter jusqu'à +12°, ce calage correspondant à une section de passage à l'entrée du col Sa, entre les pales 24 et 28, fermée de 50% par rapport au calage nominal correspondant à une section au col Sb. La figure 4a illustre le cas d'une fermeture de 25% associée à un calage de 6°, la section au col valant alors 75% de la section Sb. Aux fortes demandes de charge, le réglage du calage peut également descendre jusqu'à -5°. La figure 4c illustre le cas d'une ouverture de 2,5°, la section au col Sc présentant alors une valeur relative de 110%.
  • les pales fixes 28 sont calées en azimut par rapport aux pales 24 de la première grille mobile G1 de sorte à reprendre le sillage sur l'extrados Ex des pales de cette première grille G1.
  • Les extensions radiales des pales 24, limitées par la présence des pales fixes 28, permettent de conserver une maîtrise des jeux entre les coupelles 17 et 27 des pales 24 et les flasques 20 et 22, comme illustré par la figure 5. Ainsi, dans cet exemple, les valeurs des jeux restent inférieures ou égales respectivement à 0,02 mm (pour J1 ou J2), à 0,10 mm (pour J3) et 0,25 mm (pour J4). Le jeu (ensemble J1 et J2) de la pale 24 sur la rondelle 9 reste donc d'environ 0,03 mm ou légèrement supérieur.
  • L'invention n'est pas limitée aux exemples décrits et représentés. Il est par exemple possible d'effectuer le calage des pales mobiles par réglage uniquement mécanique, individuel ou centralisé, ou par commande électrique, électronique avec ou sans régulation numérique.

Claims (6)

  1. Diffuseur de turbomachine à calage variable comportant une première grille annulaire (G1) de pales à calage variable (24) radialement bordée par une deuxième grille annulaire (G2) de pales à calage fixe (28) d'extension équivalente et de même nombre de pales, formant des canaux de diffusion successifs par couplage des pales (24, 28) des deux grilles (G1, G2) en extension radiales, caractérisé en ce que chaque pale (24) de la première grille (G1) est entraînée par des moyens d'entraînement (30, 33, 34) aptes à exercer une rotation propre de pale (24) décentrée par rapport à son axe de rotation (X'X), chaque pale (24) étant couplée à une tige d'entraînement (30) qui présente au moins un orifice (30t) dans lequel est introduite une goupille (36) de blocage d'une rondelle (30u) de réglage de la position axiale de coupelles (17, 27), la tige (30) étant solidarisée à un levier (33) présentant une rotule sphérique (37) logée dans un logement cylindrique (38) d'une couronne de commande (34) apte à entraîner en rotation autour de l'axe moteur (Y'Y) le levier (33) apte à coulisser dans le logement cylindrique (38).
  2. Diffuseur selon la revendication précédente, dans lequel chaque pale à calage variable (24) s'étend entre deux coupelles (17, 27) en regard et de manière parallèle et décentrée par rapport à l'axe commun des coupelles coïncidant avec l'axe de rotation (X'X).
  3. Diffuseur selon la revendication 1, dans lequel la profondeur des logements cylindriques (38) est fonction de la course des leviers (33), elle-même fonction de l'intervalle de rotation prédéterminé des pales (24).
  4. Diffuseur selon l'une des revendications 2 ou 3, dans lequel le bord d'attaque (24c) de chaque pale à calage variable (24) se trouve à proximité des périphéries (17c, 27c) des coupelles (17, 27), la distance de la pale (24) à l'axe de rotation (X'X) étant supérieure ou égale à un demi-rayon.
  5. Diffuseur selon l'une quelconque des revendications 1 à 4, dans lequel les pales fixes (28) de la deuxième grille (G2) présentent un profil de bord d'attaque (Ba) plus épais que celui (24c) des pales (24) de la première grille (G1).
  6. Diffuseur selon l'une quelconque des revendications 1 à 5, dans lequel les angles de calage des pales mobiles (24) sont compris entre +12 et -5 ° correspondant à une section de col (Sa, Sc) respectivement de 50% et de 120% par rapport à la section correspondant au calage nominal.
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