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PERFECTIONNEMENTS AUX MACHINES DU TYPE A ROTOR EN VIS.
La présente invention est relative à des machines à déplacement du type à rotor dit "en vis" qui, comme.on:.le sait, sont caractérisées en ce que deux ou plusieurs rotors pourvus de dents (ou de palettes) et de rainures en forme de filets de vis sont en prise par paires les uns avec les autres et forment des chambres de travail enfermées entre les flancs des dents et le carter entourant les rotors., l'agent de travail (éventuellement, agent moteur) étant chargé dans ces chambres et en étant déchargé pendant leur rotation par des orifices d'admission et d'échappement formés de manière convenable dans le carter.
Les dents de deux rotors coopérant peuvent avoir la même forme en profila mais généralement elles sont faites d'aspect différent9 1 un des ro- tors, dit "vis", étant pourvu de dents de*-section transversale sensiblement convexe, située!! complètement ou en majeure partie en dehors du cercle primi- tif de la vis, tandis que l'autre rotor, qu'on appellera ci-après la glissiè- re, est pourvu de dents dont les flancs ont une section transversale sensible- ment concaveet sont complètement ou en majeure partie situées à l'intérieur du cercle primitif du rotoro Des rotors'convenables du type mentionné en der- nier lieu sont décrits par exemple dans.le.brevet anglais n 62701620
Dans des rotors à dents droites ou presque droites,
c'est-à-dire avec un angle d'enroulement pour lequel la déviation totale de la dent sur la longueur du rotor est de 0 à environ 60 , on obtient une machine dans laquelle les chambres de travail s'ouvrent sur l'orifice d'échappement sans qu'aucun changement de volume s'y produise après remplissage par 1-'orifice d'admission.
Des rotors de ce type seront par conséquent employés dans des pompes à liquide et des compresseurs pour agents gazeux travaillant suivant le principe de Rooto Si au contraire les rotors sont faits avec'un angle d'enroulement supérieur à 60 environ, la machine peut en fait travailler comme pompe si les orifices d'admission et d'échappement sont dimensionnés spécialement dans ce but, mais avant tout, de tels rotors sont employés dans les machines à compression et à détente à agents compressibles, lesquelles machines réalisent respectivement une compression et détente interne d'un degré approprié au processus de fonc- tionnement, c'est-à-dire un changement de volume dans les chambres de travail
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alors que la communication est rompue tant avec l'orifice d'admission qu'avec l'orifice d'échappement.
Le type décrit dans le brevet suédois n 870160 peut être mentionné comme exemple d'une telle machine.
Toutefois, l'angle d'enroulement seul n'est pas un critère de ce qu'on obtient un changement de volume suffisant dans les chambres de travail, mais le nombre de dents joue également un certain rôleo La vis doit être pour- vue d'au moins trois dents pour obtenir un changement de volume interne ap- préciable avant que l'orifice d'échappement doive s'ouvrir pour donner une ai- re d'évacuation convenable. D'un point de vue pratique, les combinaisons de dents (3+3), (4 + 4) et (4+ 6) (le premier chiffre entre parenthèses indi- quant le nombre de dents de la vis et le second chiffre indiquant le nombre de dents de glissière) se sont révélées avantageuses pour des machines à taux de compression bas, moyen et élevé, respectivement.
En même temps, l'angle d'en- roulement a été choisi entre les limites de 150 - 213 , la valeur inférieure étant employée normalement pour des machines à taux de compression bas et à combinaison de filets (3 + 3), tandis que la valeur supérieure s'applique à des machines à taux de compression élevé et à combinaison de filets (4 + 6).
En munissant les rotors d'un petit nombre de dents, la profondeur des rainures peut être prise grande et la plus grande partie possible du-volume du rotor peut être utilisée comme volume utile (volume de course). Pour des raisons de résistance,pour obtenir un orifice d'échappement assez grand à de plus forts taux de compression, le nombre de dents ainsi que l'angle d'enroulement ont - été augmentéso Lorsque le taux de compression s'élève, le changement de volu- me intérieur nécessite une partie de plus en plus grande d'angle d'enroulement, tandis que l'orifice d'échappement est diminué en conséquence.
Par contre, dans des formes de réalisation antérieures on n'a pas désiré augmenter l'angle d'enroulement au delà des valeurs mentionnées précédemment, données en rapport avec le nombre de dents, parce qu'en faisant ainsi, la course de compression commencera avant que le remplissage soit complètement terminéo En outre, la perte par fuites augmente avec un angle d'enroulement croissant.
En raison de la longueur de l'espace de fuite entre lés rotors et le carter et entre les rotors eux-mêmes, des machines de ce type ont été faites avec une longueur L de la vis qui, relativement au diamètre, s'est éle- vée jusqu'à une valeur telle qu'en principe le rapport L/D a atteint 1,5 et, plus, dimensions pour lesquelles l'aire de fuite entre les différentes rainu- res de dents ou les chambres de travail correspond à un minimum pour une capa- cité donnée de la machine.
Des essais faits avec des rotors du modèle indiqué dans le brevet des Etats-Unis n 2.457.314 montrent que, contrairement à ce qu'on attendait, déjà de très faibles arrondis des bords des plaques terminales des chambres de rotor réalisent une augmentation de rendement de la machine aussi grande qu' environ 2 points de rendement (pour cent). Pour cette raison, -l'inventeur des perfectionnements suggérés dans la présente demande a eu l'idée d'essayer de modifier le mode de fonctionnement du compresseur en considérant les pertes dynamiques au lieu de le dimensionner pour la plus faible perte intérieure par fuite, abandonnant radicalement les valeurs habituelles jusqu'à présent, de dimensions du rotor et de l'angle d'enroulement.
Ainsi, le premier objet de la présente invention est une forme de réalisation perfectionnée du type de machines à compression ou à détente dans lequel, avant tout, les pertes dynamiques aux orifices d'admission et d'échap- pement sont réduites. En conséquence, l'invention est caractérisée en ce que de préférence pour 3 à 5 dents de la vis, l'angle de dent, c'est-à-dire l'an- gle aigu entre l'axe longitudinal du rotor et la direction de l'hélice du des- sus de la dent,dépasse 50 , tandis que l'angle d'enroulement, c'est-à-dire la déviation totale de la dent sur la longueur du rotor est moindre qu'environ 325 o En même temps la vis sera de préférence dimensionnée de telle manière que le rapport entre sa longueur L et son diamètre D soit compris entre les valeurs 0,5 et 1,
1 et que l'angle d'enroulement soit de préférence supérieur à 200 .
Un autre objet de l'invention est une forme de réalisation des
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plaques d'extrémité des dents de rotor et des bords limitant les orifices d' admission et d'échappement du carter lui-même en vue de réduire encore davan- tage les pertes dynamiques se produisant en ces endroits, ainsi qu'une appli- cation pratique de ce type de machine suivant l'invention à des ensembles com- binés composés de plusieurs machines du type à rotor en vis.
Des exemples des principes de l'invention seront illustrés dans la description suivante et sur le dessin ci-annexé, sans restreindre la pro- tection à ces formes de réalisationo - = Figure 1 est une vue de dessus, partie en coupe, d'une machine du type à rotor en vis construite suivant les principes de la présente inven- tion ; - Figure 2 est une vue de bout de la machine suivant la figure 1, en regardant vers l'orifice d'admission; - Figure 3 est un orifice d'admission purement axial d'un com- presseur ayant un grand angle d'enroulement en comparaison avec l'orifice d' admission de constructions antérieures à petit angle d'enroulement; - Figure 4 montre un orifice d'échappement combiné axial-radial d'un compresseur à grand angle d'enroulement en comparaison avec d'anciennes constructions à petit angle d'enroulement;
- Figure 5 montre l'orifice d'admission axial d'un compresseur ayant des bords arrondis dans le carter ainsi que sur les dents de rotor; - Figure 6 montre en coupe suivant la ligne VI-VI de la figure 5, la dent d'une "glissière" suivant l'invention; - Figure 7 montre en coupe suivant la ligne VII-VII de la figure 8, la dent d'une "vis" suivant l'invention; - Figure 8 montre une coupe suivant la ligne VIII-VIII de la fi- gure 5 faite par les arrondis à l'orifice d'admission et à l'orifice d'échap- pement dans le carter; - Figure 9 montre la partie radiale de l'orifice d'échappement d' un compresseur suivant l'invention; - Figure 10 montre une coupe suivant la ligne X-X de la figure 9 ; - Figure 11 montre l'orifice d'échappement d'un compresseur avec des dents de rotor du type engendré, et Figure 12 une coupe suivant la ligne XII-XII de la figure 11;
- Figure 13 montre l'application de l'invention à un ensemble combiné avec deux étages de compression et refroidissement intermédiaire; - Figure 14 montre une forme de réalisation modifiée du disposi- tif suivant la Figure 13, sans refroidisseur; - Figure 15 montre un ensemble moteur à gaz suivant l'inventiono
Figures 1 et 2 montre une machine du type à rotor en vis construi- te suivant l'invention. Elle peut être utilisée soit comme compresseur, soit comme moteur, suivant le sens de rotation, mais la machine décrite ci-après est supposée fonctionner en compresseur.
Le carter de compresseur 10 est pourvu de deux alésages de rotors se coupant 12 et 14 dans lesquels la vis 16 et la glissière 18 respectivement, sont montés à rotation, la dite vis étant portée par les paliers 20 et 22 et le dit manchon par les paliers 24 et 26 dans les parois terminales 28.et 30.
En 32 et en 34 et en 36 et en 38 on a prévu des garnitures sur arbres pour ré- duire la fuite vers l'extérieur entre les paliers des rotore et les parois.
Chaque rotor est pourvu de roues de synchronisation 40 et 42 res- pectivement pour maintenir les rotors dans leur position relative pendant la rotation et assurer de ce fait le maintien d'un certain jeu entre les dents de rotors qui coopèrent. Les rotors tournent également complètement libres par
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rapport au carter mais avec des jeux assez petits pour réduire les pertes par fuiteso
En outre, le carter est pourvu d'un orifice d'admission 44 et d' un orifice d'échappement 46.
Dans la forme de réalisation montrée, les rotors sont de type connuo ' Ainsi, la partie extérieure du profil de dent de la vis qui, à pleine prise avec la glissière, est situé à l'intérieur de la circonférence primitive, est de contour sensiblement en forme d'are, tandis que la partie restante du pro- fil de dent de la vis est engendrée par points sur la glissière qui sont don- nés par l'intersection de la circonférence primitive de la glissière et les flancs de ses dents.
La rainure de la glissière a une forme correspondant au sommet des dents de la vis, c'est-à-dire une section transversale sensiblement arquée, de sorte qu'à pleine prise entre le dessus d'une dent de la vis et une rainure de la glissière, la rainure sera pratiquement complètement remplie par le des- sus de dent qui s'y engageo
Une particularité caractéristique de ce type de rotor est qu'il ne se forme pas de-volumes nuisibles captifs aux orifices d'admission et d'é- chappement du compresseur, comme dans le cas des autres constructions connues de rotor.
En même temps on a une plus petite longueur de bord de fermeture et une moindre aire de fuite entre les chambres de travail formées par les dents des rotors et par conséquent les pertes par fuites intérieures sont moindres que dans les formes de réalisation antérieureso
En utilisant des profils de rotor circulaire dans une machine sui- vant la présente invention, on obtient les avantages suivants -l'aire de fuite est réduite, il n'y a pas de poches captives, et les pertes dynamiques sont faibles. Naturellement,l'invention n'est pas réduite à cette combinaison, même si elle doit être préféréeo L'invention peut avec avantage être appliquée aussi à des machines avec d'autres profils, par exemple des profils partiellement ou entièrement engendrés, pour permettre une augmentation de rendement en di- minuant les pertes dynamiques.
En changeant suivant l'invention les dimensions des rotors du com- presseur dans le sens d'un plus petit rapport L/D pour une capacité et un angle d'enroulement donnés de la machine, on obtient un angle de dent plus grand (voir Figure 1). Cet angle de dent peut être et sera augmenté en augmentant l'angle d'enroulement dans le sens de valeurs proches de 360 . La simple réduc- tion du rapport L/D donne au compresseur une aire d'admission plus grande, re- lativement au volume d'air aspiré.
Par conséquent, dans la plupart des cas, l'orifice d'admission 44 peut être purement axial sans que la vitesse d'admis- sion devienne fâcheusement élevée et. amène de grandes pertes à l'introduction, Comme le remplissage d'une rainure de dent se fait en direction purement axia- le, l'agent de travail partant de l'orifice d'admission axiale continue dans sa direction naturelle de mouvement pendant toute la période de remplissage; et seulement pendant l'introduction elle-même il sera troublé par les plaques d'extrémité des dents de rotors lorsque ces dernières se meuvent au-dessus de l'orifice d'admission.
Figure 3 montre l'influence de l'angle d'enroulement sur la di- mension de l'orifice axial d'admission dans un compresseur dont les dimensions des rotors sont données. Dans une forme de réalisation suivant l'invention, avec un angle d'enroulement de 300 , l'aspiration ne cesse que tout le long des bords 48 et 50, tandis que dans des formes de réalisation antérieure avec un'angle d'enroulement de 200 le remplissage des chambres de travail est ter- miné déjà le long des lignes pointillées 49 et 52.
Pendant la course de compression suivante, la masse d'air capti-- ve est déplacée de manière périphérique -axiale vers 1-'orifice d'échappement 46 qui, également par suite de l'angle de dent agrandi des rotors avec un fai- ble rapport L/D suivant l'invention, peut être fait avec une plus grande aire d'ouverture, mais, avant tout, avec une plus grande longueur de bord d'ouver-
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tùre relativement à la quantité d'agent de travail.
Si l'angle d'enroulement est augmenté aussi, il devient possible d'augmenter encore plus les ouvertu- res d'admission et d'échappemento Ainsi le déplacement périphérique de la mas- se de gaz est réduit dans son trajet de l'admission à l'échappement, ce qui s'applique particulièrement à la partie de la quantité de gaz aspirée en der- nier dans la chambre de travail, la dite partie s'écoulant presque rien qu'a- xialement à travers le'compresseur sans être choquée par la paroi terminale 30 de l'échappement, comme c'est le cas pour la première partie d'air aspiré qui après le choc est amenée vers l'échappement 46 dans la rotation des rotors.
La vitesse du gaz, purement axialement,est toutefois réduite également parce que l'aire transversale axiale est augmentée, lprsque les rotors sont faits avec un faible rapport L/D;, et par conséquent les pertes dynamiques, qui se produisent lorsque le mouvement axial des particules de gaz est freiné et de- vient, au lieu de cela, un mouvement périphérique, sont réduites en même temps.
Les pertes à l'écoulement vers l'extérieur par l'orifice d'échap- pement du compresseur dépendent, dans une large mesure, de l'écoulement en re- tour qui se produit au point de rendement maximum par l'espace étroit entre les dents des rotors et le contour de l'ouverture déchappement pendant les premiers moments d'ouverture, tandis que la pression dans les rainures des ro- tors est encore moindre que la contre-pression dans l'échappemento Toutefois, le vide partiel devient rapidement une pression supérieure à la pression at- mosphérique dans les filets, du fait que le changement de volume des chambres de travail ou de la masse de gaz a lieu plus rapidement que l'augmentation de l'aire de 1-'échappement.
Un tel processus douverture augmente le travail'de compression nécessaire au delà de la valeur théorique et ainsi aussi la puis- sance nécessaire. En dimensionnant le compresseur avec un faible rapport L/D et un grand angle d'enroulement suivant l'invention, la puissance nécessaire est réduite parce que la réduction de volume de la masse de gaz emprisonnée se fait plus lentement, tandis que la longueur du bord de l'orifice d'échappe- ment et ainsi l'aire de l'espace de l'ouverture augmente par rapport à la quantité de gaz qui traverse le compresseuro
Figure 4 illustre l'influence de l'angle d'enroulement sur un compresseur à échappement combiné radial-axial 54, pour des dimensions de ro- tors données.
Pour en faciliter l'examen la partie radiale a été relevée dans le même plan que la partie axiale de l'échappement.
Pour un angle d'enroulement égal à 3000 l'évacuation commence le long du bord d'échappement 56 montré en traits pleins tandis que pour un angle d'enroulement égal à 200 l'ouverture n'a lieu qu'après la ligne en tirets 580 La plus grande longueur de bord d'ouverture qu'on obtient pour un plus grand angle d'enroulement donne un plus grand espace d'ouverture pendant la période d'ouverture et une plus grande aire totale d'échappement, les chambres de tra- vail étant maintenues ouvertes vers l'échappement pendant la plus grande par- tie d'un tour, toutes choses qui contribuent, à réduire les pertes à l'échap- pement.
Les conditions d'écoulement décrites plus haut et leur influence sur le rendement du compresseur seront mieux comprises par une comparaison en- tre deux compresseurs avec le même volume utile, l'un étant construit suivant les principes anciens, l'autre suivant l'inventiono L'ancienne construction avait le rapport L/D = 1,5, la longueur de rotor = 300 mm et le diamètre de la vis 200 mm avec un angle d'enroulement des sommets des dents = 200 . L'au tre compresseur, construit suivant l'invention avait L/D = 0075, une longueur de rotor de 195 mm et un diamètre de vis = 252 mm avec un angle d'enroulement correspondant = 250 .
Les deux compresseurs fonctionnaient dans les mêmes conditions de pression et avec le même nombre de tours par minute qui correspondaient aux valeurs donnant le meilleur rendement pour le compresseur suivant l'ancienne construction. La capacité des deux machines est ainsi la même, toutes précau- tions ayant été prises pour mettre l'ancienne construction dans les meilleures conditions de fonctionnement possible. Les essais faits ont montréque le com- presseur à faible rapport L/D et à grand angle d'enroulement donne un rendement
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très supérieur, même pour un point de fonctionnement choisi qui doit dépendre des pertes dynamiques réduites avant tout pendant les périodes de remplissage et de vidange.
Une augmentation de l'angle d'enroulement de 200 à 250 n'amène aucune réduction du rendement volumétrique du fait que la course de compres- sion commence avant que le remplissage des rainures des filets soit complète- ment terminé parce que les chambres de travail ou les rainures des rotors, du fait des circonstances améliorées d'admission, seront remplies d'air à pres- sion statique plus élevée et qu'ainsi on aura une plus grande quantité d'agent de travail par unité de volume que ce qui est le cas dans l'ancienne construc- tiono En outre, le compresseur est favorisé par ce remplissage perfectionné à une pression statique supérieure parce qu'il faut moins de travail de compres- sion pour un taux de compression désiré. Ainsi, le dit remplissage perfection- né contribue à un plus grand rendement total.
Les rapports entre l'aire de l'ouverture d'admission, la longueur du bord de l'ouverture d'échappement et l'aire de l'ouverture d'échappement et les vitesses de gaz respectives dans les deux compresseurs résultent clai- rement des chiffres relatifs de la table suivante
EMI6.1
<tb> au <SEP> compresseur <SEP> L/D=1,5 <SEP> = <SEP> 0,75
<tb>
<tb>
<tb> aire <SEP> totale <SEP> de <SEP> l'admission <SEP> 1 <SEP> 2
<tb>
<tb>
<tb> vitesse <SEP> de <SEP> l'agent <SEP> de <SEP> travail <SEP> 1 <SEP> 0,5
<tb>
<tb>
<tb> hauteur <SEP> due <SEP> à <SEP> la <SEP> vitesse <SEP> 1 <SEP> 0,25
<tb>
<tb>
<tb> longueur <SEP> de <SEP> bord <SEP> d'ouverture <SEP> 1 <SEP> 1,6
<tb>
<tb>
<tb> vitesse <SEP> d'échappement <SEP> pendant <SEP> les <SEP> premiers <SEP> moments
<tb>
<tb>
<tb>
<tb> de <SEP> la <SEP> période <SEP> d'ouverture <SEP> 1 <SEP> 0,
4
<tb>
<tb>
<tb> hauteur <SEP> due <SEP> à <SEP> la <SEP> vitesse <SEP> 1 <SEP> 0,16
<tb>
<tb>
<tb>
<tb> aire <SEP> totale <SEP> de <SEP> l'échappement <SEP> 1 <SEP> 2,2
<tb>
<tb>
<tb> vitesse <SEP> d'échappement <SEP> 1 <SEP> 0,45
<tb>
<tb>
<tb> hauteur <SEP> due <SEP> à <SEP> la <SEP> vitesse <SEP> 1 <SEP> 0,20
<tb>
Le fait que la vitesse d'échappement pendant les premiers moments devienne si faible pour le compresseur à plus petit rapport L/D et à plus grand angle d'enroulement ne dépend pas seulement de la longueur du bord d'ouverture mais également du fait que la réduction de volume des chambres, de travail se fait plus lentement de sorte que par unité de temps une plus petite quantité est expulsée dans l'échappement,
tandis qu'au même moment l'ouverture se fait plus rapidement dans la machine à plus petit rapport L/D du fait de son plus grand diamètre de rotor et de la plus grande vitesse périphérique des sommets des dents des rotors.
Les résultats d'essais montrent que grâce aux perfectionnements constructifs suivant l'invention, il est devenu possible d'augmenter le rende- ment du compresseur de 5 à 8 points de rendement pour cent, comparativement aux anciens modèles.
Outre les avantages mentionnés ci-dessus pour un petit rapport L/D et un grand angle d'enroulement, on peut mentionner aussi que la distance de fermeture entre dents de rotor peut être maintenue plus faible. Une usure de la transmission de synchronisation ou une déformation des rotors a, traduit en pourcentage, une influence moindre sur le jeu et ainsi sur la souplesse de service de la machine.
Comme déjà mentionné, le compresseur à vis obtient des propriétés encore meilleures en arrondissant les bords des extrémités des dents aux ori- fices d'admission et d'échappement, ce qui se traduit par des pertes à l'écou- lement réduites aux rainures des filets. Toutefois, un perfectionnement sup- plémentaire est obtenu en prévoyant ces parties arrondies de telle manière que les plaques terminées de la vis, et de la glissière respectivement, aient une-forme de profil plus avantageuse, dans la direction de l'écoulement, que celle qui est montrée dans le brevet des Etats-Unis 2.457.314 susmentionné, et en même temps les bords de l'orifice d'admission,.et ceux de l'orifice d' échappement, respectivement, sont arrondis, et l'air est aspiré et respective- ment expulsé, entre ces bords arrondis et les bords arrondis des rotors.
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Figure 5 montre l'admission d'un compresseur avec écoulement en- trante ou introduction, purement axial, et une ouverture d'admission dont les bords sont arrondis suivant les principesde l'invention. Ainsi, les plaques d'extrémité des dents de la glissière 60 ont été arrondies de telle sorte qu' en section transversale suivant la figure 6, on obtient un profil à ligne de- courant qui s'étend des racines des dents à leurs sommets mais qui laisse li- bre leur plus grande partie de sorte que la fermeture demeure inchangée.
Les dents 62 de la vis sont profilées de manière analogue pour offrir le moins de résistance possible à l'air entrant.
Pour que la fermeture entre les rotors reste inchangée, les par- ties des flancs de la glissière qui engendrent la partie racine des dents de la vis doivent rester inchangées, tandis que l'arrondissement des surfaces ter- minales des dents de la vis seulement est fait du sommet des dents à leur ra- cine qui est engendrée par les dents de la glissière. En d'autres termes, seu- les les parties sensiblement arquées des flancs des dents de la vis doivent être arrondies aux surfaces terminales.
La particularité caractéristique du modèle de profil des dents des rotors suivant les figures 6 et 7 consiste en ce que la partie en nez 64, et 66 respectivement, est dirigée dans le sens de rotation des dents.
Ceci est obtenu en arrondissant le bord 68, et 70 respectivement, qui mène- dans le sens de la rotation, avec un rayon de courbure'plus petit que le bord suivant 72 et 74, respectivement, et si possible en*déplaçant la surface de fermeture restante 76, et 78 respectivement, vers les parois d'extrémité dans la direction allant vers le flanc menant.
L'orifice d'admission dans le carter sera en même temps arrondi le long des bords le long desquels commencent et cessent respectivement l'é- coulement d'introduction vers les chambres de travail et l'écoulement d'évacu- ation.,
Sur la Figure 5, les bords 80, 82 et 84 sont ainsi arrondis com- me montré à la Figure 8 pour réaliser l'ouverture et la fermeture graduelle des chambres de travail ce qui influence favorablement le processus d'écoule- ment pendant la période de remplissage.
Les pertes à l'écoulement vers l'extérieur sont réduites de maniè= re correspondante, dans un échappement axial-radial combiné suivant les figures 4, 9 et 10 en arrondissant les bords des ouvertures., La partie axiale de l'o- rifice de sortie est par suite arrondie en 86, 88 et 90 tandis que l'ouverture radiale suivant la figure 9 est arrondie de manière analogue le long de tout le contour triangulaire 92-94-96, comme montré à la figure 10.
L'échappement axial-radial décrit plus haut se rapporte à un com- presseur à profil circulaire, mais, pour être complet, les figures 11 et 12 montrent l'aspect d'un échappement perfectionné suivant l'idée de l'invention dans une machine de construction ancienne avec une forme de profil dont un flanc est sensiblement arqué tandis que l'autre est engendré. Au moins les bords de l'ouverture radiale suivant 98-100 et 102-104 doivent être arrondis juste comme la partie 106 de la paroi d'extrémité 30 qui se projette sur 1' ouverture d'échappement pour la fermeture entre chambres de travail pendant le remplissage et chambres de travail pendant l'évacuation.
En outre, en ce qui concerne la partie axiale de l'échappement, on arrondira les bords qui correspondent aux bords indiqués par 86, 88 et 90 à la figure 40
Pour réduire encore davantage les pertes dynamiques on arrondira légèrement aussi les bords des dents de rotors vers l'échappement quoiqu'avec moins de précautions que montré aux figures 6 et 7, car il est question seule- ment de réaliser une ouverture douce de la liaison entre la chambre de travail et l'échappement.
Aux figures 1 à 12, les ouvertures d'admission et d'échappement ont été dessinées en fonction du fait que la machine fonctionne comme compres- seur. Mais si la machine doit jouer le rôle de moteur et détendre un agent précomprimé, et éventuellement chauffé, le dessin de l'admission et de l'éva- cuation de la machine et la conformation des parties arrondies suivant les
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figures 4 à 12 deviennent analogues puisque dans ce cas aussi l'admission peut être faite purement axiale, tandis que l'échappement serà fait axial-radial combiné du fait du plus grand volume des gaz usés. Dans ce cas aussi les dents de rotor à extrémités profilées suivant les figures 6 et 7 sont placées à l' admission, c'est-à-dire dans ce cas du côté haute-pression de la machine.
Ayant constate 1-l'avantage -qu'il y a à faire des rotors de compresseur avec un petit rapport L/D ou, dans tous les cas, avec un grand angle d'enroulement, il est devenu possible de construire des ensembles (ou groupes) ou machines tandem suivant les figures 13 à 15.
Figure 13 montre un groupe compresseur à deux étages avec refroi- dissement entre les deux étages. L'air est aspiré dans le compresseur à basse pression 150 par l'admission 152 et est conduit par l'échappement 154 au refroi- disseur intermédiaire 156. Du dit refroidisseur, l'air est amené par l'admis- sion 158 au compresseur à haute-pression 160 et quitte le groupe par l'orifice- d'échappement 162 et le conduit 164. Une particularité caractéristique du grou- pe est que les vis 166 et 168 (tout comme les deux glissières) forment un seul rotor monté en deux points seulement, soit en 170 et 172 sans aucun palier intermédiaire. Des garnitures 174 ont été introduites pour réduire les fuites entre les deux étages de compression.
Pour rendre possible une telle construc- tion, les deux vis et les deux glissières respectivement, doivent avoir la mê- me forme en section transversale, la même -circonférence primitive et la même distance axiale entre vis et glissières. Comme on le verrat, la transmission de synchronisation peut également être commune,, La solution pratique consiste en ce que le compresseur à haute pression est fait avec de courts rotors L/D= 0,5 à 0,7 et un angle d'enroulement modéré, tandis que les rotors du compres- seur à basse pression sont faits relativement longs avec L/D = 1,5 à 2 et avec un grand angle d'enroulement, de préférence supérieure à 250 .
Par cet agence- ment, la distance entre paliers devient courte par rapport au diamètre de noyau des rotors et les pertes dynamiques deviennent faibles pour les deux é- tages de compression puisque dans les deux cas un grand angle de dent est uti- lisé suivant les principes exposés plus haut.
Comme autre avantage on peut signaler que le groupe suivant la figure 13 est pour la plus grande partie équilibré en direction axiale. En ou- tre, le jeu à l'arbre devient faible comparativement à un modèle où les deux étages sont complètement séparéso
Figure 14 montre une variante de l'ensemble à deux étages décrit précédemment, dans lequel les deux étages de compression sont reliés directe- ment l'un à l'autre sans refroidisseur intermédiaire.
Figure 15 montre un ensemble moteur à gaz comprenant un compres- seur à vis 200 et en moteur à vis 202 qui ont été construits ensemble suivant les mêmes principes que ceux des formes de réalisation des figures 13 et 14 et dont les rotors, en ce qui çoncerne le choix du rapport L/D et l'angle d' enroulement, se trouvent dans les limites de cette demande.
Ainsi, les vis 204 et 206 respectivement sont unies chacune à leur rotor respectif commun monté seulement sur les paliers extérieurs en 208 et 210o La partie intermédiaire ou la paroi terminale commune '212 sert seulement de chambre de distribution d'air et n'a pas de dispositif de palier pour les rotors. Les garnitures introduites 214 et 216 ont en premier lieu pour objet de réduire la quantité d'air de fuite de compresseur aux chambres de travail du moteur. La transmission commune de synchronisation 217 est placée dans la partie compresseur.
Les deux vis et glissière, respectivement ont exactement la même forme en section transversale, mais leur longueur et leur angle d'enroulement est différent. Les rotors du compresseur sont faits avec un petit L/D et un angle d'enroulement relativement modéré tandis que les rotors du moteur ont un L/D relativement grand mais un grand angle d'enroulement, c'est-à-dire que dans les deux cas un grand angle de dent est utilisé pour obtenir des condi- tions d'admission et d'échappement favorables, et ainsi de faibles pertes dy- namiques.
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Dans l'ensemble montré, l'aire est aspiré à travers l'admission 218, est repris après compression dans la chambre de distribution 219 et est conduit de là par les lumières 220 de l'arbre intermédiaire 202 et les lumiè- res 224 du carter du moteur, dans les systèmes refroidisseurs 226 et 228 du moteur, agencés dans les rotors aussi bien que dans le carter. Après avoir traversé les systèmes refroidisseurs, l'air est mené par la conduite 230 à la chambre de combustion 232 où il est chauffé à la température désirée pour l'agent de travail et est alors amené au moteur par la conduite 234 et l'ad- mission 236.
Après la détente, les gaz partent par l'échappement 2380
Les extrémités haute pression des deux machines se font face et les échappements sont situés du même côté des rotors, les forces agissantes' de l'air et du gaz étant ainsi presque complètement équilibrées, ce qui con- tribue à équilibrer les forces axiales et radiales agissant sur les rotorso REVENDICATIONS.