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PERFECTIONNEMENTS AUX POMPES ROTATIVES.
Cette invention concerne les pompes rotatives ou les moteurs du type à pales.
L'objet de la présente invention est une pompe rotative ou un moteur de la sorte indiquée ci-dessus qui fonctionnera efficacement aussi bien aux hautes qu'aux basses pressions, sera d'un. fonctionnement silencieux sera moins coûteux à fabriquer et remédiera aux autres inconvénients des dispositifs proposés antérieurement.
L'invention consiste en une pompe rotative ou un moteur du type à pales ayant plus d'un organe monté pour la rotation dans un carter, chacun ou au moins deux desdits organes tournant en direction opposée et chacun des organes rotatifs ayant des dispositifs de pale caractérisés en ce qu'au moins un des organes rotatifs comporte au moins une ouverture, une valve et un passage .
Par exemple, sur les moteurs à combustion interne un compresseur plus efficace donnera plus de puisa'ance pour une dimension et un prix donnés du moteur, plus de puissance, une meilleure économie dans la consommation du carburant et un fonctionnement à plus basse température à cause de la tempé- rature d'admission plus basse.
Comparé au ventilateur centrifuge, ce compresseur à l'avantage du déplacement positif de l'air pour le départ, de l'élimination de l'engre- nage à grande vitesse, de la facilité d'adaptation aux exigences du moteur.
Dans sa forme simple une pompe du genre indiqué a une pale sur chaque rotor mais deux ou plus de pales peuvent Atre adaptées.
Les avantages de la nouvelle construction sont (1) compression par l'action de pales en même temps que permet- tant des sections d'ouverture adéquates en tout point du cycle.
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(2) réduction de l'entraînement de fluide du volume de compres- sion vers la charge fraîche (3) réduction des fuites de fluide comprimé au delà des pales vers la charge fraîche
L'avantage (1) est obtenu en réduisant le rapport de la hauteur de la pale au diamètre du rotor et en arrangeant les ouvertures dans les ro- tors eux-mêmes. Les conditions (2) et (3) sont satisfaites par des modifica- tions à la forme des pales ou l'utilisation de deux ou de plusieurs pales par rotor.
Dans la description suivante de l'invention référence sera faite à son application à un compresseur d'air, à titre d'exemple, mais il est can- préhensible qu'une pompe de cette sorte peut être utilisée comme une machi- ne à déplacer,à comprimer ou à détendre par le réglage de la durée de fonc- tionnement des valves insérées dans les rotors et contrôlant les fentes d' ouverture.
Elle peut être aussi adaptée pour être utilisée avec d'autres gaz vapeurs ou fluides, par changement du temps d'ouverture des valves et de tout ce qui est nécessaire pour cela.
Une façon d'expliquer l'invention est de décrire un compresseur à air. Le dispositif est pourvu d'un carter en forme de huit. Les rotors sont en forme de cylindres creux d'égal diamètre et d'égale longueur qui sont montés dans le carter sur des axes parallèles de telle façon que les surfaces extérieures des deux cylindres se touchent ou sont près de se toucher. Les axes des rotors coïncident avec les axes de chacun des alésages circulaires de la figure en huit mais les diamètres des rotors sont plus petits que les diamètres desdits alésages, de la hauteur des pales. Les rotors sort reliés par des engrenages convenables qui leur permettent d'être entraînés à des vitesses circonférentielles égales et de sens contraire dans le carter.
Chaque rotor est pourvu d'une pale qui tourne en effectuant une compression dans l'alésage du carter.
Les cylindres creux formant les rotors ont des fentes entaillées sur le côté menant ou antérieur de la pale du rotor de refoulement et le côté postérieur du rotor d'admission, chacune légèrement plus grande en longueur que les pales de façon que ces dernières puissent passer à chaque tour.
Les fentes sont taillées vers le centre des alésages des cylindres et sont utilisées comme ouvertures pour l'alimentation et le refoulement d'air Des conduits dans l'une ou les deux plaques d'extrémité du carter extérieur sont aménagés pour établir une communication avec les alésages intérieurs des rotors. En faisant l'alésage du rotor de refoulement circulaire et con- centrique au rotor une valve fixe partiellement tubulaire peut être ajoutée de façon que l'arc couvert par cette valve détermine le degré de compression obtenu avant l'ouverture de l'entrée de refoulement. En variante, une valve automatique peut être employée, qui s'ouvre quand la pression de compression est légèrement plus haute que celle du passage de refoulement.
Le cycle de fonctionnement de la pompe est le suivant :
Au commencement le carter entier est plein d'air à la pression atmosphérique ou autre pression d'admission et les pales viennent à une distance très proche l'une de l'autre (c'est-à-dire à un jeu de quelques mil- lièmes de pouce). Toute rotation au delà de ce point réduit le volume entre les rotors et le carter sur le coté menant des pales de façon que l'air soit comprimé. L'échappement de l'air de l'orifice de refoulement est empêché par la valve tubulaire. Au moment où le volume en avant des pales décroît, le volume derrière elles s'accroît et ainsi une charge fraîche est aspirée à travers l'orifice d'admission.
La compression continue jusqu'à ce que la pression déterminée d' avance soit atteinte quand l'orifice de refoulement est découvert. Le refou- lement se fait jusqu'à ce que soit atteinte la position à laquelle aucun chan- gement ultérieur de volume ne puisse se produire quand l'orifice de refoule-
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ment est arrangé pour se fermer et que le cycle de compression et de refou- lement est achevé. Cependant du coté de l'admission les pertes de l'entrée et des conduits provoquent une dépression d'admission qui est compensée en laissant l'orifice d'admission ouvert pendant au moins une partie de la pério- de pendant laquelle le volume reste stationnaire.
Cette particularité dési- rable a un double avantage dans le type à pale simple en ce qu'elle permet aussi de garder ouvert l'orifice d'admission pour le cycle entier et ainsi qu'aucune valve d'admission ne soit nécessaire et qu'aucune perte n'ait lieu toutes les fois qu'on ferme et qu'on ouvre la valve.
Une particularité du fonctionnement de la pompe type à pale sim- ple est que la compression peut commencer avant que l'orifice d'admission ne soit hors de l'espace de compressiono
Ceci est rendu possible par la vitesse du fonctionnement puis- que, pendant le temps que l'accroissement en pression devient efficace à l'orifice d'admission, ce dernier a passé les lignes de centre du rotor et que l'espace de compression est fermé. Par exemple : si la vitesse de la pa- le est de un dixième de la vitesse du son, le rotor tournera d'un dixième de tour ou de 36 pendant que l'onde de pression de compression fera un tour complet du rotor.
Tout décroissement du volume de l'espace nuisible à la fin de la compression accroît le rendement du cycle puisqu'il réduit le volume d' air chaud comprimé déchargé dans l'air d'admission. Ce volume peut décroître à une très petite valeur si la pale et l'orifice sont conformés de la fagon décrite. Suivant son profil le plus simple la pale est formée d'un arc à son bord extérieur, tandis que le coté menant de la pale de refoulement et le coté mené de la pale d'admission sont concaves, chacun étant formé par la trajectoire du bout de l'autre pale. La troisième face de la pale d'ad- mission est formée pour dégager uniquement le bord de l'orifice de refoule- ment.
L'orifice d'admission peut être plus grand que le trajectoire de la pale de refoulement et la troisième face de cette pale peut être conformée pour d'autres considérations, c'est-à-dire similaire à la pale d'admission pour raison d'économie ou conformée pour donner une entrée d'air facile durant le temps mort ou une distribution plus commode des masses pour équilibrer le ro- tor. Cette forme est satisfaisante pour les faibles taux de compression mais aux hautes pressions, il est préférable de réduire le volume de com- pression. Des bords bien arrondis à l'orifice de refoulement accroissent le coefficient d'entrée de l'orifice et c'est pourquoi l'orifice lui-même peut être plus petit qu'un orifice à côtés droits et bords aigus.
Si dans un modè- le particulier on trouve que la crête de la pale est à une distance apprécia- ble de la valve de décharge tubulaire, alors une réduction ultérieure dans l'espace de compression est possible par l'accroissement du diamètre exté- rieur de la pale. Ceci nécessite un alésage plus grand du carter sur le côté d'admission et le déplacement du bout de la pale en arrière pour dégager la pale de refoulement. Le coin menant de cette pale a une courbure propre à dégager la valve tubulaire. Par ces moyens le volume d'espace mort peut être réduit à moins de un deux centième du volume balayé tandis que se main- tient encore suffisante la section d'entrée. Un avantage supplémentaire est que la pale plus grande sur le rotor d'admission aide à équilibrer le grand orifice d'admission.
Quand plus d'une pale par rotor est utilisée, l'air dans le volume d'espace mort est délivré dans le volume annulaire avant que la com- pression ne commence dans cet espace.
La fuite de l'air de l'espace de compression au delà des bords des pales vers l'admission réduit le rendement du cycle, mais ces pertes sont gran- dement réduites si un autre trajet de fuite vers l'atmosphère est prévu.
Cette condition est obtenue en entaillant une fente entourant chaque pale communiquant avec les orifices dans les parois d'extrémité du carter. Ces ori- fices peuvent aussi être arrangés pour entraîner l'air qui s'échapperait autre- ment par les extrémités des rotors. Une forme de passage préférée comprend un trou sous la surface de la pale raccordé avec la surface par une fente é- troite. Cette fente est suffisante pour laisser passer l'air de fuite mais pas assez grande pour permettre un échappement appréciable d'air durant la
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durée du contact entre les pales. Le trou au fond de la fente est de sec- tion suffisante pour laisser passer l'air de fuite sans pression arrière excessive .
Puisque c'est la température de l'air de fuite qui abaisse le rendement du cycle, une variante est de pomper de l'air comprimé froid, ou un fluide, à travers les fentes, fermant ainsi l'ouvertureà l'air de pres- sion plus basse dans l'opération de compression Un cycle de refroidis- sement peut aussi être obtenu avec cette méthodeo Quand on a plus d'une pale sur le rotor, la fuite passe au volume annulaire et n'est pas perdue.
Les seuls jeux étroitement limités qui sont nécessaires sont ceux entre les formes plates .eu purement cylindriques. Le contact entre pales n'a pas d'importance capitale puisque les pales sont en contact étroit à la plus haute pression pendant seulement 20 d'arc et un jeu plus impor- tant pendant cette petite partie du cycle n'aura qu'un petit effet sur le rendement total de l'ensemble. Le seul autre jeu entre les rotors est ce- lui entre les cylindres mais comme ceux-ci n'ont aucune vitesse relative au point de contact le jeu peut être pris très petit; le contact serait seulement nuisible s'il provoquait une surcharge sur les paliers.
Le temps passé au montage est beaucoup moins important qu'avec le type Roots puisque le jeu entre pales est le seul affecté par les posi- tions des engrenages d'entraînement
En commandant le rotor d'admission, ce jeu est accru avec l' usure des dents d'engrenage, compromettant ainsi la durée de l'appareil Le jeu entre les pales au commencement de la compression peut être grand parce qu'il y a une différence de pression négligeable de chaque c8té de l'ouverture.
Il y a un certain nombre de méthodes qui peuvent être utilisées pour contenir et installer les rotors et trois de celles-ci seront mention- nées brièvement
La première et la forme la plus simple est de mettre les rotors en porte-à-faux; cette méthode donne une très simple construction avec ab- sence de conduits mais nécessite l'utilisation de courts rotors et un large espace entre les paliers. Un support de rotor perfectionné peut être obtenu en prolongeant l'arbre à travers le passage d'air à un autre palier extérieur; dans un tel cas un conduit d'extrémité est nécessaire. Pour ob- tenir un refoulement d'air continu, une paire de rotors peut être mise dos à dos et les pales placées à 180 .
Avec cet arrangement un refoulement d'air continu peut être obtenu à des pressions de l'ordre de 25 livres anglaises par pouce carré; ceci est accompagné d'une force de traction à transmission douce et de charges de paliers plus petites. Des trous joignant les passages de décharge équilibrent le débit à travers les conduits d'extrémité rédui- sant ainsi les pertes de charge.
Les conduits peuvent être en substance du type diffuseur à volute ramassant ou libérant l'air dans le même sens de rotation que les rotors.
Des ailettes empêchant les remous et régularisant les filets d'air peuvent être placées dans la bouche des alésages d'admission et de refoulement pour améliorer l'écoulement de l'air.
La valve tubulaire de refoulement est supportée par le carter principal et un petit espace vide est maintenu entre la valve et l'alésage du rotor Il peut prendre la forme d'un. arc lisse d'un tube ou avoir des dentelures aménagées sur son bord extérieur pour empêcher la fuite de l'air
La longueur de l'arc de la valve de refoulement peut être varia- ble, par exemple, si une partie est faite en forme d'une grille derrière la- quelle une seconde valve du type tubulaire peut tourner.
La position de cette valve intérieure déterminerait alors le point auquel l'orifice de re- foulement est ouvert et peut être contrôlée manuellement ou automatiquement ou en accord avec les exigences d'une machine associée pour assurer que le
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compresseur travaille au plus grand rendement pour la pression d'évacuation existante. Dans un cas spécial une valve similaire peut àussi être adaptée à l'intérieur du rotor d'admission de façon qu'une simple machine puisse être utilisée aussi bien comme machine à faire le vide que comme compresseur par manipulation des valves Dans ce cas le débit de fluide peut varier par la position de la valve d'admission, tandis que la pression de refoulement serait réglée par les arcs relatifs couverts par les valves dans les rotors d'admission et de refoulement.
Un exemple de l'utilisation de ce type d'ar- rangement est pour la surcompression de moteurs à combustion interne. Idéa- lement, le moteur Diesel à deux temps exige moins d'air par cycle à charge légère qu'à charge pleine. Cette condition est satisfaite et la consomma- tion de carburant améliorée si la valve dans le rotor d'admission est contrô- lée par la commande de la pompe à carburant, de façon que la quantité d'air délivrée soit en rapport convenable avec la quantité de carburant utilisée.
.Le réglage de la valve de refoulement peut être contrôlé par des dispositifs sensibles à la pression actionnés par la pression dans le réservoir à air.
Un semblable mais plus petit avantage en résultera s'il est adapté à des moteurs à quatre temps. Sur des moteurs à carburateur, le compresseur pren- dra la place de la valve d'étranglement du carburateur, les contrôles de la valve d'étranglement étant pris à la valve d'admission variable. Le compresseur prendra alors la quantité réglée de mélange d'air et de carbu- rant, la d.étendra et la fera passer à la manche du moteur.
Durant ceci, le compresseur agira comme un détendeur et délivre- ra de la puissance au moteur réduisant ainsi la consommation de carburant.
A pleine charge, si la capacité du compresseur était plus grande que celle du moteur, une sur-compression positive serait donnée. En variante un compresseur de plus petite capacité pourrait être adapté de fagon à ce qu'il fonctionne comme détendeur à tous débits.
Si ceci était réalisé, les conditions d'admission réfrigérée pré- vaudraient et le taux de compression du moteur pourrait croître au-dessus de celui normalement utilisé. Ceci causera un accroissement dans le rende- ment thermique et ainsi une réduction dans la consommation de carburant et de la température d'échappement Dans un autre cas spécial une valve insérée dans le rotor d'entrée peut être arrangée pour donner un afflux d'air qui provoquera une onde de mouvement dans le système d'admission. Cette onde de mouvement peut alors accomplir un peu plus ou tout de la compression ou de l'expansion désirée.
En variante ou additionnellement au système de rotor fermé aux deux bouts,pour obtenir un écoulement d'air plus régulier, deux ou plusieurs pales par rotor peuvent être adaptées et chaque rotor a. alors une structure bien équi- librée
Quand deux pales diamétralement opposées sont adaptées à chaque rotor et qu'une valve d'admission est prévue,au cours de l'admission, la charge occupe les espaces entre les pales de chaque rotor et pour un moment est emprisonnée et transportée autour de la périphérie de chaque rotor avant que la compression et le refoulement ne commencent.
Dans ces conditions, de l'air à plus haute pression fuyant le long des pales et celui déchargé du vo- lume d'espace voient leur pression augmentée avant que le cycle de compression ne commence et ainsi se trouve réduit le travail à faire pour atteindre la pression de refoulement exigée. Similairement, le transfert de chaleur des surfaces de métal élève la pression.été en prenant de cette chaleur, la charge refroidit ces surfaces, réduisant ainsi la distorsion.
Par l'utilisation de cet arrangement, le volume total des zones d'admission est équivalent à quatre desdits espaces d'emprisonnement par tour et est plus grand que ce qui peut être atteint avec le type à simple paleo
Pour tirer parti au maximum de l'accroissement du volume balayé des ouvertures peuvent être disposées dans le carter principal reliant entre elles les zones d'admission et faisant l'office du by-pass au point de ren- contre des alésages. Des entrées similaires du c8té de compression du carter
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équilibrent la pression dans les deux zones de compression avant qu'elles se forment un espace unique. L'un et l'autre contribueraient à réduire les pertes d'admission et de refoulement en donnant un afflux d'air plus doux et plus lent autour du coin aigu formé à cet endroit,.
Ces entrées sont de telle dimension et ont une telle position qu'elles n'occasionnent aucune fuite.
Dans une réalisation de l'invention deux pales diamétralement op- posées sont adaptées à chaque rotor et une valve d'admission est prévue, en sorte qu'au cours de l'admission, la charge occupe les espaces formés entre les pales de chaque rotor et, pour un moment, est emprisonnée et transportée autour de la périphérie de chaque rotor avant que la compression et le refou- lement ne commencent.
Toutefois, il est proposé dans une autre réalisation encore de prévoir un trou ou des trous à travers le carter entourant les rotors unis- sant les zones d'admission à l'atmosphère, aucune perte d'air à haute pres- sion n'ayant lieu puisqu'il est pris entre les rotors de la manière décrite dans le précédent paragraphe. Le ou les trous permettent à l'air d'être aspiré dans le carter quand la pression interne est moindre que la pression atmosphérique De tels trous peuvent être utilisés comme entrées auxiliaires pour donner lieu à un débit supplémentaire par rapport à celui de l'orifice d'entrée du rotor. Dans une autre réalisation l'orifice du rotor d'admission peut être supprimé et un simple orifice à travers le carter peut être prévu comme on le trouve sur les ventilateurs du type Roots.
Ce rotor sans orifice n'a pas besoin d'être creux mais est prévu avec évidement pour permettre le passage des pales du rotor de refoulement,. Il est avantageux en ce cas de prévoir des rainures dans les parois d'extrémité et une pale d'admission plus grande pour réduire le jeu de la pale de façon à ce que la pression dans ledit évidement du rotor ne tombe pas rapidement au commencement du cy- cle.
Cet arrangement permet d'utiliser une section d'orifice extrêmement gran- de, la réduction subséquente en perte d'aspiration l'emportant sur la perte de l'effet de la charge centrifuge et la perte croissante durant la période de rapprochement entre pales
Dans un autre arrangement avec l'orifice d'admission dans le car- ter, les deux rotors ont des orifices de refoulement et quoique le volume de compression soit augmenté, abaissant ainsi le rendement, le débit est accru en raison d'une plus grande vitesse du rotor pour une vitesse de gaz donnée à travers les orifices.
En ce cas les orifices dans l'un des rotors sont arrangés comme décrits précédemment en avant de chaque pale, tandis que les orifices dans l'autre rotor sont ménagés à travers chaque pale ou le cylindre précédant aussi immédiatement chaque pale, l'orifice de refoulement dans le second rotor étant muni d'une valve de contrôle pour déterminer le point d'ouverture comme avec le rotor de refoulement normal. Le rotor mentionné en second lieu est pourvu d'évidements pour recevoir les pales du premier rotor comme décrit pour la réalisation précédente. A de très grandes vitesses une certaine compression est provoquée en avant des pales, due à leur propre vitesse.
Dans ces circonstances , le refoulement est facilité à travers les orifices près des faces menantes des paleso
Les dessins ci-contre illustrent schématiquement, à titre d'exem- ple seulement, un nombre de réalisations de l'invention dans laquelle : - les figures 1 à 4 sont des coupes de pompe montrant quatre pha- ses dans le cycle de l'opération, - la figure 5 est un diagramme P.V. de la pompe des figures 1 à 4 ; - la figure 6 est une coupe montrant les détails des pales; - la figure 7 est une coupe à travers une pale radiale d'un rotor - les figures 8 à 11 montrent différents arrangements des rotors paliers et passages; - les figures 12 et 13 montrent des détails des valves;
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- la figure 14 montre une construction ayant deux rotors chacun avec deux pales;
- les figures 15 et 16 montrent des constructions ayant trois rotors; - la figure 17 montre une construction ayant des rotors inéga- lement dimensionnés; - la figure 18 est une représentation de dispositifs pour régler une valve mobile; - la figure 19 est une représentation de dispositifs pour régler automatiquement les valves, et - les figures 20 et 21 montrent des arrangements ayant un orifice dans le carter.
Les figures 1à 4 montrent schématiquement le cycle de fonction- nement d'une pompe ayant deux rotors chacun avec une pale unique. Le carter
1 a la forme d'un huit semblable à celle d'un ventilateur Roots.
Les rotors a et b ont la forme de deux cylindres creux tournant dans ce carter et engrenés pour tourner à la même vitesse, mais en sens contraire au moyen d'une paire d'engrenages externes non représentés. Sur chaque cylindre est une pale 2, 3, qui balaie juste l'alésage du carter.
Les cylindres ont des fentes 4 et 5 taillées en eux sur le coté principal de la pale du rotor de refoulement b et le côté suivant du rotor d'admission a chacune légèrement plus grande en longueur que les pales de façon que celles- ci puissent passer à chaque tour. Les fentes 4, 5 assurent un passage jus- qu'aux centres 6, 7 des cylindres et sont utilisées comme orifices pour l'a- limentation et le refoulement d'air. Des conduits dans l'une ou les deux pla- ques d'extrémité du carter extérieur sont arrangés pour relier les alésages intérieurs des rotors.
En faisant l'alésage du rotor de refoulement circulai- re et concentrique au rotor une valve immobile partiellement tubulaire 8 peut être insérée et l'arc couvert par cette valve détermine le degré de compression obtenu avant l'ouverture de l'orifice de refoulement En variante une valve automatique peut être employée qui s'ouvre quand la pression de com- pression est légèrement plus haute que dans le passage de refoulement.
La commodité de ce type d'ouverture peut être jugée par une des- cription du cycle de fonctionnement avec référence aux figures 1 à 4 qui mon- trent les quatre phases distinctes dans le cycle. La figure 1 montre le com- mencement du cycle de compression, A cet instant le carter entier est plein d'air à pression atmosphérique et les pales arrivent justement en contact l'une de l'autre (c'est-à-dire avec un jeu de quelques millièmes de pouce) Toute rotation au delà de ce point réduit le volume du carter sur le côté menant des pales et ainsi l'air est comprimé. L'échappement d'air de l'alé- sage de refoulement 7 est empêché par la valve tubulaire 8. Juste comme le volume en avant des pales décroit, le volume derrière elles augmente et ainsi une charge fraîche est entraînée dans l'orifice d'admission 6.
La compression continue jusqu'à ce que la pression exigée soit atteinte, moment auquel, comme le montre la figure 2, l'orifice de refoulement 5 s'ouvre; l'air comprimé est alors refoulé jusqu'à ce que le point montré par la figure 3 soit atteint. De ce point en avant, complétant le cycle pour revenir au point de la figure 1, il n'y a aucun changement en volume; ainsi l'orifice de refoulement 5 est arrangé pour se fermer, comme montré en figu- re 3, et le cycle de compression est achevé.
Cependant, du côté de l'admission, les pertes à l'entrée et sur le trajet occasionnent une dépression à l'admission et on remédie à ceci en laissant l'orifice d'admission ouvert durant ce temps mort. Cette parti- cularité désirable a un double avantage en ce qu'elle permet de garder ou- vert l'orifice d'entrée pour le cycle entier et ainsi aucune valve d'ad- mission n'est nécessaire et il n'y a pas de pertes dues aux temps d'ouvertu- re et de fermeture de la valve.
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Le cycle sera maintenant expliqué avec référence au diagramme P.V. comme montré en figure 5 Au point 1 l'admission commence et le taux d'admission croît, jusqu'à ce que le point 2 soit atteint, la surface effec- tive de la pale étant augmentée par la cale de refoulement découvrant la pa- le d'admission. A partir du point 2 l'admission est à un taux constant puis- que les rotors tournent à vitesse constante; c'est pourquoi la dépression à l'admission est constante. Au point 3 les pales viennent en contact et comme la surface effective de pale est réduite la dépression à l'admission décroît.
L'aspiration terminée la dépression à l'admission est supprimée durant le temps mort et peut donner lieu à une pression supérieure à la pression atmosphérique au commencement de la compression en raison de l'ef- fet de charge centrifuge de l'orifice d'admission et des effets'd'ondes dans le conduit d'admission. Au point 4 un tour complet a eu lieu et l'air est maintenant sur le coté de compression des pales. La compression se fait au point 5 où. l'orifice de refoulement s'ouvre et le taux d'ouverture étant grand la pression s'élève seulement un peu entre les points 5 et 6 avant de descendre à une pression positive constante exigée pour déplacer l'air. à travers l'orifice d'échappement. Du point 7 à ó le décroissement dans la surface effective de la pale réduit ce taux jusqu'à ce qu'il devienne nul, l'orifice de distribution se fermant.
Du point 8 à 9 la petite quantité d'air dans l'espace mort entre la pale d'admission et la valve de distribu- tion est déchargée dans l'air d'admission. Le volume de 9 à 1 est le volu- me de l'espace nuisible dans 1 orifice d'entrée et puisque ce- volume est transporté de cycle en cycle son effet est négligeable.
Une caractéristique qui ne peut pas être montrée sur le diagram- me P.V.mais qui peut être vue en figure 1 est que la compression commence avant que l'orifice d'admission ne soit sorti de l'espace de compression, Ceci est rendu possible par la vitesse du fonctionnement puisque pendant le temps que l'accroissement de pression devient effectif à l'orifice d'admis- sion ce dernier a passé les lignes de centre du rotor et l'espace de com- pression est fermé. Par exemple si la vitesse de la pale est d'un dixième de la vitesse du son alors le rotor tourne un dixième de tour ou 36 tandis que l'onde de pression de compression fera un tour complet du rotor.
Tout décroissement du volume de l'espace nuisible dans l'orifice de refoulement.. à la fin de la compression, augmente le débit du cycle puis- qu'il réduit le volume de l'air comprimé chaud déchargé dans l'air d'arrivée Ce volume peut tomber à une très petite valeur si la pale et l'orifice sont conformés de la manière décrite. Suivant son profil le plus simple la pale est formée d'un arc à son bord extérieur tandis que son coté concave est formé par la trajectoire du bout de l'autre pale.
La face convexe de la pale d'admission est arrondie pour dégager le bord de l'orifice de distri- bution L'orifice d'admission est plus grand que la trajectoire de la pale de distribution et la face de la pale d'échappement peut être taillée pour d'autres considérations c'est-à-dire similaire à la pale d'admission pour raison d'économie, taillée pour donner une entrée facile d'air durant le temps mort ou une distribution plus 'convenable des masses pour équili- brer le rotor. Ce modèle donne satisfaction pour les basses pressions mais pour de hautes pressions il est préférable de réduire le jeu.
Des bords bien arrondis à l'orifice d'entrée comme montré en 9 et 10 à la figure 6 accroissent le coefficient d'entrée de l'orifice d'admission et c'est pour- quoi l'orifice lui-même peut'être plus petit qu'un autre à cotés droits et tranchants . Pour suivre le bord arrondi 9 une pale à base plus large est nécessaire puisque les angles Ó sous tendus au centre des pales seraient les mêmes. Si dans un modèle particulier on trouve que la crête de la pale est à une distance appréciable de la valve tubulaire de décharge, alors une réduction supplémentaire dans l'espace de compression est possible par l'aug- mentation du diamètre extérieur de la pale comme montré à la figure 6 de 11 à 12.
Ceci nécessite un alésage plus grand du carter du coté d'entrée et le déplacement du bout de la pale en arrière en 13 pour dégager la pale
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d'admission. Le coin de charge 14 de cette pale a une courbure propre à dégager la valve tubulaire. Par ces moyens le volume d'espacement peut être réduit à moins de un deux centième du volume balayé tandis que se main- tient encore suffisante la section d'entrée. Un avantage supplémentaire est que la pale plus grande de rotor d'admission aide à équilibrer le grand orifice d'admission.
Quand plus d'une pale par rotor est utilisée, l'air dans le volume d'espacement est délivré dans le volume annulaire avant que la compression ne commence dans cet espace
La fuite de l'air de l'espace au delà des bords des pales vers l'admission réduit le rendement du cycle mais ces pertes sont grande- ment réduites si un autre trajet de fuite vers l'atmosphère est prévu. Cette condition est obtenue en entaillant une fente 15 entourant chaque pale et communiquant avec les orifices dans les parois d'extrémité du carter.
Ces orifices peuvent aussi être arrangés pour entraîner l'air qui s'échappe- rait autrement par les extrémités des rotors, et sont montrés en figure 7.
Une forme de passage préférée comprend un trou 16 sous la surface de la pale, raccordé avec la surface par une fente étroite 15. Cette fente est suffisante pour laisser passer l'air de fuite mais pas assez grande pour permettre un échappement appréciable d'air durant la durée du contact entre les pales. Le trou au fond de la fente est de section suffisante pour lais- ser passer l'air de fuite sans pression arrière excessive.
Puisque c'est la température de l'air de fuite qui abaisse le rendement du cycle, une variante est de pomper de l'air comprimé froid, ou un fluide, à travers les fentes, fermant ainsi l'ouverture à l'air de pres- sion plus basse dans l'opération de compression. Un cycle de refroidisse- ment peut aussi être obtenu avec cette méthode. Quand on a plus d'une pale sur le rotor, la fuite passe au volume annulaire et n'est pas perdue.
Il y a plusieurs méthodes qui peuvent être utilisées pour sou- tenir et installer les rotors et trois de celles-ci seront mentionnées brièvement. La première et la forme la forme la plus simple (comme montré en figure 8) est de mettre les rotors en porte-à-faux, cette méthode donne une très simple construction avec absence de conduits mais nécessite l'uti- lisation de courts rotors et un large espace entre les paliers. Un support de rotor perfectionné peut être obtenu en prolongeant l'arbre à travers le passage d'air à un palier extérieur, comme montré en figure 9, dans un tel cas des conduits d'extrémité sont nécessaires.
Pour obtenir un refou- lement d'air continu, une paire de rotors peut être mise dos à dos, comme montré en figure 10, et les pales placées à 1800. Avec cet arrangement un refoulement d'air continu peut être obtenu à des pressions de l'ordre de 25 livres anglaises par pouce carré; ceci est accompagné d'une force de traction à transmission douce et de charges de paliers plus petites. Des trous joignant les passages de décharge équilibrent le débit à travers les oonduits d'extrémité réduisant ainsi les pertes de charge.
Comme variante supplémentaire une paire de rotors peut être accouplée comme montré en figure 11.
Dans les cas montrés aux figures 9 et 10 les conduits peuvent être en substance du type diffuseur à volute ramassant ou libérant l'air avec la même direction de rotation que les rotors. Des ailettes empêchant les remous et régularisant les filets d'air peuvent être placées dans la bouche des alésages d'admission et de refoulement pour améliorer l'écoulement de l'air.
La valve tubulaire de refoulement est supportée par le carter principal et un petit espace vide est maintenu entre la valve et l'alésage du rotor. Il peut prendre la forme d'un arc lisse d'un tube ou avoir des dentelures 17 aménagées sur son bord extérieur pour empêcher la fuite de l'air comme montré à la figure 12.
La longueur de l'arc de la valve de refoulement peut être contra- lée si. une partie est faite en forme d'une grille 18 derrière laquelle une seconde valve du type tubulaire 19 peut tourner, comme montré à la figure 13
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La position de cette valve intérieure déterminerait alors le point auquel l' orifice de refoulement est ouvert et peut être contrôlée manuellement ou automatiquement pour assurer que le compresseur travaille au plus grand ren- dement pour la pression d'évacuation existant à tout instant. Une référence supplémentaire à une telle construction sera faite plus tard.
La figure 14 montre ce qui a lieu quand deux pales sont adaptées par rotors dans l'espace X a lieu l'admission d'air comprimé, en Y une charge fraîche est admise également et dans les espaces Z la charge fraîche précé- dente est prise et entraînée entre les pales Dans ces conditions l'air à pression plus élevée fuyant au bord des pales verra sa pression augmentée avant que son cycle de compression ne commence. De façon similaire le trans- fert de chaleur des surfaces de métal élèvera la pression et, en absorbant cette chaleur la charge rafraîchit ces surfaces réduisant ainsi leur distor- sion Par 1?utilisation de cet arrangement le -volume total des zones d'en- trée est équivalent à quatre des espaces Z par tour et plus grand que ce qu' on peut obtenir avec le type à simple pale.
La perte la plus importante dans les compresseurs qui comportent un jeu entre toutes les parties fonctionnant, est due aux fuites, savoir aux fuites le long des pales et entre les tambours A cause du mouvement de roulement, le jeu entre le, tambours peut être très petit mais un jeu raison- nable doit être maintenu entre les pales et le carter. Le grand avantage du modèle à deux pales est que cette fuite est faite pour accomplir un premier stade de compression;, Durant la plus grande partie de pression du cycle, la fuite le long des pales pénètre dans le volume annulaire du prochain cycle, élevant ainsi sa pression.
Le rattrapage de cette fuite d'air est doublement avantageux en ce qu'il empêche le mélange avec l'air d'admission Si le mélange pouvait se faire, la température de l'air d'admission s'élèverait, ainsi que le tra- vail de compression et la température de refoulement.
Avec le type à simple pale il est suggéré que cette fuite d'air puisse s'échapper et se décharger dans l'atmosphère par le modèle d'une pale spéciale et il y a intérêt à comparer ces trois cas Un simple calcul a été fait de la perte résultant de dix pour cent de fuite le long de la pale, à une pression de refoulement de 1 kg 50 par centimètre carré par rapport à un autre compresseur à cent pour cent de rendement; les résultats ont été:
EMI10.1
<tb> Rendement <SEP> Rendement <SEP> équivalent
<tb>
<tb> volumétrique <SEP> adiabatique.
<tb>
<tb>
<tb>
<tb>
<tb>
Fuite <SEP> au <SEP> delà <SEP> de <SEP> la <SEP> zone
<tb>
<tb> d'entrée <SEP> 87% <SEP> 81%
<tb>
<tb>
<tb> Fuite <SEP> s'échappant <SEP> dans <SEP> l'at-
<tb>
<tb> mosphère <SEP> 90 <SEP> % <SEP> 90%
<tb>
<tb>
<tb> Fuite <SEP> vers <SEP> le <SEP> volume <SEP> annulaire <SEP> 98 <SEP> % <SEP> 98 <SEP> %
<tb>
Même si seulement la moitié de 19amélioration théorique du ren- dement est obtenue, en pratique ce système montrerait un gain considérable
Une seconde particularité du déplacement annulaire est que la charge fraîche est mise en contact avec les parois de métal chauffées durant les périodes de compression et de refoulement précédentes . Ceci a pour ef- fet de réduire la distorsion thermique qui est souvent un sérieux problème dans les compresseurs à déplacement positif.
L'effet de cet échange de chaleur sur le rendement du cycle est négligeable. Le gain de pression par préchauffage de la charge à volume constant et 1,'avantage de refroidir l'opération de compression sont neutra- lisés par le travail accru nécessaire pour comprimer la charge à partir de la température de départ plus haute
Le déplacement volumétrique du modèle à deux pales est égal à
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quatre des volumes annulaires par tour moins l'espace de compression entre pales et est plus grand que la partie complète annulaire du type à simple pale d'environ dix pour cent.
Pour prendre plein avantage de cet accroissement il est avan- tageux de tailler des orifices à travers le coin du carter pour former un by-pass pour les pales dans la position montrée en figure 190
Ceci permet au volume de droite de se remplir d'air puisque le bout de la pale du rotor d'admission s'éloigne de cet espace.
Des orifices de by-pass semblables peuvent être taillés au coin supérieur du carter pour équilibrer la petite différence de pression se présentant au commencement de la compression directe. La vapeur de ces ori- fices diminue quand la pression de refoulement est croissante puisque la val- ve de refoulement n'est pas encore ouverte et ne le sera que bien après la réunion des deux zones et la légère irrégularité au commencement de la compres- sion a un effet négligeable sur le rendement total. Le dispositif de by-pass des deux coins aigus améliore l'écoulement d'air dans le carter et par là réduit les pertes d'admission et de décharge.
Une valve est nécessaire dans le rotor d'admission pour fermer la zone de compression durant le début de la compression et s'étend sur un arc d'environ 1800 d'arc pour fermer le volume annulaire et ainsi permettre la compression des fuites puisque l'opération d'admission prend seulement la moitié d'un tour, cette valve n'occasionne pas d'appréciable réduction dans la section moyenne de l'orifice disponible pendant cette admissiono
L'arc couvert par la valve de refoulement est beaucoup plus long que pour le type à simple pale et puisque le taux d'ouverture et de fermeture d'orifice est le même ceci a pour effet de diminuer le produit de la durée et de la section de l'orifice de refoulement.
La réduction n'est pas grande pour les réglages à basse pression mais elle peut limiter la pression maxima que l'on peut obtenir à une valeur moindre que celle du type à simple pale.
Deux pales et orifices diamétralement opposés forment un système équilibré intrinsèquement. Ceci est avantageux puisque cela donne une distor- sion et une tension symétrique. Le fait que les trous de compensation ne sont pas nécessaires permet une plus grande liberté dans le modèle et les pa- les, les orifices et l'alésage du rotor peuvent être prévus plus grands.
Les deux cycles par tour réduisent grandement les variations dans le couple de commande avec comme conséquence qu'aucun effet de volant du rotor n'est nécessaire et que des alliages légers peuvent être utilisés. Le refoulement d'air aux basses pressions est presque continu et cet air est refoulé à vi- tesse constante pour la majeure partie du cycle. Trois rotors à deux pales sur une ligne donnent quatre cycles par tour comparé à seulement deux pour le type à deux rotors mais offrent l'inconvénient de commencer la compres- sion tard dans la rotation des rotors à cause de l'enveloppement incomplet du rotor central. En ce cas, la compression ne commence pas quand chaque bout de pale plonge dans une poche de charge fraîche mais quand le bout de pale passe le point d'intersection des deux alésages dans le carter.
Outre que le déplacement augmenté, ce type a l'avantage que le rotor central est équilibré au point de vue des charges de pression sur les paliers. L'alésage de ce rotor est utilisé comme une ouverture de refoulement commune ou comme une ouverture d'admission commune selon le sens de rotation. En ce dernier cas il est avantageux d'omettre la valve d'admission et d'augmenter l'alésage par rapport à celui du rotor de refoulement pour réduire les pertes dues au passage d'un plus grand volume d'air.
L'arc de rotation nécessaire pour un cycle de compression et de refoulement devient moindre quand le nombre de pales est augmenté et si l'on fixe trois pales par rotor la machine à trois rotors peut être agencée pour donner un cycle presque similaire à celui de la machine à rotor deux pales (2 x 2) outre la réduction des périodes de compression des fuites. Une telle machine est hautement capable de soutenir la concurrence avec la 2 x 2, un plus grand déplacement par tour compensant la vitesse réduite qui est nécessaire
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pour maintenir la même vitesse des gaz dans la plus faible section moyenne d'orifice.
L'un ou l'autre des rotors intérieurs ou extérieurs peut conte- nir le passage de refoulement selon le sens de rotation, comme représenté aux figures 15 et 16. Une particularité avantageuse du dispositif de la figure 16 est que le passage unique de refoulement est capable de passer les périodes de refoulement alternatives avec une interférence très petite
On peut utiliser plus de trois pales. par rotor mais il faut accompagner cette disposition d'une section d'orifice moyenne réduite.
Les différents rotors peuvent être agencés avec différents nombres de pales pourvu que les engrenages de commande aient des nombres de dents en propor- tion du nombre de pales du rotor associée
La limitation de l'addition d'un autre rotor à un compresseur de cette sorte est que l'interférence des alésages de carter ne doit pas réduire de fagon appréciable l'arc du carter existant et nécessaire à main- tenir la fermeture de l'espace dans lequel la compression et le refoulement ont lieu. Cet arc devient progressivement plus peit, quand le nombre de pales par rotor est augmenté; on a montré que cette interférence a lieu quand deux pales sont utilisées et un troisième rotor ajouté. Trois pales donnent des zones qui évitent précisément l'interférence si trois rotors sont mis en alignement.
La longueur de l'arc central du carter est augmen- tée si le rotor central est d'un diamètre plus grand que le rotor extérieur et une autre combinaison de pales, convenable pour machines à trois rotors, est celle ou on a deux pales sur chaque rotor extrême et trois sur le rotor central. Ceci permet des sections d'ouverture aussi grandes que dans la machine normale 2 x 20
La figure 17 représente une telle construction ayant trois rotors celui du centre ayant trois pales tandis que les rotors extrêmes ont chacun deux pales. L'orifice d'admission est prévu dans le rotor central tandis que le refoulement se fait par les ouvertures dans les rotors extrêmes. Un en- grenage convenable est prévu pour donner des vitesses de rotation appropriées au rotor intérieur et aux rotors extrêmes.
Tant que l'arc de fermeture minimum auquel on s'est référé est maintenu il n'y a pas de raison pour que le troisième rotor ou les rotors suivants ne soient sur la même ligne central que les deux premiers . Le résultat de ceci est que, si au moins trois pales sont utilisées par rotor, des rotors peuvent être ajoutés jusqu'à ce qu'un anneau complet soit formé; une telle machine fonctionne pourvu qu'un nombre pair de rotors soit utilisé pour maintenir le sens de rotation correct. D'autres arrangements géométri- ques peuvent être faits avec des assortiments de roues d'engrenage.
Les sections d'ouvertures réduites données quand plus de deux pales par rotor sont prévues les rendent de plus en plus avantageuses pour ouvrir et fermer les ouvertures plus rapidement. La vitesse naturelle et cette occurence est la vitesse circonférentielle du rotor mais puisque c'est une vitesse relative des ouvertures par rapport à la valve qui détermine le taux d'ouverture ceci peut être augmenté en faisant tourner la valve tubulai- re en direction opposée à la rotation des rotors; par exemple un dispositif connu pour convertir le mouvement de rotation continu des rotors en un mou- vement oscillatoire pourrait être utilisé pour faire osciller la valve tubu- laire ; par exemple la figure 18 montre une manivelle 20 commandée par le ro- tor via les engrenages 21 et 22 et l'arbre 23.
L'amplitude de l'oscillation de la manivelle 20 est montrée comme étant réglable par le mécanisme repré- senté schématiquement en 24 tandis que le rapport de phase de la valve 25 et du rotor 26 est réglable au moyen d'un mécanisme représenté schématique- ment pour modifier le rapport de phase angulaire des roues d'engrenage.
Ce mécanisme de manivelle peut être prévu pour tourner une seule fois durant l'ouverture de la valve de sorte que la valve tourne vers l'ouverture prochai- ne au point d'ouverture de l'orifice; elle oscille alors en arrière pendant la durée d'ouverture de l'orifice et de nouveau s'approche de l'orifice au point de fermeture. Avec un tel arrangement les variations de phase et du
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rayon de la manivelle peuvent être utilisées pour contrôler la valeur de la compression donnée avant que le refoulement commence.
Par un réglage des valves cette machine peut devenir un com- presseur, une machine à détendre ou simplement à déplacer, et ainsi elle peut être utilisée pour n'importe quel but demandant n'importe laquelle de ces opé- rations . Quelques unes de ses utilisations sont : compresseurs pour moteurs à combustion interne, pressuriseurs pour des cabines d'avions, compresseurs pour turbines à gaz ou pour des systèmes générateurs de gaz, pompes de dé- placement pour liquides, compresseurs à usage industriel, épuiseurs pour dispositif à aspiration ou comme moteurs fournissant de la puissance à partir du déplacement ou de l'expansion de gaz ou vapeurs.
Les avantages de la machine proposée pour chacun des buts com- prenant la compression, l'expansion ou le déplacement d'un fluide sont son mouvement de rotation pure, son haut rendement et sa petite taille.
D'autres avantages en résultent pour les usages particuliers cités et ceux- ci seront maintenant établis avec tous les détails. Les principes de fonc- tionnement de la machine sont les mêmes pour tous ces buts et la différence réside seulement dans la position des valves. La figure 19 montre une coupe de la machine à travers les rotors avec les valves tubulaires réglables 27,
28 à l'intérieur de chaque rotor. La rotation, dans le sens inverse des aiguilles d'une montre, du segment de valve dans le rotor d'admission 29 réduit la longueur de la période d'admission et contrôle ainsi la quantité de fluide passant dans la machine.
La rotation du segment de valve réglable à l'intérieur du rotor de refoulement 30, dans le sens inverse des aiguilles d'une montre,accroît le degré de compression interne appliqué avant que le refoulement ne commence La pression de refoulement est déterminée par la capacités relatives du compresseur et de la machine alimentée et pour une opération efficace la compression interne doit être approximativement égale à celle de la pression de refoulement. Pour obtenir ceci le segment rotatif de la valve de refoulement est couplé à un dispositif sensible à la pression 31 commandé par la différence entre la pression de refoulement et la pression de compression.
Les moteurs à combustion interne demandent une surcompression seulement à pleine charge et parce que les compresseurs actuels donnent cette surcompression à toutes charges il y a un gaspillage inutile de puissance à faible charge Ce défaut peut être surmonté avec le présent modèle en reliant la valve 27 dans le rotor d'admission 29 au clapet d'étranglement sur l'admis- sion du moteur comme montré par la flèche 32 de façon que la quantité d'air refoulé par cycle est réduite quand ce clapet est fermêo Sur des moteurs à essence la quantité de carburant fournie est proportionnelle à la quantité d'air admise et dans ce cas on a un grand champ de contrôle de puissance et, sur la plus grande partie de travail, ce contrôle prend la place de la soupa- pe d'admission normale.
Un tel arrangement est spécialement avantageux en ce qu'il élimine la perte à l'étranglement et accroît donc le rendement du cycle aux charges légères.
Dans un cas particulier, on peut s'arranger, en rendant le volume d'admission du ventilateur plus petit que le volume de balayage du moteur à pleine charge, pour que la pression d'admission soit encore plus basse que la pression atmosphérique Dans ce cas le taux de compression du moteur peut être élevé et le rendement du cycle accru sans accroître la pression maximum La chaleur des gaz d'échappement ou n'importe quelle autre méthode connue peut'être utilisée pour rendre le mélange d'air assez chaud pour que la tem- pérature de combustion soit atteinte dans le cylindre après compression.
Comme le moteur Diesel à deux temps réclame aussi bien une forte surcompression qu'un-grand excès d'air de balayage pour lui permettre d'opérer à charge élevée, la puissance du compresseur est élevée. A faible charge il prend une large part de la puissance totale et à cause de ceci la consomma- tion en carburant est élevée. En utilisant un compresseur du modèle proposé la valve de contrôle d'admission peut être couplée au clapet d'admission du moteur de telle façon qu'une quantité d'air grandement réduite soit délivrée au moteur,à faible charge; le compresseur demande alors moins de puissance
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et la consommation de carburant du moteur est améliorée.
Pour un rendement maximum ces compresseurs ont la valve de contra- le à l'orifice de refoulement, commandée par un dispositif sensible aux pres- sions dans le refoulement du compresseur, mais ceci peut être supprimé quand la variation désirée pour la quantité d'air est faible. Ceci parce que la réduction en air aspiré occasionne une pression plus basse au commencement de la compression et ainsi une pression de refoulement-plus basse, ce qui est normalement exigé pour un écoulement d'air réduit dans le système.
En variante, le compresseur peut être utilisé de la même façon que des compresseurs à déplacement positif normaux en laissant fixes la valve d'admission ou les deux valves..
En plus de l'avantage de fournir de l'air exempt d'huile, le com- presseur proposé satisfait à d'autres besoins. Pour maintenir la pression dans une cabine d'avion au voisinage de la pression atmosphérique on a besoin d'une compression augmentant d'une façon continue en même temps que l'altitude de l'avion augmenter en même temps le.-poids d'air fourni aux passagers doit rester constant. Ces conditions sont obtenues dans le modèle proposé en fai- sant tourner la valve d'ouverture d'admission contrôlable dans le sens des aiguilles d'une montre quand l'altitude augmente de telle façon qu'une masse constante d'air soit amenée par cycle. Ceci peut être obtenu en reliant la valve par une timonnerie à un dispositif (figure 19a) commandé par la pres- sion de l'atmosphère ambiante.
Un travail utile peut être fait en déchargeant l'air usé de la cabine vers l'atmosphère et si on le désire, la machine proposée peut être commandée comme une machine d'expansion, utilisée comme moteur à air.
Ceci peut être un ensemble séparé ou intégré avec le pressuriseur.
Le compresseur proposé est spécialement adapté à l'usage avec des turbines à gaz et des générateurs à gaz puisqu'il est capable de fonctionner à un taux de pression élevé en raison de sa compression interne et à cause de sa liberté de marcher sans à coups.
La commande de la valve de contrôle dans l'orifice d'admission par un levier relié au système de commande de l'alimentation en carburant permet de rapides changements de charge sur l'ensemble sans surchauffer les pales de turbines.
En réduisant la longueur de la valve de refoulement de façon à ce qu'elle soit ouverte pour le temps de la période d'aspiration et d'admis- sion la machine peut être décrite comme une machine à déplacer, En cette condition elle est capable de fonctionner comme une pompe pour fluides in- compressibles et a l'avantage sur les pompes normales, d'un rendement volu- métrique amélioré. Cette amélioration est donnée par l'effet de charge centrifuge de l'orifice d'admission rotatif qui réduit grandement les pertes dues à la cavitation, souvent expérimentées avec la pompe à engrenage de type normal
La valve de contrôle d'admission jointe à celle de refoulement peuvent être utilisées si un débit variable à vitesse constante est demandé.
La haute vitesse de fonctionnement, la petite dimension et le bas prix du type de compresseur proposé, le rendent intéressant comme compresseur industriel normal, pour l'usage, avec outils pneumatiques oa pour toute opé- ration où il faut de l'air, du gaz ou de la vapeur sous pression.
Par ailleurs, si une vitesse constante est essentielle, la quan- tité d'air refoulé peut varier par le réglage de valves de contrôle mobiles.
Le taux élevé de compression interne qui peut être obtenu rend ce type de compresseur convenable pour l'utiliser comme exhausteur. En ce cas la machine prend du gaz à une très basse pression, le comprime jusqu'à. la pression atmosphérique et le refoule enfin à la pression atmosphérique.
Pour des systèmes normaux, le rendement du système durant la création du vide est de petite importance; ainsi un réglage fixe des valves
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peut être utilisé. Les valves contrôlables peuvent être utilisées si d'autres conditions sont exigées telles que le contrôle de l'écoulement de masses ou la marche efficace avec différents degrés de vide. Un perfectionnement dans l'usage de ce type de pompe est d'utiliser le réglage contrôlable de l'ori- fice d'admission, le réglage de l'orifice de refoulement ou une valve de pur- ge de façon que des pressions excessives ne se créent pas dans la machine durant la production du vide quand les pressions d'admission seraient près de la pression atmosphérique.
La plupart des compresseurs peuvent être utilisés comme moteurs si on dispose de gaz ou de vapeur sous pression mais seuls les types donnant de l'expansion interne sont capables de donner de hauts rendements. Dans la machine proposée, l'expansion interne est obtenue en fermant la valve d'ad- mission plus tôt et en permettant au fluide employé de se détendre jusqu'à la fin de la durée normale d'admission. Aucune compression interne n'est exigée, aussi la valve de refoulement est elle arrangée pour Etre ouverte pour la durée entière pendant laquelle les pales s'approchent l'une de l'autre; alors ceci forme la course d'échappement.
Si une valve d'admission contrôlable était installée, une admis- sion variable pourrait être utilisée comme sur les moteurs à vapeur et, s'il est utilisé dans ce but, le moteur devient une machine intermédiaire entre le moteur à vapeur et la turbine
La figure 20 montre une réalisation de la pompe ayant deux rotprs chacun avec deux pales où un trou 33 est prévu dans le carter à travers le- quel l'air est aspiré de l'atmosphère.
Dans cette réalisation l'ouverture d'admission dans le rotor est supprimée et une simple ouverture est prévue dans le carter
Ce rotor est montré plein mais est pourvu d'évidements 34, 34 qui permettent le passage des pales du rotor de refoulement. Cette disposition rend possible l'utilisation d'une section d'ouverture extrêmement grande, la réduction qui en résulte en perte d'aspiration l'emportant sur la perte de l'effet de charge centrifuge et la perte accrue pendant la période de rappro- chement des pales
Dans la variante de la figure 21 l'ouverture d'admission 33 est dans le carter tandis que les deux rotors comprennent des ouvertures de re- foulement 35, 35 et quoique le volume de compression soit augmenté, abaissant ainsi le rendement,
le débit est accrue en raison de la plus grande vitesse du rotor pour une vitesse de gaz donnée à travers les ouvertures Les ou- vertures dans l'un des rotors b sont disposées comme décrit précédemment en avant de chaque pale tandis que les ouvertures dans l'autre rotor a sont tail- lées à travers chaque pale sur le cylindre précédant immédiatement chaque pa- le, l'ouverture de refoulement dans le rotor a étant munie d'une valve de contrôle 8a pour déterminer le point d'ouverture comme avec le rotor normal de refoulement 12 0 Le rotor a est pourvu d'évidements 36, 36 pour recevoir les pales du rotor b.
Le but de l'invention n'est pas limité aux différentes réalisations décrites ci-avant avec référence aux figures ci-jointes mais des modifications différentes peuvent être effectuées sans sortir du cadre de l'invention.
**ATTENTION** fin du champ DESC peut contenir debut de CLMS **.
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ROTARY PUMPS IMPROVEMENTS.
This invention relates to rotary pumps or paddle-type motors.
The object of the present invention is a rotary pump or a motor of the kind indicated above which will operate efficiently at both high and low pressures, will be of one. silent operation will be less expensive to manufacture and will overcome the other drawbacks of the devices previously proposed.
The invention consists of a rotary pump or a bladed type motor having more than one member mounted for rotation in a housing, each or at least two of said members rotating in the opposite direction and each of the rotating members having blade devices. characterized in that at least one of the rotary members comprises at least one opening, a valve and a passage.
For example, on internal combustion engines a more efficient compressor will give more power for a given size and price of the engine, more power, better economy in fuel consumption and operation at lower temperature due to of the lower intake temperature.
Compared to the centrifugal fan, this compressor has the advantage of positive displacement of air for the starting, elimination of high speed gear, easy adaptation to engine requirements.
In its simple form a pump of the kind shown has one blade on each rotor but two or more blades may be fitted.
The advantages of the new construction are (1) compression by the action of the blades at the same time allowing adequate opening sections at any point in the cycle.
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(2) reduction of fluid entrainment from the compression volume to the fresh charge (3) reduction of leakage of compressed fluid past the blades to the fresh charge
Advantage (1) is obtained by reducing the ratio of the height of the blade to the diameter of the rotor and by arranging the openings in the rotors themselves. Conditions (2) and (3) are satisfied by alterations to the shape of the blades or the use of two or more blades per rotor.
In the following description of the invention reference will be made to its application to an air compressor, by way of example, but it is understandable that a pump of this kind can be used as a moving machine. , to be compressed or relaxed by adjusting the operating time of the valves inserted in the rotors and controlling the opening slots.
It can also be adapted to be used with other vapor or fluid gases, by changing the opening time of the valves and all that is necessary for this.
One way to explain the invention is to describe an air compressor. The device is provided with a figure-eight housing. The rotors are in the form of hollow cylinders of equal diameter and equal length which are mounted in the housing on parallel axes such that the outer surfaces of the two cylinders touch or are close to touching. The axes of the rotors coincide with the axes of each of the circular bores of the figure eight, but the diameters of the rotors are smaller than the diameters of said bores, by the height of the blades. The rotors come out connected by suitable gears which allow them to be driven at equal circumferential speeds and in opposite directions in the housing.
Each rotor has a blade which rotates by compressing in the housing bore.
The hollow cylinders forming the rotors have notched slots on the leading or anterior side of the discharge rotor blade and the posterior side of the intake rotor, each slightly greater in length than the blades so that the latter can pass through. every turn.
The slots are cut towards the center of the cylinder bores and are used as openings for supply and discharge of air.Ducts in one or both end plates of the outer casing are provided to establish communication with the inner bores of the rotors. By making the bore of the discharge rotor circular and concentric to the rotor a fixed partially tubular valve can be added so that the arc covered by this valve determines the degree of compression obtained before the opening of the discharge inlet. . Alternatively, an automatic valve can be employed which opens when the compression pressure is slightly higher than that of the discharge passage.
The operating cycle of the pump is as follows:
Initially the entire crankcase is full of air at atmospheric or other manifold pressure and the blades come very close to each other (i.e. within a few mil - lths of an inch). Any rotation beyond this point reduces the volume between the rotors and the housing on the leading side of the blades so that the air is compressed. The escape of air from the discharge port is prevented by the tubular valve. As the volume in front of the blades decreases, the volume behind them increases and so a fresh charge is sucked through the intake port.
Compression continues until the pre-determined pressure is reached when the discharge port is uncovered. Discharge is carried out until the position is reached at which no further change in volume can occur when the discharge orifice is
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is arranged to close and the cycle of compression and discharge is completed. However, on the intake side, the losses of the inlet and the ducts cause an intake depression which is compensated by leaving the intake port open for at least part of the period during which the volume remains stationary. .
This desirable feature has a twofold advantage in the single vane type in that it also allows the inlet port to be kept open for the entire cycle and thus no inlet valve is required and no inlet valve is required. no loss occurs whenever the valve is closed and opened.
A peculiarity of the operation of the single-vane type pump is that compression can begin before the inlet port is out of the compression space.
This is made possible by the speed of operation since, during the time that the pressure build-up becomes effective at the inlet port, the latter has passed the center lines of the rotor and the compression gap is closed. For example: if the speed of the paddle is one tenth of the speed of sound, the rotor will turn one tenth of a turn or 36 while the compression pressure wave will make one full turn of the rotor.
Any decrease in the volume of the deleterious space at the end of compression increases cycle efficiency since it reduces the volume of hot compressed air discharged into the intake air. This volume can decrease to a very small value if the blade and the orifice are shaped in the manner described. According to its simplest profile, the blade is formed by an arc at its outer edge, while the leading side of the discharge blade and the driven side of the inlet blade are concave, each being formed by the trajectory of the tip. on the other blade. The third face of the inlet blade is formed to clear only the edge of the outlet port.
The inlet port may be larger than the path of the discharge blade and the third face of this blade may be shaped for other considerations, i.e. similar to the inlet blade for reason. economy or conformed to give an easy entry of air during idle time or a more convenient distribution of masses to balance the rotor. This shape is satisfactory for low compression ratios but at high pressures it is preferable to reduce the compression volume. Well rounded edges at the discharge port increase the inlet coefficient of the orifice and therefore the orifice itself may be smaller than an orifice with straight sides and sharp edges.
If in a particular model the crest of the blade is found to be an appreciable distance from the tubular relief valve, then further reduction in the compression space is possible by increasing the outside diameter. of the blade. This requires a larger housing bore on the intake side and moving the tip of the blade back to clear the discharge blade. The leading wedge of this blade has a curvature suitable for clearing the tubular valve. By these means the volume of dead space can be reduced to less than one two hundredth of the swept volume while the inlet section is still sufficient. An added benefit is that the larger blade on the intake rotor helps balance the large intake port.
When more than one blade per rotor is used, air in the dead space volume is delivered into the annular volume before compression begins in that space.
Leakage of air from the compression space past the edges of the blades to the inlet reduces cycle efficiency, but these losses are greatly reduced if another leak path to atmosphere is provided.
This condition is obtained by notching a slot surrounding each blade communicating with the orifices in the end walls of the housing. These orifices can also be arranged to entrain the air which would otherwise escape through the ends of the rotors. A preferred form of passage includes a hole below the surface of the blade connected with the surface by a narrow slot. This slot is sufficient to allow the escape air to pass but not large enough to allow appreciable escape of air during the
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duration of contact between the blades. The hole in the bottom of the slit is of sufficient cross-section to allow leakage air to pass without excessive back pressure.
Since it is the temperature of the leakage air that lowers the efficiency of the cycle, an alternative is to pump cold compressed air, or a fluid, through the slots, thus closing the opening to air pressure. - lower pressure in the compression operation A cooling cycle can also be obtained with this method o When there is more than one blade on the rotor, the leak passes to the annular volume and is not lost.
The only tightly limited clearances that are needed are those between the purely cylindrical .eu flat shapes. The contact between blades is not of paramount importance since the blades are in close contact at the highest pressure for only 20 arcs and more play during this small part of the cycle will have only a small amount. effect on the total yield of the assembly. The only other play between the rotors is that between the cylinders but as these have no relative speed at the point of contact the play can be taken very small; contact would only be harmful if it caused an overload on the bearings.
The time spent on assembly is much less than with the Roots type since the clearance between the blades is the only one affected by the positions of the drive gears.
By controlling the intake rotor, this clearance is increased with the wear of the gear teeth, thus compromising the life of the apparatus. The clearance between the blades at the onset of compression can be large because there is a negligible pressure difference on each side of the opening.
There are a number of methods that can be used to contain and install the rotors and three of these will be briefly mentioned.
The first and simplest form is to cantilever the rotors; this method gives a very simple construction with the absence of ducts but requires the use of short rotors and a large space between the bearings. An improved rotor support can be achieved by extending the shaft through the air passage to another outer bearing; in such a case an end duct is necessary. To obtain a continuous air discharge, a pair of rotors can be placed back to back and the blades placed at 180 °.
With this arrangement continuous air discharge can be obtained at pressures on the order of 25 pounds per square inch; this is accompanied by a smooth transmission tensile force and smaller bearing loads. Holes joining the discharge passages balance the flow through the end ducts thus reducing pressure drops.
The ducts can be essentially of the volute diffuser type collecting or releasing the air in the same direction of rotation as the rotors.
Vents to prevent eddies and regulate air streams can be placed in the mouths of the inlet and outlet bores to improve air flow.
The discharge tubular valve is supported by the main housing and a small empty space is maintained between the valve and the rotor bore. It may take the form of a. smooth arc of a tube or have serrations on its outer edge to prevent air leakage
The length of the arc of the discharge valve can be variable, for example, if a part is made in the form of a grid behind which a second valve of the tubular type can rotate.
The position of this inner valve would then determine the point at which the discharge port is opened and can be controlled manually or automatically or in accordance with the requirements of an associated machine to ensure that the
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compressor works at the greatest efficiency for the existing discharge pressure. In a special case a similar valve can also be fitted inside the inlet rotor so that a simple machine can be used both as a vacuum machine and as a compressor by manipulating the valves In this case the flow rate The fluid pressure can vary by the position of the inlet valve, while the head pressure would be regulated by the relative arcs covered by the valves in the inlet and outlet rotors.
An example of the use of this type of arrangement is for the supercharging of internal combustion engines. Ideally, the two-stroke diesel engine requires less air per cycle at light load than at full load. This condition is satisfied and fuel consumption improved if the valve in the intake rotor is controlled by the fuel pump control, so that the amount of air delivered is in proper relation to the amount. of fuel used.
The adjustment of the discharge valve can be controlled by pressure sensitive devices actuated by the pressure in the air tank.
A similar but smaller advantage will result if it is suitable for four-stroke engines. On carbureted engines, the supercharger will take the place of the carburetor throttle valve, with the throttle valve controls being taken at the variable intake valve. The compressor will then take the set amount of air and fuel mixture, expand it and pass it through the engine sleeve.
During this, the compressor will act as an expander and deliver power to the engine thus reducing fuel consumption.
At full load, if the capacity of the compressor was greater than that of the engine, positive over-compression would be given. As a variant, a smaller capacity compressor could be adapted so that it functions as a pressure reducer at all flow rates.
If this were done, the refrigerated intake conditions would prevail and the engine compression ratio could increase above that normally used. This will cause an increase in thermal efficiency and thus a reduction in fuel consumption and exhaust temperature. In another special case a valve inserted in the inlet rotor can be arranged to give an inflow of air. which will cause a wave of motion in the intake system. This wave of motion can then accomplish a little more or all of the desired compression or expansion.
As an alternative or in addition to the rotor system closed at both ends, to achieve a smoother air flow, two or more blades per rotor may be fitted and each rotor has. then a well-balanced structure
When two diametrically opposed blades are fitted to each rotor and an intake valve is provided, during intake the load occupies the spaces between the blades of each rotor and for a moment is trapped and carried around the periphery of each rotor before compression and discharge begins.
Under these conditions, air at higher pressure leaking along the blades and that discharged from the volume of space see their pressure increased before the compression cycle begins and thus the work to be done to reach it is reduced. the required discharge pressure. Similarly, heat transfer from metal surfaces raises pressure. By taking this heat, the load cools these surfaces, thereby reducing distortion.
By use of this arrangement, the total volume of the intake zones is equivalent to four of said confinement spaces per turn and is greater than what can be achieved with the single paleo type.
To take maximum advantage of the increased volume swept, openings can be arranged in the main casing connecting the intake zones to each other and acting as a bypass at the point where the bores meet. Similar inlets on the crankcase compression side
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balance the pressure in the two compression zones before they form a single space. Both would help reduce intake and discharge losses by providing a smoother and slower inflow of air around the sharp wedge formed there.
These entrances are of such size and have such a position that they do not cause any leakage.
In one embodiment of the invention two diametrically opposed blades are adapted to each rotor and an inlet valve is provided, so that during the admission the load occupies the spaces formed between the blades of each rotor. and, for a moment, is trapped and transported around the periphery of each rotor before compression and upsetting begins.
However, it is proposed in yet another embodiment to provide a hole or holes through the casing surrounding the rotors uniting the admission zones to the atmosphere, no loss of high pressure air having. place since it is caught between the rotors in the manner described in the previous paragraph. The hole (s) allow air to be drawn into the crankcase when internal pressure is less than atmospheric pressure Such holes can be used as auxiliary inlets to provide additional flow over that of the orifice input of the rotor. In another embodiment the inlet rotor orifice can be omitted and a simple orifice through the crankcase can be provided as found on Roots type fans.
This rotor without orifice does not need to be hollow but is provided with a recess to allow the passage of the blades of the delivery rotor. It is advantageous in this case to provide grooves in the end walls and a larger inlet blade to reduce the blade clearance so that the pressure in said rotor recess does not drop quickly at the onset of the blade. cycle.
This arrangement allows for the use of an extremely large orifice section, the subsequent reduction in suction loss outweighing the loss of the effect of centrifugal load and the increasing loss during the blade-to-blade period.
In another arrangement with the inlet port in the crankcase, both rotors have outlet ports and although the compression volume is increased, thus lowering the efficiency, the flow rate is increased due to a greater rotor speed for a given gas speed through the orifices.
In this case, the orifices in one of the rotors are arranged as described above in front of each blade, while the orifices in the other rotor are formed through each blade or the cylinder also immediately preceding each blade, the orifice of discharge in the second rotor being provided with a control valve to determine the opening point as with the normal discharge rotor. The second-mentioned rotor is provided with recesses for receiving the blades of the first rotor as described for the previous embodiment. At very high speeds some compression is caused in front of the blades, due to their own speed.
In these circumstances, backflow is facilitated through the orifices near the leading faces of the paleso
The drawings opposite schematically illustrate, by way of example only, a number of embodiments of the invention in which: - Figures 1 to 4 are sections of a pump showing four phases in the cycle of the pump. operation, - Figure 5 is a PV diagram of the pump of Figures 1 to 4; - Figure 6 is a section showing the details of the blades; - Figure 7 is a section through a radial blade of a rotor - Figures 8 to 11 show different arrangements of the rotors, bearings and passages; - Figures 12 and 13 show details of the valves;
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- Figure 14 shows a construction having two rotors each with two blades;
- Figures 15 and 16 show constructions having three rotors; Figure 17 shows a construction having unevenly sized rotors; - Figure 18 is a representation of devices for adjusting a movable valve; - Figure 19 is a representation of devices for automatically adjusting the valves, and - Figures 20 and 21 show arrangements having an orifice in the housing.
Figures 1 to 4 schematically show the operating cycle of a pump having two rotors each with a single blade. The housing
1 is shaped like a figure eight like a Roots fan.
The rotors a and b have the shape of two hollow cylinders rotating in this housing and meshing to rotate at the same speed, but in the opposite direction by means of a pair of external gears, not shown. On each cylinder is a blade 2, 3, which just sweeps the housing bore.
The cylinders have slots 4 and 5 cut into them on the main side of the discharge rotor blade b and the next side of the inlet rotor a each slightly longer in length than the blades so that they can pass through. at every turn. The slots 4, 5 provide passage to the centers 6, 7 of the cylinders and are used as ports for the supply and discharge of air. Ducts in one or both end plates of the outer casing are arranged to connect the inner bores of the rotors.
By making the bore of the discharge rotor circular and concentric with the rotor a stationary partially tubular valve 8 can be inserted and the arc covered by this valve determines the degree of compression obtained before the opening of the discharge port. alternatively an automatic valve can be used which opens when the compression pressure is slightly higher than in the discharge passage.
The convenience of this type of opening can be judged by a description of the operating cycle with reference to Figures 1 to 4 which show the four distinct phases in the cycle. Figure 1 shows the start of the compression cycle. At this moment the entire crankcase is full of air at atmospheric pressure and the blades just come into contact with each other (i.e. with a play of a few thousandths of an inch) Any rotation beyond this point reduces the volume of the housing on the driving side of the blades and thus the air is compressed. The escape of air from the discharge bore 7 is prevented by the tubular valve 8. Just as the volume in front of the blades decreases, the volume behind them increases and so a fresh charge is drawn into the orifice d. 'admission 6.
The compression continues until the required pressure is reached, at which point, as shown in Figure 2, the discharge port 5 opens; the compressed air is then discharged until the point shown in figure 3 is reached. From this point forward, completing the cycle to return to the point in Figure 1, there is no change in volume; thus the discharge port 5 is arranged to close, as shown in Fig. 3, and the compression cycle is completed.
However, on the intake side, the losses at the inlet and on the path cause a vacuum at the intake and this is remedied by leaving the intake port open during this dead time. This desirable feature has a twofold advantage in that it allows the inlet orifice to be kept open for the entire cycle and thus no inlet valve is required and there is no losses due to the opening and closing times of the valve.
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The cycle will now be explained with reference to the PV diagram as shown in figure 5 At point 1 the intake begins and the intake rate increases, until point 2 is reached, the effective area of the blade being increased by the delivery wedge uncovering the inlet pallet. From point 2 the intake is at a constant rate since the rotors rotate at constant speed; this is why the depression on admission is constant. At point 3 the blades come into contact and as the effective blade surface area is reduced the intake depression decreases.
When suction is complete the vacuum at the inlet is removed during the idle time and may give rise to a pressure greater than atmospheric pressure at the onset of compression due to the effect of centrifugal loading of the orifice. intake and the effects of waves in the intake duct. At point 4 a full turn has taken place and the air is now on the compression side of the blades. Compression is done at point 5 where. the discharge port opens and the opening rate being large the pressure rises only slightly between points 5 and 6 before falling to a constant positive pressure required to move the air. through the exhaust port. From point 7 to ó the decrease in the effective area of the blade reduces this rate until it becomes zero, the dispensing orifice closing.
From point 8 to 9 the small amount of air in the dead space between the intake blade and the distribution valve is discharged into the intake air. The volume of 9 to 1 is the volume of the detrimental space in 1 inlet port and since this volume is transported from cycle to cycle its effect is negligible.
One feature which cannot be shown in the PV diagram but which can be seen in figure 1 is that the compression begins before the inlet port has exited the compression space, This is made possible by the speed of operation since during the time that the increase in pressure becomes effective at the inlet port, the latter has passed the center lines of the rotor and the compression space is closed. For example if the blade speed is one tenth of the speed of sound then the rotor turns one tenth of a turn or 36 while the compression pressure wave will make one full turn of the rotor.
Any decrease in the volume of the harmful space in the discharge port .. at the end of the compression, increases the flow rate of the cycle since it reduces the volume of the hot compressed air discharged into the exhaust air. arrival This volume can fall to a very small value if the blade and orifice are shaped as described. According to its simplest profile, the blade is formed by an arc at its outer edge while its concave side is formed by the trajectory of the end of the other blade.
The convex face of the inlet blade is rounded to clear the edge of the outlet port The inlet port is larger than the path of the outlet blade and the face of the exhaust blade can be cut for other considerations, i.e. similar to the intake blade for economy, cut to give an easy entry of air during dead time or a more suitable distribution of masses for balance - burn the rotor. This model is satisfactory for low pressures but for high pressures it is preferable to reduce the clearance.
Well rounded edges at the inlet port as shown at 9 and 10 in Figure 6 increase the inlet coefficient of the inlet port and that is why the port itself may be. smaller than another with straight and sharp sides. To follow the rounded edge 9 a blade with a wider base is necessary since the angles Ó under tension at the center of the blades would be the same. If in a particular model the crest of the blade is found to be an appreciable distance from the tubular discharge valve, then further reduction in the compression gap is possible by increasing the outer diameter of the blade as shown in figure 6 from 11 to 12.
This requires a larger bore of the housing on the inlet side and the displacement of the tip of the blade back to 13 to clear the blade.
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admission. The load wedge 14 of this blade has a curvature suitable for clearing the tubular valve. By these means the spacing volume can be reduced to less than one two hundredth of the swept volume while the inlet section is still sufficient. An added benefit is that the larger intake rotor blade helps balance the large intake port.
When more than one blade per rotor is used, air in the spacing volume is delivered into the annular volume before compression begins in that space
Leakage of air from the space beyond the edges of the blades to the inlet reduces cycle efficiency, but these losses are greatly reduced if another leak path to atmosphere is provided. This condition is obtained by notching a slot 15 surrounding each blade and communicating with the orifices in the end walls of the casing.
These ports can also be arranged to entrain air which would otherwise escape through the ends of the rotors, and are shown in Figure 7.
A preferred form of passage includes a hole 16 below the surface of the blade, connected with the surface by a narrow slot 15. This slot is sufficient to allow leakage air to pass but not large enough to allow appreciable escape of air. during the duration of contact between the blades. The hole in the bottom of the slit is of sufficient cross section to allow the escape air to pass without excessive back pressure.
Since it is the temperature of the leak air that lowers the efficiency of the cycle, an alternative is to pump cold compressed air, or a fluid, through the slots, thus closing the opening to the air from the leak. lower pressure in the compression operation. A cooling cycle can also be obtained with this method. When there is more than one blade on the rotor, the leak passes to the annular volume and is not lost.
There are several methods that can be used to support and install the rotors and three of these will be mentioned briefly. The first and the simplest form (as shown in figure 8) is to cantilever the rotors, this method gives a very simple construction with no ducts but requires the use of short rotors. and a large space between the landings. An improved rotor support can be obtained by extending the shaft through the air passage to an outer bearing, as shown in Figure 9, in such a case end ducts are required.
To obtain a continuous air discharge, a pair of rotors can be placed back to back, as shown in figure 10, and the blades set at 1800. With this arrangement a continuous air discharge can be obtained at pressures. on the order of 25 English pounds per square inch; this is accompanied by a smooth transmission tensile force and smaller bearing loads. Holes joining the relief passages balance the flow through the end ducts thus reducing pressure drops.
As a further variant a pair of rotors can be coupled as shown in figure 11.
In the cases shown in Figures 9 and 10 the ducts may be substantially of the volute diffuser type collecting or releasing air with the same direction of rotation as the rotors. Vents to prevent eddies and regulate air streams can be placed in the mouths of the inlet and outlet bores to improve air flow.
The discharge tubular valve is supported by the main housing and a small void space is maintained between the valve and the rotor bore. It can take the form of a smooth arc of a tube or have serrations 17 provided on its outer edge to prevent air leakage as shown in Figure 12.
The arc length of the discharge valve can be overridden if. one part is made in the form of a grid 18 behind which a second valve of the tubular type 19 can turn, as shown in figure 13
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The position of this inner valve would then determine the point at which the discharge port is open and can be controlled manually or automatically to ensure that the compressor is working at peak efficiency for the existing discharge pressure at all times. Further reference to such a construction will be made later.
Figure 14 shows what takes place when two blades are matched by rotors in the space X the compressed air intake takes place, in Y a fresh load is also admitted and in the spaces Z the previous fresh load is gripped and entrained between the blades Under these conditions the air at higher pressure leaking from the edge of the blades will see its pressure increased before its compression cycle begins. Similarly the transfer of heat from the metal surfaces will increase the pressure and by absorbing this heat the load cools these surfaces thus reducing their distortion. By using this arrangement the total volume of the surrounding areas. This is equivalent to four of the Z spaces per revolution and larger than what can be achieved with the single blade type.
The greatest loss in compressors, which have clearance between all operating parts, is due to leaks, namely leaks along the blades and between the drums. Due to the rolling motion, the clearance between the drums can be very small but a reasonable clearance must be maintained between the blades and the housing. The great advantage of the two-bladed model is that this leak is made to accomplish a first stage of compression ;, During most of the pressure part of the cycle, the leak along the blades enters the annular volume of the next cycle, thus raising his pressure.
Catching up this air leak is doubly advantageous in that it prevents mixing with the intake air.If mixing could take place, the temperature of the intake air would rise, as well as the tra - compression value and discharge temperature.
With the single blade type it is suggested that this air leak can escape and be discharged into the atmosphere by the model of a special blade and it is advantageous to compare these three cases A simple calculation has been made the loss resulting from ten percent leakage along the blade, at a discharge pressure of 1.5 kg per square centimeter compared to another compressor at one hundred percent efficiency; the results were:
EMI10.1
<tb> Yield <SEP> Yield <SEP> equivalent
<tb>
<tb> volumetric <SEP> adiabatic.
<tb>
<tb>
<tb>
<tb>
<tb>
Leak <SEP> at <SEP> beyond <SEP> of <SEP> the <SEP> zone
<tb>
Input <tb> <SEP> 87% <SEP> 81%
<tb>
<tb>
<tb> Leak <SEP> escaping <SEP> in <SEP> at-
<tb>
<tb> mosphere <SEP> 90 <SEP>% <SEP> 90%
<tb>
<tb>
<tb> Leak <SEP> to <SEP> the <SEP> volume <SEP> annular <SEP> 98 <SEP>% <SEP> 98 <SEP>%
<tb>
Even if only half of 19 theoretical improvement in yield is obtained, in practice this system would show a considerable gain.
A second feature of the annular displacement is that the fresh charge is brought into contact with the heated metal walls during the preceding compression and upsetting periods. This has the effect of reducing thermal distortion which is often a serious problem in positive displacement compressors.
The effect of this heat exchange on the cycle efficiency is negligible. The pressure gain by preheating the charge at constant volume and the benefit of cooling the compressing operation are offset by the increased work required to compress the charge from the higher starting temperature.
The volumetric displacement of the two-blade model is equal to
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four of the annular volumes per revolution minus the inter-blade compression space and is greater than the full annular portion of the single blade type by about ten percent.
To take full advantage of this increase it is advantageous to cut holes through the corner of the housing to form a bypass for the blades in the position shown in figure 190.
This allows the right hand volume to fill with air as the tip of the intake rotor blade moves away from this space.
Similar bypass ports can be cut in the upper corner of the crankcase to balance the small pressure difference occurring at the onset of direct compression. The vapor from these orifices decreases when the discharge pressure is increasing since the discharge valve is not yet open and will not be open until well after the meeting of the two zones and the slight irregularity at the beginning of the compression. ion has negligible effect on the total efficiency. The bypass device of the two sharp corners improves the air flow in the crankcase and thereby reduces the intake and discharge losses.
A valve is required in the intake rotor to close the compression zone during the onset of compression and extends over an arc of about 1800 arcs to close the annular volume and thus allow compression of the leaks since the The intake operation takes only half a turn, this valve does not cause any appreciable reduction in the average section of the orifice available during this intake.
The arc covered by the discharge valve is much longer than for the single blade type and since the rate of opening and closing of orifice is the same this has the effect of decreasing the product of duration and section of the discharge port.
The reduction is not great for low pressure settings but it may limit the maximum pressure obtainable to a lower value than that of the single blade type.
Two diametrically opposed blades and orifices form an intrinsically balanced system. This is advantageous since it gives symmetrical distortion and tension. The fact that the compensating holes are not necessary allows more freedom in the model and the blades, the orifices and the rotor bore can be made larger.
The two cycles per revolution greatly reduce variations in drive torque with the consequence that no flywheel effect of the rotor is necessary and light alloys can be used. The low pressure air delivery is almost continuous and this air is discharged at a constant rate for most of the cycle. Three two-bladed rotors in a row give four cycles per revolution compared to only two for the two-rotor type but have the disadvantage of starting compression late in the rotation of the rotors due to incomplete envelopment of the central rotor. . In this case, the compression does not start when each blade tip plunges into a pocket of fresh load but when the blade tip passes the point of intersection of the two bores in the housing.
Besides the increased displacement, this type has the advantage that the central rotor is balanced with regard to the pressure loads on the bearings. The bore of this rotor is used as a common discharge opening or as a common inlet opening depending on the direction of rotation. In the latter case, it is advantageous to omit the inlet valve and to increase the bore with respect to that of the discharge rotor in order to reduce the losses due to the passage of a larger volume of air.
The arc of rotation required for a compression and discharge cycle becomes less as the number of blades is increased and if three blades are fixed per rotor the three-rotor machine can be arranged to give a cycle almost similar to that of the two-blade rotor machine (2 x 2) in addition to reducing the periods of compression of leaks. Such a machine is highly capable of competing with the 2 x 2, the greater displacement per revolution compensating for the reduced speed that is required.
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to maintain the same gas velocity in the smallest average orifice section.
Either of the inner or outer rotors can contain the delivery passage according to the direction of rotation, as shown in Figures 15 and 16. An advantageous feature of the device of Figure 16 is that the single delivery passage is able to pass the alternate pushback periods with very little interference
More than three blades can be used. per rotor but this arrangement must be accompanied by a reduced average orifice section.
The different rotors can be arranged with different numbers of blades provided that the drive gears have numbers of teeth in proportion to the number of associated rotor blades.
The limitation of adding another rotor to a compressor of this sort is that the interference of the crankcase bores should not appreciably reduce the arc of the existing crankcase and necessary to maintain the closure of the crankcase. space in which compression and repression take place. This arc becomes progressively smaller, when the number of blades per rotor is increased; this interference has been shown to occur when two blades are used and a third rotor added. Three blades provide areas that precisely avoid interference if three rotors are aligned.
The length of the central arc of the casing is increased if the central rotor is of a larger diameter than the outer rotor and another blade combination, suitable for three-rotor machines, is one with two blades on. each extreme rotor and three on the central rotor. This allows opening sections as large as in the normal 2 x 20 machine
Figure 17 shows such a construction having three rotors, the center having three blades while the end rotors each have two blades. The inlet port is provided in the central rotor while the discharge is made through the openings in the end rotors. Proper gear is provided to provide suitable rotational speeds for the inner rotor and extreme rotors.
As long as the minimum closing arc referred to is maintained there is no reason why the third rotor or subsequent rotors should not be on the same centerline as the first two. The result of this is that, if at least three blades are used per rotor, rotors can be added until a full ring is formed; such a machine operates as long as an even number of rotors are used to maintain the correct direction of rotation. Other geometric arrangements can be made with assorted gear wheels.
The reduced opening sections given when more than two blades per rotor are provided make them increasingly advantageous for opening and closing the openings more quickly. The natural speed and this occurence is the circumferential speed of the rotor but since it is a relative speed of the openings with respect to the valve which determines the opening rate this can be increased by rotating the tubular valve in the opposite direction to the valve. the rotation of the rotors; for example a known device for converting the continuous rotational movement of the rotors into an oscillatory movement could be used to oscillate the tubular valve; for example, figure 18 shows a crank 20 controlled by the rotor via the gears 21 and 22 and the shaft 23.
The amplitude of the oscillation of the crank 20 is shown to be adjustable by the mechanism shown schematically at 24 while the phase ratio of the valve 25 and the rotor 26 is adjustable by means of a mechanism shown schematically. ment to change the angular phase ratio of the gear wheels.
This crank mechanism can be provided to rotate only once during the opening of the valve so that the valve rotates towards the opening next to the opening point of the orifice; it then oscillates back for the duration of the opening of the orifice and again approaches the orifice at the point of closure. With such an arrangement the variations of phase and
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crank radius can be used to control the given compression value before upset begins.
By adjustment of the valves this machine can become a compressor, an expander or simply a moving machine, and thus it can be used for any purpose requiring any of these operations. Some of its uses are: compressors for internal combustion engines, pressurizers for aircraft cabins, compressors for gas turbines or for gas generator systems, displacement pumps for liquids, compressors for industrial use, exhausters for suction device or as motors providing power from the displacement or expansion of gases or vapors.
The advantages of the machine proposed for each of the purposes involving compression, expansion or displacement of a fluid are its pure rotational motion, high efficiency and small size.
Other advantages result for the particular uses mentioned and these will now be established in full detail. The operating principles of the machine are the same for all these purposes and the difference is only in the position of the valves. Figure 19 shows a section of the machine through the rotors with the adjustable tubular valves 27,
28 inside each rotor. The counterclockwise rotation of the valve segment in the intake rotor 29 reduces the length of the intake period and thus controls the amount of fluid passing through the machine.
Counterclockwise rotation of the adjustable valve segment inside the discharge rotor 30 increases the degree of internal compression applied before discharge begins Discharge pressure is determined by capacity relative pressure of the compressor and the machine fed and for efficient operation the internal compression should be approximately equal to that of the discharge pressure. To achieve this the rotary segment of the discharge valve is coupled to a pressure sensitive device 31 controlled by the difference between the discharge pressure and the compression pressure.
Internal combustion engines require over-compression only at full load and because current compressors give this over-compression at all loads there is an unnecessary waste of power at low load This defect can be overcome with this model by connecting valve 27 in the intake rotor 29 to the throttle valve on the engine intake as shown by arrow 32 so that the quantity of air discharged per cycle is reduced when this valve is closed o On petrol engines the quantity The amount of fuel supplied is proportional to the quantity of air admitted and in this case there is a large field of power control and, on most of the work, this control takes the place of the normal intake valve.
Such an arrangement is especially advantageous in that it eliminates the throttling loss and therefore increases cycle efficiency at light loads.
In a particular case, one can arrange, by making the intake volume of the fan smaller than the sweep volume of the engine at full load, so that the intake pressure is even lower than the atmospheric pressure. case the engine compression ratio can be high and cycle efficiency increased without increasing the maximum pressure. The heat of the exhaust gases or any other known method can be used to make the air mixture hot enough to that the combustion temperature is reached in the cylinder after compression.
As the two-stroke diesel engine requires both strong supercharging and a large excess of purging air to enable it to operate at high load, the compressor power is high. At low load it takes a large part of the total power and therefore the fuel consumption is high. Using a compressor of the proposed model the intake control valve can be coupled to the engine intake valve so that a greatly reduced amount of air is delivered to the engine at low load; the compressor then requires less power
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and the fuel consumption of the engine is improved.
For maximum efficiency these compressors have the pressure valve at the discharge port, controlled by a device sensitive to the pressures in the discharge of the compressor, but this can be omitted when the desired variation in the quantity of air. is weak. This is because the reduction to suction air causes a lower pressure at the onset of compression and thus a lower discharge pressure, which is normally required for reduced air flow in the system.
Alternatively, the compressor can be used in the same way as normal positive displacement compressors leaving the inlet valve or both valves fixed.
In addition to the advantage of providing oil-free air, the proposed compressor satisfies other needs. In order to maintain the pressure in an airplane cabin near atmospheric pressure one needs a continuously increasing compression as the altitude of the airplane increases at the same time the weight of. air supplied to passengers must remain constant. These conditions are obtained in the proposed model by rotating the controllable intake opening valve clockwise as the altitude increases so that a constant mass of air is brought in through the air. cycle. This can be achieved by connecting the valve by a linkage to a device (figure 19a) controlled by the pressure of the ambient atmosphere.
Useful work can be done by discharging the waste air from the cabin to the atmosphere and if desired, the proposed machine can be operated as an expansion machine, used as an air motor.
This can be a separate assembly or integrated with the pressurizer.
The proposed compressor is especially suited for use with gas turbines and gas generators since it is able to operate at a high pressure ratio due to its internal compression and due to its freedom to run smoothly. .
Control of the control valve in the intake port by a lever connected to the fuel supply control system allows rapid load changes on the assembly without overheating the turbine blades.
By reducing the length of the discharge valve so that it is open for the duration of the suction and admission period the machine can be described as a moving machine. In this condition it is able to to function as a pump for compressible fluids and has the advantage over normal pumps of improved volumetric efficiency. This improvement is given by the centrifugal load effect of the rotating intake port which greatly reduces the losses due to cavitation, often experienced with the normal type gear pump.
The inlet control valve together with the outlet one can be used if variable flow at constant speed is required.
The high speed of operation, the small size and the low price of the proposed type of compressor, make it interesting as a normal industrial compressor, for use, with pneumatic tools oa for any operation where air, fuel is required. gas or steam under pressure.
On the other hand, while constant speed is essential, the amount of discharge air can be varied by adjusting movable control valves.
The high rate of internal compression that can be achieved makes this type of compressor suitable for use as an enhancer. In this case the machine takes gas at a very low pressure, compresses it to. atmospheric pressure and finally pushes it back to atmospheric pressure.
For normal systems, the efficiency of the system during vacuum creation is of little importance; thus a fixed adjustment of the valves
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can be used. Controllable valves can be used if other conditions are required such as controlling mass flow or efficient operation with varying degrees of vacuum. An improvement in the use of this type of pump is to use the controllable adjustment of the inlet orifice, the adjustment of the discharge orifice or a bleed valve so that excessive pressures do not. are not created in the machine during vacuum generation when inlet pressures are near atmospheric pressure.
Most compressors can be used as motors if gas or steam is available under pressure, but only types giving internal expansion are able to give high efficiency. In the proposed machine, internal expansion is achieved by closing the inlet valve earlier and allowing the fluid employed to relax until the end of the normal inlet time. No internal compression is required, so the discharge valve is arranged to be open for the entire time that the blades are approaching each other; then this forms the exhaust stroke.
If a controllable intake valve were fitted, a variable intake could be used as on steam engines and, if used for this purpose, the engine becomes an intermediate machine between the steam engine and the turbine.
Fig. 20 shows an embodiment of the pump having two rotps each with two blades where a hole 33 is provided in the housing through which air is drawn from the atmosphere.
In this embodiment, the inlet opening in the rotor is eliminated and a simple opening is provided in the casing.
This rotor is shown full but is provided with recesses 34, 34 which allow the passage of the blades of the discharge rotor. This arrangement makes possible the use of an extremely large opening section, the resulting reduction in suction loss outweighing the loss of centrifugal load effect and the increased loss during the reconciliation period. blades
In the variant of Figure 21 the intake opening 33 is in the housing while the two rotors include discharge openings 35, 35 and although the compression volume is increased, thus lowering the efficiency,
the flow rate is increased due to the greater speed of the rotor for a given gas velocity through the openings The openings in one of the rotors b are arranged as previously described in front of each blade while the openings in the The other rotor a are cut through each blade on the cylinder immediately preceding each blade, the discharge opening in rotor a being provided with a control valve 8a to determine the opening point as with the normal discharge rotor 12 0 The rotor a is provided with recesses 36, 36 for receiving the blades of the rotor b.
The aim of the invention is not limited to the different embodiments described above with reference to the attached figures, but different modifications can be made without departing from the scope of the invention.
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