Rotor de turbine centripète La présente invention a pour objet un rotor de turbine centripète, notamment un rotor de turbine à gaz fonctionnant à de grandes vitesses et à des températures élevées.
On admet généralement que les aubes de tels rotors doivent être pratiquement radiales afin de ré sister aux très gros efforts dus à la force centrifuge à grande vitesse, tout particulièrement à haute tem pérature quand la matière constituant les aubes est affaiblie. Les rotors des turbines centripètes connues présentent des aubes radiales sur toute leur longueur et il est courant de dessiner les aubes en établissant l'une des lignes d'écoulement, par exemple la ligne moyenne ou ligne de moyeu, et en construisant la surface de l'aube en faisant passer des lignes radiales par chaque point de ladite ligne moyenne. Il résulte nécessairement de cette construction qu'à la sortie des aubes la tangente de l'angle de sortie est in versement proportionnelle au rayon.
Une telle varia tion de l'angle de sortie le long des bords de sortie de l'aube entraîne de sérieuses pertes.
On connaît un procédé pour la construction d'un aubage pour des dispositifs à fluide élastique, dans le but d'obtenir un aubage de haut rendement qui se caractérise en partculier par le maintien, à travers les passages qu'il comporte, d'un courant tourbil lonnaire de l'entrée à la sortie de l'aubage. Un tel aubage donne toute satisfaction en ce qui concerne le fonctionnement thermodynamique, mais il im plique des parties non radiales des aubes qui con duisent à des efforts de flexion excessifs au cours du fonctionnement à haute vitesse.
Le rotor faisant l'objet de la présente invention est caractérisé en ce qu'il comprend un moyeu tour nant autour d'un axe fixe, des aubes portées par le moyeu et s'étendant radialement vers l'extérieur, chaque aube comportant un bord d'entrée s'éten- dant parallèlement à l'axe du moyeu et un bord de sortie s'étendant vers l'extérieur par rapport à cet axe, les régions d'entrée des aubes recevant un écou lement d'un milieu gazeux sous pression présentant une composante d'écoulement radiale dirigée vers l'intérieur et les aubes déchargeant le milieu en un courant tourbillonnaire dans leurs régions de sortie,
caractérisé en ce que la région de sortie précédant le bord de sortie de chaque aube présente une sec tion droite radiale qui se modifie à partir d'une direction purement radiale de manière à présenter un angle de sortie constant, les régions d'entrée et de sortie de l'aube étant reliées l'une à l'autre de ma nière continue par une région intermédiaire de tran sition hélicoïdale.
L'aube est ainsi sensiblement radiale sur la ma jeure partie de son étendue dans la direction de l'écoulement et ne s'écarte de cette direction radiale que dans la région de sortie où, cependant, l'écart est d'une nature spéciale comme on le verra plus loin. Il en résulte un courant tourbillonnaire à l'en trée et à la sortie, avec certaines déviations de l'écoulement dans les parties intermédiaires des pas sages, les conditions étant néanmoins telles qu'on obtient un rendement élevé.
On a trouvé en parti culier qu'il est avantageux de dessiner les bords de sortie des aubes de manière que l'angle de sortie soit pratiquement constant sur toute l'étendue radiale du bord de sortie, plutôt que d'avoir un angle de sortie dont la tangente est inversement proportion nelle au rayon comme mentionné précédemment pour un aubage hélicoïdal. Quand l'angle de sortie est pratiquement constant, l'écoulement à la sortie de l'aubage est sensiblement tourbillonnaire. Il ré sulte de cette construction que l'étendue axiale dans laquelle règne une condition non radiale est faible.
La relation entre l'angle de sortie, la surface annu- faire de sortie et la surface d'entrée cylindrique ou pratiquement cylindrique de l'aubage assure le haut degré de réaction nécessaire pour éliminer le danger d'une séparation du courant à partir de la surface des aubes due à un brusque virage local. On obtient ainsi une grande vitesse de sortie, mais on a remarqué que l'effet de stabilisation de l'écoulement produit par une forte réaction compense le désavantage d'une vitesse de sortie élevée.
En outre, l'existence d'un angle de sortie constant produisant un écoulement de type tourbillonnaire assure un bon rendement en association avec un diffuseur de sortie, le courant pénétrant dans le diffuseur étant stable et éliminant ainsi les pertes de mélange. Un diffuseur est avan tageusement utilisé à la sortie des aubes d'une tur bine pour transformer la vitesse de sortie élevée en une élévation de pression qui entraîne un abaisse ment de la contre-pression à la sortie de la turbine.
La construction envisagée fournit en outre des moyens d'amortissement perfectionnés de la vibra tion.
Le dessin annexé représente, à titre d'exemple, une forme d'exécution du rotor objet de l'invention. La fig. 1 est une coupe axiale d'un turbocom presseur comprenant cette forme d'exécution.
La fig. 2 est une coupe partielle, à plus grande échelle, de la partie d'entrée de la turbine.
La fig. 3 est une vue en direction axiale prise depuis la droite de la fig. 2.
La fig. 4 est une vue partielle de l'extrémité de décharge du rotor de turbine.
La fig. 5 est une coupe, à plus grande échelle, selon 5-5 de la fig. 1.
Les fig. 6, 7 et 8 sont des coupes selon 6-6, 7-7 et 8-8 de la fig. 1, respectivement.
Le turbocompresseur représenté à la fig. 1 peut constituer une partie d'une installation à turbines à gaz ou être utilisé pour la turbo-alimentation d'un moteur à combustion interne. Il comprend un arbre 2 monté dans des paliers et qui supporte en porte à faux, par une bride 4, diverses sections 6, 8, 12 et 14 d'un moyeu de rotor, fixées ensemble et à l'ar bre par des tirants 16.
La section 6 du moyeu constitue un compresseur qui comprend un aubage de compresseur 18, le com presseur étant du type à écoulement mixte et agencé de manière à envoyer de l'air de la façon habituelle à travers un diffuseur jusque dans la zone d'utili sation, par exemple une chambre de combustion ou un moteur, assurant ainsi une turbo-alimentation.
La turbine comprend les trois sections 8, 12 et 14 du moyeu et les éléments portés par ces sections. La section 8 comprend un disque latéral 10 qui sé pare le compresseur et la turbine et constitue une paroi pour une partie des passages pour le gaz dans la turbine. Le disque 10 est légèrement conique à sa partie externe où il engage des parties d'aubes 20 portées par la section 12 du moyeu, cette construc tion entraînant une composante axiale de la défor mation du disque sous l'action des forces centrifuges qui presse le disque contre les bords des parties 20. Le contact est ainsi assuré dans toutes les conditions de fonctionnement afin d'amortir les vibrations et de permettre encore une différence d'expansion des par ties en contact.
La troisième section 14 du moyeu porte les parties d'aubes 22 qui constituent l'aubage avec les parties 20. La nouveauté du rotor décrit réside notamment dans cet aubage 20, 22. Ce der nier comprend dans l'exemple envisagé dix-huit aubes également espacées.
La construction décrite et représentée convient spécialement pour des roues de turbine relativement grandes, par exemple d'un diamètre de 20 cm ou plus, où les vibrations et les efforts thermiques cons tituent le problème principal. Dans les roues de tur bines plus petites où ces problèmes ne sont pas aussi sérieux, la roue peut être formée d'une seule pièce, c'est-à-dire que les trois sections 8, 12, 14 peuvent être coulées avec précision en une seule pièce. Ce pendant, les parties d'entrée 20 et de sortie 22 de l'aubage, bien que constituant une unité, répondent à des considérations spéciales de construction et seront décrites séparément, étant entendu qu'elles peuvent être réellement séparées ou constituer seule ment des parties d'aubes continues.
Si l'on considère d'abord les parties d'aubes 20 d'entrée portées par la section 12 du moyeu, il faut noter que chaque partie est centrée sur un plan axial et s'amincit de sa base vers sa pointe, comme le montre bien la fig. 3. Pour obtenir une résistance maximum, les parties extérieures des aubes doivent avoir une épaisseur uniforme en direction radiale vers l'intérieur jusqu'au point où les efforts centri fuges atteignent la valeur maximum permise par cette épaisseur. Depuis ce point, en continuant vers l'in térieur, les efforts maximums sont maintenus cons tants par l'emploi d'un profil d'aube hyperbolique. Les conduits 26 du moyeu entre les aubes sont for més de manière à assurer la continuité nécessaire pour le passage du gaz.
Le disque 10 engage les bords gauches 30 des aubes en regardant la fig. 2, pour former une paroi délimitant un passage pour le gaz dont l'autre paroi est constituée par la bâche 31 de la turbine le long des bords extérieurs des aubes. Le gaz admis ne pré sente pratiquement pas de composante axiale d'écou lement et les bords extérieurs 32 des aubes s'éten dent par conséquent parallèlement à l'axe.
L'admis sion du gaz est assurée, évidemment, avec une forte composante circonférentielle de vitesse d'écoulement grâce à des tuyères disposées radialement à l'ex térieur des bords 32 ou même, plus avantageusement, par la libre rotation du gaz dans une chambre annu laire qui n'est pas interrompue dans le voisinage des parties 20 des aubes par des vannes de guidage.
Le cou rant de gaz d'approche présente un mouvement tour billonnaire à l'entrée des passages de la turbine dé finis par les parties 20, les bords axiaux 32 recevant correctement le courant gazeux aux vitesses de fonc tionnement normales. L'aubage d'entrée décrit re- çoit donc l'écoulement dans des conditions tourbil lonnaires avantageuses et les conditions tourbillon naires peuvent être avantageusement maintenues à la sortie. Pour obtenir strictement ce résultat, les parties intermédiaires de l'aubage doivent s'écarter quelque peu de la direction radiale.
Mais l'analyse montre que si les parties d'aubes 20 sont radiales, comme décrit, l'écart par rapport à un écoulement tour billonnaire n'est pas suffisamment grand pour affecter sensiblement le rendement du fonctionnement. Un courant tourbillonnaire existe donc à l'entrée des passages formés par les parties 20, puis l'écoulement change de caractère dans les passages pour devenir à nouveau tourbillonnaire à la sortie desdits passages.
Les fig. 1 et 4 à 8 montrent les parties d'aubes 22 de sortie supportées par la section 14 du moyeu. Les bords d'entrée 38 des parties 22 présentent des sections radiales identiques aux sections radiales ad jacentes des parties d'aubes 20 d'entrée et les parties 20 et 22 sont maintenues alignées entre elles au moyen des tirants 16, les surfaces de guidage de l'écoulement se raccordant de manière continue avec les surfaces des parties d'aubes d'entrée. Une rondelle élastique et déformable 39 est disposée entre les sec tions 12 et 14 du rotor serrées étroitement l'une contre l'autre. Cependant, comme on l'a dit, les sec tions 12 et 14 du moyeu peuvent être d'une pièce, de même que les parties 20 et 22 des aubes.
A son bord d'entrée 38, la partie 22 de chaque aube est radiale. Au-delà, la surface centrale sur la quelle l'aube peut être considérée comme centrée s'écarte approximativement hélicoïdalement à partir d'un plan axial, avec une augmentation graduelle ment croissante de l'angle de l'hélice et avec le main tien d'éléments approximativement radiaux à travers sa région initiale. Toutefois, il existe un écart à par tir de la direction radiale comme on l'explique ci- après.
Le bord de décharge 40 de la partie 22 de l'aube est dessiné de manière à présenter un angle de sortie constant qui, selon les conditions de fonctionnement requises, peut varier par exemple de 22o à 35 en viron. Les variations de largeur des sections droites de cette partie de l'aube en fonction du rayon sont alors déterminées selon l'analyse conventionnelle des efforts, pour obtenir des efforts acceptables aux conditions de fonctionnement .prévues, ce qui con duit à un amincissement considérable des aubes du moyeu à la périphérie. On établit ainsi les profils du bord d'entrée 38, où l'angle d'entrée est de 900, et du bord de sortie 40, où l'angle de sortie a la valeur constante choisie.
Entre les bords 38 et 40, les profils pour différents rayons sont alors déter minés expérimentalement pour donner approxima tivement les sections représentées aux fig. 6, 7 et 8. II faut noter que seule la région proche du bord d'entrée 38 est fixée, tandis que le maintien d'un angle de sortie constant entraîne des sections margi nales de sortie, à divers rayons, qui peuvent être dis posées arbitrairement autour de l'axe du rotor. Par exemple, ces sections peuvent être déplacées angu- lairement autour de cet axe de manière arbitraire et les profils entre l'entrée et la sortie, à différents rayons, peuvent être déplacés de manière correspon dante tout en maintenant la variation appropriée de la section droite avec le rayon.
Le déplacement des sections marginales exté rieures avec le déplacement des profils aux divers rayons correspondants, est effectué de manière que les centres de gravité des diverses sections soient amenés en alignement radial. Le résultat final appa raît nettement en regardant les fig. 4, 6, 7 et 8. Les centres de gravité 42, 44 et 46 des sections repré sentées respectivement aux fig. 8, 7 et 6 sont alignés radialement (fig. 4).
Les centres 48, 50 et 52 des bords d'entrée de ces sections sont évidemment alignés radialement, comme conséquence de la condi tion de raccordement de la partie d'entrée de chaque partie d'aube 22 avec la partie 20 correspondante.
Il est évident, par suite des formes arquées des profils, que leurs centres de gravité ne sont en géné ral pas disposés à l'intérieur des sections, sauf dans la région du moyeu, d'où il résulte que les sections des parties d'aubes par des plans radiaux ne sont pas radiales mais s'écartent de la direction radiale comme indiqué à la fig. 5.
Cependant, chaque par tie de sortie de l'aube offre une grande résistance à la déformation sous l'action des forces centrifuges (a) en considérant une section à un rayon quelcon que comme une unité rigide, les forces centrifuges tendraient à aligner radialement les centres de gra vité des sections, résultat déjà atteint initialement dans la construction envisagée plus haut, et (b) chaque section en elle-même présente une forme ar quée,
de sorte que les efforts tendant à déformer une partie non radiale pour l'amener dans une po sition radiale sont assimilables aux efforts tendant à écraser un arc et subissant la même résistance offerte par cet arc. Chaque partie d'aube considérée comme un tout est ainsi fortement rigide en dépit du fait que les sections individuelles par des plans radiaux peuvent s'écarter considérablement de la forme radiale.
Il faut noter que bien qu'un alignement radial des centres de gravité des sections puisse théorique ment donner une résistance maximum à la déforma tion, cette condition ne peut être réalisée qu'approxi mativement, si l'on veut également obtenir une par tie d'aube hautement résistante à la déformation. Par exemple, en admettant que le long du bord d'en trée 38, la partie d'aube est radiale, sans tendance à une déformation sous l'action des forces centri fuges, les centres de gravité à aligner ne peuvent être que ceux de quelques parties arbitraires des sections d'aubes les plus proches du bord de décharge 40 où l'épaisseur de l'aube mesurée selon la circonférence est moindre.
De telles considérations se rencontrent particulièrement dans le dessin d'un aubage dans le quel les parties d'aubes 20 et 22 sont d'une seule pièce et quand l'alignement des centres de gravité est limité à la partie de chaque aube où des défor mations locales à partir de la condition radiale sont importantes.
Comme mentionné plus haut, le maintien d'une valeur approximativement constante de l'angle de sortie du bord de décharge de chaque aube donne naissance à un courant tourbillonnaire à la sortie de l'aube si le rapport ule de la vitesse périphérique des aubes de turbine à l'entrée à la vitesse de jail lissement théorique du gaz d'entraînement est voisin, pour la turbine, de 0,6 à 0,7, et si la réaction, c'est- à-dire la répartition de la chute de chaleur totale entre les tuyères et les aubes, est correctement faite. La réaction nécessaire est ordinairement obtenue avec le domaine d'angles spécifié plus haut pour les aubes et avec un rapport de surface précisé plus loin.
Un rapport ulc inférieur est avantageux parce qu'il en traîne un ralentissement de la vitesse de la pointe de l'aube pour une chute de chaleur donnée et réduit par conséquent les efforts, mais il entraîne un faible rendement. Un rapport ulc supérieur à 0,7 ne peut être obtenu habituellement par suite des efforts qu'il implique. Il arrive par conséquent que le domaine utile indiqué ci-dessus du rapport ulc coïncide avec l'écoulement tourbillonnaire dans le cas d'un angle de sortie approximativement constant le long de l'étendue radiale du bord de sortie.
Pour obtenir des résultats optimums, il est avan tageux que les surfaces d'entrée et de sortie de la turbine soient dans une relation déterminée avec l'angle de sortie sensiblement constant. Désignons par A1 la surface d'entrée cylindrique égale à la longueur axiale du bord d'entrée 32 multipliée par la circonférence correspondant au rayon dudit bord, par A., la surface annulaire de sortie balayée par le bord de décharge 40, et par (32 l'angle de sortie, on a la relation suivante A1 = kA:
, sin (32 où k n'est pas inférieur à 1,0 ni supérieur à 2,0, (3p variant de 220 à 35 environ comme indiqué plus haut.
Il est évident d'après ce qui précède que les aubes prévues sont très sensiblement radiales sur toute leur longueur et s'écartent faiblement de cette direc tion radiale à la sortie seulement, où elles présen tent la rigidité maximum, pourvu que l'entrée du fluide soit tourbillonnaire et que la décharge du fluide soit sensiblement tourbillonnaire, les écarts relativement à la condition tourbillonnaire étant plu tôt faibles en travers des parties intermédaires des aubes.
Les conditions de réaction doivent être res pectées dans la région de sortie proche des aubes, mais, comme mentionné plus haut, bien que cela entraîne une vitesse de décharge accrue, un diffuseur peut être placé à la suite de la turbine pour effec tuer la transformation de la vitesse supplémentaire en une élévation de pression, la situation résultante présentant réellement un équilibre des conditions favorables et des conditions défavorables pour donner un dispositif à haut rendement. Il en résulte une turbine à haut rendement qui, en raison de la struc ture des aubes est capable de fonctionner à très grande vitesse et à très haute température.
Centripetal Turbine Rotor The present invention relates to a centripetal turbine rotor, in particular a gas turbine rotor operating at high speeds and at high temperatures.
It is generally accepted that the blades of such rotors must be practically radial in order to resist the very large forces due to the centrifugal force at high speed, very particularly at high temperature when the material constituting the blades is weakened. The rotors of known centripetal turbines have radial vanes along their entire length and it is common to design the vanes by establishing one of the flow lines, for example the middle line or hub line, and building the surface of the l vane by passing radial lines through each point of said mean line. It necessarily results from this construction that at the exit of the blades the tangent of the exit angle is inversely proportional to the radius.
Such a variation of the exit angle along the exit edges of the vane causes serious losses.
A method is known for the construction of a vane for elastic fluid devices, with the aim of obtaining a high-performance vane which is characterized in particular by the maintenance, through the passages that it comprises, of a linear vortex current from the inlet to the outlet of the vane. Such a blading gives full satisfaction with regard to thermodynamic operation, but it involves non-radial parts of the blades which lead to excessive bending stresses during high speed operation.
The rotor forming the subject of the present invention is characterized in that it comprises a hub rotating around a fixed axis, vanes carried by the hub and extending radially outwards, each vane comprising an edge. inlet extending parallel to the axis of the hub and an outlet edge extending outwardly relative to this axis, the inlet regions of the vanes receiving a flow of a gaseous medium under pressure having an inwardly directed radial flow component and the vanes discharging the medium in a vortex current in their outlet regions,
characterized in that the exit region preceding the exit edge of each vane has a radial straight section which changes from a purely radial direction so as to have a constant exit angle, the entry and end regions. vane outlet being connected to each other in a continuous manner by an intermediate region of helical transition.
The vane is thus substantially radial over most of its extent in the direction of flow and only deviates from this radial direction in the outlet region where, however, the deviation is of a special nature. as we will see later. This results in a swirling current at the inlet and at the outlet, with certain deviations of the flow in the intermediate parts of the wise steps, the conditions being nevertheless such that a high efficiency is obtained.
In particular, it has been found to be advantageous to design the exit edges of the vanes so that the exit angle is practically constant over the entire radial extent of the exit edge, rather than having an exit angle. the tangent of which is inversely proportional to the radius as mentioned above for a helical blading. When the outlet angle is practically constant, the flow at the outlet of the blade is substantially swirling. It follows from this construction that the axial extent in which a non-radial condition prevails is small.
The relationship between the exit angle, the exit annulus area, and the cylindrical or nearly cylindrical entry surface of the vane assures the high degree of reaction necessary to eliminate the danger of current separation from. the surface of the blades due to a sudden local turn. A high exit speed is thus obtained, but it has been observed that the flow stabilizing effect produced by a strong reaction compensates for the disadvantage of a high exit speed.
Furthermore, the existence of a constant outlet angle producing a vortex-type flow ensures good efficiency in association with an outlet diffuser, the current entering the diffuser being stable and thus eliminating mixing losses. A diffuser is advantageously used at the outlet of the blades of a turbine to transform the high outlet speed into a pressure rise which causes a lowering of the back pressure at the outlet of the turbine.
The construction envisaged also provides improved means of damping the vibration.
The appended drawing represents, by way of example, an embodiment of the rotor object of the invention. Fig. 1 is an axial section of a presser turbocharger comprising this embodiment.
Fig. 2 is a partial section, on a larger scale, of the inlet part of the turbine.
Fig. 3 is an axial direction view taken from the right of FIG. 2.
Fig. 4 is a partial view of the discharge end of the turbine rotor.
Fig. 5 is a section, on a larger scale, along 5-5 of FIG. 1.
Figs. 6, 7 and 8 are sections along 6-6, 7-7 and 8-8 of FIG. 1, respectively.
The turbocharger shown in fig. 1 can form part of a gas turbine installation or be used for turbo-feeding an internal combustion engine. It comprises a shaft 2 mounted in bearings and which supports in cantilever, by a flange 4, various sections 6, 8, 12 and 14 of a rotor hub, fixed together and to the shaft by tie rods 16 .
Section 6 of the hub constitutes a compressor which includes a compressor vane 18, the compressor being of the mixed flow type and arranged to send air in the usual way through a diffuser into the area of use. station, for example a combustion chamber or an engine, thus ensuring a turbo-supply.
The turbine comprises the three sections 8, 12 and 14 of the hub and the elements carried by these sections. Section 8 includes a side disc 10 which separates the compressor and the turbine and forms a wall for part of the gas passages in the turbine. The disc 10 is slightly conical at its external part where it engages parts of blades 20 carried by the section 12 of the hub, this construction causing an axial component of the deformation of the disc under the action of the centrifugal forces which presses the disc against the edges of the parts 20. Contact is thus ensured under all operating conditions in order to damp vibrations and further allow a difference in expansion of the parts in contact.
The third section 14 of the hub carries the blade parts 22 which constitute the blade with the parts 20. The novelty of the rotor described lies in particular in this blade 20, 22. The latter comprises in the example considered eighteen blades. equally spaced.
The construction described and shown is especially suitable for relatively large turbine wheels, for example with a diameter of 20 cm or more, where vibrations and thermal stresses are the main problem. In smaller turbine wheels where these problems are not so serious, the wheel can be formed in one piece, that is, the three sections 8, 12, 14 can be precisely cast in one piece. However, the inlet 20 and outlet 22 portions of the blading, although constituting a unit, meet special construction considerations and will be described separately, it being understood that they may be actually separate or constitute only parts. parts of continuous blades.
If we first consider the portions of inlet vanes 20 carried by the section 12 of the hub, it should be noted that each part is centered on an axial plane and tapers from its base towards its tip, like the clearly shows fig. 3. To obtain maximum strength, the outer parts of the blades must have a uniform thickness in a radial inward direction up to the point where the centri fuge forces reach the maximum value allowed by this thickness. From this point, continuing inward, the maximum forces are kept constant by the use of a hyperbolic vane profile. The ducts 26 of the hub between the vanes are shaped so as to ensure the necessary continuity for the passage of gas.
The disc 10 engages the left edges 30 of the vanes looking at FIG. 2, to form a wall delimiting a passage for the gas, the other wall of which is formed by the cover 31 of the turbine along the outer edges of the blades. The admitted gas has practically no axial flow component and the outer edges 32 of the vanes therefore extend parallel to the axis.
The admission of the gas is ensured, of course, with a strong circumferential flow velocity component by means of nozzles disposed radially outside the edges 32 or even, more advantageously, by the free rotation of the gas in a chamber. annu lar which is not interrupted in the vicinity of parts 20 of the blades by guide valves.
The approach gas stream exhibits a circular motion at the entrance to the passages of the turbine defined by the parts 20, the axial edges 32 correctly receiving the gas stream at normal operating speeds. The inlet blading described therefore receives the flow under advantageous vortex conditions and the vortex conditions can be advantageously maintained at the outlet. To strictly obtain this result, the intermediate parts of the blade must deviate somewhat from the radial direction.
But analysis shows that if the blade portions 20 are radial, as described, the deviation from billon tower flow is not large enough to significantly affect operating efficiency. A vortex current therefore exists at the inlet of the passages formed by the parts 20, then the flow changes character in the passages to become again vortex at the exit of said passages.
Figs. 1 and 4 to 8 show the output blade portions 22 supported by the section 14 of the hub. The inlet edges 38 of the parts 22 have radial sections identical to the adjacent radial sections of the inlet blade parts 20 and the parts 20 and 22 are kept aligned with each other by means of the tie rods 16, the guide surfaces of the flow continuously connecting with the surfaces of the inlet blade portions. A resilient and deformable washer 39 is disposed between the sections 12 and 14 of the rotor tightly clamped against each other. However, as has been said, the sections 12 and 14 of the hub can be in one piece, as can the parts 20 and 22 of the blades.
At its inlet edge 38, part 22 of each vane is radial. Beyond that, the central surface on which the vane can be considered to be centered deviates approximately helically from an axial plane, with a gradually increasing increase in the angle of the helix and with the main tien of approximately radial elements through its initial region. However, there is a deviation from the radial direction as explained below.
The discharge edge 40 of the portion 22 of the vane is designed so as to present a constant exit angle which, depending on the operating conditions required, may vary, for example from 22 ° to 35 approximately. The variations in width of the straight sections of this part of the blade as a function of the radius are then determined according to the conventional analysis of the forces, in order to obtain acceptable forces under the expected operating conditions, which leads to a considerable thinning of the blades. hub vanes at the periphery. The profiles of the entry edge 38, where the entry angle is 900, and of the exit edge 40, where the exit angle has the chosen constant value, are thus established.
Between edges 38 and 40, the profiles for different radii are then determined experimentally to give approximately the sections shown in FIGS. 6, 7 and 8. Note that only the region close to the entry edge 38 is fixed, while maintaining a constant exit angle results in exit marginal sections, at various radii, which can be varied. placed arbitrarily around the axis of the rotor. For example, these sections can be moved angularly around this axis in an arbitrary manner and the profiles between the inlet and the outlet, at different radii, can be moved correspondingly while maintaining the appropriate variation of the straight section. with the radius.
The displacement of the outer marginal sections with the displacement of the profiles at the various corresponding radii is effected so that the centers of gravity of the various sections are brought into radial alignment. The final result is clearly visible by looking at figs. 4, 6, 7 and 8. The centers of gravity 42, 44 and 46 of the sections represented respectively in FIGS. 8, 7 and 6 are aligned radially (fig. 4).
The centers 48, 50 and 52 of the entry edges of these sections are obviously radially aligned, as a consequence of the connection condition of the entry part of each blade part 22 with the corresponding part 20.
It is evident from the arched shapes of the profiles that their centers of gravity are generally not disposed within the sections, except in the hub region, from which it follows that the sections of the parts of vanes by radial planes are not radial but deviate from the radial direction as shown in fig. 5.
However, each part of the blade outlet offers a great resistance to deformation under the action of centrifugal forces (a) considering a section with any radius that as a rigid unit, the centrifugal forces would tend to radially align the blades. centers of gravity of the sections, a result already achieved initially in the construction envisaged above, and (b) each section in itself has an arched shape,
so that the forces tending to deform a non-radial part in order to bring it into a radial position are comparable to the forces tending to crush an arc and undergoing the same resistance offered by this arc. Each blade part considered as a whole is thus highly rigid despite the fact that the individual sections by radial planes can deviate considerably from the radial shape.
It should be noted that although a radial alignment of the centers of gravity of the sections can theoretically give maximum resistance to deformation, this condition can only be achieved approximately, if one also wants to obtain a part of the deformation. vane highly resistant to deformation. For example, assuming that along the entry edge 38, the blade part is radial, without tendency to deformation under the action of centri fuge forces, the centers of gravity to be aligned can only be those of some arbitrary parts of the blade sections closest to the discharge edge 40 where the blade thickness measured along the circumference is less.
Such considerations are particularly encountered in the design of a vane in which the blade parts 20 and 22 are integral and when the alignment of the centers of gravity is limited to the part of each vane where deflections. Local mations from the radial condition are important.
As mentioned above, maintaining an approximately constant value of the exit angle of the discharge edge of each vane gives rise to a vortex current at the exit of the vane if the ratio of the peripheral speed of the vanes is increased. turbine at the inlet at the theoretical jail speed of the drive gas is close, for the turbine, from 0.6 to 0.7, and if the reaction, that is to say the distribution of the drop of total heat between the nozzles and the vanes, is correctly made. The necessary reaction is usually obtained with the range of angles specified above for the blades and with an area ratio specified below.
A lower ulc ratio is advantageous because it slows down the speed of the blade tip for a given heat drop and therefore reduces the forces, but it results in a low efficiency. An ulc ratio greater than 0.7 cannot usually be obtained because of the effort involved. The above stated useful range of the ulc ratio therefore happens to coincide with the vortex flow in the case of an approximately constant exit angle along the radial extent of the exit edge.
To obtain optimum results, it is advantageous that the inlet and outlet surfaces of the turbine are in a determined relationship with the outlet angle substantially constant. Denote by A1 the cylindrical inlet surface equal to the axial length of the inlet edge 32 multiplied by the circumference corresponding to the radius of said edge, by A., the annular outlet surface swept by the discharge edge 40, and by ( 32 the exit angle, we have the following relation A1 = kA:
, sin (32 where k is not less than 1.0 nor greater than 2.0, (3p varying from 220 to 35 approximately as indicated above.
It is evident from the foregoing that the blades provided are very substantially radial over their entire length and deviate slightly from this radial direction at the outlet only, where they present the maximum rigidity, provided that the inlet of the fluid is swirled and the discharge of the fluid is substantially swirled, the deviations from the swirl condition being smaller sooner across the intermediate portions of the vanes.
The reaction conditions must be observed in the exit region near the vanes, but, as mentioned above, although this results in an increased discharge rate, a diffuser can be placed after the turbine to effect the transformation. from the additional speed to an increase in pressure, the resulting situation actually presenting a balance of favorable and unfavorable conditions to give a high efficiency device. This results in a high efficiency turbine which, due to the structure of the blades, is capable of operating at very high speed and at very high temperature.