Compresseur centrifuge La présente invention a pour objet un compresseur centrifuge.
A la limite inférieure -de la vitesse d'écoulement, l'angle d'écoulement par rapport à l'aube est inférieur d'environ 150 à l'angle d'entrée des aubes et le décolle ment apparaît sur le côté de faite de celle-ci. Ce décol lement est accompagné d'un phénomène d'instabilité d'écoulement sous forme de pulsations qui empêchent le fonctionnement sûr du compresseur à cette vitesse d'écoulement ainsi qu'à n'importe quelle vitesse inférieure.
Pour étendre le fonctionnement du compresseur dans son domaine normalement instable, l'air pénétrant dans la roue à aubes peut être soumis à un prétourbillon dans le sens de rotation .au moyen d'aubes directrices d'entrées réglables, de manière à faire coïncider l'angle d'écoulement avec les angles d'entrée des aubes. Un tel prétourbillon ion seulement réduit la vitesse -d'écoule ment que le compresseur peut supporter sans pulsation,
mais il réduit également le rapport de pression que le compresseur peut produire dans des conditions de vitesse en t/mn constante. Si l'on désire avoir une grande réduction du rapport de pression, on doit utiliser un prétourbillon élevé, ce qui nécessite le réglage des aubes directrices d'entrée suivant de très petits angles ; ou en d'autres mots, la composante de vitesse d'écou lement .absolue à l'entrée doit être dirigée suivant un petit angle par rapport au sens de rotation.
Si ceci est réalisé, cela. entraîne des pertes d'écoulement si éle vées que le rendement du compresseur devient mauvais.
En plus des pertes mentionnées ci-dessus apparais- sant ë l'entrée de la roue et qui diminuent rapidement avec -l'augmentation du décalage de l'angle d'écoulement et de l'angle d'aube, il existe d'autres pertes importantes dans les compresseurs centrifuges conventionnels qui ont pour résultat de limiter sérieusement le rendement.
La longueur considérable (dans le sens de l'écoulement) des passages formés par des aubes adjacentes crée un accroissement important des couches limites,
en parti- culier sur les côtés de fuite de l'aube où ces couches limites peuvent augmenter d'épaisseur à l'extrémité exté rieure des aubes de telle manière que le passage ne peut être que partiellement rempli par l'écoulement, le reste étant occupé par la couche limite qui est le siège d'impor tantes pertes d'énergie.
Dans la partie remplie du pas sage, la distribution de vitesse est très irrégulière, direc tement au vosinage de la face avant, par rapport au sens de rotation, de chaque aube la vitesse d'écoulement est faible et est beaucoup plus élevée à proximité de la face arrière de l'aube adjacente tombant cependant à zéro ou même à une valeur négative à l'intérieur de la couche limite épaisse sur ce dernier côté.
Une .telle irrégularité de vitesse à l'intérieur des passages d'aube individuels et le fait qu'il .existe des zones de séparation et de stagnation de couches d e liaison épaisses, donnent lieu à des pertes qui apparaissent dans la partie initiale de l'espace, par exemple un diffuseur, recevant l'écoule ment après qu'il a été évacué par les passages de la roue de compresseur.
L'invention vise à remédier -aux inconvénients men tionnés plus haut et le compresseur qui en fait l'objet est caractérisé en ce que les aubes de la roue sont réparties par paires, de manière que l'écartement entre les deux aubes d'une paire soit inférieur à l'écartement entre les aubes adjacentes de deux paires consécutives d'aubes, et en ce que le bord d'attaque d'une des deux aubes de chaque paire s'étend en amont du bord d'attaque de l'autre aube de la paire par rapport au sens d'écou lement du fluide entre ces deux aubes.
Le dessin annexé représente, à titre d'exemple, une forme d'exécution du compresseur faisant l'objet de la présente invention ainsi que des variantes.
La fig. 1 est une coupe axiale d'un petit compres seur équipée d'aubes directrices d'entrée réglables. La fig. 2 est une vue en élévation regardant vers le côté entrée de la roue représenté à la fig. 1.
La fig. 3 est une vue partielle montrant un dévelop- pement d'une projection de la roue sur un cylindre coaxial à celle-ci.
Les fig. 4A, 4B, 4C et 4D montrent les roues de qua tre variantes.
Les fig. 5A, 5B et 5C illustrent des formes d'aubes pouvant être présentées par n'importe laquelle des roues des fig. 4A, 4B, 4C et 4D.
En se référant à la fig. l; de l'air qui peut être à la pression atmosphérique, pénètre à travers l'entrée annu laire 44 et s'écoule radialement vers l'intérieur à tra vers un passage 42 pour être dévié axialement en vue d'entrer dans l'aubage de la roue. Des aubes- directrices 46 sont placées dans le passage 42 et sont réglables angulairement pour impartir un tourbillon à l'air entrant.
Ces aubes sont portées par des arbres individuels 48 tourillonnes dans la pièce moulée 2 et munis à leurs extrémités extérieures de pignons 50 sur lesquels passe une chaîne pour l'entraînement simultané en rotation.
Après avoir quitté la roue, l'air est reçu-par le dif- fuseur 38 qui ne comporte pas d'aube et s'étend radia- lement, l'air comprimé provenant de ce diffuseur étant déchargé dans la bâche spirale 39 et finalement à travers une sortie tangentielle (non représentée) à l'ouverture d'évacuation -du compresseur.
Les aubes ont chacune une forme de coquille et sont réparties par paires d'aubes 66 et 68 comme représenté à la fig. 3. L'écartement entre les deux aubes d'une paire est inférieur à l'écartement entre les aubes adjacen- tes de deux paires consécutives d'aubes:- Le bord d'atta que 67 de l'aube arrière 66, par rapport au sens de rota tion;
de chaque paire s'étend par rapport à l'écoulement d'air en amont du bord d'attaque 69 de l'aube avant 68 de la paire. A l'entrée 117 le bord d'attaque 67 des aubes arrière 66 s'étend sur la surface d'un cône concentrique à l'axe- de rotation et est orthogonal à l'écoulement tan dis que le bord d'attaque 69 des aubes avant 68 est radial (ou approximativement radial)
afin d'être égale ment orthogonal à l'écoulement qui l'atteint. A .la sortie <B>118</B> les bords de fuite des deux aubes 66 et 68 -de la paire sont disposés de manière que la fin de l'aube arrière 66 ait un rayon plus petit à partir de l'axe de rotation que le rayon, de l'aube avant 68.
Le-passage formé entre les deux aubes 66 et 68 de chaque paire a une forme de S, tandis que le passage formé entre les aubes adjacentes des deux paires consécutives n'a qu'une seule courbure.
Il apparaît dans cette construction, du fait d'une action centrifuge, une chute de pression en 119 produi- sant un écoulement forcé à .travers l'ouverture 117 et entre les -aubes .de chaque paire avec évacuation en 118.
Un mouvement de .rotation forcé de l'écoulement est ainsi obtenu en<B>117</B> qui impose, si cela est nécessaire, une courbure à l'écoulement aux entrées des passages entre paires d'aubes consécutives car les couches limites le long de la partie initiale du côté concave des aubes arrière 66 des paires d'aubes sont agitées en étant écartées par .aspiration.
C'est près du bord d'attaque sur ce côté de l'aube arrière que pendant des conditions défavorables d'angle d'écoulement, il apparaîtrait une séparation ou décollement de l'écoulement. La condition la plus défavorable qui pourrait exister est celle dans laquelle la composante de tourbillon de la vitesse absolue de l'air entrant dépasserait la vitesse périphérique de la roue d'une
quantité talle que la vitesse relative de l'écou- lement pas rapport aux aubes sera plus ou moins à angle droit par rapport aux aubes. de sorte qu'une cour bure de 900 environ serait nécessaire à l'écoulement pour lui permettre de pénétrer doucement dans le pas sage ménagé entre les aubes.
Cette condition peut exis ter pendant des conditions de fonctionnement comme décrit, donnant une composante de tourbillon élevée à l'air dans le sens de rotation pour obliger la roue à agir comme une turbine contribuant à entraîner l'arbre du rotor.
Grâce à l'écoulement induit d'une partie de l'air à travers les Passages formés entre les aubes 66 et 68 des paires malgré les conditions défavorables de l'angle, l'écoulement entre les paires consécutives d'aubes est obligé de s'incurver de manière à passer doucement entre celles-ci.
Il est avantageux de dessiner la roue utilisant un anneau d'entrée présentant un diamètre relativement grand de sorte que le carré de la valeur moyenne des diamètres intérieur et extérieur de cette ouverture est de 55 à 60 % du diamètre de sortie de la roue. En même temps,
il est désirable que la dimension radiale de l'aube ne dépasse pas 30 % du diamètre d'entrée moyen.
L'aubage de la roue de compresseur qui vient d'être décrit est-particulièrement avantageux s'il est utilisé con jointement avec des aubes directrices réglables. Les fig. 4A à 4D représentent les roues de quatre variantes du compresseur décrit. Ces roues se -distinguent les unes des autres par les directions d'entrée et de sortie des aubes, qui sont respectivement,
l'entrée radiale avec décharge radiale, l'entrée axiale avec décharge diago nale et l'entrée axiale avec décharge- axiale.
La roue peut présenter une décharge - soit vers l'acière, soit à 90(), soit vers l'avant. Les fig. 5A, 5B et 5C montrent trois variantes de raubage de la roue du compresseur décrit. Chacun de ces aubages pourrait être celui de l'une quelconque des roues des fig. 4A à 4D.
Le fonctionnement identique pour les diverses for mes d'aubes décrites est le suivant.
L'air d'agitation de la couche limite qui est intro- duit entre les deux aubes de chaque paire élimne la couche limite par aspiration à partir- du côté d'attaque de la face avant de l'aube arrière de la paire empêchant le décollement et l'écoulement enRTI ID="0002.0214" WI="4"HE="4" LX="1685" LY="1845"> ce point d'entrée dans des conditions de fonctionnement dans lesquelles
l'angle d'écoulement s'approchant de l'entrée est plus grand que l'angle de l'aube. Dans toutes les conditions de fonction nement, cet air d'agitation de la couche limite souffle la couche limite épaisse qui se formera autrement sur le côté amère de l'aube à proximité de son extrémité de décharge et en même temps cet écoulement d'air entre les aubes-de chaque paire <RTI
ID="0002.0231"> uniformise la vitesse de décharge entre les- paires d'aubes consécutives. Cette uni- formité a pour effet de réaliser un rendement élevé de la transformation en pression (dans le diffuseur) de l'énergie cinétique fournie -à l'air par la roue.
Centrifugal compressor The present invention relates to a centrifugal compressor.
At the lower limit of the flow velocity, the flow angle with respect to the vane is about 150 less than the entrance angle of the vanes and the lift appears on the ridge side of the vane. this one. This take-off is accompanied by a phenomenon of flow instability in the form of pulses which prevent safe operation of the compressor at this flow speed as well as at any lower speed.
To extend the operation of the compressor in its normally unstable range, the air entering the impeller can be subjected to a pre-vortex in the direction of rotation by means of adjustable inlet guide vanes, so as to make the latch coincide 'angle of flow with the entry angles of the blades. Such a pre-whirl only reduces the flow speed that the compressor can withstand without pulsation,
but it also reduces the pressure ratio the compressor can produce under constant rpm speed conditions. If it is desired to have a large reduction in the pressure ratio, a high pre-vortex must be used, which necessitates the adjustment of the inlet guide vanes at very small angles; or in other words, the input absolute flow velocity component should be directed at a small angle to the direction of rotation.
If this is done, that. results in such high flow losses that the compressor efficiency becomes poor.
In addition to the aforementioned losses occurring at the entry of the impeller and which rapidly decrease with increasing offset of flow angle and vane angle, there are other significant losses in conventional centrifugal compressors which result in seriously limiting efficiency.
The considerable length (in the direction of flow) of the passages formed by adjacent vanes creates a significant increase in the boundary layers,
in particular on the trailing sides of the vane where these boundary layers can increase in thickness at the outer end of the vanes so that the passage can only be partially filled by the flow, the remainder being occupied by the boundary layer which is the seat of significant energy losses.
In the part filled with the pitch, the velocity distribution is very irregular, directly to the skimming of the front face, compared to the direction of rotation, of each vane the flow velocity is low and is much higher near the rear face of the adjacent vane, however, falling to zero or even to a negative value within the thick boundary layer on this latter side.
Such irregularity of speed within the individual blade passages and the fact that there are areas of separation and stagnation of thick tie layers, give rise to losses which appear in the initial part of the blade. The space, for example a diffuser, receiving the flow after it has been discharged through the passages of the compressor wheel.
The invention aims to remedy the drawbacks mentioned above and the compressor which is the subject thereof is characterized in that the blades of the wheel are distributed in pairs, so that the spacing between the two blades of a pair is less than the spacing between the adjacent blades of two consecutive pairs of blades, and in that the leading edge of one of the two blades of each pair extends upstream of the leading edge of the another blade of the pair with respect to the direction of flow of the fluid between these two blades.
The appended drawing represents, by way of example, an embodiment of the compressor forming the subject of the present invention as well as variants.
Fig. 1 is an axial section of a small compressor equipped with adjustable inlet guide vanes. Fig. 2 is an elevational view looking towards the input side of the wheel shown in FIG. 1.
Fig. 3 is a partial view showing a development of a projection of the wheel on a cylinder coaxial therewith.
Figs. 4A, 4B, 4C and 4D show the wheels of four variants.
Figs. 5A, 5B and 5C illustrate blade shapes that can be presented by any of the wheels of FIGS. 4A, 4B, 4C and 4D.
Referring to fig. l; air which may be at atmospheric pressure enters through the annular inlet 44 and flows radially inwardly through a passage 42 to be deflected axially for entering the airfoil wheel. Guide vanes 46 are placed in passage 42 and are angularly adjustable to impart a vortex to the incoming air.
These blades are carried by individual shafts 48 journals in the molded part 2 and provided at their outer ends with pinions 50 on which a chain passes for simultaneous driving in rotation.
After leaving the wheel, the air is received by the diffuser 38 which does not have a blade and extends radially, the compressed air coming from this diffuser being discharged into the spiral cover 39 and finally through a tangential outlet (not shown) to the discharge opening of the compressor.
The blades each have a shell shape and are distributed in pairs of blades 66 and 68 as shown in FIG. 3. The spacing between the two vanes of a pair is less than the spacing between the adjacent vanes of two consecutive pairs of vanes: - The leading edge 67 of the rear vane 66, relative to direction of rotation;
of each pair extends relative to the air flow upstream of the leading edge 69 of the front vane 68 of the pair. At the inlet 117 the leading edge 67 of the rear vanes 66 extends over the surface of a cone concentric to the axis of rotation and is orthogonal to the flow, whereby the leading edge 69 of the front vanes 68 is radial (or approximately radial)
in order to be also orthogonal to the flow which reaches it. At the exit <B> 118 </B> the trailing edges of the two vanes 66 and 68 of the pair are arranged so that the end of the rear vane 66 has a smaller radius from the axis of rotation than the radius, of the front vane 68.
The passage formed between the two blades 66 and 68 of each pair has an S-shape, while the passage formed between the adjacent blades of the two consecutive pairs has only one curvature.
There appears in this construction, due to centrifugal action, a pressure drop at 119 producing a forced flow through opening 117 and between the vanes of each pair with discharge at 118.
A forced rotational movement of the flow is thus obtained at <B> 117 </B> which imposes, if necessary, a curvature on the flow at the inlets of the passages between pairs of consecutive blades because the boundary layers along the initial portion of the concave side of the rear vanes 66 pairs of vanes are agitated by being sucked apart.
It is near the leading edge on this side of the rear vane that during unfavorable flow angle conditions, flow separation or detachment would occur. The most unfavorable condition that could exist is one in which the vortex component of the absolute speed of the incoming air would exceed the peripheral speed of the wheel by one.
So much so that the relative velocity of the flow relative to the vanes will be more or less at right angles to the vanes. so that a curvature of about 900 would be necessary for the flow to allow it to penetrate gently into the wise pitch made between the blades.
This condition can exist during operating conditions as described, giving a high vortex component to air in the direction of rotation to cause the impeller to act as a turbine helping to drive the rotor shaft.
Thanks to the induced flow of part of the air through the passages formed between the blades 66 and 68 of the pairs despite the unfavorable angle conditions, the flow between the consecutive pairs of blades is forced to s 'curl so as to pass smoothly between them.
It is advantageous to design the wheel using an inlet ring having a relatively large diameter so that the square of the average value of the inner and outer diameters of this opening is 55-60% of the outlet diameter of the wheel. At the same time,
it is desirable that the radial dimension of the vane does not exceed 30% of the average inlet diameter.
The blading of the compressor wheel which has just been described is particularly advantageous if it is used in conjunction with adjustable guide vanes. Figs. 4A to 4D represent the wheels of four variants of the compressor described. These wheels are distinguished from each other by the input and output directions of the blades, which are respectively,
the radial inlet with radial relief, the axial inlet with diagonal relief and the axial inlet with axial relief.
The impeller may present a discharge - either towards the steel, or at 90 (), or towards the front. Figs. 5A, 5B and 5C show three variants of deburring the wheel of the compressor described. Each of these blades could be that of any one of the wheels of FIGS. 4A to 4D.
The identical operation for the various shapes of blades described is as follows.
The boundary layer agitation air which is introduced between the two vanes of each pair removes the boundary layer by suction from the leading side of the front face of the rear vane of the pair preventing the separation and flow enRTI ID = "0002.0214" WI = "4" HE = "4" LX = "1685" LY = "1845"> this entry point under operating conditions in which
the angle of flow approaching the inlet is greater than the angle of the vane. Under all operating conditions, this boundary layer stirring air blows the thick boundary layer that will otherwise form on the bitter side of the blade near its discharge end and at the same time this air flow. between the blades - of each pair <RTI
ID = "0002.0231"> standardizes the discharge speed between pairs of consecutive blades. This uniformity has the effect of achieving a high efficiency of the transformation into pressure (in the diffuser) of the kinetic energy supplied to the air by the impeller.