DESCRIPTION

Domaine technique

La présente invention se rapporte à une roue de machine tournante pour un fluide gazeux ou liquide, telle qu'une roue de compresseur centrifuge, de pompe centrifuge ou de turbine centripète. Elle concerne également un compresseur, une pompe centrifuge ou une turbine centripète munis d'une telle roue, ainsi qu'un turbocompresseur dont au moins l'une des roues est de ce type.

Etat de la technique

Les machines tournantes telles que des turbines de type centripète ou des compresseurs du type centrifuge sont largement utilisées dans l'industrie, en particulier dans le domaine des moteurs thermiques. Dans une application, on utilise une turbine accouplée sur le même arbre à un compresseur pour former un turbocompresseur. La turbine est alimentée par les gaz d'échappement d'un moteur et entraîne le compresseur qui comprime de l'air frais pour la suralimentation du moteur. Certains compresseurs sont entraînés par un moteur électrique et certaines turbines sont employées comme génératrices d'énergie électrique.

Les figures 5 et 6 montrent un compresseur 1 1 centrifuge selon l'art antérieur. Le compresseur 1 1 comporte un corps de compresseur 1 1 1 et une partie tournante montée rotative sur le corps de compresseur 1 1 1 . La partie tournante comporte une roue de compresseur 1 12 montée sur un arbre 1 14 rotatif sur un palier 1 13 du corps de compresseur 1 1 1 . La roue de compresseur 1 12 comporte un moyeu 1 120 et un ensemble de pales 1 121 fixées sur le moyeu. Le corps de compresseur 1 1 1 comporte une ouverture axiale placée en regard du moyeu 1 120 et qui constitue une conduite d'entrée 1 1 10. Le corps de compresseur 1 1 1 comporte en outre une volute 1 1 12 autour de la roue de compresseur 1 12. La volute 1 1 12 comporte une ouverture périphérique 1 1 1 1 placée en périphérie de la roue de compresseur 1 12 et débouche par une conduite de sortie 1 1 13 qui s'étend sensiblement dans une direction tangentielle à la roue de compresseur 1 12. Un fluide gazeux circule de l'ouverture axiale 1 1 10 à l'ouverture périphérique 1 1 1 1 en étant entraîné par la roue de compresseur 1 12. La géométrie des pales 1 121 est étudiée pour que la roue de compresseur 1 12 fournisse de l'énergie mécanique aux gaz, ceci principalement en les accélérant, l'énergie cinétique ainsi obtenue étant ensuite convertie sous forme de pression, principalement dans la volute 1 1 12.

Une turbine centripète a une structure assez similaire à celle d'un compresseur centrifuge décrite précédemment, mais le sens de circulation des gaz est inversé et le travail est fourni à la machine par le fluide. Dans le cas d'une turbine à fluide gazeux, la géométrie des pales est étudiée pour que les gaz se détendent en traversant la roue de la turbine et restituent de l'énergie à celle-ci.

Les configurations connues classiquement pour travailler avec un fluide gazeux fonctionnent à des vitesses de rotation très élevées, de l'ordre de 200 000 tours par minute. La technologie utilisée pour permettre d'atteindre de telles vitesses est très spécifique, en particulier au niveau des paliers qui ne peuvent être qu'hydrostatiques et nécessitent donc d'être alimentés en lubrifiant sous pression par une pompe. Par ailleurs, de telles vitesses ne peuvent pas être atteintes couramment lorsque la roue d'un compresseur est entraînée par un moteur électrique.

Cependant, l'industrie automobile a vu se développer une forte tendance à la diminution des cylindrées, dans le but plus général d'une réduction des niveaux de consommation en carburant, ce qui a fait émerger la nécessité de développer, notamment pour la suralimentation, des machines tournantes qui soient efficaces à bas régime moteur et donc pour des faibles débits de gaz.

Une augmentation de pression importante est obtenue par des machines tournantes centrifuges lorsque le fluide est liquide. On nomme ces machines des pompes qui se distinguent en général par des roues de grand diamètre comportant des flasques plans sur lesquels les pales sont implantées. De telles machines sont limitées en vitesse de rotation du fait du diamètre des roues, impliquant des forces centrifuges élevées.

L'invention vise donc à fournir une roue de machine tournante qui permette d'atteindre une grande efficacité pour un bas débit de fluide.

Description de l'invention

Avec ces objectifs en vue, l'invention a pour objet une roue de machine tournante pour un fluide, la roue ayant un axe de roue et comportant un moyeu agencé pour monter la roue rotative autour de l'axe de roue, un flasque fixé sur le moyeu et s'étendant sensiblement dans un plan radial par rapport à l'axe de roue, le flasque comportant une face avant, des pales faisant saillie de la face avant, chacune des pales s'étendant au plus entre un cercle central et un cercle périphérique situés sur la face avant, une pale au moins s'étendant jusqu'au cercle central et une pale au moins s'étendant jusqu'au cercle périphérique, caractérisée en ce qu'un cercle intérieur et un cercle extérieur situés sur la face avant entre le cercle central et le cercle périphérique ont une différence de diamètres d'au moins 70% de la différence de diamètres entre le cercle central et le cercle périphérique, les cercles intérieur et extérieur appartenant à un premier cône de révolution dont la pointe est orientée vers l'avant et dont l'angle au sommet est compris entre 154° et 170°, et en ce qu'un deuxième cône ayant pour axe de révolution l'axe de roue et dont la pointe est orientée vers l'avant, tangent à la face avant en un cercle quelconque compris entre les cercles intérieur et extérieur, a un angle au sommet inférieur ou égal à 170°. Lorsque une machine tournante est appelée à fonctionner à bas débit de fluide, un ensemble de contraintes incite à constituer une circulation de fluide s'étendant sensiblement dans un plan radial et présentant une composante axiale relativement faible. Pour un compresseur ou une pompe centrifuge, le travail fourni au fluide est proportionnel au produit de la vitesse de rotation et de la différence des rayons d'entrée et de sortie de l'aubage. Il est donc nécessaire d'employer des roues permettant la circulation radiale du fluide sur une grande longueur. C'est le cas, de manière plus générale, pour l'ensemble des machines tournantes qui doivent présenter de bonnes performances à bas débit.

Ainsi, pour un compresseur, il s'agira que les bords de fuite des pales soient placés à un grand diamètre tandis que les bords d'attaque devront être situés le plus proche possible de l'axe de rotation de la roue. Or l'agrandissement du diamètre de sortie de l'aubage tend à agrandir l'aire de sortie car la hauteur des pales ne peut être réduite que dans une mesure limitée, sauf à induire des pertes importantes, du fait que le jeu entre les pales et le corps du compresseur cesserait d'être très inférieur à la hauteur des pales.

Par ailleurs, du fait de la conservation du débit à travers chaque section cylindrique de la veine, une élévation de la section de sortie implique en retour un agrandissement de la section d'entrée du fluide dans l'aubage. Or on observe que, pour les roues de compresseur représentant l'immense majorité des roues conçues selon l'art antérieur, cette contrainte s'avère être antagoniste avec celle, précédemment citée, qui pousse à placer les bords d'attaque le plus proche possible de l'axe de rotation de la roue : en effet, sur ces roues, les bords d'attaque s'étendent sensiblement selon une direction radiale, la circulation de l'air à l'entrée de l'aubage ayant une composante radiale nulle ou très faible.

En revanche, on observe que l'antagonisme ici désigné disparaît si les bords d'attaque s'étendent selon une direction proche de celle de l'axe de roue : on peut ainsi avoir des bords d'attaque situés à proximité de l'axe de roue mais assez longs pour offrir une section d'entrée suffisante. Dans ce cas, la circulation d'air s'étend sensiblement dans un plan radial dès son entrée dans l'aubage et, par suite, dans toute la veine. Nous qualifions ici de « radiale » une roue de machine tournante dont la géométrie constitue ainsi une circulation de fluide s'étendant sensiblement dans un plan radial et présentant une composante axiale relativement faible.

Le même raisonnement est applicable au cas d'une pompe centrifuge.

Dans le cas d'une turbine centripète, il peut aussi être bénéfique d'employer une roue de type radiale, bien que le raisonnement exposé précédemment, valable pour le compresseur ou la pompe centrifuges, ne soit que partiellement transposable à la turbine. En effet, si la roue de turbine doit fonctionner à bas débit de gaz, il n'est pas nécessaire que la veine soit haute en sortie. Au contraire, il est plutôt avantageux qu'elle ne le soit pas exagérément car cela conduirait à alourdir inutilement la turbine, le travail fourni par le fluide sur la partie intérieur de l'aubage ne comptant que pour une faible part de l'ensemble. En tous cas, il n'est pas nécessaire, du point de vue de la mécanique des fluides, de placer les bords de fuite dans une direction proche de celle de l'axe de roue. On peut donc avoir une roue de turbine s'apparentant à une roue de type radial sur sa plus grande partie, mais présentant une sortie de fluide semi axiale voire totalement axiale.

En tout état de cause, nous visons ici une roue pour laquelle la circulation de fluide s'étend sensiblement dans un plan radial sur une partie très largement majoritaire de la surface du flasque.

Un des aspects limitant la vitesse de rotation d'une roue de type radial est la contrainte mécanique générée au niveau de l'implantation des pales sur le flasque. Cette contrainte provient principalement du fait que les efforts centrifuges appliqués sur les pales déportées vers l'avant tendent à déformer le flasque vers l'arrière, et donc à étirer la face avant. Or ce phénomène est très fortement agravé, localement, par la concentration de contraintes au pied des bords d'attaque (pour une roue de compresseur ou de pompe) ou de fuite (respectivement pour une roue de turbine) qui sont situés vers la zone de transition entre le moyeu et le flasque, configuration qui s'observe typiquement dans le cas d'une roue de type radial. Cette contrainte mécanique provient également du moment généré au pied de la pale du fait du déport de celle-ci par rapport à la face avant du flasque. Il faut enfin noter que, dans le cas d'une roue radiale, la zone de contrainte désignée ici est typiquement la zone de la roue qui est la plus sollicitée en fatigue.

Cependant, on remarque que, si l'on confère globalement au flasque la forme d'un cône dont la pointe est orientée vers l'avant de la roue, les forces centrifuges appliquées sur le flasque tendent à redresser le flasque vers l'avant, comprimant sa face avant, ce qui compense en tout ou partie l'effet d'étirement décrit précédemment. Par ailleurs, du fait de cette inclinaison du flasque, le déport axial des pales par rapport au flasque, et donc le moment de flexion associé, sont diminués par rapport au cas d'un flasque plan. Cette configuration permet de repousser les limites de vitesse de rotation de la roue ou d'agrandir la roue, et donc d'obtenir de meilleures performances.

Un tel aménagement géométrique, s'il vise prioritairement à diminuer les contraintes mécaniques dans les zones les plus sensibles, peut également être considéré pour optimiser la déformation de la roue. Cet objectif secondaire peut viser en particulier à garantir un jeu suffisant en vis-à-vis du corps de la machine tournante, au regard des tolérances d'usinage et d'assemblage, des déformations thermiques, des mouvements aux paliers et des déformations vibratoires. Dans ce cas particulier, il s'agit, au contraire de ce qui a été expliqué plus haut, de choisir un angle au sommet de cône légèrement plus grand que celui offrant la meilleure tenue en fatigue de la roue.

Sur les roues conformes à l'invention, la majeure partie de la face avant s'étend sensiblement le long d'un cône dont la pointe est orientée vers l'avant et dont l'angle au sommet est compris entre 154 et 170°, mais il est très courant que le cercle périphérique et le cercle central, cercles délimitant la zone d'implantation de l'aubage, soient situés hors de cette zone caractéristique. En effet, le profil de la face avant est en général redressé en périphérie afin d'orienter la vitesse de sortie du fluide dans un plan radial. Par ailleurs, du fait que le moyeu est généralement plus épais que le flasque dans la direction axiale, la portion de la face avant proche de l'axe de roue a en général une forme de congé, constituant le contour du moyeu ; or, du fait de la nécessité de maximiser la longueur de la circulation de fluide dans la direction radiale, il est courant que l'implantation des bords d'attaque (dans le cas du compresseur ou de la pompe centrifuge) ou de fuite (dans le cas de la turbine) se situe dans cette zone, et ceci quand bien même les bords d'attaque (respectivement, de fuite) s'étendent selon une direction proche de celle de l'axe de roue. En dehors de ces deux portions, soit entre les cercles intérieur et extérieur, ce qui représente presque toujours plus de 70% de l'étendue de la face avant, la demanderesse a constaté qu'il était particulièrement intéressant d'incliner le profil de la face avant dans la plage spécifiée. Enfin, dans certaines configurations, la face avant du flasque peut être légèrement incurvée sur une très grande partie de la roue n'adoptant nulle part la forme exacte d'un tronçon de cône de révolution.

Dans l'ensemble, on obtient des résultats très satisfaisants lorsque la face avant du flasque décrit sensiblement un cône dont l'angle au sommet est compris entre 160° et 166°. On est ainsi en mesure d'utiliser cette configuration pour conférer de très bonnes performances à une machine tournante opérant à bas débit de fluide.

Il est possible, tenant compte des deux effets contradictoires décrits plus haut, de rechercher la configuration qui permet de minimiser la sollicitation en fatigue dans les zone concernées. L'équilibre ainsi défini dépend des différentes caractéristiques géométriques de la roue, et notamment de la hauteur des pales, mais nous avons pu observer qu'il est assez peu sensible, dans la plupart des cas considérés, et que la minimisation de la contrainte quasistatique est atteinte lorsque la face avant du flasque décrit sensiblement un cône d'angle au sommet voisin de 164°. Cependant, un angle légèrement inférieur permet d'obtenir encore d'avantage de compression dans les zones identifiées, et peut donc parfois constituer un meilleur choix pour la tenue en fatigue.

Selon un mode de réalisation particulier, certaines des pales, d'un sous-ensemble de fractionnement, s'étendent depuis un cercle intermédiaire compris entre le cercle central et le cercle périphérique. De telles pales, appelées aussi « splitters », subdivisent l'espace entre les pales qui s'étendent depuis le cercle central. L'invention est particulièrement avantageuse dans une telle configuration, car les bords d'attaque (dans le cas d'un compresseur ou d'une pompe) ou de fuite (dans le cas d'une turbine, respectivement) de ces pales intercalaires sont typiquement situés, sur une roue radiale, dans la zone de transition entre le flasque et le moyeu, soit dans une zone où la déformation de flexion du flasque tend à se concentrer.

Dans des cas particuliers, le cercle intérieur et le cercle extérieur ont une différence de diamètres d'au moins 85% de la différence de diamètres entre le cercle central et le cercle périphérique.

Dans une disposition particulière, le flasque et le moyeu sont d'un seul tenant.

L'invention a aussi pour objet une turbine, caractérisée en ce qu'elle comporte une roue telle que décrite précédemment.

L'invention a aussi pour objet un compresseur, caractérisé en ce qu'il comporte une roue telle que décrite précédemment.

L'invention a aussi pour objet un turbocompresseur comportant une turbine et un compresseur, la turbine et le compresseur comportant chacun au moins une roue, les roues étant couplées en rotation, caractérisé en ce que l'une des roues au moins est une roue telle que décrite précédemment. Brève description des figures

L'invention sera mieux comprise et d'autres particularités et avantages apparaîtront à la lecture de la description qui va suivre, la description faisant référence aux dessins annexés parmi lesquels :

- la figure 1 est une vue en perspective d'une roue conforme à un premier mode de réalisation de l'invention ;

- la figure 2 est une vue en coupe de la roue de la figure 1 ;

- la figure 3 est une vue similaire à la figure 2 d'une roue selon un deuxième mode de réalisation de l'invention ;

- la figure 4 est une vue en coupe d'un turbocompresseur comportant deux roues conformes à l'invention ;

- la figure 5 est une vue en coupe longitudinale selon la ligne V-V de la figure 6 d'un compresseur centrifuge selon l'art antérieur ;

- la figure 6 est une vue en coupe selon la ligne VI-VI de la figure 5 ; - les figures 7 à 10 sont des vues similaires à la figure 2 de roues selon l'art antérieur.

DESCRIPTION DETAILLEE

Une roue 2 de machine tournante conforme à un premier mode de réalisation est montrée sur les figures 1 et 2. La roue 2, par exemple celle d'un compresseur, comporte un moyeu 20 agencé pour monter la roue rotative autour d'un axe de roue A, un flasque 21 d'un seul tenant avec le moyeu 20 et s'étendant sensiblement dans un plan perpendiculaire à l'axe de roue A, et des pales 22 montées sur une face avant 210 du flasque 21 de manière à faire saillie d'un côté avant de la roue 2. Pour être montée rotative, la roue 2 comporte au niveau du moyeu 20 un alésage 201 destiné à recevoir un arbre, non représenté. Tous les éléments de la roue 2 sont d'un seul tenant, la roue 2 étant réalisée par exemple par moulage d'un alliage métallique ou d'une matière synthétique, ou par usinage d'un bloc d'une telle matière. Le flasque 21 , tel que vu en coupe sur la figure 2, a une largeur plus importante à proximité du moyeu 20 qu'en périphérie, pour des raisons de résistance mécanique et afin de minimiser la déformation globale de la roue. Les pales 22 ont une forme de lame, d'épaisseur sensiblement constante, et sensiblement perpendiculaire à la face avant 210. Certaines pales 22 s'étendent depuis un bord d'attaque 221 dont la base est localisée, sur un cercle J, à proximité du moyeu 20, jusqu'à un bord de fuite 222 situé en périphérie 24 de la roue 2 sur la face avant 210. D'autres pales 22 d'un sous-ensemble de fractionnement, intercalées entre celles du groupe précédent, ont un bord d'attaque 223 situé sur ou au-dela d'un cercle N de diamètre intermédiaire placé entre le cercle J et la périphérie 24. Les bords d'attaque 221 , 223 sont sensiblement parallèles à l'axe de roue A.

La face avant 210 comporte une première zone C de la forme d'un congé arrondi de raccordement qui s'étend depuis le cercle central J, passant par les pieds des bords d'attaque 221 , à l'intersection des bords d'attaque 221 et de la face avant 210, jusqu'à un cercle intérieur K, suivie par une deuxième zone D de forme sensiblement conique s'étendant depuis le cercle intérieur K jusqu'à un cercle extérieur L, puis par une troisième zone E s'étendant depuis le cercle extérieur L jusqu'à un cercle périphérique M à la périphérie 24 de la roue 2, la génératrice de la face avant 210 sur cette zone extérieure E étant de forme arrondie et tangente à la perpendiculaire à l'axe de roue A au niveau de la périphérie 24. Sur cette roue, en se référant en particulier à la figure 2, le diamètre du cercle central représente 18,5 % du diamètre du cercle périphérique. Le cercle extérieur L est défini en l'occurence comme étant le cercle auquel un deuxième cône S d'angle =170° au sommet P2 est tangent à la face avant 210. Les diamètres du cercle intérieur K et du cercle extérieur L représentent respectivement 29 % et 90,5 % du diamètre du cercle périphérique M. L'angle a au sommet du premier cône R qui contient les cercles intérieur et extérieur K et L est de 164°. Autrement dit, sur la deuxième zone D, l'angle compris entre une génératrice du premier cône R et un plan radial est de 8°. Ainsi, l'écart de diamètre entre les cercles intérieur et extérieur K et L représente 74% de l'écart de diamètre entre le cercle périphérique M et le cercle central J. Tout cône tangent à la face avant 210 en tout cercle situé, sur la face avant 210, entre le cercle intérieur K et le cercle extérieur L a un angle au sommet inférieur ou égal à 170°.

On a comparé cette roue conforme à l'invention et dont les caractéristiques géométriques sont listées ci-avant à une roue identique hormis le fait qu'elle comporte une face avant plane depuis le cercle intérieur. Dans le cas de ces deux roues, le point de contrainte critique étant localisé à la base du bord d'attaque de la pale intercalaire de longueur intermédiaire, donc relativement loin du moyeu, le gain apporté par l'équilibrage associé à l'inclinaison optimale du flasque de la roue selon l'invention est très conséquent. Ici, l'optimisation de l'inclinaison du flasque, obtenue avec les caractéristiques décrites précédemment, a permis d'obtenir une réduction d'environ 55% de la contrainte au point critique, autrement dit d'augmenter d'environ 50% la vitesse maximale du profil de mission en fatigue du compresseur.

Selon un deuxième mode de réalisation de l'invention, une roue de turbine centripète 2', telle que montrée sur la figure 3, la face avant 210' présente un profil évoluant de manière continue entre le cercle central J', de diamètre Di, et le cercle périphérique M', de diamètre De. On définit le cercle extérieur L' comme étant confondu avec le cercle périphérique M', et le cercle intérieur K' de diamètre (De-2X), tel que X = 0,7 ^{De Di} . Le premier cône R', contenant les cercles intérieur K' et extérieur L' a un angle au sommet de 1 60°. Le deuxième cône S' le plus ouvert est le cône de plus grand angle au sommet qui soit tangent à la face avant 210' entre les cercles intérieur et extérieur, K' et L'. Dans cette configuration, le deuxième cône est tangent à la face avant 210' au niveau du cercle extérieur L'. L'angle β au sommet P2' du deuxième cône S' vaut 166°.

Un ensemble de conditions élémentaires permet de caractériser certains traits géométriques propres à l'invention et de la distinguer de l'art antérieur. On observe tout d'abord que, sur les roues de compresseur centrifuge ou de turbine centripète autres que celles, rares, de type radial, la courbe génératrice de la face avant a toujours, par construction, une forme en quart d'élipse. Ceci est la conséquence d'une triple condition géométrique : premièrement, la direction de la sortie des gaz sur le compresseur ou la pompe centrifuges et celle de l'entrée des gaz respectivement sur la turbine centripète sont par définition sensiblement radiales ; deuxièmement, la symétrie circulaire associée au caractère rotatif du système ainsi que la nécessité de disposer ensemble les différents canaux de circulation du fluide impliquent que la direction de l'entrée des gaz sur le compresseur ou la pompe centrifuges, et celle de la sortie des gaz respectivement sur la turbine centripète, sont toujours axiales ; troisièmement, pour une meilleure efficacité, il s'agit d'éviter que la courbure de la veine soit trop violente. Le plus couramment, cette forme est assez proche d'un quart de cercle. Les figures 7 à 10 montrent des roues de compresseurs et de turbines selon une conception extrêmement courante. Les pales s'étendent, dans leur ensemble, d'un cercle central J à un cercle périphérique M. Pour chacune de ces roues respectivement, on considère deux cercles intérieur et extérieur, K et L, localisés sur la face avant, entre le cercle central J et le cercle périphérique M, la différence 2X de diamètre entre le cercle extérieur L et le cercle intérieur K étant égale à 70% de la différence (De-Di) de diamètre entre le cercle périphérique M et le cercle central J, les positions des cercles K et L étant telles, par ailleurs, que l'angle au sommet d'un premier cône R passant par ces deux cercles soit maximal. Dans chacune de ces configurations, le cercle extérieur L se confond avec le cercle périphérique M. On observe que l'angle au sommet du premier cône R ainsi construit est typiquement compris entre 130° et 145°, soit en dehors de la plage angulaire caractéristique de l'invention.

Sur la figure 4 est représenté un turbocompresseur 3 comportant une turbine 30 et un compresseur 31 dont les roues respectives 302, 312 sont fixées sur le même arbre 32 rotatif par l'intermédiaire d'un palier 33 placé entre le corps 31 1 du compresseur 31 et celui de la turbine 301 . Les roues 302, 312 sont conformes au mode de réalisation tel que décrit précédemment. Un tel turbocompresseur 3 permet d'obtenir une bonne efficacité pour un bas débit de gaz. Les roues réalisées conformément à l'invention étant particulièrement grandes, comparées aux roues classiques, ce turbocompresseur 3 fonctionne à moindre vitesse de rotation des roues. De ce fait, on peut utiliser un palier 33 avec des roulements à billes.

L'invention n'est pas limitée aux modes de réalisation qui viennent d'être décrits à titre d'exemples. L'arbre du rotor pourra être d'un seul tenant avec la roue.