Brevet FR2317620A1 — publié le 19770204

L'invention est relative C une installation de refroidissement peu bruyante, en particulier pour véhicules automobiles, qui comprend au moins un circuit de refroidissement à échangeur de chaleur et ventIlateur il est exlç d'abaisser d'environ CdBfA) le niveau rle bruit des véhicules automobiles, par rapport aux valeurs admises à l'heure actuelle. Pour maintenir l'installation de refroidissement aussi petite que possible ou son prix de revient aussi bas que possible, il est exilé en plus de a loger sous le capot du moteur.En raison du faible espace disponible par construction, un accroissement de la surface transversale du radiateur est impossible ou n'est possible que dans de faibles proportions de sorte qu'il faut compter sur les mêmes pertes de charge qutavec les installations de refroidissement connues jusqutici. Dans ces conditions, on ne peut réduire les bruits qu'en abaissant la vitesse périphérique du ventilateur, en évitant les décollements du courant dans la roue à aubes et en diminuant la vitesse à la sortie du ventilateur. Selon l'état de la technique, ces exigences ne peuvent être remplies que si le coefficient de pression du ventilateur est aug menté considérablement et si le rendement est amélioré notablement. En outre, il faut viser à un retard aussi grand que possible de l'écoulement dans le ventilateur pour diminuer la vitesse de sortie. On connaît des installations de refroidissement a ventilateurs axiaux et semi-axiaux. Les deux modes de construction travaillent essentiellement en un point de fonctionnement qui n'autorise pas une conversion d'energiefaible en pertes dans le ventilateur. Pour assurer des conditions plus favorables, les pertes de charge devraient être réduites; par exemple, la surface transversale du radiateur devrait être considérablement augmentée, ce qui toutefois est impossible ou n'est que rarement possible pour des motifs d'encombrement. Comme on le sait, les ventilateurs axiaux ne travaillent donc qu'avec un rendement statique compris entre 35 et 45O,' . Les ventilateurs semi-axiaux atteignent des valeurs de 40 à 50%. Les rendements sont rapportés à la pression statique car la pression dynamique se perd complètement en pratique sous le capot du moteur et il est par conséquent plus rationnel de comparer les rendements statiques. Un mauvais rendement est dû aux décollements du courant sont provoquas par un étranglement trop eTs% sur l'aubage et sur le moyeu et qui créent le bruit connu par tourbillons.Le niveau sonore de tels ventilateurs de refroidissement est donc nettement plus élevé qu'avec l'agencement optimal, c'est-à-dire pour des pertes de charge plus faibles, un tel agencement étant d'ailleurs irréalisable avec des installations de refroidissement pour véhicules autcrobiles, au vu de motifs décrits ci-dessus. En outre, l'écoulement d sortie est le plus souvent pertur ké par les composants du group. !moteur. Les ailettes axiales ou semi-axiales rencontrent des conditions de pression qui varient tout le temps à chaque tour du ventilateur. Les aubes de ces deux types sont très sensibles à de telles perturbations de la symétrie d'écoulement à la sortie, de sorte qu'il se produit des décollements aux aubes et des pulsations à l'intérieur des canaux des aubes. il en résulte un accroissement des susdits bruits par tourbillons. Une traversée semi-axiale entraîne une vitesse de sortie relativement élevée qui fait croître le bruit d'écoulement ou le sifflement en marche. D'autres bruits sont engendrés par la rencontre de l'écoulement à haute vitesse avec les composants du groupe moteur. ;e coefficient de pression des ventilateurs axiaux et semiaxiaux est relativement bas si bien qu'une vitesse périphérique élevée est nécessaire pour créer la pression voulue. il en résulte un niveau de bruit qui ne répond plus aux exigences plus sévères de l'avenir. En utilisant une roue directrice, il serait possible d'augmenter le coefficient de pression et le rendement et par conséquent de diminuer les bruits; cependant, on ne dispose pas pour cela d'un espace suffisant en profondeur. Les ventilateurs radiaux peuvent être agencés de façon beaucoup plus favorable pour les présents rapports de pression car, par action de la force centrifuge, ils possèdent un coefficient de pression plus élevé. On peut donc les faire fonctionner à une vitesse périphérique plus basse et avec un meilleur rendement, c'est-a-diro de façon moins bruyaute. On connait des installations de refroidissement à ventilateurs radiaux pour véhicules automobiles. Dans une installation de un refroidissement pour moteurs refroidis par/liquide, en p-rticulier pour moteurs en de véhicules automobiles, qui sont équipés d'un radiateur et d'un ventilateur, ce dernier est par exemple institué par un ven Il teur r-iia? sont 1 A sort ive est entour e par le ra diateur (voir la demande de brevet allemand publiée 1.576.708). Dans une installation de refroidissement du moteur d'un char de combat, il est connu de faire suivre de radiateurs de surface, disposés des deux côtés et en oblique par rapport au courant d'air de refroidissement, un ou plusieurs ventilateurs du type radial à axe vertical qui sont disposés dans un calisson de guidage de l'air de refroidissement, ce caisson étant de construction plate et étant orienté perpendiculairement à l'axe longitudinal du véhicule (voir la demande de brevet allemand publiée 2.235.729). Dans ces installations de refroidissement, il est montré des roues à aubes radiales sans volute dont la section d'entrée des aubes est plus petite ou aussi grande que leur section d'aspiration. Ceci correspond à un mode de construction,recommandé par la théorie et couramment appliqué, selon lequel, pour donner un bon rendement à la roue à aubes, la vitesse ne doit pas être abaissée dans l'espace d'aspiration en vue d'atteindre à une déviation de l'écoulement avec de faibles pertes seulement. Un tel agencement a toutefois pour inconvénient que la vitesse à la méridienne et par conséquent aussi la vitesse absolue à la sortie de la roue à aubes sont relativement élevées. Une proportion considérable de la pression dynamique doit être convertie en pression statique à la sortie de la roue à aubes si l'on veut atteindre des valeurs utilisables. Avec une roue à aubes ainsi agencée on ne peut donc obtenir de bons rendements statiques qu'en association avec une volute; or, pour des raisons d'encombrement, on ne peut loger une telle volute sous le capot du moteur avec les constructions compactes actuelles. Si l'on renonce à la volute, on doit se résigner à un rendement statique plus faible, à un coefficient de pression statique plus bas et à une vitesse de sortie plus élevée. Or ces facteurs élèvent considérablement le niveau de bruit si bien que la réduction de bruit que l'on vise à obtenir est irréalisable avec de telles roues à aubes radiales. L'invention a pour but de créer une installation de refroidissement peu bruyante avec un ventilateur radial qui atteigne un rendement statique élevé et un coefficient de pression statique suffisant. Selon l'invention, ce but est atteint grâce essentiellement au fait que l'installation de refroidissement comporte, en aval de l'échangeur de chaleur selon le sens de circulation de l'air, une roue à aubes radiales libre; que le rapport de sections Fl/Fo est compris entre 1,35 et 2,3, Fo étant la section la plus étroite d'une tuyère d'entrée située en amont de la roue à aubes et F1 étant la section d'entrée des aubes; et que la tuyère d'entrée, qui pénètre dans un disque de recouvrement de la roue à aubes, s'élargit vers l'aval à partir de la section la plus étroite Fg de telle façon que le courant d'air annulaire et le courant principal acquièrent tous deux une composante orientée vers l'extérieur et soient ainsi guidés de façon tangentielle ou à peu près tangentielle le long de l'arrondi du disque de recouvrement de la roue à aubes. En utilisant une roue daubes radiales, de préférence courbées vers l'arrière et relativement larges, on obtient que, dès l'espace d'aspiration, le courant soit considérablement ralenti entre les sections Fg et F1 lorsqu'on utilise, de façon connue, une tuyère d'entrée dans laquelle le courant principal et le courant d'air annulaire sont guidés tangentiellement ou à peu près tangentiellement le long du disque de recouvrement des aubes et acquièrent une composante dirigée vers l'extérieur. Les courants d'air ainsi guidés maintiennent le courant courbé et ralenti contre le disque de recouvrement des aubes, si bien que des ralentissements importants peuvent se produire dans -l'espace d'aspiration. Selon l'invention, le rapport Fl/Fo peut atteindre la valeur 2,3 sans que le courant se décolle du disque de recouvrement des aubes. Selon un développement avantageux de l'invention, le diamètre du corps de roue et du disque de recouvrement du ventilateur radial libre sont supérieurs au diamètre de sortie des aubes et les deux éléments forment un diffuseur radial à parois parallèles ou à peu prs parallèles. Selon un autre développement avantageux de l'invention applicable lorsque la roue à aubes radiales libre est disposée sur le vilebrequin ou sur un autre palier fixé au bloc moteur, la tuyère d'entrée est fixée au bloc moteur à l'aide de pattes et est reliée à l'encadrement du radiateur par un manchon élastique. Comme la capacité de refroidissement n'est pas constamment exigée à plein, les installations de refroidissement modernes sont équipées de ventilateurs réglables et comprennent généralement à cet effet des accouplements hydrauliques à friction à commande thermostatique. En cas d'application d'un tel accouplement hydraulique à friction, il est avantageux que le contour extérieur de l'accouplement soit compris entre deux lignes limites LG1 et LG2 Le rendement statique d'un ventilateur radial libre conforme à l'invention est compris entre 60 et 70;;'. Ceci occasionne un niveau de bruit bien plus faible que les ventilateurs réalisés de façon usuelle car un meilleur rendement équivaut à une formation plus faible de tourbillonso Un tel ventilateur radial est aussi moins sensible aux susdites perturbations de la symétrie d'écoulement à la sortie que les ventilateurs axiaux et semiaxiaux, ce qui se fait sentir aussi par un comportement plus favorable en matière de bruit. D'autres avantages et caractéristiques de l'invention vont être maintenant exposés plus en détail à l'aide des dessins qui en représentent schématiquement des modes de réalisation. La fig.l montre, schématiquement, une installation de refroidissement conforme à un premier mode de réalisation de l'invention. La fig.2 montre la roue à aubes de l'installation, en coupe selon la ligne A-B de la fig.i. La fig.3 montre, à plus grande échelle, l'agencement de l'entrée de la roue à aubes. La fig.4 montre la combinaison d'un ventilateur radial conforme à l'invention avec un accouplement hydraulique à friction. Selon la fig.l, une installation de refroldissement conforme à l'invention est constituée essentiellement d'un échangeur de chaleur ou radiateur C et d'une roue à aubes radiales 12 comportant un disque de recouvrement 3, des aubes 4 et un corps de roue 5 ainsi qu'une tuyère d'entrée 2. Le disque de recouvrement 3 a un grand rayonne courbure pour faciliter en cet endroit le maintien du courant contre sa paroi. Le corps de roue 5 est lié à un arbre d'entraînement 7 qui peut être par exemple le vilebrequin, l'arbre de pompe à eau ou l'arbre d'un montaoe particulier d'un moteur à combustion interne A l'endroit désigné par qui correspond à l'intervalle entre la tuyère d'entrée 2 et 13 roue à aubes 12, il se produit un courant d'air annulaire qui favorise le maintien du courant contre l'arrondi du disque de recouvrement 3. Les vibrations du moteur c; ainsi que des considér ti3ns relatIves U. teniues de fabricatIon imposent à cet Intervalle des dimensions comprises entre 5 et 7 mm environ.Pour assurer une compensation appropriée, il est avantageux de fixer la tuyère d'entrée 2 au moteur P a l'aide de pattes 10 et de prévoir en outre une liaison élastique 11 2 entre la tuyère d'entre/et l'encadrement 9 du radiateur 1. La fig.2, o le sens de rotation de la roue à aubes a été indiqué par une flèche, fait apparaître la forme des aubes 4 à utiliser de préférence, ces aubes étant courbées vers l'arrière. Lorsque la tuyère d'entrée 2 -i la forme décrite, le courant d'air annulaire suit l'arrondi du disque de recouvrement 3, en raison de l'effet Coanda bien connu, et apporte au courant principal ayant traversé l'échangeur de chaleur 1 suffisamment d'é anergie pour éviter un fore nage trop brutal de la couche limite sur l'arrondi du disque de recouvrement 3 et empêcher un décollement du courant principal. Cet effet permet un ralentissement important du courant dévié. il se produit encore un ralentissement sans décollement lorsque la section d'entrée F1 des aubes est égale à 2,3 fois la section la plus étroite Fo de la tuyère d'entrée 2, F1 étant égal à D1. b où b1 = largeur des aubes et D1 = diamètre d'entrée des aubes.Au ralentissement élevé sont associées une vitesse de sortie faible et une proprotion de pression statique élevée, ce qui est souhaitable pour un fonctionnement peu bruyant. On peut encore diminuer davantage la vitesse de sortie lorsque, de la manière illustrée à la fig.3, on donne au diamètre du corps de roue 5 et du disque de recouvrement 3 une valeur plus grande qu'au diamètre de sortie D2 des aubes. Il en résulte un diffuseur tournant qui, par suite de l'action centrifuge exercée sur la couche limite, convertit la pression dynamique en pression statique avec un rendement élevé, si bien que cette mesure accroît elle aussi le coefficient de pression statique. Grâce à ce gain supplémentaire de pression, on peut encore réduire davantage la vitesse périphérique ou surmonter une perte de charge plus élevée. En outre, le rendement statique est amélioré par le diffuseur tournant. Comme la capacité de refroidissement n'est pas constamment exigée à plein, les installations modernes de refroidissement sont équipées de ventilateurs réglables et comprennent généralement, à cet effet, des accouplements hydrauliques à friction à commande thermostatique. La combinaison d'un ventilateur radial conforme à l'invention et d'un tel accouplement hydraulique à fric tion 13 est représentée à la fig.4. Pour maintenir relativement faible la charge à laquelle est soumis le palier de l'accouplement 13, celui-ci devrait pénétrer aussi loin que possible dans la roue à aubes 12 de façon que le centre de gravité du ventilateur soit situé tout près du palier. Pour des raisons touchant à la technique des écoulements, il est imposé à cela certaines limites car l'accouplement 13 perturbe l'écoulement dans l'espace d'aspiration et par conséquent l'arrivée du courant sur les aubes 4.Grâce à l'action stabilisatrice du courant annulaire, la construction du type décrit pour le ventilateur est toutefoisrelativement peu sensible à de telles perturbations. On a constaté que des corps perturbateurs peuvent etre introduits dans l'espace d'aspiration jusqu'à la ligne limite LG1 dessinée à la fig.4 sans qu'il en résulte une perturbation notable sur le rendement de l'air et sur le comportement sonore.Pour obtenir une charge favorable palier ainsi qu'unie perturbation négligeable des performances du ventilateur, le contour extérieur 14 de l'accouplement 13 devrait se trouver -dans une certaine zone qui est déterminée par les deux lignes limites L et LG2 Le point de départ de chacune de ces deux lignes est le point d'intersection du bord d'entrée des aubes avec le corps de roue 5. La ligne limite LGî coupe l'axe du ventilateur à une distance a1 = 0,4.D1 mesurée à partir du corps de roue 5, alors que la ligne limite LG2 coupe cet axe-à-une distance a2 = 0,2.D1. Comme on l'a déjà indiqué ci-dessus, D1 est l~e-dimmètre d'entrée des aubes. L'invention n'est pas limitée aux modes de réalisation décrits et représentés mais en englobe les variantes et modifications qui sont à la portée des techniciens. Lorsqutil Ust précisé dans ce texte que le ventilateur radial (ou la roue à aubes radiales) est libre, ceci signifie que le rotor de ce ventilateur (ou cette roue) n'est pas entouré d'une volute (voir par exemple page 4, lignes 29 et 33). REVENDICATIONS 1 - Installation de refroidissement peu bruyante, en particulier pour véhicules automobiles, qui comprend au moins un circuit de refroidissement à échangeur de chaleur et ventilateur, caractérisée en ce qu'elle comporte,en aval de l'échangeur de chaleur (1) selon le sens de circulation de l'air, une roue à aubes radiales (12) libre; en ce que le rapport de sections F1/Fo est compris entre 1,35 et 2,3, Fg étant la section la plus étroite d'une tuyère d'entrée (2) située en amont de la roue à aubes (12) et F1 étant la section d'entrée des aubes; et en ce que la tuyère d'entrée (2), qui pénètre dans un disque de recouvrement (3) de la roue à aubes (12), s'élargit vers l'aval à partir de la section la plus étroite Fg de -telle façon que le courant d'air annulaire et le courant principal acquièrent tous deux une composante orientée vers l'extérieur ét soient ainsi guidés de façon tangentielle ou à peu près tangentielle le long de l'arrondi du disque de recouvrement (3) de la roue à aubes (12). 2 - Installation de refroidissement selon la revendication 1, caractérisée en ce que le diamètre du corps de roue (5) et du disque de recouvrement (3) du ventilateur radial libre sont supérieurs au diamètre de sortie (D2) des aubes et les deux éléments forment un diffuseur radial à parois parallèles ou à peu près parallèles. 3 - Installation de refroidissement selon l'une des revendications 1 et 2, dans laquelle la roue à aubes radiales libre est disposée sur le vilebrequin ou sur un autre palier fixé au bloc moteur, caractérisée en ce que la tuyère d'entrée (2) est fixée au lloc moteur (8) à l'aide de pattes (10) et est reliée à l'encadre- ment (9) du radiateur par un manchon élastique (11). 4 - Installation de refroidissement selon l'une quelconque des revendications 1à3, dans laquelle la roue à aubes radiales est entraînée par un accouplement, par exemple un accouplement hydraulique à friction, caractérisée en ce que le contour extérieur (14) de l'accouplement (13) est compris entre deux lignes limites LGî et LG2.