Brevet FR2433656A1 — publié le 19800314

La présente invention concerne une pompe centrifuge et plus particulièrement un moteur nouveau et perfectionné pour pompe centrifuge qui empeche la formation d'un courant de fluide tourbillonnaire dans les passages formes entre les palettes du moteur. Dans la technique des pompes centrifuges des moteurs de type bien connu parce que très anciens sont encore utilises actuellement. Ces moteurs comportent un certain nombre de palettes définissant entre elles des passages de fluide. Ces passages de fluide présentent une largeur rapidement croissante en allant de l'entrée vers la sortie. Il est bien connu que ces moteurs pressentent l'inconvénient d'avoir des pertes de charge importantes dues aux courants tourbillonnaires qui se forment dans les passages. Néanmoins, en pratique courante, on ne peut compter que sur ces formes de moteur classiques. L'analyse théorique du fonctionnement d'un moteur de pompe suppose un "moteur idéal" possédant une infinité de palettes d'épaisseur infiniment petite, le fluide passant le long des surfaces courbes de ces palettes sans subir aucune perte par frottement. Si l'on se réfère à la figure 1 des dessins ci-joints dont la liste sera donne plus loin, cette figure 1 représente en partie un moteur idéal dans l'entrée duquel le fluide pénètre sous un angle d avec une vitesse c1. Si l'on suppose que la vitesse périphérique du moteur en ce point est u1, la vitesse relative du fluide par rapport aux palettes est w1. L'angle d'entrée 9 1 de la palette est choisi de manière à ce qu'on obtienne l'alignement avec la direction de la vitesse relative w1. Après être passé le long de la surface courbe de la palette, le fluide sort par la sortie de la palette avec une vitesse relative w2. Si la vitesse périphérique du moteur est u2 à la sortie, le fluide sortant du moteur se trouve a' une vitesse absolue c2, résultante de w2 et u2, dont la direction est repré sentée par un angle i2. 2 On suppose que les particules de fluide situées sur la même surface courbe de la palette se déplacent dans la même direction et à la même vitesse.Comme le fluide s'écoule le long de la surface courbe de la palette en tournant simultanément avec le moteur, la trajectoire réelle du mouvement du fluide est représentée par une courbe B1 B2, partant du point B1 et sortant au point B2' sous un angle 2 L'augmentation de la hauteur manométrique de pression h2 - hl entre la sortie et entrée d'un moteur idéal est donnée par u2 - u1 w2 - w1 h2 - h1 = - (1) 2g 2g expression dans laquelle g représente l'accélération de la pesanteur. L'augmentation de la vitesse est donnée par c22 - c12 (2) 2g La palette donne au fluide une hauteur manométrique représentée par la différence entre la hauteur manométrique totale à la sortie et la hauteur manométrique totale à l'entrée. Par suite, la hauteur manométrique théorique HtH # est u22 - u12 c22 - c12 w12 - w22 Hth # = + - (3) 2g 2g 29 La figure 2 des dessins ci-joints représente les diagrammes de vitesse à l'entrée et à la sortie. On peut constater sur ces diagrammes que w22 = c22 + u22 - 2 c2 u2 cos &alpha;2 w12 = c12 + u12 - 2 c1 u1 cos &alpha;1 La substitution de ces expressions dans l'équation (3) conduit à : u2 c2 cos &alpha;2 - u1 c1 cos &alpha;1 Hth # = (4) g Si &alpha;1 = 90 , cos &alpha;1 = 0, d'où :: u2 c2 cos &alpha;2 u2 c2u Hth # = = (5) 9 g La hauteur manométrique théorique d'un moteur de pompe réel est nettement plus faible que la valeur donnée par l'équation (5) car ce moteur ne comporte seulement qu un nombre limité de palettes et car dans la plupart des moteurs de technique antérieure, illustrés sur la figure 3 des dessins, les palettes adjacentes. définissent entre elles un passage suffisamment large pour permettre un courant libre de fluide,, ce qui donne une forme de débit compliquée. La hauteur manométrique d'une pompe réelle peut se représenter comme suit &num; u2 c2 cos oC2 (6) 9 expression dans laquelle représente un coefficient dont la grandeur dépend de la configuration et du nombre des palettes, ainsi que de la vitesse nominale du moteur de pompe, ce coefficient se situant généralement entre 0,5 et 0,8. Dans les réalisations de moteurs de pompes classiques, les passages larges formés entre palettes adjacentes ne permettent pas d'obtenir un ecoulement du fluide le long de la surface courbe de la palette, ce qui conduit à une vitesse et à une distribution de pression non uniformes le long de la surface courbe. Comme la vitesse et la pression sont plus élevées sur la face avant que sur la face arrière de la palette, les différences de pression et de vitesse qui en résultent donnent un type d'écoulement tourbillonnaire compliqué. On examinera plus en détail ce.type d'écoulement classique en se référant à la figure 3 représentant une pompe centrifuge classique comprenant un moteur 10 muni d'un certain nombre de palettes 11 d'épaisseur sensiblement uniforme. Chaque palette 11 est disposée deun côté dsun disque principal 12 muni d'un moyeu 13 monté fixe sur un arbre d'entraînement 14. De façon classique bien connue, le moteur 10 vient se loger dans un corps de pompe 17 comprenant un boîtier en forme de spirale 16 définissant un espace spiralé 15 autour du moteur. Le fluide pénètre axialement autour du moyeu 13 lorsque le moteur 10 tourne et ce fluide arrive dans l'espace en spirale 15 par les passages 18 formés entre palettes adjacentes 11.Le fluide prend de l'énergie cinétique en circulant dans les passages 18 et cette energie cinétique est transformée en pression hydraulique dans l'espace en spirale 15. Comme indiqué plus haut; dans les pompes classiques le passage 18 du moteur 10 comporte une entrée 19 rétrécie et une sortie 20 d'ouverture plus grande, ce qui donne naissance à un courant tourbillonnaire dans les passages 18, ce courant tourbillonnaire étant indiqué par les flèches c. Le courant tourbillonnaire a une influence sur les diagrammes de vitesse réelle indiqués en pointillés sur la figure 1. Plus précisément, alors que le diagramme de vitesse d'un moteur idéal à la sortie est représenté par A2 B2 D2, le digramme de vitesse At2 B D2 d'un moteur réel fait apparaître un glissement de débit provoqué par le courant tourbillonnaire A2 A'2. Un glissement analogue se produit également â entrée mais il peut être négligé compte tenu de sa faible amplitude.Si l'on tient compte du glissement de débit total à la sortie, la hauteur manométrique théorique du moteur réel est donnée par l'expression suivante u2c2 # cos &alpha; # 2 u2 (c2 cos &alpha;2 - k2u2) Hth = = (7) g g dans laquelle k2 u2 représente le glissement de débit à la sortie, et k2 un coefficient. Comme indiqué plus haut, on constate que l'essentiel de la pertes de charge des moteurs de pompe classiques est dû au glissement de débit résultant du courant de type tourbillonnaire se produisant dans les passages entre palettes adjacentes. Pour empêcher ces courants tourbillonnaires de se produire dans les passages entre palettes adjacentes et pour obtenir un débit de fluide uniforme le long des surfaces courbes des palettes comme on le suppose dans un moteur idéal, l'inventeur de la Demande de Brevet Japonais en cours N 49-114.101 du 31 Octobre 1974 a proposé des passages de largeur et de profondeur uniformes. La largeur du passage défini ci-dessus correspond à l'espacement entre la face avant d'une palette et la face arrière de la palette adjacente, tandis que la profondeur du passage correspond à la dimension axiale de la palette. La disposition ainsi proposée presente cependant l'inconvénient que la section constante du passage sur toute la longueur de celui-ci ne peut s'adapter a' un débit de fluide dont la vitesse augmente quand on passe de l'entrée â la sortie. Un moteur de pompe plus perfectionne a été ensuite proposé dans la Demande de Brevet Japonais N 50-26.323 du 10-Février 1975, dans laquelle la largeur du passage reste constante tandis que la profondeur de celuiwci diminue progressivement quand on passe de l'entrée à la sortie. Ce moteur perfectionné présente un excellent rendement et une hauteur manométrique notablement plus élevée que les modèles classiques, mais ne donne pas, lui non plus2 parfaitement satisfaction. La présente invention a pour but de creer une pompe centrifuge à très faibles pertes et à hauteur manométrique élevée. -La présente invention a pour but plus particulier de créer un moteur de pompe centrifuge ne donnant naissance à pratiquement aucun courant tourbillonnaire dans ses passages entre palettes adjacentes, lorsque le fluide s'écoule le long de la surface courbe des palettes. A cet effet, la présente invention concerne une pompe centrifuge comprenant un arbre d'entraînement, un moteur monté fixe sur cet arbre d'entraînement, et un corps de pompe comprenant un passage d'entrée communiquant avec le moteur et un carter en spirale définissant un espace en spirale autour du moteur, pompe centrifuge caractérisée en ce que le moteur comprend un disque principal muni d'un moyeu monté fixe sur l'arbre d'entraînement et un certain nombre de palettes montées avec des espacements égaux entre elles et faisant saillie axialement d'un côté au moins du disque, chaque palette comportant une face avant et une face arrière, une partie de la face arrière venant en face et à une certaine distance du moyeu de manière à entourer celui-ci, un passage de fluide étant formé entre la face avant de chaque palette et le reste de la face arrière de la palette adjacente, ce passage partant d'une zone située autour du moyeu pour atteindre le pourtour extérieur du disque, chaque palette présentant une épaisseur axiale constante, les majeures parties de la face avant d'une palette et de la face arrière de la palette adjacente avec laquelle elle définit un passage de fluide, étant -constituées par des segments de cercles de diamètres différents centrés en des points différents du disque de façon que le passage formé entre ces deux palettes présente une profondeur constante et une largeur progressivement décroissante lorsqu'on part de la zone voisine du moyeu pour aller vers le pourtour extérieur du disque. Dans la pompe centrifuge selon l'invention, les passages de fluide entre palettes adjacentes ont une section transversale dont la surface diminue progressivement entre l'entrée et la sortie. Comme la profondeur du passage reste constante, le fluide s'écoule le long de la-face avant de la palette associée, grace à quoi la force centrifuge de la palette communique au fluide son énergie cinétique. La naissance de courants tourbillonnaires, de cavités ou de bulles d'air dans le passage de fluide est complètement évitée du fait que le fluide s' écoule en remplissant complètement le passage défini par des surfaces courbes de rayons de courbure différents.Par suite2 les pertes de charges provoquées dans le moteur de pompe par les courants tourbillonnaires sont pratiquement éliminées, ce qui permet d'obtenir une pompe de hauteur manométrique plus élevée. Un fluide contenant une quantité d'air importante ou se trouvant à relativement haute température peut etre pompé sans risque de cavitation. Dans une forme préférée de réalisation de l'invention, le carter en forme de spirale qui définit l'espace spiralé entourant le moteur comporte une surface intérieure à section longitudinale en forme de U. De l'avis général2 la conception théorique d'un carter en spirale s'est avérée très difficile, ce qui n'a pas permis l'analyse du fonctionnement deun tel carter en spirale. C'est pourquoi les pompes centrifuges classiques utilisent traditionnellement un carter en spirale définissant un espace spiralé de section longitudinale circulaire. Ce type de carter en spirale presente l'avantage de permettre une commutation du débit de fluide lorsque celui-ci sort des palettes, ce qui suppose une forme de débit très compliquée du fait de la présence de courants tourbillonnaires.Cependant, la forme compliquée de l'écoulement dans le carter conduit à un profil de vitesses non uniforme2 ce qui augmente la résistance au fluide. Au contraire, l'absence pratiquement totale de courants tourbillonnaires dans le fluide-lorsque celui-ci quitte les sorties des palettes supprime la nécessité de la commutation fournie par le carter en spirale, l'objectif principal à atteindre pour ce carter devenant alors celui de fournir un rendement de conversion élevé de 19énergie cinétique du fluide en pression. On a constaté qu'un carter en spirale définissant un espace spiralé à section longitudinale en forme de U permet d'obtenir ce rendement de conversion élevé. La présente invention sera mieux comprise à la lecture de la description détaillée qui suit et qui se révère aux dessins ci-joints, dans lesquels - La figure 1 est un diagramme des vitesses d'une pompe centrifuge; - La figure 2 représente les triangles des vitesses; - La figure 3 est une vue en élévation et en coupe d'une pompe centrifuge de technique antérieure; - La figure 4 est une vue en élévation et en coupe d'une pompe centrifuge selon la présente invention; - La figure 5 est une vue en coupe transversale de la pompe de la figure 4; - La figure 6 est une vue en perspective du moteur de pompe des figures 4 et 5; - La figure 7 est une vue de côté schématique, en élévation, du moteur représenté sur la figure 6; et - Les figures 8a et 8b sont des courbes illustrant graphiquement les performances comparées d'une pompe centrifuge classique disponible dans le commerce et d'une pompe selon la présente invention dans laquelle on a remplacé le moteur de la première pompe par un moteur de meme taille construit conformément à la présente invention. Si l'on se réfère maintenant aux figures 4 à 7 inclusivement, ces figures représentent une pompe centrifuge construite selon une forme préférée de réalisation de la présente invention. Cette pompe comprend un moteur 30 constitué par un disque principal 31 muni deun moyeu 32 et dsun certain nombre de palettes 33 partant axialement sur les côtés opposés du disque et régulièrement espacées angulairement les unes des autres. Les palettes situées dsun côté du disque peuvent être alignées circulairement ou décalées en phase par rapport à celles situées de l'autre côté. Le moteur comporte également des panneaux latéraux 34 solidement fixés sur les côtés opposés du disque. Il est évident cependant que les palettes 33 peuvent être placées d'un côté seulement du disque 31, et que l'invention s'applique de la même façon a un moteur de pompe de type semi-ouvert ne comportant pas de panneaux latéraux. Ces caractéristiques ne constituent qu'un simple choix de forme et ne font pas partie de l'invention. Si l'on se réfère maintenant à la figure 7, chaque palette 33 du moteur 30 presente une surface de pourtour circulaire 35 qui colncide exactement avec le pourtour extérieur du disque 31, et des faces avant 36 et arrière 37 situées respectivement dans des positions en avance et en r-etard par rapport au sens de rotation du moteur Une partie de la face arriere est disposée en face mais a une certaine distance du moyeu 32 de manière à a entourer ainsi partiellement. Le passage de fluide 38 est formé entre la face avant 36 de chaque palette 33 et la face arrière 37 de la palette adjacente. Le passage de fluide 38 s'étend entre une entrée de palette 39 située autour du moyeu 32 et une sortie de palette 40 située le long de la périphérie extérieure du moteur 30.Le passage 38 a une largeur W qui décrolt progressivement entre l'entrée 39 et la sortie 40. Cependant, la profondeur D du passage 38, c'est-â-dire l'épaisseur de la palette 33 correspondant à l'espacement entre le disque 31 et le panneau latéral 34, reste constante. Toutes les parties ou la plupart des parties de la face avant 36 dune palette particulière- et de la face arrière 37 de la palette adjacente se combinant pour former un passage 38 particulier, ont des rayons de courbure différents r1, r2 centrés en des points différents P1 P2 de coordonnees respectives X1 Y1 et X2 Y2 admettant pour origine le centre du moteur, et situés sur des cercles centrés en cette même origine avec des rayons respectifs R1, R2. Les valeurs préférées de ces coordonnées seront données ci-après mais il faut remarquer ici que le rayon de cour bure r1 est plus petit que le rayon de courbure r2 tandis que le rayon R1 est plus grand que le rayon R2. On remarquera cependant que la face avant 36 d'une palette particulière et la face arrière -37 de la palette adjacente, faces qui se combinent ensemble pour former un passage 38 particulier, peuvent respectivement avoir, au voisinage d'une entrée 39 particulière, un rayon de courbure différent des rayons de courbure r1, r2 indiqués ci-dessus. Les panneaux latéraux 34 sont solidement soudés aux palettes 33 et sont munis d'ouvertures 41 communiquant avec les entrées 39 des passages individuels 38. Le moteur 30 est monté a l'extrémité d'un arbre d'entraînement 42 auquel il est fixé par un écrou 43. L'ensemble constitué par le moteur et l'arbre est monté dans un corps de pompe 44 comprenant une paire de passages d'entrée 45 communiquant avec les ouvertures 41, et un carter en spirale 47 définissant autour du moteur 30 un espace en spirale de largeur croissante. Les panneaux latéraux 34 sont munis de lèvres annulaires 48 autour des ouvertures 41 et des anneaux 49 à coefficient de frottement réduit sont placés entre les lèvres 48 et le corps 44. Le carter en spirale 47 comporte une surface intérieure à section longitudinale en forme de U, et l'espace en spirale 46 présente une ouverture de largeur exactement égale a l'épaisseur du moteur 30, et une profondeur progressivement croissante. On comprendra que cet espace en spirale 46 conduit à l'orifice de sortie. En cours de fonctionnement, lorsque le moteur 30 tourne, le fluide est admis dans les ouvertures 41 par le passage d'entrée 45, puis passe ensuite de force dans les passages 38 pour arriver dans l'espace en spirale 46. La force centrifuge des palettes 33 communique une énergie cinétique au débit de fluide. Aucun courant tourbillonnaire notable ne se forme dans les passages 38 entre les entrées 39 et les sorties 40 de ceux-ci, du fait de la décroissance progressive de largeur combinée à la profondeur constante des passages, ce qui contribue ainsi à augmenter lwénergie cinétique communiquée au débit de fluide. Ce résultat a été prouvé par des tests de performances comparées, en utilisant une pompe centrifuge standard de type connu, disponible dans le commerce, comme indiqué sur la figure 3, et cette même pompe dans laquelle le moteur initial a été remplacé par le moteur selon l'invention, les deux pompes étant essayées dans les mêmes conditions de fonctionnement. Ces essais ont été effectués de façon générale en suivant les Normes Industrielles Japonaises (JIS B 8301). Si l'on se réfère à la figure 8a dans laquelle le rendement E, la puissance sur l'arbre P, la hauteur manométrique totale H et le nombre de tours par minute R sont tous portés en ordonnée en fonction du débit F porté en abscisse, les performances de la pompe standard A sont représentees en traits pointillés tandis que les performances de la pompe correspondante A' modifiée selon la présente invention, sont représentées en traits pleins. Les essais ont également porté sur une autre pompe standard B fournie par un fabricant différent, et les résultats de ces essais sont représentés en traits pointillés sur la figure 8b, de la même manière que sur la figure 8a.Les courbes en traits pleins de la figure 8b représentent les performances d'une pompe B' correspondant ä la pompe standard B, mais modifiée conformément à l'invention. On peut constater sur ces courbes que la hauteur manométrique H et le rendement E sont tous les deux augmentés dans des proportions importantes. On remarquera que, comme la pompe selon l'invention permet au fluide de s'écouler dans un sens donné pendant qu'on remplit le passage 38, et sans produire de courants tourbillonnaires, une isolation de pression complète peut être obtenue entre le passage entrée 45 et l'espace en spirale 46, et la pression négative dans le passage d'entrée 45 peut atteindre 700 à 750 mm Hg. Bien que l'élimination des courants tourbillonnaires dans le moteur 30 ait montré qu'elle contribuait dans une très large mesure à l'amélioration des performances, on a constaté également que la configuration particulière du carter en spirale, csest-à-dire la section longitudinale en forme de U de sa surface intérieure, contribuait à améliorer encore les performances. Bien qu'aucune explication théorique de ce résultat ne soit donnée, on pense que, comme l'absence de courants tourbillonnaires supprime la nécessité pour la pompe de produire un effet de commutation, la conversion de l'énergie cinétique en pression hydraulique reste la seule fonction demandée à la pompe, cette fonction étant optimisée par la configuration décrite ci-dessus. Dans la forme de réalisation représentée ici, le moteur 30 est de type à deux entrées et comporte de chaque côté six palettes 33 formant six passages 38. Bien que cela constitue une disposition préférée, il est évident que l'invention ne se limite pas à cette forme de disposition particulière. A ce propos, on notera que le nombre des palettes 33, le diamètre et l'épaisseur du moteur 30 sont des caracteristiques de forme qui sont bien connues de la technique. De la meme façon, la taille particulière des passages de fluide 38 est à déterminer par un ingénieur spécialiste de la question. Cependant, un certain nombre de valeurs spécifiques des rayons de courbure des passages de fluide 38 seront données ci-après pour différentes valeurs de profondeur D des passages en supposant que le diamètre du moteur est constant. Comme on l'a indiqué, le diamètre du moteur détermine la hauteur manométrique de sortie tandis que la profondeur D détermine l'ouverture ou le débit de sortie. Les valeurs données ci après concernent un moteur de type â deux entrées, de diamètre 148 mm et comportant six palettes de chaque côté. Les chiffres de référence utilisés se comprennent en se référant à la figure 7. Toutes les figures sont en millimètres. (1) D = 2,5 (ouverture 32) P1 = X1 ; Y1 = 23 ; 26 r1 = 53 R1 = 35 P2 = X2 ; Y2 = 15,5 ; 23 r2 = 57 R2 = 30 (2) D = 3,5 (ouverture 40) P1 = X1 ; Y1 = 23 ; 26 r1 = 53 R1 = 35 P2 = X2 ; Y2 = 18 ; 23,5 r2 = 59 R1 = 30 (3) D = 8 (ouverture 50) P1 = X1 ; Y1 = 22 9 28 r1 = 50 R1 = 36 P2 = X2 ; Y2 = 17 ; 24 r2 = 58 R2 = 30 (4) D = 20 (ouverture 100) P1 = X1 9 Y1 = 35 ; 20 r1 = 65 R1 = 40 P2 = X2 ; Y2 = 23 ; 19 r2 = 67,5 R2 = 30 R E V E N D I C A T I O N S 1 ) Pompe centrifuge comprenant un arbre d'entraî- nement, un moteur monté fixe sur cet arbre dventralnement, et un corps de pompe comprenant un passage d'entrée communiquant avec le moteur et un carter en spirale définissant un espace en spirale autour du moteur, pompe centrifuge caractérisée en ce que le moteur comprend un disque principal muni d'un moyeu monté fixe sur l'arbre d'entraînement et un certain nombre de palettes montées avec des espacements égaux entre elles et faisant saillie axialement d'un côté au moins du disque, chaque palette comportant une face avant et une face arrière, une partie de la face arrière venant en face et à une certaine distance du moyeu de manière à entourer celui-ci, un passage de fluide étant formé entre la face avant de chaque palette et le reste de la face arrière de la palette adjacente, ce passage partant d'une zone située autour du moyeu pour atteindre le pourtour extérieur du disque, chaque palette présentant une épaisseur axiale constante, les majeures parties de la face avant d'une palette et de la face arrière de la palette adjacente avec laquelle elle définit un passage de fluide, étant constituées par des segments de cercles de diamètres différents centrés en des points différents du disque de façon que le passage formé entre ces deux palettes présente une profondeur constante et une largeur progressivement décroissante lorsqu'on part de la zone voisine du moyeu pour aller vers le pourtour extérieur du disque. 20) Pompe centrifuge selon la revendication 1, caractérisée en ce que la face avant de chaque palette a un rayon de courbure plus petit que celui de la face arrière de la palette adjacente, et en ce que ce rayon de courbure de la face avant est centré en un point plus éloigné de l'axe du moteur que le point où est centré le rayon de courbure de la face arrière de la palette adjacente. 30) Pompe centrifuge selon l'une quelconque des revendications 1 et 2, caractérisée en ce que le carter en spirale présente une surface intérieure à section longitudinale en forme de U, et en ce que l'espace en spirale comporte une ouverture de largeur exactement égale à l'épaisseur du moteur. 40) Pompe centrifuge selon 1 une quelconque des revendications 1 à 3, caractérisée en ce que le moteur comporte un autre ensemble de palettes situées de autre côté du disque, symétriquement par rapport aux palettes du premier ensemble décrit ci-dessus. 50) Pompe centrifuge selon l'une quelconque des revendications 1 à 4, caractérisée en ce que le moteur comporte un panneau latéral fixé rigidement sur le côté des palettes, ce panneau latéral comportant une ouverture assurant la communication du fluide entre le passage d'entrée et les passages de fluide.