Brevet FR2478223A1 — publié le 19810918

La présente invention se rapporte au domaine des compresseurs rotatifs. Plus particulièrement l'invention concerne des compresseurs rotatifs dans lesquels deux rotors sont montés dans des trous adjacents d'"un corps, chaque rotor comportant un seul lobe ou dent en saillie qui s'engage dans un évidement correspondant prévu dans l'autre rotor quand les rotors tournent en sens inverses. L'invention se rapporte en particulier à des compresseurs rotatifs du type pouvant fonctionner sans introduction de lubrifiant et/ou de fluide réfrigérant dans la chambre de compresseur, comme cela est le cas autrement pour des compresseurs alimentés en huile ou en eau. Des compresseurs rotatifs à double rotor du type général faisant l'objet de la présente Invention sont connus depuis de nombreuses années. D'une façon générale, les compresseurs comprennent deux rotors tournant en sens inverses et montés dans des alésages cylindriques ( c'est à dire des cylindres) d'un corps ou carter. Chaque rotor comporte une dent ou lobe en saillie ( et certaines concep- tions en comportent plus d'un) qui s'engage dans un évide- -ment correspondant de l'autre rotor. Les parties extrêmes du rotor sont destinées à s5appliquer de façon étanche contre les parois intérieures des cylindres, et des parties des moyeux du rotor sont destinées à s'appliquer de façon étanche Il1Xne contre l'autre de manière à tourner l'une par rapport à l'autre, de sorte qu'un gaz peut être comprimé intérieurement quand les rotors tournent. Il est prévu des orifices d'entrée de décharge de gaz qui sont isolés de façon étanche l'un de l'autre pendant le cycle de rotation de manière qu'une compression interne puisse se produire. On a proposé de pourvoir une machine de ce type de deux rotors identiques, ou essentiellement identi- ques, qui tournent dans des chambres ou cylindres de dimensions et profils égaux, c'est à dire que les profils de chacun des rotors et de sa ou ses dents en saillie sont identiques. On sait également concevoir des rotors de dimensions ou profils différents et dans ce cas les rotors peuvent être montés dans des trous différents. On a également proposé de monter des rotors de profils différents dans des cylindres comportant des trous de dimensions identiques mais certains agencements de ce genre ont été affectés par le gros inconvénient qu'une communication fluidique continue entre les chambres est fortement réduite ou même supprimée et que la majeure partie ou la totalité de la compression interne doit se produire seulement dans une des chambres, ce qui diminue le rendement de la machine. A titre d'exemples de réalisations connues, on peut citer les brevets suivants: U.K 1 304 394, U.K. 900 881, U.K. 752 437, U.S. 3 535 060, U.S. 3 472 445, U.S. 2 097 037, U.K. 661 749, U.K. -341 324, U.S. 4076 469, U.S. 4 033 708, U.S. 3 941 521, U.S. Re. 29 627, U.S. 3 723 031 et U.S. 2 058 817. Un problème persistant en ce qui concerne la conception et la construction de ces compresseurs rotatifs consiste à augmenter au maximurfi l'écoulement passant dans la machine et à augmenter au maximum la capacité de décharge tout en évitant de grande vitesse de décharge interne qui provoque de grandes pertes, notamment lorsqu'on utilise des orifices axiaux d'entrée et de décharge. Un autre problème concerne l'équilibrage dynamique de chaque rotor, notamment lorsqu'on utilise des rotors de profils différents. Dans ces machines, on rencontre également toujours des diffi- cultés concernant l'étanchéité, notamment l'étanchéité entre les rotors, l'étanchéité entre les parties extrêmes de rotors et les parois ou chambres cylindriques, et l'étanchéité entre les extrémités des rotors et les couvercles ou plaques extrêmes qui ferment les cylindres ou alésages. La présente invention a pour but de remédier aux inconvénients précités des réalisations connues et de fournir un compresseur rotatif perfectionné du type à double rotor. - En prenant en considération le fait que toutes les conceptions de compresseurs rotatifs sont limitées en ce qui concerne la vitesse et la capacité qu'un modèle de dimensions données est capable d'atteindre efficacement, une caractéristique principale de la présente invention est d'augmenter au maximum la zone exposée de l'orifice de décharge ( dans une configuration o la forme du rotor est utilisée pour synchroniser l'ouverture de l'orifice de décharge). Cette augmentation au maximum de la zone exposée de l'orifice de décharge est obtenue par une conception de compresseur dans laquelle le rotor de décharge ( c'est à dire le rotor qui couvre et découvre l'orifice de décharge axiale) a des dimensions supérieures et un profil différent par rapport au rotor d'entrée ( c'est à dire le rotor qui couvre et découvre les orifices d'entrée axiale et/ou radiale). Le profil du rotor de décharge a une section présentant une dimension radiale minimale (R) qui détermine la limite extérieure de l'ori- fice de décharge et qui est rendue aussi grande que possible tout en tenant compte du fait que (1) on doit éviter des vitesses d'écoulement interne et des vitesses de décharge excessivement élevées et (2) il est nécessaire de maintenir, pour le rotor d'entrée ou d'aspiration, des dimensions suffisantes pour permettre de l'équilibrer efficacement. Cette augmentation au maximum de la zone exposée de l'orifice de décharge est rendue possible, tout. en tenant compte des deux considérations mentionnées ci-dessus, en utilisant des rotors de dimensions et profils différents mais qui tournent néammoins dans des cylindres de dimensions égales. Le profil extérieur du rotor de décharge est formé d'une série de segments, dont certains sont des arcs de cercle tandis que d'autres segments correspondent à des courbes ou profils non circulaires. On choisit pour le rotor de décharge de rayon R un segment correspondant à un grand arc de cercle pour augmenter au maximum la dimension radiale de l'orifice de décharge axiale, puisque la dimension radiale maximale de l'orifice de décharge doit être légèrement inférieure à la dimension radiale R du rotor de décharge. On choisit pour le rotor de décharge un autre segment circulaire ayant un rayon approximativement égal au rayon du cylindre dans lequel le rotor doit tourner afin de pouvoir établir l'étanchéité nécessaire entre le rotor et la paroi du cylindre. D'autres segments profilés du rotor de décharge sont déterminés par des considérations de conception, par exemple en fonction de l'équilibrage du rotor ou bien de la réunion ou jonction de segments du profil ou bien-en fonction de surfaces correspondante$ du rotor d'entrée. De même, le profil du rotor d'entrée est déterminé dans une certaine mesure par des configurations de conception semblables ainsi que par des considérations d'étanchéité par rapport au rotor de décharge et à la paroi de cylindre, ou bien en fonction de parties correspondantes du rotor de décharge. Une autre caractéristique principale de la présente invention se rapporte à l'étanchéité de rotor. Des modèles ou motifs prédéterminés d'une matière pouvant subir un écrasement et/ou une abrasion sont placés sur les faces des carters à chaque extrémité du cylindre et/ou sur les faces extrêmes du rotor afin d'assurer l'étanchéité de l'intervalle de fuite existant entre elles. L'étanchéité entre les pointes des rotors et la paroi cylindrique intérieure est également établie en utilisant une matière semblable, pouvant subir un écrasement et/ou une abrasion, sur les pointes des rotors ou bien sur les parois des cylindres afin de former à la fois une surface d'usure et un joint en labyrinthe. On peut également positionner sur un ou sur les deux rotors un revêtement solide ou des bandes minces d'une matière pouvant subir un écrasement et/ou une abrasion, aux endroits o les rotors doivent entrer en contact l'un avec l'autre à des fins d'étanchéité. Puisque les rotors ont des dimensions et profils différents, la différence entre les profils fait en sorte qu'il s'établisse une vitesse relative entre les rotors dans leur zone de rapprochement minimal. Cette vitesse relative provoque un enlèvement de la matière de revêtement par abrasion de sorte que des surfaces optimales d'étanchéité sont formées par usure dans les bandes d'étanchéité des profils de rotors. Ce processus d'établissement d'étanchéité ne peut pas être appliqué à des rotors de pnfils identiques puisqu'il ne s'établit pas la vitesse relative nécessaire entre les rotors, au point de rapprochement minimal, sur la majeure partie du profilo En conséquence, l'invention a pour but de fournir un compresseur rotatif du type à double rotor. L'invention a également pour but de fournir un compresseur rotatif perfectionné du type à double rotor dans lequel les rendements et la capacité pour une dimension donnée sont optimisés en augmentant au maximum la zone exposée de l'orifice de décharge tout en satisfai- sant aux impératifs consistant à éviter des fortes pertes résultant d'une augmentation desvitesses internes et à assurer un bon équilibrage des rotors. L'invention a en outre pour but de fournir un compresseur rotatif perfectionné du type à double rotor, qui comporte des rotors de dimensions et profils différents. L'invention a également pour but de fournir un compresseur rotatif perfectionné du type à double rotor, dans lequel on améliore l'_tancheité à l'aide de matières pouvant subir un écrasement et/ou une abrasion et qui sont soumises à une usure en cours de fonctionnement des rotors afin d'améliorer l'étanchéité. D'autres avantages et caractéristiques de l'invention seront mis en évidence dans la suite de la description, donnée à titre d'exemples non limitatifs, en référence aux dessins annexés dans lesquels: la fig. 'a)est une représentation schématique d'un groupe compresseur rotatif, les fig. 1(b) et 1(c) sont des vues en élévation latérale et en élévation d'arrière d'un carter d'un compresseur rotatif conforme à l'invention, la fig. 2 est une vue en coupe faite suivant la ligne 2-2 de la fig. 1(a), qui montre le compresseur rotatif selon l'invention, la fig. 3 est une vue de détail du rotor de décharge du compresseur rotatif de la fig0 2, la fige 4 est une vue de détail du rotor d'admission du compresseur rotatif de la fig. 2, les fig. 5 à 8 montrent le compresseur rotatif dont les rotors occupent des positions différentes pendant un cycle de fonctionnement, la fig. 9(a) donne des détails d'une structure d'étanchéité prévue sur la face des carters extrêmes, la fig. 9(b) représente une variante de la structure d'étanchéité de la fig. 9(a), et les fig.,10 et 11 représentent d'autres détails de la structure d'étanchéité. Sur les fig. 1(a) et 1(c), on a représenté un groupe compresseur rotatif à deux étages. Le système repré- senté schématiquement sur la fig. 1(a) comporte un compres- seur rotatif de premier étage 10 et un compresseur rotatif de second étage 12. Les compresseurs rotatifs 10 et 12 sont d'une conception identique, bien qu'ils puissent différer par des détails spécifiques concernant les dimensions et les profils, ou bien la longueur axiale des rotors. En consé- quence, on ne décrira dans la suite que les éléments essentiels du compresseur rotatif 10, du fait que des éléments semblables interviennent dans le compresseur rota- tif 12, sauf avis contraire. Le compresseur rotatif 10 comporte un corps extérieur 14 dans lequel sont placés deux chambres ou cylindres 16, 18, de préférence identiques et se coupant. Un rotor d'entrée ou d'aspiration 20 est monté à rotation dans le cylindre 16 tandis qu'un rotor de décharge 22 est monté à rotation dans le cylindre 18. Des carters extrêmes 24 et 26 assurent l'obturation des extré- mités opposées des cylindres. Les rotors 20 et 22 sont montés respectivement sur des arbres 28 et 30 qui sont à leur tour entraînés en rotation à des vitesses égales par des engrenages 32 et 34. L'engrenage 32 entraîne l'engre- nage 34 tandis que l'engrenage 32 est lui-même entraîné par un pignon d'attaque 36 lui-même actionné par un moteur 38. De l'air pénètre dans le compresseur 10 à la fois dans une direction axiale ( c'est à dire dans une direction parallèle aux axes de rotation des rotors) et dans une direction radiale ( c'est à dire une direction orientée radialement et perpendiculairement aux axes de rotation des rotors 20 et 22). Les entrées d'air axiale et radiale ont été représentées schématiquement en 40 et 42 sur la fig. 2 et elles sont indiquées de façon plus détaillée sur les figures 1(b), 1(c) et 20 L'air qui a pénétré dans le compresseur rotatif 10 est comprimé à l'intérieur de celui-ci puis il est déchargé, à une pression de sortie de premier étage et par l'intermédiaire de deux orifices de décharge axiale 44 dans les carters extrêmes 24 et 26. L'air comprimé qui sort du premier étage est canalisé jusqu'à un amortisseur de pulsations 46 ( qui fonctionne essentiellement de manière à amortir des impul- sions de décharge) puis dans un refroidisseur inter- étages 48 ( o la température de l'air déchargé est réduite) puis dans un séparateur d'eau 50 ( o l'excès d'humidité normalement existant peut être enlevé). L'air comprimé sortant du premier étage est ensuite introduit, par l'inter- médiaire d'une entrée axiale 40(a) ( cf. figure 1(c)) dans le compresseur de second étage 12 o il est soumis à un second étage de compression interne pour être ensuite déchargé dans un second ensemble comprenant un amortisseur d'impulsions 46', un refroidisseur 48' et un séparateur d'eau ', l'air étant alors déchargé en vue de son utilisation finale. Comme indiqué par les langueurs axiales relatives des compresseurs 10 et 12, la longueur axiale des rotors 8 du compresseur de second étage 12 est inférieure à celle du compresseur 10, du fait du volume réduit d'air comprimé qui est introduit dans le compresseur 12. En considérant la fig. 1, on voit que les éléments du groupe compresseur à deux étages ont été représentés seulement avec une configuration schématique à titre d'illustration, aucune indication n'étant donnée en ce qui concerne les détails de configurations et de tolérances dimensionnelles des rotors. Egalement les compresseurs comportent des paliers de rotors, des chemises de refroidissement et d'autres parties classiques dont les détails n'ont pas été indiqués sur la figure. Il va de soi également que des composants tels que les engrenages, les moteurs, les amortisseurs d'impulsions, les refroidisseurs et les séparateurs d'eau peuvent être des éléments classiques bien connus dans ce domaine. En réalité, les éléments du groupe compresseur sont agencés et répartis dans les étages comme indiqué sur les figures 1(b) et 1(c). En se référant aux figures 1(b) et 1(c), on peut voir que les deux étages du groupe compresseur sont placés l'un au dessus de l'autre, c'est à dire que le compresseur de premier étage 10 est placé au dessus du compresseur de second étage 12, à la différence des groupes à étages multiples classiques o les étages sont disposés côte à côte. Un seul pignon d'attaque 36 entraînent les deux engrenages menants 32 de chaque étage de compresseur et tous les engrenages sont logés dans un carter commun 37 de sorte que ces engrenages sont tous placés à une extrémité du groupe et que les deux étages de compresseur sont disposés l'un au dessus de l'autre d'un côté du carter à engrenages 37. Les amortisseurs de pulsations 46, 46', les refroidisseurs 48, 48' et les séparateurs d'eau 50, 50' ont été supprimés des figures 1(b) et 1(c) pour clarifier le dessin mais il va de soi qu'ils sont incorporés au groupe comme indiqué sur la fig. 1(a). L'agencement des étages du compresseur qui a été représenté sur les fig. 1(b) et 1(c) est important du fait qu'il est possible d'obtenir une structure très compacte occupant peu d'encombrement au sol et permettant de réduire les dimensions hors-tout du groupe compresseur par comparaison au cas o des compresseurs d'une capacité semblable sont placés côte à côte. Il est possible de réduire la largeur hors-tout de la machine ( c'est à dire la dimension mesurée de la gauche vers la droite) d'environ 25 % en plaçant les étages l'un au dessus de l'autre et non pas côte à côte. On peut également obtenir des réductions supplémentaires en ce qui concerne l'enveloppe globale ( c'est à dire l'enveloppe généralement de forme carrée ou rectangulaire qui entoure habituellement l'ensemble du groupe compresseur), puisque l'espace placé en avant du carter à engrenages peut être utilisé pour positionner des pots d'échappement ou d'autres compo- sants accessoires. En considérant à nouveau les figures 1(b) et 1(c), il est à noter que les orifices d'entrée de premier étage 40, 42 sont placés dans une grande chambre stabili- satrice 43 qui peut faire partie du silencieux d'entrée, et que l'entrée de second étage 40(a) fait partie d'une grande chambre stabilisatrice 45. Les positions des différentes entrées dans les grandes chambres stabilisa- trices 43 et 45 permettent d'obtenir de grands volumes d'entrée dans les passages d'admission en vue de réduire au minimum les zones d'écoulement d'air à grande vitesse et de diminuer ainsi les pertes de charge. Sur la fig. 2, on a représenté une vue en coupe faîte suivant la ligne 22 de la fige l(a)o Comme le montre la fig. 2, le rotor d'entrée ou d'aspiration 20 tourne dans le sens des aiguilles d'une montre tandis que le rotor de décharge 22 tourne dans le sens contraire. Dans les positions occupées par les rotors sur la fig. 2, l'orifice d'entrée et l'orifice de décharge 44 sont repré- sentés dans une condiCtion partiellement découverte, alors que les parties couvertes de chaque orifice sont indiquées par des lignes en trait interrompuo Il est évident que 1l'orifice de décharge 44 est couvert et décou- vert ( c'est à dire fermé et ouvert) par l'action du rotor de décharge 22 au cours de sa rotation, tandis que 1l'orifice d'aspiration 40 est couvert et découvert par l'action combinée du rotor deentrée 20 et du rotor de décharge 22. Egalement la communication entre l'orifice d'entrée radiale 42 et l'intérieur du corps 14 est interrom- puwpar intermittence par le rotor d'aspiration 20 quand il passe devant l'orifice d'entrée 42 pour commencer chaque cycle de compression. Le rotor 20 peut être considéré comme étant formé d'un moyeu 52 et d'un lobe en saillie 54. De même le rotor 22 peut être considéré comme étant formé d'un moyeu 56 et d'un lobe en saillie 58. Les formes et profils particuliers des rotors et 22 sont d'une grande importance dans la présente invention. La forme et le profil du rotor de décharge 22 sont imposés en partie par l'impératif consistant à augmenter au maximum la section de l'orifice de décharge 44. Cette augmentation au maximum de la section de l'orifice de décharge est obtenue principalement par une conception qui donne la valeur radiale maximale "r" à la dimension extérieure de l'orifice de décharge. La dimension "r" est à son tour déterminée en définissant la dimension maximale "R" qui peut être donnée au moyeu du rotor de décharge, tout en observant les impératifs d'équilibrage et d'élimina- tion de vitesses excessives d'écoulement. Pour la définition des considérations intervenant dans la conception du rotor de décharge 22, il est utile de tenir compte du fait que les rotors 20 et 22 sont conçus pour tourner dans une relation synchronisée afin de remplir les fonctions d'admission d'air, de compression et de décharge. Les rotors tournent à des vitesses angulaires égales et les pointes de chacun de lobes 54 et 58 se rejoignent deux fois à chaque révolution dans les zones de jonction des chambres cylindriques 16 et 18. Pour la détermination du contour ou profil du rotor de décharge 22, il est avantageux de diviser le rotor en -une série de quadrants de 90 . Le quadrant I couvre un arc de 90- dans le sens des aiguilles d'une montre, à partir de la pointe du lobe 58. Le-quadrant II couvre l'arc suivant de 90 , le quadrant III couvre le troisième arc de 90' et le quadrant IV couvre le quatrième arc de 90 . Pour éviter une confusion sur le dessin de la fig. 2, on a indiqué seulement les quadrants I et II du rotor de décharge 22. Les quatre quadrants en question sont indiqués en détail sur la fig. 3, qui est une vue détaillée et à échelle agrandie du profil du rotor de décharge 22. De même, comme le montre la fig. 4, le rotor d'entrée ou d'admission 20 peut aussi être considéré comme étant formé de quatre quadrants, à partir de la pointe du lobe 54, ces quadrants progressant dans le sens contraire des aiguilles d'une montre et étant numérotés en corres- pondance avec les quadrants du rotor de décharge. La relation entre les différents quadrants des deux rotors sera expliquée dans la suite. On va d'abord décrire le quadrant II du rotor de décharge 22 ( en se référant plus particulièrement à la fig. 3), du fait que sa dimension a une influence critique sur la conception du rotor, et également sur plusieurs autres dimensions. La partie du rotor de décharge 22 qui est incluse dans le quadrant II constitue la zone du rotor de décharge qui couvre l'extrémité radiale de l'orifice de décharge 44 au début de la phase de compression d'un cycle de fonctionnement du rotor ( quand les extrémités ou pointes des lobes 54 et 58 sont situées dans la partie haute de la cavité du corps 14, comme indiqué sur la fig. 5, et s'éloignent l'une de l'autre). En conséquence, pour satisfaire à l'impératif consistant en une augmentation maximale de la dimension radiale de l'orifice de décharge, le profil du quadrant II du rotor 22 est un arc de cercle. La dimension radiale R qui définit l'arc de cercle du quadrant II est sélectionnée de manière à satisfaire au maximum à l'impératif consistant à éviter des passages rétrécis produisant de fortes pertes de charge entre le rotor et le cylindre ainsi qu'à l'impératif consistant à donner au rotor d'aspiration une forme permettant son équilibrage. Une autre limitation imposée à la valeur du rayon R consiste en ce qu'il doit subsister dans les trous de cylindres un volume d'aspiration approprié. La dimension radiale "r" de l'orifice de décharge est légère- ment inférieure à la dimension R du rotore Il est à noter que, lorsqu'on envisage conformément à la présente inven- tion d'augmenter jusqu'au maximum les dimensions r et R, on peut prendre comme valeurs de référence les valeurs qu'auraient lesdites dimensions dans un compresseur de corps identique, o les rotors d'entrée et de décharge auraient essentiellement les mêmes dimensions et profils. On a donné à la surface du quadrant III du rotor 22, dans le mode de réalisation représenté, la forme d'une ellipse mais il va de soi qu'on peut adopter d'autres contours. Les formules concernant l'ellipse sont alors déterminées par le volume de matière qu'il est souhaitable d'avoir dans cette partie du moyeu de rotor pour assurer un équilibrage dynamique correct, et on fait également intervenir l'espacement désiré entre la plus grande dimension ( au point p1) de ce segment du rotor et la paroi de cylindre, ledit espacement déterminant la vitesse d'écoulement dans le compresseur. Le quadrant I du rotor de décharge 22 est formé de deux parties, dont la première correspond à un arc de cercle de 12' qui part de la pointe du lobe 58 dans le sens des aiguilles d'une montre tandis que l'autre partie correspond à un arc de 78 et à une forme d'ellipse modifiée de façon à obtenir des pentes égales à la jonction entre la partie elliptique et l'arc de cercle de 120. L'arc de cercle de 12 a un rayon R1, qui est essentiellement égal au rayon intérieur de la partie cylindrique du corps 14. L'angle de 12 correspondant à cet arc est choisi de manière à être égal à la longueur d'arc de l'orifice d'entrée radiale 42. Egalement on détermine la relation existant entre l'ellipse modifiée et le segment circulaire de rayon R au point de jonction des quadrants I et II de telle sorte que l'ellipse soit placée à une distance R du centre du rotor et soit perpendiculaire à un rayon R au point de jonction avec la courbe de rayon R du quadrant II, afin d'obtenir des pentes égales et un profil uniforme au point de jonction des quadrants I et II. Le quadrant IV du rotor de décharge 22 est défini, c'est à dire déterminé, par des surfaces du rotor d'admission 20 et on en donnera une explication plus détaillée dans la suite après description de la détermination de la forme du rotor d'admission 20.- En se référant maintenant au rotor d'admission ou d'entrée 20 des fig. 2 et 4, il est à noter que ce rotor d'entrée 20 est plus petit que le rotor de décharge 22, ce qui résulte directement du fait que le rotor de décharge 22 a été dimensionnellement augmenté pour accroître au maximum la section de l'orifice de décharge, comme décrit précé- demment. En commençant par le quadrant Il du rotor d'entrée, qui coopère avec le quadrant Il du rotor de décharge, le profil du quadrant Il du rotor d'entrée est un arc de cercle de rayon R2 égal à la différence entre l'écart "S" existant entre les axes des rotors 20 et 22 et la dimension R du rotor 22. Les surfaces des quadrants II de chaque rotor sont en contact étanche l'une avec l'autre pendant chaque cycle du compresseur et ces surfaces exécutent un mouvement relatif de glissement ( sans composante de roulement). Le quadrant III du rotor d'entrée 20 est une surface qui est engendrée, c'est à dire complètement déterminée, par la forme elliptique de la surface du quadrant III du rotor de décharge 22. Les surf aces des quadrants III de chaque rotor sont également en contact étanche l'une avec l'autre pendant chaque cycle du compresseur et ces surfaces exécu- tent un mouvement relatif de glissement. ( Un contact d'étanchéité correspond à une condition de contact réel ou bien b un très petit intervalle de l'ordre de 0,025 à 0,05 mm qui est obtenu après rodage d'usure des joints sujets à abrasion, comme cela sera expliqué de façon plus détaillée dans la suite.). En ce qui concerne le quadrant I du rotor d'entrée 20, la première partie, c'est à dire la partie qui s'étend dans le sens contraire des aiguilles d'une montre depuis le début du quadrant, sur un arc d'environ 52 , jusqu'au point désigné par P;2 a arbitrairement une longueur suffisante pour ne pas pénétrer dans l'arc corres- pondant de 52* du quadrant I du rotor de décharge. Cette zone du rotor d'entrée peut être choisie un peu arbitraire- ment du fait qu'elle n'a pas à établir un contact étanche avec la partie correspondante du rotor de décharge. De même, la partie restante, correspondant à un arc de 380, du quadrant I du rotor d'entrée est une surface engendrée par l'ellipse modifiée, qui forme la partie restante correspon- dante de 38 du quadrant I du rotor de décharge. En considérant maintenant le quadrant IV du rotor d'entrée 20, on voit que la partie qui part de la pointe du lobe 54 et qui s'étend dans le sens des aiguilles d'une montre, correspond à un arc de 12 d'un cercle de rayon R1, c'est à dire un rayon égal au rayon intérieur du corps cylindrique 14dans lequel le rotor est placé ( et égal à R1 du quadrant I du rotor 22). On a choisi une longueur d'arc de 12' en. correspondance à la longueur d'arc de 12 prévue pour l'ouverture de l'entrée radiale 42. Le reste de ce quatrième quadrant du rotor d'entrée est défini, toujours en considérant le sens des aiguilles d'une montre, par deux arcs de cercle, à savoir un arc dont le centre est situé en un point P3 situé sur le rayon R1 dans la position 129 et présentant un rayon R3 en s'étendant sur environ 98 jusqu'à P4 sur la surface de rotor; l'autre arc de cercle a un rayon R4, qui est centré sur l'ordonnée Y qui définit l'extrémité du quadrant IV. Il est évidemment important que les arcs de cercle définis par les rayons R1, R3 et R4 aient des pentes égales aux points de jonction des arcs afin de conserver la continuité du profil. Le quadrant IV du rotor de décharge 22 est une surface qui est déterminée intégralement par la forme du quadrant IV du rotor d'entrée 20. Le premier tronçon de 780 du profil de surface du quadrant IV du rotor de décharge est engendré directement par les parties ayant des longueurs d'arc déterminées par les rayons R3 et R4 du profil de surface du quadrant IV du rotor d'entrée. De même, le dernier tronçon de 12 du quadrant IV du rotor de décharge est un arc de cercle d'un rayon approprié pour glisser sur l'arc de cercle de 120 du premier tronçon du quadrant IV du rotor d'entrée ( c'est à dire la longueur d'arc de la pointe du lobe 54 à l'extrémité du quadrant IV du rotor d'entrée, déterminée par l'arc de 12 de rayon R1). La totalité du profil de l'évidement intérieur de dent ou de lobe du rotor de décharge, c'est à dire de la partie évidée qui s'étend depuis la pointe de dent ou lobe 58 jusqu'au point P5 situé à l'extrémité du quadrant IV, est une surface réglée qui est déterminée par le trajet suivi par la pointe de la dent 54 lorsqu'elle se déplace le long de cette surface du rotor de décharge en cours de rotation. Le profil de l'évidement correspondant prévu pour la dent ou lobe du rotor d'admission 20, et qui s'étend depuis la pointe de la dent 54 jusqu'au point P6 situé au début du quadrant I, correspond à un profil qui n'est absolument pas critique du point de vue de la correspondance de rotation. Mis à part le fait que ce profil d'évidement du rotor d'admission doit être agencé de façon à éviter une interférence avec le profil du quadrant I du rotor de décharge lorsqu'il passe devant l'évidement du rotor d'admission, ledit profil d'évidement du rotor d'admission est arbitraire et peut être déterminé en faisant intervenir des considérations d'équilibre, de poids et de résistance. Comme indiqué précédemment, le fait qu'on ait à éviter des vitesses d'écoulement excessives et de fortes pertes de charge correspondantes constitue un facteur de limitation pour augmenter au maximum le rayon R du quadrant II du rotor de décharge, ce qui provoque une limitation du rayon r de l'orifice de décharge. Le rayon R du quadrant II du rotor de décharge détermine le début de la partie elliptique du profil du quadrant III, qui est souhaitable à des fins d'équilibrage. Cette partie elliptique est orien- tée perpendiculairement à un rayon R à l'extrémité du quadrant II et elle est limitée, dans sa saillie vers l'extérieur à partir du centre du rotor, par l'intervalle radial qui existe entre le point P1 de la surface du rotor de décharge dans le quadrant III et la surface intérieure de la chambre 18 pendant les phases de compression et de décharge du cycle de fonctionnement du rotor ( le point P1 définissant sur la surface du rotor de décharge, dans le quadrant III, un point qui correspond au plus grand espace- ment radial par rapport au centre de rotation du rotor). L'intervalle radial existant entre le point P1 et la surface intérieure de la chambre 18 définit un col qui détermine la vitesse d'au moins une partie du gaz dans l'état comprimé quand il s'écoule de l'espace existant entre les rotors en direction de l'orifice de décharge pendant la phase de compression et/ou la phase de décharge. Plus l'intervalle radial entre le point P1 et la paroi de chambre peut diminuer, plus la vitesse d'écoulement du gaz est grande et plus les pertes de charge sont élevées. En conséquence on doit choisir un compromis entre l'agrandis- sement désiré de l'orifice de décharge et l'augmentation des pertes de charge qui se produisent lorsqu'on augmente l'orifice de décharge, et par conséquent les dimensions du rotor de décharge. Un autre compromis dont on doit tenir compte est imposé par des conditions d'équilibrage. Quand on augmente le rayon R du quadrant II du rotor de décharge, on doit diminuer en correspondance le rayon R2 du quadrant II associé du rotor d'admission, et il faut également diminuer la base ou racine du lobe 54 au voisinage du point de jonction des rayons R3 et R4 dans le quadrant IV du rotor d'admission. A mesure que le rayon R2 et la racine du lobe 54 du rotor d'admission diminuent en dimensions, il devient de plus en plus difficile, et finalement impossi- ble, d'équilibrer le rotor d'admission et la résistance mécanique du rotor d'admission dans une direction transver- sale à la base ou racine du lobe devient insuffisante. En conséquence, l'agrandissement du rotor de décharge est également limité par des considérations de maintien des dimensions du rotor d'admission à des valeurs suffisamment grandes pour l'équilibrage correct de ce rotor et également par des considérations de résistance mécanique. Sur les fig. 5 à 8, on a montré différentes positions des rotors et différents modes intervenant dans un cycle de fonctionnement du compresseur. Sur la fig. 5, les rotors viennent juste de fermer les orifices d'admission des chambres 16 et 18, entre les périphéries extérieures des rotors et les parois intérieures des chambres. Dans la position indiquée sur la fig. 5, les chambres 16 et 18 sont remplies d'air ou de gaz à une pression d'admission et le cycle de compression va commencer. En considérant maintenant la fig. 6, les rotors continuant à tourner dans les direc- tions indiquées, le volume compris entre les surfaces avant des rotors est réduit constamment de sorte que le volume de gaz se trouvant dans cet espace est comprimé. L'espace situé en arrière des rotors subit évidemment une expansion et il est rempli de gaz, à la pression d'entrée, en vue du cycle suivants L'orifice de décharge est fermé de façon étanche par des parties de quadrants III et IV du rotor 22. Les parties en arc de cercle placées aux pointes de chacune des dents des rotors 54 et 58 s'appliquent de façon étanche contre les parois intérieures des chambres de manière à isoler hermétiquement le volume de compression existant entre les surfaces avant des rotors par rapport à la pression d'entrée régnant en arrière des rotors, une étanchéité étant également établie entre les surfaces correspondantes existant entre les rotors, dans la zone o elles se rejoignent, afin d'isoler hermétiquement de la même façon la zone de réduction de volume et d'augmentation de pression par rapport à la pression d'entréee Dans la position représentée sur la fig. 6, le cycle de compression est presque, mais pas tout à fait terminé, et l'orifice de décharge 44 commence à s'ouvrir à mesure que le rotor de décharge 22 poursuit sa rotation dans le sens contraire des aiguilles d'une montre. Quand l'orifice de décharge commence à être découvert par le bord arrière du rotor dans le quadrant IV, le gaz n'a pas encore été complètement comprimé jusqu'à la pression de décharge ou de refoulemwent. En conséquence, du gaz reflue momentanément en direction du compresseur à partir de l'amortisseur de pulsations à mesure que la compression se poursuit dans la machine. Le rotor 22 continuant sa rota- tion dans le sens contraire des aiguilles d'une montre, le gaz continue à être comprimé et une plus grande section de l'orifice de décharge est dégagée. Lorsque la pression maximale de décharge est atteinte, du gaz sort alors de l'orifice de décharge en direction de l'amortisseur d'impulsions. Ce processus d'ouverture prématurée de l'orifice de décharge ( c'est à dire avant terminaison de la compression) permet d'obtenir une plus grande section d'ouverture de l'orifice de décharge au début du processus - 18 de décharge, avec réduction correspondante des pertes totales à la décharge. En considérant maintenant la fig. 7, on voit que les deux rotors sont parvenus par rotation dans la position o ils se trouvent dans la zone d'intersection des chambres 16 et 18 à la partie inférieure du corps. Dans la position indiquée sur la fig. 7, les rotors sont en contact étanche le long de parties des quadrants IV de chaque rotor afin d'isoler de façon étanche l'entrée de la décharge, le gaz ou air comprimé se trouvant dans l'intervalle existant entre les rotors étant déchargé par l'intermédiaire de l'orifice de décharge 14 à mesure que le volume fermé existant entre les rotors continue à réduire de volume lors de la rotation des rotors. La fig. 8 représente les rotors qui ont encore progressé au cours de leur rotation; on voit que les rotors continuent à rester en contact étanche le long des surfaces des quadrants IV à mesure que le volume délimité entre les rotors continue à diminuer et à mesure que l'air comprimé est refoulé par l'orifice de décharge. Les rotors continuant à tourner, tout l'air emprisonné et comprimé dans le volume qui diminue entre les rotors est déchargé par l'intermédiaire de l'orifice de décharge et il ne s'éta- blit essentiellement aucune communication entre l'orifice d'entrée et l'orifice de décharge. A mesure que les rotors continuent à tourner au delà de la position indiquée sur la fig. 8, l'orifice de décharge est complètement fermé par les quadrants I et Il du rotor 22. Les rotors poursui- vant leur rotation pour revenir dans la position indiquée sur la fig. 5, l'orifice d'admission ou d'aspiration reste ouvert tandis que l'orifice de décharge est fermé. Quand les rotors sont revenus dans la position indiquée sur la fig. 5, l'orifice d'aspiration est à nouveau fermé et isolé du volume de compression et un autre cycle de compression et de décharge est amorcé. Il est important de noter que, pendant le cycle de compression, les segments d'arcs de cercle qui. se trouvent à la pointe de chacun des lobes 54 et 58 s'appliquent de façon étanche contre les parois intérieures de leurs chambres respectives, et les parties correspondan- tes des profils de rotors se trouvant dans des quadrants correspondants sont en contact étanche entre les axes de rotation des deux rotors, de sorte que les entrées sont toujours isolées de façon étanche de l'orifice de décharge afin d'empêcher un reflux d'écoulement. Cette étanchéité entre les points correspondants des profils des rotors est établie au point, ou à proximité du point o les profils de rotors coupent une ligne imaginaire reliant les axes des rotors à mesure que ceux-ci effectuent leur rotation. Pour obtenir un rendement optimal du compres- seur, il est très important d'avoir un système d'étanchéité efficace. Dans ce but, il est prévu, conformément à la présente invention, un système d'étanchéité qui comprend des joints placés entre les rotors tournant en sens inverses, des joints placés entre les rotors et les parois des cylindres, des joints pour les arbres axiaux des rotors et des joints placés entre les faces extrêmes des rotors et les faces des carters extrêmes. Les figures 3 et 5 montrent le système d9étan-* chéité prévu entre les deux rotors et également entre les rotors et les parois de cylindres. L'étanchéité entre les deux rotors est assurée par des bandes 70 formées d'une matière apte à Ilabraslon et placées sur la surface du rotor de décharge 22. Ces bandes en matière apte à l'abra- sion, qui pourraient en variante être disposées sur le rotor d'aspiration 20, sont espacées l'une de l'autre sur la surface extérieure du profil de rotor et elles s'éten- dent à partir du début du quadrant Il sur la totalité des quadrants II et III et sur environ 600 du quadrant IV. Ces bandes s'étendent sur toute la profondeur axiale du profil de rotor ( c'est à dire sur toute la longueur du rotor entre les carters extrêmes). Ces bandes en matière apte à l'abrasion sont de préférence constituées d'une brasure t par exemple une brasure contenant 50 % de plomb et 50 % d'étain) ou bien elles peuvent être formées de teflon, d'un revêtement de graphite et nickel ou bien d'autres matières semblables. La caractéristique importante est que ces bandes de matière soient relativement molles et aptes à l'abrasion de façon qu'elle puissent être aisément rodées ou usées par l'action de glissement se produisant entre le rotor 22 èt le rotor 20 au point de rapprochement minimal entre les deux rotors ( c'est à dire à l'endroit o les rotors se rejoignent pour l'étanchéité sur ou à proximité de la ligne tracée entre les axes des rotors). Les bandes de matière apte à l'abrasion s'étendent sur les quadrants II et III et sur environ 60 du quadrant IV, du fait que cela correspond aux zones de contact entre le rotor 22 et les parties associées du rotor 20 o la diffé- rence de pression existant entre le gaz comprimé et le côté d'aspiration rend nécessaire l'établissement d'un joint étanche entre les deux rotors pendant un cycle de fonctionnement. Du fait des différences de dimensions et de profils existant entre les rotors 20 et 22, les rotors exercent toujours une action de glissement l'un sur l'autre, au lieu d'une action de roulement, au point de contact et ce mouvement relatif de glissement est nécessaire et extrêmement efficace pour favoriser le-"rodage" des bandes aptes à l'abrasion en vue d'établir une étanchéité correcte entre les rotors. En considérant maintenant la fig. 5, on va décrire le système d'étanchéité établi entre les extré- mités des pointes de rotors et les parois de cylindres. Des bandes d'étanchéité 72, formées d'une matière apte à l'abrasion comme les bandes 70, sont réparties sur la paroi intérieure de chaque cylindre depuis la position basse, correspondant sur une horloge à la position " six heures " ( comme indiqué sur la fig. 5), jusqu'à la zone d'intersection des cylindres à proximité de l'entrée 42. Les bandes 72 s'étendent également sur toute la longueur ou profondeur axiale des cylindres entre les carters extrê- mes. Lors de la rotation des rotors 20 et 22, les extré- mités des lobes 54 et 58 adjacentes aux parois de cylindres viennent frotter contre les bandes 72 de manière à produire leur usure ou rodage et à former les surfaces d'étanchéité entre les pointes de rotors et les bandes d'étanchéité. Cette " usure " est produite par action de frottement entre l'arc de cercle de 12 prévu à l'extrémité de chaque pointe de rotor et les parois de cylindre. Cette usure est produite par les pointes de rotor qui exercent en fait une action de coupe sur les bandes 72. Cet-.effet de coupe est réalisé très efficacement par l'extrémité pointue du lobe 58, du fait que son sens de rotation provoque l'enfoncement de la pointe dans la matière des bandes 72. Cependant, l'action désirée de coupe n'est pas réalisée aussi efficacement sur la pointe du lobe 54 du fait que le bord pointu du lobe 54 est entraîné par frottement sur les bandes 72, ladite extrémité pointue étant placée en arrière, en considérant le sens de rotation. En conséquence, une encoche de coupe 73 ( visible également sur la fig. 4) est formée dans la surface profilée du rotor 20 à l'extrémité de l'arc de cercle de 12 . Cette encoche de coupe s'étend sur toute la longueur axiale du profil de rotor et elle sert d'arête de coupe pour former les surfaces d'étanchéité -dans les bandes 72 lorsque le rotor 20 passe devant lesdites bandes. En variante, on pourrait placer des bandes d'étanchéité sur l'arc de cercle de 120 prévu à l'extrémité de chaque pointe de rotor et ces bandes pourraient établir un joint étanche contre les parois de cylindres ( qui ne comporteraient pas de bandes d'étanchéité). En considérant maintenant les fig. 9(a) et 10, on va décrire le système d'étanchéité qui est prévu entre les f aces extrêmes des rotors et les faces intérieures des carters extrêmes 24 et 26. Le système d'étanchéité établi entre chacune des faces opposées du rotor et son carter extrême adjacent est le même de sôrte qu'il suffira d'en décrire un, du fait que la même structure est utilisée dans les deux cas. La fig. 9 montre le carter extrême 24e Ce carter extrême comporte deux trous 76 et 78 destinés à recevoir les arbres 28 et 30. Autour de chaque ouverture de passage d'arbre, Il est prévu un évidement annulaire dans le carter extrême. Un joint d'étanchéité 80 est positionné dans chacun des évidements les joints 80 étant chacun fixés en place par quatre vis à têtes fraisées 81. La surface supérieure de chaque joint 80 comporte un ensemble ou motif d'anneaux concentriques de matière d'étanchéité 82. Les anneaux concentriques 82 sont constitués d'une matière apte à l'abrasion,* telle qu'une brasure., etc., comme les bandes d'étanchéité 70 et 72. Les anneaux concentriques 82 délimitent entre eux des évidements 84 de sorte qu'il existe en fait une série de gradins ou de joints en laby- rinthe qui entourent les ouvertures de passage d'arbres de manière à arrêter l'air et à réduire au minimum les fuites. Un ensemble ou motif de bandes d'étanchéité 85, formées également du même type de matière apte à l'abra- sion, font saillie radialement vers l'extérieur à partir de chacun des groupes d'anneaux concentriques autour des ouvertures de passage d'arbres, et l'orifice de décharge est également entouré par un ensemble de bandes d'étanchéité. L'ensemble de bandes d'étanchéité entourant l'orifice de décharge 44 comprend une première bande 86 qui part des anneaux concentriques placés aû voisinage du joint d'arbre, le long des parties latérale et circonférentielle de l'ori- fice de décharge. Le joint d'orifice de décharge comporte également une seconde bande d'étanchéité 88, qui est légère- ment espacée vers l'extérieur de la première bande 86 et qui suit le motif de cette première bande; la seconde bande 88 comporte une série de parties d'étanchéité en forme de-V ou des dents de scie 90 qui font saillie radiale- ment vers l'extérieur à partir du corps de la bande 88, autour de la périphérie extérieure de l'orifice de décharge 44. Les faces extrêmes des rotors 20 et 22 s'appuient contre toutes les bandes d'étanchéité représentées sur la fig. 9 de façon à assurer le rodage des surfaces d'étanchéité et à établir une étanchéité efficace entre les faces extrêmes du rotor et les bandes d'étanchéité des carters extrêmes. Les bandes d'étanchéité 85, 86, 88 et 90 sont toutes appli- quées contre la surface du carter extrême 24. Sur la fig. 9(b), on a représenté une modi- fication du système d'étanchéité de la fig. 9(a), o les anneaux concentriques 82 sont interrompus par des barrettes radiales 83 afin de former une série de poches ou alvéoles séparées qui contribuent encore à emprisonner l'air de fuite. Sur la fig. 9(b), on a supprimé les vis de fixation 81. -5 Sur la fig. 10, on a mis en évidence un détail important de la structure à joints concentriques d'étanchéité qui est prévue autour des ouvertures de passage d'arbres 76, 78. Les bandes circulaires concen- triques d'étanchéité 82 ont la forme de volumes trapézol- daux comportant des côtés inclinés vers l'extérieur d'un angle d'environ 150 ( c'est à dire qui font un angle de avec la face du carter extrême correspondant). Des rainures concentriques associées 94 sont ménagées dans chacune des faces du rotor. Ces rainures;94 sont des cercles concentriques entourant les arbres de rotor et elles sont positionnées de façon à correspondre aux bandes en saillie 82 prévues sur le carter extrême. Les rainures concentriques 94 comportent des côtés inclinés vers l'exté- rieur d'un angle d'environ 5 . En conséquence, lorsqu'une bande 82 entre en coïncidence avec une rainure 94, cette bande pénètre seulement en partie dans la rainure et il s'établit un contact étanche entre les côtés, d'inclinai- sons différentes, des bandes et des rainures. La structure à rainures concentriques qui est prévue autour de l'arbre du rotor exerce une action de rodage sur les anneaux d'étanchéité 82 et/ou les barrettes 83 prévus sur le carter extrême afin de former un dispositif efficace d'étanchéité, qui constitue en fait une série de joints en labyrinthe. Si le rotor est écarté du rotor extrême, l'intervalle de fuite ainsi créé entre les faces inclinées du joint est toujours inférieur au degré de déplacement axial du rotor, ce qui permet de maintenir une bonne étanchéité dans une large gamme de conditions de marche. Dans tous les cas, le système d'étanchéité est formé par une matière relativement molle, apte à l'abrasion ou à l'écrasement, comme une brasure, etc. Cette matière est aisément usée ou rodée par l'action des rotors afin de former des joints efficaces qui sont profilés en correspondance avec les profils des différentes surfaces des éléments de rotors, y compris des irrégularités. Après usure, la hauteur des bandes d'étanchéité peut être comprise entre 0,025 et 0,05 mm. Ce système d'étanchéité permet de fabriquer les différents éléments du compresseur, tels que les rotors, les cylindres et les carters extrêmes, avec des tolérances plus larges et en outre ces éléments peuvent fonctionner dans une plus large gamme de tempéra- tures sans qu'il se produise soit des contacts mécanique- ment perturbateurs entre les rotors, soit des fuites excessives qui pourraient produire une réduction de perfor- mances et une dangereuse accumulation de chaleur et de dilatation susceptible de causer le grippage de la machine. Les bandes d'étanchéité 70 prévues sur le rotor 22 établis- sent un joint efficace entre les rotors mobiles tout en évitant un contact direct entre eux. Bien que les bandes d'étanchéité puissent avoir une hauteur aussi faible que 0,025 à 0,05 mm après usure ou rodage, elles servent non seulement à établir une étanchéité entre les rotors en leur point de rapprochement minimal mais elles réduisent également l'intervalle de fuite entre les rotors de part et d'autre du point de rapprochement minimal, en vue d'iaeplifier l'effet d'étanchéité. Du fait de l'existence de cette structure d'étanchéité très élaborée, le compresseur peut, pendant des périodes de pause, fonctionner dans des conditions qui produisent un échauffement des rotors au delà de la température normale de service. Il en résulte qu'on provoque un écrasement et une abrasion des joints d'étan- chéité pendant ces périodes de pause, ce qui conduit à l'établissement de tolérances nominales en marche normale. Pendant les périodes de marche normale, on peut par consé- * quent mieux prédéterminer les performances du compresseur du fait que les joints ont été amenés à leur profil final pendant la période de pause. Egalement, il ne se produit pas une pénétration de matière d'étanchéité dans le courant de fluide en marche normale. Comme indiqué ci- dessus, les hauteurs des bandes d'étanchéité peuvent atteindre des valeurs aussi faibles que 0,025 à 0,05 mm après rodage. La hauteur totale et la largeur des joints d'étanchéité peuvent varier d'une position à une autre à l'intérieur de la machine et les dimensions des joints doivent être contrôlées de telle sorte que le nombre des joints qui ont été soumis à un écrasement ou à une abrasion pendant les périodes de pause ne se traduise pas par des sollicitations mécaniques ou thermiques perturbatrices des rotors, des paliers et d'autres composants du compres- seur. En considérant à nouveau les figures 2, 3 et 4, on voit qu'on a représenté un système d'équilbrage des rotors. Des trous sont percés et taraudés dans chaque rotor ( parallèlement à son axe l. Ces trous sont ensuite bouchés à l'aide de tampons filetés 100 qui sont fixés par pointage ou par un autre moyen. Les trous d'tquilibrage sont percés complètement au travers du rotor dans la direction axiale et les tampons sont Insérés dans chaque face extrême opposée du rotor, la surface extérieure de chaque tampon venant affleurer la face du rotor et des intervalles étant entre les tampons opposés. On a repré- senté dans une face du rotor 22 trois tampons 100 et dans une face du rotor 20 quatre tampons 100. Comme le montrent les figures 2, 3 et 4, les tampons peuvent avoir des dimensions différentes et ils sont répartis autour de l'axe de chacun des rotors d'une manière appropriée, suivant ce qui peut être nécessaire pour assurer un équilibrage général de chaque rotor parti- culier. De préférence, deux tampons prévus sur chaque face de chaque rotor sont situés sur les axes mutuellement perpendiculaires ( comme indiqué pour les tampons 100(a) et 100(b) sur le rotor 20 et les tampons 100(c) et 100(d) sur le rotor 22). Il est alors possible d'effectuer un équilibrage précis des rotors en changeant le poids de l'un ou l'autre, ou bien des deux tampons mutuellement perpendiculaires, en opérant soit par remplacement d'un tampon par un autre pour augmenter le poids, soit par enlèvement de matière à partir de l'intérieur d'un tampon. De cette façon, on peut faire varier positivement ou négativement la force centrifuge, suivant ce qui peut être nécessaire pour l'équilibrage précis de chaque rotor. La disposition des tampons sur des axes mutuellement perpen- diculaires simplifie les calculs. nécessaires pour la détermination des poids des tampons en vue de la réalisa- tion d'un équilibrage précis.. En disposant des tampons d'équilibrage précis sur des axes mutuellement perpendi- culaires, un changement apporté à un tampon n'a aucune influence sur l'autre axe. En conséquence on peut effec- tuer un réglage précis par un simple ajustement des tampons placés sur -les axes mutuellement perpendiculaires. Bien entendu l'invention n'est pas limitée aux exemples de réalisation ci-dessus décrits et représen- tés, à partir desquels on pourra prévoir d'autres modes et d'autres formes de réalisation, sans pour cela sortir du cadre de l'invention. REVENDICATIONS l. Compresseur rotatif, du type comportant des rotors profilés tournant dans des trous cylindriques se coupant, caractérisé en ce qu'il comprend un premier cylindre (16), un second cylindre (18), un rotor d'entrée (20) placé dans le premier cylindre (16), comportant un moyeu (52) et un lobe (54) et tournant sur un premier arbre (28), un rotor de décharge (22) placé dans le second cylindre, comportant un moyeu (56) et un lobe (58) et tournant sur un second arbre (30), un moyen d'entrée (42) prévu dans au moins ledit premier cylindre (16) pour assurer l'admission du gaz à comprimer, un moyen de décharge prévu dans le second cylindre (18) pour assurer la décharge du gaz après compression, ledit moyen de décharge comprenant un orifice (44) ménagé dans au moins une paroi extrême du second cylindre (18) et comportant un arc circonférentiel extérieur d'un rayon maximal "r" qui est déterminé par le profil d'un segment dudit rotor de décharge (22) et un arc circonférentiel intérieur de rayon minimal légèrement supérieur au rayon du second arbre, en ce que ledit rotor de décharge (22) comporte quatre quadrants (II II, III, IV) partant de la pointe du lobe (58) dudit rotor de décharge (22) et s'étendant successivement autour dudit rotor de décharge (22), le second quadrant (II) étant un arc de cercle de rayon "R", qui est légèrement supérieur audit rayon "Ir" de l'orifice de décharge (44), ledit rayon "R" étant sélectionné de façon à augmenter au maximum le rayon "Ir" de l'orifice de décharge tout en évitant des vitesses d'écoulement excessivement élevées dans ledit second cylindre (18), en ce que le premier (I) et le troisième (III) quadrant ont chacun une dimension 'RE" à leur jonction avec le second quadrant (II) et ont chacun des contours profilés d'une dimension différente du rayon "IR" sur au moins les majeures parties desdits premier et troisième quadrants (I, III), et en ce que ledit rotor d'entrée (16) et ledit rotor de décharge (22) ont des dimensions et profilés différents, le rotor de décharge (22) ayant des dimensions supérieures à celles du rotor d'entrée (20). 2. Compresseur rotatif selon la revendication 1, caractérisé en ce que ledit premier quadrant (I) du rotor de décharge (22) part de la pointe dudit lobe (58) dudit rotor de décharge (22) et comporte une première partie ayant la forme d'un arc de cercle d'un rayon nominal R, à peu près égal au rayon du second cylindre, ainsi qu'une seconde partie ayant la forme d'une ellipse, ladite ellipse étant modifiée si nécessaire en vue d'une adapta- tion de la pente de ladite partie en forme d'arc de cercle avec ladite ellipse, en ce que ladite ellipse présente la dimension "R" à l'extrémité dudit premier quadrant (1) et est perpendiculaire à un rayon "R" à l'extré- mité dudit premier quadrant, en ce que le troisième quadrant (III) dudit rotor de décharge (22) est une ellipse qui est déterminée au moins en partie par des facteurs d'équilibre dynamique et de vitesses d'écoulement, et en ce que-le quatrième quadrant (IV) dudit rotor de décharge (22) est engendré par des surfaces correspondantes dudit rotor d'entrée (20). 3. Compresseur rotatif selon l'une des reven- dications 1 et 2, caractérisé en ce que ledit rotor d'entrée (20) comporte quatre quadrants (I, II, III, IV) qui sont en relation avec les quatre quadrants du rotor de décharge (22), en ce que-le premier quadrant (1) du rotor d'entrée (20) comporte une première partie qui a une longueur choisie arbitraitement de manière à ne pas gêner la partie corres- pondante du premier quadrant du rotor de décharge et une seconde partie qui est engendrée par une partie de l'ellipse de la seconde partie de rotor de décharge (22), en ce que le second quadrant (II) du rotor d'entrée (20) est un arc de cercle de rayon "R2"I égal à la différence entre la distance séparant les axes desdits premier et second rotors et la dimension "R" dudit second quadrant (II) dudit rotor de décharge (22), en ce que le trdsième quadrant (III) du rotor d'entrée est engendré par l'ellipse du troisième quadrant du rotor de décharge, et en ce que le quatrième -29 quadrant (IV) du rotor d'entrée (20) est formé de trois arcs de cercle de rayons "R4"t7 "R3" et '"R i", l'arc de rayon "R1" partant de la pointe du lobe (54) du rotor d'entrée (20) et ayant un rayon à peu près égal au rayon du premier cylindre (16) tandis que l'arc de rayon 'IR3i' a son centre placé sur un rayon de l'arc de rayon "R1Il et que l'arc de rayon "R4"1 est centré sur une ligne qui définit la jonction entre les troisième et quatrième quadrants. 4.^ Compresseur rotatif selon la revendication 3, caractérisé en ce que lesdits arcs du quatrième quadrant (IV) dudit rotor d'entrée (20) ont des pentes égales aux jonctions entre les arcs. 5. Compresseur rotatif selon l'une quelconque des revendications 1 à 4, caractérisé en ce qu'il comprend des moyens d'étanchéité placés entre lesdits rotors (20, 22) et es moyens d'étanchéité places entre lesdits rotors (20, 22) et lesdits cylindres (16, 18). 6. Compresseur rotatif selon la revendication 5, caractérisé en ce que lesdits moyens d'étanchéité places entre les rotors (20, 22) comprennent des bandes (70) d'une matière apte à l'abrasion qui sont disposées sur au moins une partie des profils de chaque rotor, lesdites bandes (70) étant usées ou rodées en cours de marche afin d'établir l'étanchéité entre les rotors. 7. Compresseur rotatif selon l'une quelconque des revendications 1 à 6, caractérisé en ce qu'il comprend une pluralité de trous d'équilibrage qui sont ménagés dans des surfaces opposées audit rotor ainsi:que des tampons d'équilibrage (100) places dans lesdits trous d'équilibrage. 8. Compresseur rotatif selon la revendication 7, caractérisé en ce qu'au moins deux desdits trous d'équi- librage sont placés sur des axes mutuellement perpendi- culaires et en ce que les tampons correspondant aux deux trous d'équilibrage précités sont sélectivement modifia- bles en vue d'assurer un équilibrage précis dudit rotor. 9. Compresseur rotatif selon la revendication 8, caractérisé en ce qu'il est prévu au moins un trou d'équi- librage, comportant des tampons, en addition aux deux trous d'équilibrage précités. 10. Compresseur rotatif selon la revendication 8, caractérisé en ce qu'un des axes mutuellement perpendicu- laires part de la pointe dudit lobe et coupe l'axe de rotation dudit rotor. 11. Compresseur rotatif selon la revendication 10, caractérisé en ce que les deux trous d'équilibrage précités sont ménagés dans le moyeu dudit rotor. 12. Compresseur rotatif, du type comportant des rotors (20, 22) tournant en sens inverses dans des cylindres se coupant (16, 18), caractérisé en ce que les rotors comprennent chacun un moyeu et au moins un lobe et en ce qu'il est prévu une structure d'étanchéité comportant des bandes (70) formées d'une matière apte à l'abrasion et placées sur au moins une partie du profil d'au moins un rotor, lesdites bandes (70) en matière apte à l'abrasion étant usées ou rodées en cours de marche pour établir une étanchéité entre les rotors, aipsi que des moyens pour établir une étanchéité entre les rotors et les cylindres (16, 18). 13. Compresseur rotatif selon l'une des revendica- tions 5 ou 12, caractérisé en ce que lesdits moyens d'étan- chéité prévus entre les rotors (20, 22) et les cylindres (16, 18) comprennent des bandes (72) formées d'une matière apte à l'abrasion et placées sur les parois desdits cylindres (16, 18), lesdites bandes étant usées ou rodées par les pointes desdits rotors en vue d'établir une étan- chéité entre lesdits rotors (20, 22) et lesdits cylindres (16, 18). 14. Compresseur rotatif selon la revendication 13, caractérisé en ce qu'il est prévu dans un des lobes (54) une encoche de coupe (73) destinée à agir sur lesdites bandes (72) de matière apte à l'abrasion se trouvant sur les parois des cylindres (16) quand ledit lobe exécute son mouvement de rotation. 15. - Compresseur rotatif selon l'une des revendica- tions 5 ou 12, caractérisé en ce que lesdits moyens d'étan- chéité prévus entre lesdits rotors et lesdits cylindres comprennent des ensembles de bandes d'étanchéité aptes à l'abrasion et placées sur des plaques extrêmes opposées desdits cylindres (16, 18), lesdits plaques extrêmes étant placées dans des positions immédiatement adjacentes à des faces extrêmes desdits rotors, ledit ensemble de bandes aptes à l'abrasion qui sont prévues sur chaque plaque extrême comprenant un réseau annulaire de plusieurs bandes d'étanchéité (82) espacées l'une de l'autre et entourant une ouverture de passage d'arbre ménagée dans chaque plaque extrême, et en ce que ledit ensemble de bandes de matière apte à l'abrasion comprend des motifs de bandes (85) formées de ladite matière et rayonnant vers l'extérieur à partir de chaque réseau annulaire. 16. Compresseur rotatif selon la revendication 15, caractérisé en ce qu'il comprend un orifice de décharge (44) ménagé dans une plaque extrême d'un cylindre et en ce que ladite structure d'étanchéité comprend un motif en dents de scie (90) formé d'une matière d'étanchéité apte à l'abrasion, ledit motif étant placé autour d'au moins une partie dudit orifice de décharge (44). 17. Compresseur rotatif selon la revendication , caractérisé en ce qu'il comprend une pluralité de rainures (94) ménagées dans des faces opposées du rotor de manière à entrer en coïncidence avec lesdites bandes (82) du réseau annulaire de bandes entourant les ouvertures de passage d'arbre, lesdites bandes comportant des côtés inclinés (92) d'une première pente tandis que lesdites rainures comportent des côtés inclinés (96) d'une seconde pente. 18. Compresseur rotatif selon la revendication 12, caractérisé en ce que lesdits moyens d'étanchéité prévus entre lesdits rotors (20, 22) et lesdits cylindres (16, 18) comprennent des bandes formées d'une matière apte à l'abra- sion et placées sur le lobe dans une zone adjacente à la pointe du lobe. 19. Rotor de compresseur comportant un moyeu (52, 56) agencé pour être monte à rotation sur un arbre (28, 30), un lobe (54, 58) prévu sur ledit moyeu, ledit moyeu et ledit lobe comportant des surfaces opposées, caractérise par plusieurs trous d'équilibrage ménagés dans des surfaces opposées dudit rotor et des tampons d'équilibrage (100) places dans lesdits trous d'équilibrage. 20. Compresseur rotatif à étages multiples, caractérisé en ce qu'il comprend un compresseur rotatif de premier étage (10), un compresseur rotatif de second étage (12), lesdits compresseurs rotatifs du premier et du second étage étant agencés de façon qu'un étage soit positionné au dessus de l'autre, et un moyen commun d'entraînement (37) qui est accouplé. à chacun desdits compresseurs rotatifs du premier et du second étage pour assurer leur entraînement. 21. Compresseur rotatif à-..stages multiples selon la revendication 20, caractérisé en ce que le compresseur de premier étage (10) comporte un premier et un second élément tournant qui sont entraînés par un premier et un second engrenage de synchronisation en prise l'un avec l'autre, en ce que le compresseur de second étage (12) comporte un premier et un second élément tournant qui sont entraînés par un premier et un second engrenage de synchro- nisation en prise l'un avec l'autre et en ce que ledit moyen commun d'entraînement (37) est un engrenage menant qui est accouplé à l'un desdits engrenages de synchronisa- tion de chaque étage. 22. Compresseur rotatif à étages multiples selon la revendication 21, caractérisé en ce que lesdits premier et second engrenages d'un étage sont placés au dessus des premier et second engrenages de synchronisation correspon- dants de l'autre étage et en ce que ledit engrenage menant est positionné d'un côté desdits engrenages de synchronisa- tion.