RAPPORT
& atra.
MM. Riedler et Gulermulh, à la suite d'expériences faites sur les compresseurs de l'usine de Saint-Fargeau t ont déterminé le volume d'air comprimé pour une dépense de travail équivalente à un chevalvapeur pendant une heure sur les pistons des machines motrices, l'air étant pris à la pression atmosphérique et refoulé à 6 atmosphères de pression effective au réservoir, ils ont obtenu 7 M ,5 en moyenne pour les compresseurs Sturgeon ou BlanchodL, et 8 ra ',5 pour les compresseurs Dubois et François de la Société Cockerill , ces volumes étant mesurés à la pression atmosphérique. Il résulte de ces chiffres que le rapport entre le travail utile de la compression isotbermique et le travail indiqué de la vapeur était respectivement, dans les deux cas, égal à 0,57 et 0,65. Dans les compresseurs Sturgeon, le refroidissement était imparfait, et les étranglements aux soupapes étaient très prononcés. Le coefficient 0,65 s'appliquerait en marche industrielle à des compresseurs et à des machines motrices bien établis.
42. — Compression étagée, — La compression à deux étages a été employée aux chantiers de l'entreprise du Sainl-Gothard pour charger à 14 atmosphères les réservoirs des locomotives à air servant au transport des déblais. Un petit compresseur spécial aspirait l'air à 7 atmosphères sur le réservoir des compresseurs principaux, et doublait sa pression.
C'est surtout pour les besoins de la locomotion et pour quelques autres usages où les pressions d'emmagasinage sont très élevées que l'on a eu recours àla compression étagée en deux ou trois phases (compresseurs Mékarski, Brotherhood, etc.).
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M. Riedler a cependant trouvé avantage, pour les grands appareils de la Compagnie Parisienne de rair comprimé, à effectuer la compression en deux temps, bien que la pression finale ne doive jamais dépasser 8 at-
Pour atteindre des pressions très élevées, la nécessité de la compression étagée résulte de l'influence de l'espace nuisible (35). Pour les compressions modérées au contraire, c'est plutôt l'économie de travail moteur que Ton poursuit par l'application de ce système. Ajoutons d'ailleurs que lorsqu'il s'agit d'appareils à grande production, oùle fractionnement du cylindre à air s'impose de toutes façons, la compression compound n'entraîne aucune complication mécanique, et ne conduit pas à des machines plus grandes que la compression ordinaire dans deux ou trois cylindres indépendants.
43. — Théorie des compresseurs étages. — Supposons d'abord que l'espace nuisible soit nul, et que toute perle de charge de l'air soit né-
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gligée ; la compression dans un seul cylindre de volume DA (fig. 66), donnerait le diagramme DADC; DA serait le volume aspiré à chaque
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course ; AB serait la courbe de compression, toujours comprise entre l'isothermique et l'adiabatique, malgré l'emploi des moyens de refroidissement les plus efficaces.
Imaginons que la compression s'opère en deux temps par les deux cylindres successifs M et N, le cylindre M ayant le même volume que celui du compresseur monocylindrique, et aspirant ainsi à chaque course le même volume d'air; le cylindre M refoule dans un réservoir Q où l'air est refroidi par circulation d'eau ou autrement jusqu'à la température d'aspiration („; le cylindre N aspire dans ee réservoir et comprime l'air à la pression définitive.
Traçons par A la courbe isolbennique AB», etportons en FE le volume du cylindre N; l'ordonnée de celte ligne représentera la pression absolue dans le réservoir intermédiaire Q, attendu que lorsque le régime est établi, le cylindre N doit aspirer par course un poids d'air égal à celui qui est aspiré par M, et que tous les points de la courbe AB se rapportent à ce même poids.
Dans ce fonctionnement compound, les diagrammes des deux opérations successives sont DAGF et FEHC. La contraction EG est dueau refroidissement produit dans le réservoir intermédiaire. La somme des travaux exercés par les deux pistons est donc plus petite que dans la compression par un seul piston pour le même poids d'air et pour la même élévation de pression; le bénéfice obtenu est représenté par le travail EGBH, qui prend des valeurs variables suivant les lois particulières auxquelles obéissent les compressions AG, EH, et le volume choisi pour le cylindre N.
On établit facilement que lorsque la compression est adiabalique dans chacun des compresseurs, ou lorsqu'elle obéit à la loi pu* = C", A étant quelconque, le travail dépensé est minimum lorsqu'il existe entre les pressions p , p' et p t , la relation :
et l'on trouve alors que l'élévation de température est la même dans les deux cylindres; on trouve aussi que les travaux effectués par les pistons sont égaux.
Comme la question pratique se complique de divers éléments, on conçoit que cette condition ne doit pas être prise trop rigoureusement; elle serait néanmoins approximativement réalisée dans les compresseurs
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compouod de la station centrale de Paris, s'ils fonctionnaient à leur pression maximum de 8 atmosphères effectives ; elle l'est aussi dans le compresseur d'essai établi d'abord à l'usine de Saint-Fargeau (') dont M. RiecUer donne le diagramme (fi g. 67). La relation ci-dessus s'étend à
Fig. 67
la compression à plusieurs étages; on établit que si N est le taux de la compression totale, et n, celui de la compression dans chaque cylindre, on doit avoir dans le cas de 3 cylindres :
et ainsi de suite.
Considérons maintenant l'effet de l'espace nuisible dans le compresseur étage; portons en V, (fig. 68), l'espace nuisible du grand cylindre;
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nous obtiendrons pour le diagramme de ce cylindre la figure AGFK, et le volume réellement aspiré a la pression atmosphérique, toutes pertes de charge étant négligées, sera représenté par KA, alors qu'il serait donné par K'A seulement si la compression totale était effectuée par ce cylindre seul. Après refroidissement au réservoir intermédiaire, le petit cylindre doit aspirer le volume FE, et comme il faut tenir compte de son espace nuisible v t , le petit piston devra engendrer un volume égal à FE augmenté du volume de délente de v, jusqu'à la pression du réservoir intermédiaire; son diagramme sera EHLF.
Ainsi, le rendement volumétrique du grand cylindre est augmenté; mais celui du petit cylindre est également amélioré pour une double raison, attendu que le rapport de compression est inférieur au rapport total, et que, d'autre part, son espace nuisible est nécessairement moindre que celui du cylindre unique du compresseur ordinaire.
Ces considérations expliquent pourquoi la compression étagée permet d'atteindre des pressions très élevées. En fait, il est aussi facile de comprimer à 36 atmosphères au moyen du compresseur compound que de comprimera 6 atmosphères par le système ordinaire.
On comprend, sans qu'il soit nécessaire d'insister, que les raisons développées plus haut s'appliquent avec plus de force encore à la compression dans trois cylindres successifs.
Les deux effets mentionnés, c'est-à-dire le bénéfice dû au refroidissement dans le réservoir intermédiaire, et l'augmentation de capacité, sont favorables au rendement mécanique, matsparcontre les résistances au passage de l'air entre les deux cylindres exercent une influence défavorable sur ce rendement. La pression au refoulement du grand cylindre doit être supérieure à la pression d'aspiration au cylindre suivant, et les deux diagrammes se recouvrent partiellement. Cette circonstance n'est Fig. ea — - p as accus £ e a ans j a gg Ure 67^ d nl
les pressions sont à échelle réduite, mais en réalité les courbes d'indicateur rankinisêes se présentent plus ou moins comme dans la figure 69, où la partie couverte de hachures représente une perte de travail spéciale au compresseur compound.
Enfin, signalons à l'avantage de la compression étagée les variations
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moins grandes du couple résistant qu'ils opposent aux machines motrices et la diminution des fuites aux pistons et aux soupapes provenant de ce que ces organes sont soumis à un régime de pressions plus avantageux. Ces bénéfices sont du même ordra que ceux que l'on peut faire valoir en faveur de la détente multiple dans tes machines motrices.
44. — Les figures 70 et 71 donnent, d'après M. Riedler, les dispositions générales du compresseur compound d'essai appliqué à l'arrière d'un moteur à vapeur de la Société Cockerill; les deux cylindres B et II
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Fig. 71
ont i m ,090 et 0" , ,670 de diamètre respectivement, la course est de l m ,200; les soupapes sont commandées par la distribution. Le cylindre à basse pression évacue dans le réservoir Q, refroidi par injection; le cylindre H refoule par le raccordement r dans la conduite. La figure 67 donnée précédemment représente le diagramme combiné des deux cylindres à
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l'allure de 43 lours. M. Riedler annonce qu'à l'aide de ce compresseur, un cheval indiqué sur les pistons à vapeur comprime 10"",4 d'air à une
pression de 6 atmosphères effectives, ce qui élève le rapport entre le
COMPRESSE DBS
travail utile de la compression isothermique et le travail indiqué à 0,77 (comparer aux chiffres donnés au n° 41).
M. Riedler donne les vues d'ensemble (fig. 72 et 73) de l'un des groupes de 2.000 chevaux de l'usine du Quai de la Gare à Paris ('). D'après ces figures, on voit que les moteurs à vapeur sont verticaux à triple expansion, à trois cylindres h, m, b, et que les compresseurs sont montés en tandem au-dessus des cylindres à vapeur, sur lesquels ils reposent par des socles en fonte. La distribution aux trois cylindres moteurs est commandée par l'arbre a, qui actionne aussi les valves des compresseurs au moyen de cames; la figure 59 ante représente un clapet de refoulement; ceux-ci sont au nombre de deux pour chaque couvercle; les soupapes d'aspiration, également au nombre de deux pour chaque fond, s'ouvrent verticalement.
Les trois cylindres à air sont disposés de manière à accomplir la compression en deux étages; il y a deux cylindres à basse pression à, b„ dont les pistons ont l m ,100 de diamètre, et un seul cylindre à haute pression A,, de 780 millimètres de diamètre; la course commune est de l n ,400. Les dimensions des cylindres à vapeur sont 900, 1.400, 2.000, la course étant aussi de i-,400.
La puissance indiquée développée à 60 tours par minute est de 2.000 chevaux pour une pression effective de 11 kilogr. aux chaudières.
Fig. 74
Fig. 75
1. Voir pour description complote : le Génie civil, t. SI, 1892; Engineering, 1891-1-298 et 513, 1891-2-313, 1898.2.378. ce dernier article renferma les vues d'ensemble des machines; Zeitêckrift des V, D. 1. 1892, p. 821 et 861, articles très complets par M, Riedler, comprenant le détail & grande échelle des compresseurs et de leurs soupapes.
Les compresseurs compound de la Station centrale établie a Offenbach, près de Francfort, sont du système Riedinger; ils ont été décrits dans le môme recueil, 1892, p. 1449, par M, Gutermuth; cet article relate les résultats détaillés faits par M. Schroeter à. différentes allures et différentes pressions.
M, Riedler donne aussi (1893, p. 1067} une monographie très complète des compresseurs américains, accompagnée de bons dessins.
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Dans la compression à " atmosphères effectives avec une marche à 60 tours, on a relevé au réservoir intermédiaire la pression de 2,22 atmosphères, les températures étaient de 4°,82 C. à l'aspiration des grands cylindres, et de 20",6 G. à la sortie du cylindre à haute pression. L'air froid est aspiré à l'extérieur au niveau de la toiture par les piliers creux en tûle qui supportent la charpente.
M. Riedler donne les diagrammes (fig. 74 et 75) obtenus sur ces compresseurs pour la marche à 45 et à 62 tours respectivement, avec des compressions à 5,3 et 6 atmosphères effectives, le cheval-heure indiqué donnant 12™*,41 d'air comprimé dans le premier cas, et 11 D1, ,54 dans le second cas. A Offenbach, les essais de M. Schroeter ont donné par chevalheure indiqué 9"",67, S-'.OS et S"3,78 d'air comprimé à 6.12, 7.62 et 6.10 atmosphères effectives.
Comme exemple de compresseur à trois étages, on peut citer celui des chemins de fer nogentais, construit en 1897 par le Creusot ('), qui porte l'air à la pression de 50 atmosphères ; sa vitesse normale est de 72 tours par minute, les cylindres à air à basse et à moyenne pression sont montés en tandem derrière les cylindres à vapeur d'une machine horizontale compound Corliss, tandis que le cylindre à air à haute pression est monté en pilon et actionné par un coude placé au milieu de l'arbre; le volant est dédoublé. Les dispositions prises pour le refroidissement sont très complètes; il y a une injection dans les cylindres à basse et moyenne pression par une pompe spéciale ; en outre, les trois cylindres sont entourés d'enveloppes à circulation continue alimentées par un réservoir placé à 10 mètres de hauteur; dans son trajet entre deux cylindres conséculifsj l'air passe dans des réfrigérants tubulaires qui sont donc au nombre de deux, l'eau de refroidissement est celle qui passe d'une enveloppe à l'autre. La garniture du piston de basse pression se compose de deux cercles en bronze analogues à ceux des pistons suédois; pour les deux autres pistons, il y a trois cercles en ébonite (*).
1. M. Barbet donne une description détaillée de cet appareil (Revue de Mécanique, février et juin 1898). L'auteur annonce qu'on a obtenu dans ce compresseur 6' ,617 d'air comprimé à 50 atmosphères pour un kilogramme de charbon brûlé aux chaudières; comme ce chiffre englobe les rendements des chaudières et du moteur à vapeur, il est impossible d'en déduire aucun résultat pour le compresseur.
2. Voir, dans le même article de M. Barbet, la description du compresseur Mékarski, où l'opération se fait en trois fois, mais est partagée entre quatre cylindres. M. Dechamps (mémoire cité), donne des détails sur les compresseur? compound Mékarski et Ingernoll-Serge&nt.
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45. — Remarques sur les pompes à vide. — Les pompes à vide sont des appareils qui aspirent à une pression plus ou moins réduite, plus faible que la pression atmosphérique, et qui compriment le gaz extrait pour le rejeter dans l'atmosphère. Il n'y a donc d'autre différence entre une pompe à vide et un compresseur que la valeur absolue des pressions d'aspiration et de refoulement; le taux de la compression peut y être fort élevé, et les mêmes nécessités s'imposent alors de refroidir le gaz pendant l'opération et de réduire l'espace nuisible.
L'ancienne solution imaginée par Babinel pour les pompes pneumatiques des cabinets de physique, consistait à employer deux cylindres égaux fonctionnant ensemble; lorsque la pression était assez réduite pour empêcher la levée des soupapes d'aspiration par la détente de l'air de l'espace nuisible, l'un des cylindres était employé à vider l'air à la pression atmosphérique conSné dans l'espace nuisible de l'autre. Les communications multiples rendues nécessaires par les deux modes de fonctionnement étaient établies au moyen d'un robinet spécial, dit robinet à double épuisement.
Une pompe à vide compound permet d'arriver au même résultat en fonctionnement continu; supposons, par exemple, que pour chacun des cylindres, l'espace nuisible soit le dixième du volume engendré par le piston, l'air pourra être raréfié par le jeu des deux cylindres jusqu'à ( tt )
ou —d'atmosphère (38) ; pour trois cylindres, la pression pourrait s'abais-
/ 1 V 1 ser jusqu'à f—J ou r^rr d'atmosphère, etc.; ceci suppose que dans
chaque cylindre la compression est isothermique ; en réalité, réchauffement abaisserait encore la limite de la dépression qu'il est possible d'atteindre.
Lorsqu'une pompe à vide commence à fonctionner sur un espace rempli d'air à la pression atmosphérique, elle n'effectue qu'un travail insignifiant; il en est de même lorsqu'elle arrive à la limite d'extraction que lui assigne son espace nuisible. M. Dechamps fait observer que le travail maximum est produit pour une pression dans le réservoir égale à 0,37 atmosphère, et que les dimensions du cylindre moteur doivent être calculées en conséquence.
46. — Liaison du compresseur avec le moteur. — L'attelage le plus simple consiste à monter le compresseur en tandem derrière ou devant
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le cylindre à vapeur, en réunissant les deux tiges par un manchon. En superposant les diagrammes des travaux moteur et résistant, on remarque que ce système exige un lourd volant, surtout s'il doit pouvoir fonctionner à marche ralentie. Cet état de choses s'améliore si la compression se fait en deux phases.
L'espace nuisible du compresseur exerce une influence spéciale sur l'état de sollicitation des tiges de piston, delà bielle, des tourillons et de l'arbre; en effet, la pression de détente de l'air au commencement de la course s'ajoute à l'effort sur le piston à vapeur, maximum pour cette position. Lorsque le compresseur est à l'arrière du cylindre à vapeur, le renforcement de tous les organes compris entre le piston a vapeur et le volant s'impose; lorsque le point d'attaque des bielles est placé entre les deux cylindres, la circonstance que nous venons de signaler n'exerce son effet que depuis le tourillon du pied des bielles jusqu'à l'arbre.
Flg. 76 et 17
Le montage en tandem est de règle lorsque le moteur à vapeur comprend deux manivelles calées à angle droit; les figures 76 et 77 représentent les dispositions générales d'une machine de compression d'environ 400 chevaux, de la Société Cockerill.
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Pour les petits compresseurs, le système le plus usité consiste à monter le compresseur parallèlement au moteur, avec lequel il est lié par l'arbre ; l'ensemble rappelle ainsi la disposition d'un moteur à vapeur à deux cylindres conjugués, mais l'angle de calage des manivelles demande un examen spécial si l'on veut réduire le volant au minimum pour une régularité donnée. On tracera les diagrammes des efforts tangentiels sur les boutons de chacune des manivelles (1" fasc, n° 113), et on les fera glisser l'un par rapport à l'autre, de manière à obtenir la superposition la plus avantageuse possible ; l'écart angulaire entre les points morts fournira la solution, qui dépend du taux de la compression, de la pression motrice, et du degré de détente. L'angle de calage que l'on trouve ainsi est différent de l'angle droit.
Nous signalerons encore ici la disposition quelquefois employée des compresseurs verticaux à simple effet du type pilon actionnés par un moteur horizontal. Les cylindres compresseurs sont renversés ; les soupapes d'aspiration sont dans le piston, qui peut être recouvert d'un bain d'eau; celles de refroidissement disposées sur le couvercle sont également noyées.
Les compresseurs de Delavergne, de New-York, employés dans les machines frigorifiques à ammoniaque, appartiennent à ce système ; le piston et les soupapes y sont noyés sous un bain d'huile (').
47. — Pertes de charge dans tes conduites dair. — D'après les expériences anciennes de d'Aubuisson, la perte de charge exprimée en mètres
1. Le compresseur de Delavergne est décrit et abondamment illustré dans Engineering, 1888-1-589. Les compresseurs constituent une partie essentielle de la plupart des machines frigorifiques & air ou & vapeur liquéfiable; on trouvera beaucoup de détails intéressants sur ces machines dans l'ouvrage de M. G. Richard intitulé : Les Machines frigorifique* à l'Exposition de 1S89 (E. Bernard). Les machines à ammoniaque surtout (3* rase ) ont nécessité des dispositions ingénieuses pour éviter des fuites d'autant plus a craindre que les pressions sont plus élevées.
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d'air à la densité du fluide qui s'écoule serait la même que pour l'eau, et répondrait, pour un tuyau circulaire, à la formule :
d est le diamètre du tuyau en mètres, u la vitesse en mètres parseconde, b un coefficient égal à 0,0003 environ, i\ la perte de charge par mètre de longueur.
La perte de pression en kilogrammes par mètre carré s'obtient en multipliant ij par le poids spécifique du fluide qui s'écoule ; si 3 est ce poids sous la pression atmosphérique, et si p est la pression absolue en kilogrammes par mètre carré pour le tronçon considéré, la perte de pression est :
La valeur à choisir pour S dépend de la température.
M. Stockalper a admis un point de départ analogue, mais en prenant la formule de Darcy, dans laquelle S est une expression binôme dépendant du diamètre :
» = 0.0002581 + <hMfM
pour d= 0.10 on obtient fi = 0.00082
Ces valeurs montrent que si la formule de Darcy est applicable, il n'y aurait aucun inconvénient à accepter, pour les tuyaux d'un diamètre supérieur à m ,10, l'expression monôme de d'Aubuisson, qui donne seulement des pertes de charge un peu plus fortes.
Les expériences faites par M. Stockalper au Saint-Gothard ont montré que la perte de charge ainsi calculée est trop forte, les résultats trouvés conduisent aux valeurs suivantes de b :
ponrrf = 0.150 fi = 0.00023 d = 0.200 fi = 0.00019
Toutefois, ces expériences sont trop peu nombreuses pour qu'on puisse en déduire des coefficients.
M. Devillei a fait quelques recherches sur des canalisations établies
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dans des houillères. Plus récemment, des constatations beaucoup plus exactes ont été faites par MM. Gutermuth et Kiedler sur le réseau de Paris, et par M. Lorenz sur celui d'Offenbacb.
M. Lorenz (') établît que la perte de pression est donnée en fonction de la pression moyenne absolue par la formule :
T A P = P P» fp L «»
Dans ces formules, les pressions sont en kilogrammes par centimètre carré, L est la longueur de la conduite en kilomètres, D son diamètre en millimètres, T est la température absolue de l'air de la conduite, T„ la température absolue du zéro centigrade; « a la même signification que dans la formule de d'Aubuisson • L'auteur a montré que la concordance entre les résultats calculés au moyen de cette formule et ceux des expériences connues, y compris celles de Riedler et Gutermuth, est presque parfaite. Si on en groupe les termes autrement, on voit que la formule de M. Lorenz revient à celle de d'Aubuisson dans laquelle le coefficient b augmenterait dans le rapport inverse d'une puissance du diamètre donnée par l'exposant 0,30933.
L'expression ci-dessus de la résistance de la conduite est celle qui donne les résultats les plus approchés, et dont il convient de se servir pour des calculs exacts (*).
