ÉQUILIBRAGE DES ROLES

Soit q le poids de l'huile circulant par seconde entre les surfaces frottantes, qui s'échauffe depuis la température ^ jusqu'à la température t\ et dont la chaleur spécifique est c ; on a, en égalant les quantités de chaleur produite et absorbée, en supposant que la perte par rayonnement soit nulle :

t: /p ndH

= qcE (f't)

D'après les expériences de Beauchamp-Tovver (1^'' faclcule n** 26), on a en moyenne :

Pour diminuer la quantité de chaleur produite, il faudrait donner à d une valeur aussi réduite que possible, car, pour ne pas exagérer la pression, il convient de maintenir le produit dl à peu près constant. L'équation permet de déterminer q lorsqu'on donne t et f\ on peut prendre c = 0,4.

L'huile doit être refroidie à la température t avant d'être reprise par la pompe (^).

D'après les expériences de Lasche, pour les grandes vitesses des tourillons des turbines, la loi de Beauchamp-Tower doit être remplacée approximativement par :

11 est facile de modifier l'équation donnée plus haut en tenant compte de cette valeur.

Les paliers ont souvent une circulation d'eau à l'intérieur des coussinets. L'échauffement est alors limité parce que les deux fluides absorbent ensemble la chaleur produite par le frottement. On peut trouver une relation entre l'échauffement de l'huile, l'échauffement de l'pau et la surface du coussinet en contact avec ce dernier' fluide, et déterminer finalement la température produite en fonction des débits des deux circulations. De pareils calculs sont évidemment un peu aléatoires, à cause de l'incertitude des coefficients de transmission.

(1) Dans la turbine Sulzer essayée par M. Stodola (p. f 24) le régime des températures à pleine puissance est à peu près le suivant : l'huile atteint aux paliers environ 50°, elle parvient au réfrigérant à 44^, et est refroidie par celui-ci à 39°. Le réfrigérant tubulaire est à circulation (l*feau à Tintérieur des tubes.

hégalarité

163. — L'équilibre statique du régulateur finit toujours par subsister lorsque le régime est rétabli après une perturbation ; la vitesse de rotation peut donc être maintenue, à Pétat de régime, entre des limites aussi resserrées qu*on le veut, et qui ne dépendent que des propriétés statiques du régulateur.

Mais les écarts de vitesse les plus importants se produisent au moment des variations de charge, le régulateur n'obéissant pas d'abord assez vite et exagérant ensuite son action comme pour tous les moteurs auxquels on l'applique.

La théorie dynamique de l'ensemble formé par la turbine et son régulateur est du môme genre que pour la machine à piston (1" fasc.) ; elle en diffère un peu par le fait que, dans la turbine, le couple moteur reste constamment sous la dépendance du régulateur, alors que dans le moteur à piston, il échappe à son influence pendant l'intervalle de deux déclenchements, c'est-à-dire pendant un demi-tour. Il faut remarquer aussi que, dans la machine à piston, l'irrégularité du couple entraine des écarts de vitesse dans le tour, ce qui oblige à limiter la sensibilité du régulateur ; dans les turbines, au contraire, on peut élever cette sensibilité autant qu'on le veut. Le problème du réglage de la turbine à vapeur se rapproche ainsi davantage de celui des turbines hydrauliques (2^ fasc).

On emploie des régulateurs à ressorts, qui sont nécessairement à grande vitesse par suite des conditions de la commande, et à masses relativement petites. Si on (ait abstraction des effets dynamiques du régulateur proprement dit, qui, d'après sa nature, sont très réduits, on peut considérer cet appareil comme un tachymètre et suivre la méthode exposée pour les moteurs hydrauliques.

On peut supposer que la liaison du manchon avec la soupape de réglage est faite de telle manière que le couple moteur varie, à vitesse

constante, proportionnellement au déplacement du manchon (la forme donnée aux orifices de Pobturateur peut contribuer à ce résultat). Le couple moteur diminue, pour le même étranglement, lorsque la vitesse augmente, ce qui donne aux lignes de régime de M. Léauté(2efasc., n* 78) une allure analogue à celle qu'on aurait pour les turbines hydrauliques.

Nous avons vu dans ce cas que les oscillations de vitesse sont d'autant moins grandes et s'amortissent d'autant plus vite (2^ fasc, n°79), que le coefficient

Te

est plus petit.

Dans cette expression, T est la puissance maximum de la turbine à régulateur complètement ouvert, F est la force vive de tout le système tournant, B est un coefficient dont l'inverse mesure la vitesse de déplacement de la vanne de réglage, remplacée ici par la soupape.

Si on compare une turbine à une machine à piston de même puissance, on constate que la force vive est du même ordre dans les deux machines, car si le moment d'inertie est plus faible pour la turbine, la vitesse angulaire est beaucoup plus considérable. 11 y a donc des raisons pour que les perturbations de vitesse s'éteignent aussi facilement dans les turbines que dans les machines à piston, et c'est ce que l'expérience démontre. Lorsqu'on enlève, par exemple, la moitié de la charge d'une lurbine, le nouveau régime se rétablit au bout de quelques secondes, après un petit nombre d'oscillations de faible amplitude. Quant à l'écart de vitesse entre la marche à vide et la pleine charge, il dépend uniquement du coefficient de régularité du tachymètre : on sait qu'il ne faut pas exagérer ce coefficient, parce que le régulateur prévient d'autant mieux les écarts de vitesse pendant les perturbations qu'il est moins isochrone (2^ fasc, n« 79).

Dans le cas de la machine à pistons à multiple expansion, la vapeur des réservoirs intermédiaires retarde le réglage ; la turbine se trouve plus ou moins dans le môme cas ; on démontre cependant que la pression tombe très rapidement lorsque la soupape de réglage se ferme (Voir Stodola).

Le défaut d'action toujours possible par suite du calage de la soupape ou de sa tige est prévu dans presque toutes les turbines ; c'est la raison qui fait recourir au réglage par pulsations, dans lequel la soupape n'est jamais immobile ; de plus, on a vu que Temploi d'un régulateur de pare-emballement est générai. Dans les turbines hydrauliques, la vitesse à vannage ouvert et à charge nulle est limitée à peu près au double de la vitesse normale. La vitesse que prendrait une turbine à vapeur dans les mêmes circonstances serait beaucoup plus grande par rapport à la vitesse normale, et, bien qu'il soit difficile delà déterminer par la théorie, on est à peu prés certain qu'elle serait dangereuse pour la résistance des roues.

Les conditions de régularité qu'on s'impose sont que la charge étant brusquement enlevée, l'augmentation momentanée de vitesse ne doit pas dépasser un certain quantum^ par exemple 5 %, et que le nouveau régime doit se rétablir après un certain temps, par exemple 20 secondes au plus.

Condensation. — Turbines Râteau

utilisant des vapeurs d'^échappement.

Turbines à dérivation de vapeur de chauffage.

164. — Condensation, — L'importance d'un vide élevé a été signalée précédemment (voir le diagramme de la figure 402). Pour les machines à piston, le gain de travail obtenu en prolongeant la détente au dçlà des limites habituelles serait plus que compensé par les résistances passives supplémentaires auxquelles donneraient lieu les cylindres de dimensions exagérées ; l'influence des parois s'en trouverait aussi aggravée. Les machines à piston sont donc à détente d'autant plus incomplète que la pression du condenseur est plus faible. En recourant au diagramme entropique, on verrait que le bénéfice d'un meilleur vide est négligeable à partir d'une certaine limite, facilement réalisable dans les condenseurs ordinaires (3^ fasc, n® 122). Quelques expériences faites sur la machine compound du Laboratoire de Gand pour élucider cette

.TZo ^4

.10 9.iT o.iû oTiS" Fig. 423».

question ont montré que, pour cette machine, la consommation par cheval-indiqué n'augmenle que d'une quantité insignifiante lorsque la contre-pression passe de 0,12 à 0,15 kg., et qu'elle s*élève ensuite d'une manière assez prononcée (fig. 423*, où la contre-pression est en abcisses, et la consommation en ordonnées dont la tcHe seule est représentée). La marche la plus économique semble correspondre, dans les conditions où ces expériences ont été faites, à la contre-pression de 0,12 kg., de sorte qu'il est inutile de réaliser un meilleur vide ; les différents régimes étaient obtenus en créant une rentrée d'air dans le condenseur par surface. La question est d'ailleurs plus complexe, parce qu'il faudrait tenir compte du travail différent de la pompe à air, et de la température d'ahmentation qui se modifie.

Le cas est très différent pour les turbines^ où la détente peut se poursuivre, moyennant l'adjonction d'éléments assez nombreux, jusqu'aux pressions les plus basses. Les frottements additionnels du fluide sur les roues et dans les canaux, qui s'abaissent avec la pression, conservent une valeur modérée malgré l'augmentation de diamètre, et la turbine peut utiliser la partie inférieure du cycle.

Pour recueillir le bénéfice d'un meilleur vide, il est évident que la turbine doit être disposée en conséquence, et comporter dans ses étages inférieurs les sections nécessaires pour écouler avec les vitesses prévues le grand volume qui résulte de la prolongation de la détente ; le rendement s'abaisse alors lorsque le vide est moins bon, par exemple lorsque la température de l'eau d'injection ou de circulation s'élève. On peut compter dans les circonstances normales que cette température n'est pas supérieure à 15^.

D'après la formule établie pour les condenseurs à surface (p. 437), on voit que si le débit d'eau froide et la surface condensante sont maintenus constants, la température de la vapeur à l'échappement doit s'élever comme la température de l'eau froide à l'entrée ; il en est du moins ainsi lorsque la quantité de chaleur à absorber ne varie pas. En réalité,

la tiMiipératuru de l'échappement doit s'élever un peu plus, attendu que le rendement calculé sur la chaleur fournie devenant moins bon^ la quantité de chaleur à absorber augmente pour la môme puissance.

L'élévation d'un degré de la température de Teau froide entraine une augmentation de consommation qu'on peut évaluer à 0,6 % dans la plupart des turbines, pour autant qu'on ne s'écarte pas trop de la région habituelle.

Des expériences de M. Stodola sur la turbine Sulzer, où les consommations ont été relevées pour différents vides, on peut conclure que la dépense augmente de 8 % lorsque la contre-pression augmente de 0,13 kg. au-dessus de sa valeur normale, qui est de 0,046 kg.

Ces corrections peuvent se modifier d'une turbine à l'autre, il est bon de les examiner théoriquement.

On adapte à ces machines tous les systèmes de condensation usités pour les moteurs à piston (voir 1'*^ partie, chap. VI). Les rentrées d'air peuvent être plus facilement empêchées ; à volume égal d'eau réfrigérante, les condenseurs de turbines donnent donc un meilleur vide. Le condenseur à surface retrouve tous ses avantages au point de vue de l'alimentation des chaudières, attendu que la vapeur traverse la turbine sans être en contact avec aucun organe graissé ; de pins, avec le condenseur à surface, l'air contenu dans l'eau réfrigérante n'exerce aucun effet nuisible, comme c'est le cas pour la condensation par mélange.

Le condenseur à mélange (lig. 424) est muni d'une pompe à air à piston actionnée par un moteur séparé. Dans la condensation par surface (fig. 425), la pompe de circulation est centrifuge, la pompe à air extrait l'air en môme temps que Teau chaude provenant de la vapeur condensée. Ces pompes sont commandées par un moteur auxiliaire unique, ou par des moteurs séparés. La pompe à air Brown Boveri, dont les figures 426 et 426 hîs (*) représentent un spécimen à simple cylindre, dérive de la pompe Edwards (127 bcs)^ mais la compression s'y fait en deux temps, dans le but d'éviter la réduction de capacité qui provient de l'espace nuisible. Les pompes plus grandes se font à trois

(1) D'après un dessin communiqué par la maison Brown Boveri et C'*^ ; les figures 424 et 425 sont données par la même maison comme dispositions générales d'installations.

corps, actionnés par coudes à 120o, avec induit du moteur directement calé sur l'arbre, tandis que dans les pompes plus petites, l'attaque a lieu par une chaîne Renold. La course étant réduite, ces pompes fonctionnent sans chocs à de grandes vitesses.

Les condenseurs à surface, à cause de leur faisceau en cuivre, sont fort coûteux ; le calcul de la surface condensante et du volume d'eau à employer est le même que pour la machine à piston, en tenant compte

Fig. 420.

de la température plus basse à réaliser.

Ainsi qu'on l'a vu à propos des condenseurs des machines ordinaires, il y a avantage à séparer l'extraction de l'eau et celle de l'air, à la condition que ce dernier fluide soit refroidi à son point de départ par une disposition convenable du courant de circulation. Beaucoup de conden-

seurs à surface sont disposés ainsi ; la figure 426^ donne la disposition du condenseur Suizer pour 2000 kw, soit environ 14000 kg. de vapeur à rheure en charge normale. Il comprend 1143 tubes en laiton de 22-24 mm de diamètre et 2,87 m de longueur utile, soit une surface condensante de 345,74 m^. L'eau effectue les quatre parcours indiqués par les chiffres I à IV, à cause des chicanes placées dans les chambres

Fig. 42G bis.

des extrémités. L'air est extrait par la tubulure A du compartiment le plus froid au moyen d'une pompe Leblanc, tandis que Peau de condensation est extraite du fond et refoulée aux chaudières par une pompe

centrifuge.

Nous extrayons des expériences de M. Stodola sur la turbine munie de ce condenseur, les données ci-contre :

Puissance développé;^

Pression absolue avant le modérateur

Température — —

Température à Tentré.» du condenseur

Pression de l'air à la tubulure d'aspiration A

Température de Peau de condensation à la tubulure E

Température de Teau de circulation à l'entrée

— — à la sortie

Poids de vapeur dépensé à l'heure

3032 chvx 12,52 kg.

0,046 kg.

29097 I6045 26036 14199,3 kg.

On peut calculer, cPaprès ces relevés, la chaleur absorbée à l'heure par Peau de condensai ion, en supposant le rayonnement négligeable, et en déduire le volume de Peau de circulation, qui est de 788 m^ à Theure, environ. En supposant, comme nous Pavons admis dans la théorie du condenseur à surface (133 , que la transmission s'effectue proportionnellement au carré de la différence de température, on trouve

Fig. 4262.

pour le coefficient M (mètre carré-heure) la valeur 226, beaucoup plus considérable que celle trouvée pour le petit condenseur du Laboratoire de Gand. Ce résultat confirme les observations déjà faites à propos du condenseur Coniraflo de Weighlon, et d'où il résulte que ce coefficient s'élève considérablement lorsque la vitesse de l'eau augmente et lorsque la proportion d'air diminue ; nous avons relevé ainsi, au n^ 135, que dans l'une de ces expériences le coefficient M s'élève à 122, avec une vitesse de circulation de 1,10 m par seconde (elle atteint 1,32 m dsois le condenseur Sulzer).

La proportion d'air exerce une influence très grande sur le coefficient. Ainsi M. Stodola a fait sur le condenseur Sulzer une expérience dans laquelle on a laissé rentrer environ 40 kg. d'air par heure ; en répétant

le calcul indiqué plus haut, nous trouvons que le coefficient M s'abaisse à 21 ou 22, avec une vitesse de circulation qui n'est pas sensiblement dilTérente de celle de la première expérience.

M. le professeur Josse a fait de nouvelles expériences d'où il conclut que la chaleur transmise de la vapeur à Teau de circulation est proportionnelle à la simple puissance de la différence des températures des deux fluides, tan lis qu'elle serait d'après nous proportionnelle au carré de cette différence, loi qui est admise aussi par Weiss. Il est à remarquer que nos expériences ont été faites sur un condenseur de machine à piston qui donnait lieu à une rentrée d'air beaucoup plus importante que celle d'un condenseur de turbine. M. Josse constate d'ailleurs aussi que le coefficient, qui a évidemment une valeur très différente de celui que nous désignons par M, est fortement abaissé par la présence de l'air, et qu'il s'élève avec la vitesse de Teau dans les tubes (^).

La conclusion à tirer de ces remarques est que le calcul de la surface condensante et du volume d'eau à refouler repose sur des bases assez incertaines ; on a intérêt à ne pas exagérer la surface, à cause de son prix élevé, et il résulte heureusement de la théorie (133), qu'un manque de surface peut être compensé par une augmentation du volume d'eau réfrigérante ; il sera donc prudent de prévoir la pompe assez largement.

Pompes rotatives à air sec, — Outre les difficultés de commande que présentent les pompes à air sec lorsqu'elles sont à piston, leur débit diminue par suite de l'échauffement ; ces pompes ont en effet à réaliser un taux de compression élevé (voir les remarques de M. Leblanc, note 2, page 428). On évite ces difficultés en employant différentes formes de pompes rotatives commandées avec la pompe de circulation et la pompe d'extraction par une même ligne d'arbres mue par une petite turbine auxiliaire.

Pour ces vitesses de rotation beaucoup plus grandes, M. Leblanc modifie le tracé des aubes de la pompe d'éjection décrite à la page 428 comme dans la figure 426^ (Voir Annales de r Association technique maritime^ 1910),

(1) D'après le mémoire de M. Josse, reproduit dans Engg., 1908-2-802, le coefficient serait do 2640 (mètre-carré, heure, degré) pour une vitesse de 0,50; il s'élèverait à 4350 en triplant la vitesse. Nous trouvons 2258 pour le condenseur Sulzer fonctionnant normalement, et 730 dans l'expérience faite avec rentrée d'air.

La Société A. E. G. de Berlin einpioie depuis l'année 1909 un ensemble représenté par la ligure 426*. La petite turbine motrice A

tourne à 1000 tours pour les grandes installations, à 28JJ0 pour les plus petites ne demandant que 150 à 450 m* d'eau rérrigérantc à Pheure ; sa vapeur d'échappement étant reprise par un étage (ordinairement le

second) de la turbine principale, la question de rendement est peu importante, La pompe du circulation C est liélicoïde, et non œntrifuge, ce sys-

tème se prêtant mieux à la tràs grande vitesse imposée par le moteur avec une pression de refoulement assez faible {•), suivant les considérations développées dans ie 7» fascicule (3'' éd. n" 120).

La pompe à air sec est représentée en Di ; elle se compose d'une petite roue centrifuge aspirant un courant d'eau froide et la refoulant en veines bien détachées l'une de l'autre par des aubes épaissies à la

circonférence (fig, 426^) ; ces veines sont reçues dans des canaux pratiqués dans les faces de deux plateaux parallèles appliqués l'un contre l'autre et forment îles masses isolées qui enferment de petits volumes d'air amenés au joint compris entre la roue et la partie fixe. 11 faut remarquer que ce système n'agit pas comme diffuseur, attendu que

(1| Cette pressiim i?st donnée par la perte de chaire, qui est proportionnelle au rapport de la longueur des tubes à leur diamètre et au carré de ta vitesse de l'eau. Dans le condenseur Sulzer dont il est parlé plus haut (tubes de 2,87 m de long et 22 mm de diamètre intérieur, 4 parcours, vitesse 1,32 m), larésbtanceest de 2.10 m d'eau.

les canaux sont convergents ; la force vive de l'eau se transforme en travail de compression de l'air au fur et à mesure qu'elle s'éteint(').

L'eau employée à la compression de l'air saturé s'écliauffe et doit être remplacée, mais comme on perdrait la petite quantité de vapeur

(1) La théorie de cet appareil n'a pas encore, pensons- no lis, été examinée de très près. La Hgure que nous dunnoiis, reproduitf d'après une piiblicatiun de l'A. Ê. G., et où sont représentéfis les veines qui s'incurvent par le ralentissement des parties extérieures, est pourtant vraisemblable.

condensée qui s^y ajoute dans les canaux compresseurs, il est préférable de la refroidir dans un réfrigérant alimenté par une dérivation branchée sur le refoulement de la pompe de cirr.ulalion et qui retourne au tuyau d'aspiration de cette pompe.

En se reportant à la ligure 426®, on remarque en A le condenseur à surface, dans lequel Teau de circulation est refoulée par deux pompes C disposées en parallèle (il s'agit d\me turbine de 7500 kw) ; D est la turbine motrice, alimentée par une prise de vapeur / de la canalisation principales, et dont le tuyau d'échappement g se rend en i dans un étage inférieur de la grosse turbine ; h est un tuyau de décharge éventuelle à l'air libre pour le cas où la pression deviendrait trop grande, auquel cas s'ouvrirait la soupape de sûreté /. En B se trouve la pompe à air sec, avec son réfrigérant d servant à refroidir le circuit d'eau qui a servi à comprimer l'air.

On profite de la grande vitesse de la turbine auxiliaire pour actionner une troisième pompe Dg (fig. 426*) qui extrait l'eau de condensation pour la refouler à la chaudière ; une soupape ou clapet de retenue, visible en c dans la figure 426®, se trouve à l'origine du tuyau de refoulement b.

Il y a certaines précautions à prendre lorsqu'on décharge entièrement la grosse turbine pour éviter qu'elle ne s'accélère par suite de la vapeur que lui donne la turbine auxiliaire.

Ce système de commande présente l'avantage d'être indépendant de la turbine principale, ce qui facilite la mise en train au départ, tandis que la commande électrique ne peut être actionnée que si la turbine principale fournit déjà du courant.

Augmentateur de vide Par sons, — Parmi les moyens suggérés pour améliorer le vide, il faut ajouter à ceux qui ont été discutés dans la première partie de ce volume Téjecteur avec condenseur auxiliaire préconisé par Parsons et appliqué à quelques turbines marines (fig. 427). La pompe à air humide P est placée en contrebas du point d'extraction de Teau; la pression du condenseur est donc inférieure, de la quantité mesurée par la colonne A, à celle d'aspiration de la pompe. L'air est extrait, à la même pression réduite, en un point situé un peu plus haut, par un éjecteur à vapeur E,

TURBINE A VAPEUR D ECHAPPEMENT

qui comprime et refoule l'air aspiré, à travers un condenseur tubulaire auxiliaire C. Par ce moyen, la pression de Pair est relevée d'une quantité mesurée par la colonne d'eau h ; il est en même temps refroidi, ce qui diminue la capacité à donner à la pompe à air. L'éjecteur étant alimenté par de la vapeur vive, occasionne une certaine dépense qui

Fiff . 427.

vient en déduction du bénéfice procuré à la turbine par l'amélioration du vide. D'après une expérience dont les résultats ont été publiés lors de Tapparition de ce système, la dépense est de 1,5 0/0 de la consommation totale, la contre- pression diminue de 0,14 à 0,07 kg. par cm\

165. — Turbine Râteau à vapeur dP échappement, — La turbine permettant de bien utiliser la partie inférieure du cycle de Rankine, M. Râteau a eu l'idée (S* fasc, n** 143 vu) de recueillir les vapeurs perdues des machines à marche intermittente sans condensation employées dans certaines industries, pour les faire servir à actionner des turbines à basse pression.

Pour régulariser la pression et le débit, M. Râteau emploie un accumulateur de chaleur. Au début, cet appareil consistait en un cylindre vertical en tôle, recevant au sommet les vapeurs à utiliser, et rempli de plateaux annulaires en fonte à bords relevés pouvant contenir de l'eau ; la prise de vapeur de la turbine se trouvait au fond de ce réser-

voir. Dans un pareil système, lorsque Pafflux de la vapeur est supérieur à la dépense, et que la pression s^élève, Peau et le métal fonctionnent comme réservoir thermique, et emmagasinent de la chaleur qu'ils restituent dans les périodes de forte dépense.

Actuellement, l'inventeur emploie de préférence un accumulateur dans lequel le réservoir thermique est formé par une grande masse d'eau. Un corps cylindrique volumineux (une chaudière hors d*usage« par exemple) est partagé par une cloison C (fig. 428) en deux chambres partiellement remplies d'eau ; les espaces de vapeur communiquent par le manchon M. La vapeur déchappement à utiliser est distribuée par les conduits ovales c, dont les parois latérales sont percées

de trous nombreux, par lesquels la vapeur s'échappe en bulles. Ce passage détermine une circulation active, comme dans les chaudières à tubes d'eau, et pour les mêmes raisons ; on obtient donc ainsi le brassage et réchauffement rapide de toute la masse, malgré la faible conductibilité de l'eau. Le niveau est maintenu à hauteur constante dans les deux chambres au moven d'alimentâteurs automatiques. La prise de vapeur de la turbine est greffée sur le dôme D. L'effet régulateur obtenu dépend évidemment de la masse thermique de l'accumulateur et des discontinuités de l'afflux de la vapeur, mais on arrive pratiquement à régulariser la pression d'une manière très satisfaisante, môme dans le cas où les moteurs sont des machines d'extraction.

Pour assurer la marche en cas d'arrêt prolongé des machines primaires, M. Râteau a recours à des turbines mixtes composées d'un groupe de roues alimentées par de la vapeur vive à haute pression, et d'un groupe alimenté par la vapeur à basse pression venant de l'accumulateur (^). Il y a deux obturateurs pour le réglage ; celui-ci dépend d'un

(1) Voir la turbine établie aux mines de Li<^vin : Engg.j 19*^9-2-80 1.

Fig. 428