Équilibre du moteur - Engine balance

L'équilibre du moteur fait référence à la façon dont les forces (résultant de la combustion ou des composants rotatifs/alternatifs) sont équilibrées dans un moteur à combustion interne ou un moteur à vapeur . Les termes les plus couramment utilisés sont solde primaire et solde secondaire . Des forces déséquilibrées dans le moteur peuvent entraîner des vibrations.

Causes de déséquilibre

Cycle de fonctionnement d'un moteur à quatre temps
Fonctionnement d'un moteur bicylindre à plat
Fonctionnement d'un moteur quatre cylindres en ligne

Bien que certains composants du moteur (comme les bielles) aient des mouvements complexes, tous les mouvements peuvent être séparés en composants alternatifs et rotatifs, ce qui facilite l'analyse des déséquilibres.

En utilisant l'exemple d'un moteur en ligne (où les pistons sont verticaux), les principaux mouvements alternatifs sont :

  • Pistons se déplaçant vers le haut/vers le bas
  • Bielles se déplaçant vers le haut/vers le bas
  • Les bielles se déplacent de gauche à droite lorsqu'elles tournent autour du vilebrequin, cependant les vibrations latérales causées par ces mouvements sont beaucoup plus petites que les vibrations de haut en bas causées par les pistons.

Alors que les principaux mouvements de rotation pouvant provoquer un déséquilibre sont :

  • Vilebrequin
  • Arbres à cames
  • Bielles (tournant autour de l'extrémité du piston comme requis par le décalage horizontal variable entre le piston et la course de manivelle)

Les déséquilibres peuvent être causés soit par la masse statique des composants individuels, soit par la disposition des cylindres du moteur, comme détaillé dans les sections suivantes.

Masse statique

Si le poids - ou la répartition du poids - des pièces mobiles n'est pas uniforme, leur mouvement peut provoquer des forces de déséquilibre, entraînant des vibrations. Par exemple, si les poids des pistons ou des bielles sont différents entre les cylindres, le mouvement alternatif peut provoquer des forces verticales. De même, la rotation d'un vilebrequin avec des masses d'âme inégales ou d'un volant d'inertie avec une répartition inégale des masses peut provoquer un déséquilibre en rotation .

Disposition des cylindres

Même avec une répartition parfaitement équilibrée du poids des masses statiques, certaines configurations de cylindres provoquent un déséquilibre en raison des forces de chaque cylindre ne s'annulant pas à tout moment. Par exemple, un moteur quatre cylindres en ligne a une vibration verticale (à deux fois le régime moteur). Ces déséquilibres sont inhérents à la conception et ne peuvent être évités. Par conséquent, les vibrations qui en résultent doivent être gérées à l'aide d' arbres d'équilibrage ou d'autres techniques de réduction NVH pour minimiser les vibrations qui pénètrent dans la cabine.

Types de déséquilibre

Déséquilibre réciproque

Un déséquilibre alternatif est provoqué lorsque le mouvement linéaire d'un composant (tel qu'un piston) n'est pas annulé par un autre composant se déplaçant avec la même impulsion se déplaçant dans la direction opposée dans le même plan.

Les types de déséquilibre de phase alternatif sont :

  • Discordance dans les pistons à contre-mouvement, comme dans un moteur monocylindre ou un moteur à trois cylindres en ligne.
  • Ordre d' allumage inégalement espacé , comme dans un moteur V6 sans manetons décalés

Les types de déséquilibre du plan alternatif sont :

  • La distance de décalage entre les manetons provoquant un couple de basculement sur le vilebrequin des forces de combustion égales et opposées, comme dans un moteur boxer-jumeau, un moteur à trois cylindres en ligne 120 °, un moteur V4 à 90 °, un moteur à cinq cylindres en ligne, un 60 ° Moteur V6 et un moteur V8 crossplane à 90°.

Dans les moteurs sans chevauchement des courses motrices (tels que les moteurs à quatre cylindres ou moins), les pulsations de la puissance délivrée font vibrer le moteur en rotation sur l' axe X , semblable à un déséquilibre alternatif.

Déséquilibre tournant

Un déséquilibre rotatif est causé par des distributions de masse inégales sur les assemblages rotatifs

Les types de déséquilibre de phase tournante sont :

  • Masses excentriques déséquilibrées sur un composant en rotation, tel qu'un volant d'inertie déséquilibré

Les types de déséquilibre du plan tournant sont :

  • Des masses déséquilibrées le long de l'axe de rotation d'un ensemble tournant provoquant un couple basculant, comme si le vilebrequin d'un moteur boxer bicylindre ne comportait pas de contrepoids, la masse des coups de manivelle distants de 180° provoquerait un couple le long de l'axe de le vilebrequin.
  • Mouvement latéral dans des paires d'assemblages à contre-mouvement, comme une différence de hauteur du centre de masse dans une paire d'assemblages piston-bielle. Dans ce cas, un couple de bascule est provoqué par une bielle oscillant vers la gauche (pendant la moitié supérieure de sa rotation de manivelle) tandis que l'autre bascule vers la droite (pendant la moitié inférieure), ce qui entraîne une force vers la gauche en haut de la moteur et une force vers la droite en bas du moteur.

Déséquilibre de torsion

Amortisseur d'harmoniques pour un moteur Pontiac de 1937

Les vibrations de torsion sont provoquées lorsque le couple est appliqué à des distances décalées le long d'un arbre.

Cela se produit le long de l'axe d'un vilebrequin, car les bielles sont généralement situées à des distances différentes du couple résistant (par exemple l'embrayage). Cette vibration n'est pas transférée à l'extérieur du moteur, cependant la fatigue due à la vibration pourrait provoquer une défaillance du vilebrequin.

Les moteurs radiaux ne subissent pas de déséquilibre de torsion.

Solde primaire

L'équilibre primaire fait référence aux vibrations qui se produisent à la fréquence fondamentale (première harmonique) d'un moteur. Cette vibration se produit donc à la fréquence de rotation du vilebrequin.

Solde secondaire

Cause du déséquilibre

0 : Bloc moteur (noir)
1 : Piston (bleu)
2 : Bielle (vert)
3 : Vilebrequin (bleu)

Un piston se déplace plus loin pendant la moitié supérieure de la rotation du vilebrequin que pendant la moitié inférieure, ce qui entraîne des vibrations non sinusoïdales appelées vibrations secondaires .

La différence de distance parcourue est due au mouvement de la bielle. À 90 degrés après le point mort haut (PMH), l'extrémité du vilebrequin de la bielle est exactement à mi-chemin de sa course ; cependant, l'angle de la bielle (c'est-à-dire le mouvement gauche-droite, lorsque l'on regarde vers le bas du vilebrequin) signifie que l'extrémité du piston de la bielle doit être inférieure à la mi-course, pour que la bielle conserve une longueur fixe . La même chose s'applique également à 270 degrés après le PMH, donc l'extrémité du piston parcourt une plus grande distance de 270 degrés à 90 après le PMH que dans la « moitié inférieure » du cycle de rotation du vilebrequin (90 degrés à 270 degrés après le PMH). Afin de parcourir cette plus grande distance dans le même laps de temps, l'extrémité du piston de la bielle doit subir des taux d'accélération plus élevés pendant la moitié supérieure de son mouvement que dans la moitié inférieure.

Cette accélération inégale entraîne une force d'inertie plus élevée créée par la masse d'un piston (dans son accélération et sa décélération) pendant la moitié supérieure de la rotation du vilebrequin que pendant la moitié inférieure. Dans le cas d'un moteur quatre cylindres en ligne (avec un vilebrequin classique à 180 degrés), l'inertie vers le haut des cylindres 1 et 4 est supérieure à l'inertie vers le bas des cylindres 2 et 3. Ainsi, malgré un nombre égal de cylindres se déplaçant en sens inverse directions à un instant donné (création d'un équilibre primaire parfait ), le moteur présente néanmoins un déséquilibre non sinusoïdal . C'est ce qu'on appelle un déséquilibre secondaire .

Mathématiquement, le mouvement non sinusoïdal du mécanisme manivelle-curseur peut être représenté comme une combinaison de deux mouvements sinusoïdaux :

  • un composant principal avec la fréquence de rotation de la manivelle (équivalent à ce que serait le mouvement du piston avec une bielle infiniment longue)
  • une composante secondaire qui se produit à une fréquence double et équivaut à l'effet de l'angle d'inclinaison de la bielle qui abaisse la position du pied de bielle par rapport à sa position verticale

Bien que les pistons ne se déplacent pas exactement de cette manière, cela reste une représentation utile pour analyser leur mouvement. Cette analyse est également à l'origine des termes bilan primaire et bilan secondaire , qui sont désormais également utilisés en dehors du milieu universitaire pour décrire les caractéristiques des moteurs.

Analyse mathematique

Un cylindre

OneCyl.jpg

Considérons un moteur monocylindre, avec un piston, de masse , se déplaçant de haut en bas le long de l' axe -. Le piston est relié au vilebrequin par une tige de longueur . Si le vilebrequin a un rayon , et tend un angle thêta, , vers l' axe -, alors la position du piston, , est donnée par :

La première partie est le composant du vilebrequin le long de l' axe -. Le second est le composant de la bielle, tel que déterminé à l'aide du théorème de Pythagore, dont l'hypoténuse est la longueur et dont la longueur de l'axe est .

Si le vilebrequin tourne à une vitesse angulaire , à travers un angle dans le temps , alors

La vitesse linéaire du piston le long de l' axe peut être calculée comme le taux de changement de sa position par rapport au temps, c'est-à-dire , qui peut être écrit

en utilisant la règle de la chaîne. Pour une vitesse angulaire constante, cela devient

La dérivée seconde donnera l'accélération du piston. De même, cela peut être réécrit comme

Considérez que le vilebrequin est entraîné, disons par l'élan d'un volant d'inertie. L'accélération du piston correspond à la force appliquée au piston par le vilebrequin, en utilisant la deuxième loi de Newton . (Le vilebrequin ressent à son tour l'inertie du piston et la force de réaction est transmise par ses paliers à l'environnement et ressentie comme une vibration.)

Avant de se différencier, il est utile de faire une substitution.

Laisser

La substitution donne :

Différenciation par rapport à θ :

Nb règle de chaîne :

Différencier à nouveau :

C'est assez lourd et ne simplifie en rien de très utile. Mais il peut être simplifié efficacement en utilisant des approximations. Dans un vrai moteur, la bielle est plus longue que le rayon du vilebrequin.

Supposons , alors . Donc

Étant donné que :

devient

De même, , donc si nous ignorons le plus petit terme :

Rappelons que : et donc la force de va- et -vient ressentie au niveau de l'axe due au mouvement du piston est

Il y a donc une première composante, de grandeur , avec une fréquence égale à la vitesse de rotation du moteur, et une seconde, de grandeur , au double de la fréquence. Plus petit mais du même ordre de grandeur que la première composante de grandeur . (Le signe moins signifie que la force est vers le bas lorsque le côté droit est positif, et vice versa. Ainsi, lorsque , et que le piston est au point mort haut, la force qui le tire est vers le bas et est la valeur maximale.)

Nous pouvons voir que l'effet de la combinaison du vilebrequin et de la bielle est de produire une force sur l'axe autour duquel tourne l'arbre à cames, qui a une composante qui vibre à la fréquence de rotation du vilebrequin, et une seconde d'une même magnitude qui vibre à deux fois la fréquence.

La première composante correspond au solde primaire et la deuxième composante au solde secondaire.

Deux cylindres

Dans un moteur en ligne, un deuxième cylindre est ajouté parallèlement au premier. Supposons que le vilebrequin soit disposé de telle sorte que les pistons soient écartés. Lorsqu'un piston est au PMH, l'autre est au PMB. Les forces qui agissent sur l'axe de rotation du vilebrequin se combinent :

Supposons que les poids des pistons soient égaux :

Ainsi, le composant d'équilibrage primaire disparaît - le moteur est équilibré en fonction des forces de ses composants primaires - mais les composants d'équilibrage secondaires se combinent et le moteur à deux cylindres subit deux fois plus de forces de vibration que le moteur simple.

Quatre cylindres

Si un moteur quatre cylindres en ligne est construit à partir d'une paire d'un tel moteur à deux cylindres disposés dos à dos, alors par symétrie, il subira la même signature de vibration, bien que deux fois plus grande.

Il n'est pas clair, lorsqu'on considère un moteur 4 cylindres du point de vue de la symétrie, pourquoi il souffrirait d'une quelconque vibration, car il semble que les pistons s'annulent et puissent s'équilibrer. L'analyse mathématique montre d'où vient la cause de la vibration.

Trois cylindres

Considérons un moteur à 3 cylindres en ligne, dans lequel chacun des pistons est séparé, c'est-à-dire en , et . Pour un aperçu de la façon dont les angles s'annulent, voir par exemple Liste des identités trigonométriques .

Cinq cylindres

Considérons un moteur 5 cylindres en ligne dans lequel les cylindres sont tous espacés de manière égale . Les angles sont , , , et . La dérivation pour le moteur 5 cylindres est simplifiée en utilisant les mêmes méthodes que dans le cas précédent.

La même chose s'applique à n'importe quel nombre de cylindres impairs dans un moteur en ligne, les forces primaires et secondaires s'annuleront toujours pour donner un moteur équilibré.

Configurations entre plans

Dans le cas des analyses à deux et quatre cylindres ci-dessus, elles supposent une configuration plane plate, dans laquelle des paires de cylindres sont séparées. (Dans le cas de trois et cinq cylindres, ils sont répartis uniformément donc pas "à plat".) Un vilebrequin peut être conçu de telle sorte que les cylindres adjacents soient séparés, et c'est l'une des deux configurations trouvées sur les moteurs V8, et qui utilisent le terme plan croisé pour décrire l'apparence du vilebrequin, vu de bout en bout. Considérez une banque de quatre cylindres d'un tel moteur V8. Chaque cylindre sera éloigné de ses voisins, et du suivant ; c'est-à-dire qu'ils sont échelonnés à des intervalles de .

Deux cylindres

En outre, considérons maintenant deux cylindres adjacents de la rangée de quatre, à distance. Ensuite, comme précédemment :

(La dernière étape peut être démontrée en développant en utilisant la formule du double angle pour le cosinus, en notant que )

Le résultat montre que l'effet secondaire - au double du régime moteur - s'annule, ne laissant que la vibration principale à la vitesse à laquelle le moteur tourne. C'est juste la différence de phase entre l'angle du vilebrequin et le moment de la force de vibration. Cela contraste avec un moteur à deux cylindres dont les pistons sont écartés, ce qui a entraîné une vibration secondaire au double du régime moteur.


Quatre cylindres

S'appuyant sur l'analyse à deux cylindres, une configuration à quatre cylindres est :

L'analyse à deux cylindres montre qu'il n'y a pas d'effet secondaire, que les paires de termes s'annulent, donc celles-ci peuvent être ignorées.

Ainsi, un moteur à quatre cylindres à plan croisé ne subit aucune vibration primaire ou secondaire. Il s'ensuit qu'un V8 construit à partir de deux rangées de quatre cylindres de ce type, et partageant le vilebrequin, ne subira également aucune vibration en raison de sa rotation. Cela contraste avec un V8 à plan plat, construit à partir de deux blocs-cylindres à quatre plans plats, dont chacun présente une vibration secondaire, comme détaillé ci-dessus.

Effets et mesures de réduction

Système d' arbre d'équilibrage : 1922 conçu par Lanchester Motor Company

Les vibrations causées par le déséquilibre secondaire sont relativement faibles à des régimes moteur inférieurs, mais elles sont proportionnelles au carré du régime moteur, provoquant potentiellement des vibrations excessives à des régimes moteur élevés. Pour réduire ces vibrations, certains moteurs utilisent des arbres d'équilibrage. Un système d' arbre d'équilibrage se compose le plus souvent de deux arbres avec un poids excentrique identique sur chaque arbre. Les arbres tournent à deux fois le régime du moteur et dans des directions opposées, produisant ainsi une force verticale conçue pour annuler la force causée par le déséquilibre secondaire du moteur. L'utilisation la plus courante des arbres d'équilibrage concerne les moteurs V6 et les moteurs quatre cylindres en ligne de grande cylindrée.

Effet de la disposition des cylindres

Pour les moteurs à plus d'un cylindre, des facteurs tels que le nombre de pistons dans chaque rangée, l'angle V et l'intervalle d'allumage déterminent généralement si des déséquilibres de phase alternatifs ou des déséquilibres de torsion sont présents.

Moteurs droits

Moteur bicylindre en ligne avec différents angles de vilebrequin

Les moteurs de bicylindre en ligne utilisent le plus souvent les configurations suivantes :

  • Vilebrequin 360° : Cette configuration crée les niveaux les plus élevés de déséquilibre primaire et secondaire, équivalent à celui d'un moteur monocylindre.; mais l'ordre d'allumage uniforme fournit une puissance plus douce (bien que sans les courses de puissance qui se chevauchent des moteurs de plus de quatre cylindres).
  • Vilebrequin 180° : Cette configuration a un équilibre primaire mais un ordre d'allumage inégal et un couple de basculement ; De plus, les déséquilibres secondaires sont deux fois moins forts (et à deux fois la fréquence) par rapport à un moteur bicylindre en ligne à 360°.
  • Vilebrequin 270° : Cette configuration minimise les déséquilibres secondaires ; cependant, un déséquilibre du plan de rotation primaire est présent et l'ordre d'allumage est inégal. La note d'échappement et la puissance délivrée ressemblent à celles d'un moteur bicylindre en V à 90°.

Les moteurs à trois cylindres en ligne utilisent le plus souvent une conception de vilebrequin à 120 ° et présentent les caractéristiques suivantes :

  • L'intervalle de tir est parfaitement régulier (bien que les coups de puissance ne se chevauchent pas).
  • L'équilibre des plans alternatifs primaire et secondaire est parfait.
  • Des déséquilibres du plan tournant primaire et secondaire sont présents.

Les moteurs à quatre cylindres en ligne (également appelés moteurs à quatre cylindres en ligne ) utilisent généralement une conception de vilebrequin haut-bas-bas-haut à 180° et présentent les caractéristiques suivantes :

  • L'intervalle de tir est parfaitement régulier (bien que les coups de puissance ne se chevauchent pas).
  • Des déséquilibres des plans alternatifs primaire et secondaire sont présents.
  • Les forces alternatives secondaires sont élevées, car les quatre pistons sont en phase à deux fois la fréquence de rotation.
  • Contrepoids ont été utilisés sur les moteurs de voitures particulières depuis le milieu des années 1930, que ce soit comme contrepoids complet ou semi-contrepoids (également connu sous le demi-contrepoids ) conçoit.

Les moteurs à cinq cylindres en ligne utilisent généralement une conception de vilebrequin à 72° et présentent les caractéristiques suivantes :

  • Un intervalle d'allumage parfaitement régulier avec des courses de puissance qui se chevauchent, résultant en un ralenti plus doux que les moteurs avec moins de cylindres.
  • L'équilibre des plans alternatifs primaire et secondaire est parfait.
  • Des déséquilibres du plan tournant primaire et secondaire sont présents.

Les moteurs à six cylindres en ligne utilisent généralement une conception de vilebrequin à 120 °, un ordre d'allumage de 1 à 5 à 3 à 6 à 2 à 4 cylindres et ont les caractéristiques suivantes :

  • Un intervalle de tir parfaitement régulier avec des coups de puissance qui se chevauchent. L'utilisation de deux collecteurs d'échappement simples trois en un peut fournir un balayage uniforme, puisque le moteur se comporte effectivement comme deux moteurs trois cylindres en ligne distincts à cet égard.
  • L'équilibre des plans alternatifs primaire et secondaire est parfait.
  • L'équilibre du plan tournant primaire et secondaire est parfait.

moteurs en V

Les moteurs V-twin ont les caractéristiques suivantes :

  • Avec un angle en V de 90 degrés et des manetons décalés, un moteur bicylindre en V peut avoir un équilibre primaire parfait.
  • Si un maneton commun est utilisé (comme dans un moteur Ducati V-twin), le vilebrequin à 360 ° entraîne un intervalle d'allumage inégal. Ces moteurs ont également des déséquilibres primaires dans le plan alternatif et le plan rotatif. Lorsque les bielles se trouvent à différents endroits le long du vilebrequin (ce qui est le cas à moins que des bielles à fourche et à lame ne soient utilisées), ce décalage crée un couple oscillant dans le moteur.

Les moteurs V4 sont disponibles dans de nombreuses configurations différentes en termes d'angle en « V » et de configurations de vilebrequin. Quelques exemples sont:

  • Les moteurs Lancia Fulvia V4 à angle en V étroit ont des décalages de maneton correspondant aux angles en V, de sorte que l'intervalle d'allumage correspond à celui d'un moteur à quatre cylindres en ligne.
  • Certains moteurs V4 ont un espacement de tir irrégulier et chaque conception doit être considérée séparément en termes de tous les éléments d'équilibrage. Le moteur Honda RC36 a un angle en V de 90° et un vilebrequin de 180° avec des intervalles d'allumage de 180°–270°–180°–90°, ce qui entraîne des intervalles d'allumage inégaux à 360 degrés et à 720 degrés de rotation du vilebrequin. D'autre part, le moteur Honda VFR1200F a un angle en V de 76° et un vilebrequin de 360° avec des manetons partagés qui ont un décalage de 28°, ce qui donne un intervalle d'allumage de 256°–104°–256°–104°. Ce moteur a également une orientation inhabituelle de bielle avant-arrière-arrière-avant, avec une distance beaucoup plus large entre les cylindres (« espacement d'alésage ») sur le banc de cylindres avant qu'à l'arrière, ce qui réduit les couples oscillants (au détriment de plus grande largeur de moteur).

Les moteurs V6 sont généralement produits dans les configurations suivantes :

  • Angle en V de 60° : Cette conception se traduit par une taille de moteur compacte et la courte longueur du vilebrequin réduit les vibrations de torsion. Déséquilibres du plan tournant. Le décalage des bancs de cylindres gauche et droit (du fait de l'épaisseur de la bielle et du voile de vilebrequin) rend plus difficile la réduction du déséquilibre du plan alternatif à l'aide de contrepoids de vilebrequin.
  • Angle en V à 90° : Cette conception dérive historiquement de la découpe de deux cylindres d'un moteur V8 à 90°, afin de réduire les coûts de conception et de construction. Un premier exemple est le moteur General Motors 90° V6 , qui a un vilebrequin décalé de 18°, ce qui entraîne un intervalle d'allumage inégal. Les exemples les plus récents, tels que le moteur Honda C , utilisent des manetons décalés de 30°, ce qui permet d'obtenir un intervalle d'allumage régulier. Comme pour les moteurs V6 avec des angles en V de 60°, ces moteurs ont des déséquilibres du plan alternatif primaire et du plan rotatif, des rangées de cylindres décalées et des déséquilibres secondaires plus petits.

Moteurs plats

Moteur bicylindre à plat BMW R50/2 vu de dessus, montrant le décalage entre les cylindres gauche et droit

[Précision : Un moteur 'à plat' n'est pas forcément un moteur 'boxer'. Un moteur « plat » peut être un moteur en V à 180 degrés ou un moteur « boxer ». Un moteur en V à 180 degrés tel qu'utilisé dans la Ferrari 512BB a des paires de cylindres opposées dont les bielles utilisent la même course de manivelle. Contrairement à cela, dans un moteur "boxer", tel qu'il est appliqué dans les motos BMW, chaque bielle a sa propre course de manivelle qui est positionnée à 180 degrés de la course de manivelle du cylindre opposé.]

Les moteurs bicylindres à plat utilisent généralement des vilebrequins à 180° et des courses de manivelle séparées et présentent les caractéristiques suivantes :

  • L'équilibre des plans alternatifs primaire et secondaire est parfait.
  • Un déséquilibre des plans de rotation primaire et secondaire est présent.

Les moteurs Flat-four utilisent généralement une configuration de vilebrequin gauche-droite-droite-gauche et présentent les caractéristiques suivantes :

  • Les déséquilibres primaires sont causés par le décalage des couples de basculement des pistons opposés (décalage d'avant en arrière). L'intensité de ce couple basculant est inférieure à celle d'un moteur à quatre cylindres en ligne, car les paires de bielles oscillant de haut en bas se déplacent à différentes hauteurs de centre de gravité.
  • Les déséquilibres secondaires sont minimes.

Les moteurs Flat six utilisent généralement une configuration boxer et présentent les caractéristiques suivantes :

  • Un intervalle de tir régulièrement espacé avec des coups de puissance qui se chevauchent. Un simple échappement trois-en-un pour chaque rangée de cylindres permet un balayage uniforme, car le moteur se comporte effectivement comme deux moteurs distincts à trois cylindres en ligne à cet égard.
  • Déséquilibres du plan alternatif primaire et du plan rotatif, dus à la distance le long du vilebrequin entre les cylindres opposés. Un moteur à six cylindres à plat aurait un équilibre primaire parfait si des bielles à fourche et à lame étaient utilisées.
  • Les déséquilibres secondaires sont minimes, car il n'y a pas de paires de cylindres se déplaçant en phase, et le déséquilibre est principalement annulé par le cylindre opposé.
  • Les déséquilibres de torsion sont inférieurs à ceux des moteurs à six cylindres en ligne, en raison de la longueur plus courte d'un moteur à six cylindres à plat.

Locomotives à vapeur

Une roue motrice sur une locomotive à vapeur montrant le contrepoids en forme de croissant

Cette section est une introduction à l'équilibrage de deux machines à vapeur reliées par des roues motrices et des essieux assemblés dans une locomotive de chemin de fer.

Les effets des inerties déséquilibrées dans une locomotive sont brièvement illustrés en décrivant les mesures des mouvements de la locomotive ainsi que les déflexions dans les ponts en acier. Ces mesures montrent la nécessité de diverses méthodes d'équilibrage ainsi que d'autres caractéristiques de conception pour réduire les amplitudes de vibration et les dommages à la locomotive elle-même ainsi qu'aux rails et aux ponts. L'exemple de locomotive est un type simple, non composé, avec deux cylindres extérieurs et un mécanisme de distribution, des roues motrices couplées et un tender séparé. Seul l'équilibrage de base est couvert sans aucune mention des effets des différents arrangements de cylindres, angles de vilebrequin, etc., car les méthodes d'équilibrage pour les locomotives à trois et quatre cylindres peuvent être compliquées et diverses. Les traitements mathématiques peuvent être trouvés dans « lecture complémentaire ». Par exemple, "The Balancing of Engines" de Dalby traite du traitement des forces et des couples déséquilibrés à l'aide de polygones. Johnson et Fry utilisent tous deux des calculs algébriques.

À grande vitesse, la locomotive aura tendance à faire des vagues d'avant en arrière et du nez, ou à se balancer, d'un côté à l'autre. Il aura également tendance à tanguer et à basculer. Cet article examine ces mouvements qui proviennent de forces d'inertie et de couples déséquilibrés dans les deux moteurs à vapeur et leurs roues couplées (certains mouvements similaires peuvent être causés par des irrégularités de la surface de roulement et de la rigidité). Les deux premiers mouvements sont provoqués par les masses alternatives et les deux derniers par l'action oblique des bielles, ou poussée du piston, sur les barres de guidage.

Il y a trois degrés auxquels l'équilibrage peut être poursuivi. Le plus fondamental est l'équilibrage statique des éléments décentrés sur une roue motrice, c'est-à-dire le maneton et ses pièces jointes. De plus, l'équilibrage d'une partie des pièces alternatives peut être effectué avec un poids tournant supplémentaire. Ce poids est combiné à celui requis pour les parties excentrées de la roue et ce poids supplémentaire provoque un suréquilibrage de la roue, ce qui entraîne un coup de marteau . Enfin, du fait que les masselottes ci-dessus sont dans le plan de la roue et non dans le plan du balourd d'origine, l'ensemble roue/essieu n'est pas équilibré dynamiquement. L'équilibrage dynamique sur les locomotives à vapeur est connu sous le nom d'équilibrage croisé et consiste en un équilibrage sur deux plans, le deuxième plan étant dans la roue opposée.

Une tendance à l'instabilité variera avec la conception d'une classe de locomotive particulière. Les facteurs pertinents incluent son poids et sa longueur, la façon dont il est soutenu par des ressorts et des égaliseurs et comment la valeur d'une masse en mouvement déséquilibrée se compare à la masse non suspendue et à la masse totale de la locomotive. La façon dont le tender est attaché à la locomotive peut également modifier son comportement. La résilience de la voie en termes de poids du rail ainsi que la rigidité de la plate-forme peuvent affecter le comportement vibratoire de la locomotive.

En plus de donner une mauvaise qualité de conduite humaine, la conduite difficile entraîne des coûts de maintenance pour l'usure et les fractures des composants de la locomotive et de la voie.

Sources de déséquilibre

Classe NZR K (K 88) montrant les pilotes (sans annexe)

Toutes les roues motrices ont un déséquilibre qui est causé par leurs manetons décentrés et les composants attachés. Les roues motrices principales ont le plus grand déséquilibre car elles ont le plus gros maneton ainsi que la partie tournante de la tige principale. Ils ont également la manivelle excentrique de la soupape et l'extrémité arrière de la tige excentrique. En commun avec les roues motrices liées, elles ont également leur propre partie du poids de la tige latérale. La partie de la tige principale affectée d'un mouvement de rotation était à l'origine mesurée en la pesant supportée à chaque extrémité. Une méthode plus précise est devenue nécessaire qui a divisé les parties tournantes et alternatives en fonction de la position du centre de percussion. Cette position a été mesurée en balançant la tige comme un pendule. Le déséquilibre des autres roues motrices est causé par un maneton et un poids de biellette. Les poids de bielle attribués à chaque maneton sont mesurés en suspendant la bielle sur autant d'échelles qu'il y a de manetons ou par calcul.

La liaison à mouvement alternatif piston-crosse-tige principale-valve est déséquilibrée et provoque une poussée longitudinale. Leur séparation à 90 degrés provoque un couple qui se balance.

Mesurer les effets du déséquilibre

L'ensemble de la locomotive a tendance à se déplacer sous l'influence de forces d'inertie déséquilibrées. Les mouvements horizontaux des locomotives déséquilibrées ont été quantifiés par M. Le Chatelier en France, vers 1850, en les suspendant sur des cordes au toit d'un immeuble. Ils ont été exécutés à des vitesses routières équivalentes allant jusqu'à 40 MPH et le mouvement horizontal a été tracé par un crayon, monté sur le faisceau tampon. La trace était une forme elliptique formée par l'action combinée des mouvements d'avant en arrière et de balancement. La forme pouvait être enfermée dans un carré de 58 pouces pour l'une des locomotives déséquilibrées et a été réduite à un point où des poids ont été ajoutés pour contrer les masses tournantes et alternatives.

L'effet du déséquilibre vertical ou de la charge variable des roues sur le rail a été quantifié par le professeur Robinson aux États-Unis en 1895. Il a mesuré les déflexions ou contraintes du pont et a attribué une augmentation de 28 % par rapport à la valeur statique aux conducteurs déséquilibrés. .

Le balourd résiduel dans les locomotives a été évalué de trois manières sur l'usine d'essais de Pennsylvania Railroad. En particulier, huit locomotives ont été testées à la Louisiana Purchase Exposition en 1904. Les trois mesures étaient :

  1. La vitesse critique. Cela a été défini comme la vitesse à laquelle les pièces alternatives déséquilibrées ont inversé la traction de la locomotive. À des vitesses plus élevées, ce mouvement était amorti par l'étranglement du débit d'huile dans les amortisseurs. La vitesse critique variait de 95 tr/min pour un composé tandem Baldwin à plus de 310 tr/min pour un composé Cole Atlantic.
  2. le mouvement horizontal au pilote. À titre d'exemple, le composé Baldwin Atlantic s'est déplacé d'environ 0,80 pouce à 65 MPH contre 0,10 pouce pour le composé Cole Atlantic.
  3. Une évaluation qualitative de la charge sur les roues de support de l'installation. Un fil de diamètre de 0,060 pouce a été passé sous les roues. La mesure du fil déformé a donné une indication de la charge verticale sur la roue. Par exemple, un composé Cole Atlantic a montré peu de variation d'une épaisseur de 0,020 pouce pour toutes les vitesses jusqu'à 75 MPH. En revanche, un composé Baldwin Atlantic à 75 MPH n'a montré aucune déformation, ce qui indiquait un levage complet de la roue, pour une rotation de la roue de 30 degrés avec un impact de retour rapide, sur une rotation de seulement 20 degrés, jusqu'à une déformation sans coup de marteau de 0,020 pouce.

Des évaluations qualitatives peuvent être effectuées lors d'un voyage sur la route en termes de qualités de conduite dans la cabine. Ils peuvent ne pas être un indicateur fiable d'une exigence d'un meilleur équilibre car des facteurs indépendants peuvent provoquer une conduite difficile, tels que des cales coincées, des égaliseurs encrassés et un jeu entre le moteur et le tender. De plus, la position d'un essieu déséquilibré par rapport au centre de gravité de la locomotive peut déterminer l'ampleur du mouvement dans la cabine. AH Fetters a rapporté que sur un 4-8-2, les effets d'une augmentation dynamique de 26 000 lb sous le centre de gravité ne se sont pas manifestés dans la cabine, mais la même augmentation aurait eu lieu dans n'importe quel autre essieu.

Équilibrage statique des roues

Des masses d'équilibrage sont installées en face des pièces provoquant le déséquilibre. Le seul plan disponible pour ces poids est dans la roue elle-même, ce qui entraîne un déséquilibre du couple sur l'ensemble roue/essieu. La roue n'est équilibrée que statiquement.

Équilibrage statique du poids alternatif

Une partie du poids alternatif est équilibrée avec l'ajout d'un poids tournant supplémentaire dans la roue, c'est-à-dire toujours équilibré uniquement statiquement. Le suréquilibrage provoque ce que l'on appelle le coup de marteau ou l'augmentation dynamique, les deux termes ayant la même définition que celle donnée dans les références suivantes. Le coup de marteau varie autour de la moyenne statique, s'y ajoutant et se soustrayant alternativement à chaque tour de roue. Aux États-Unis, il est connu sous le nom d'augmentation dynamique, une force verticale causée par la tentative d'un concepteur d'équilibrer les pièces alternatives en incorporant un contrepoids dans les roues.

Le terme coup de marteau ne décrit pas très bien ce qui se passe car la force varie continuellement et ce n'est que dans les cas extrêmes où la roue se soulève un instant du rail qu'il y a un vrai coup lorsqu'elle redescend.

Jusqu'à environ 1923, les locomotives américaines n'étaient équilibrées pour des conditions statiques qu'avec une variation allant jusqu'à 20 000 lb de la charge sur l'essieu principal au-dessus et au-dessous de la moyenne par tour du couple déséquilibré. La conduite difficile et les dommages ont conduit à des recommandations pour l'équilibrage dynamique, y compris la définition de la proportion de poids alternatif à équilibrer en tant que proportion du poids total de la locomotive, ou avec un tampon Franklin, la locomotive plus le poids tendre.

Une source différente de charge variable roue/rail, la poussée du piston, est parfois appelée à tort coup de marteau ou augmentation dynamique bien qu'elle n'apparaisse pas dans les définitions standard de ces termes. Il a également une forme différente par tour de roue comme décrit plus loin.

Au lieu d'ajouter des poids aux roues motrices, le tender pourrait être attaché à l'aide d'un accouplement serré qui augmenterait la masse effective et l'empattement de la locomotive. Les chemins de fer prussiens construisaient des moteurs à deux cylindres sans balancier alternatif mais avec un accouplement rigide. L'accouplement équivalent pour les locomotives américaines tardives était le tampon radial à amortissement par friction.

Équilibrage dynamique de l'ensemble roue/essieu

Le poids du maneton et des bielles sur les roues se trouve dans un plan à l'extérieur de l'emplacement du plan de roue pour le contrepoids statique. Un équilibrage à deux plans, ou dynamique, est nécessaire si le couple déséquilibré à vitesse doit être équilibré. Le deuxième plan utilisé est dans la roue opposée.

L'équilibrage à deux plans, ou dynamique, d'un train de roues de locomotive est connu sous le nom d'équilibrage croisé. L'équilibrage croisé n'a été recommandé par l'American Railway Association qu'en 1931. Jusqu'à cette époque, seul l'équilibrage statique était effectué en Amérique, bien que les constructeurs aient inclus l'équilibrage croisé pour les locomotives d'exportation lorsque cela était spécifié. Les constructeurs européens ont adopté l'équilibrage croisé après que Le Chatelier a publié sa théorie en 1849.

Détermination du coup de marteau acceptable

Les charges maximales par roue et par essieu sont spécifiées pour une conception de pont particulière afin que la durée de vie requise en fatigue des ponts en acier puisse être atteinte. La charge par essieu ne sera généralement pas la somme des deux charges de roue car la ligne d'action de l'équilibrage croisé sera différente dans chaque roue. Avec le poids statique de la locomotive connu, la quantité de suréquilibrage qui peut être mise dans chaque roue pour équilibrer partiellement les pièces alternatives est calculée. Les contraintes mesurées dans un pont sous une locomotive qui passe contiennent également une composante de la poussée du piston. Ceci est négligé dans les calculs ci-dessus pour le suréquilibrage admissible dans chaque roue. Il faudra peut-être en tenir compte.

Réponse de la roue au coup de marteau

Étant donné que la force de rotation réduit alternativement la charge de la roue et l'augmente à chaque tour, l'effort de traction durable au niveau de l'aire de contact diminue une fois par tour de roue et les roues peuvent glisser. Le glissement dépend de la façon dont le coup de marteau se compare sur toutes les roues couplées en même temps.

Les coups de marteau excessifs dus à des vitesses de glissement élevées étaient une cause de rails pliés avec les nouveaux 4–6–4 et 4–8–4 nord-américains qui suivaient la recommandation de l'AAR de 1934 pour équilibrer 40 % du poids alternatif.

Les forces d'inertie déséquilibrées dans la roue peuvent provoquer différentes oscillations verticales en fonction de la rigidité de la voie. Des essais de glissade effectués sur des sections de voie graissées ont montré, dans un cas, un léger marquage du rail à une vitesse de glissade de 165 mi/h, mais sur une voie plus molle, de graves dommages au rail à 105 mi/h.

Poussée du piston par l'angularité de la bielle

La surface de glissement de la traverse de la machine à vapeur réagit à l'effort de la bielle sur le maneton et varie entre zéro et deux fois au maximum à chaque tour du vilebrequin.

Contrairement au coup de marteau, qui ajoute et soustrait alternativement pour chaque tour de roue, la poussée du piston ne fait qu'ajouter à la moyenne statique ou la soustraire, deux fois par tour, selon le sens du mouvement et si la locomotive est en roue libre ou à la dérive.

Dans une machine à vapeur à double effet, telle qu'utilisée dans une locomotive de chemin de fer, la direction de la poussée verticale sur la barre coulissante est toujours vers le haut en marche avant. Elle varie de zéro en fin de course à un maximum à mi-course lorsque l'angle entre la bielle et la manivelle est le plus grand. Lorsque le maneton entraîne le piston, comme en roue libre, la poussée du piston est vers le bas. La position de poussée maximale est indiquée par l'usure accrue au milieu des glissières.

La tendance de la force variable sur le coulisseau supérieur est de soulever la machine de ses ressorts de plomb à mi-course et de la relâcher en fin de course. Cela provoque un tangage et, parce que la force de montée maximale n'est pas simultanée pour les deux cylindres, elle aura également tendance à rouler sur les ressorts.

Similitudes avec l'équilibrage d'autres machines

L'équilibrage dynamique des roues de locomotive, utilisant les roues comme plans d'équilibrage pour le déséquilibre existant dans d'autres avions, est similaire à l'équilibrage dynamique d'autres rotors tels que les ensembles compresseur/turbine de moteur à réaction. Le déséquilibre résiduel dans le rotor assemblé est corrigé en installant des masses d'équilibrage dans deux plans accessibles avec le moteur installé dans l'avion. Un avion est à l'avant de la soufflante et l'autre au dernier étage de la turbine.

Voir également

Les références

Citations

Sources

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