Dispositif de lubrification d'une machine comportant au moins un palier L'invention concerne un dispositif de lubrifica tion d'une machine, comportant au moins un palier soumis à une charge variant cycliquement. De telles conditions existent dans les. paliers principaux et dans les paliers de tête de bielle des moteurs à combustion interne à mouvement alternatif et dans les compres- seurs, de même que dans des machines telles que des concasseurs de pierre, des presses, des machines à tamiser, etc.
L'usage qui a prévalu jusqu'ici est d'envoyer l'huile de lubrification aux paliers sous une pression sensiblement constante depuis un passage principal et, dans le cas des machines à vilebrequin et bielles de connexion, l'huile est normalement envoyée aux paliers, principaux et, de là, par des rainures et/ou des évidements dans les paliers et par des passages ménagés dans le vilebrequin à partir du tourillon principal, aux manetons. et ensuite aux paliers de têtes de bielles.
On a trouvé que lorsqu'il existe de grands chan gements de grandeur at/ou de vitesse angulaire rela tive de la charge appliquée à un palier, ce dernier doit recevoir l'huile à des vitesses variables selon la nature de la charge appliquée, et avec les dispositifs connus de lubrification, dans lesquels l'huile est sous une pression qui ne dépasse pas ordinairement 7 kg/ce, une quantité d'huile insuffisante est admise pour un fonctionnement efficace du palier pendant la période de charge maximum.
Il s'ensuit évidem ment que de l'air est aspiré dans le palier et que le film d'huile devient discontinu et incapable, sans imposer des contraintes sévères momentanées à la matière formant les paliers, de supporter les charges élevées qui sont imposées au palier.
Si, pour surmonter cet inconvénient, on augmente simplement la pression de l'huile, la vitesse de cir culation de cette huile et la puissance nécessaire pour entraîner la pompe à huile sont augmentées à des valeurs inacceptables.
En outre, dans une machine comprenant plusieurs paliers. soumis à de fortes charges cycliques, par exemple dans un moteur Diesel à plusieurs cylindres, la distribution de l'huile depuis le passage princi pal est déterminé non par les nécessités des paliers mais par des facteurs fortuits, et relativement peu importants, par exemple les différents jeux dans les tolérances de fabrication et d'assemblage, les.
étran glements dans les tuyaux, et l'action réciproque des demandes des divers paliers. Ainsi, un palier assem blé fortuitement avec un grand jeu tend à se refroidir plus qu'un palier assemblé fortuitement avec un faible jeu et, en même .temps, il reçoit plus d'huile que ce dernier, alors que le second requiert au moins autant d'huile que le premier si le danger de sur chauffe doit être éliminé.
L'invention. a pour but de fournir un dispositif de lubrification qui atténue au moins les inconvé nients indiqués ci-dessus.
Le dispositif de lubrification faisant l'objet de la présente invention, d'une machine comprenant au moins un palier soumis à une charge variant cycli quement, est caractérisé en ce qu'il comprend des moyens de décharge pour envoyer au palier, au moins pendant une période déterminée du cycle de la charge, une quantité d'huile déterminée, c'est à-dire une masse ou un volume d'huile sensiblement indépendant des conditions de fonctionnement non commandées de la machine, c'est-à-dire des condi tions de fonctionnement qui peuvent changer sans intervention d'aucune commande,
et/ou indépendan tes des conditions de fonctionnement dont les chan gements ne sont pas utilisés pour commander ladite quantité d'huile. On a proposé de lubrifier deux surfaces de palier ayant un mouvement rotatif relatif autour d'un axe commun normal aux plans de ces surfaces, en envoyant de l'huile de manière continue dans au moins une rainure entre les surfaces, depuis une source d'huile sous pression, et aussi d'envoyer à ces surfaces, par une autre rainure et à des intervalles périodiques,
une impulsion d'huile en connectant une chambre d'emmagasinage alternativement à une source d'huile à haute pression et à ladite rainure, de manière que l'impulsion résulte de la dilatation de l'huile précédemment comprimée dans la chambre d'emmagasinage. Dans ce cas, les impulsions sont délivrées à des intervalles de temps qui sont déter minés par une soupape entraînée par courroie et, ainsi, les impulsions ne sont pas délivrées en des points quelconques du cycle de rotation des surfaces du palier. En outre, la valeur de chaque impulsion varie de manière indéterminée avec les variations de la pression d'huile qui existent entre les surfaces du palier à chaque instant et aussi avec les variations de température.
Avec le présent dispositif, les moyens pour envoyer une quantité déterminée d'huile peuvent être tels que le volume ou la masse de cette huile reste constant quels que soient les changements des condi tions de fonctionnement. Dans certains cas, toutefois, le volume ou la masse peut être changé automatique ment selon une loi déterminée en rapport avec les changements d'une ou de plusieurs conditions de fonctionnement.
Dans une forme d'exécution du dispositif la période de décharge de la quantité déterminée d'huile est de préférence déterminée de manière à com mencer à 900 de la rotation du tourillon dans le palier avant la réduction de la vitesse angulaire du vecteur représentant la charge dans le sens de rota tion du tourillon relativement au palier, et à se pour suivre jusqu'à ce que la vitesse angulaire du vecteur- charge dans ledit sens de rotation du tourillon com mence à s'élever ou jusqu'à l'établissement de la charge maximum.
L'établissement de cette charge maximum peut être défini comme l'instant auquel la charge s'élève aux 80 -% du maximum absolu.
Il faut noter que la. vitesse angulaire du vecteur- charge doit être traitée comme une quantité algébri que, positivement dans le sens de rotation du touril lon dans le palier, de sorte que l'expression réduc tion de la vitesse angulaire du vecteur charge com prend le cas d'une augmentation de la vitesse angu laire de ce vecteur dans le sens contraire au sens de rotation du tourillon dans le palier.
Dans le cas simple d'une réduction de la vitesse angulaire du vecteur charge relativement à la rota tion du tourillon dans le palier suivie d'une charge maximum, l'envoi de la quantité déterminée d'huile est réglé chronologiquement de manière à se pro duire dans une période qui ne dépasse pas 1800 de la rotation du tourillon relativement au palier avant l'établissement de la charge maximum.
Si, pendant le cycle de charge, il existe plus d'une période dans laquelle la vitesse angulaire du vecteur- charge est réduite notablement dans le sens de rota tion du tourillon dans le palier, plus d'une quantité déterminée d'huile est alors déchargée de manière à commencer peu avant chaque réduction de la vitesse angulaire et à se maintenir jusqu'à ce que cette vitesse dans le sens de rotation du tourillon commence à s'élever ou jusqu'à l'établissement de la charge maximum.
Toujours dans une forme d'exé cution particulière du dispositif, la décharge de la quantité déterminée d'huile est avantageusement réglée chronologiquement pour se produire dans une période ne dépassant pas 180 de la rotation du tourillon relativement au palier avant la charge maximum ou, si aucune charge maximum ne suit la réduction de la vitesse angulaire du vecteur-charge, cette décharge est réglée pour se produire dans une période se terminant par pas plus de 120 de la rotation du tourillon après l'établissement de la réduction de la vitesse angulaire du vecteur-charge dans le sens de rotation du tourillon dans le palier.
Si, pendant le cycle de charge, il ne se produit aucun changement ou qu'un changement très faible de la vitesse angulaire du vecteur-charge, la distri bution de l'huile est réglée de préférence de manière à se produire dans une période du cycle de charge ne dépassant pas 180,1 de la rotation du tourillon relativement au palier avant l'établissement de la charge maximum.
Il faut noter qu'on peut rencontrer des cas où, pendant le cycle de charge, la vitesse angulaire du tourillon relativement au palier varie cycliquement d'une amplitude suffisante pour qu'il en résulte une réduction de la vitesse angulaire du vecteur-charge relativement à la rotation du tourillon dans le palier, alors même que la vitesse angulaire absolue de vec- teur-charge, considérée comme une entité, ne donne aucune indication de la situation.
On peut calculer comme suit le volume V de la quantité d'huile distribuée V=b-d-c-e-k où<I>b</I> est la longueur du palier,<I>d</I> le diamètre de l'alé sage, c le jeu diamétral (différence entre le diamètre de l'alésage du palier et le diamètre du tourillon), e le rapport d'excentricité du tourillon dans le palier quand le fonctionnement se faix à la charge constante W définie plus bas, et k le facteur de durée éga lement défini ci-après.
Quand la durée de la réduction de la vitesse angulaire du vecteur-charge dans le sens de rotation du tourillon dans le palier s'étend sur a radians de la rotation angulaire du tourillon dans le palier et est suivie de la charge maximum, la valeur W de cette charge est utilisée dans le calcul du rapport d'excentricité e, et alors k doit être pris égal à 11a .
Quand la réduction de la vitesse angulaire du vecteur-charge n'est pas suivie d'une charge maxi mum significative, c'est-à-dire d'une charge supé rieure à la charge moyenne sur tout le cycle, il faut alors prendre pour W la charge moyenne sur le cycle pour le calcul de rapport d'excentricité e, et k doit être pris égal à
EMI0003.0001
Les valeurs de k peuvent être inférieures à
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tant que cette valeur permet d'atteindre des avan tages particuliers du dispositif envisagé.
En bref, la valeur de k ne doit pas être inférieure à
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S'il est difficile de déterminer e ou si une pre mière approximation est nécessaire pour une quantité déterminée d'huile unique par cycle, le volume de l'huile peut être calculé de manière à ne pas être inférieur à 0,4<I>- b - d - c .</I>
Pour calculer e, on peut utiliser le procédé de calcul décrit par Burke et Neale, A Method of Designing Plain Journal Bearings for Steady Loads , I. Mech. E. International Conférence on Lubrifica tion and Wear, Octobre 1957.
La quantité d'huile V est destinée principalement à produire les conditions nécessaires pendant la charge maximum, mais il peut être avantageux d7ali- menter l'huile: sous une pression de conduite nor male au palier à d'autres instants.
Le dispositif de lubrification peut alors compren dre des moyens pour distribuer l'huile au palier à une pression constante relativement basse pendant au moins une partie du reste du cycle.
Dans une forme d'exécution du dispositif de lubrification pour une machine présentant plusieurs paliers sujets à des charges qui varient cycliquement, et dans laquelle la charge maximum sur un palier est transmise à au moins un autre palier ou est notablement réfléchie sur ce palier, ces paliers doi vent être considérés et traités comme formant un groupe et le dispositif de lubrification peut être agencé pour décharger une quantité déterminée d'huile simultanément à tous les paliers d'un groupe,
ces quantités étant envoyées à des instants déter minés de manière à se présenter pendant la ou les périodes spécifiées du cycle relativement aux réduc tions de la vitesse angulaire du vecteur-charge dans le sens de rotation des arbres dans les paliers, parti culièrement avant l'établissement de la charge maxi mum sur chacun des paliers du groupe.
L'alimentation d'huile à chaque groupe peut être faite en série d'un palier au prochain, ou en parallèle.
Le dessin annexé représente, à titre d'exemple, plusieurs formes d'exécution et des variantes du dis positif faisant l'objet de l'invention et des diagram mes explicatifs.
La fig. 1 est une vue d'un palier transparent. Les fig. <B>IA</B> à 1D sont des diagrammes explicatifs. La fig. 1E est un diagramme semblable à ceux des fig. 1A à 1D pour un cas théorique.
La fig. 2 est une coupe d'un moteur compre nant une forme d'exécution du dispositif.
La fig. 3 est une coupe, à plus grande échelle, d'organes représentés à la fig. 2.
La fig. 4 est une vue schématique d'un moteur comprenant une autre forme d'exécution du dispositif. La fig. 5 est une coupe, à plus grande échelle, selon V-V de la fig. 4.
La fig. 6 est une coupe d'un moteur compre nant une nouvelle forme d'exécution du dispositif. La fig. 7 montre une variante de la forme d'exé cution représentée à la fig. 6.
La fig. 8 est une coupe selon 8-8 de la fig. 7. La fig. 9 est une coupe d'un moteur compre nant une autre forme d'exécution du dispositif.
La fig. 10 est une coupe, à plus grande échelle, d'un ensemble d'organes représentés à la fig. 9.
Les fig. 11 à 14 sont d'autres diagrammes expli catifs.
La fig. 1 montre un palier transparent d'une machine utilisée pour la recherche dans le domaine de la lubrification. Un arbre 2 est monté pour tourner dans ce palier, une charge variant cycliquement étant appliquée à cet arbre. On voit que le film d'huile 3 est discontinu dans la zone 3A. Des essais entrepris avec ce palier ont montré que le film d'huile, dans la zone où il est discontinu, s'affaisse sous le choc lorsque la charge s'inverse rapidement, comme c'est le cas par exemple dans un palier de tête de bielle d'un moteur à combustion interne à mouvement alternatif, vers l'extrémité de la course de compres sion.
Les fig. 1A à 1D sont des diagrammes dérivant des données obtenues avec la machine mentionnée ci-dessus, montrant schématiquement comment, lors que la charge est appliquée dans la zone 3A de la fig. 1, les ligaments d'huile s'étalent et produisent des diagrammes de pression momentanée, dont les gradients dépassent considérablement ceux qui sont obtenus dans un filin continu tel que celui repré senté à la fig. 1E qui supporte la charge de manière satisfaisante.
Il ressort des fig. 1A, 1B et 1C, et de la fig. 1D qui montre la situation presque instan tanée juste avant que les cavités dans le film d'huile se soient affaissées, que les maxima de la pression de choc existent quand les divers fronts du film d'huile se rencontrent et sont amenés à une ïmmobi- lisation presque instantanée.
Comme indiqué plus haut, si pour surmonter cet inconvénient, la pression de l'huile envoyée dans le palier est simplement aug mentée au degré requis, la vitesse de circulation de l'huile et la puissance nécessaire pour entraîner la pompe sont augmentées toutes deux à des valeurs généralement inacceptables.
Les fig. 2 et 3 montrent un moteur à combustion interne à quatre cylindres qui comprend une culasse 4 contenant quatre cylindres 5 comportant chacun un piston 6 connecté par une bielle 7 comportant un palier de tête 8 à une extrémité de deux manetons 9 d'un vilebrequin 10 qui est supporté dans des paliers principaux 11 et 12 porté par la culasse, de la manière connue. La culasse est rigidement fixée à un carter 40 comportant une cuvette d'huile 41 à partir de laquelle, pendant le fonctionnement du moteur, l'huile de lubrification est prélevée pour être envoyée aux paliers.
Une pompe rotative 13 est montée dans la cuvette 14 et agencée pour aspirer l'huile continuellement et l'envoyer dans un passage de décharge 15 équipé d'une soupape d'échappement à ressort 16 à travers laquelle le surplus d'huile peut être renvoyé dans la cuvette et au moyen de laquelle une pression sensi blement constante peut être maintenue dans le pas sage de décharge 15, comme il est bien connu.
La pompe 13 est entraînée par une extrémité d'un arbre d'entraînement 17 dont l'autre extrémité est contenue dans une bâche 18 contenant quatre pompes à plongeur 19 du type à déplacement dont les plongeurs sont actionnés par des cames 20 sur un arbre à cames 21 entraîné, à une vitesse qui est la moitié de celle du vilebrequin, par le vilebrequin 10 et par une chaîne d'entraînement 22.
Le passage de décharge communique directement avec les passages d'entrée des pompes 19, tandis que les passages de décharge 23 de ces pompes sont agencés pour envoyer l'huile respectivement à des rainures circonférentielles dans les quatre paliers principaux 11 à partir desquels des rainures con duisent à un passage d'huile 23a pour l'envoi de l'huile au palier de tête 8 associé. Le palier prin cipal 12 est connecté par un passage d'huile 24 directement au passage de décharge 15. Dans une variante, une nouvelle pompe à plongeur 19 pour rait être utilisée pour le palier principal 12.
Chaque pompe 19 est agencée de la manière représentée à la fig. 3 et comprend une bâche agen cée pour former intérieurement un trou cylindrique 25 débouchant à son extrémité inférieure dans une chambre 26. Celle-ci communique à son extrémité opposée au trou 25 avec une lumière d'entrée 27 conduisant au passage de décharge 15 et avec le passage de décharge 23 de la pompe. La lumière d'entrée 27 est commandée par une soupape de retenue 28 à clapet dont la tige 29 est montée dans an guide et soumise à l'action d'un léger ressort 30 qui tend à toujours fermer la soupape.
Les caracté ristiques du ressort 30 sont telles qu'il ne peut pas maintenir fermée la soupape 28 contre la pression maintenue normalement dans le passage 15 par la pompe 13 et la soupape d'échappement 16, dans les conditions où la contre-pression dans la chambre 26 est basse.
Un plongeur, dont l'extrémité inférieure est mon tée pour se déplacer selon un mouvement alternatif dans le trou 25, comprend un piston 43 fixé rigi dement à une tête 44 montée pour glisser dans un guide 45, une clavette 46 coopérant avec la bâche empêchant la rotation de la tête 44. Le plongeur est sollicité par un ressort de compression 47 et porte un galet 30 destiné à coopérer avec la came 20 correspondante et maintenu en engagement avec cette came par le ressort 47.
La came 20 présente deux lobes, de sorte que le plongeur effectue deux alternances complètes pour chaque tour de l'arbre à came 21, c'est-à-dire pour chaque cycle de charge des paliers sur le vilebre- quin 10. La forme de la came 20 est en outre telle que le plongeur est obligé d'effectuer chaque course de décharge pendant une rotation angulaire de l'arbre à came qui est faible comparée à celle pendant laquelle le plongeur effectue sa course d' aspiration .
On voit que l'huile est envoyée de manière con tinue au palier principal 12 à la pression maintenue dans le passage 15 et que, pendant la course d'aspi ration de chaque pompe 19, cette huile est envoyée de même aux paliers principaux 11 à travers les soupapes d'entrée 28 et les passages 23. Ouand cependant un plongeur 43, 44, effectue sa course de décharge, l'augmentation de pression ainsi pro duite dans la chambre 26 entraîne la fermeture de la soupape d'entrée 28, de sorte qu'une quantité déter minée d'huile, d'un volume déterminé par le dia mètre et la course du plongeur 43, 44, est forcée à cette pression augmentée à travers le passage de décharge 23 de la pompe vers. le palier principal correspondant et le palier de tête de bielle.
La période pendant laquelle cette quantité d'huile est déchargée dans le dispositif de lubrification est déter minée selon l'information générale donnée plus haut. Ainsi, en supposant que le moteur fonctionne selon un cycle à quatre temps, chaque palier principal, qui peut être considéré comme fonctionnant selon un cycle à quatre temps, est soumis à une charge variant cycliquement et présentant deux maximums, à savoir un maximum principal qui se produit approximativement à la fin de la course de com pression et un maximum secondaire qui se produit approximativement à la fin de la course d'échappe ment.
Chaque came 20 est réglée relativement aux charges maximums sur le palier auquel la pompe associée envoie l'huile de manière que les courses de décharge du plongeur se produisent pendant les périodes représentées par une rotation non supé rieure à 180 du vilebrequin en avant des maximums, c'est-à-dire par exemple pendant environ une rota tion de 90 du vilebrequin quand les pistons effec tuent les parties intermédiaires de leurs courses de compression et d'échappement.
Dans l'installation représentée aux fig. 4 et 5, un palier principal 31 pour un vilebrequin 32 d'un moteur à combustion interne à quatre temps contient deux rainures d'huile arquées 33 et 34 qui commu niquent respectivement avec deux passages de décharge d'huile 35, 36 de pompes à plongeur à mouvement alternatif semblables aux pompes 19 et agencées pour recevoir de l'huile sous une pression sensiblement constante à partir d'un passage corres pondant au passage 15 de la fig. 2.
Les pompes de la fi-. 4 sont actionnées à une vitesse égale à la moitié de celle du vilebrequin par une transmission appropriée et de telle manière que lorsqu'une pompe décharge une quantité déterminée d'huile dans la rai nure 33 pendant une période qui précède immédiate ment l'établissement de la charge maximum à la fin de la course de compression, l'autre pompe décharge cette quantité d'huile dans la rainure 34 pendant une période qui précède immédiatement l'établissement de la charge maximum à la fin de la course d'échappement.
Un passage de transfert d'huile 37 est taillé dans le vilebrequin et conduit au tourillon 38 pour la lubrification du palier de tête. On voit que pendant chaque cycle de charge représenté par deux tours du vilebrequin, l'une des pompes 19 décharge une quantité d'huile à travers le passage 35, la rainure 33 et le passage 37 au palier de tête pendant la course de compression, tandis que l'autre pompe 19 décharge cette quantité d'huile à travers le passage 36 vers la rainure 34 pendant la course d'échap pement.
Comme mentionné précédemment, la meilleure période pour délivrer la quantité d'huile diffère lar gement pour des paliers qui présentent des diagram mes polaires de charge différents. Chaque cas doit être considéré en relation avec son diagramme polaire de charge et la période appropriée déterminée selon l'information générale donnée plus haut. En outre, on a trouvé expérimentalement que dans certains cas des tolérances doivent être admises pour tenir compte des retards dans le dispositif dus à la compression de l'huile et d'organes élastiques et/ou amortisseurs.
Par exemple, on a trouvé que par suite de ces fac teurs, pour des moteurs dont le vilebrequin tourne à des vitesses de l'ordre de 500 à 1000 tours/min., l'injection de ladite quantité déterminée d'huile doit commencer au niveau de la pompe avant le moment correct pour le palier, d'environ 20 à 401 de la cota tion, tandis que si la vitesse du vilebrequin du moteur est de l'ordre de 4000 à 5000 tours/min., l'injection de chaque quantité d'huile doit être en avance d'au moins 90 sur le moment correct théorique.
En outre, un intervalle de temps fini est nécessaire pour l'in jection de chaque quantité d'huile et il est important que cette quantité d'huile remplisse l'espace formant le jeu du palier avant que le palier et l'arbre pré sentent une accélération relative sous l'action de la charge maximum.
La fig. 6 montre un moteur à combustion interne semblable à celui représenté à la fig. 2, et les mêmes références sont utilisées dans les deux figures. Les quantités déterminées d'huile sont envoyées ici à dif férents groupes de paliers, par injection depuis un passage 15' d'alimentation d'huile à haute pression. L'huile est envoyée à ce passage depuis la cuvette 41 par la pompe à haute pression 13 du type à déplacement et à décharge continue, par exemple une pompe à engrenages, et l'huile est envoyée aux entrées de quatre soupapes de distribution 19' qui sont montées dans la bâche 18. Les soupapes 19' représentées sont rotatives, mais elles pourraient être d'un autre type.
Par pompe à déplacement et à décharge continue, on entend une pompe qui, à chaque cycle de fonc tionnement, par exemple pour chaque tour de sa pièce rotative principale, décharge un volume déter miné d'huile dans le passage 15'. Chaque soupape 19' est entraînée par une roue dentée hélicoïdale 100 à partir d'un arbre 21' entraîné à la même vitesse que le vilebrequin par une chaîne d'entraînement 22 et par le vilebrequin 10, et agencée pour commander la communication entre le passage 15' et le passage de décharge associé 23 conduisant au groupe de paliers correspondant.
Cha que soupape est réglée pour s'ouvrir à la période requise dans le cycle de charge du groupe de paliers associé pour permettre à l'huile de s'écouler depuis le passage 15' vers le groupe de paliers, et chaque passage de décharge comprend un étranglement 23'. Les étranglements 23' sont dimensionnés de manière à commander la fraction de la décharge totale de la pompe 13 qui est envoyée respectivement aux dif férents groupes de paliers et qui constitue ladite quantité déterminée d'huile.
Un accumulateur hydraulique 102 présentant une caractéristique de pression croissante est connecté au passage 15'. Cet accumulateur est d'un type connu et comprend un cylindre creux fermé qui contient une certaine quantité de gaz retenue par un dia gramme flexible 103 s'étendant entre les, parois inté rieures du cylindre, le cylindre communiquant à tra vers un conduit avec le passage 15'.
Une alimentation continue d'huile est assurée pour le palier principal 12 depuis une seconde pompe 13' entraînée par le moteur.
On voit que le débit -volumétrique de décharge de l'huile dans le passage 15' par la pompe 13 est proportionnel à la vitesse du moteur et qu'en con séquence, à part une légère différence momentanée qui peut se produire par suite de la présence de l'accumulateur 102 et du diaphragme 103 lors d'un changement de vitesse, la même quantité d'huile doit être envoyée aux paliers dans l'ensemble pour chaque cycle de fonctionnement du moteur, quelle que soit la vitesse de ce dernier.
Ainsi, après une très courte période de marche à une vitesse quelconque, la pres sion dans le passage d'alimentation doit être exacte ment celle nécessaire pour que la quantité d'huile envoyée aux groupes de paliers par cycle soit égale à la quantité d'huile envoyée à chaque cycle dans le passage d'alimentation par la pompe 13.
En même temps, la fraction du volume total d'huile déchargé par la pompe 13 qui est envoyée à chaque groupe de paliers est déterminée par les dimensions relatives des étranglements et par les durées d'ouverture des soupapes 19', tandis que la période du cycle de charge pendant laquelle une certaine quantité d'huile est envoyée à chaque groupe de paliers est déterminée par la chronologie des périodes d'ouverture des sou papes 19'.
On peut voir qu'en entraînant la pompe 13' à une vitesse telle qu'elle décharge un volume d'huile par cycle du moteur représentant la somme des volumes des quantités d'huile requises pour tous les groupes de paliers alimentés par les soupapes 19' et déterminés par le réglage de ces soupapes, et en donnant aux diamètres des étranglements 23' les dimensions voulues, on peut assurer l'envoi d'une telle quantité déterminée d'huile, du volume correct, à chaque groupe de paliers, à la période déterminée requise du cycle de charge de ce groupe.
Dans la variante représentée aux fig. 7 et 8, la construction et le fonctionnement sont en général semblables à ceux de la forme d'exécution précé dente (fig. 6), sauf que les quatre soupapes rota tives 19' sont remplacées par une seule soupape rotative de distribution 19" présentant une seule entrée 104 pour recevoir l'huile du passage 15'.
Un rotor de soupape 105, entraîné en rotation depuis l'arbre 21' à l'aide d'une seule roue dentée hélicoïdale <B>106,</B> est agencé pour distribuer l'huile depuis l'entrée 104 à chacune des quatre sorties du corps de sou pape, à tour de rôle, pour alimenter quatre groupes de paliers à travers des passages de décharge 23 associés, chaque passage de décharge, comme aupa ravant comprenant un étranglement 23' pour déter miner la proportion d'huile délivrée au groupe de paliers.
Dans la forme d'exécution représentée à la fig. 9, chaque groupe de paliers est alimenté avec une quan tité déterminée d'huile à partir d'une unité à dépla cement<B>107.</B>
Dans cette construction, une pompe à huile 13A à basse pression est montée de manière à envoyer l'huile à un passage d'alimentation 13B à basse pression qui, entre autres fonctions, alimente le palier principal 12 et d'autres points où une alimentation d'huile en quantités non déterminées est nécessaire. Une seconde pompe -13C est également utilisée et agencée pour recevoir l'huile du passage 13B à basse pression et la décharger à haute pression dans un passage d'alimentation 13D à haute pression connecté aux entrées de quatre soupapes rotatives 108 dont les rotors 109 sont entraînés par le moteur, comme dans le cas. des soupapes 19' de la fi-. 6.
Le rotor de chaque soupape, cependant, est agencé de manière à assurer pendant une période déterminée au cours de chaque tour complet, l'écoulement de l'huile du passage à haute pression 13D dans le passage de décharge associé 23 et ensuite, pendant la période qui suit immédiatement la précédente et dite période de décharge , pour connecter le passage 23 à un tuyau d'échappement 111 débouchant dans la cuvette 41.
Chaque soupape 109 connecte le passage d'ali mentation 13D à haute pression à son passage de décharge 23 associé, pendant la période du cycle de charge du groupe de paliers associé au cours de laquelle une quantité déterminée d'huile est envoyée à un groupe de paliers. Dans cette construction cependant, l'huile provenant de l'alimentation à haute pression n'est pas envoyée directement au groupe de paliers, comme dans la forme d'exécution représentée aux fig. 6 et 7, mais elle est utilisée pour actionner l'unité de déplacement 107 associée à ce groupe.
Chaque unité de déplacement (fig. 10) comprend deux cylindres coaxiaux 108, 109 et un ensemble comprenant deux pistons 108A et 109A directement couplés l'un à l'autre. Le piston 108A est un piston de décharge d'huile tandis que le piston 109A est un piston de commande hydraulique grâce auquel le mouvement du piston 108A est effectué pour déchar ger la quantité déterminée d'huile. Une chambre de travail 108B d'un cylindre 108 est connectée au passage d'alimentation d'huile 13B à basse pression par une soupape de retenue 110 comportant un léger ressort, et elle est en communication continuelle avec un passage de décharge 108C conduisant au groupe de paliers correspondant.
Une chambre de travail 109B d'un cylindre 109' communique continuelle ment avec le passage 23 couplé à la soupape 109 correspondante. Le fonctionnement de chacune de ces unités est le suivant: pendant la période d'échap pement de chaque soupape, la chambre de travail 109B est ouverte dans la cuvette 41, et de l'huile provenant du passage 13B à basse pression passe à travers la soupape de retenue 110 dans la chambre de travail 108B pour forcer le piston vers la gauche (en regardant la fi-. 10) du cylindre 108.
Quand la soupape 109 passe dans la position permettant à l'huile à haute pression de s'écouler dans le passage de décharge 23, l'huile à haute pression entre dans la chambre 109B et force le piston 108A vers la droite de son cylindre, ce qui pompe une quantité déterminée d'huile à travers le passage de décharge 108C conduisant au groupe de paliers associé. En conséquence, le réglage horaire de la décharge de la quantité déterminée d'huile est déterminé par le réglage horaire des soupapes 109, mais le volume d'huile est déterminé par la course et le diamètre du piston 108A.
Le diagramme donné à la fig. 11 montre com ment le volume correct d'huile peut être déterminé. Ce diagramme donne le rapport d'excentricité en fonction du paramètre de charge modifié Z#' qui sera défini plus loin et qui est posté sur le diagramme selon une échelle logarithmique.
Le rapport d'excentricité peut être obtenu gra phiquement à partir du paramètre de charge modifié qui dérive de la charge maximum connue, de la vitesse du moteur, des dimensions du palier et de la viscosité de l'huile utilisée. Le calcul du rapport d'excentricité pour un palier particulier est donné ci-après, à titre d'exemple
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Le paramètre de charge modifié selon le procédé de Burke et Neale indiqué plus haut, est
EMI0007.0002
exprimé en cm, en kg, en tours/min. et en centipoises. Le diagramme de la fig. 11 donne pour le rapport d'excentricité e = 0,85.
Afin d'indiquer également comment le volume et la ou les périodes indiquées dans le cycle de charge pour l'injection de l'huile peuvent être déterminés, on se réfère maintenant aux fig. 12, 13 et 14 qui montrent des diagrammes polaires de charge types.
Le diagramme de la fig. 12 correspond au palier dont les caractéristiques ont été données ci-dessus et qui est un exemple d'un palier de tête de bielle dans un moteur Diesel à quatre temps, par exemple celui représenté aux fig. 1 et 2.
Les nombres 0, 1, 2, 3, ... 69, 70, 71 indiquent des points qui sont les extrémités de vecteurs qui représentent en grandeur et en direction le vecteur-charge (ou la pression dans une surface projetée) appliqué par le palier de tête au maneton, le nombre 0 correspondant au point mort supérieur au commencement de la course de puissance, tandis que les nombres suivants, dans l'ordre, se rapportent à chaque révolution subsé quente de 10 du vilebrequin, le cycle de charge occupant ainsi deux tours complets du vilebrequin.
On voit que la vitesse angulaire du vecteur-charge dans le sens de rotation de l'arbre commence à se réduire au point 66 et continue à diminuer jusqu'au point 70, soit pendant une rotation de 40 de l'arbre. On a : a = 40/57 = 0,7 radian.
La quantité d'huile préférée V est alors égale à b-d-c-e-k=10,2-15,2-0,02-0,85-0,84cms = 2,214 ce.
Il est nécessaire de prévoir l'usure du palier qui peut être représentée par le rapport direct du jeu après usure au jeu initial. Ce rapport varie d'un moteur à l'autre et avec les conditions de fonction nement. Il peut être augmenté de 50 à 100 % ou plus.
On voit à la fig. 12 que la période d'injection d'huile dans le palier doit commencer environ au point 63 et se terminer environ au point 70.
Bien que dans beaucoup de cas il ne soit pas important d'injecter une autre quantité déterminée d'huile pendant le cycle de charge représenté par la fig. 12, il peut être avantageux d'injecter un volume d'huile déterminé (qui est inférieur au volume de la quantité déterminée d'huile indiqué plus haut), entre les points 30 et 36, c'est-à-dire pendant la réduction de la vitesse angulaire du vecteur-charge dans le sens de rotation de l'arbre et avant la charge maximum secondaire au point 36. Pendant la période qui s'écoule du point 30 au point 36, le palier de tête résiste plus à l'injection d'huile que pendant la période comprise entre les points 63 et 70.
Comme l'huile est alimentée à ce palier en série avec le palier principal associé, le palier principal reçoit une alimentation d'huile plus importante pendant la période comprise entre les points 30 et 36.
On comprend que la forme des cames 20 peut être facilement modifiée pour assurer la décharge d'une ou de plusieurs quantités déterminées d'huile lors d'une ou plusieurs périodes dans le cycle de charge.
La fi-. 13 montre un diagramme polaire type dans lequel l'injection de deux quantités déterminées d'huile par cycle de charge peut être nécessaire par suite de la nature multilobée du diagramme polaire de charge pour un palier principal d'un moteur en V. Dans ce cas, les points 0 à 35 représentent cha cun une rotation de 20 du vilebrequin et il existe deux lobes saillants ou charges maximums aux points 5,5 et 19. Le lobe saillant au point 23,5 est une combinaison de la charge du gaz résiduel provenant du groupe de droite et de l'effet d'inertie provenant des deux groupes.
Dans ce cas, il est avantageux d'in jecter des quantités déterminées d'huile pendant les périodes comprises entre les. points 10 et 14 et depuis le point 33 jusqu'au point 1 en passant par 0.
La fig. 14 montre un autre type de diagramme polaire de charge dont les points correspondent à une rotation du vilebrequin de 0 à 7200. Un lobe saillant ou charge maximum se produit dans la zone comprise entre 405 et 430 , et dans ce cas la meil leure période d'injection de l'huile est comprise entre 340 et 390 . Pendant la seconde révolution du cycle de charge, l'huile sera injectée de 6801, à 60 en passant par 0, en anticipation de la charge soutenue qui se produit entre 120 et 2800 environ.
Dans tous. les cas, la meilleure période d'injec tion de l'huile peut être déterminée ou recherchée expérimentalement sur un modèle similaire dyna mique utilisant un palier transparent tournant à une vitesse relativement faible. L'observation visuelle directe du film d'huile à travers le palier transparent peut être avantageuse dans ce but, ou on peut faire un enregistrement cinématographique et l'étudier image par image.
Quand des paliers sont groupés, il est avantageux d'étudier leurs diagrammes. polaires séparément, pour en tirer les quantités et les, instants d'injection d'huile pour chaque palier du groupe et d'ajouter ces valeurs sur une base de temps afin de déterminer la forme de la came de la pompe à huile ou de l'orifice variable du distributeur pour le groupe selon le cas.
On peut remarquer que -pour obtenir les avan tages assurés par le dispositif décrit, il est essentiel de déterminer chronologiquement l'injection de la quantité déterminée d'huile pour chaque palier, de manière que l'espace de jeu qui est soumis à la charge maximum soit pratiquement rempli d'huile avant l'établissement de la charge maximum. Il n'est pas suffisant de simplement régler chronologiquement la décharge d'huile pour qu'elle coïncide avec l'ins tant de la charge maximum. Il est également impor tant que le volume de chaque quantité déterminée d'huile soit défini pour s'assurer que la quantité d'huile requise est injectée pour remplir l'espace de jeu.
Device for lubricating a machine comprising at least one bearing The invention relates to a device for lubricating a machine, comprising at least one bearing subjected to a cyclically varying load. Such conditions exist in. main bearings and in big end bearings of reciprocating internal combustion engines and compressors, as well as in machines such as stone crushers, presses, sieving machines, etc.
The custom which has prevailed up to now is to send lubricating oil to the bearings under a substantially constant pressure from a main passage and, in the case of machines with crankshaft and connecting rods, the oil is normally sent to the bearings. bearings, main and, from there, by grooves and / or recesses in the bearings and by passages made in the crankshaft from the main journal, to the crankpins. and then to the big end bearings.
It has been found that when there are large changes in magnitude at / or in the relative angular velocity of the load applied to a bearing, the latter must receive oil at varying speeds depending on the nature of the load applied, and with the known lubrication devices, in which the oil is under a pressure which does not ordinarily exceed 7 kg / cc, an insufficient quantity of oil is allowed for efficient operation of the bearing during the period of maximum load.
It obviously follows that air is sucked into the bearing and that the oil film becomes discontinuous and unable, without imposing momentary severe stresses on the material forming the bearings, to withstand the high loads which are imposed on the bearing. bearing.
If, to overcome this drawback, the oil pressure is simply increased, the speed of circulation of this oil and the power required to drive the oil pump are increased to unacceptable values.
In addition, in a machine comprising several bearings. subjected to strong cyclic loads, for example in a diesel engine with several cylinders, the distribution of oil from the main passage is determined not by the needs of the bearings but by fortuitous factors, and relatively unimportant, for example different clearances in manufacturing and assembly tolerances,.
restrictions in the pipes, and the interplay of the demands of the various bearings. Thus, a bearing assembled fortuitously with a large clearance tends to cool more than a bearing assembled accidentally with a small clearance and, at the same time, it receives more oil than the latter, while the second requires at least as much oil as the first if the danger of overheating must be eliminated.
The invention. aims to provide a lubrication device which at least alleviates the drawbacks indicated above.
The lubrication device forming the subject of the present invention, of a machine comprising at least one bearing subjected to a cyclically varying load, is characterized in that it comprises discharge means for sending to the bearing, at least for a determined period of the load cycle, a determined quantity of oil, i.e. a mass or volume of oil substantially independent of the uncontrolled operating conditions of the machine, i.e. operating conditions which may change without intervention of any control,
and / or independent of the operating conditions, the changes of which are not used to control said quantity of oil. It has been proposed to lubricate two bearing surfaces having relative rotary motion about a common axis normal to the planes of these surfaces, by continuously supplying oil into at least one groove between the surfaces from a source of oil. oil under pressure, and also to send to these surfaces, through another groove and at periodic intervals,
an oil pulse by connecting a storage chamber alternately to a source of high pressure oil and to said groove, so that the pulse results from the expansion of the oil previously compressed in the storage chamber. In this case, the pulses are delivered at time intervals which are determined by a belt driven valve and, thus, the pulses are not delivered at any point in the cycle of rotation of the bearing surfaces. Furthermore, the value of each pulse varies indefinitely with the variations in oil pressure which exist between the bearing surfaces at each instant and also with the variations in temperature.
With the present device, the means for sending a determined quantity of oil can be such that the volume or the mass of this oil remains constant whatever the changes in the operating conditions. In some cases, however, the volume or mass may be changed automatically according to a law determined in relation to changes in one or more operating conditions.
In one embodiment of the device, the period of discharge of the determined quantity of oil is preferably determined so as to start at 900 from the rotation of the journal in the bearing before the reduction of the angular speed of the vector representing the load. in the direction of rotation of the journal relative to the bearing, and to follow itself until the angular velocity of the load vector in said direction of rotation of the journal begins to rise or until the establishment of the maximum load.
The establishment of this maximum load can be defined as the instant at which the load rises to 80% of the absolute maximum.
It should be noted that the. angular velocity of the charge vector must be treated as an algebraic quantity, positively in the direction of rotation of the journal in the bearing, so that the expression reduction of the angular velocity of the charge vector com takes the case of a increase in the angular speed of this vector in the opposite direction to the direction of rotation of the journal in the bearing.
In the simple case of a reduction in the angular speed of the load vector relative to the rotation of the journal in the bearing followed by a maximum load, the sending of the determined quantity of oil is chronologically adjusted so as to be pro reduce in a period which does not exceed 1800 of the rotation of the journal relative to the bearing before the establishment of the maximum load.
If, during the charge cycle, there is more than one period in which the angular velocity of the charge vector is significantly reduced in the direction of rotation of the journal in the bearing, then more than a specified amount of oil is unloaded so as to begin shortly before each reduction of the angular speed and to be maintained until this speed in the direction of rotation of the journal begins to increase or until the establishment of the maximum load.
Still in a particular embodiment of the device, the discharge of the determined quantity of oil is advantageously adjusted chronologically to occur in a period not exceeding 180 of the rotation of the journal relative to the bearing before the maximum load or, if no maximum load follows the reduction in the angular velocity of the vector-load, this discharge is set to occur in a period ending with no more than 120 of the trunnion rotation after establishing the reduction in angular velocity of the load vector in the direction of rotation of the journal in the bearing.
If, during the charge cycle, there is no change or only a very small change in the angular velocity of the charge vector, the oil distribution is preferably adjusted so as to occur within a period of time. load cycle not exceeding 180.1 of trunnion rotation relative to bearing before maximum load is established.
It should be noted that there may be cases where, during the load cycle, the angular speed of the journal relative to the bearing varies cyclically by an amplitude sufficient to result in a reduction in the angular speed of the load vector relatively to the rotation of the journal in the bearing, even though the absolute angular velocity of the vector-load, considered as an entity, gives no indication of the situation.
We can calculate the volume V of the quantity of oil dispensed as follows V = bdcek where <I> b </I> is the length of the bearing, <I> d </I> the diameter of the bore, c the diametral clearance (difference between the diameter of the bearing bore and the diameter of the journal), e the eccentricity ratio of the journal in the bearing when operating at the constant load W defined below, and k the factor of duration also defined below.
When the duration of the reduction of the angular speed of the load vector in the direction of rotation of the journal in the bearing extends over a radians of the angular rotation of the journal in the bearing and is followed by the maximum load, the value W of this load is used in the calculation of the eccentricity ratio e, and then k must be taken equal to 11a.
When the reduction in the angular velocity of the load vector is not followed by a significant maximum load, that is to say by a load greater than the average load over the whole cycle, it is then necessary to take for W the average load on the cycle for the calculation of the eccentricity ratio e, and k must be taken equal to
EMI0003.0001
The values of k can be less than
EMI0003.0002
as long as this value makes it possible to achieve particular advantages of the device envisaged.
In short, the value of k should not be less than
EMI0003.0003
If it is difficult to determine e or if a first approximation is necessary for a determined quantity of single oil per cycle, the volume of the oil can be calculated so as not to be less than 0.4 <I> - b - d - c. </I>
To calculate e, one can use the calculation method described by Burke and Neale, A Method of Designing Plain Journal Bearings for Steady Loads, I. Mech. E. International Conference on Lubrification and Wear, October 1957.
The quantity of oil V is intended primarily to produce the necessary conditions during maximum charge, but it may be advantageous to supply the oil: under normal line pressure at the bearing at other times.
The lubrication device may then include means for delivering the oil to the bearing at a relatively low constant pressure for at least part of the remainder of the cycle.
In an embodiment of the lubricating device for a machine having several bearings subject to loads which vary cyclically, and in which the maximum load on one bearing is transmitted to at least one other bearing or is notably reflected on this bearing, these bearings must be considered and treated as forming a group and the lubricating device can be arranged to discharge a determined quantity of oil simultaneously to all the bearings of a group,
these quantities being sent at determined instants so as to occur during the specified period (s) of the cycle relative to the reductions in the angular speed of the load vector in the direction of rotation of the shafts in the bearings, particularly before the establishment of the maximum load on each of the group's bearings.
The oil supply to each group can be made in series from one stage to the next, or in parallel.
The appended drawing represents, by way of example, several embodiments and variants of the device which is the subject of the invention and of the explanatory diagrams.
Fig. 1 is a view of a transparent bearing. Figs. <B> IA </B> to 1D are explanatory diagrams. Fig. 1E is a diagram similar to those of Figs. 1A to 1D for a theoretical case.
Fig. 2 is a sectional view of an engine comprising an embodiment of the device.
Fig. 3 is a section, on a larger scale, of the organs shown in FIG. 2.
Fig. 4 is a schematic view of an engine comprising another embodiment of the device. Fig. 5 is a section, on a larger scale, along V-V of FIG. 4.
Fig. 6 is a sectional view of an engine comprising a new embodiment of the device. Fig. 7 shows a variant of the embodiment shown in FIG. 6.
Fig. 8 is a section on 8-8 of FIG. 7. FIG. 9 is a sectional view of an engine comprising another embodiment of the device.
Fig. 10 is a section, on a larger scale, of a set of members shown in FIG. 9.
Figs. 11 to 14 are other explanatory diagrams.
Fig. 1 shows a transparent bearing of a machine used for research in the field of lubrication. A shaft 2 is mounted to rotate in this bearing, a cyclically varying load being applied to this shaft. It can be seen that the oil film 3 is discontinuous in zone 3A. Tests undertaken with this bearing have shown that the oil film, in the area where it is discontinuous, sags under the impact when the load is reversed rapidly, as is the case for example in a head bearing. connecting rod of a reciprocating internal combustion engine towards the end of the compression stroke.
Figs. 1A to 1D are diagrams derived from data obtained with the above-mentioned machine, showing schematically how, when the load is applied in the area 3A of fig. 1, the oil ligaments spread out and produce momentary pressure diagrams, the gradients of which considerably exceed those obtained in a continuous string such as that shown in FIG. 1E which supports the load satisfactorily.
It emerges from fig. 1A, 1B and 1C, and FIG. 1D which shows the almost instantaneous situation just before the cavities in the oil film have collapsed, that the shock pressure maxima exist when the various oil film fronts meet and are brought to an immobi- almost instantaneous readiness.
As stated above, if to overcome this drawback the pressure of the oil supplied to the bearing is simply increased to the required degree, the speed of oil circulation and the power required to drive the pump are both increased to generally unacceptable values.
Figs. 2 and 3 show a four-cylinder internal combustion engine which comprises a cylinder head 4 containing four cylinders 5 each having a piston 6 connected by a connecting rod 7 having a head bearing 8 at one end of two crank pins 9 of a crankshaft 10 which is supported in main bearings 11 and 12 carried by the cylinder head, in the known manner. The cylinder head is rigidly fixed to a crankcase 40 comprising an oil pan 41 from which, during engine operation, the lubricating oil is taken to be sent to the bearings.
A rotary pump 13 is mounted in the bowl 14 and arranged to continuously suck the oil and send it to a discharge passage 15 equipped with a spring-loaded exhaust valve 16 through which the excess oil can be returned. in the cuvette and by means of which a substantially constant pressure can be maintained in the discharge step 15, as is well known.
The pump 13 is driven by one end of a drive shaft 17, the other end of which is contained in a tank 18 containing four displacement-type plunger pumps 19, the plungers of which are actuated by cams 20 on a shaft. cams 21 driven, at a speed which is half that of the crankshaft, by the crankshaft 10 and by a drive chain 22.
The discharge passage communicates directly with the inlet passages of the pumps 19, while the discharge passages 23 of these pumps are arranged to send the oil respectively to circumferential grooves in the four main bearings 11 from which grooves con from an oil passage 23a for sending the oil to the associated head bearing 8. The main bearing 12 is connected by an oil passage 24 directly to the discharge passage 15. Alternatively, a new plunger pump 19 could be used for the main bearing 12.
Each pump 19 is arranged in the manner shown in FIG. 3 and comprises a tarpaulin arranged to form internally a cylindrical hole 25 opening at its lower end into a chamber 26. This communicates at its end opposite to the hole 25 with an inlet port 27 leading to the discharge passage 15 and with the discharge passage 23 of the pump. The inlet lumen 27 is controlled by a check valve 28 with a flap whose rod 29 is mounted in a guide and subjected to the action of a slight spring 30 which tends to always close the valve.
The characteristics of the spring 30 are such that it cannot keep the valve 28 closed against the pressure normally maintained in the passage 15 by the pump 13 and the exhaust valve 16, under the conditions where the back pressure in the room 26 is low.
A plunger, the lower end of which is mounted to move in a reciprocating motion in the hole 25, comprises a piston 43 rigidly fixed to a head 44 mounted to slide in a guide 45, a key 46 cooperating with the cover preventing the rotation of the head 44. The plunger is biased by a compression spring 47 and carries a roller 30 intended to cooperate with the corresponding cam 20 and held in engagement with this cam by the spring 47.
The cam 20 has two lobes, so that the plunger performs two complete alternations for each revolution of the camshaft 21, that is to say for each load cycle of the bearings on the crankshaft 10. The shape of cam 20 is further such that the plunger is forced to perform each discharge stroke during an angular rotation of the camshaft which is small compared to that during which the plunger performs its suction stroke.
It can be seen that the oil is sent continuously to the main bearing 12 at the pressure maintained in the passage 15 and that, during the suction stroke of each pump 19, this oil is also sent to the main bearings 11 to through the inlet valves 28 and the passages 23. Or, however, a plunger 43, 44, performs its discharge stroke, the increase in pressure thus produced in the chamber 26 causes the closing of the inlet valve 28, so that a determined quantity of oil, of a volume determined by the diameter and stroke of the plunger 43, 44, is forced at this increased pressure through the discharge passage 23 of the pump to. the corresponding main bearing and the big end bearing.
The period during which this quantity of oil is discharged into the lubricating device is determined according to the general information given above. Thus, assuming that the engine is operating on a four-stroke cycle, each main bearing, which can be considered to be operating on a four-stroke cycle, is subjected to a cyclically varying load having two maxima, namely a principal maximum which occurs approximately at the end of the compression stroke and a secondary maximum which occurs approximately at the end of the exhaust stroke.
Each cam 20 is adjusted relative to the maximum loads on the bearing to which the associated pump sends oil so that the plunger relief strokes occur during the periods represented by a rotation not greater than 180 of the crankshaft ahead of the maximums, that is to say, for example during about a 90 ° rotation of the crankshaft when the pistons perform the intermediate parts of their compression and exhaust strokes.
In the installation shown in fig. 4 and 5, a main bearing 31 for a crankshaft 32 of a four-stroke internal combustion engine contains two arcuate oil grooves 33 and 34 which respectively communicate with two oil discharge passages 35, 36 of oil pumps. reciprocating plunger similar to pumps 19 and arranged to receive oil under a substantially constant pressure from a passage corresponding to passage 15 of FIG. 2.
The pumps of the fi-. 4 are operated at a speed equal to half that of the crankshaft by a suitable transmission and in such a way that when a pump discharges a determined quantity of oil into the channel 33 during a period immediately preceding the establishment of the maximum load at the end of the compression stroke, the other pump discharges this quantity of oil into the groove 34 for a period immediately preceding the establishment of the maximum load at the end of the exhaust stroke.
An oil transfer passage 37 is cut into the crankshaft and leads to the journal 38 for lubricating the head bearing. It can be seen that during each load cycle represented by two revolutions of the crankshaft, one of the pumps 19 discharges a quantity of oil through the passage 35, the groove 33 and the passage 37 at the head bearing during the compression stroke, while the other pump 19 discharges this quantity of oil through passage 36 to groove 34 during the exhaust stroke.
As mentioned earlier, the best time to deliver the amount of oil differs widely for bearings which have different load polar diagrams. Each case must be considered in relation to its polar load diagram and the appropriate period determined according to the general information given above. In addition, it has been found experimentally that in certain cases tolerances must be allowed to take account of the delays in the device due to the compression of the oil and of elastic members and / or shock absorbers.
For example, it has been found that as a result of these factors, for engines whose crankshaft rotates at speeds of the order of 500 to 1000 revolutions / min., The injection of said determined quantity of oil must begin at level of the pump before the correct moment for the bearing, of about 20 to 401 of the dimension, while if the engine crankshaft speed is in the order of 4000 to 5000 rpm, the injection of each quantity of oil must be at least 90 ahead of the theoretical correct moment.
In addition, a finite time interval is required for the injection of each quantity of oil and it is important that this quantity of oil fills the space forming the bearing clearance before the bearing and shaft present. a relative acceleration under the action of the maximum load.
Fig. 6 shows an internal combustion engine similar to that shown in FIG. 2, and the same references are used in both figures. The determined quantities of oil are supplied here to different groups of bearings, by injection from a high pressure oil supply passage 15 '. The oil is sent to this passage from the bowl 41 by the high pressure pump 13 of the displacement and continuous discharge type, for example a gear pump, and the oil is sent to the inlets of four distribution valves 19 '. which are mounted in the cover 18. The valves 19 'shown are rotary, but they could be of another type.
By displacement pump and continuous discharge is meant a pump which, at each operating cycle, for example for each revolution of its main rotating part, discharges a determined volume of oil into the passage 15 '. Each valve 19 'is driven by a helical toothed wheel 100 from a shaft 21' driven at the same speed as the crankshaft by a drive chain 22 and by the crankshaft 10, and arranged to control communication between the passage 15 'and the associated discharge passage 23 leading to the corresponding group of bearings.
Each valve is set to open at the time required in the charge cycle of the associated bearing group to allow oil to flow from passage 15 'to the bearing group, and each discharge passage includes a constriction 23 '. The constrictions 23 'are dimensioned so as to control the fraction of the total discharge of the pump 13 which is sent respectively to the different groups of bearings and which constitutes said determined quantity of oil.
A hydraulic accumulator 102 having an increasing pressure characteristic is connected to the passage 15 '. This accumulator is of a known type and comprises a closed hollow cylinder which contains a certain quantity of gas retained by a flexible diameter 103 extending between the internal walls of the cylinder, the cylinder communicating through a conduit with the cylinder. passage 15 '.
A continuous supply of oil is provided to the main bearing 12 from a second pump 13 'driven by the motor.
It can be seen that the volumetric flow rate of discharge of the oil in the passage 15 'by the pump 13 is proportional to the speed of the engine and that in consequence, apart from a slight momentary difference which may occur as a result of the presence of the accumulator 102 and the diaphragm 103 during a gear change, the same quantity of oil must be sent to the bearings as a whole for each operating cycle of the engine, regardless of the speed of the latter.
Thus, after a very short period of operation at any speed, the pressure in the feed passage must be exactly that necessary so that the quantity of oil supplied to the groups of bearings per cycle is equal to the quantity of oil. oil sent at each cycle to the supply passage by pump 13.
At the same time, the fraction of the total volume of oil discharged by the pump 13 which is sent to each group of bearings is determined by the relative dimensions of the throttles and by the opening times of the valves 19 ', while the period of charging cycle during which a certain quantity of oil is sent to each group of bearings is determined by the chronology of the opening periods of the valves 19 '.
It can be seen that by driving the pump 13 'at a speed such that it discharges a volume of oil per engine cycle representing the sum of the volumes of the quantities of oil required for all the groups of bearings supplied by the valves 19 'and determined by the adjustment of these valves, and by giving the diameters of the constrictions 23' the desired dimensions, it is possible to ensure the sending of such a determined quantity of oil, of the correct volume, to each group of bearings, to the required specified period of the charge cycle of that group.
In the variant shown in FIGS. 7 and 8, in general construction and operation are similar to those of the previous embodiment (fig. 6), except that the four rotary valves 19 'are replaced by a single rotary distribution valve 19 "having a single inlet 104 to receive the oil from the passage 15 '.
A valve rotor 105, driven in rotation from the shaft 21 'by means of a single helical toothed wheel <B> 106, </B> is arranged to distribute the oil from the inlet 104 to each of the four outlets from the valve body, in turn, to supply four groups of bearings through associated discharge passages 23, each discharge passage, as before including a constriction 23 'to determine the proportion of oil delivered to the bearing group.
In the embodiment shown in FIG. 9, each group of bearings is supplied with a determined quantity of oil from a <B> 107. </B> displacement unit.
In this construction, a low pressure oil pump 13A is mounted so as to supply the oil to a low pressure supply passage 13B which, among other functions, supplies the main bearing 12 and other points where a supply oil in undetermined quantities is required. A second pump -13C is also used and arranged to receive oil from the low pressure passage 13B and discharge it at high pressure into a high pressure supply passage 13D connected to the inlets of four rotary valves 108 whose rotors 109 are driven by the motor, as in the case. valves 19 'of the fi. 6.
The rotor of each valve, however, is arranged so as to ensure, for a determined period during each complete revolution, the flow of oil from the high pressure passage 13D into the associated discharge passage 23 and thereafter during the discharge. period immediately following the previous one and called the discharge period, to connect the passage 23 to an exhaust pipe 111 opening into the bowl 41.
Each valve 109 connects the high pressure supply passage 13D to its associated discharge passage 23, during the period of the charge cycle of the associated group of bearings during which a determined quantity of oil is supplied to a group of bearings. bearings. In this construction, however, the oil from the high pressure supply is not sent directly to the bearing group, as in the embodiment shown in Figs. 6 and 7, but it is used to actuate the displacement unit 107 associated with this group.
Each displacement unit (Fig. 10) comprises two coaxial cylinders 108, 109 and an assembly comprising two pistons 108A and 109A directly coupled to each other. Piston 108A is an oil discharge piston while piston 109A is a hydraulic control piston whereby movement of piston 108A is effected to discharge the determined amount of oil. A working chamber 108B of a cylinder 108 is connected to the low pressure oil supply passage 13B by a check valve 110 having a slight spring, and is in continuous communication with a discharge passage 108C leading to the group. corresponding bearings.
A working chamber 109B of a cylinder 109 'communicates continuously with the passage 23 coupled to the corresponding valve 109. The operation of each of these units is as follows: during the exhaust period of each valve, the working chamber 109B is opened in the bowl 41, and oil from the passage 13B at low pressure passes through the chamber. check valve 110 in working chamber 108B to force the piston to the left (looking at Fig. 10) of cylinder 108.
When the valve 109 moves to the position allowing high pressure oil to flow into the discharge passage 23, the high pressure oil enters the chamber 109B and forces the piston 108A to the right of its cylinder, which pumps a determined quantity of oil through the discharge passage 108C leading to the associated group of bearings. Accordingly, the time adjustment of the discharge of the determined amount of oil is determined by the time adjustment of the valves 109, but the volume of oil is determined by the stroke and diameter of the piston 108A.
The diagram given in fig. 11 shows how the correct volume of oil can be determined. This diagram gives the eccentricity ratio as a function of the modified load parameter Z # 'which will be defined later and which is posted on the diagram according to a logarithmic scale.
The eccentricity ratio can be obtained graphically from the modified load parameter which derives from the known maximum load, the speed of the engine, the dimensions of the bearing and the viscosity of the oil used. The calculation of the eccentricity ratio for a particular bearing is given below, by way of example
EMI0006.0028
The load parameter modified according to the method of Burke and Neale indicated above, is
EMI0007.0002
expressed in cm, in kg, in revolutions / min. and in centipoise. The diagram in fig. It gives for the eccentricity ratio e = 0.85.
In order to indicate also how the volume and the period (s) indicated in the charge cycle for the injection of the oil can be determined, reference is now made to FIGS. 12, 13 and 14 which show typical load polar diagrams.
The diagram in fig. 12 corresponds to the bearing, the characteristics of which have been given above and which is an example of a big end bearing in a four-stroke diesel engine, for example that shown in FIGS. 1 and 2.
The numbers 0, 1, 2, 3, ... 69, 70, 71 indicate points which are the ends of vectors which represent in magnitude and in direction the vector-charge (or the pressure in a projected surface) applied by the crankpin head bearing, the number 0 corresponding to the upper dead center at the start of the power stroke, while the following numbers, in order, refer to each subsequent revolution of 10 of the crankshaft, the load cycle occupying thus two complete revolutions of the crankshaft.
It can be seen that the angular speed of the load vector in the direction of rotation of the shaft begins to decrease at point 66 and continues to decrease until point 70, ie during a rotation of 40 of the shaft. We have: a = 40/57 = 0.7 radians.
The preferred quantity of oil V is then equal to b-d-c-e-k = 10.2-15.2-0.02-0.85-0.84 cms = 2.214 cc.
It is necessary to provide for the wear of the bearing which can be represented by the direct ratio of the clearance after wear to the initial clearance. This ratio varies from engine to engine and with operating conditions. It can be increased from 50 to 100% or more.
We see in fig. 12 that the period of oil injection into the bearing should begin approximately at point 63 and end approximately at point 70.
Although in many cases it is not important to inject another determined quantity of oil during the charging cycle shown in fig. 12, it may be advantageous to inject a determined volume of oil (which is less than the volume of the determined quantity of oil indicated above), between points 30 and 36, that is to say during the reduction of the angular speed of the load vector in the direction of rotation of the shaft and before the secondary maximum load at point 36. During the period from point 30 to point 36, the head bearing is more resistant to the oil injection only during the period between points 63 and 70.
Since oil is supplied to this bearing in series with the associated main bearing, the main bearing receives a larger supply of oil during the period between points 30 and 36.
It is understood that the shape of the cams 20 can be easily changed to ensure the discharge of one or more determined quantities of oil during one or more periods in the charging cycle.
The fi-. 13 shows a typical polar diagram in which the injection of two determined quantities of oil per charge cycle may be necessary due to the multilobed nature of the load polar diagram for a main bearing of a V-motor. In this case , points 0 to 35 each represent a 20 rotation of the crankshaft and there are two protruding lobes or maximum loads at points 5.5 and 19. The protruding lobe at point 23.5 is a combination of the residual gas charge from the right group and the inertia effect from both groups.
In this case, it is advantageous to inject determined quantities of oil during the periods between. points 10 and 14 and from point 33 to point 1 through 0.
Fig. 14 shows another type of polar load diagram, the points of which correspond to a rotation of the crankshaft from 0 to 7200. A protruding lobe or maximum load occurs in the area between 405 and 430, and in this case the best period of time. oil injection is between 340 and 390. During the second revolution of the charge cycle, the oil will be injected from 6801, to 60 through 0, in anticipation of the sustained charge which occurs between 120 and 2800 approximately.
In all. In these cases, the best oil injection period can be determined or investigated experimentally on a similar dynamic model using a transparent bearing rotating at a relatively low speed. Direct visual observation of the oil film through the transparent bearing can be advantageous for this purpose, or a motion picture recording can be made and studied frame by frame.
When bearings are grouped, it is advantageous to study their diagrams. poles separately, to derive the quantities and times of oil injection for each bearing in the group and add these values on a time basis in order to determine the shape of the cam of the oil pump or of the Variable orifice of the distributor for the group as appropriate.
It may be noted that-to obtain the advantages provided by the device described, it is essential to determine chronologically the injection of the determined quantity of oil for each bearing, so that the clearance space which is subjected to the load maximum is practically filled with oil before the maximum charge is established. It is not sufficient to simply set the oil discharge chronologically to coincide with the ins and maximum charge. It is also important that the volume of each determined amount of oil is set to ensure that the required amount of oil is injected to fill the clearance space.