Motorbalanse - Engine balance

Motorbalanse refererer til hvordan kreftene (som følge av forbrenning eller roterende/frem- og tilbakegående komponenter) balanseres i en forbrenningsmotor eller dampmaskin . De mest brukte begrepene er primærbalanse og sekundærbalanse . Ubalanserte krefter i motoren kan føre til vibrasjoner.

Årsaker til ubalanse

Selv om noen komponenter inne i motoren (for eksempel vevstengene) har komplekse bevegelser, kan alle bevegelser skilles i frem- og tilbakegående og roterende komponenter, noe som hjelper i analysen av ubalanser.

Ved å bruke eksemplet på en inline -motor (der stemplene er vertikale), er de viktigste frem- og tilbakegående bevegelsene:

• Stemplene beveger seg oppover/nedover
• Koblingsstenger beveger seg oppover/nedover
• Koblingsstenger som beveger seg til venstre/høyre når de roterer rundt veivakselen, men sidevibrasjonene forårsaket av disse bevegelsene er mye mindre enn vibrasjonene nedover forårsaket av stemplene.

Mens de viktigste roterende bevegelsene som kan forårsake ubalanse er:

• Veivaksel
• Kamaksler
• Koblingsstenger (roterende rundt stempelenden som kreves av den varierende horisontale forskyvningen mellom stempelet og veivkastet)

Ubalansene kan skyldes enten den statiske massen til individuelle komponenter eller sylinderoppsettet til motoren, som beskrevet i de følgende avsnittene.

Statisk masse

Hvis vekten-eller vektfordelingen-på bevegelige deler ikke er jevn, kan bevegelsen forårsake ubalanse, noe som kan føre til vibrasjoner. For eksempel, hvis vektene til stempler eller forbindelsesstenger er forskjellige mellom sylindere, kan den frem- og tilbakegående bevegelsen forårsake vertikale krefter. På samme måte kan rotasjonen av en veivaksel med ujevne banevekter eller et svinghjul med en ujevn vektfordeling forårsake en roterende ubalanse .

Sylinderoppsett

Selv med en perfekt balansert vektfordeling av de statiske massene, forårsaker noen sylinderoppsett ubalanse på grunn av at kreftene fra hver sylinder ikke alltid avbryter hverandre. For eksempel har en inline-fire-motor en vertikal vibrasjon (ved dobbelt motorhastighet). Disse ubalansene er iboende i designet og kan ikke unngås, derfor må den resulterende vibrasjonen styres ved hjelp av balanseaksler eller andre NVH -reduksjonsteknikker for å minimere vibrasjonen som kommer inn i hytta.

Typer ubalanse

Gjensidig ubalanse

En gjengjeldende ubalanse er forårsaket når den lineære bevegelsen til en komponent (for eksempel et stempel) ikke blir avbrutt av en annen komponent som beveger seg med samme momentum som beveger seg i motsatt retning i samme plan.

Typer av gjensidig fasebalanse er:

• Feil samsvar i stempler som beveger seg, for eksempel i en ensylindret motor eller en inline-tre-motor.
• Ujevne avstander tenningsrekkefølge , slik som i en V6 motor uten offset veivtappene

Typer av gjengjeldende flybalanse er:

• Forskyvningsavstanden mellom veivspinnene forårsaker et gyngende par på veivakselen fra like og motsatte forbrenningskrefter, for eksempel i en bokser-tvillingmotor, en 120 ° inline-tre-motor, 90 ° V4-motor, en inline-fem-motor, en 60 ° V6 -motor og en kryssplan 90 ° V8 -motor.

I motorer uten overlappende kraftslag (for eksempel motorer med fire eller færre sylindere) vibrerer pulseringen i kraftleveransen motoren roterende på X -aksen, omtrent som en gjensidig ubalanse.

Roterende ubalanse

En roterende ubalanse skyldes ujevne massefordelinger på roterende enheter

Typer av roterende fase ubalanse er:

• Ubalanserte eksentriske masser på en roterende komponent, for eksempel et ubalansert svinghjul

Typer ubalanse i roterende fly er:

• Ubalanserte masser langs rotasjonsaksen til en roterende enhet som forårsaker et gyngende par, for eksempel hvis veivakselen til en bokser-tvillingmotor ikke inkluderte motvekter, ville massen av sveivkastene som ligger 180 ° fra hverandre forårsake et par langs aksen til veivakselen.
• Sidebevegelse i motbevegelige par av enheter, for eksempel en høydeforskjell i massemiddelet i et par stempel-forbindelsesstang-enheter. I dette tilfellet er et gyngende par forårsaket av en koblingsstang som svinger til venstre (under den øvre halvdelen av sveiven) mens den andre svinger til høyre (i den nederste halvdelen), noe som resulterer i en kraft til venstre øverst på motor og en kraft til høyre i bunnen av motoren.

Torsjonell ubalanse

Torsjonsvibrasjon forårsakes når dreiemoment påføres på forskyvede avstander langs en aksel.

Dette skjer langs aksen til en veivaksel, siden forbindelsesstengene vanligvis er plassert forskjellige avstander fra det resistive dreiemomentet (f.eks. Clutchen). Denne vibrasjonen overføres ikke til utsiden av motoren, men tretthet fra vibrasjonen kan føre til feil i veivakselen.

Radialmotorer opplever ikke vridningsbalanse.

Primær balanse

Primærbalanse refererer til vibrasjon som oppstår ved en motors grunnfrekvens (første harmoniske). Denne vibrasjonen skjer derfor ved frekvensen av veivakselrotasjon.

Sekundær balanse

Årsak til ubalanse

Et stempel beveger seg lengre i løpet av den øvre halvdelen av veivakselen rotasjon enn under den nedre halvdelen, noe som resulterer i ikke-sinusformede vibrasjoner som kalles sekundær vibrasjon .

Forskjellen i tilbakelagt distanse skyldes bevegelsen til forbindelsesstangen. 90 grader etter topp dødpunkt (TDC) er veivakselenden på forbindelsesstangen nøyaktig på halvveis i slaglengden; vinkel på vevstangen (dvs. venstre -høyre bevegelse, når du ser ned veivakselen) betyr imidlertid at stempelenden på vevstangen må være lavere enn halvveis, for at vevstangen skal opprettholde en fast lengde . Det samme gjelder også ved 270 grader etter TDC, derfor beveger stempelenden en større avstand fra 270 grader til 90 etter TDC enn den gjør i den "nederste halvdelen" av veivaksels rotasjonssyklus (90 grader til 270 grader etter TDC). For å tilbakelegge denne større avstanden på samme tid, må stempelenden på forbindelsesstangen oppleve høyere akselerasjonshastigheter i den øvre halvdelen av bevegelsen enn i den nedre halvdelen.

Denne ulik akselerasjonen resulterer i høyere treghetskraft skapt av massen til et stempel (i akselerasjonen og retardasjonen) i den øvre halvdelen av veivakselen rotasjon enn i den nedre halvdelen. Når det gjelder en inline-fire-motor (med en konvensjonell 180-graders veivaksel), er tregheten for sylindere 1 og 4 større enn treghetene til sylindrene 2 og 3., til tross for at like mange sylindere beveger seg motsatt til enhver tid (skaper perfekt primærbalanse ), har motoren likevel en ikke- sinusformet ubalanse. Dette kalles en sekundær ubalanse .

Matematisk kan den ikke-sinusformede bevegelsen til veiv-glidemekanismen representeres som en kombinasjon av to sinusformede bevegelser:

• en hovedkomponent med frekvensen for sveivrotasjonen (tilsvarer hva stempelbevegelsen ville være med en uendelig lang forbindelsesstang)
• en sekundær komponent som oppstår ved dobbel frekvens og tilsvarer effekten av vinkel på vinkelstangen som senker posisjonen til den lille enden fra den er oppreist

Selv om stemplene ikke beveger seg akkurat på denne måten, er det fortsatt en nyttig representasjon for å analysere bevegelsen. Denne analysen er også opprinnelsen til begrepene primærbalanse og sekundærbalanse , som nå også brukes utenfor akademia for å beskrive motoregenskaper.

Matematisk analyse

En sylinder

Tenk på en enkeltsylindret motor, med et stempel, med masse , som beveger seg opp og ned langs -aksen. Stempelet er koblet til veivakselen med en lengde . Hvis veivakselen har en radius , og har en vinkel theta ,, til -aksen, er stemplets posisjon gitt av: ${\ displaystyle m}$${\ displaystyle y}$${\ displaystyle L}$${\ displaystyle R}$${\ displaystyle \ theta}$${\ displaystyle y}$${\ displaystyle y}$

${\ displaystyle y = R \ cos \ theta +{\ sqrt {L^{2} -R^{2} \ sin^{2} \ theta}}}$

Den første delen er komponenten i veivakselen langs -aksen. Den andre er komponenten i forbindelsesstangen, som bestemt ved bruk av Pythagoras 'setning, hvis hypotenuse er lengde og hvis akselengde er . ${\ displaystyle y}$${\ displaystyle L}$${\ displaystyle x}$${\ displaystyle R \ sin \ theta}$

Hvis veivakselen roterer med en vinkelhastighet , gjennom en vinkel i tid , da ${\ displaystyle \ omega}$${\ displaystyle \ theta}$${\ displaystyle t}$

${\ displaystyle \ omega = {\ frac {d \ theta} {dt}}}$

Stempelets lineære hastighet langs -aksen kan beregnes som endringshastigheten for dens -posisjon med hensyn til tid, dvs. som kan skrives ${\ displaystyle y}$${\ displaystyle y}$${\ displaystyle {\ frac {dy} {dt}}}$

${\ displaystyle {\ frac {dy} {d \ theta}} \ cdot {\ frac {d \ theta} {dt}}}$ved hjelp av kjederegelen. For en konstant vinkelhastighet blir dette${\ displaystyle \ omega {\ frac {dy} {d \ theta}}}$

Det andre derivatet vil gi akselerasjonen til stempelet. På samme måte kan dette skrives om som${\ displaystyle {\ frac {d^{2} y} {dt^{2}}}}$${\ displaystyle \ omega ^{2} {\ frac {d ^{2} y} {d \ theta ^{2}}}}$

Tenk på at veivakselen blir kjørt rundt, for eksempel ved et svinghjul. Stempelets akselerasjon tilsvarer kraften som påføres stemplet av veivakselen, ved bruk av Newtons andre lov . (Veivakselen kjenner igjen stempelets treghet og reaksjonskraften overføres gjennom lagrene til omgivelsene og føles som en vibrasjon.) ${\ displaystyle F = ma}$

Før det differensierer, hjelper det å gjøre et bytte.

${\ displaystyle y = R \ cos \ theta +(L^{2} -R^{2} \ sin^{2} \ theta)^{\ frac {1} {2}}}$

La ${\ displaystyle h = R ^{2} \ sin ^{2} \ theta}$

${\ displaystyle {\ frac {dh} {d \ theta}} = 2R^{2} \ sin \ theta \ cos \ theta = R^{2} \ sin (2 \ theta)}$

${\ displaystyle {\ frac {d^{2} h} {d \ theta^{2}}} = 2R^{2} \ cos (2 \ theta)}$

Bytte gir:

${\ displaystyle y = R \ cos \ theta +(L^{2} -h)^{\ frac {1} {2}}}$

Å differensiere med hensyn til θ:

${\ displaystyle {\ frac {dy} {d \ theta}} =-R \ sin \ theta-{\ frac {1} {2}} (L^{2} -h)^{-{\ frac {1 } {2}}} \ cdot {\ frac {dh} {d \ theta}}}$

Nb kjederegel:

${\ displaystyle {\ frac {dy} {d \ theta}} = {\ frac {dy} {dh}} \ cdot {\ frac {dh} {d \ theta}}}$

Å differensiere igjen:

${\ displaystyle {\ begin {align} {\ frac {d ^{2} y} {d \ theta ^{2}}} & =-R \ cos (\ theta)-{\ frac {1} {2} } \ cdot {\ frac {1} {2}} (L^{2} -h)^{-{\ frac {3} {2}}} \ cdot {\ venstre ({\ frac {dh} {d \ theta}} \ right)}^{2}-{\ frac {1} {2}} (L^{2} -h)^{-{\ frac {1} {2}}} \ cdot {\ frac {d^{2} h} {d \ theta^{2}}} \\ & =-R \ cos (\ theta)-{\ frac {1} {4}} (L^{2} -h )^{-{\ frac {3} {2}}} \ cdot {\ venstre ({\ frac {dh} {d \ theta}} \ høyre)}^{2}-{\ frac {1} {2 }} (L^{2} -h)^{-{\ frac {1} {2}}} \ cdot {\ frac {d^{2} h} {d \ theta^{2}}} \\ \ end {align}}}$

Dette er ganske uhåndterlig og forenkler ikke til noe veldig nyttig. Men det kan forenkles effektivt ved å bruke tilnærminger. I en ekte motor er vevstangen lengre enn veivakselen.

Anta , da . Så${\ displaystyle L = 3R}$${\ displaystyle L^{2} = 9R^{2}}$${\ displaystyle L^{2} -R^{2} = 8R^{2} \ ca 9R^{2}}$

Gitt at : ${\ displaystyle \ sin ^{2} \ theta \ leq 1}$${\ displaystyle (L^{2} -h) = (L^{2} -R^{2} \ sin^{2} \ theta) \ leq (L^{2} -R^{2}) \ omtrent L^{2}}$

${\ displaystyle {\ frac {d^{2} y} {d \ theta^{2}}} =-R \ cos (\ theta)-{\ frac {1} {4}} (L^{2} -h)^{-{\ frac {3} {2}}} \ cdot {\ left ({\ frac {dh} {d \ theta}} \ right)}^{2}-{\ frac {1} {2}} (L^{2} -h)^{-{\ frac {1} {2}}} \ cdot {\ frac {d^{2} h} {d \ theta^{2}}} }$

blir

${\ displaystyle {\ begin {align} {\ frac {d ^{2} y} {d \ theta ^{2}}} & \ approx -R \ cos (\ theta) -{\ frac {1} {4 }} (L^{2})^{-{\ frac {3} {2}}} \ cdot {\ venstre ({\ frac {dh} {d \ theta}} \ høyre)}^{2}- {\ frac {1} {2}} (L^{2})^{-{\ frac {1} {2}}} \ cdot {\ frac {d^{2} h} {d \ theta^{ 2}}} \\ & \ approx -R \ cos (\ theta)-{\ frac {1} {4}} {L^{-3}} \ cdot {\ left ({\ frac {dh} {d \ theta}} \ right)}^{2}-{\ frac {1} {2}} {L^{-1}} \ cdot {\ frac {d^{2} h} {d \ theta^{ 2}}} \\\ ende {justert}}}$

Tilsvarende, så hvis vi ignorerer det mindre begrepet: ${\ displaystyle L^{-3} \ ll L^{-1}}$

${\ displaystyle {\ begin {align} {\ frac {d ^{2} y} {d \ theta ^{2}}} & \ approx -R \ cos (\ theta) -{\ frac {1} {2 }} L^{-1} {\ frac {d^{2} h} {d \ theta^{2}}} \\ & =-R \ cos (\ theta)-{\ frac {1} {2 }} {L^{-1}} 2R^{2} \ cos (2 \ theta) \\ & =-R \ cos (\ theta)-{\ frac {R^{2}} {L}} \ cos (2 \ theta) \\\ ende {justert}}}$

Husk at: og Så stempelkraften som føltes ved aksen på grunn av stempelets bevegelse er ${\ displaystyle {\ frac {d^{2} y} {dt^{2}}} = a = \ omega^{2} {\ frac {d^{2} y} {d \ theta^{2} }}}$${\ displaystyle F = ma}$

${\ displaystyle F \ approx -m \ omega ^{2} R (\ cos (\ theta)+{\ frac {R} {L}} \ cos (2 \ theta))}$

Så det er en første komponent, med en størrelse , med en frekvens som er lik rotasjonshastigheten til motoren, og den andre, med en størrelse , ved dobbel frekvens. Mindre, men av samme størrelsesorden som den første størrelseskomponenten . (Minustegnet betyr at kraften er nedover når høyre side er positiv, og omvendt. Så når , og stemplet er øverst dødpunkt, er kraften som trekker den nedover og er maksimalverdi.) ${\ textstyle R}$${\ textstyle {\ frac {R^{2}} {L}}}$${\ textstyle R}$${\ displaystyle \ theta = 0}$

Vi kan se at effekten av den kombinerte veivakselen og forbindelsesstangen er å produsere en kraft på aksen som kamakslen dreier rundt, som har en komponent som vibrerer ved frekvensen av veivakselen rotasjon, og den andre av en lignende størrelsen som vibrerer med dobbel frekvens.

Den første komponenten tilsvarer primærbalansen og den andre komponenten til den sekundære balansen.

To sylindere

I en inline -motor blir en andre sylinder lagt parallelt med den første. Anta at veivakselen er plassert slik at stemplene er fra hverandre. Når det ene stemplet er på TDC, er det andre på BDC. Kreftene som virker på veivakselens rotasjonsakse kombinerer: ${\ displaystyle 180^{\ circ}}$${\ textstyle F = F_ {1}+F_ {2}}$

Anta at vektene til stemplene er like:

${\ displaystyle F_ {1} =-m \ omega ^{2} R \ venstre (\ cos (\ theta)+{\ frac {R} {L}} \ cos (2 \ theta) \ høyre)}$

${\ displaystyle F_ {2} =-m \ omega ^{2} R \ venstre (\ cos \ venstre (\ theta +180 ^{\ circ} \ høyre) +{\ frac {R} {L}} \ cos \ venstre (2 (\ theta +180^{\ circ}) \ høyre) \ høyre)}$

${\ displaystyle {\ begin {align} {\ frac {F} {-m \ omega ^{2} R}} & = \ cos \ theta +{\ frac {R} {L}} \ cos (2 \ theta ) +\ cos (\ theta +180^{\ circ}) +{\ frac {R} {L}} \ cos (2 (\ theta +180^{\ circ})) \\ & = \ cos \ theta +\ cos (\ theta +180^{\ circ}) +{\ frac {R} {L}} \ cos (2 \ theta) +{\ frac {R} {L}} \ cos (2 \ theta + 360^{\ circ}) \\ & = \ cos \ theta +\ cos \ theta \ cos {180^{\ circ}}-\ sin \ theta \ sin {180^{\ circ}} +{\ frac { R} {L}} (\ cos (2 \ theta) +\ cos (2 \ theta +{360^{\ circ}})) \\ & = \ cos \ theta -\ cos \ theta +{\ frac { 2R} {L}} \ cos (2 \ theta) \\ & = {\ frac {2R} {L}} \ cos (2 \ theta) \ end {justert}}}$

Så den primære balansekomponenten forsvinner - motoren er balansert i henhold til de primære komponentkreftene - men de sekundære balansekomponentene kombineres og den to -sylindrede motoren lider to ganger av vibrasjonskreftene som den ene gjør.

Fire sylindere

Hvis en firesylindret inline -motor er konstruert av et par av en slik to -sylindret motor i et rygg mot rygg -arrangement, vil den ved symmetri oppleve den samme vibrasjonssignaturen, om enn dobbelt så stor.

Det er ikke klart når man vurderer en 4-sylindret motor fra et symmetri-synspunkt hvorfor den vil lide av vibrasjoner, siden det ser ut til at stemplene avbryter hverandre og kan balansere. Matematisk analyse viser hvor årsaken til vibrasjonen oppstår.

Tre sylindere

Tenk på en 3-sylindret inline-motor, der hvert av stemplene er atskilt, dvs. ved , og . For innsikt i hvordan vinklene avbryter hverandre, se f.eks. Liste over trigonometriske identiteter . ${\ displaystyle 120^{\ circ}}$${\ displaystyle \ theta}$${\ displaystyle \ theta +120^{\ circ}}$${\ displaystyle \ theta +240^{\ circ}}$

${\ displaystyle {\ begin {align} {\ frac {F} {-m \ omega ^{2} R}} & = \ sum _ {n = 0} ^{2} \ venstre [\ cos (\ theta + n \ cdot 120^{\ circ}) +{\ frac {R} {L}} \ cos (2 (\ theta +n \ cdot 120^{\ circ})) \ right] \\ & = \ sum _ {n = 0}^{2} \ venstre [\ cos (\ theta +n \ cdot 120^{\ circ}) +{\ frac {R} {L}} \ cos (2 \ theta +n \ cdot 240 ^{\ circ}) \ høyre] \\ & = \ sum _ {n = 0}^{2} \ venstre [\ cos \ theta \ cdot \ cos (n \ cdot 120^{\ circ})-\ sin \ theta \ cdot \ sin (n \ cdot 120^{\ circ}) +{\ frac {R} {L}} \ cos (2 \ theta +n \ cdot 240^{\ circ}) \ right] \\ & = \ cos \ theta \ left (1-{\ frac {1} {2}}-{\ frac {1} {2}} \ right)-\ sin \ theta \ left (0+{\ frac {\ sqrt {3}} {2}}-{\ frac {\ sqrt {3}} {2}} \ right)+{\ frac {R} {L}} \ sum _ {n = 0}^{2} \ venstre [\ cos (2 \ theta +n \ cdot 240^{\ circ}) \ høyre] \\ & {\ undersett {\ tekst {avbryt.}} {=}} {\ frac {R} {L} } \ sum _ {n = 0}^{2} \ venstre [\ cos (2 \ theta +n \ cdot 240^{\ circ}) \ høyre] \\ & = {\ frac {R} {L}} \ sum _ {n = 0}^{2} \ venstre [\ cos (2 \ theta) \ cos (n \ cdot 240^{\ circ})-\ sin (2 \ theta) \ sin (n \ cdot 240 ^{\ circ}) \ høyre] \\ & = {\ frac {R} {L}} \ venstre [\ cos (2 \ theta) \ venstre (1-{\ frac {1} {2}}-{ \ frac {1} {2}} \ right)-\ sin (2 \ theta) \ lef t (0+{\ frac {\ sqrt {3}} {2}}-{\ frac {\ sqrt {3}} {2}} \ right) \ right] \\ & {\ undersett {\ text {cancel .}} {=}} 0 \ end {align}}}$

Fem sylindere

Tenk på en 5-sylindret inline-motor der sylindrene alle er jevnt fordelt fra hverandre. Vinkelen er , , , og . Avledningen for den 5-sylindrede motoren er forenklet ved bruk av de samme metodene som i forrige tilfelle. ${\ textstyle 72^{\ circ}}$${\ textstyle \ theta}$${\ textstyle \ theta +72^{\ circ}}$${\ textstyle \ theta +144^{\ circ}}$${\ textstyle \ theta +216^{\ circ}}$${\ textstyle \ theta +244^{\ circ}}$

${\ displaystyle {\ begynne {justert} {\ frac {F} {-m \ omega ^{2} R}} & = \ sum _ {n = 0} ^{4} \ venstre [\ cos (\ theta + n \ cdot 72^{\ circ}) +{\ frac {R} {L}} \ cos (2 (\ theta +n \ cdot 72^{\ circ})) \ right] \\ & = \ sum _ {n = 0}^{4} \ venstre [\ cos (\ theta +n \ cdot 72^{\ circ}) +{\ frac {R} {L}} \ cos (2 \ theta +n \ cdot 144 ^{\ circ}) \ right] \\ & = \ cos \ theta \ left [\ sum _ {n = 0}^{4} \ cos (n \ cdot 72) \ right]-\ sin \ theta \ left [\ sum _ {n = 0}^{4} \ sin (n \ cdot 72) \ høyre]+{\ frac {R} {L}} \ sum _ {n = 0}^{4} \ venstre [ \ cos (2 \ theta +n \ cdot 144^{\ circ}) \ høyre] \\ & {\ undersett {\ tekst {avbryt.}} {=}} {\ frac {R} {L}} \ sum _ {n = 0}^{4} \ venstre [\ cos (2 \ theta +n \ cdot 144^{\ circ}) \ høyre] \\ & = {\ frac {R} {L}} \ venstre [ \ cos \ theta \ left (\ sum _ {n = 0}^{4} \ cos (n \ cdot 144) \ right)-\ sin \ theta \ left (\ sum _ {n = 0}^{4} \ sin (n \ cdot 144) \ right) \ right] \\ & {\ underset {\ text {cancel.}} {=}} 0 \ end {align}}}$

Det samme gjelder et hvilket som helst antall oddssylindere i en inline -motor, de primære og sekundære kreftene vil alltid avbrytes for å gi en balansert motor.

Konfigurasjoner på tvers av fly

Når det gjelder de to og firesylindrede analysene ovenfor, antar de en flat plan -konfigurasjon, der par sylindere er fra hverandre. (Når det gjelder tre og fem sylindere, er de spredt jevnt så ikke "flatt".) En veivaksel kan utformes slik at tilstøtende sylindere er fra hverandre, og den er en av de to konfigurasjonene som finnes på V8 -motorer, og som bruker begrepet kryssplan for å beskrive utseendet til veivakselen, sett på enden. Vurder en firesylindret bank av en slik V8 -motor. Hver sylinder vil være borte fra naboene, og fra den neste; dvs. de blir faset med intervaller på . ${\ textstyle 180^{\ circ}}$${\ textstyle 90^{\ circ}}$${\ textstyle 90^{\ circ}}$${\ textstyle 180^{\ circ}}$${\ textstyle 0^{\ circ}, 90^{\ circ}, 180^{\ circ}, 270^{\ circ}}$

To sylindere

Tenk videre på to tilstøtende sylindere i bredden på fire, fra hverandre. Så, som før: ${\ textstyle 90^{\ circ}}$

${\ displaystyle F_ {1} =-m \ omega ^{2} R \ venstre (\ cos (\ theta)+{\ frac {R} {L}} \ cos (2 \ theta) \ høyre)}$

${\ displaystyle F_ {2} =-m \ omega ^{2} R \ venstre (\ cos \ venstre (\ theta +90 ^{\ circ} \ høyre) +{\ frac {R} {L}} \ cos \ venstre (2 (\ theta +90^{\ circ}) \ høyre) \ høyre)}$

${\ displaystyle F = F1+F2}$

${\ displaystyle {\ begynne {justert} {\ frac {F} {-m \ omega ^{2} R}} & = \ cos \ theta +{\ frac {R} {L}} \ cos (2 \ theta ) +\ cos (\ theta +90^{\ circ}) +{\ frac {R} {L}} \ cos (2 (\ theta +90^{\ circ})) \\ & = \ cos \ theta +\ cos (\ theta +90^{\ circ}) +{\ frac {R} {L}} \ cos (2 \ theta) +{\ frac {R} {L}} \ cos (2 \ theta + 180^{\ circ}) \\ & = \ cos \ theta +\ cos \ theta \ cos {90^{\ circ}}-\ sin \ theta \ sin {90^{\ circ}} +{\ frac { R} {L}} (\ cos (2 \ theta)+\ cos (2 \ theta) \ cos {180^{\ circ}}-\ sin (2 \ theta) \ sin {180^{\ circ}} ) \\ & = \ cos \ theta -\ sin \ theta +{\ frac {R} {L}} (\ cos (2 \ theta) -\ cos (2 \ theta)) \\ & = \ cos \ theta -\ sin \ theta \\ & = {\ sqrt {2}} \ cos (\ theta +45^{\ circ}) \\\ end {align}}}$

(Det siste trinnet kan demonstreres ved å utvide ved hjelp av formelen med dobbel vinkel for cosinus, og merker at ) ${\ displaystyle \ cos 45^{\ circ} = \ sin 45^{\ circ} = 1/{\ sqrt {2}}}$

Resultatet viser at den sekundære effekten - ved dobbel motorhastighet - avbrytes, og bare etterlater den primære vibrasjonen ved turtallet mens motoren svinger. Det er bare faseforskjellen mellom vinkelen på veivakselen og tidspunktet for vibrasjonskraften. Kontrast dette med en to -sylindret motor hvis stemplene er fra hverandre, noe som resulterte i en sekundær vibrasjon ved dobbelt motorhastighet. ${\ displaystyle 45^{\ circ}}$${\ displaystyle 180^{\ circ}}$

Fire sylindere

Basert på tosylindret analyse, er en firesylindret konfigurasjon:

${\ displaystyle F_ {1} =-m \ omega ^{2} R \ venstre (\ cos (\ theta)+{\ frac {R} {L}} \ cos (2 \ theta) \ høyre)}$

${\ displaystyle F_ {2} =-m \ omega ^{2} R \ venstre (\ cos \ venstre (\ theta +90 ^{\ circ} \ høyre) +{\ frac {R} {L}} \ cos \ venstre (2 (\ theta +90^{\ circ}) \ høyre) \ høyre)}$

${\ displaystyle F_ {3} =-m \ omega ^{2} R \ left (\ cos \ left (\ theta +180 ^{\ circ} \ right) +{\ frac {R} {L}} \ cos \ venstre (2 (\ theta +180^{\ circ}) \ høyre) \ høyre)}$

${\ displaystyle F_ {4} =-m \ omega ^{2} R \ left (\ cos \ left (\ theta +270 ^{\ circ} \ right) +{\ frac {R} {L}} \ cos \ venstre (2 (\ theta +270^{\ circ}) \ høyre) \ høyre)}$

Den to sylindrede analysen viser at det ikke er noen sekundær effekt, at par av begreper avbryter, så disse kan ignoreres.

${\ displaystyle F = F1+F2+F3+F4:}$

${\ displaystyle {\ begin {align} {\ frac {F} {-m \ omega ^{2} R}} & = \ cos \ theta +\ cos (\ theta +90 ^{\ circ}) +\ cos (\ theta +180^{\ circ}) +\ cos (\ theta +270^{\ circ}) \\ {\ frac {F} {-m \ omega^{2} R}} & = \ cos \ theta -\ sin \ theta +\ cos (\ theta +180^{\ circ}) +\ cos (\ theta +270^{\ circ}) \\ {\ frac {F} { -m \ omega^{2 } R}} & = \ cos \ theta -\ sin \ theta +\ cos \ theta \ cos 180^{\ circ} -\ sin \ theta \ sin 180^{\ circ} +\ cos \ theta \ cos 270^ {\ circ} -\ sin \ theta \ sin 270 ^{\ circ} \\ {\ frac {F} { -m \ omega ^{2} R}} & = \ cos \ theta -\ sin \ theta -\ cos \ theta +\ sin \ theta \\ & {\ undersett {\ tekst {avbryt.}} {=}} 0 \ ende {justert}}}$

Så en firesylindret tverrgående motor lider ingen primær eller sekundær vibrasjon. Det følger da at en V8 konstruert fra to banker med fire slike sylindere, og som deler veivakselen, heller ikke vil oppleve vibrasjoner som følge av rotasjonen. Dette står i kontrast til et flatt plan V8, konstruert av to flate fire sylindrede blokker, som hver har en sekundær vibrasjon, som beskrevet ovenfor.

Effekter og reduksjonstiltak

Vibrasjonen forårsaket av sekundær ubalanse er relativt liten ved lavere motorhastigheter, men den er proporsjonal med kvadratet av motorhastigheten, noe som potensielt kan forårsake overdreven vibrasjon ved høye motorhastigheter. For å redusere disse vibrasjonene bruker noen motorer balanseaksler. Et balanseakselsystem består vanligvis av to aksler med identisk eksentrisk vekt på hver aksel. Akslene roterer med dobbelt motorhastighet og i motsatte retninger til hverandre, og produserer dermed en vertikal kraft som er designet for å avbryte kraften forårsaket av motorens sekundære ubalanse. Den vanligste bruken av balanseaksler er i V6-motorer og store deplacement inline-fire motorer.

Effekt av sylinderoppsett

For motorer med mer enn én sylinder, er det faktorer som antall stempler i hver brikke, V -vinkel og avfyringsintervall som vanligvis avgjør om det er frem- og tilbakegående fasebalanser eller vridningsubalanser.

Rette motorer

Rett-tvilling-motorer bruker oftest følgende konfigurasjoner:

• 360 ° veivaksel: Denne konfigurasjonen skaper de høyeste nivåene av primær og sekundær ubalanse, tilsvarende den for en enkeltsylindret motor .; men den jevne avfyringsordren gir jevnere kraftlevering (om enn uten overlappende effektstrøk for motorer med mer enn fire sylindere).
• 180 ° veivaksel: Denne konfigurasjonen har primærbalanse, men en ujevn skyterekkefølge og et gyngende par; også er de sekundære ubalansene halvparten så sterke (og med dobbel frekvens) sammenlignet med en 360 ° straight-twin motor.
• 270 ° veivaksel: Denne konfigurasjonen minimerer sekundære ubalanser; Imidlertid er det en primær-roterende plan ubalanse og skyteordren er ujevn. Eksosnotatet og kraftleveransen ligner de på en 90 ° V-tvillingmotor.

Rett tre motorer bruker oftest en 120 ° veivakseldesign og har følgende egenskaper:

• Avfyringsintervallet er helt vanlig (selv om kraftslagene ikke overlapper hverandre).
• Primær og sekundær frem- og tilbakegående flybalanse er perfekt.
• Primære og sekundære rotasjonsplan ubalanser er tilstede.

Rett-fire motorer (også kalt inline-fire-motorer ) bruker vanligvis en opp-ned-ned-ned 180 ° veivakseldesign og har følgende egenskaper:

• Avfyringsintervallet er helt vanlig (selv om kraftslagene ikke overlapper hverandre).
• Primære og sekundære frem- og tilbakegående fly-ubalanser er tilstede.
• Sekundære frem- og tilbakegående krefter er høye, på grunn av at alle fire stemplene er i fase med to ganger rotasjonsfrekvensen.
• Motvekter har blitt brukt på personbilmotorer siden midten av 1930-tallet, enten som full motvekt eller halv motvekt (også kjent som halv motvekt ).

Fem motorer bruker vanligvis en veivakseldesign på 72 ° og har følgende egenskaper:

• Et helt vanlig skyteintervall med overlappende kraftslag, noe som resulterer i en jevnere tomgang enn motorer med færre sylindere.
• Primær og sekundær frem- og tilbakegående flybalanse er perfekt.
• Primære og sekundære rotasjonsplan ubalanser er tilstede.

Rettsseks motorer bruker vanligvis en 120 ° veivakselutforming, en avfyringsrekkefølge på 1–5–3–6–2–4 sylindere og har følgende egenskaper:

• Et helt vanlig skuddintervall med overlappende kraftslag. Bruken av to enkle tre-i-ett eksosmanifold kan gi jevn rydding, siden motoren effektivt oppfører seg som to separate tre-tre motorer i denne forbindelse.
• Primær og sekundær frem- og tilbakegående flybalanse er perfekt.
• Primær og sekundær rotasjonsplanbalanse er perfekt.

V -motorer

V-twin motorer har følgende egenskaper:

• Med en V-vinkel på 90 grader og forskyvede veivpinner, kan en V-twin-motor ha perfekt primærbalanse.
• Hvis en delt veivstift brukes (for eksempel i en Ducati V-twin-motor), resulterer 360 ° veivaksel i et ujevnt avfyringsintervall. Disse motorene har også primære frem- og tilbakegående fly og roterende fly ubalanser. Der forbindelsesstengene er på forskjellige steder langs veivakselen (som er tilfelle med mindre gaffel-og-blad-forbindelsesstenger brukes), skaper denne forskyvningen et gyngende par i motoren.

V4 -motorer kommer i mange forskjellige konfigurasjoner når det gjelder V -vinkel- og veivakselkonfigurasjoner. Noen eksempler er:

• De Lancia Fulvia V4 motorer med smal V-vinkel ha veivtapp forskyvninger som svarer til de V-vinkler, slik at avfyringsintervall stemmer overens med en rett fire motor.
• Noen V4 -motorer har ulik avfyringsavstand, og hvert design må vurderes separat når det gjelder alle balanseringselementene. Den Honda RC36 Motoren har en 90 ° V-vinkel og en 180 ° veivaksel med avfyrings intervaller på 180 ° -270 ° -180 ° -90 °, noe som resulterer i ujevnheter i avfyrings intervaller innen 360 grader og innen 720 grader av veivakselen rotasjon. På den annen side har Honda VFR1200F -motoren en 76 ° V -vinkel og en 360 ° veivaksel med delte veivpinner som har en forskyvning på 28 °, noe som resulterer i et skyteintervall på 256 ° –104 ° –256 ° –104 °. Denne motoren har også en uvanlig koblingsstangsorientering foran - bak - bak - foran, med en mye større avstand mellom sylindere ('boreavstand') på den fremre sylinderbanken enn på baksiden, noe som resulterer i reduserte vippepar (på bekostning med bredere motorbredde).

V6 -motorer produseres vanligvis i følgende konfigurasjoner:

• 60 ° V vinkel: Denne konstruksjonen resulterer i en kompakt motorstørrelse, og den korte veivaksellengden reduserer vridningsvibrasjonene. Ubalanser i roterende fly. Forskjellen på venstre og høyre sylinderbank (på grunn av tykkelsen på forbindelsesstangen og veivbanen) gjør at frem- og tilbakegående plan ubalanse blir vanskeligere å redusere ved bruk av veivakselen motvekter.
• 90 ° V vinkel: Denne designen kommer historisk fra å kutte to sylindere av en 90 ° V8 -motor for å redusere design- og konstruksjonskostnadene. Et tidlig eksempel er General Motors 90 ° V6 -motor , som har en 18 ° forskjøvet veivaksel, noe som resulterer i et ujevnt avfyringsintervall. Nyere eksempler, for eksempel Honda C -motoren , bruker 30 ° forskyvede veivstifter, noe som resulterer i et jevnt avfyringsintervall. I henhold til V6 -motorer med 60 ° V -vinkler, har disse motorene primære frem- og tilbakegående plan- og roterende plan -ubalanser, forskjøvne sylinderbanker og mindre sekundære ubalanser.

Flate motorer

[Presisjon: En "flat" motor er ikke nødvendigvis en "bokser" -motor. En "flat" motor kan enten være en 180-graders V-motor eller en "bokser" -motor. En 180-graders V-motor som brukt i Ferrari 512BB har motsatt sylinderpar hvis forbindelsesstenger bruker samme veivkast. I motsetning til dette, i en "bokser" -motor, slik den brukes på BMW -motorsykler, har hver koblingsstang sitt eget veivkast som er plassert 180 grader fra veivkastet til den motsatte sylinderen.]

Flat-twin motorer bruker vanligvis veivaksler på 180 ° og separate veivkast og har følgende egenskaper:

• Primær og sekundær frem- og tilbakegående flybalanse er perfekt.
• Primær og sekundær rotasjonsplan ubalanse er til stede.

Flat-fire motorer bruker vanligvis en venstre-høyre-høyre-venstre veivakselkonfigurasjon og har følgende egenskaper:

• Primære ubalanser skyldes at de motstående stemplers gyngende par er forskjøvet (forskjøvet foran til bak). Intensiteten til dette gyngeparet er mindre enn en rett-fire-motor, siden parene av vevstenger som svinger opp og ned beveger seg i forskjellige tyngdepunktshøyder.
• Sekundære ubalanser er minimale.

Flat seks motorer bruker vanligvis en bokser -konfigurasjon og har følgende egenskaper:

• Et skyteintervall med jevnt mellomrom med overlappende kraftslag. En enkel tre-i-ett eksos for hver sylinderbank gir jevn rensing, siden motoren effektivt oppfører seg som to separate straight-three motorer i denne forbindelse.
• Primære frem- og tilbakegående plan og roterende plan ubalanser, på grunn av avstanden langs veivakselen mellom motstående sylindere. En flat-seks motor ville ha perfekt primærbalanse hvis gaffel-og-blad-forbindelsesstenger ble brukt.
• Sekundære ubalanser er minimale, fordi det ikke er noen par sylindere som beveger seg i fase, og ubalansen blir stort sett avbrutt av den motsatte sylinderen.
• Torsjonelle ubalanser er lavere enn rett-seks motorer, på grunn av kortere lengde på en flat-seks motor.

Damplokomotiver

Denne delen er en introduksjon til balansering av to dampmotorer forbundet med drivhjul og aksler som er samlet i et jernbanelokomotiv.

Effekten av ubalansert treghet i et lokomotiv er kort vist ved å beskrive målinger av lokomotivbevegelser samt nedbøyninger i stålbroer. Disse målingene viser behovet for ulike balanseringsmetoder så vel som andre designfunksjoner for å redusere vibrasjonsamplituder og skader på selve lokomotivet så vel som på skinner og broer. Eksempellokomotivet er en enkel, ikke-sammensatt type med to utvendige sylindere og ventilgir, koblede drivhjul og et separat anbud. Bare grunnleggende balansering er dekket uten å nevne effekten av forskjellige sylinderarrangementer, veivinkler, etc. siden balanseringsmetoder for tre- og firesylindrede lokomotiver kan være kompliserte og mangfoldige. Matematiske behandlinger finner du i "videre lesing". For eksempel dekker Dalbys "The Balancing of Engines" behandlingen av ubalanserte krefter og par som bruker polygoner. Johnson og Fry bruker begge algebraiske beregninger.

Med hastighet vil lokomotivet ha en tendens til å svinge frem og bak og nese, eller svinge, fra side til side. Det vil også ha en tendens til å pitch og rock. Denne artikkelen ser på disse bevegelsene som stammer fra ubalanserte treghetskrefter og par i de to dampmaskinene og deres koblede hjul (noen lignende bevegelser kan være forårsaket av uregelmessigheter i banens løpeoverflate og stivhet). De to første bevegelsene er forårsaket av de frem- og tilbakegående massene og de to siste av skråvirkningen av stengene, eller stempelkraften, på føringsstengene.

Det er tre grader som balansering kan forfølges. Den mest grunnleggende er statisk balansering av de midtre funksjonene på et drivhjul, dvs. veivspinnen og tilhørende deler. I tillegg kan balansering av en andel av de frem- og tilbakegående delene gjøres med ekstra roterende vekt. Denne vekten kombineres med den som kreves for delene på midten av hjulet, og denne ekstra vekten får hjulet til å bli overbalansert, noe som resulterer i et slag . Til slutt, fordi balansevektene ovenfor er i hjulets plan og ikke i planet til den opprinnelige ubalansen, er ikke hjul/akselenheten dynamisk balansert. Dynamisk balansering på damplokomotiver er kjent som kryssbalanse og er to-plan balansering med det andre planet i det motsatte hjulet.

En tendens til ustabilitet vil variere med utformingen av en bestemt lokomotivklasse. Relevante faktorer inkluderer dens vekt og lengde, måten den støttes på fjærer og utjevnere og hvordan verdien av en ubalansert bevegelig masse kan sammenlignes med den ufjærede massen og totalmassen til lokomotivet. Måten anbudet er festet til lokomotivet kan også endre dens oppførsel. Sporets spenst når det gjelder skinnenes vekt og stivheten i veibanen kan påvirke lokomotivets vibrasjonsatferd.

I tillegg til å gi dårlig menneskelig kjørekvalitet, medfører grov ridning vedlikeholdskostnader for slitasje og brudd i både lokomotiv og banekomponenter.

Kilder til ubalanse

Alle drivhjulene har en ubalanse som er forårsaket av sveivstiftene utenfor midten og de vedlagte komponentene. De viktigste drivhjulene har størst ubalanse siden de har den største veivspinnen, så vel som den roterende delen av hovedstangen. De har også ventilgirets eksentriske sveiv og bakenden av den eksentriske stangen. Til felles med de koblede drivhjulene har de også sin egen del av sidestangens vekt. Den delen av hovedstangen som ble tildelt en roterende bevegelse ble opprinnelig målt ved å veie den støttet i hver ende. Det ble nødvendig med en mer nøyaktig metode som delte de roterende og frem- og tilbakegående delene basert på plasseringen av perkusjonens sentrum. Denne posisjonen ble målt ved å svinge stangen som en pendel. Ubalansen i de gjenværende drivhjulene er forårsaket av veivspinnen og sidestangens vekt. Sidestangvektene tildelt hver veivnåle måles ved å suspendere stangen på like mange skalaer som det er veivspenner eller ved beregning.

Den frem- og tilbakegående stemplet – tverrhodet – hovedstangen – ventil-bevegelsesleddet er ubalansert og forårsaker en fremover og bakover svingning. 90-graders separasjon forårsaker et svaiende par.

Måling av effekten av ubalanse

Hele lokomotivet har en tendens til å bevege seg under påvirkning av ubalanserte treghetskrefter. De horisontale bevegelsene for ubalanserte lokomotiver ble kvantifisert av M. Le Chatelier i Frankrike, rundt 1850, ved å suspendere dem på tau fra taket på en bygning. De ble kjørt opp til tilsvarende veihastigheter på opptil 40 MPH, og den horisontale bevegelsen ble sporet ut av en blyant, montert på bufferbjelken. Sporet var en elliptisk form dannet av den kombinerte virkningen av de fremre og bakre og svaiende bevegelsene. Formen kan være innelukket i et 5 / 8 -tommers firkantet for en av de ubalanserte lokomotiver og ble redusert til et punkt da vekter ble tilsatt for å motvirke roterende og frem- og tilbakegående massene.

Effekten av vertikal ubalanse eller varierende hjulbelastning på skinnen, ble kvantifisert av professor Robinson i USA i 1895. Han målte brobøyninger eller belastninger og tilskrev en 28% økning i forhold til den statiske verdien til ubalanserte sjåfører. .

Gjenværende ubalanse i lokomotiver ble vurdert på tre måter på Pennsylvania Railroad testanlegg. Spesielt ble åtte lokomotiver testet på Louisiana Purchase Exposition i 1904. De tre målingene var:

1. Den kritiske hastigheten. Dette ble definert som hastigheten der de ubalanserte frem- og tilbakegående delene snudde lokket. Ved høyere hastigheter ble denne bevegelsen dempet av strupeoljestrømmen i dashpotene. Den kritiske hastigheten varierte fra 95 RPM for en Baldwin -tandemforbindelse til over 310 RPM for en Cole -forbindelse Atlantic.
2. den horisontale bevegelsen ved piloten. Som et eksempel beveget Baldwin -forbindelsen Atlantic seg omtrent 0,80 tommer ved 65 MPH sammenlignet med 0,10 tommer for Cole -forbindelsen Atlantic.
3. En kvalitativ vurdering av belastningen på anleggets støttehjul. En ledning med en diameter på 0,060 tommer ble kjørt under hjulene. Å måle den deformerte ledningen ga en indikasjon på den vertikale belastningen på hjulet. For eksempel viste en Cole-forbindelse Atlantic liten variasjon fra en tykkelse på 0,020 tommer for alle hastigheter opp til 75 MPH. I kontrast viste en Baldwin-sammensatt Atlantic ved 75 MPH ingen deformasjon, noe som indikerte fullstendig løfting av hjulet, for hjulrotasjon på 30 grader med en rask returvirkning, over rotasjon på bare 20 grader, til en deformering uten slag på 0,020 tommer.

Kvalitative vurderinger kan gjøres på en biltur når det gjelder kjøreegenskapene i førerhuset. De er kanskje ikke en pålitelig indikator på et krav om bedre balanse, ettersom ikke -relaterte faktorer kan forårsake grov ridning, for eksempel fastkiler, ujevn utligning og slakk mellom motor og øm. Også posisjonen til en aksel som ikke er i balanse i forhold til lokomotivets tyngdepunkt kan bestemme bevegelsesomfanget ved førerhuset. AH Fetters fortalte at på en 4–8–2 virkninger av 26 000 lb dynamisk forstørrelse under cg ikke dukket opp i førerhuset, men det samme forstørrelsen på en annen aksel ville ha.

Statisk balansering av hjul

Balansevekter er installert overfor delene som forårsaker ubalanse. Det eneste tilgjengelige flyet for disse vektene er i selve hjulet, noe som resulterer i et par i ubalanse på hjul/akselenheten. Hjulet er bare statisk balansert.

Statisk balansering av stempelvekten

En andel av den frem- og tilbakegående vekten er balansert med tillegg av en ekstra roterende vekt i hjulet, dvs. fortsatt bare balansert statisk. Overbalansen forårsaker det som kalles hamerslag eller dynamisk forstørrelse, begge begrepene har samme definisjon som gitt i de følgende referansene. Hammerslag varierer om det statiske gjennomsnittet, og vekselvis legger til og trekker fra det med hver hjulomdreining. I USA er det kjent som dynamisk augment, en vertikal kraft forårsaket av en designers forsøk på å balansere frem- og tilbakegående deler ved å inkludere motvekt i hjul.

Begrepet hammerslag beskriver ikke det som skjer veldig godt siden kraften varierer kontinuerlig, og bare i ekstreme tilfeller når hjulet løfter seg fra skinnen et øyeblikk, er det et sant slag når det kommer ned igjen.

Fram til omkring 1923 ble amerikanske lokomotiver balansert kun for statiske forhold med så mye som 20 000 lb variasjon i hovedaksellast over og under gjennomsnittet per omdreining fra det ubalanserte paret. Grov ridning og skade førte til anbefalinger for dynamisk balansering, inkludert å definere andelen gjengående vekt som skal balanseres som en andel av total lokomotivvekt, eller med Franklin buffer, lokomotiv pluss ømvekt.

En annen kilde til varierende hjul-/skinnelast, stempelkraft, blir noen ganger feil referert til som slag eller dynamisk forstørrelse, selv om det ikke vises i standarddefinisjonene av disse begrepene. Den har også en annen form per hjulomdreining som beskrevet senere.

Som et alternativ til å legge til vekter på drivhjul, kunne anbudet festes ved hjelp av en tett kobling som ville øke lokomotivets effektive masse og akselavstand. De prøyssiske statsbanene bygde to-sylindrede motorer uten gjensidig balanse, men med en stiv anbudskobling. Tilsvarende kobling for sent amerikanske lokomotiver var den friksjonsdempede radialbufferen.

Dynamisk balansering av hjul/aksel

Vevet til veivspaken og stengene på hjulene er i et plan utenfor hjulplanplasseringen for den statiske balansevekten. To-plan eller dynamisk balansering er nødvendig hvis paret i ubalanse i fart må balanseres. Det andre flyet som brukes er i motsatt hjul.

To-plan eller dynamisk balansering av et lokomotivhjulsett er kjent som kryssbalanse. Kryssbalanse ble ikke anbefalt av American Railway Association før i 1931. Fram til den tiden ble det bare utført statisk balansering i Amerika, selv om byggherrer inkluderte kryssbalanse for eksportlokomotiver når det var spesifisert. Byggherrer i Europa vedtok kryssbalanse etter at Le Chatelier publiserte sin teori i 1849.

Bestemmelse av akseptabelt hammerslag

Maksimal hjul- og aksellast er spesifisert for en bestemt brokonstruksjon, slik at den nødvendige utmattelseslevetiden til stålbroer kan oppnås. Aksellasten vil vanligvis ikke være summen av de to hjulbelastningene fordi tverrbalanseringens virkningslinje vil være forskjellig i hvert hjul. Med lokomotivets statiske vekt er beregnet mengden av overbalanse som kan settes i hvert hjul for å delvis balansere de frem- og tilbakegående delene. Stammer målt i en bro under et passerende lokomotiv inneholder også en komponent fra stempelkraft. Dette er neglisjert i beregningene ovenfor for tillatt overbalanse i hvert hjul. Det må kanskje tas i betraktning.

Hjulets reaksjon på slag

Siden den roterende kraften vekselvis reduserer hjulbelastningen og øker den for hver omdreining, faller den bærekraftige trekkraften ved kontaktlappen en gang per hjulomdreining, og hjulene kan skli. Hvorvidt det sklir, avhenger av hvordan hammerslaget sammenligner seg på alle de koblede hjulene samtidig.

Overdreven hammerslag fra høye sklihastigheter var en årsak til knekkede skinner med nye nordamerikanske 4–6–4 og 4–8–4 som fulgte anbefalingen fra 1934 om å balansere 40% av den gjengående vekten.

Ubalanse av treghetskrefter i hjulet kan forårsake forskjellige vertikale svingninger avhengig av sporstivheten. Skli tester utført over smurte deler av banen viste i ett tilfelle svak merking av skinnen ved en glidehastighet på 165 km / t, men på mykere spor alvorlig skinneskade ved 105 km / t.

Stempelkraft fra vinkelpunktet på forbindelsesstangen

Dampmaskinens tverrgående glideflate gir reaksjonen på vevstangens kraft på veivbolten og varierer mellom null og maksimalt to ganger under hver omdreining av veivakselen.

I motsetning til hammerslag, som vekselvis legger til og trekker fra for hver omdreining av hjulet, øker stempelkraften bare det statiske gjennomsnittet eller trekker fra det to ganger per omdreining, avhengig av bevegelsesretningen og om lokomotivet kører eller driver.

I en dobbeltvirkende dampmaskin, som brukt i et jernbanelokomotiv, er retningen til den vertikale skyvekraften på glideskinnen alltid oppover når du løper fremover. Det varierer fra ingenting ved slutten av slaget til et maksimum på et halvt slag når vinkelen mellom stangen og sveiven er størst. Når veivstiften driver stempelet, som ved friløp, er stempelkraften nedover. Posisjonen til maksimal skyvekraft vises av den økte slitasjen i midten av glidestengene.

Tendensen til den variable kraften på det øvre lysbildet er å løfte maskinen av dens ledningsfjærer på et halvt slag og lette den i enden av slaget. Dette forårsaker en pitching, og fordi den maksimale oppkraften ikke er samtidig for de to sylindrene, vil den også ha en tendens til å rulle på fjærene.

Likheter med å balansere andre maskiner

Den dynamiske balanseringen av lokomotivhjul, som bruker hjulene som balanseringsplan for ubalanse som finnes i andre fly, ligner den dynamiske balanseringen av andre rotorer som jetmotorkompressor/turbinaggregater. Gjenværende ubalanse i den monterte rotoren korrigeres ved å installere balansevekter i to fly som er tilgjengelige med motoren installert i flyet. Det ene flyet er foran på viften og det andre på det siste turbintrinnet.

Se også

• Balanseringsmaskin
• Støy, vibrasjon og hardhet

Referanser

Sitater

Kilder

• Swoboda, Bernard (1984), Mécanique des moteurs alternatifs , 331 sider, 1, rue du Bac 75007, PARIS, FRANKRIKE: Editions TECHNIP, ISBN 9782710804581CS1 maint: plassering ( lenke )
• Foale, Tony (2007), Some science of balance (PDF) , Tony Foale Designs: Benidoleig, Alicante, Spania, arkivert (PDF) fra originalen 2013-12-27 , hentet 2013-11-04
• Taylor, Charles Fayette (1985), The Internal Combustion Engine in Theory and Practice , vol. 2: Forbrenning, drivstoff, materialer, design, Massachusetts: The MIT Press, ISBN 0-262-70027-1 |volume=har ekstra tekst ( hjelp )
• Daniel Kinnear Clark (1855), Railway Machinery , 1. utg., Blackie and Son
• Johnson, Ralph (2002), The Steam Locomotive , Simmons-Boardman
• Fry, Lawford H. (1933), "Locomotive Counterbalancing", Transactions of the American Society of Mechanical Engineers
• Dalby, WB (1906), The Balancing of Engines , Edward Arnold, Chapter IV - The Balancing of Locomotives
• Bevan, Thomas (1945), Theory of Machines , Longmans, Green and Co