POUR LES MACHIHBS DU

l«r Groupe.

millimètres

course majeure 6,36

course mineure 8,28

moyenne 7,32

cAté majeur 15,45

cété mineur 12,12

moyenne 13,785

2« Groupe.

millimètres 8,16 6,48 7,32

896 RÉGUUTION DES MACHINES. — N» 70^

Les ouvertures maximum moyennes ont même valeur dans les deux groupes; il n'y a par suite à discuter que sur les valeurs comparatives de chaque course.

Rappelons que Tintroduction est toujours plus grande pour la course majeure que pour la course mineure. D*autre part, non-seulement le piston atteint plus vite sa vitesse maximum pendant la première course que pendant la seconde, mais encore sa vitesse moyenne est plus grande pendant l'introduction de la course majeure que pendant Tintroduction de la course mineure. Il suffît pour s'en convaincre, de considérer que les arcs Aa et ï>d qui diffèrent très-peu, et qui seraient rigoureusement égaux si les avances angulaires à l'introduction étaient elles-mêmes égales, correspondent à des fractions de courses inégaies, la plus grande appartenant à la course majeure.

Au point de vue qui nous occupe, il est avantageux que l'ouverture maximum à Pintroduclion soit plus grande quand le piston a une plus grande vitesse, et par suite corresponde à la course majeure de ce piston. La régulation du deuxième groupe est donc préférable.

En considérant les ouvertures à l'évacuation, il faut tenir compte, 1* de la vitesse plus grande que possède le piston avant et après le point mort majeur qu'avant et après le point mort mineur; 2' de ce que le mouvement de rotation n'étant pas rigoureusement uniforme, l'influence de l'obliquité de la bielle se fait sentir sur le couple de rotation, dont la valeur moyenne est plus forte aux environs du point mort majeur qu'aux environs du point mort mineur *. Cela tient à ce que les deux points, l'un de vitesse maximum et l'autre de vitesse minimum, qui comprennent entre eux les points morts (n* 48^ du G^ Traité), sont plus rapprochés pour le premier point mort que pour le second ; et enfln, 3* de ce que la quantité de vapeur à faire évacuer est plus grande du côte majeur que du côté mineur.

Les deux premièi'es considérations conduiraient à faire plus grande l'ouverture de l'évacuation du bout mineur, tandis que la troisième conduirait à faire plus grande l'ouverture de l'évacuation du bout majeur. En pratique, il faut tenir compte de la valeur des deux premières considérations sans sacriGer absolument la troisième, et la régulation du deuxième groupe est encore celle qu'il faut adopter, car la régulation du premier groupe ne donnerait satisfaction qu'à la troisième considération ci-dessus, en sacrifiant absolument les deux premières. — Avec la régulation du deuxième groupe, l'ouverture maximum à l'évacuation du bout majeur est la plus faible; mais la différence des deux ouvertures maximum est en nombre rond de 0,1 de la plus grande, quantité relativement peu importante. En effet, l'évacuation est non-seulement une question d'ouverture des orifices, mais encore une question de temps et une question d'ouverture aux premiers instants de l'évacuation ; car on sait en effet, que la plus grande partie de la vapeur du cylindre doit s'être évacuée quand le piston passe au point mort. Or avec la régulation du deuxième groupe, les

* La plus grande vitesse de Parbre au point mort majeur est surtout sensible avec les bielles courtes, et notamment dans les machines oscillantes ob la bielle est trèscourte au point mort majeur^ et augmente de toute la course pour le point mort mineur.

RÉGULATION DES MACHINES. — N» 70^ 297

ouvertures à TévacuatioD sont sensiblement les mêmes quandie piston achève sa course; donc si Ton suppose que le mouvement de Tarbre est uniforme, Torifice d'évacuation du bout majeur s'ouvrant plus tôt que Torifîce du bout mineur, puisque BP» est plus grand que GPh, Tévacuation du bout majeur est facilitée. Mais nous avons dit que la manivelle du piston passait plus rapidement au point mort majeur qu'au point mort mineur ; par suite, Tévacuation du bout majeur aura plus de temps pour s^effectuer avant le renversement de marche du piston. Finalement, la troisième considération ci-dessus n'est pas sacrifiée, et la régulation du deuxième groupe qui donne seule satisfaction au deux premières^ est celle qu'il convient d'adopter.

Éléments de la ré^^lation donnés par l'épure naturelle. Pour compléter cette étude et montrer le parti que l'on peut tirer de répure naturelle, relevons les éléments de la régulation et les résultats obtenus sur la fig. 15, pL IX. Nous trouvons d'abord :

Durée de l'introduction.

côté majeur 0,725

côlé mineur 0,576

moyenne 0.6505

La mo^'enne est bien celle que nous cherchions; mais la différence 0,149 qui existe entre les deux introductions, est un' peu grande. La valeur de cette différence tient surtout k la petitesse de longueur de bielle (== 3 fois la maaivelle) que nous avons choisie pour l'épure; elle serait beaucoup plus faible avec une bielle plus longue, et deviendrait même nulle avec une bielle infinie. Cette différence s'accentue de plus en plus à mesure que la valeur moyenne des introductions diminue; elle s'affaiblit, au contraire, à mesure que la valeur moyenne des introductions augmente. Dans tous les cas, comme nous l'avons dit ci-dessus, les valeurs relatives des introductions s'accommodent bien avec l'influence de l'obliquité de la bielle sur le couple de rotation, influence qui est d'autant plus grande que la bielle est plus courte.

Pour les machines à pilon, il est avantageux, eu égard à l'influence du poids du piston et de son attelage, de réduire le plus possible la différence des deux introductions. On obtient ce résultat en diminuant l'avance à l'introduction du bout majeur^ et en augmentant au contraire, celle du bout mineur. Cette modification des avances est d'ailleurs rationnelle, en' raison de l'influence des poids.

Pour les périodes de compression, nous relevons sur l'épure fig, 15, p/. IX :

i côté majeur. 0,185 côté mineur 0,125 moyenne 0,155

Ces deux valeurs de la compression sont dans un bon rapport; seulement, leur moyenne est un peu forte. On pourrait la diminuer en augmentant les avances à l'évacuation, ce qui conduirait à une diminution des recouvrements à l'évacuation, sans que l'on soit obligé de toucher à l'angle de calage. Les courbes d'indicateur relevées sur la machine en fonction indiqueront sûrement si cette modification est ou non utile.

298 RÉGULATION DES MACHINES. — N» 70,

Pour les machina à pilon, on pourrait, comme pour les avances à Tintroduction, diminuer la compression du côté ma/ettr et augmenter celle du côté mineur, en augmentant Tayance à Tôyacuation pour le premier bout du cylindre et en diminuant celle du second. Cette opération ne conduit encore qu'à une simple modification du recouvrement à l'évacuation.

Enfin, Tangle de calage relevé sur Pépure vaut 132%5. Cet angle est peutêtre un peu grand \ mais il n'a rien d'exagéré, eu égard aux régulations actuelles, la durée moyenne de Fintroduction étant seulement de 0,65.

Il reste maintenant à déterminer les dimensions du tiroir et des orifices du cylindre. — Le rapport (a) du tableau A de VAUag, donne le moyen de fixer, par voie de comparaison, la section totale de chaque orifice du cylindre, eu égard au volume moyennement engendré par le piston dans une seconde. Les dimensions connues du cylindre permettent de fixer la longueur (la plus grande possible) que l'on peut donner aux orifices, et d'en déduire par suite, leur hauteur h. Cette dernière quantité connue, les rapports (v) du tableac A (suite), donnent le moyen de proportionner les ouvertures maximum des orifices en fonction de la hauteur h. On peut opérer sur l'introduction ou sur l'évacuation; prenons par exemple :

Ouverture maximum moyenne à V évacuation = 1,4 A.

Cette ouverture maximum moyenne a, d'après l'épure, une valeur absolue

13 785 de 13"",785. On en déduit A = ' = 9"-,84, quantité qui doit représenter

*>^ la hauteur de l'orifice sur l'épure. Cette dimension donne, d'après les résultats recueillis plus haut :

72 32 Ouverture maximum moyenne à Viniroduetion == q-L- h = 0,144 A.

Ce rapport est parfaitement acceptable d'après les résultats fournis par les rapports (v) du tableau A {tuile).

Finalement, l'échelle de la figure; au point de vue du tiroir et des orifices du

cylindre, est égale à -^

C'est à l'aide de la dimension Q^'jS^ qui représente sur l'épure la hauteur des orifices, que ces derniers ont été tracés, à droite et à gauche de la figure. Ces orifices sont d'ailleurs disposés, le long de la course du pied de bielle du tiroir, comme dans une épure de régulation.

Il ne reste plus qu'à relever sur l'épure, et à l'échelle indiquée ci-dessus, les valeurs des recouvrements, pour être en mesure de construire le tiroir. — Les recouvrements à l'introduction, pas plus que les recouvrements à l'évacuation, ne sont égaux entre eux; il y a même, sur notre épure, une différence sensible entre leurs valeurs. Cela tient à l'obliquité de la bielle du tiroir, mais non pas à celle du piston, et de plus à ce que les avances ne sont pas égales pour les deux points morts.

Pour le cas d'une machine oscillante, la construction de l'épure naturelle se ferait comme il est expliqué ci-dessus, en tenant compte :

1* De ce que la longueur de la bielle du piston, qui est variable, a pour valeur.

RÉGULATION DES MACHINES WOOLF. — N« 70, 299

en chaque point de la rotation, la distance de Taxe du tourillon d'oscillation du cylindre au centre du bouton de la manivelle.

2^ De ce que le tiroir, qui e$t toujours on coquille, est conduit comme par une bielle renversée, à cause du levier de transmission de mouvement que nécessite l'emploi de Tare de Penn.

On trouvera dans la Note qui précède les tableaux de V Atlas j une régulation complète étudiée par la méthode que nous venons d'exposer. Cet exemple suffit pour montrer tout le parti que Ton peut tirer de cette méthode, aussi simple que pratique. Il va de soi que l'épure doit être construite à grande échelle.

N^ 70, Courbes de péi^lation des machines l^oolf, A eylindres bout d bout ou oôte d oôte points morts (communs. — Dans les machines à cylindres bout à bout, les pistons des cylindres conjugués sont montés sur une tige commune, et la somme des travaux développés sur les deux pistons est transmise à l'arbre de couche par la même bielle. Il n'y a par suite, aucun intérêt à ce que les deux cylindres produisent la même quantité de travail. — Avec un espace neutre de volume détemiiné entre les deux cylindres, la régulation doit être établie de manière à diminuer le plus possible la dépression de l'évacuation du cylindre admetteur à l'introduction du cylindre détendeur. — Presque toujours, les deux tiroirs sont conduits par le même excentrique, et les différences de régulation qui peuvent exister pour ces deux organes, proviennent des différences de recouvrements.

Dans les machines à cylindres côte à côte, les pistons arrivent en même temps à leurs points morts de noms contraires ; chaque piston a une transmission de mouvement distincte, et actionne une manivelle spéciale; ces manivelles étant calées à 180**, il n'y a pas un intérêt majeur à ce que les deux cylindres conjugués produisent le même travail; mais il est bon, pour la moindre fatigue des pièces, que ces travaux diffèrent peu.

I. — lilachines l^oolf, d cylindres bout d bout points morts (sommuns. — La fig. l, pLX, représente l'épure de régulation des machines à pilon à deux paires de cylindres bout à bout, du paquebot transatlantique la France^ type de Maudslay (n* 275). Nous avons expliqué au n® 21 0, du Orand Traité ^ la manière de procéder pour relever les éléments nécessaires au tracé d'une épure de régulation, et au n® 2134 ^^ même Traité, la construction et l'usage de répure sinussoïdalej la seule qui reste employée aujourd'hui. Il n'est

300 RÉGULATION DES MACHINES WOOLF, — N<» 70,

pas, par suite, nécessaire de revenir sur ces questions, et nous allons analyser sans autre explication, la régulation de la machine dont il s'agit. On trouvera d'ailleurs dans les tableaux A et A {suite), les valeurs des divers éléments de la régulation qui nous occupe.

Les courbes dont les noms des points morts portent le chiffre 1, appartiennent à la paire de cylindres arrière, et conviennent aux deux pistons ainsi qu'aux Fig. 1, deux tiroirs de cette paire de cylindres. Les courbes dont les noms des points PI. X. morts portent le chiffre 2, appartiennent à la paire de cylindres avant, et conviennent aux deux pistons ainsi qu'aux deux tiroirs de cette paire de cylindres. — Les courbes des tiroirs dont les points morts portent les chiffres V et 2% correspondent à la marche arrière. — Enfin, les orifices dans lesquels se trouve la lettre A, appartiennent aux cylindres admetteurs, et ceux dans lesquels se trouve la lettre D, appartiennent aux cylindres détendeurs. — On remarquera sans doute que, contrairement à ce qui se fait le plus habituellement, nous avons croisé les orifîces d'introduction et ceux d'évacuation, au lieu de laisser les oriGces d'introduction d'un même côté, et ceux d'évacuation de Fautre. Nous avons adopté cette disposition, qui ne gêne d'ailleurs nullement pour la lecture de l'épure, afîn de rendre plus distincts les orifices d'évacuation, qui se croisent lorsque les recouvrements sont négatifs.

Les deux tiroirs de la même paire de cylindres sont conduits par le même excentrique; il n'y a, par suite, qu'un seul angle de calage. — Les recouvrements à l'introduction dea cylindres admetteurs sont plus faibles que ceux des cylindres détendeurs ; il en résulte une plus grande avance à l'introduction et une plus grande période d'introduction pour les premiers cylindres que pour les seconds. Par contre, les recouvrements à l'évacuation des cylindres admetteurs sont plus forts que ceux des cylindres détendeurs ; il en résulte une plus faible avance et une plus grande période de compression pour les premiers cylindres que pour les seconds.

Du côté de l'introduction, les différences des avances n'ont pas grande importance, pourvu que chacune de ces avances soit suffisante, parce que les actions de ces avances s'ajoutent pour détruire l'inertie des pistons au moment où ils vont arriver au point mort. A ce point de vue, le cylindre admetteur consHéré isolément, est dans de bonnes conditions. Pour le cylindre détendeur, le tiroir est à double orifice et démasque rapidement une grande section, de sorte qu'il n'y a pas à craindre du retard dans l'établissement d'équilibre de pressioi: entre la boite ii tiroir et le cylindre.

La diminution de l'introduction du cylindre détendeur, par rapport à celle du cylindre admetteur, a pour effet de laisser une plus grande quantité de vapeur dans l'espace neutre entre les deux cylindres, et de préparer, par suite, une pression initiale plus élevée à l'introduction suivante du cylindre détendeur. Cela résulte de ce que cette vapeur est comprimée dans l'espace neutre par la marche du piston du cylindre admetteur (n^ 69)i), jusqu'au moment où commence la période de compression de ce cylindre.

Du côté de l'évacuation, l'avance du cylindre détendeur a été déterminée indépendamment de toute considération relative au fonctionnement au Woolf, et

RÉGULATION DES MACHINES WOOLF. — N« 70, 501

comme s'il s'agissait d'un cylindre ordinaire. Cette avance dépasse un peu la moyenne ordinaire de 0,10 de la course; cela tient à ce que la pression initiale d'évacuation du cylindre détendeur est assez faible.

Pour le cylindre admetteur, l'avance à l'évacuation est un peu inférieure à la valeur moyenne qu'on lui attribue généralement dans une machine ordinaire; mais ici il n'y a aucun intérêt à donner à cette avance une grande valeur, parce que la vapeur qui évacue ne va pas se condenser ; il suffît que l'équilibre de pression entre le cylindre admetteur et l'espace neutre, ait eu le temps de s'établir au moment où les pistons arriveront à leur point mort. Par suite, l'avance à l'évacuation du cylindre admetteur peut être diminuée en môme temps que le volume de l'espace neutre compris entre les deux cylindres.

Les actions des deux périodes de compression s'ajoutent, pour les deux cylindres, afin de préparer le travail de l'avance à l'introduction et changer le portage des articulations avant que cette avance à l'introduction ait lieu.

La période de compression du cylindre admetteur, dont la valeur est considérable parce que l'avance à l'évacuation est faible, commence la première et se fait avec de la vapeur à une pression relativement élevée et qui dépasse généralement une atmosphère; son action est considérable, bien qu'elle se fasse sentir sur un piston de faible diamètre, et il suffit d'une période de compression très-modérée au cylindre détendeur, pour parfaire le travail dévolu à celte partie de la régulation. D'ailleurs, comme les pistons de pompe à air sont conduits par les tiges des pistons moteurs, à l'aide d'une transmission par balanciers, la résistance de ces pompes vient en aide aux périodes de compression. Comme ces pompes sont à simple effet et que les mouvements de leurs pistons sont de sens contraires des mouvements des pistons moteurs, c'est surtout au point mort haut de ces derniers pistons que la résistance des pompes se fait sentir, alors que les fluides extraits du condenseur sont introduits dans les bâches. Cette résistance des pompes à air tend par suite à annuler le poids des pistons moteurs et de leurs attelages, dont l'action se fait sentir pendant la course montante.