VM
BATIMENTS DE GUEREE (fonte partout).
Brennus .
Bugeaud .
Forban .
Chevalier ,
Moyennes
kil.
Les règles empiriques proposées par M. Seaton consistenl d'abord à attribuer à P les valeurs suivantes, en fonction de la pression aux chaudières H.
Détecte triple
Cylindre HP. . . P Cylindre M P. . . P Cylindre B P. . . P
Détente quadruple
CyUndreHP. . . P r= H
Cylindre M^ P . . P = 0,70 H
Cylindre M, P . . P = 0,45 H
Cylindre B P . . P = 0,25 H
Les épaisseurs e sont ensuite calculées, pour tous les cylindres sans exception, à l'aide de la formule unique
L'application de ces règles à trois des bâtiments du tableau XLI conduit aux résultats suivants :
Jeanne-cTArc . . .
Jurien-de-la- Graricre Forban, • • • •
Cylindre H P
kil.
milL
Cylindre D I*
mill.
La formule de M. Seaton semble donc avoir été établie à une époque où les pressions n'atteignaient pas encore les valeurs actuelles.
Les chemises intérieures rapportées dans les cylindres ne sont jamais
chargées que par compression, l'enveloppe de vapeur étant toujours à
une pression égale ou supérieure à la pression intérieure des cylindres.
Elles ne sont exposées à subir aucune déformation. Leur épaisseur peut,
par suite, être fixée d'une manière assez arbitraire. M. Seaton propose, pour l'épaisseur c des chemises en fonte de fer,
l'expression empirique ,
e étant l'épaisseur du corps du cylindre. L'application de cette formule conduit aux épaisseurs suivantes, en regard desquelles nous avons inscrit les épaisseurs réelles.
Cylindres H l
Cylindres M P |
Calrulé
Calculé
Jeanne-d^ Arc
Jurien-de-la- Gravier s . .
Forban
L'amirauté anglaise fait usage de chemises en acier forgé, pour lesquelles M. Seaton réduit dans le rapport 0,8 les épaisseurs données par la formule (15) .
En France, les chemises en fonte de fer sont employées exclusivement, même quand le corps du cylindre est en acier.
Si Ton vient à supprimer les enveloppes de vapeur, tout en conservant les chemises rapportées à l'intérieur, celles-ci coopéreront à la résistance. Le corps du cylindre travaillera alors à la manière d'une frette ; il devra être monté avec un serrage initial.
Il n'y a pas d'exemple connu de paroi cylindrique qui ait cédé sous
Faction de la pression, dans les cylindres des machines marines. Les avaries de parois cylindriques proviennent de défauts de fabrication dus aux retraits de fonderie, ou de dilatations irrégulières résultant de réchauffages trop brusques, comme il a été dit au n° 70. Quand une fêlure s*est ainsi produite accidentellement, sur les glaces des tiroirs, en général, la solidité du cylindre est restée suffisante pour laisser le temps de découvrir la fente, et d'en resserrer les lèvres au besoin, par une pièce rapportée, en attendant le remplacement du cylindre qui n'est même pas nécessaire.
Les parois planes, fonds de cylindres ou de boîtes à tiroirs cylindriques et parois de boites à tiroirs rectangulaires, sont exposées à des fatigues dangereuses, pouvant entraîner, comme sur le Brandenburg^ des explosions suivies de mort d'hommes. La solidité de ces pièces dépend de la manière dont elles sont nervurées et n'est garantie par aucun calcul de résistance. Lorsqu'on est obligé de sortir des formes de pièces éprouvées par l'expérience, la sécurité complète ne peut être garantie que par un essai à la presse hydraulique, analogue à celui que subissent les chaudières.
192. — Tiges de pistons. — Les tiges de piston sont, de toutes les pièces mobiles de la machine, celles qui sont exposées aux accidents les plus fréquents, bien que les calculs élémentaires de résistance des matériaux les classent parmi celles qui sont le moins chargées.
Pour calculer la charge totale sur les tiges de piston, on tient simplement compte de la pression maximum p de la vapeur sur le piston, d'après la figure 150, ce qui donne
On devrait, en principe, défalquer de P, conformément aux figures 182, 153, la force d'inertie maximum
Ip = 0,000569 n C N^
en prenant pour n le poids du piston seul pour la charge à l'emmanchement de la tige, et les poids du piston et de la tige elle-même à la traverse de pied de bielle.
Les sections considérées, dans le calcul de la charge H par millimètre carré, sont la section totale de la tige a pour la charge par compression, la section réduite au fond des filets (t, pour la charge par traction.
En prenant des exemples dans différentes classes de navires, on forme le tableau suivant ;
Tableau XLIII
Noms des Bâtiments
R Charge par i
nillimètre earré
Compression R|
Traction R,
kilogrammes
kilogrammes
! Bouvet
1 Brennus. ...
\ S fax
1 Jean^Bart ...
Bâtiments
I Davouat
de
N Charner . . .
guerre
j Surcouf, . . .
/ LaUmchê-Tréville . .
Wattigniea. . . . Moyennes. . .
[ Chevalier ....
J Forban
Torpilleurs
\ Durandal ....
( Moyennes. - .
/ Touraine ....
1 Navarre ....
; Général-Chanzy . .
j Tarn
( Moyennes. . .
Ȕo
Paquebots
La formule empirique donnée par M. Seaton pour déterminer le diamètre d de la tige du piston est,
(16) d = KDv/p;
p est l'ordonnée maximum sur le piston, K, un coefficient variant, selon la classe des navires, de 0,1055 comme maximum, à 0,0792 comme minimum.
L'application de cette formule conduit à des charges par compression comprises entre 1 kilogramme et 1%28.
Les chiffres varient beaucoup, comme on voit, dans une même classe de navire. La charge debout par compression R^, la seule qui soit évidemment à considérer, passe, en effet, de 0*^,98 à 2^,8 du Jean-Bart au Surcouf. Dans ces limites, l'expérience n'indique pas que les tiges les plus chargées soient exposées à des avaries plus fréquentes. Cela ne peut pas beaucoup étonner, si l'on considère que la longueur des tiges ne dépasse pas 10 à 12 fois leur diamètre, et que, par suite, aucune flexion n'est à craindre, sous des charges debout inférieures à 3 kilogrammes.
Les avaries de tiges de piston ne peuvent provenir que de causes accidentelles : mais ces causes sont nombreuses.
En premier lieu, les tiges se faussent souvent à la suite de cbocs dans les cylindres, qui, se produisant sur une partie seulement de la surface du piston, tendent à faire prendre au piston une position oblique par rapport à l'axe des cylindres. Les chocs sont dus le plus souvent à la présence de l'eau, quelquefois à celle de magmas compacts de sels, de matières grasses, de limailles métalliques. L'effet des chocs est surtout dangereux dans les machines horizontales, où tous les corps étrangers s'amassent dans le bas du cylindre ; on le combat en guidant le piston par des contre-liges traversant le plateau du cylindre, calé a. L'usage des contre-tiges s'est quelquefois conservé dans les machines verticales où il n'a plus les mêmes raisons d'être, et où il multiplie, peut-être inutilement, le nombre des points guidés dans le mouvement du piston.
Un échauffement dans le presse-éloupes, surtout quand il résulte d'une excentricité et non d'un excès de serrage, fait arquer la tige, la généra- trice la plus chauffée formant la convexité de l'arc. Le danger, en pareil cas, provient de ce que la tige, en s' arquant, porte de plus en plus vio- '
Lemment du côlé où le commencement d'échaufferaent s'est produit ; il est plus grand pour les tiges creuses que pour les tiges pleines, parce que la chaleur trouve une section de métal insuffisante pour passer de la génératrice échauffée et convexe, à la génératrice opposée et concave. Cette considération fait proscrire les tiges creuses.
Enfin, la cause d'avaries la plus fréquente est dans le défaut de parallélisme des trois lignes droites que le piston et sa tige sontassujellis à suivre, par suite de la présence de trois
guides, la paroi du cylindre, l'axe du presse-étoupes, la surface de la glissière.
Un calcul simple suffit pour montrer toute la gravité du danger résultant d'une simple excentricité du presse-étoupes, même quand les deux exlrémilés de la tige décrivent une même ligne droite.
Supposons, ce qui est approximativement vrai, que la tige puisse être regardée comme encastrée à ses deux extrémités dans le piston et la
traverse; une courbure, de flèche f^ produite au passage dans le presse-étoupes, dans les conditions de la figure 291, donne naissance à une force transversale F, dont la valeur est,
(17) F=/X3El,4p'
E étant le coefficient d'élasticité 22000,
I le moment dMnertie de la section -^r- .
Le moment de la force F, par rapport à Tencastrement dans le piston, est,
(18) Ai = F^ = /^X3EIj^,;
ce moment est, pour la tige, un moment de flexion au point B. Le moment résistant est
R étant la charge maximum de la matière dans la section en B. Nous avons donc
R-=/X3EIj-5-^3,
En introduisant dans cette formule les valeurs prises sur une machine de croiseur, au bas de la course du piston,
d = 370 mîllim. l = 1350 miliim. l, = 270 millim. /. = 1080 millim.,
nous trouvons
La charge est donc d'autant de fois 15 kilogrammes qu'il y a de millimètres d'excentricité au presse-étoupes ; elle peut ainsi dépasser facilement la limite d'élasticité et atteindre ensuite la charge de rupture.
La formule (19) est applicable indifféremment aux tiges pleines ou creuses, puisque le moment d'inertie I n'y figure pas ; elle est favorable aux tiges pleines, parce que celles-ci ont un moindre diamètre extérieur d.
Les seuls moyens préventifs contre le danger du déréglage des trois lignes de guidage de la tige de piston sont dans les soins du monteur de la machine et dans la vigilance du mécanicien.
193. — Bielles. — Contrairement aux tiges de piston, les bielles présentent une grande sécurité, bien qu'en apparence on les charge davantage ; elles ne sont toutefois pas exemptes de tapures, et, comme elles ne préviennent jamais, avant de rompre, leurs avaries sont toujours très graves. Pas plus que les tiges, elles ne redoutent la flexion résultant delà charge debout, parce que la longueur du corps, entre les deux collets de la tète et du pied, seule partie où la flexion soit possible, ne dépasse pas la longueur de la tige du piston. Les bielles, parfaitement libres dans leur mouvement, n'ont à craindre aucune des forces transversales qui peuvent être fatales aux tiges.
La charge des bielles se calcule en attribuant à P la même valeur que pour les tiges de piston, sans tenir compte ni de Tobliquité de la bielle, qui augmenterait P, ni desforces d'inertie, qui diminueraient P dans une proportion plus forte que pour les tiges de pistons.
Le calcul de la charge B par millimètre carré se fait pour le corps de la bielle et pour les boulons de tète et de pied.
Tableau XLIV
Charge R |
Noms des BâtimeDts
Corps
Boulons de lâte
Boulons de pied
kilogrammes
kilogrammes
kilogrammes
Bouvet
Charles-Martel . .
Jauréguiberry . . . .
Brennus
Bugeaud, ,
Davoût • ,
Jean-Bart
S fax. .
Galilée .
iriberville
Moyennes ....
Laos
France
Dupleix
Amiral-Courbet , . .
Jjton» ••«••.
1 Moyenn
es . . • •
On calcule parfois la charge des chapeaux de bielle, en supposant qu'ils travaillent par flexion sous l'effort des écrous de leurs boulons, en portant sur les soies par leur unique génératrice centrale. Les charges ainsi déterminées, qui atteignent de 10 à IS kilogrammes, représentent beaucoup plus du double de la charge réelle par flexion ; elles doivent
être consultées comme donnant de simples termes de comparaison
d'une bielle à l'autre.
La principale précaution à prendre, au point de vue de la résistance des matériaux, dans la construc-
tion des bielles, est relative aux bielles creuses. Elle consiste, du côté où la bielle se divise, pour embrasser le bas de la tige de piston sur la traverse à arrêter le creux avant la naissance de la fourche. 11 importe, en effet, de n'affaiblir, par aucun évidement, la matière servant à l'encastrement du pied de la fourche, qui travaille par flexion.
