Vidéos YouTube de Partee Racing.

Hey tout le monde, je ne suis pas sûr si je suis autorisé à faire cela, mais je voulais partager des liens vers nos vidéos ici, car certaines de nos vidéos plus techniques n’obtiennent pas l’amour de l’algorithme que les vidéos plus superficielles font, et en tant que tel, ne parviennent pas à atteindre la plupart de notre public.

Je vais commencer par la dernière vidéo car ex 240 s14 demandé plus de détails sur notre prochaine pompe à huile à haut débit.

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Acheté la pompe à huile quand il n'était pas NLA pour comme 800 $ neuf avec un rabais de concessionnaire.

On dirait que les vanos utilisent plus de flux quand dans les états transitoires, ils tirent de ce circuit d'huile. Cela est logique si le DME demande min à max puis min/max à nouveau sur les deux vans d'admission et d'échappement. Cela devrait être confirmé lors du tracé du signal pwm des solénoïdes dans ces états transitoires flottants. Presque sonne comme un problème de réglage de table vanos.

Le fait demeure que la principale supérieure n ° 1 obtient le plus d'usure avec deux doubles chaînes à rouleaux tirant le nez. La preuve de ceci est tous les autres principaux inférieurs getter plus d'usure - en particulier la principale poussée inférieure. Ceci est exacerbé sur 1 supérieur car il obtient l'offre compromise que vous décrivez. C'est accepté. Un régime rapide aura une réaction opposée de la manivelle voulant grimper sur la chaîne dans cette zone, ce qui causera un moment à la manivelle.

Un autre grand test serait de regarder les moteurs s65 configurés avec vanos supprimer la configuration des cames. Peut-être un bon moyen de confirmer contre un contrôle avec la stratégie stock vanos.

27% de volume en plus, ai-je bien entendu. Cela mélangé avec les engrenages SRD sonne comme la voie à suivre par rapport à un puisard sec, en supposant que la pompe ne soit pas $ 10k.

Nous sommes très heureux d’en apprendre davantage à ce sujet et nous apprécions les efforts que Chris et Partee font pour notre communauté!

Rubin

RocketyMan a écrit

11417838311
Acheté la pompe à huile quand il n'était pas NLA pour comme 800 $ neuf avec un rabais de concessionnaire.

On aimerait tous qu'ils soient encore à ce prix. Heureusement que tu en as eu un avant la hausse des prix ! En fait, je ne savais pas qu'ils étaient NLA dans tous les domaines. La dernière fois que j'ai regardé, ils étaient toujours disponibles, mais étaient ~ $3400. 5150 semble être le seul avec de nouvelles pompes en stock à 3700 $.

RocketyMan a écrit

On dirait que les vanos utilisent plus de flux quand dans les états transitoires, ils tirent de ce circuit d'huile. Cela est logique si le DME demande min à max puis min/max à nouveau sur les deux vans d'admission et d'échappement. Cela devrait être confirmé lors du tracé du signal pwm des solénoïdes dans ces états transitoires flottants. Presque sonne comme un problème de réglage de table vanos.

C'est l'hypothèse avec laquelle nous travaillons actuellement, comme indiqué dans la vidéo. Nous avons enregistré cela et vérifié que VANOS réduit, sans aucun doute, la pression d'huile. Un seul balayage de VANOS à la fin d'une course de dyno, par exemple (position d'accélérateur presque pleine avance au retard presque complet à 8400 tr / min), a fait baisser la pression d'huile de ~ 75 PSI à 63 PSI pendant une fraction de seconde l'actionneur de VANOS était en mouvement c'était avec un système quotidien d'huile de puisard sec - beaucoup plus de débit d'huile que OEM. Nous ne sommes tout simplement pas encore assez confiants pour traiter cette hypothèse comme un fait, même avec les preuves à l'appui que nous avons jusqu'à présent.

RocketyMan a écrit

Le fait demeure que la principale supérieure n ° 1 obtient le plus d'usure avec deux doubles chaînes à rouleaux tirant le nez. La preuve de ceci est tous les autres principaux inférieurs getter plus d'usure - en particulier la principale poussée inférieure. Ceci est exacerbé sur 1 supérieur car il obtient l'offre compromise que vous décrivez. C'est accepté. Un régime rapide aura une réaction opposée de la manivelle voulant grimper sur la chaîne dans cette zone, ce qui causera un moment à la manivelle.

Donc, sans aucun doute, le système de la chaîne temporelle joue un rôle dans ce qui se passe ici; le hic est qu'il est symptomatique et non causal.

Le fait est que le fait qu'il s'agisse d'une paire de chaînes à rouleaux doubles est un problème très mineur - tout le monde souligne la S85 comme preuve que c'est le problème, mais les chaînes ne sont pas la seule différence, et plus encore, il n'y a pas une différence inhérente dans la tension des chaînes. Il y est, cependant, une différence dans la charge de la chaîne - vous êtes la première personne qui a spécifiquement appelé le moment créé par la transmission du couple à travers la chaîne, et c'est vraiment la force principale que la manivelle éprouve. Cela et le moment complémentaire créé par l'entraînement de la transmission pour les pompes à huile.

(J'ai digéré super dur après cela, donc je reviens maintenant dans l'édition pour ajouter: la vraie différence n'est pas le simple vs. double charge de chaîne à rouleaux, c'est le fait que la S85 a une pompe VANOS séparée qui ne purge pas le volume et donc la pression du système d'huile principal. Tout cela explique en détail pourquoi la charge de la chaîne de distribution est une petite pomme de terre.)

S65 Valve
La raison pour laquelle BMW est passée à un système de double rouleau sur le S65 est que les forces d'actionnement des soupapes des 4 cylindres par came sont plus transitoires. Les lobes de came S65 ont, au mieux, une séparation plus distincte et une séparation complète entre Cyl 4 VCE et Cyl 2 VOE en raison de son ordre de tir dans le plan transversal manivelle / 90 degrés, plaçant l'événement de combustion Cyl 1 immédiatement après Cyl 3. Regardez ce graphique, c'est plus facile à voir de cette façon. (Ceci est un profil de came très générique pour des raisons de clarté du timing)



S85 Valve Timing
Le S85, en revanche, avec 5 cylindres sur chaque rangée, un cylindre (par rangée) qui tourne tous les 144 degrés de rotation de la manivelle, a un espacement des événements parfaitement uniforme entre les cames (en termes de degrés de rotation) avec un chevauchement important entre les lobes de came.
Graphique ci-dessous également)



Qu'est-ce que ça peut faire ?
Cette différence de chevauchement (par came, pas par cylindre) explique pourquoi les chaînes de distribution à une seule rangée étaient suffisantes pour le S85, mais pas pour le S65. Ci-dessous est un tableau montrant la charge de couple de came d'admission (en brun) et la charge de couple pour chaque paire de lobes de came en bleu, rouge, vert, jaune et violet pour le S85 à 3000 tr / min - la plupart des miles sur ces moteurs se produiront dans ce régime. En tant que tel, les espérances de vie basées sur la fatigue cyclique et l'usure par frottement seraient probablement calculées ici.
(Il s'agit d'une approximation avec des poids précis, des forces de ressort et des profils de came approximatifs, afin d'illustrer le point. Ce n'est pas un modèle exact qui devrait être référencé ou traité comme des points de données du monde réel 1:1).
Tableau de chargement du couple d'admission à cames S85 Bank 1


Maintenant, comparez cela à la charge de couple de la came d'admission S65. Remarquez comment il y a des zones mortes importantes où aucun couple n'est appliqué et d'autres zones où le couple culmine à la pleine force d'une paire individuelle de lobes de came - 21,9 newton mètres de couple à 3000 tr / min. La chaîne de distribution du S65 doit transmettre plus de 4 fois plus de couple par came que la chaîne de distribution du S85 à 3000 tr/min.

• À 1500 tr / min, la charge de couple de la came S65 atteint 23 Nm et celle de la S85 est inférieure à 2,2 Nm.
• À mesure que le RPM augmente, l’écart se rapproche de 5 000 tr / min, la S65 connaîtra un pic de 23,9 Nm, tandis que la S85 verra une modeste 13 NM; l’écart a été réduit à un peu moins de 2x.
• À 8250 tr/min, il y a une parité significative dans la charge de couple maximale (S65: 39,3 Nm, S85: 33,8), mais un degré élevé de transience de pleine charge à zéro sur la came S65, tandis que le S85 a un cycle de charge répétitif constant par cylindre.

Tableau de chargement du couple d'admission à cames S65 Bank 1

La raison pour laquelle la différence relative diminue avec l'augmentation du régime est le résultat de l'augmentation des charges inertielles, car les vitesses et la vitesse d'accélération des soupapes augmentent toutes deux significativement de 48.93 newtons à 1500 tr / min à 1436 newtons à 8250 tr / min. Comme la charge inertielle devient la composante de force dominante que la chaîne de distribution doit surmonter, les pics commenceront à se normaliser les uns aux autres en raison des similitudes dans la masse des valvetrains.

Cela dit, mettons cela en perspective: nous pouvons également simuler le calage et les charges de la came d'échappement et voir que la charge maximale du couple combiné de la came est de 64,3 Nm. Les S85 La chaîne de distribution est une chaîne 06B-1 (simple) - cette chaîne a une capacité de travail maximale de 1900 N de charge de traction. C'est une marge de sécurité de 50%. Avant de considérer que le S65 a deux fois cette charge de travail.
Charge de couple totale Cam par banc



Couple total du système
Cela signifie qu'il y a une charge maximale de 1255 Nm par banc, et je vous entends penser "cela veut dire 2500 Nm de force totale sur la manivelle!".


S65 Charges de chaîne et couple de came au vilebrequin


Permettez-moi de vous expliquer :
Alors, quelles sont les forces de pointe réelles que la manivelle va expérimenter, puisque c'est ce dont nous parlons, après tout.

Parce que la manivelle tourne deux fois pour chaque tour de came, et a donc un diamètre de pignon 1/2 celui du pignon de came, il faut la moitié du couple pour générer la force requise sur la chaîne. Mais, comme toujours, il y a plus de nuances que cela, donc ce n'est pas simplement la moitié du couple total de came. En effet, comme je l’ai mentionné précédemment, chaque banque est déphasée de 90 * les unes par rapport aux autres. Alors... Je l'ai tracé aussi.

Le couple maximal à la manivelle est de 27,3 Nm, ce qui, si tout le couple montait (ce n'est pas le cas), entraînerait une force de traction maximale de 1065 newtons... Mais il y a plus de nuance que cela trop - simplement en utilisant le couple maximal à la manivelle suppose qu'il n'y a pas de couple négatif appliqué à la manivelle (cela se produit lors des événements de fermeture de soupape), et qui importe parce que tout couple, positif ou négatif (par rapport à la manivelle), nécessite une charge de traction sur la chaîne, qui est par définition une force de traction.

Une fois que tout cela est considéré et pris en compte dans le modèle, c'est une représentation (un peu) précise des forces que la manivelle subira pendant son fonctionnement, même dans les pires scénarios.

Ainsi, la force verticale maximale que le pignon de manivelle subira (toutes les forces de traction considérées) est de 1133 Newtons ou 254 livres de force..



Ajoutez à cela la force supplémentaire vers le haut de l'engrenage de pompe à huile 85 N, les forces de traction des tendeurs de chaîne (précharge du ressort 85N, plus pression d'huile (0.55 sq. piston cm, pression d'huile de 5,5 bars (estimation élevée, pression maximale d'huile), et environ 1,5 levier sur le guide de tension. Environ 180 N de force par banc) multipliée par le levier de poussée perpendiculaire à la longueur de la chaîne avec un faible angle de braquage, résultant en une tension de chaîne de 347 N. Cela doit être multiplié par 2x parce que la chaîne est une boucle, donc la force de traction réelle de chaque chaîne est 694 Newtons. Un peu de trigonométrie montrera que la force verticale nette sur la manivelle est d'environ 1146 newtons (257lbs.).

Pour enfin Miséricordieux, Aller au contenu principal
(Tous les nombres suivants sont calculés à 8250 tr / min)
Sur la base de tout cela, nous pouvons raisonnablement supposer que la force totale vers le haut sur la manivelle est créée par:

• Couple maximal requis pour entraîner les cames : 1133 N (Moyen de couple est 603,7N)
• La déviation de l'entraînement de la pompe à huile à engrenages: 85 N
• La tension créée par la boucle de tension de la chaîne de distribution: 1146 N

S'élève à un total estimé de 2364 Newtons de force vers le haut sur la manivelle. (532 livres)

Comme je l'ai mentionné dans la vidéo, la lubrification hydrodynamique génère des valeurs de résistance à la force OBSCNE. Un coin correctement formé dans une huile de 60 poids aura une résistance à la force supérieure à 28 000 PSI perpendiculairement à la direction de la force. Les roulements principaux S65, en haut et en bas, ont tous deux plus d'un pouce carré de surface (le fond a beaucoup plus). Il n'y a aucune chance que le 532 lb. de force sur le nez de la manivelle est suffisante, à elle seule, pour provoquer la défaillance du palier principal avant. BMW n’a pas opté pour une chaîne à double rouleau parce que les forces sur la chaîne de distribution sont si immenses; ils l’ont fait pour prolonger la durée de vie d’une pièce qui, si elle devait jamais porter et échouer, causerait une défaillance catastrophique au point où il est un non-problème.

Cette force vers le haut est cependant une composante symptomatique du mode de défaillance. Les deux facteurs les plus importants pour la performance de lubrification hydrodynamique sont le volume d'huile et la température de l'huile à la pression la plus élevée dans le coin.

Si le volume d'écoulement se décompose, la température de l'huile dans cette zone à haute pression traverse le toit, l'huile perd ses propriétés lubrifiantes et un contact métal-métal se produit.

Si vous avez également 500 lbs tirant sur le nez du vilebrequin alors que la cale est à peine performant, il est logique que vous verriez une usure sévère sur le dessus du roulement principal avant, d'autant plus que la pression de l'huile tombe à travers le plancher à faible charge / gaz transitoire, pas lorsque la manivelle absorbe tous 1855 lbf de force de tige de BMEP (qui est la force moyenne tout au long de la course de puissance -

Je ne crois pas que le flux de pétrole vers l'avant principal aille jamais à zéro (dans des conditions normales d'exploitation); si c'était le cas, l'avant principal se saisirait et tournerait en une seconde, et nous n'en parlerions toujours pas dans le grand 26. Ce que je crois se passe, c'est que le flux de pétrole est en baisse assez bas pour (dans la principale avant en particulier) le roulement fonctionne sur le bord déchiqueté de faim pour le pétrole, entraînant ainsi l'avant principal portant mourir une mort de mille coupures de papier. Chaque fois que cela se produit, le profil de roulement s'aggrave légèrement et les performances diminuent un peu plus, jusqu'à ce que vous détruisiez votre vilebrequin et votre bloc, vous devez donc payer une charge de base de 5000 $ en plus d'acheter un nouveau moteur. Si vous ne décidez pas de mettre la voiture à la ferraille ou d'y jeter un moteur de casse pour tout recommencer.

Pire encore, lorsque vous surdimensionnez vos roulements de tige en pensant que vous êtes un propriétaire sûr et responsable (tout comme, littéralement, chacun de nos clients S65), le principal avant saisit à ~ 20k miles presque chaque fois. Hashtag : Tragique.

ancien 240 s14 a écrit

27% de volume en plus, ai-je bien entendu. Cela mélangé avec les engrenages SRD sonne comme la voie à suivre par rapport à un puisard sec, en supposant que la pompe ne soit pas $ 10k.

Nous sommes très heureux d’en apprendre davantage à ce sujet et nous apprécions les efforts que Chris et Partee font pour notre communauté!

Rubin

27-point quelque chose pour cent est la blague ici, lol. Mais oui, c'est exact. Entre cela et la mise à niveau de SRD, la capacité d'écoulement du pétrole est augmentée de 90%. Sans augmenter significativement la pression maximale du pétrole au-delà de 80 PSI ou gaspiller une tonne d'énergie en contournant l'excès de pétrole. Il pompe simplement autant d'huile que le moteur en a besoin pour un volume donné. Cela pourrait en fait correspondre parfaitement à votre idée d'accusump. Cependant, vous n'en aurez pas besoin.


Nous visons 2200 ou moins. L'approvisionnement des composants internes est incroyablement coûteux, mais bat toujours l'enfer de nouveaux prix OEM.

Great explanation of the double vs single roller chain necessity. Makes sense that the V10 has much more balanced "pull" on the chain vs the S65.


532 lbs seems like what it would be at a normalized static load @8250 rpms. What about on quick accelerating throttles? I'm not sure how you would go about calculating this force on the chains and then translating it to the crank.
But there would also be a distance that force is applied to on the nose of the crank. Bank 2 being the furthest away from the main #1 upper. And you're right about the trigonometry for SIN(90). This seems rather indicative of nearly all the main bearings I see pulled out of an S65 as the outside edge of the upper main gets the most compromised boundary layer.

I would still challenge the idea that something is going on here as evidence by wear patters of the mains. Again, you see the outside tip of the main #1 upper worn the most while the rear lower thrust bearing is the worst suggesting some sort upward torque around #2 or #3 main acting like a pivot. One would expect only the lower mains to get wear as this would be reactionary just like to the conrods upper bearing on power stroke.

Perhaps you're right that this is just symptomatic. Maybe even as simple as startup-wear for the #1 MB is observed the most when there is no oil pressure until a half second from the engine cranking.











These are all borrowed photos from this forum using a quick search.
I think the last photo shows what I'm saying the best. Everyone of these pics you can pretty much guess which one #1 upper MB is based upon the wear pattern.

Chris et moi avons passé en revue son analyse dans les détails fascinants hier. Je le laisserai répondre à l'idée qu'il a seulement calculé la charge "statique" sur la manivelle.

Je pense que le point le plus utile de Chris est que l'usure sur les roulements n'indique pas une cause, mais plutôt un symptôme ou une conséquence de la cause. La cause est la dégradation du coin hydrodynamique et de la force résistive massive qu'il génère. La force exercée sur la manivelle élimine le non. 1 palier principal seulement lorsque le coin hydrodynamique se décompose. Dans des conditions normales de fonctionnement, il n'y a aucun moyen que la force fasse même une bosse dans la force résistive générée par le coin hydrodynamique.

Alors la question est de savoir pourquoi le coin se décompose. Comme nous l'avons noté dans notre longue vidéo de recette, la cause immédiate est le manque de débit d'huile suffisant, ce qui à son tour provoque une « marge » insuffisante dans le flux de la pompe à huile. Les marques de témoin dans la pompe à huile S65 après la pompe à huile S65 montrent la même chose: la pompe "flux variable" est presque toujours au maximum, il lui manque donc le débit supplémentaire nécessaire pour gérer les balayages de vanos aux moments critiques, tels que celui identifié par Chris ci-dessus.

Mais pourquoi ce phénomène est-il si concentré sur le non ? 1 roulement principal ? Le non. 1 roulement principal est le seul alésage principal qui manque de sa propre galère d'huile. Le non. 1 alésage principal partage son huile galley avec les guides-chaînes. Aucun autre alésage principal ne le fait. Et, comme indiqué ci-dessus, la tension vers le haut sur la manivelle provoque l'absence de débit d'huile suffisant et l'usure résultante et finalement contact métal-métal, pour se manifester en premier sur le No. 1 palier principal, c'est-à-dire le roulement et l'alésage qui souffrent d'un faible débit d'huile pendant la plus longue période de temps.

Quelques corollaires à tirer de tout cela. Tout d'abord, il n'y a rien de mal ou de défectueux avec la chaîne de distribution S65. C'est bien tant que les roulements principaux voient un débit d'huile suffisant en toutes circonstances, y compris les balayages de vanos. Deuxièmement, il n'y a rien de mal à un jeu supplémentaire pour les roulements de tige S65. Tant que la pompe à huile S65 fournit le débit supplémentaire nécessaire pour maintenir le coin hydrodynamique dans ces plus grands jeux de roulement de tige ET dans les dégagements de palier principal, même lorsque vanos aspire l'huile comme un fou, tout va bien.

Enfin, je sais que cela ressemble à une publicité pour notre pompe à huile. Je vous assure que ce n'est qu'une conséquence agréable, mais tout à fait accessoire de l'analyse de Chris. Nous nous sommes tous plongés dans cette histoire (et Chris est devenu obsédé par un point économiquement obscène !) parce que nous voulions trouver une hypothèse scientifiquement supportable pour le Non. 1 défaillances de roulement principales dans le S65. Nous croyons que nous avons fait cela et plus encore. Maintenant, pour tester notre pompe et la transformer en théorie corroborée par l'expérience.

Comme il convient, la propre voiture de Chris (et celle de son frère) servira de sujets de test. Nous sommes convaincus que la conception de la pompe permettra de résoudre le problème, en particulier lorsqu'il est combiné avec le réducteur SRD. Les voitures de course continueront à bénéficier, bien sûr, d'un carter sec Dailey Engineering pour assurer un ramassage continu du pétrole dans les virages les plus hauts, mais pas en raison du débit ou de la pression générée par un Dailey. Pour cela, nous croyons que notre pompe fait l'affaire.

Allez-y vite.

- Peter

RocketyMan wrote

Another great test would be looking at s65 engines configured with vanos delete cams setup. Might be a good way to confirm against a control with the stock vanos strategy.

That test subject is currently under construction for a client whose vanos delete S65 blew up after a single track session for reasons unrelated to oil flow (detonation took out the top ringland of a couple of pistons).

--Peter

Thanks, Peter, for your responses. Interested to learn more about the VANOS delete and oil pressure throughout the RPM band vs the control--using the stock VANOS setup. Perhaps a VANOS delete would in fact cause the oil pump to not be at the max pressure span the entire time and allow some headroom.

Another caveat that I don't think was mentioned about MB #1 is that this journal only supplies one conrod journal vs the other MB supply two conrod journals--barring the rear MB journal also supplies only one conrod journal. But if we're going with this hypothesis, the conrods leakdown rate probably isn't as great as the chainguides and VANOS.

Also, somewhere around MB #3 has two lines going up to the heads for all the cams and "lifters" for both banks. It sure would be nice to know emperically which component takes the most flow and pressure--sneaky suspicion being the VANOS.

RocketyMan a écrit

Une autre mise en garde que je ne pense pas a été mentionné à propos de MB 1 est que ce journal fournit seulement un journal Conrod vs l'autre MB fournir deux journaux Conrod - sauf le journal arrière MB fournit également qu'un seul journal Conrod. Mais si nous allons avec cette hypothèse, le taux de fuite des conrods n'est probablement pas aussi grand que les guides-chaîne et VANOS.

En outre, quelque part autour de MB 3 a deux lignes allant jusqu'à la tête pour toutes les cames et "lifters" pour les deux banques. Il serait certainement agréable de savoir empereur quel composant prend le plus d'écoulement et de pression - soupçon sournois étant le VANOS.

Excellents points ! J'adore le groupe think.

- Peter

Je veux juste un carter sec Dailey pour les consistances d'huile.

Tu pourrais nous uploadé une vidéo qui détaille le processus de montage et les différences entre tes packs S65 ? Ça serait top à regarder. Merci !

THEROK a écrit

Tu pourrais nous uploadé une vidéo qui détaille le processus de montage et les différences entre tes packs S65 ? Ça serait top à regarder. Merci !

Pas de souci. En gros, la seule différence entre le kit "Better than Stock Budget" et le "High End", ça se joue au niveau des pistons : la version budget utilise des pistons et segments Mahle de série en 92,5 mm, alors que la version high end passe sur du 94 mm avec nos pistons custom et des segments de BMW S62, exactement comme pour notre stroker. Le stroker, lui, ajoute simplement le vilebrequin Arrow billet avec une course de 82,7 mm.

Chaque montage est livré avec des caches VANOS à boulonner en métal, des tubes de bougies en aluminium, etc. On n'inclut pas les caches-culbuteurs en aluminium d'office, mais on peut les ajouter au prix public des pièces.

Je suis d'accord, une vidéo sur tout ça serait top. Merci pour le retour.

--Peter

omgzirra_exe a écrit

Je veux juste un carter sec pour un usage quotidien, histoire d'avoir une pression d'huile stable.

On en a installé sur des voitures de clients. Pour des véhicules dédiés exclusivement au circuit, ça se tient. Jusqu'ici, à mon avis, seul un vrai système de carter sec était une option viable pour protéger le moteur, mais il y a des compromis obligatoires pour que ça fonctionne : on vire la clim, évidemment, et puis le passage des durites est une galère sans nom. En plus, le reniflard du réservoir d'huile dégage une odeur atroce s'il n'est pas évacué hors de la voiture vers un endroit où le flux d'air éloigne les effluves de l'habitacle. Je ne parle même pas du prix du kit, et encore moins du coût de l'installation, que ce soit en argent ou en temps. Le dernier qu'on a monté a mobilisé l'atelier à plein temps pendant plus d'une semaine.

Le prochain gros point noir du carter sec Dailey, c'est qu'il faut maintenir un ralenti d'au moins 1000 tr/min. À cause de la forme du bas du S65, on est obligé d'utiliser une courroie d'entraînement relativement longue. Le souci, c'est qu'elle se met à vibrer comme pas permis si on monte trop en régime. J'en ai discuté personnellement au téléphone avec Bill parce que notre dernier client tenait absolument à garder son ralenti à environ 600 tr/min. Mon idée était de changer les pignons fournis avec le kit pour surcompresser un peu la pompe, et sa réponse a été, je cite : « dis à ton client que c'est une voiture de course et que les voitures de course tournent à 1000 tr/min au ralenti. On a passé un temps fou à développer ce kit, et si tu fais tourner cette courroie encore plus vite, tu risques de la faire sauter. Je ne vais pas te dicter comment gérer ton install, tu l'as achetée, mais je te déconseille fortement de y toucher. »

À environ 600 tr/min, la pression d'huile à chaud descendait jusqu'à 0,7 bar.


Notre pompe, en revanche, fournira des pressions d'huile plus élevées au ralenti que la pompe OEM, tout en maintenant des pressions de pointe similaires puisqu'elle repose sur le même principe que le système à cylindrée variable d'origine.

De plus, sur circuit, même avec des forces G latérales élevées, la pompe ne devrait présenter aucun problème d'aspiration. Je ne vois absolument aucune nécessité d'installer des chicanes ou un système Accusump. Le carter d'huile OEM est une pièce d'orfèvrerie : c'était la première tentative de BMW pour créer une sorte de système quasi-carter sec. Une fois le carter monté sur le moteur, il isole complètement le réservoir d'huile du bac de récupération, à l'exception de la petite fenêtre de drainage au centre du réservoir. J'ai rempli le carter avec 6,6 litres (gardez en tête qu'il en faut 9 litres pour remplir le moteur) d'eau pour simuler le niveau de G supportable avant que l'huile ne se retrouve à moins de 5 cm de la crépine. Si je me souviens bien, c'était 66°. Disons même 60° : ça fait quand même 2G pour que le niveau d'huile arrive à 5 cm de l'ouverture de la crépine.

Tant que la pompe a un débit d'huile suffisant, ce qui sera le cas pour la nôtre, les problèmes de manque de lubrification seront du passé.

RocketyMan a écrit

Super explication sur l'utilité de la double chaîne par rapport à la chaîne simple. C'est logique que le V10 ait une « traction » bien plus équilibrée sur la chaîne que le S65.


242 kg, ça semble correspondre à ce qu'on aurait avec une charge static normalisée à 8250 tr/min. Mais qu'en est-il lors d'accélérations brutales ? Je ne vois pas trop comment s'y prendre pour calculer cette force sur les chaînes, puis la reporter sur le vilebrequin.
Mais il y aurait aussi une distance sur laquelle la force s'exerce au niveau du nez du vilebrequin. Le Bank 2 étant le plus éloigné du palier supérieur n°1. Et tu as raison pour la trigonométrie du SIN(90). Ça semble assez représentatif de presque tous les paliers principaux que je vois sortir d'un S65, car c'est le bord extérieur du palier supérieur qui a la couche limite la plus compromise.

Je remettrais quand même en question l'idée que tout soit normal ici, si l'on en juge par l'usure des paliers de vilebrequin. Encore une fois, on voit que l'extrémité extérieure du palier supérieur n°1 est la plus usée, alors que la butée arrière inférieure est dans le pire état ; ça suggère un certain couple ascendant autour du palier n°2 ou n°3 qui agirait comme un pivot. Normalement, on s'attendrait à ce que seuls les paliers inférieurs s'usent, car ce serait une réaction similaire à celle du coussinet supérieur de la bielle lors de la phase de combustion.

T'as peut-être raison, c'est sûrement juste symptomatique. C'est peut-être même aussi simple qu'une usure au démarrage sur le palier #1, qui se remarque surtout quand y'a pas de pression d'huile avant une demi-seconde après le lancement du moteur.











Toutes ces photos ont été récupérées sur ce forum via une recherche rapide.
Je pense que c'est la dernière photo qui illustre le mieux mon propos. Sur chacune de ces images, on peut globalement deviner laquelle correspond au palier de bielle #1 supérieur d'après l'usure.

Pour répondre à ta première question, mon calcul ne s'est pas limité à la charge statique car, pour tout ce qui est moteur thermique à pistons, le scénario statique n'existe pratiquement pas. À mon avis, l'environnement le plus proche d'un état statique (sur une échelle de temps extrêmement courte) se trouve au niveau du conduit d'admission en amont du plenum. Même là, les dynamiques d'ondes de pression jouent un petit rôle. En interne, on pourrait considérer le circuit de refroidissement comme un scénario statique, et peut-être le système de lubrification (pour n'importe quel autre moteur).

Je m'égare.

Pour en revenir au sujet initial : non, je ne me basais pas uniquement sur une charge statique. Le truc, c'est que dans la somme de toutes les forces s'exerçant sur le nez du vilebrequin, la charge inertielle liée à l'accélération de l'arbre à cames, des pignons de distribution et des chaînes est dérisoire. On parle d'un ordre de grandeur de quelques dixièmes de cheval. Par contre, en ce qui concerne les forces d'accélération des soupapes, des ressorts, des poussoirs, des coupelles, etc., là, le cumul devient vraiment significatif, et c'est pour ça que je les ai mentionnées spécifiquement.

Le hic, c'est que ces forces sont totalement indépendantes de l'accélération rotationnelle du vilebrequin. Chaque cycle de charge des soupapes de chaque cylindre est indépendant de tous les cycles précédents ou suivants, sauf lorsqu'ils coïncident avec d'autres phases d'ouverture de soupapes. L'effet de l'accélération de l'arbre à cames (liée à la montée en régime du vilebrequin) est inférieur de plusieurs ordres de grandeur aux forces d'accélération exercées sur les soupapes (et les composants associés) par le profil du lobe de la came ; d'ailleurs, ces forces sont constructives mais non multiplicatives, donc la variation de vitesse de la came s'ajoute simplement à la minuscule force d'accélération réactive du système de soupapes.

Tout ça pour dire que j'ai pris ces éléments en compte dans mon modèle. Quand on décompose le système, qu'on étudie chaque charge dynamique individuellement, puis qu'on remonte l'ensemble pièce par pièce, ça devient assez simple. Le plus dur, c'est juste de réussir à identifier chaque force générée par ce système, qui est trompeusement complexe. Pour calculer la charge liée à l'accélération de la chaîne ? Il suffit de déterminer la masse de la chaîne, d'identifier sa variation de vitesse lors de l'accélération maximale du moteur en fonction de la distance radiale du centre de la chaîne sur le pignon du vilebrequin, et de faire un peu de calculs de base. Le vilebrequin n'encaissera pas 100 % de la force d'accélération de la chaîne, mais il en prendra la majeure partie, donc j'ai tablé sur 100 %.
Les cames et les pignons sont un peu plus complexes. J'ai dû les modéliser sur CAD pour déterminer leur centre de masse radial et ainsi identifier leur charge d'inertie, mais une fois que c'était fait, c'était super simple de calculer leur charge d'inertie réelle.

En résumé, comme je l'ai dit, les charges mentionnées plus haut sont les charges de pointe. Sur n'importe quel cycle de 720° à 8250 tr/min, les charges sur le vilebrequin vont varier entre ce pic et une force de traction environ 40 % inférieure.

Concernant les photos que tu as postées-
Comme l'a dit Peter, on ne nie pas que ce soit le mode de défaillance qui flingue la plupart des moteurs actuellement. C'est justement pour ça que j'ai fait ces recherches et que j'ai conçu notre pompe à huile. On démonte un sacré paquet de ces moteurs et on retrouve ce schéma d'usure précis dans 100 % des cas.

Mais on reste persuadés que ce problème n'est qu'un symptôme.
Beaucoup ont évoqué la distance entre le palier principal avant et les chaînes de distribution comme cause du problème, et c'est d'ailleurs pour ça que j'ai fait les recherches ci-dessus. Mais le moment appliqué au vilebrequin, bien qu'important, reste insuffisant pour provoquer une telle usure à lui seul. Si l'on considère la longueur du vilebrequin comme unité 1, le bras de levier ne va même pas multiplier la force de traction par 2 (le levier réel a probablement un facteur inférieur à 1,0, mais honnêtement, il y a trop de facteurs dynamiques en jeu pour en être certain, donc je pars sur un pire scénario à 2k). En réalité, dans le pire cas imaginable, le point de pivot autour duquel le vilebrequin pivoterait serait le palier principal n°1, les paliers n°2, 3, 4 et 5 appliquant chacun une force de réaction opposée à la traction du système de distribution. À ce niveau de charge, la flèche au niveau du nez est inférieure à 0,005 mm au point le plus éloigné du pignon de distribution par rapport au palier n°1 (en supposant que 100 % de la charge soit appliquée sur ce même point, scénario catastrophe et impossible), avec une déviation angulaire de 0,001 degré, là encore, au point le plus éloigné du pignon. À l'intérieur du palier principal, la déformation est pratiquement nulle.

Maintenant, concernant le vilebrequin, si la pièce elle-même ne présente quasiment aucune torsion d'après l'état des paliers, l'ensemble semble subir une flexion au niveau du palier principal avant lors des chutes de pression d'huile mentionnées plus haut.

Comme je l'ai déjà dit, aucune des forces exercées sur le vilebrequin n'est assez puissante pour vaincre les propriétés de résistance de la lubrification hydrodynamique. C'est un fait objectif. D'après toutes nos recherches, il semble que tous ces problèmes soient principalement causés par un débit d'huile insuffisant dans certaines conditions spécifiques. C'est précisément ce que notre pompe à huile permet de régler.

Infos super intéressantes ici. Ça me rappelle les discussions sur l'augmentation du débit d'huile concernant les coussinets de BE d'il y a quelque temps.

Est-ce qu'un débit d'huile accru, dû à des RBs avec un jeu plus important, aurait un impact sur le maintien du coin d'huile des paliers de vilebrequin ? Évidemment, pas autant qu'avec la solution pompe/engrenages, mais j'aimerais croire que le flux et le coin d'huile seraient plus constants qu'avec des RBs ayant un jeu d'origine ?

PapaMurph a écrit

Infos super intéressantes ici. Ça me rappelle les discussions sur l'augmentation du débit d'huile concernant les coussinets de BE d'il y a quelque temps.

Est-ce qu'un débit d'huile accru, dû à des RBs avec un jeu plus important, aurait un impact sur le maintien du coin d'huile des paliers de vilebrequin ? Évidemment, pas autant qu'avec la solution pompe/engrenages, mais j'aimerais croire que le flux et le coin d'huile seraient plus constants qu'avec des RBs ayant un jeu d'origine ?

Je vois exactement de quel sujet tu parles. Dans une autre discussion où un utilisateur posait une question sur le kit overdrive de RE, on a mentionné ce thread, ce qui m'a poussé à examiner leurs données de plus près. En y regardant de plus près, tout leur compte-rendu ressemble plus à du marketing pompeux qu'à l'analyse qu'ils prétendaient fournir.

Mon analyse de ce fil est disponible ici :
https://www.m3post.com/forums/showpost.php?p=32666957&postcount=33

Le fil d'origine était beaucoup trop long et reposait sur des suppositions absurdes qui confirmaient un parti pris évident. Ils prétendent n'avoir constaté qu'une chute de pression d'huile de 3 PSI et ont décrété que c'était négligeable. À mon avis, cette affirmation est absurde en soi.
Ils ont changé UNE seule variable dans un système qui dispose de :

• 5 paliers de vilebrequin
• 8 coussinets de bielle
• 8 gicleurs d'huile
• 2 conduits de lubrification de la chaîne de distribution
• 20 coussinets d'arbre à cames
• 32 poussoirs
• 4 actionneurs VANOS

Si une seule variable a modifié la pression de tout le système de 0,2 bar, alors le changement dans ce sous-système spécifique (coussinets de vilebrequin et coussinets de bielle, puisque le flux passe par le vilebrequin) doit forcément être un multiple de cette valeur.

Les coussinets surdimensionnés augmentent carrément le flux au niveau des Rod bearings, mais pas pour les Main bearings.

Les coussinets de bielle sont, en quelque sorte, le bouchon du système de paliers principaux. Si vous avez des jeux extrêmement serrés au niveau des paliers principaux et des jeux trop importants au niveau des bielles (ou inversement), vous vous retrouvez avec un système déséquilibré qui finira par lâcher à cause du déséquilibre du flux. À moins, bien sûr, d'avoir un débit suffisant pour maintenir des pressions adéquates partout.

En bref, des coussinets de bielle avec un jeu plus important, dans ce cas précis et d'après les preuves dont nous disposons, contribuent à rompre le coin d'huile dans les paliers principaux et améliorent radicalement les performances des coussinets de bielle.

À notre avis, le nouveau standard de référence pour la fiabilité sera l'augmentation des jeux de coussinets de bielle ET de palier, couplée au kit SRD overdrive et à notre pompe à huile.

La meilleure alternative serait de partir sur des paliers neufs partout avec les jeux d'origine et la pompe SRD. Vous pouvez vous en sortir avec les engrenages SRD et des jeux surdimensionnés ; on a déjà monté des moteurs comme ça, mais si on a pris le temps de développer cette pompe, c'est pour une bonne raison. On veut encore obtenir de meilleures pressions d'huile.

Chris, j'ai lu tout le fil, et excuse-moi si j'ai raté l'info (elle est peut-être sous mes yeux), mais est-ce que la tendance d'une chaîne de distribution (ou de toute boucle de masse flexible) à vouloir suivre une trajectoire circulaire à mesure que la vitesse de rotation augmente a été prise en compte pour l'effort vertical sur le nez du vilebrequin ? J'imagine qu'à paramètres égaux, le fait d'avoir deux fois plus de chaînes sur le S65 par rapport au S85 doublerait cette force ascendante sur le vilebrequin à un régime donné. Je veux dire, peu importe la tension de la chaîne ou les tendeurs. Je suis logique là ? Est-ce que c'était déjà inclus dans le chiffre de 532 lbf communiqué plus tôt ?

J'espère que quand Chris se réveillera et décollera sa tête du clavier, il continuera ou modifiera sa réponse.

BenFenner a écrit

Espérant que Chris se réveille et qu'il arrache son visage du clavier, il continuera à répondre.

Hahahaha merci de me comprendre si bien !

Pour finir ce que je disais plus tôt...
Bonne question !

Avant d'aller trop loin, faisons un TL;DR- Les chaînes sont étonnamment peu intuitives lol.

Donc, pour répondre correctement à votre question- non, vous ne l'avez manqué nulle part; J'ai choisi d'omettre ce détail pour deux raisons:
Premièrement, le post était déjà incroyablement verbeux, donc je ne voulais pas ajouter de détails inutiles.
Deux, c'était un détail inutile parce que la force nette de la chaîne sur le vilebrequin est zéro.

Comme je l'ai dit, étonnamment peu intuitif. Le fait est que 100% de la tension dans la chaîne en fonction de la force centrifuge réactive est contenue dans la chaîne elle-même. Pour chaque newton de force nécessaire pour faire tourner la chaîne autour du pignon A, il y a une force égale et opposée qui se produit sur le côté opposé du pignon B.

La façon dont j’ai cliqué a été de visualiser un seul maillon de la chaîne comme un vaisseau spatial et de penser à la mécanique orbitale plutôt qu’à une chaîne.

Lorsque la chaîne utilise une tension interne pour « orbiter » entre deux chaînes, un vaisseau spatial utilise la gravité pour maintenir sa « boucle » autour de deux corps. Une chaîne avec deux pignons peut être imaginée comme une version bidimensionnelle d'une orbite - le plus petit pignon étant le périapse et le plus grand pignon étant l'apoapsis.

Un vaisseau spatial n'a besoin d'aucune force extérieure (au-delà de la gravité, évidemment) pour orbiter - même dans une orbite elliptique. Il en est de même avec une chaîne ; bien que son chemin puisse être loin de son cercle naturel, sa propre tension interne maintient un équilibre inhérent, sauf qu’au lieu de la gravité, c’est sa propre tension interne qui résiste à l’accélération extérieure.

Mais la question demeure : ne faut-il pas une certaine force pour déformer la chaîne autour des pignons au lieu de lui permettre de suivre son cercle naturel ?
Oui, la tension. Il est nécessaire qu'il y ait un élément de tension statique pour que la chaîne maintienne son chemin déformé. Vous pouvez accomplir cela de deux façons: vous pouvez définir la longueur de la chaîne à une longueur optimale pour la distance entre ses pignons (comme vous le verriez sur un vélo à engrenage fixe), ou vous avez besoin d'une sorte de guide-tendeur (comme on le voit dans presque tous les systèmes de chaînes de distribution), ou un pignon tendeur (comme on le voit généralement sur le dérailleur arrière d'un VTT - c'est particulièrement nécessaire en raison du large éventail de diamètre des pignons). Dans certains cas, les tendeurs sont évités là où ils seraient autrement bénéfiques, comme la chaîne d'entraînement finale d'une moto tout terrain, en raison des forces immenses que la chaîne doit transmettre étant beaucoup plus (en particulier en termes de charges de choc provenant de situations telles que le saut de roue) que n'importe quel système de tension léger pourrait tolérer, ce qui rend impossible; résultant en intervalles de remplacement beaucoup plus courts en raison d'une nécessité pour une chaîne de montage plus lâche causant beaucoup plus d'usure sur la chaîne elle-même et le pignon.

Retour au point - la tension préchargée sur la chaîne de distribution est la seule force extérieure que la chaîne applique intrinsèquement à la manivelle. Toutes les forces d'inertie sont autonomes - il y a des forces accélératrices extrêmement élevées pendant que la chaîne change de direction autour du pignon. Pourtant, la force centripète est entièrement générée comme une force de réaction à la tension de la chaîne (qui augmente considérablement à mesure que la vitesse augmente). La tension linéaire à l'intérieur de la chaîne est générée entièrement (sauf pour la prétension du guide tendeur) par force centrifuge réactive. Toutes ces forces sont générées, comme mentionné ci-dessus, par la vitesse de la chaîne, qui est entraînée par le régime du moteur, créant une vitesse maximale d'un peu plus de 22,5 mètres / seconde à 8400 tr/min. Le résultat de tout cela est que si ce n'était pas pour la tension dans la chaîne, les maillons de la chaîne voleraient simplement juste après le pignon plutôt que de se courber autour. Ils ne donnent aucune force au pignon lorsqu'ils le contournent.

Si vous avez du mal à visualiser cela, je le fais aussi. Même si je comprends la théorie, elle est assez contre-intuitive et complexe pour que j’aie du mal à la voir dans mon esprit – un de mes agents d’IA a construit ce modèle interactif, construit une page Web pour l’héberger et lui a dit de citer ses sources sur la page web. Je ne laisse jamais l’IA guider mes décisions, mais c’est SPECTACULAIRE pour des choses comme construire ce modèle de visualisation et trouver des publications de recherche pertinentes.

Regarde ça :

Si vous voulez mettre en place le scénario exact décrit dans ma première réponse, la force de traction résiduelle du côté mou est juste inférieure à 350 N, la traction de transmission du couple est juste en dessous 1150 N (par banque), la chaîne standard la plus proche que j'ai pu trouver est un duplex BSRC de taille 06B qui a une masse de 0,8 kg/mètre, et la vitesse de crête de chaîne est juste plus 22,5 mètres par seconde. La force d'accélération de la chaîne est incluse dans la force de traction 1150 N.

Cliquez sur le diagramme pour ouvrir le modèle interactif de force de chaîne et une explication technique complète.

RocketyMan

Je suis revenu sur mes notes et j'ai trouvé les chiffres exacts: la force de réaction d'accélération de la chaîne de 0 tr / min à 8400 tr / min en 1 seconde (ce qui est un scénario irréaliste dans le pire des cas, et représente un taux d'accélération plus élevé que celui que connaîtra jamais le moteur dans le monde réel) est de 5,72 newtons par banque. 0,148 Nm de couple (0,1 Ft Lbs), et un pic de 0,168 chevaux. C'est pertinent et a été inclus, mais comme je l'ai dit plus haut, à Ben, ce poste était déjà LOONG. J'étais en train de réduire la graisse partout où je pouvais.

Retour au point d'origine, Ben, quand vous avez le modèle mis en place correctement, vous verrez que la force de traction totale sur les deux pignons est approximativement (parce que nous utilisons des nombres arrondis dans le modèle) la force de traction totale que chaque banc applique à la manivelle vers la came d'admission de ce banc.

J'espère que cela aidera à donner un sens à ce que je dis ici.

Je sais que l'explication la plus largement admise et acceptée pour la défaillance du roulement principal avant est le poids supplémentaire des chaînes en duplex et / ou la distance ajoutée au roulement principal avant en raison de l'épaisseur supplémentaire de la chaîne; je crois que c'est parce qu'il a un sens intuitif pour la plupart des gens. Je sais que la position que nous adoptons à cet égard est presque directement opposée au consensus de l'ensemble de la communauté.

C'est pourquoi je suis prêt à prendre le temps de montrer notre travail, de montrer que nous avons fait les recherches et d'expliquer les conclusions que nous avons tirées.

La grande majorité des fournisseurs du marché secondaire fonctionnent sur la base d’hypothèses basées sur l’expérience, de meilleures pratiques et font ce qui est connu pour fonctionner.

Ce n’est pas forcément une mauvaise chose, nous comptons aussi sur ces choses. L'expérience cumulée du siècle dernier dans la construction de moteurs, la fabrication de produits, la recherche et l'ingénierie, ainsi que la construction rapide et fiable de voitures est l'un de nos atouts les plus précieux.


Le problème survient lorsque vous laissez l'expérience, les processus connus et les meilleures pratiques dicter (plutôt que guider) les décisions en matière d'ingénierie et de conception. Lorsque vous faites cela, vous supprimez toutes les occasions d’examiner un problème sous un angle différent. Quand j'ai présenté ma théorie à Ray, notre motoriste avec 40 ans d'expérience dans la construction de moteurs de course extrêmes et de moteurs Ferrari vintage, il s'est littéralement moqué de moi. Il a dit qu'il n'y avait aucune chance que n'importe quel OEM construise un moteur sur une telle lame de couteau du flux d'huile pour une raison quelconque. Je lui ai demandé de regarder les preuves que nous avons vu - l'usure très inhabituelle sur le côté supérieur des roulements principaux, le fait qu'il est toujours 1, le fait que les marques témoins dans la pompe à huile montrent que la pompe à huile passe 95% de son temps en fonctionnement à plein débit plutôt que le flux partiel comme il est conçu pour faire. Le fait que le carter d'huile soit si bien conçu qu'il empêche les problèmes de collecte d'huile, sauf dans les situations les plus catastrophiques, était irréfutable. Alors, il y a tous ces mois, j'ai commencé à travailler avec les forces et à charger les principales expériences - les choses que je vous montre maintenant - puis à rassembler toute la confiance du cerveau et à leur demander de séparer mes revendications. Si, à un moment donné, on me posait une question pour laquelle je n’avais pas immédiatement de réponse, c’était un drapeau rouge – je n’avais pas encore une compréhension complète du système dans son ensemble et j’avais donc plus de recherches à faire.

Maintenant, nous sommes là. La pièce est conçue, et le dernier prototype est assis sur mon bureau. L’étape suivante consiste à finir la machine du corps en aluminium imprimé 3D, laisser tomber mon carter d’huile et aller tester.

Chrisyphus a écrit

la force nette de la chaîne [en ce qui concerne l'autoformation inertielle] sur le vilebrequin est zéro.

Je l'ai.

Pour voir si je comprends l'essentiel de ceci correctement, vous me dites que dans l'exemple du vélo à engrenage fixe (deux pignons, une chaîne, pas de tendeurs), les arbres des pignons ressentiraient chacun une force vers l'intérieur qui augmenterait avec le régime puisque la chaîne voudrait tendre vers une forme circulaire.

Mais toute cette force est transférée à n'importe quel tendeur de chaîne dans le système (qu'il s'agisse d'une roue de jockey / dérailleur ou d'un guide-chaîne frictionnel) si celui-ci existe?

Voilà comment je lis ton post en ce moment. Je l'ai ?


Ou est-ce que cette force d'autoformation n'est pas une chose réelle et je viens de l'inventer?
Ou peut-être que l'angle avec lequel la chaîne quitte le pignon a quelque chose à voir avec cela et parfaitement les virages à 180 degrés d'une chaîne ne confèrent aucune force de déformation personnelle, mais tous les autres angles le font?

BenFenner a écrit

Je l'ai.

Pour voir si je comprends l'essentiel de ceci correctement, vous me dites que dans l'exemple du vélo à engrenage fixe (deux pignons, une chaîne, pas de tendeurs), les arbres des pignons ressentiraient chacun une force vers l'intérieur qui augmenterait avec le régime puisque la chaîne voudrait tendre vers une forme circulaire.

Mais toute cette force est transférée à n'importe quel tendeur de chaîne dans le système (qu'il s'agisse d'une roue de jockey / dérailleur ou d'un guide-chaîne frictionnel) si celui-ci existe?

Voilà comment je lis ton post en ce moment. Je l'ai ?


Ou est-ce que cette force d'autoformation n'est pas une chose réelle et je viens de l'inventer?
Ou peut-être que l'angle avec lequel la chaîne quitte le pignon a quelque chose à voir avec cela et parfaitement les virages à 180 degrés d'une chaîne ne confèrent aucune force de déformation personnelle, mais tous les autres angles le font?

Proche mais pas trop.

TL;DR: Les chaînes, si elles sont entièrement isolées de l'influence et des frictions extérieures, suivront le chemin dans lequel elles ont été tirées. Le calcul dit que si vous pouviez tirer une chaîne dans les airs et écrire votre signature, tous les derniers liens suivraient parfaitement le chemin du premier lien. La tension interne crée une rigidité à regarder structure.

Les seules forces nettes que la chaîne elle-même peut exercer sur les pignons qui entraînent leur traction l'un vers l'autre sont la tension statique et le fouet de la chaîne.

Dans une bicyclette à engrenage fixe, si elle est bien réglée (avec un peu de mou), la tension statique serait proche de zéro en dehors de la force de gravité tirant les travées de chaîne vers la terre, ce qui est une valeur très proche de zéro sur une chaîne de vélo.

La tendance de la chaîne à suivre un chemin circulaire est presque entièrement le résultat de friction et de traînée.. Un cercle se formera naturellement au fil du temps (si la quantité de mouvement est infinie) dans une chaîne non soutenue (comme dans le flottement en 0g), car, sans intervention extérieure et avec suffisamment de temps, toutes les forces de la chaîne fonctionneront pour s’équilibrer.

Dans toutes les chaînes, lors du filage, la chaîne est intrinsèquement équilibrée à l'exception de la traînée. L'accélération (en raison de la force centrifuge réactive) d'un point donné dans la chaîne est équilibrée et réduite à zéro. Dans la chaîne elle-même à travers la tension interne de la chaîne, mais les pertes par friction sont concentrées aux tours serrés autour des pignons. Enlevez-les et donnez suffisamment de temps, et la chaîne finirait par former une boucle.

Je viens de voir ton message à la fin du post cité.

Il n'est pas inventé, comme mentionné ci-dessus, mais il est largement mal compris. Si vous connaissez Steve Mould sur YouTube, l'homme 10Xd la taille de son public en expliquant les comportements peu intuitifs des chaînes lol. Ses premières vidéos sont en partie responsables de mon niveau démesuré d'éducation dynamique en chaîne - j'en ai trouvé une il y a quelques années dans un trou de lapin et je me suis dit "non, ça ne peut pas être vrai" et j'ai commencé à lire sur ce qui est maintenant connu sous le nom d'effet moule. Le fait que le phénomène démontré dans sa vidéo porte son nom devrait être un indice solide que la somme de mes recherches occasionnelles à l’époque m’a permis d’apprendre combien je savais peu de choses sur le sujet. IIRC, sa principale contribution au sujet était son intuition que la friction était la force qui faisait léviter la chaîne elle-même (je pourrais me tromper à ce sujet; cela fait des années maintenant).

Regardez cette vidéo :
C'est le premier qui est apparu quand j'ai googlé son nom. Il a une explication parfaite pour ce que j'ai essayé de dire à partir d'environ 5:55 dans la vidéo (mais je recommande de regarder toute la vidéo; c'est génial). Steve montre même une simulation d'une chaîne où elle se comporte exactement comme la chaîne de l'ISS le fait dans la vie réelle lorsque la friction est activée et exactement comme les mathématiques disent qu'il serait sans friction. Le fait que l’élimination de la friction amène la chaîne simulée à se comporter comme le dit le calcul, lorsque le même moteur physique produit un comportement presque identique à ce qui est observé dans le monde réel soutient définitivement la théorie selon laquelle c’est SEULEMENT la friction qui entraîne une chaîne en cercle.

En ce qui concerne les forces absorbées par les tendeurs et les guides: comme je l'ai établi dans les paragraphes ci-dessus, aucune force centrifuge n'échappe à la chaîne qui est de la chaîne elle-même - les tendeurs et les guides font ce que leurs noms disent et rien de plus.

Le tendeur garantit qu'il n'y a aucun mou dans la chaîne, et les deux guides le font exactement - ils guident la chaîne le long d'un chemin pour s'assurer qu'elle n'a pas l'occasion de fouetter sous une charge de choc.


Merci pour une autre occasion d'entrer dans les mauvaises herbes, Ben!