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Dispositif pour-assurer la douceur de la levée du mouton des marteaux-pilons à moteur.
On connaît le dispositif employé, pour les marteaux- pilons qui consiste à insérer entre le mouton et la tige de levée (tige de piston, tige à crémaillère, planche etc. ) un frein à friction dans le but d'absorber la force vive de la tige de levée, et à disposer ce frein de telle sorte qu'il fournisse une action de freinage différente à la montée et à la descente du marteau. On connait aussi le dispositif consistant à insérer, entre le mouton et la corde des marteaux à commande par corde, un ressort destiné à prévenir, à la levée du marteau, les chocs dûs au flottement de la corde.
La présente invention concerne un frein interposé entre le mouton et l'organe de levée, frein dont la puissance ne dépend pas seulement du sens de la translation mais encore de la longueur du trajet (relatif) effectué, et, pour lequel la. valeur maximum de l'action de freinage est choisie telle qu'elle suffire à assurer la levée du marteau sans qu'il soit nécessaire d'employer des entra ineurs rigides ou élastiques)
L'idée sur laquelle est basée 3)'invention comporte pour son application de nombreuses solutions dont quelques,unes,
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typiques,vont être décrites avec dessins à l'appui. ;
Sur les dessins ci-annexés à cet effet, les figures 1,3,
6 et¯ 8 représentent diverses formes de réalisation du frein, et les figures 2, 4, 7 et 9 les diagrammes correspondants du sens des forces. La figure 5 montre un détail.
Sur la figure 1, le mouton 1 comporte un évidement conique ou mieux en forme de pyramide. La tige de levée- 2 est munie d'une tête 3, Sur cette tête repose l'anneau en forme de pyramide 4 qui, de même que l'autre anneau en forme de pyramide
6, presse les joues 5 en dehors vers les parois de l'évidement.
Le ressort 7 maintient le dispositif en tension. La rondelle de ressort 8 et l'écrou 9 forment la butée de résistance à le, poussée du ressort.
Lorsqu'au moment de la chute du marteau, le piston du frein descend, les joues de frein peuvent céder en s'écartant vers l'extérieur; l'anneau 6 suit le mouvement; le ressort se détend et la puissance de freinage diminue. La figure 2 représente, dans sa moitié de gauche, le diagramme correspondant du sens des forces.
Lorsque la force de levage entre en jeu, le piston de frein se levé, les joues sont pressées vers le dedans et la puissance de freinage augmente à.mesure que le piston se déplace vers le haut vers le mouton (fig. 2, moitié de droite).
A ce moment, les forces produisant le freinage sont notablement plus grandes que lors de la descente:1 , à cause de l'inclinaison des surfaces de freinage ; 2 parce que le frottement entre les surfaces de contact des joues ,5 avec les cônes de pression 4 et 6 diminue la pression à la descente, tandis qu'elle l'augmente à la montée; 3 et enfin, parce qu' à la descente, le frottement déterminé entre les organes 1 et 5 agit en sens inverse de l'effet du ressort 7 , alors qu'il seconde son action à la montée, P est choisi largement supérieur au poids du mouton (en adopte un multiple de ce poids) de manière à déterminer sûrement l'entraînement du mouton.
Le dispositif d'après la figure 1 peut être utilisé tel quel pour lesmarteaux à corde; il convient, toutefois de
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relier la tige 2 d'une manière appropriée' à la corde'de levage; tandis que, pour les marteaux à commande par tige rigide , il est nécessaire d'avoir un accumulateur d'énergie parce que, par suite de la diminution de la puissance de freinage dans le sens de haut en bas, il pourrait subsister dans la tige de levage un reste d'énergie libre qui aurait pour effet d'ébranler le mécanisme .
L'accupulateur d'énergie peut être constitué, pendant le fonctionnement du marteau, suivant le procédé connu, et dans le cylindre de levage même, au moyen d'un fluide moteur gazeux (par exemple par la compression de la vapeur de détente).
Quand la commande s'opère mécaniquement, on peut faire usage d'un matelas d'air disposé sous la tête du frein ou encore d'un frein à air ou à liquide (par exemple suivant le brevet allemand 309738)
La fig. 3 représente un dispositif qui peut être employé avec ou sans accumulateur d'énergie. Sa différence essentielle, par rapport ausystème précédemment exposé, réside dans la juxtaposition de deux freins, l'un à puissance de freinage constante et l'autre à puissance de freinage variable. Le frein supérieur (organes 2 à9) correspond à celui de la figure 1.
Toute la différence réside dans le fait que la levée de la pièce 6 et,le déplacement vers le dehors et suivant le rayon des joues 5 sont limités par'un épaulement de lambre 2 de telle sorte que les joues 5, se détachent de la surface de friction en 1' pour n'entrer de nouveau en action que lors du mouvement vers¯le haut. La moitié supérieure de la fig. 4 représente le diagramme du sens des forces de ce frein. La valeur de p1 est¯ faible tandis que P2 doit être, ici aussi, un multiple du poids du mouton. Le frein supérieur sert principalement à la levée du mouton; le frein inférieur, au contraire, est destiné à absorber l'énergie de la tige de levée lors du choc.
Ce frein est disposé de telle sorte qu'à la descente il oppose une résistance effective considérable et qu'on ait P3Q Q= poids du mouton) tandis qu'à la montée, ce frein doit agir qu'avec une puissance P4Q pour ne pas empêcher la montée du piston de frein. Le rapport Pe; P4 peut être modifié, dans les limites de
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10 à,- 12, par un choix convenable de l'angle d'inclinais-on des faces des pyramides. Lorsqu'on fait usage d'un accumula- teur d'énergie, on peut diminuer la puissance des freins ou raccourcir les parcours de freinage.
Les surfaces de freinage obliques, indiquées sur les figures 1 et 3, peuvent affecter la forme plane. Dans ce cas, la partie correspondante du mouton revêt la forme d'une pyramide creuse, mais la construction d'une pièce de ce genre est coûteuse. Le cône simple ne suffit pas à oause de la courbure de sa surface, laquelle.peut varier. Par contre, en obtient des surfaces de freinage convenant parfaitement sous le rapport géométrique et relativement peu coûteuses à établir lorsqu'on les constitue de parties d'enveloppes cylindriques dont les axes forment les arêtes d'une pyramide régulière.
.A. titre d'exemple, on a représenté sur la figure 5 la vue par dessous de la pièce l' de la figure 3 à engager dans le mouton.
La position des cylindres et de .leurs axes est ainsi clairement figurée. La construction suivant la figure 2 donne , il est vrai, un diagramme très avantageux du sens des forces, mais présente un inconvénient, à savoir que les joues ,5 doivent s'écarter de la surface de freinage. Cet inconvenient peut être évité si l'on donne aux surfaces une courbure appropriée.
Pour tenir compte du déplacement possible des joues, cette courbure doit être régulière. On peut, à cet effet, avoir recours, en premier lieu, pour la surface de frein, à une surface cylindrique à axe horizontal; cependant la surface sphérique offre également des solutions utilisables.
La figure 6 représente un frein avec surface de freinage cylindrique. Le mouton est désigné par le chiffre 1 et la tige de levage par le chiffre 2.
Sur cette tige est fixé le manchon 15 sur lequel sont articulées les tiges 16. Ces dernières, par l'intermédiaire des boulons 17, portent les sabots de glissement 18 et les joues de frein 19. Contre la pièce 15, s'appuie le ressort 20 qui repousse vers le bas le coin 21 et qui, par les sabots 18 et les boulons 17, presse les ¯ joues 19 contre la paroi de l'évidement du mouton. Les joues de frein 19, à cause des
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pièces 16, doivent accompagner le mouvement,.vertical de la tige de levage; pendant ce déplacement, elles décrivent par rapport au mouton un trajet courbe.
Ce déplacement curviligne des joues à comme conséquence que les forces normales de la tige de levage, développées entre le mouton et les joues, tendent à amener la tige de levage dans. la position médiane indiquée.
Ces forces accroissent la friction des joues sur le mouton lorsque ces joues se meuvent en s'éloignant du milieu (vers le haut ou vers le bas) , tandis que ces mêmes forces agissent contrairement à la friction lorsque les joues se déplacemt vers le milieu,
Le frottement, qui se produit entre le coin 21 et les sabots de glissement 18 , influence de la même manière , les forces exercées par les joues .de frein sur le mouton Lorsque les joues se déplacent en s'écartant du centre, les sabots de glissement 18 doivent presser le coin 21 vers le haut après avoir surmonté la résistance du ressort 20.
Le frottement entre les pièces 18 et 21 renforce l'action du ressort, et les forces exercées entre les organes 1 et 19 se trouvent.ainsi augmentées; inversement, elles sont diminuées lorsque les joues 19 se déplacent vers le milieu. Si l'on¯adopte un coefficient de frottement de C,1 entre le coin et les sabots de glissement et un coefficient de 0,3 entre les joues, munies d'une garniture de friction, et le mouton, et si l'on admet que la puissance du ressort se doutée pour le plus grand déplacement du coin, on obtient le diagramme du sens des forces représenté sur la figure 7. Le palier ou gradin qui interrompt la courbe est une conséquence du changement de sens du déplacement du coin dans la position centrale des joues.
Ce diagramme montre que la partie principale de l'action de freinage ne se produit que dans la seconde moitié dels trajectoire. Cette disposition est avantageuse parce qu'elle assure , dans tous les cas, une longueur freinage suffisante pour le parcours. et ce grâce au fait que les joues de frein, à chaquechangement de puissance, ne peuvent arriver à l'état de repos que dans la seconde moitié de leur trajet.
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, Le système à coin suivant la figure 6 a, il est vrai, l'avantage d'un long palier sur le diagramme, mais aussi des inconvénients et, avant tout, celui d'une grande augmentation de force pour les' grands déplacements des joues de frein et celui que les surfaces de friction sont exposées à la poussière..
On peut éviter ces inconvénients par le système représenté sur 'la figure 8. Dans ce dispositif, la pression des joues de frein 19 est déterminée par un système de levier articulé comprenant les organes 22 qui tendent à rapprocher la pièce transversale 23, sous l'effet de la pression du ressort 20, de la position de plus grande extension.
En choisissant convenablement les rapports, on peut obtenir le=diagramme représenté sur la figure 9.
Ici aussi, le diagramme comporte un palier, mais il est plus court que dans le cas du système à coin parce que le frottement sur le tourillon est moindre que le frottement de glissement le long des parois du coin.
Pour empêcher les pièces 22 de s'approcher trop de la position limite, lorsque la garniture des joues est très usée (ce qui entraîne le danger-d'un coincement spontané du levier articulé) , on peut disposer, un butoir 24,
Les dispositifs suivant les figures 6 et 8 peuvent se combiner avec des freins à action constante, semblables à celui de la figure 3, aménagés pour le système à coin.
Les systèmes agissant de deux cotés, conformée.: aux figures 6 et 8, ne sont pas seulement applicableaux marteaux à chute libre, mais encore aux marteaux à vapeur et aux marteaux pneumat iques.
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Device to ensure the smooth lifting of the hammer from motor-driven hammers.
We know the device used for power hammers which consists of inserting between the ram and the lifting rod (piston rod, rack rod, board, etc.) a friction brake in order to absorb the living force of the lifting rod, and to arrange this brake so that it provides a different braking action when raising and lowering the hammer. The device is also known which consists in inserting, between the hammer and the rope of rope-operated hammers, a spring intended to prevent, when the hammer is lifted, the shocks due to the floating of the rope.
The present invention relates to a brake interposed between the ram and the lifting member, the brake power of which does not depend only on the direction of translation but also on the length of the (relative) path carried out, and, for which the. maximum value of the braking action is chosen such that it is sufficient to ensure the lifting of the hammer without it being necessary to use rigid or elastic drivers)
The idea on which is based 3) the invention comprises for its application many solutions, some of which,
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typical, will be described with supporting drawings. ;
In the accompanying drawings for this purpose, Figures 1, 3,
6 and 8 show various embodiments of the brake, and figures 2, 4, 7 and 9 the corresponding diagrams of the direction of the forces. Figure 5 shows a detail.
In Figure 1, the sheep 1 has a conical or better pyramid-shaped recess. The lifting rod - 2 is provided with a head 3, On this head rests the pyramid-shaped ring 4 which, like the other pyramid-shaped ring
6, press the cheeks 5 out towards the walls of the recess.
The spring 7 keeps the device in tension. The spring washer 8 and the nut 9 form the stopper of resistance to the thrust of the spring.
When, at the moment of the fall of the hammer, the brake piston descends, the brake cheeks may give way by moving outwards; ring 6 follows the movement; the spring relaxes and the braking power decreases. FIG. 2 represents, in its left half, the corresponding diagram of the direction of the forces.
When the lifting force kicks in, the brake piston is raised, the cheeks are pressed inward and the braking power increases as the piston moves upward towards the ram (fig. 2, half of right).
At this time, the forces producing the braking are notably greater than during the descent: 1, due to the inclination of the braking surfaces; 2 because the friction between the contact surfaces of the cheeks, 5 with the pressure cones 4 and 6 decreases the pressure on the descent, while it increases it on the rise; 3 and finally, because on the descent, the friction determined between the members 1 and 5 acts in the opposite direction to the effect of the spring 7, while it supports its action on the ascent, P is chosen to be much greater than the weight sheep (adopts a multiple of this weight) so as to surely determine the training of the sheep.
The device according to Figure 1 can be used as it is for cord hammers; it should, however
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connect the rod 2 in a suitable way 'to the lifting rope'; while, for hammers operated by a rigid rod, it is necessary to have an energy accumulator because, as a result of the decrease in the braking power in the up and down direction, it could remain in the rod lifting a remainder of free energy which would have the effect of shaking the mechanism.
The energy accumulator can be formed, during the operation of the hammer, according to the known method, and in the lifting cylinder itself, by means of a gaseous working fluid (for example by the compression of the expansion vapor).
When the control is carried out mechanically, use can be made of an air mattress placed under the head of the brake or of an air or liquid brake (for example according to German patent 309738)
Fig. 3 shows a device which can be used with or without an energy accumulator. Its essential difference, compared to ausystème previously exposed, lies in the juxtaposition of two brakes, one with constant braking power and the other with variable braking power. The upper brake (components 2 to 9) corresponds to that of figure 1.
All the difference lies in the fact that the lifting of the part 6 and, the outward movement and following the radius of the cheeks 5 are limited by a lambre shoulder 2 so that the cheeks 5 stand out from the surface. of friction in 1 'to come into action again only during the upward movement. The upper half of fig. 4 represents the diagram of the direction of the forces of this brake. The value of p1 is low while P2 must be, here too, a multiple of the weight of the sheep. The upper brake is mainly used for lifting the sheep; the lower brake, on the contrary, is intended to absorb the energy of the lifting rod during the impact.
This brake is arranged in such a way that on the descent it opposes a considerable effective resistance and that we have P3Q Q = weight of the sheep) while on the ascent, this brake must act with a power P4Q so as not to prevent the brake piston from rising. The Pe report; P4 can be modified, within the limits of
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10 to, - 12, by a suitable choice of the angle of inclination of the faces of the pyramids. When an energy accumulator is used, the brake power can be reduced or the braking paths shortened.
Oblique braking surfaces, shown in Figures 1 and 3, can affect the planar shape. In this case, the corresponding part of the sheep takes the form of a hollow pyramid, but the construction of such a part is expensive. The simple cone is not sufficient due to the curvature of its surface, which may vary. On the other hand, braking surfaces are obtained which are perfectly suitable from a geometric point of view and relatively inexpensive to establish when they are formed from parts of cylindrical envelopes whose axes form the edges of a regular pyramid.
.AT. By way of example, FIG. 5 shows the view from below of the part 1 ′ of FIG. 3 to be engaged in the sheep.
The position of the cylinders and their axes is thus clearly shown. The construction according to figure 2 gives, it is true, a very advantageous diagram of the direction of the forces, but has a drawback, namely that the cheeks 5 must move away from the braking surface. This drawback can be avoided by giving the surfaces a suitable curvature.
To take account of the possible displacement of the cheeks, this curvature must be regular. One can, for this purpose, have recourse, in the first place, for the brake surface, to a cylindrical surface with a horizontal axis; however the spherical surface also offers usable solutions.
Figure 6 shows a brake with a cylindrical braking surface. The sheep is designated by the number 1 and the lifting rod by the number 2.
On this rod is fixed the sleeve 15 on which are articulated the rods 16. The latter, by means of the bolts 17, carry the sliding shoes 18 and the brake cheeks 19. Against the part 15, the spring rests. 20 which pushes down the wedge 21 and which, by the shoes 18 and the bolts 17, presses the cheeks 19 against the wall of the recess of the sheep. The brake cheeks 19, because of the
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16 pieces, must accompany the vertical movement of the lifting rod; during this movement, they describe a curved path relative to the sheep.
This curvilinear displacement of the cheeks results in the normal forces of the lifting rod, developed between the sheep and the cheeks, tend to bring the lifting rod in. the indicated middle position.
These forces increase the friction of the cheeks on the sheep as those cheeks move away from the middle (up or down), while these same forces act unlike friction when the cheeks move toward the middle,
The friction, which occurs between the wedge 21 and the sliding shoes 18, similarly influences the forces exerted by the brake cheeks on the sheep as the cheeks move away from the center, the brake shoes. slip 18 should press the wedge 21 up after overcoming the resistance of the spring 20.
The friction between the parts 18 and 21 strengthens the action of the spring, and the forces exerted between the members 1 and 19 are found.ainsi increased; conversely, they are reduced when the cheeks 19 move towards the middle. If we adopt a coefficient of friction of C, 1 between the wedge and the sliding shoes and a coefficient of 0.3 between the cheeks, provided with a friction lining, and the sheep, and if we admits that the power of the spring is suspected for the greatest displacement of the wedge, one obtains the diagram of the direction of the forces represented in figure 7. The bearing or step which interrupts the curve is a consequence of the change of direction of the displacement of the wedge in the central position of the cheeks.
This diagram shows that the main part of the braking action occurs only in the second half of the trajectory. This arrangement is advantageous because it ensures, in all cases, sufficient braking length for the journey. and this thanks to the fact that the brake cheeks, at each change of power, can only reach the state of rest in the second half of their journey.
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, The wedge system according to figure 6 has, it is true, the advantage of a long bearing on the diagram, but also drawbacks and, above all, that of a great increase in force for the 'large displacements of the brake cheeks and one that the friction surfaces are exposed to dust.
These drawbacks can be avoided by the system shown in FIG. 8. In this device, the pressure of the brake cheeks 19 is determined by an articulated lever system comprising the members 22 which tend to bring the transverse piece 23 closer together, under it. effect of the pressure of the spring 20, from the position of greatest extension.
By choosing suitably the ratios, one can obtain the = diagram represented in figure 9.
Again, the diagram has a bearing, but it is shorter than in the case of the wedge system because the friction on the journal is less than the sliding friction along the walls of the wedge.
To prevent the parts 22 from coming too close to the limit position, when the lining of the cheeks is very worn (which leads to the danger of spontaneous jamming of the articulated lever), a stopper 24 can be placed,
The devices according to Figures 6 and 8 can be combined with constant action brakes, similar to that of Figure 3, arranged for the wedge system.
The systems acting from two sides, conformée .: to figures 6 and 8, are not only applicable to free-fall hammers, but also to steam hammers and pneumat ic hammers.
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