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Pour protéger les pièces de machines contre les surcharges .qui peuvent en endommager les détails essentiels, on utilise des accouplements de sûreté ou de secours, ce qu'on nomme les joints brisés, les disques de rupture, etc... entre une pièce de com- mande et une pièce commandée. Le fonctionnement de ces accouple- ments est basé sur le fait qu'on provoque l'interruption du fonctionnement d'une pièce faible en cas de surcharge.
Cependant l'expérience a montré que des pièces de ce type sont souvent sujettes à la fatigue qui, au bout d'un certain temps, les fait s'interrompre à des charges considérablement plus faibles que celles qui avaient été prévues.
La présente invention est un accouplement de sûreté de sur- charge (de secours) prévu pour éviter des ruptures dues à la fatigue et permettre de modifier continuellement la résistance des joints de rupture. Il est caractérisé principalement par un joint de serrage conique d'une nature telle que l'accouplement
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débraye du fait d'une surcharge sans provoquer de grippage, et que ce joint maintient ensuite les pièces de l'accouplement séparées au moins aussi longtemps que dure la surcharge.L'accou- plement en question peut être appliqué à des joints de torsion (joints transmettant le couple de torsion) aussi bien qu'à des 'joints transmettant les forces de traction et de compression.
Durant bon nombre de décades, on a consacré une somme considérable de travail à résoudre les problèmes liés aux joints de rupture dont la présence est une nécessité, en particulier dans la technique des laminoirs. Le problème le plus difficile a été de réaliser un joint de rupture sur chaque tourillon de pignon sortant. On n'avait utilisé jusque là, entre l'engrenage moteur-pignon qu'exclusivement des accouplements comportant des boulons de rupture, boulons qui sont cisaillés lors der surchar- ges. Il a pu se faire de ce fait qu'un ou deux cylindres aient un couple de torsion trop élevé, ce qui pourrait provoquer la rupture des cylindres et des accouplements universels sans que les boulons de l'accouplement principal soient cisaillés.
D'un autre côté, les boulons de l'accouplement principal ont souvent été coupés du fait de la fatigue ou lorsque des tensions dues à la torsion, mais non dangereuses pour les machines, apparaissent sur, par exemple, trois cylindres en même temps (laminoirs trio).
Ceci peut provoquer, tout spécialement dans les laminoirs à blooms, l'arrêt des lingots incandescents entre les cylindres et des fissures, dues à la chaleur, d'où peut résulter la rup- ture des cylindres. L'espace prévu en direction radiale pour les accouplements universels ou à trèfle entre le support du pignon et celui où se trouvent les cylindres, ne permet pas de mettre des joints de rupture du modèle conventionnel à cause du couple de torsion élévé.
Durant les sept dernières années, on a réalisé des accou- plements universels sur les laminoirs, destinés au serrage sur
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les pignons ronds et des tourillons de cylindres ayant une conicité de 1:30. -Lors de surcharges, la tête de l'accouplement tourne sur le tourillon, ce qui permet aux deux parties dont il est composé d'adhérer l'une à l'autre et la tête d'accouplement grippe le tourillon et ne peut être démontée.
Toutefois si le joint de serrage est constitué par un cône d'environ 1 : et un manchon.en fonte ou analogue, qui, au moyen d'une poudre de carbure de silicium ou par serrage à chaud ne peut tourner autour du tourillon lors d'une surcharge, on obtient un glissement si rapide en direction axiale (environ
45 en spirale) que la production de chaleur est sans importance et que les surfaces du joint demeurent en bon état. En vue d'em- pêcher, après surcharge, les surfaces de serrage de glisser l'une sur l'autre, on adapte des ressorts, des ressorts à cuvet- te, par exemple, qui maintiennent les surfaces de serr ge sépa- rées.
La tête d'accouplement s'arrête de.tourner et vient reposer dans un manchon extérieur renfermant la tête d'accouplement, tandis que le tourillon peut continuer à tourner., Cependant un autre problème, également difficile à résoudre, a été de réali- ser un joint de rupture pour les efforts trop élevés dans les cylindres, les cisailles', les presses à vis, etc... Le modèle le plus usuel de dispositifs de sécurité pour la protection contre les déformations dues à la flexion dans les cylindres était lui disque.de rupture (voir figure 9 du dessin ci-joint) en fonte ou en acier, qui était placé entre les vis de pression et la boite de paliers. Il a, cependant, généralement été remplacé au bout d'un certain temps par une masse de fer solide, car il était ou trop faible ou trop fort, suivant la fatigue, et il provoquait des flexions supplémentaires.
Toutefois, après les essais cou- ronnés de succès avec les joints de rupture de torsion, cités -ci-dessus, ce problème a été' résolu au moyen d'un joint conique,
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même pour les forces de compression ou de traction (voir ci-des- sous).
L'invention est décrite dans le détail en se référant aux divers exemples de réalisation qui suivent, et les dessins annexés représentent ces exemples de réalisation.
Les fig. 1 et 2 représentent des sections d'un joint de rupture appliqué à des accouplements universels de laminoirs.
La fig. 1 représente une section suivant I-I de la fig. 2, et La fig. 2 représente une section suivant II-II de la fig. 1.
La fig. 3 représente une section axiale d'une autre applica- tion.
La fig. 4 représente une section axiale du joint de rupture prévu pour les efforts de compression, et disposé par exemple en- tre la vis de pression et la boite de paliers.
La fig. 5 représente une section axiale d'un joint prévu pour les forces de compression suivant la réalisation mentionnée plus haut, mais permettant au joint d'être à nouveau rapidement comprimé au moyen de la pression hydraulique lorsqu'il prend du jeu du fait de surcharges.
Les fig. 6 et 7 représentent des sections axiales de joints de rupture analogues;pour les efforts de traction et la fig. 8 des sections axiales.d'un joint prévu pour les efforts de com- pression aussi bien;que pour les efforts de traction.
Suivant les exemples des figures 1 et 2, l'invention est appliquée à des tourillons de pignons sortants protégeant chaque cylindre contre les surcharges.
Dans la figure 1, seule une petite'partie du support du pignon est représentée à gauche. 1 indique les tourillons de pignon sur lesquels les accouplements sont adaptés. 2 indique la tête d'accouplement et 3 un manchon renfermant cette dernière 4 indique les arbres d'accouplement. L'accouplement lui-même est un accouplement universel et'ses pièces de glissement sont indi-
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qaées par 5. Les détails de cet accouplement ne sont pas décrits ici, étant donné qu'ils ne constituent pas une partie de l'in- vention.
Suivant l'invention, l'accouplement de sûreté de surcharge est disposé comme suit: Un manchon 6, de préférence en fonte, ,est emmanché à chacun des tourillons sortants 1 du pignon. Ce manchon est légèrement conique-en partant du cylindre. Sa coni- cité est de 1 : 30 au moins. La tête d'accouplement de conicité intérieure correspondante, est emmanchée sur ce manchon 6 et le manchon 3 est situé autour de sa partie intérieure, qui sert en même temps d'obturateur à labyrinthe des paliers du pignon.
Autour de la partie extrême extérieure se trouve un manchon 7, et un ressort 9 est inséré entre une bride 8 située dans la tête d'accouplement et le tourillon'du galet (pignon). 10 indique une tuyauterie prévue pour l'introduction de liquide s@@s pres. sion, de l'huile de préférence, entre les surfaces coiiiques.
Un conduit de pression convenable (non représenté) est relié à la tuyauterie en 12 pour l'assemblage et le démontage éventuel de la tête d'accouplement.
Lors d'une surcharge, le manchon 6 glisse dans la tête d'accouplement 2 et la transmission de force est interrompue. La tête d'accouplement cesse de tourner et peut reposer dans le manchon extérieur 3 tandis que le tourillon peut continuer à tourner. Dans l'intervalle, les ressorts 9 maintiennent les piè- ces d'accouplement séparées.
Lorsque l'accouplement est réassemblé, l'arbre d'accouple- ment 4 est retiré et la tête d'accouplement est arrêtée dans la position d'accouplement sur le manchon 6 à l'aide d'une injec- tion d'huile, sur les surfaces de serrage et d'un vérin, suivant, par exemple, le brevet suédois ? 121.560, ou encore par serrage à chaud. ,
La figure 3 indique, dans son principe, la même forme de
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réalisation que les figures 1 et 2, mais dans ce cas le couple de torsion est transmis par les engrenages 14-et 13 de l'arbre 1.
Des pièces ayant la fonction et la forme des figures précédentes ont les mêmes numéros de référence. On a pris l'exemple d'un la- minoir universel trio où l'arbre s'arrête dès qu'il est exposé à un couple de torsion tel que le joint de serrage prenne du jeu.
Le joint de rupture est ici disposé dans la roue dentée 13; 13a et 13b sont des roulements à billes disposés entre la roue den- tée 13 et le tourillon d'arbre 1, et 18a est un roulement à bil- les disposé entre le tourillon d'arbre 1 et la boite de paliers 18 du cylindre. Ici aussi la roue dentée 13 est tenue écartée des surfaces de serrage, à l'aide d'un ressort ou analogue 9, inséré entre le support de palier 16 et la roue 13 et reposant contre la voie de roulement intérieure 13b du roulement à billes extérieur. Le manchon intérieur 6 peut être convenablement emman- ché à l'arbre, éventuellement avec de la poudre de carbure de Silicium sur la surface de serrage, ce qui augmente le frotte- ment, de telle sorte que la surface de serrage intérieure peut glisser sur le tourillon d'arbre lorsque le joint de serrage extérieur prend du jeu.
Le manchon 6 peut naturellement être supprimé et le tourillon d'arbre être conique. 17 est une enve- loppe de tôle entourant la totalité du dispositif. Lorsque le joint de serrage s'arrête de fonctionner du fait de l'apparition d'un couple de torsion tropélevé, la roue dentée 13 est dépla- cée par le ressort 9 en direction axiale, évitant tout contact avec le manchon 6, mais la roue dentée 13 peut tourner sur les roulements à billes 13a et 13b.
La figure 4 représente-un. joint de rupture prévu pour les efforts de compression, où le manchon extérieur 18 est serré à chaud ou monté par le procédé à l'huile sous pression, voir tuyauterie 10, 12. Le manchon extérieur 18 peut être par exemple en acier trempé et le manchon intérieur 19 en fonte pour éviter
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que les surfaces de serrage n'adhèrent l'une à l'autre lorsque le joint prend du jeu du fait des surcharges. Comme il n'y a pas d'efforts de torsion, le cône peut être choisi de façon assez arbitraire, 1:30 ou 1:12 par exemple. Le rapport 1:30 est consi- déré comme connu dans l'introduction, c'est-à-dire lorsqu'il ,s'agit de joints soumis à des efforts de torsion.
D'autre part, on n'a jamais utilisé, à la connaissance de la demanderesse, de joints coniques de serrage pour les efforts de traction ou de compression.
Dans la figure 5, le même joint de rupture a été pourvu d'un cylindre inférieur de pression à l'huile comportant un con- duit d'admission 20a pour le cas où le joint de rupture 18, 19 commence à travailler. Si on insère un ressort 21 entre le fond 22 et la surface 23 de la partie intérieure, le joint de rupture peut être immédiatement comprimé, éventuellement par des )ompes à huile montées en permanence, pour pouvoir être utilise à nou- veau.
Les joints de rupture tels que ceux des figures 4'et 5, peuvent remplacer l'ancien type de disque de rupture de la figu- re 9 pour les laminoirs par exemple.
Les figures 6 et 7 représentent des joints de rupture simi laires pour les efforts de compression. La tête d'accouplement consiste en trois parties A, B et C reliées dans le sens axial.
Dans la figure 8, le joint de rupture qui absorbe les efforts de traction doit être assemblé en premier lieu.
Comme la résistance du joint de rupture dépend de la pres- sion exercée sur la surface de serrage et du coefficient de frottement, il est possible de régler, par des butées de diver- ses résistances, les efforts de traction ou de compression ou le couple de torsion de rupture auquel le joint s'arrête de fonctionner. Comme le coefficient de frottement demeure presque constant, on peut obtenir un' joint de rupture exactement régla-
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ble, indépendamment des phénomènes de fatigue pour lesquels on utilisait jusqu'ici des accouplements de rupture et des boulons.
Les accouplements de sûreté de surcharge suivant cette inven- tion conviennent spécialement aux laminoirs, presses, cisailles et aux engins mécaniques en général.
Au lieu de fonte comme matière dont sont constitués les manchons 6, et les tourillons 19, il est possible d'utiliser, par exemple, de l'acier trempé ou de l'acier chromé ou quelque alliage métallique. On détermine l'angle de conicité approprié pour ces divers matériaux.
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To protect machine parts against overloads which can damage essential details, safety or emergency couplings are used, known as broken seals, rupture discs, etc ... between a part. order and one part ordered. The operation of these couplings is based on the fact that the operation of a weak part is interrupted in the event of an overload.
However, experience has shown that parts of this type are often subject to fatigue which, after a certain time, causes them to stop at loads considerably lower than those which had been foreseen.
The present invention is a safety overload (back-up) coupling designed to prevent fatigue failure and to allow the strength of rupture joints to be continuously changed. It is characterized mainly by a tapered clamping joint of such a nature as the coupling
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disengages due to overload without causing binding, and this seal then keeps the coupling parts separate for at least as long as the overload lasts. The coupling in question can be applied to torsion joints ( joints transmitting torque) as well as joints transmitting tensile and compressive forces.
For many decades, a considerable amount of work has been devoted to solving the problems associated with rupture joints the presence of which is a necessity, particularly in the art of rolling mills. The most difficult problem was making a rupture seal on each outgoing pinion journal. Until then, only couplings comprising breakage bolts, bolts which are sheared during overloads, had been used between the motor-pinion gear. As a result, one or two cylinders could have too much torque, which could cause the cylinders and universal couplings to break without shearing the main coupling bolts.
On the other hand, the main coupling bolts have often been cut due to fatigue or when tensions due to torsion, but not dangerous for machines, appear on, for example, three cylinders at the same time ( trio rolling mills).
This can cause, especially in bloom rolling mills, the stopping of the incandescent ingots between the rolls and cracks, due to heat, which can result in the breaking of the rolls. The space provided in the radial direction for the universal or trefoil couplings between the pinion support and that where the cylinders are located, does not allow for the rupture joints of the conventional model because of the high torque.
During the last seven years, universal couplings have been made on rolling mills, intended for clamping on
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round pinions and cylinder journals having a taper of 1:30. -When overloads, the coupling head turns on the journal, which allows the two parts of which it is composed to adhere to each other and the coupling head binds the journal and cannot be disassembled .
However, if the clamping joint consists of a cone of approximately 1: and a sleeve of cast iron or the like, which, by means of a silicon carbide powder or by hot clamping, cannot turn around the journal during 'an overload, one obtains such a rapid sliding in the axial direction (approximately
45 spiral) that heat generation is unimportant and the gasket surfaces remain in good condition. In order to prevent the clamping surfaces from sliding over one another after overloading, springs, cup springs, for example, are fitted which keep the clamping surfaces separate. .
The coupling head stops turning and comes to rest in an outer sleeve enclosing the coupling head, while the journal can continue to turn. However, another problem, also difficult to solve, has been realized. be a rupture joint for excessive forces in cylinders, shears, screw presses, etc ... The most common model of safety devices for protection against deformation due to bending in cylinders was him rupture disc (see figure 9 of the attached drawing) made of cast iron or steel, which was placed between the set screws and the bearing box. It was, however, usually replaced after a while by a solid iron mass, because it was either too weak or too strong, depending on fatigue, and it caused additional flexions.
However, after successful trials with torsional rupture joints, cited above, this problem was solved by means of a conical joint,
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even for compressive or tensile forces (see below).
The invention is described in detail with reference to the various exemplary embodiments which follow, and the accompanying drawings represent these exemplary embodiments.
Figs. 1 and 2 show sections of a rupture seal applied to universal rolling mill couplings.
Fig. 1 shows a section along I-I of FIG. 2, and FIG. 2 shows a section along II-II of FIG. 1.
Fig. 3 shows an axial section of another application.
Fig. 4 shows an axial section of the rupture seal provided for the compressive forces, and arranged for example between the pressure screw and the bearing box.
Fig. 5 shows an axial section of a seal intended for the compressive forces according to the embodiment mentioned above, but allowing the seal to be quickly compressed again by means of the hydraulic pressure when it takes play due to overloads.
Figs. 6 and 7 show axial sections of similar rupture joints; for tensile forces and fig. 8 of the axial sections. Of a joint provided for the compressive forces as well as for the tensile forces.
Following the examples of FIGS. 1 and 2, the invention is applied to outgoing pinion journals protecting each cylinder against overloads.
In Figure 1, only a small portion of the pinion support is shown on the left. 1 indicates the pinion journals to which the couplings are fitted. 2 indicates the coupling head and 3 a sleeve enclosing the latter 4 indicates the coupling shafts. The coupling itself is a universal coupling and its sliding parts are indicated.
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qaées by 5. The details of this coupling are not described here, since they do not form a part of the invention.
According to the invention, the overload safety coupling is arranged as follows: A sleeve 6, preferably made of cast iron, is fitted to each of the outgoing journals 1 of the pinion. This sleeve is slightly tapered from the cylinder. Its conicity is at least 1:30. The coupling head of corresponding internal taper is fitted on this sleeve 6 and the sleeve 3 is located around its inner part, which at the same time serves as a labyrinth stopper of the pinion bearings.
Around the outer end part is a sleeve 7, and a spring 9 is inserted between a flange 8 located in the coupling head and the journal of the roller (pinion). 10 indicates a pipe planned for the introduction of liquid s @@ s pres. ion, preferably oil, between the coiiiques surfaces.
A suitable pressure duct (not shown) is connected to the pipe at 12 for the assembly and possible disassembly of the coupling head.
When overloaded, the sleeve 6 slides into the coupling head 2 and the force transmission is interrupted. The coupling head stops rotating and can rest in the outer sleeve 3 while the journal can continue to rotate. In the meantime, the springs 9 keep the coupling parts separate.
When the coupling is reassembled, the coupling shaft 4 is removed and the coupling head is stopped in the coupling position on the sleeve 6 by means of an oil injection, on the clamping surfaces and of a cylinder, according to, for example, the Swedish patent? 121.560, or by hot clamping. ,
Figure 3 shows, in principle, the same form of
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embodiment as in Figures 1 and 2, but in this case the torque is transmitted by the gears 14-and 13 of the shaft 1.
Parts having the function and shape of the preceding figures have the same reference numbers. We took the example of a trio universal washer where the shaft stops as soon as it is exposed to a torque such that the tightening joint takes play.
The rupture seal is here arranged in the toothed wheel 13; 13a and 13b are ball bearings arranged between the toothed wheel 13 and the shaft journal 1, and 18a is a ball bearing disposed between the shaft journal 1 and the bearing box 18 of the cylinder. Here also the toothed wheel 13 is held away from the clamping surfaces, by means of a spring or the like 9, inserted between the bearing support 16 and the wheel 13 and resting against the inner raceway 13b of the ball bearing outside. The inner sleeve 6 can be properly fitted to the shaft, optionally with silicon carbide powder on the clamping surface, which increases the friction, so that the inner clamping surface can slide on. the shaft journal when the outer clamping seal becomes loose.
The sleeve 6 can of course be omitted and the shaft journal be conical. 17 is a sheet metal casing surrounding the entire device. When the clamping joint stops functioning due to the occurrence of too high a torque, the toothed wheel 13 is moved by the spring 9 in the axial direction, avoiding any contact with the sleeve 6, but the toothed wheel 13 can turn on ball bearings 13a and 13b.
Figure 4 shows a. rupture seal provided for compressive forces, where the outer sleeve 18 is hot-pressed or mounted by the pressurized oil process, see piping 10, 12. The outer sleeve 18 may for example be made of hardened steel and the inner sleeve 19 in cast iron to avoid
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that the clamping surfaces do not adhere to each other when the seal takes play due to overloads. As there are no torsional forces, the cone can be chosen quite arbitrarily, 1:30 or 1:12 for example. The ratio 1:30 is considered as known in the introduction, that is to say when it concerns joints subjected to torsional forces.
On the other hand, to the knowledge of the Applicant, conical clamping joints have never been used for tensile or compressive forces.
In Fig. 5, the same rupture seal has been provided with a lower oil pressure cylinder having an inlet duct 20a in case the rupture seal 18, 19 begins to work. If a spring 21 is inserted between the bottom 22 and the surface 23 of the inner part, the rupture seal can be immediately compressed, possibly by permanently mounted oil pumps, so that it can be used again.
Rupture seals such as those of Figures 4 'and 5 can replace the old type of rupture disc of Figure 9 for rolling mills for example.
Figures 6 and 7 show similar rupture joints for compressive forces. The coupling head consists of three parts A, B and C connected axially.
In figure 8, the rupture joint which absorbs the tensile forces must be assembled first.
As the resistance of the rupture joint depends on the pressure exerted on the clamping surface and the coefficient of friction, it is possible to adjust, by means of stops of various resistances, the tensile or compressive forces or the torque. breakage torsion at which the joint stops functioning. Since the coefficient of friction remains almost constant, an exactly adjustable rupture joint can be obtained.
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ble, independently of the fatigue phenomena for which rupture couplings and bolts have been used up to now.
The overload safety couplings according to this invention are especially suitable for rolling mills, presses, shears and mechanical machinery in general.
Instead of cast iron as the material of which the sleeves 6 and the journals 19 are made, it is possible to use, for example, hardened steel or chrome steel or some metal alloy. The appropriate taper angle is determined for these various materials.