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, MARTEAU 7tJi.''IJ ma -
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La. présente invention est relative à des sonnettes d'enfoncement des pieux et analogues, et plus particulière- ment, à des sonnettes actionnées hydrauliquement. fendait de nombreuses années,il a été de pratique générale d'enfoncer les pieux au moyen, de snnettes à vapeur.
Néanmoins ces sonnettes à vapeur présentent un certain nom- bre d'Inconvénients sérieux* Par exemple, la pression de vapeur qui, en pratique, peut être utilisée est généralement limitée à 10,5 kg par cm2 et, avec de telles pressions relativement bas..., pour réaliser un montage à piston différentiel d'une taille suffisante pour actionner un mouton de 2 270 kg, le piston supérieur doit être d'un diamètre tel que des parties importantes du marteau au moins s'étendent au-dessus du tube d'entraînement des pieux.
Cela réduit la place disponible dans le montage d'entraînement des pieux, ce qui constitue un facteur important, en particulier, dans 1'enfoncement des longs pieux Là où un mouton plus lourd est nécessaire, par exemple jusqu'à 6 800 kg ou plue, la taille du piston et du montage du cylindre doit être accrue de façon correspondante et prend des dimensions telles qu'une certaine difficulté peut être ren- contrée à disposer d'un espace suffisant pour supporter le marteau entre les conduites du dispositif d'entraînement des pieux à moins que oe dernier et non dispositif de support soient rendus excessivement encombrants et plus lourds que .dans la technique actuelle.
Un autre inconvénient des marteaux à vapeur réside dans le fait que le rendement total de l'utilisation du
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combustible, de la chaudière à vapeur et du marteau à vapeur est très faible. Egalement. la combustion du combustible de la chaudière donne lieu à une fumée désagréable et à un danger d'incendie, et étant donné que la vapeur qui c'échappe du mar- teau contient généralement une certaine quantité d'huile, il en résulte un inconvénient supplémentaire ainsi qu'un bruit désa- gréable,
A première me,
il apparaît que les difficultés susmentionnées rencontrées dans Ion marteaux à vapeur pourraient être éliminées par l'utilisation de marteaux hydrauliques étant donné que l'utilisation de pressions de fonctionnement hydrau- liques de plusieurs milliers de kilos sont réalisables, qu'elles peuvent être maintenues par des pompes entraînées avec un rende- ment élevé à partir de moteurs à combustion interne, ce qui évite les inconvénients et les partes des chaudières à faible rendement et des décharges de vapeur, Les pistons hydrauliques peuvent être rendus très petits, même pour actionner des mou- tons lourds, et suffisamment petits que pour pouvoir suspendre de façon appropriée le marteau entre les conduites des dispo- sitifs d'entraînement des pieux normalisée,
même lorsque le mouton utilisé est beaucoup plus lourd que ceux généralement utilisés.
Toutefois, l'expérience pratique concernant l'uti- lisation des pistons hydrauliques destinés à déplacer des mas- ses importantes qui leur sont reliées, a démontré qu'il y a de sérieuses difficultés à surmonter dans les essais de dé- placement des pistons à une vitesse supérieure à des vitesses de l'ordre de 1 mètre par seconde par suite de l'apparition
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de chocs hydrauliques destructif a lorsque les valves et le sens de marche dont inversés, Cette vitesse est beaucoup trop faible pour permettre un enfoncement efficient des pieux,
Inexpérience a également montré que le déplacement de masses importantes actionnées par des piétons hydrauliques ne peut être réalisée avec succès que si le montage est accéléré et décéléré à des vitesses contrôlées permettant d'éviter les chocs hydrau tiques au système et la rupture subséquente des conduites, des pompes et des autres parties constitutives du système. Eu égard aux difficultés précédentes inhérentes à l'application de l'hydraulique aux techniques d'enfoncement des pieux, peu de progrès ont été réalisés à l'heure actuelle dans le passage des marteaux actionnés à vapeur aux marteaux actionnée hydrau- liquement dans de telles applications.
Toutefois, la présente invention apporte ce qui a été démontré par des essais sur le terrain comme constituant une solution au problème de la réalisation d'un marteau ac- tionné hydrauliquement, commercialement réalisable, destiné à enfoncer les pieux et analogues à une cadence de percussion élevée de coups lourds et positifs, capables d'enfoncer rapi- dament les pieux dans le sol et compatible avec l'élimination, dans des buts pratiques.des chocs hydrauliques ou "cours de bélier, et des ruptures de l'appareillage.
Suivant un aspect fondamental de la présente inven- tion, les objectifs souhaitables précédents sont atteints, suivant une particularité de la présente invention, en soumet- tant le liquide hydraulique, tel que de l'eau ou de l'huile, ' fourni sous pression au cylindre d'aotionnement d'un marteau hydraulique, à la compression élastique d'un volume de gaz com- prime disposé à proximité immédiate du cylindre d'aotionnement susdit;
Ce résultat peut être atteint de façon appropriée,
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suivant cette caractéristique de la présente invention, en montant un réservoir immédiatement au-dessus, par exemple, à quelques centimètres, du cylindre d'aotionnement du marteau, et en chargeant préalablement ce réservoir de gas à une pres- lion approximativement égale aux 2/5 de la pression de fonction- nement du liquide hydraulique fourni au cylindresPar exemple, une pression de fonctionnement efficace du liquide hydraulique s'est avérée être de l'ordre de 350 kg/om2# compte tenu de quoi,
le réservoir est chargé préalablement d'un gaz à une 'pression. de 140 à 154 kg/om2 environs Pour éliminer réellement les ohoos hydrauliques dans le fonctionnement du marteau, il a été constaté que le volume du réservoir doit être de l'ordre de 5 à 20 foie environ le volume de déplacement du cylindre compris sous le piéton, Il a été constaté que lorsque le récervoireetde plus plus éloigné du cylindre d'actionnement du marteau et le long de la conduite de pression d'alimentation hydraulique condui- eant au cylindre,
il devient de moine en moins capable de ré- duire les chocs et les discontinuités du fonctionnement du marteau par suite de l'inertie du liquide hydraulique dans les sections intéressées de la conduite d'alimentation* Il a été constaté que pour un meilleur fonctionnement, le réservoir ne doit pas être distant de plus de 30 cm à peu près du cylindre du marteau et, de préférence, il doit être disposé à quelques cm de ce derniers Il a été constaté en outre qu'en disposant de cette façon le réservoir à proximité immédiate du cylindre d'action- nement du Marteau,
on peut actionner le marteau au moyen de rom- peu de décharge à débit volumétrique d'écoulement de sortie du liquide hydraulique sensiblement constant, correspondant à la demande moyenne du cycle du marteau au lieu des demandes
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Instantanées élevées qui seraient nécessaires en l'absence de réservoirs. En outre, étant donné que la prévision du réservoir permet d'actionner le marteau 4 partir de pompée fournissant la demande moyenne de fluide hydraulique, il permet également d'utiliser des tuyaux de pression de dimension modérée entre les pompes et le marteau.
Le réservoir susmentionné est dénommé ci-après le réservoir "d'admission" paroe qu'il est relié à la conduite de pression fournissant le liquide hydraulique nous pression élevée au cylindre d'actionnement du marteau.
Suivant un autre aspect de la présente invention, il a été constaté que le fonctionnement du marteau est encore amélioré et rendu plus souple et débarrassé des a-coupe et des chocs hydrauliques,en montant un second réservoir, de dimension plus petite,à proximité du cylindre d'aotionnement du marteau et en le reliant à la conduite de décharge qui en est issue.
Ce second réservoir, dénommé ci-après le réservoir "de sortie" est également préalablement chargé d'air pour réa- liser un coussin de gaz comprimé dans la conduite de décharge provenant du cylindre d'actionnement. Ce réservoir de sortie est préalablement chargé de gaz, de préférence, à une pression d'environ 7 kg/cm2,
Etant donné la liaison de ces réservoirs aux condui- tes de pression et de décharge s'étendant respectivement jus- qu'au cylindre d'aotionnement du marteau et en provenance de celui-ci, et en des points à proximité immédiate de ce dernier,
le piston ménagé dans le cylindre d'actionnement travaille effectivement à 1'encontre des coussins de gax comprimé fournis par les réservoirs, et est par suite amené à l'arrêt de façon élastique à la fin des coursée ascendantes et descendantes
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successives de telle sorte que les à-coupe et le* Choc$ sont éliminés dans le système hydraulique,
Suivant un autre aspect de la présente invention, un nouveau montage de valves de cyclage est utilisé pour relier alternativement le cylindre d'actionnement du marteau aux con- duites de pression et de décharge, respectivement,avec la périodicité requise par la fréquence spécifique du mouvement de va-et-vient du piston.
Ce montage consiste dans l'utilisa tion d'une timonerie d'actionnement d'une valve de cyclage hydraulique qui est actionnée avec une avance suffisante sur l'impact du marteau de façon à réduire Ion forces d'inertie mais quilimite les forces hydrauliques effectuant l'inversion du sens de marche à un instant juste avant l'impact du marteau, En l'espèce,cette timonerie commence à actionner la valve hydrau* lique 150 mm environ avant l'impact du marteau maie limite l'inversion effective du marteau aux 50 derniers mm avant l'im- pact.
Ce résultat est obtenu en convertissant d'abord le dé- placement ascendant et descendant du marteau au moyen d'un came à accélération constante - décélération constante, en un mou- vement de rotation et en reconvertissant ce mouvement de rota- tion, au moyen d'une timonerie basculante, en un déplacement linéaire. Il arr résulta d'avantage supplémentaire que l'on peut utiliser dos valves tiroirs qui sont beaucoup moins coû- teuses et beaucoup plus aisées à entretenir et à réparer que les pièces analogues dos valves rotatives.
Une autre caractéristique de la présente invention réside dans l'utilisation d'une valve présentant un recouvre- ment suffisant entra les orifices de pression et de décharge, de par exemple 1/4 à 1/3 de la course totale, de telle sorte que le cylindre d'aotionnement du marteau soit toujours relié
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à une conduite extérieure ce qui évite les chocs dangereux l'intérieur, due aux lourdes masses du mouton se déplaçant à vitesse élevée.
Cette action' souhaitable cet en outre facili- tée en réglant la charge préalable de gaz dans le réservoir d'admission à une pression correspondant aux 2/5 environ de sa pression de fonctionnement) ainsi que mentionné précédem- ment, et en réglant également la décharge au démarrage des pompes à déplacement constant dans la conduite de pression hy- draulique à un débit tel qu'il donne lieu à environ 100 coupe de marteau par minute.Cette dernière mesure empêche éga- lement le {marteau de s'arrêter lors de sa première course lors de l'inversion de la valve,
Suivant des caractéristiques de construction du marteau hydraulique de la présente invention, le montage du marteau comporte un& plaque de base sur laquelle est disposée une plaque supérieure,
ces deux plaques étant solidarisées à éoartement l'une de l'autre par une série de tubes d'acier ver- ticaux ou colonnes interposées, soudées à la plaque de base.
Les réservoirs et la valve tiroir, la timonerie dépendante et les pièces d'aotionnement du suiveur de camo rotatif sont mon- tés sur la plaque de base. Est également solidaire d'une des colonnes, un dispositif de guidage en déplacement rectiligne de la camca accélération constante - décélération constante, qui actionne le suiveur de came rotatif. Le cylindre d'actionné-* ment du marteau est suspendu à son extrémité supérieure à la plaque supérieure, par une suspension du type universel tandis que son extrémité inférieure est logée dans une ouverture à faible jeu ménagée dans la plaque de base, La tige de piston s'étend depuis le cylindre de fonctionnement, nous la plaque de base et est fixée à son extrémité inférieure au mouton d'en- traînement.
Le mouton est guidé en déplacement par des câbles
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logés dans des manchons qui s'étendent à travers les colonnes susmentionnées et de là, traversent des évidements ménagés' dans la plaque supérieure pour recevoir des éorous de support qui leur sont vissés, Les câbles s'étendent, à leur extrémité inférieure, jusque dans une base d'entraînement disposée sous le mouton et sont ancrés dans celle-ci, La plaque supérieurs est surmontée d'un logement de poulies auquel sont touril- lonnées une paire de poulies de suspension par câble du mar- teau.
La came susmentionnée est reliée mécaniquement au mou- ton en déplacement de va-et-vient avec oe dernier. Des tuyau- teries appropriées de liaison relient les réservoirs , la valve et le cylindre d'actionnement du marteau pour effectuer l'actionnement hydraulique susmentionné
Pour fournir la force motrice au marteau, il est pré- vu sur une grue, un chariot ou analogue, au niveau du sol, un m oteur à gaz ou Diesel entraînant des pompes hydrauliques, des valves de commutation de l'alimentation en position "ouverte" ou "fermée" et un réservoir de fluide hydraulique.
Un tuyau relie le réservoir hydraulique disposé au niveau du sol et le marteau.
Les divers aspects de la présente invention sont décrits plus en détail ci-après en référence aux dessine annexés dans lesquels - la figure 1 est une vue schématique illustrant les parties essentielles du montage d'un marteau hydraulique sui- vant la présente invention et les parties dépendantes nécassai- res à son fonctionnement.
- La figure la est un schéma illustrant les connections , des valves de la figure 1 pour les diverses positions d'action- nemont des valves qui y sont représentées,
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- A la figure la, los schémas concernent respective- ment! A,,' eba.saemnt du mouton; Do l'élévation du mouton, 0, le système 'verouillë! D< Il système en vidange; Et le système en fonctionnement ' - La figure 2 est une vue en élévation frontale, partiellement en coupe, du montage du marteau hydraulique.
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-i La figure 3 eet une vue en élévation du marteau de la figure 2, partiellement en coupe longitudinale suivant la ligne 3 - 3 de la figure 2.
- La figure 4 est uns vue en plan d'une coupe trans-
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vernale réalisée dans lo marteau de la figure 2 suivant menai-,, blement la ligne 4"4 de la figure 2t - la figure 5 est une vue en plan d'une autre section transversale du marteau de la figure 2 réalisée sensiblement suivant la, ligne 5-5 de la figure 2;
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. la figure 6 eat une vue de profil du marteau de la figure 2 , observée depuis la gauche de la figure 2.
- La figure 7 est une vue en plant partiellement en coupedu montage de valve tiroir actionnée par dame illue- tré à la figura 2; et - La figure 8 est une coupe longitudinale en éléva- tion de la;valve tiroir de la figure 7, réalisée suivant la
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ligne 8-8 de la figure 7.
Ainsi qu'on peut le voir dans le dessin eoheaatique de la (figure 1, le montage du marteau hydraulique suivant la présente invention comprend les parties constitutives illustrées dans le rectangle 10 et consiste en un mouton 11 au-dessus du- quel est monté un cylindre hydraulique 12 dans lequel est taon-
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té de façon coulisaable un piston 13 muni d'une tige de piston solidaire 14 qui s'étend à travers un évidement Ménage dans la
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base du cylindre,
jusqu'au mouton 11 auquel elle est fixée * Une conduite 15 d'alimentation en fluide hydraulique bous pression, telle que de l'eau ou de l'huila est branchée à travers une botte de distribution 16 et une conduite 17, à la base du cylindre noue le piéton 13 pour injecter le fluide hydraulique sous pression dans la chambre inférieure du cylin- dre, ce qui tend, à tout moment au cours du fonctionnements repousser le piaton vers le haut.
De la botte de distribution 16, une conduite 20 s'étend jusqu'à une valve tiroir 18 et une autre conduite 21 s'étend depuis celle-ci jusqu'à un réservoir d'admission 22 le réservoir d'admission est chargé préalable-' ment d'un gaz soue pression, ainsi que mentionné précédemment, à une pression correspondant aux 2/5 environ de celle du li- quide hydraulique fourni par la conduite de pression 15, De la valve 18, une conduite 23 s'étend jusqu'à la partie supé- rieure du cylindre 12. Une conduite d'évacuation 25 s'étend de . la valve - tiroir 18 jusqu'à un dispositif de décharge banne pression, noté 26.
Une conduite d'amenée 24 s'étend de la conduis- te d'évacuation jusque un réservoir de sortie 27, plus petit que le premier, chargé préalablement d'un gaz nous pression d' environ 7 kg/cm2 ainsi qu'exposé précédemment
Le coulisseau 18a de la valve 18 est actionné entre deux positions A et B (figure la) au moyen d'un suiveur de came et d'une timonerie 28, 29, 30 (figures 1 et 6).
Le suiveur de came 28 est cald sur un arbre 31 et est soumis à oscillation dans le sens des aiguillon d'une montre et en menu inverse,par l'intermédiaire d'une pairs do cames 32, 33, reliées au mouton 11 de la façon exposée plus loin, qui se déplacent par conséquent vers le haut et vers le bas avec le
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mettent Les cames 32, 33 sont montées l'une derrière l'autre, lorsqu'on considère les figures 1 et 6, et chacune d'elles est constituée, ainsi qu'il est illustré, d'une partie en Bail** lie et d'une partie en dépression, disposées en ordre inverse, Le suiveur de camée 28 est pourvu d'une paire de surfaces 34,35, décalée*' l'une par rapport à l'autre,
disposées de façon à prendre appui sur les osâmes 32, 33, respectivement
Ainsi qu'il est plus particulièrement illustré à la figure 6, lorsque le mouton 11 se déplace vers le haut, la face 34 monte sur la partie en saillie de la came 32, et fait par suite basculer le suiveur de cames 28 dans le sens corres- pondant à celui du mouvement des aiguilles d'une montre jus- qu'à ce que le bras 29 du suiveur de cames prenne la position horizontale illustrée, pour déplacer la tige 30 vers la gauche ' grâce à la liaison articulée 29a qui les relie,et déplace par cuite le coulisseau 18a de la valve tiroir vers la gauche ou en position A , à la figure la, grâce à sa liaison articulée 18b avec la tige 30.
D'autre part, lorsque le mouton se déplace vers le bas, la face 35 du suiveur de came monte sur la partie élevée de la came 33, tandis que la face 34 du suiveur de ca- mes descende. dans la partie en dépression de la came 32, Il en résulte un basculement du suiveur de cames 28 dans le sens contraire à celui du mouvement des aiguilles d'une montre et par suite un basculement du bras 29 du .suiveur de cames vers le bas pour tirer la tige 30 vers la droite et déplacer, par conséquent, le coulisseau 18a de la valve 18 vers la droite pour amener la valve en position B, figure la,
Ainsi qu'on peut le voir aux figures 1 et la, lors- que la valve 18 est en position A,
la conduite de pression 20 est reliée par l'intermédiaire de la valve à la conduite 23 s'étendant jusqu'au sommet du cylindre 12 de telle sorte
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que le fluide hydraulique s'écoule ous pression dans la chambre supérieure du cylindre.Le piston est par suite repous- sé vers le bas, à l'encontre do la pression exercée vers le haut sur ce dernier par la pression du fluide se trouvant dans la chambre inférieure qui est continuellement reliée à la con- duite de pression 17.
Cela résulte du fait que la force totale exercée vers le bas sur le piston excède la force dirigée vers le haut d'une quantité égale au produit de la pression hydrau- lique par l'air de la section de la tige de piston 14,les for- ces dirigeas vert* le haut et vers le bas agissant sur les par.. ties annulaires restantes des faces supérieure et inférieure du piston étant équilibrées. D'outre part, lorsque la valve est déplacée on position B, la conduite 23 en provenance du sommet du cylindre est relire par l'intermédiaire de la valve à la conduite d'évacuation 25, ce qui fait tomber la pression ré- gnant au-dessus du piston,
Il est par conséquent repoussé vers le haut par la pression hydraulique continue appliquée à la chambre inférieure du cylindre par l'intermédiaire de la con- duite de pression 17.
Ainsi qu'on peut le voir à la figure 1, il est prévu pour fournir du fluide hydraulique sous pression à la conduite 15, une source d'énergie 40, telle qu'un moteur Diesel ou à essence, monté, aux un chariot, une grue ou analogue, sensible* ment au niveau du sol, Aux extrémités opposées de l'arbre de la source d'énergie, sont montés deux pompes hydrauliques à déplacement constant, 41, 42 dont les conduites d'admission 43,44 sont reliées par l'intermédiaire d'une conduite 45 munie d'un filtre 45',à un réservoir 46 d'emmagasinnement du liquide hydraulique destiné à être pompé sous pression par les pompes à travers des conduites de pression de sortie 47, 48, en provenance du réservoir,
et à travers une conduite interné-
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diaire 49, jusqu'à une paire de valves tiroins 50, 51, reliées en série. Ces valves .sont déplacées manuellement et simultané- ment au moyen d'un levier à main 52 et d'une timonerie dépen- dante 53 dans l'une des trois positions comprenant une posi- tion centrale, une position à droite et une position à gaucho, respectivement,
Depuis ces valves, s'étendent une conduite d'évacua- tion 54 et un tuyau de pression 55, ce dernier s'étendant jus- qu'à la conduite de pression 15 du marteau hydraulique.La ma- noeuvre du commutateur 52 dans l'une des positions centrale, gauche ou droite, relie les conduites d'admission et de sortie de pression 49 @+ 55,
et la conduite d'évacuation 54 par l'in- termédiaire des valves 50, 51; de la manière illustrée en C, D et E, respectivement, à la figure la. En position C, la condui- te d'admission de pression 49 est reliée au réservoir ou à la conduite d'évacuation 54, et est coupée de la conduite d'alimen- tation de pression 55 conduisant au marteau de telle sorte que le système est verrouillé en position de repos. En position D, la conduite d'admission de pression, et la conduite du marteau 55 sont reliées à la conduite du réservoir 54 de telle aorte que dans cette position le marteau est également inopérant.
En position E, la conduite d'admission de pression 49 est reliée à la conduite du marteau 55 pour fournir de façon continue du fluide hydraulique sous pression à la conduite de pression du marteau 15, et par suite, à la chambre inférieure du cylindre, et par l'intermédiaire d'une conduite 20, à la valve tiroir 18, pour faire, par conséquent, osciller le mouton 11 de la façon susdécrite.
En se référant de nouveau aux figures 1 et la, une description plus détaillée de l'action du marteau peut être donnée maintenant en considérant en premier lieu que le marteau
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occupe sa position la plus basse. Dand cette position, la val- ve de oyolage 18 est en position B. En premier lieu, il existe une force dirigée vers le haut agissant sur le piston 13 et le mouton 11 qui les force à se déplacer vers le haut. La pres- sion d'huile dans la région située sous le piston est elle que non seulement le mouton se soulève mais oe faisant, il accélère constamment.
Après avait parcouru une certaine frac- tion de sa courte vers le haut, la came 32 grâce à son action sur le suiveur de cames 28, déplace la valve tiroir 18 en position A, à la suite de quoi, la force. agissant sur le mou- ton est inversée, ainsi que mentionné précédemmentet agit , maintenant vers le bas. Toutefois, étant donné que le marteau a pris une vitesse considérable, cette inversion de force n'arrête pas immédiatement la marteau mais sert uniquement à le freiner,Tout en continuant à s'élever, il expulse une quantité considérable de liquide de la chambre supérieure du cylindre par l'intermédiaire de la conduite 23, dans la . boite de distribution 16.
Une partie de ce liquide est utilisée pour remplir le volume de la chambre du cylindre disposée sous le piston, par l'Intermédiaire de la conduite 17 tandis que le liquide excédentaire retourne par l'intermédiaire de la condui- te 21 au réservoir d'admission 22 qui sert à ce moment de lieu d'emmagasinement d'énergie et de liquide hydraulique pour la course descendante*
En d'autres mots, sur tous les marteaux à grande vitesse réalisés suivant la présente invention, cette quantité ' d'énergie et de liquide emmagasiné et d'énergie et de liquide- déchargé peut être rendue égale à un multiple considérable de 1' énergie continuellement fournie à travers les conduites 55 et 15,
depuis les pompes d'alimentation 41 et 42 du circuit hydraulique. L'écoulement mon.entané et l'échange d'énergie
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à travers la valve de cyclage 18 suivant la présente invention, sont réglés à des valeurs comprises entre 5 et 10 fois envi- ron l'alimentation oontinue'du liquide hydraulique qui est fourni à travers la conduite 55 depuis les pompes 41 et 42, La plus grande demande de liquide se produit au moment où le mouton vient frapper le chapeau 90. A ce moment, le volume de liquide et la quantité d'énergie emmagasinée sont minimum dans le réservoir 22. Le volume de liquide et la quantité d'énergie emmagasinée sont maximum dans le réservoir 22 pour une position du mouton proche du sommet de sa course.
Suivant un autre aspect de la présente invention, , il a été constaté qu'en donnant à toutes les connexions 17, 20 et 21 entre la boîte de distribution 16, et le cylindre 13, la valve 18 et le réservoir 22, et également à la connexion 23,.une section transversale relativement importante par rap- port à celle de la conduite d'alimentation 55, par exemple, 3 à 4 fois supérieure, on obtient les avantages suivants! (1) Les dimensions du réservoir 22 peuvent être rela- tivement réduites tout en donnant lieu à un système de oyolage de fonctionnement du type décrit. En fait, le réservoir fane- tionnera encore de façon satisfaisante lorsque son volume to- tal n'est que de 5 fois le volume de déplacement du cylindre.
Le fonctionnement peut être amélioré en donnant au réservoir un volume plus grand mais au-delà de 20 fois le volume du cy- lindre, toute amélioration est négligeable.
'(2) La conduite 55 peut, par suite, être essentielle- ment connue pour n'effectuer quo la décharge continue des pompes:41 et 42. Cette caractéristique suivant la présente invention est celle qui rend vraiment pratique le marteau hy- draulique étant donné qu'une conduite d'alimentation 55 de fai- ble diamètre intérieur de l'ordre de 25 mm environ est suffi-
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santé pour fournir le débit requis de liquide au marteau sans interférer avec le fonctionnement propre du mécanisme d'en.* traînement, et étant donné quo cette conduite de faible dis- mètre 55 peut alors être remontée jusqu'au marteau en faisant du réservoir une partie intégrante du mécanisme du marteau,
Par suite des dimensions relativement réduites du résorvoir, le fonctionnement susdécrit du réservoir oblige à disposer d'une hauteur de liquide positive dans ce réservoir au cours de l'opération de oyolage du réservoir. Simultanément, les pressions hydrauliques élevées utilisées rendent nécessair re l'utilisation d'un gaz chargé préalablement à pression mo- dérés dans le réservoir de telle sorte qu'au cours de la com- pression, le volume du gaz ne soit pas trop réduit étant don- né que cela produirait des fluctuations excessives de pression au coure des échanges d'énergie du réservoir.
Il a été cons- taté que pour un réservoir d'un volume compris entre 5 et 20 fois le volume du cylindre, une pression de charge préalable du gaz égale aux 2/5 de la pression hydraulique de fonctionne ment, donne lieu à un fonctionnement optimum. Toutefois, lors de la mise en marche du marteau, cette valeur de la charge préalable de gaz fait que le mouvement du marteau est lent au démarrage étant donné la faible valeur des forces appliquée à ce moment pour le soulever et l'abaisser. Cela donne lieu à un problème d'auto-démarrage du fonctionnement du cycle.
Etant donné que le déplacement vers le haut du marteau est rela- tivement rapide, an fonctionnement normal, la valve 18 doit toujours permettre l'échappement d'une quantité suffisante de fluide à travers la conduite 23 lors du déplacement vers le haut du marteau afin d'éviter qu'une pression excessive ne s'é- tablisec dans le cylindre supérieur.
Suivant la présente inven- tion, ce résultat est atteint en prévoyant un recouvrement
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suffisant de la valve de cyclage de telle aorte qu'au moment de transition entre les positions A et B, figure la, il y ait un intervalle de temps au coupa duquel lee conduites 20 et 25 sont directement reliées, En fonctionnement normal, la durée de cette liaison directe est excessivement réduite par suite du déplacement rapide du marteau au moment du changement de la position B à la position A.
Toutefois, au démarrage lorsque le marteau se déplace lentement, il est possible que la durée de cet intervalle de temps devienne assez long pour que le réservoir se vide effectivement à chaque course jusque sa pression de charge initiale, ce qui empoche le remplissage normal du réservoir Jusqu'à la pression finale de fonctionne- ment réalisé par l'établissement du cyclage, Pour cette rai- son, la valeur de ce recouvrement doit être maintenue dana certaines limites de façon à donner lieu à une résistance suffisante pour éviter l'épuisement du réservoir.
Il a été constaté que si oe recouvrement est conçu de telle façon qu'à vitesse normal de fonctionnement du mar- teau, la valve étant dénia sa position centrale,la chute de pression à travers la valve, depuis le cylindre jusqu'à la conduite de décharge soit supérieure à 60 et inférieure à 100 de la pression de fonctionnement des cylindrée, le marteau pourra se mettre en marche de lui-même à condition qu'en outre, l'intervalle de recouvrement soit limité par une timonerie appropriée disposée entre le marteau et la valve- telle que celle décrite- à un déplacement du marteau de moins de 21,5 mm lors de la course ascendante.
De cette façon, le réservoir ne se vide pas à chaque cycle s'il est mis en marche à environ 80 % de sa pleine charge de fluide hydraulique, La manière de réaliser ce recouvrement de valve est décrit plus loin en référence aux figures 7 et 8,
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Ainsi qu'on peut le voir à la figure 6, la ii#o- nerie 29, 30 d'aotionnenient du coulisseau de valve de oyola" . ge 18a permet d'utiliser des cames d'accélération et da dtfo4...
lération constantes 32) 3 pour actionner un suiveur de cocon 2$t un levier de cames 29 et un arbre 31, constituant un vo- liant considérable, qui permet nêanmoino à la valve tiroir d'in- verser le déplacement du marteau lors de oa coure# descendante, au moment le plus reculé possible, La figure 6 Illustre la val-
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ve tiroir en position A de la figure la, pour laquelle une for* oe dirigée vers le bas s'exerce sur le mouton pour l'amener à frapper le chapeau.
Dans cette position, les articulations
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29a, 18b reliant la tige bzz et les bras 29 et 18a respective- ment, sont aligna horizontalement sur le oentre de l'arbre 31, Par suite, lorsque la came 33 actionne le suiveur de cames 28 en venant frapper sa surface 35, le déplacement du coulis- seau 18a de la valve 18 est initialement très faible par suite de la position de la timonerie basculante, celle-ci étant au point mort.
Haie tandis que le déplacement vers le bas du bras 29, supportant la tige 30 du côté droit, progresse du
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point mort jusqu'à faire un angle d'environ 600 avec la position de point mort, elle communique un déplacement à accroissements continuellement croissants du ooulieaeau 18a de la valve 18, pour des sooroiS±3emontl3 aucceunifo de déplacement angulaire du suiveur de cameo28. Il on résulte que bien que des masses relativement importantes du montage du suiveur de came soient actionnées suivant un mode d'accélération constante - décelé ration constante,les forces de réaction aux surfaces des camée étant réduit au minimum et l'usure résultante étant égale-
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ment minimum,
le déplacement du coulleseau de valve de oyola" ge 18a est complètement différent, ce qui entraîne un dépla- cement initial trou lent uuivi d'une accélération très rapide
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et d'un arrêt très rapide vers la fin de son déplacement Il en résulte un effet global qui est que bien que le déplace* ment du suiveur de cames 26 débute environ 150 mm avant la for- ced'impact, l'inversion due au déplacement de la valve ne se produit qu'à environ 50 mm avant 1'impact. Il en résulte une vitesse d'impact maximum du marteau pour une oouree donnée.
Il est à noter que cette action de la valve ne produit inver- sèment lors de lu course ascendante du marteau. En d'autres Note, l'inversion de force se produit relativement rapidement après que la came 32 soit venue en contact avec la surface à came 34 du suiveur de came 28. Toutefois, étant donné que, ainsi que mentionné dans la description précédente, le marteau parcourt lors de sa course ascendante une distance considérable après que l'inversion de force ee soit produite, le déplacement de la valve 18 est exécuta jusqu'à achèvement, à la vitesse de fonctionnement du marteau et sans étrangloment excessif, par suite de l'ouverture partielle de la valve qui se produit lors de la course descendante.
Des images cinématographiques,prises à grande vitesse, du marteau en fonctionnement ont montré que des rendements du marteau supérieuns à 90% peuvent être réalisas avec cette timonerie.
En référence aux figures 2 à 7 inclusivement, il est donné ci-après une description des détails de construction du montage du marteau hydraulique. Le mécanisme est supporté dans un logement d'acier Boudé constitue d'une plaque supérieure 60 et d'une plaque inférieure 61 solidarisée par 4 tubes paral. lèles interposas,62-65 inclusivement, disposes suivant un con- tour rectangulaire, figure 5,ces tubes étant-soudes à leur base inférieure à la plaqua de base 61.
Sur la plaque de base 61, est monté d'une façon qui est le mieux visible aux figures 2,5 et 6, le réservoir d'admission 22,le réservoir de sortie
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27 et la valve tiroir 16.Le suiveur de cames 28 est également monté sur lu plaque de base d'une manière qui est 3a. mieux visible aux figurée 4 et 5.
Ainsi qu'on peut le voir dans ces figurée, l'arbre 31 du suiveur de cames est tourillonné à ses extrémités opposées dans des paliers solidaires des plaques d'assemblage
69,70, qui sont boulonnées ainsi qu'indiqué en 71, 72 à la , plaque de base 61,
Ainsi qu'on peut le voir aux figures 4, 5 et 6, les cames 32, 33 sont solidaires d'uno tige d'actionnement 73 qui est montée 4 queue d'aronde et de façon coulissable dans une rainure tronquée d'un élément de guidage 74 qui est, son tour, monté sur un support 75 sur lequel il est boulonné, ainsi qu'il est qu'indiqué en 76. Le support 75 est soudé,. ainsi qu'il est indiqué en 77, à l'un des tubes d'acier, 64.
La tige d'actionnement 73 traverse une ouverture ménagée dans la pla- que de base 61 et se prolonge jusqu'au mouton 11 auquel elle est fixée. Par auite, ainsi qu'on peut le voir à la figure 6, lorsque le mouton se déplace vers le haut et vers le bas il entraîne avec lui les cames 32, 33 par l'intermédiaire de la tige d'actionnement 73 et actionne par suite le suiveur de cames 26 de la manière ausdécrite,
Ainsi qu'on peut le voir à la figure 6, le cylindre hydraulique est suspendu au moyen d'un joint universel, à son extrémité supérieure, à la plaque 60, et dans oe but,
se termine à son extrémité supérieure par un tenon 78 dans lequel est ménagé une ouverture 78a en forme de douille de contour sphéri- que concave dans laquelle eat disposé un élément annulaire
78b de contour sphérique convexe monte en rotation dans tout.. les directions dans l'ouverture en forme de douille 78a, Un boulon 80 traverse l'ouverture ménagée dans l'élément annulaire
78b et s'étend également, ses extrémités opposées à travers
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des trotta ménagea dans une paire de tenons à oeillet 79, soudé à la face inférieure de la plaque 60, L'extrémité infé- rieure du cylindre hydraulique traverse une ouverture 60a mé- nagée dans la plaque de base 61,
de la manière qui est le mieux illustrée à la figure 3, et de façon à ménager un léger jeu d'environ 4,8 mm entre eux. Cette suspension donne au cylindre hydraulique une souplesse de déplacement suffisante permettant des défauts d'alignement et des jeux entre les colonnes du marteau 62- 65 inclusivement, et le mouton 11.
Ainsi qu'on peut le voir à la figure 3, le piston hy- draulique 13 se termine, à son extrémité inférieure, par un about 83 en forme de bouton, de contour de base sphérique, qui repo- se dans une cavité complémentaire ménagée dans un disque de aétal 85 qui est, à son tour, supporté par un second disque 86 en métalmalléable, tel que l'aluminium, oe dernier disque étant boulonné, ainsi qu'indiqué en 87, à une partie métallique en pointe 88 du mouton disposée de façon à venir frapper le bloc amortisseur 89, figure 2, dans la base 90 pour enfoncer un tube 91 anus le sol.
L'about en forme de bouton 83 de la tige de piston est ancrée de façon libre dans la base du pis- ton au moyen d'anneaux 93, 94 de profil on section axiale tel que représenté,et au-dessus de ceux-ci, est logé- un 'bloc annulaire 95,ce montage étant maintenu en place au moyen des clavettes du mouton 96 qui sont logée dans des rai- nures 97 traversant le mouton 11.
Un léger jeu de quelques centièmes de millimètre est prévu entre l'about 83 en forme de bouton et l'anneau 94, ainsi qu'indiqué en 97a, ou bien entre les anneaux'93 et 94 de façon à permettre à la tige de pister 14 de se déplacer dans toute direction radiale afin d'éviter la flexion au cours de 1'entraînement.
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Ainsi qu'on peut le voir aux figurée 2 et 4*' les connexions des tuyauteries sont désignées par les mêmes nota- liions de référence qu'à la figura 1, et ne nécessitent pas par conséquent de plus ample description,
Ainsi qu'on peut le voir aux figurée 2 et 6, un logement de poulie 100 cet fixé à la plaque supérieure du loge** ment 60 à laquelle sont tourillonnées ainsi qu'indiqua en 101, une paire de poulies 103 d'entraînement des cables, tels que 104, destinées à suspendre le marteau en position pour entrai- , ner un tube ou un élément de pieu.
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Une description des détails de oonsutciotion et de . fonctionnement de la valve do cyclage 18 est donnée enrefo- renoe aux figures 7 et 8, la valve comporte un élément fixe ou logement 110 renfermant une cavité inférieure allongea 111
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dans laquelle est dispoed à coulïsoe un élément d'aotionnement 112 solidaire du oouliaaeau 18be Le logement est percé 4'or1- fices 113-115 inclusivement, qui débouchent dans la cavité 111 ' ' et qui sont respectivement reliée, ainsi qu'il est indiquera
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la conduite d1 évacuation, à la conduite de pression et à la conduite s f dtendcU1 jusqu'au aommet du cylindre hydraulique,
ces connexiona étant désignées par les notations de référence 25, <2G et 23 1 respectivement, à la figura 1. L'élément dao... t1onnemont 112 est pourvu d'une ouverture centrale 116 s'éten- dant -transversalement, d'une longueur telle que lorsque llèldmont" eat déplnoé dars sa position la plus à droite, il s'étende ot relie les orifices 113 et 115, de la manière illustrée à la figure 7, ce qui relie la cavité supérieure du
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cylindre hydraulique à l'échappement et permet par euite au piston et ou mouton do s'élever do la façon ouudécrites Alternativement, lorsque le coulisseau est déplacé dans sa position la plus à gauche,
l'ouverture centrale 116 ménagée
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dans cet élément est disposée de façon à relier entre eux le orifices 114 et 115,ce qui' relie le sommet du cylindre hydrau- llque à la conduite de pression, ce qui forât le piston et le mouton à descendre
Ainsi que mentionné précédemment, les orifices 113- 115 inclusivement, sont d'une section d'ouverture suffisante par rapport à la longueur de la cavité 116 de l'élément d'actionnement que pour donner lieu à un recouvrement suffi- sant tel que le cylindre 12 du marteau soit toujours relié à une conduite extérieure, à l'échappement, ou à une conduite de pression,
de façon à éviter des refoulements dangereux dans le cylindre Ainsi qu'exposé précédemment, la valeur de ce reoou- vrement est en rapport avec le déplacement du marteau,par l'intermédiaire de la timonerie susmentionnée les raccordant de façon que l'intervalle de recouvrement soit limité 4 un déplacement de marteau de moins de 21,5 mm pour la course ascendante et tel qu'à vitesse normale de fonctionnement du marteau, la chute de pression à travers la valve entre le cylindre et la conduite d'évacuation ou de décharge, soit supé- rieure à 60% et inférieure à 100% de la pression de fonction- nemont du cylindre lorsque le coulisseau est dans sa position centrale de façon à donner 1' assurance que le marteau démarrera de lui-même.
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, HAMMER 7tJi. '' IJ ma -
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The present invention relates to pile driving bells and the like, and more particularly to hydraulically actuated bells. splitting for many years, it has been the general practice to drive in stakes using steam snnets.
However, these steam bells have a number of serious drawbacks. For example, the steam pressure which in practice can be used is generally limited to 10.5 kg per cm 2 and, with such pressures relatively low. .., to achieve a differential piston assembly of sufficient size to actuate a 2270 kg ram, the upper piston should be of a diameter such that at least substantial parts of the hammer extend above the tube. pile drive.
This reduces the space available in the drive assembly of the piles, which is an important factor, in particular, in driving long piles. Where a heavier ram is required, for example up to 6800 kg or more. , the size of the piston and the cylinder mounting must be correspondingly increased and assume such dimensions that some difficulty may be encountered in having sufficient space to support the hammer between the lines of the drive device. piles unless the latter and not the supporting device are made excessively bulky and heavier than in the present art.
Another disadvantage of steam hammers is that the total efficiency of using the
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fuel, steam boiler and steam hammer is very weak. Also. the combustion of the fuel in the boiler gives rise to an unpleasant smoke and a danger of fire, and since the steam which escapes from the hammer usually contains a certain amount of oil, an additional disadvantage results as well as an unpleasant noise,
At first me,
it appears that the aforementioned difficulties encountered in steam hammers could be eliminated by the use of hydraulic hammers since the use of hydraulic operating pressures of several thousand kilograms are achievable, which they can be maintained by pumps driven with high efficiency from internal combustion engines, which avoids the inconveniences and parts of low efficiency boilers and steam discharges, Hydraulic pistons can be made very small, even to actuate slack - heavy tones, and small enough to be able to properly suspend the hammer between the pipes of the standard pile driving devices,
even when the sheep used is much heavier than those generally used.
However, practical experience with the use of hydraulic pistons intended to move large masses connected to them, has shown that there are serious difficulties to be overcome in testing piston displacement. a speed greater than speeds of the order of 1 meter per second as a result of the appearance
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destructive hydraulic shocks when the valves and the direction of travel are reversed, This speed is much too low to allow efficient driving of the piles,
Inexperience has also shown that the displacement of large masses actuated by hydraulic pedestrians can only be carried out successfully if the assembly is accelerated and decelerated at controlled speeds making it possible to avoid hydraulic shocks to the system and the subsequent rupture of the pipes, pumps and other parts of the system. In view of the previous difficulties inherent in the application of hydraulics to pile driving techniques, little progress has been made to date in the switch from steam driven hammers to hydraulically operated hammers in such applications.
However, the present invention provides what has been shown by field trials to provide a solution to the problem of providing a commercially feasible hydraulically actuated hammer for driving piles and the like at a percussion rate. high of heavy and positive blows, capable of driving the piles rapidly into the ground and compatible with the elimination, for practical purposes, of hydraulic shocks or water hammers, and breakage of the equipment.
In accordance with a fundamental aspect of the present invention, the foregoing desirable objects are achieved, in accordance with a feature of the present invention, by subjecting the hydraulic fluid, such as water or oil, supplied to pressure. to the aeration cylinder of a hydraulic hammer, to the elastic compression of a volume of compressed gas disposed in the immediate vicinity of the aforesaid aotation cylinder;
This result can be achieved appropriately,
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according to this characteristic of the present invention, by mounting a tank immediately above, for example, a few centimeters, the cylinder of the hammer, and by previously charging this gas tank to a pressure approximately equal to 2 / 5 of the operating pressure of the hydraulic fluid supplied to the cylinders For example, an effective operating pressure of the hydraulic fluid has been found to be in the order of 350 kg / om2 # given what,
the reservoir is pre-charged with gas at a pressure. from 140 to 154 kg / om2 surroundings To really eliminate hydraulic ohoos in the operation of the hammer, it has been observed that the volume of the reservoir must be of the order of 5 to 20 times approximately the displacement volume of the cylinder included under the pedestrian, It has been found that when the tank is further away from the hammer actuating cylinder and along the hydraulic supply pressure line leading to the cylinder,
it becomes progressively less able to reduce the shocks and the discontinuities of the operation of the hammer as a result of the inertia of the hydraulic fluid in the relevant sections of the supply line * It has been observed that for better operation, the reservoir should not be more than approximately 30 cm from the cylinder of the hammer and, preferably, it should be placed a few cm from the latter It has also been found that by placing the reservoir in this way immediate proximity to the hammer actuating cylinder,
the hammer can be actuated by means of relief bit at a substantially constant volumetric flow rate of hydraulic fluid outlet, corresponding to the average demand of the hammer cycle instead of the demands
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High snapshots that would be required in the absence of reservoirs. In addition, since the provision of the reservoir allows the hammer 4 to be actuated from the pump providing the average demand for hydraulic fluid, it also allows the use of pressure pipes of moderate size between the pumps and the hammer.
The aforementioned tank is hereinafter referred to as the "intake" tank because it is connected to the pressure line supplying the hydraulic fluid to the high pressure at the hammer actuating cylinder.
According to another aspect of the present invention, it has been found that the operation of the hammer is further improved and made more flexible and freed from a-cutting and hydraulic shocks, by mounting a second reservoir, of smaller dimension, near the cylinder of the hammer and connecting it to the discharge pipe which comes from it.
This second reservoir, hereinafter referred to as the “outlet” reservoir, is also pre-charged with air in order to create a cushion of compressed gas in the discharge line coming from the actuating cylinder. This outlet tank is previously charged with gas, preferably at a pressure of about 7 kg / cm2,
Given the connection of these reservoirs to the pressure and discharge conduits extending respectively up to and coming from the cylinder of the hammer, and at points in the immediate vicinity of the latter,
the piston in the actuating cylinder effectively works against the compressed gax cushions supplied by the reservoirs, and is therefore resiliently brought to a stop at the end of the upward and downward strokes
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successive so that the cuts and the * Shock $ are eliminated in the hydraulic system,
In accordance with another aspect of the present invention, a novel cycling valve assembly is used to alternately connect the hammer actuating cylinder to the pressure and discharge lines, respectively, with the periodicity required by the specific frequency of movement. back and forth of the piston.
This assembly consists in the use of a linkage for actuating a hydraulic cycling valve which is actuated with sufficient advance on the impact of the hammer so as to reduce the inertia forces but which limits the hydraulic forces effecting. the reversal of the direction of travel at an instant just before the impact of the hammer, In this case, this linkage begins to actuate the hydraulic valve approximately 150 mm before the impact of the hammer but limits the effective reversal of the hammer at the last 50 mm before the impact.
This is achieved by first converting the upward and downward movement of the hammer by means of a constant acceleration - constant deceleration cam, into a rotational movement and converting this rotational movement back, using of a tilting wheelhouse, in a linear movement. A further advantage has resulted that spool valves can be used which are much less expensive and much easier to maintain and repair than similar parts of rotary valves.
Another feature of the present invention is the use of a valve having sufficient coverage between the pressure and discharge ports, for example 1/4 to 1/3 of the total stroke, so that the hammer actuation cylinder is always connected
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to an exterior drive which avoids dangerous shocks inside, due to the heavy masses of the sheep moving at high speed.
This desirable action is further facilitated by adjusting the pre-charge of gas in the inlet tank to a pressure corresponding to about 2/5 of its operating pressure) as previously mentioned, and also by adjusting the pressure. unloading on start-up of the constant displacement pumps in the hydraulic pressure line at a rate such as to result in about 100 hammer cuts per minute. This latter measure also prevents the {hammer from stopping during operation. its first stroke when the valve is reversed,
According to construction features of the hydraulic hammer of the present invention, the mounting of the hammer comprises a & base plate on which is disposed a top plate,
these two plates being secured at a distance from one another by a series of vertical steel tubes or interposed columns, welded to the base plate.
The tanks and the slide valve, the dependent linkage and the aotating parts of the rotary camo follower are mounted on the base plate. Also integral with one of the columns is a guiding device in rectilinear movement of the constant acceleration camca - constant deceleration, which actuates the rotary cam follower. The hammer actuating cylinder is suspended at its upper end from the upper plate, by a universal type suspension, while its lower end is housed in a low clearance opening in the base plate. piston extends from the working cylinder, us the base plate and is attached at its lower end to the driving sheep.
The sheep is guided on the move by cables
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housed in sleeves which extend through the aforementioned columns and from there pass through recesses made in the upper plate to receive support ears which are screwed to them. The cables extend, at their lower end, into a drive base disposed under the ram and are anchored therein. The upper plate is surmounted by a pulley housing to which a pair of hammer cable suspension pulleys are journalled.
The aforementioned cam is mechanically connected to the sheep moving back and forth with the latter. Appropriate connecting pipes connect the reservoirs, the valve and the hammer actuating cylinder to effect the aforementioned hydraulic actuation.
In order to provide the driving force to the hammer, it is provided on a crane, a cart or the like, at ground level, a gas or diesel engine driving hydraulic pumps, switching valves of the supply in position " open "or" closed "and a hydraulic fluid reservoir.
A pipe connects the hydraulic tank placed at ground level and the hammer.
The various aspects of the present invention are described in more detail hereinafter with reference to the accompanying drawings in which - Figure 1 is a schematic view illustrating the essential parts of the mounting of a hydraulic hammer according to the present invention and parts dependent on its functioning.
- Figure la is a diagram illustrating the connections of the valves of Figure 1 for the various actuation positions of the valves shown therein,
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- In figure la, the diagrams relate respectively to! A ,, 'eba.saemnt of the sheep; Do the elevation of the sheep, 0, the system 'lock! D <The system is draining; And the system in operation - Fig. 2 is a front elevational view, partially in section, of the hydraulic hammer assembly.
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-i Figure 3 and an elevational view of the hammer of Figure 2, partially in longitudinal section along the line 3 - 3 of Figure 2.
- Figure 4 is a plan view of a cross section
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vernal carried out in lo hammer of Figure 2 following menai- ,,ement line 4 "4 of Figure 2t - Figure 5 is a plan view of another cross section of the hammer of Figure 2 made substantially along the, line 5-5 of Figure 2;
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. Figure 6 is a side view of the hammer of Figure 2, viewed from the left of Figure 2.
FIG. 7 is a partially sectioned plant view of the lady-actuated slide valve assembly illustrated in FIG. 2; and - Figure 8 is a longitudinal sectional elevation of the slide valve of Figure 7, taken according to
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line 8-8 of Figure 7.
As can be seen in the eoheaatic drawing of (figure 1, the assembly of the hydraulic hammer according to the present invention comprises the constituent parts illustrated in the rectangle 10 and consists of a ram 11 above which is mounted a hydraulic cylinder 12 in which is gadfly
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slidably tee a piston 13 provided with an integral piston rod 14 which extends through a recess Household in the
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cylinder base,
to the sheep 11 to which it is attached * A pipe 15 for supplying low pressure hydraulic fluid, such as water or oil, is connected through a distribution boot 16 and a pipe 17, at the base of the cylinder knots the pedestrian 13 to inject the hydraulic fluid under pressure into the lower chamber of the cylinder, which tends, at any time during operation, to push the piaton upwards.
From the distribution boot 16, a pipe 20 extends to a slide valve 18 and another pipe 21 extends from the latter to an intake tank 22 the intake tank is pre-loaded. gas under pressure, as mentioned previously, at a pressure corresponding to approximately 2/5 of that of the hydraulic fluid supplied by the pressure line 15. From the valve 18, a line 23 extends to at the top of the cylinder 12. A discharge line 25 extends from. the valve - spool 18 to a pressure banne relief device, denoted 26.
A supply line 24 extends from the discharge line to an outlet tank 27, smaller than the first, previously charged with a gas at a pressure of about 7 kg / cm2 as explained above.
The slide 18a of the valve 18 is actuated between two positions A and B (figure la) by means of a cam follower and a linkage 28, 29, 30 (figures 1 and 6).
The cam follower 28 is mounted on a shaft 31 and is subjected to oscillation in the direction of the needle of a watch and in reverse menu, by means of a pair of cams 32, 33, connected to the ram 11 of the way explained below, which therefore move up and down with the
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The cams 32, 33 are mounted one behind the other, when considering Figures 1 and 6, and each of them is made, as shown, of a Bail part ** lie and a part in depression, arranged in reverse order, The cameo follower 28 is provided with a pair of surfaces 34,35, offset * 'with respect to each other,
arranged so as to rest on the bones 32, 33, respectively
As is more particularly illustrated in FIG. 6, when the ram 11 moves upwards, the face 34 rises on the projecting part of the cam 32, and consequently causes the cam follower 28 to tilt in the direction corresponding to that of the clockwise movement until the arm 29 of the cam follower assumes the horizontal position shown, to move the rod 30 to the left 'thanks to the articulated connection 29a which them connects and fires the slide 18a of the slide valve to the left or in position A, in FIG. 1a, thanks to its articulated connection 18b with the rod 30.
On the other hand, when the ram moves downwards, the face 35 of the cam follower rises on the elevated part of the cam 33, while the face 34 of the cam follower descends. in the depression part of the cam 32, this results in a tilting of the cam follower 28 in the opposite direction to that of clockwise movement and consequently a tilting of the arm 29 of the cam follower downwards. to pull the rod 30 to the right and therefore move the slide 18a of the valve 18 to the right to bring the valve to position B, FIG.
As can be seen in Figures 1 and 1a, when the valve 18 is in position A,
the pressure line 20 is connected via the valve to the line 23 extending to the top of the cylinder 12 so
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hydraulic fluid flows under pressure in the upper chamber of the cylinder. The piston is therefore pushed downwards against the pressure exerted on the piston upwards by the pressure of the fluid in the cylinder. the lower chamber which is continuously connected to the pressure line 17.
This results from the fact that the total force exerted downward on the piston exceeds the force directed upward by an amount equal to the product of the hydraulic pressure by the air of the section of the piston rod 14, the upward and downward directed forces acting on the remaining annular parts of the upper and lower faces of the piston being balanced. On the other hand, when the valve is moved to position B, the line 23 coming from the top of the cylinder is reread through the valve to the discharge line 25, which drops the pressure prevailing at the top of the cylinder. -above the piston,
It is therefore pushed upward by continuous hydraulic pressure applied to the lower chamber of the cylinder through pressure line 17.
As can be seen in Figure 1, it is provided to supply pressurized hydraulic fluid to the pipe 15, an energy source 40, such as a diesel or gasoline engine, mounted, to a trolley, a crane or the like, appreciably at ground level, At the opposite ends of the shaft of the power source, are mounted two constant displacement hydraulic pumps, 41, 42 of which the inlet pipes 43,44 are connected via a pipe 45 provided with a filter 45 ', to a reservoir 46 for storing the hydraulic liquid intended to be pumped under pressure by the pumps through outlet pressure pipes 47, 48, coming from the tank,
and through internal conduct
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diary 49, up to a pair of tiroins valves 50, 51, connected in series. These valves are moved manually and simultaneously by means of a hand lever 52 and a dependent linkage 53 in one of three positions comprising a central position, a right position and a position to the left. gaucho, respectively,
From these valves extend an exhaust line 54 and a pressure pipe 55, the latter extending to the pressure line 15 of the hydraulic hammer. The operation of the switch 52 in the valve. 'one of the central positions, left or right, connects the pressure inlet and outlet pipes 49 @ + 55,
and the discharge line 54 through the valves 50, 51; as illustrated at C, D and E, respectively, in Figure la. In position C, the pressure inlet pipe 49 is connected to the reservoir or to the discharge pipe 54, and is cut off from the pressure supply pipe 55 leading to the hammer so that the system is locked in the rest position. In position D, the pressure inlet pipe, and the pipe of the hammer 55 are connected to the pipe of the reservoir 54 of such aorta that in this position the hammer is also inoperative.
In position E, the pressure inlet pipe 49 is connected to the hammer line 55 to continuously supply pressurized hydraulic fluid to the hammer pressure line 15, and therefore to the lower chamber of the cylinder, and by means of a pipe 20, to the slide valve 18, in order, consequently, to oscillate the ram 11 in the above-described manner.
Referring again to Figures 1 and 1a, a more detailed description of the action of the hammer can now be given considering first that the hammer
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occupies its lowest position. In this position, the steering valve 18 is in position B. First, there is an upward force acting on the piston 13 and the ram 11 which forces them to move upward. The oil pressure in the region below the piston is such that the ram not only lifts up but in doing so, it constantly accelerates.
After having traveled a certain fraction of its short upwards, the cam 32, by its action on the cam follower 28, moves the slide valve 18 to position A, following which, the force. acting on the sheep is reversed, as previously mentioned, and acts, now down. However, since the hammer has gained considerable speed, this reversal of force does not immediately stop the hammer but serves only to brake it, while continuing to rise, it expels a considerable amount of liquid from the upper chamber. of the cylinder via line 23, in the. distribution box 16.
A part of this liquid is used to fill the volume of the cylinder chamber placed under the piston, through the intermediary of the line 17, while the excess liquid returns through the intermediary of the line 21 to the intake tank. 22 which at this time serves as a place for storing energy and hydraulic fluid for the downstroke *
In other words, on all high speed hammers made in accordance with the present invention, this amount of energy and liquid stored and energy and liquid discharged can be made equal to a considerable multiple of the energy. continuously supplied through lines 55 and 15,
from the feed pumps 41 and 42 of the hydraulic circuit. Blood flow and energy exchange
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through the cycling valve 18 according to the present invention, are set to values between 5 and 10 times approximately the continuous supply of hydraulic liquid which is supplied through the line 55 from the pumps 41 and 42. greatest demand for liquid occurs when the sheep strikes the cap 90. At this moment, the volume of liquid and the amount of energy stored are minimum in the tank 22. The volume of liquid and the amount of energy stored are maximum in the tank 22 for a position of the sheep close to the top of its course.
According to another aspect of the present invention, it has been found that by giving all the connections 17, 20 and 21 between the distribution box 16, and the cylinder 13, the valve 18 and the reservoir 22, and also to the connection 23, a relatively large cross section compared to that of the supply line 55, for example, 3 to 4 times greater, the following advantages are obtained! (1) The dimensions of the tank 22 can be relatively reduced while still providing a functioning trim system of the type described. In fact, the reservoir will still fade satisfactorily when its total volume is only 5 times the displacement volume of the cylinder.
Operation can be improved by giving the reservoir a larger volume, but beyond 20 times the volume of the cylinder any improvement is negligible.
(2) Line 55 may, therefore, be essentially known to effect only the continuous unloading of the pumps: 41 and 42. This feature according to the present invention is that which makes it really practical the hydraulic hammer being. given that a supply line 55 of small internal diameter of the order of about 25 mm is sufficient
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health to provide the required flow of liquid to the hammer without interfering with the proper functioning of the drive mechanism, and since this small diameter pipe 55 can then be brought up to the hammer by making the reservoir a integral part of the hammer mechanism,
As a result of the relatively small dimensions of the resorvoir, the above-described operation of the reservoir makes it necessary to have a positive height of liquid in this reservoir during the operation of oiling the reservoir. At the same time, the high hydraulic pressures used make it necessary to use a gas charged beforehand at a moderate pressure in the reservoir so that during the compression, the volume of the gas is not too reduced being since this would produce excessive pressure fluctuations during the energy exchange of the reservoir.
It has been observed that for a reservoir with a volume between 5 and 20 times the volume of the cylinder, a pre-charge pressure of the gas equal to 2/5 of the hydraulic operating pressure, gives rise to an operation. optimum. However, when starting the hammer, this value of the gas pre-charge causes the hammer to move slowly at start-up given the low value of forces applied at this time to raise and lower it. This gives rise to a problem with self-starting cycle operation.
Since the upward movement of the hammer is relatively fast, in normal operation, valve 18 should always allow sufficient fluid to escape through line 23 during upward movement of the hammer in order to prevent excessive pressure from building up in the upper cylinder.
According to the present invention, this result is achieved by providing a recovery
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of the cycling valve of such aorta that at the time of transition between positions A and B, figure 1a, there is a time interval at which the pipes 20 and 25 are directly connected. of this direct connection is excessively reduced as a result of the rapid displacement of the hammer when changing from position B to position A.
However, on start-up when the hammer is moving slowly, it is possible that the duration of this time interval becomes long enough for the tank to effectively empty on each stroke to its initial charge pressure, which prevents the normal filling of the tank. Until the final operating pressure achieved by establishing the cycling. For this reason, the value of this overlap must be maintained within certain limits so as to give rise to sufficient resistance to avoid exhaustion of the gas. tank.
It was found that if this cover is designed in such a way that at normal operating speed of the hammer, the valve being denied its central position, the pressure drop across the valve from the cylinder to the pipe. discharge is greater than 60 and less than 100 of the operating pressure of the displacement, the hammer may start by itself provided that, in addition, the overlap interval is limited by an appropriate linkage arranged between the hammer and valve - such as that described - to a hammer displacement of less than 21.5 mm on the up stroke.
In this way, the reservoir does not empty in each cycle if it is started at about 80% of its full hydraulic fluid charge. The manner of achieving this valve cover is described later with reference to Figures 7 and 8,
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As can be seen in Figure 6, the attachment 29, 30 of the oyola valve slide actuator. Ge 18a allows the use of throttle cams and dtfo4 ...
constant leration 32) 3 to actuate a cocoon follower 2 $ t a cam lever 29 and a shaft 31, constituting a considerable flywheel, which nevertheless allows the slide valve to reverse the displacement of the hammer during oa run # descending, at the furthest possible moment, Figure 6 illustrates the val-
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ve drawer in position A of Figure la, for which a for * oe directed downwards is exerted on the sheep to cause it to strike the hat.
In this position, the joints
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29a, 18b connecting the rod bzz and the arms 29 and 18a respectively, are aligned horizontally with the center of the shaft 31, Consequently, when the cam 33 actuates the cam follower 28 by striking its surface 35, the displacement of the slide 18a of the valve 18 is initially very small owing to the position of the tilting linkage, the latter being in neutral.
Hedge as the downward movement of arm 29, supporting rod 30 on the right side, progresses from
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neutral point until making an angle of about 600 with the neutral position, it communicates a movement in continuously increasing increments of the ooulieaeau 18a of the valve 18, for sooroiS ± 3emontl3 aucceunifo of angular displacement of the follower of cameo28. As a result, although relatively large masses of the cam follower assembly are operated in a constant acceleration - constant deceleration mode, the reaction forces at the cameo surfaces being minimized and the resulting wear being equal.
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minimum,
the displacement of the oyola "ge 18a valve slide is completely different, resulting in a slow initial hole displacement followed by a very rapid acceleration
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and a very rapid stop towards the end of its movement. This results in an overall effect which is that although the movement of the cam follower 26 begins about 150 mm before the impact force, the reversal due to the valve displacement only occurs about 50 mm before impact. This results in a maximum impact speed of the hammer for a given torque.
It should be noted that this action of the valve does not reverse on the up stroke of the hammer. In other words, the force reversal occurs relatively quickly after the cam 32 contacts the cam surface 34 of the cam follower 28. However, since, as mentioned in the foregoing description, the hammer travels in its upstroke a considerable distance after the force reversal ee is produced, the displacement of the valve 18 is carried out until completion, at the operating speed of the hammer and without excessive throttling, as a result of the partial opening of the valve which occurs during the downstroke.
High-speed motion pictures of the hammer in operation have shown that hammer efficiencies greater than 90% can be achieved with this linkage.
With reference to Figures 2 to 7 inclusive, the following is a description of the constructional details of the hydraulic hammer mounting. The mechanism is supported in a steel housing consisting of an upper plate 60 and a lower plate 61 secured by 4 parallel tubes. The interposas, 62-65 inclusive, arranged in a rectangular outline, figure 5, these tubes being welded at their lower base to the base plate 61.
On the base plate 61 is mounted in a manner which is best seen in Figures 2, 5 and 6, the inlet tank 22, the outlet tank
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27 and slide valve 16. Cam follower 28 is also mounted on the base plate in a manner which is 3a. better visible in figures 4 and 5.
As can be seen in these figures, the shaft 31 of the cam follower is journaled at its opposite ends in bearings integral with the assembly plates.
69,70, which are bolted as indicated at 71, 72 at, base plate 61,
As can be seen in Figures 4, 5 and 6, the cams 32, 33 are integral with an actuating rod 73 which is mounted 4 dovetail and slidably in a truncated groove of an element guide 74 which is, in turn, mounted on a support 75 on which it is bolted, as indicated at 76. The support 75 is welded ,. as indicated at 77, to one of the steel tubes, 64.
The actuating rod 73 passes through an opening made in the base plate 61 and extends to the ram 11 to which it is fixed. Therefore, as can be seen in FIG. 6, when the ram moves up and down, it drives with it the cams 32, 33 via the actuating rod 73 and actuates by following the cam follower 26 as described above,
As can be seen in figure 6, the hydraulic cylinder is suspended by means of a universal joint, at its upper end, from the plate 60, and for this purpose,
terminates at its upper end in a tenon 78 in which is formed an opening 78a in the form of a sleeve of concave spherical contour in which is disposed an annular element
78b of convex spherical contour rotates in all directions in the socket-shaped opening 78a, A bolt 80 passes through the opening in the ring member
78b and also extends, its opposite ends across
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trotta formed in a pair of eyelet studs 79, welded to the underside of the plate 60, The lower end of the hydraulic cylinder passes through an opening 60a in the base plate 61,
in the manner which is best illustrated in FIG. 3, and so as to leave a slight clearance of about 4.8 mm between them. This suspension gives the hydraulic cylinder sufficient flexibility of movement allowing misalignment and play between the columns of the hammer 62-65 inclusive, and the ram 11.
As can be seen in FIG. 3, the hydraulic piston 13 ends, at its lower end, with a butt 83 in the form of a button, with a spherical base outline, which rests in a complementary cavity formed. in a metal disc 85 which is, in turn, supported by a second disc 86 of malleable metal, such as aluminum, the last disc being bolted, as indicated at 87, to a pointed metal part 88 of the ram arranged so as to strike the damper block 89, Figure 2, in the base 90 to drive a tube 91 anus the ground.
The button-shaped end piece 83 of the piston rod is anchored loosely in the base of the piston by means of rings 93, 94 of profile or axial section as shown, and above these. is housed an annular block 95, this assembly being held in place by means of the keys of the ram 96 which are housed in grooves 97 passing through the ram 11.
A slight play of a few hundredths of a millimeter is provided between the end piece 83 in the form of a button and the ring 94, as indicated at 97a, or between the rings '93 and 94 so as to allow the rod to track. 14 to move in any radial direction in order to avoid bending during training.
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As can be seen in Figures 2 and 4 * 'the pipe connections are designated by the same reference notations as in Figure 1, and therefore do not require further description,
As can be seen in Figures 2 and 6, a pulley housing 100 this fixed to the upper plate of the housing 60 to which are journaled as indicated at 101, a pair of pulleys 103 for driving the cables, such as 104, for suspending the hammer in position to drive a tube or pile member.
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A description of the details of oonsutciotion and. Operation of the cycling valve 18 is given in reference to Figures 7 and 8, the valve comprises a fixed element or housing 110 enclosing an elongated lower cavity 111
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in which is available a coulisoe aoteration element 112 integral with the oouliaaeau 18be The housing is pierced 4'or1- holes 113-115 inclusive, which open into the cavity 111 '' and which are respectively connected, as will be indicated
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the discharge pipe, the pressure pipe and the s f dtendcU1 pipe to the top of the hydraulic cylinder,
these connectionsa being designated by the reference notations 25, <2G and 23 1 respectively, in figure 1. The dao ... t1onnemont element 112 is provided with a central opening 116 extending -transversally, from a length such that when the mount "is moved to its rightmost position, it extends and connects ports 113 and 115, as shown in Figure 7, which connects the upper cavity of the
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hydraulic cylinder to the exhaust and therefore allows the piston and / or ram to rise as described Alternatively, when the slide is moved to its leftmost position,
the central opening 116 provided
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in this element is arranged so as to interconnect the orifices 114 and 115, which connects the top of the hydraulic cylinder to the pressure line, which forces the piston and the ram to descend
As mentioned previously, the orifices 113-115 inclusive have a sufficient opening section with respect to the length of the cavity 116 of the actuating element to give rise to a sufficient covering such as cylinder 12 of the hammer is always connected to an external pipe, to the exhaust, or to a pressure pipe,
so as to avoid dangerous upsets in the cylinder As explained previously, the value of this reopening is related to the displacement of the hammer, by means of the aforementioned linkage connecting them so that the overlap interval either limited to a hammer displacement of less than 21.5 mm for the upstroke and such that at normal hammer operating speed, the pressure drop across the valve between the cylinder and the discharge or discharge line , be greater than 60% and less than 100% of the cylinder operating pressure when the slide is in its central position so as to give assurance that the hammer will start on its own.