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DI SPOSITIF'1 POUR 'TRANSFORMER '{lN èiOUtTEMENTERTAT3F"EN"MOWEMENT ROTATIFz', ' NQTàYMÉNII,P0UB EN'l'RAJiNER '$N' R<Y.r AT<l('), E:N. ; FO{#l' ' A "VA':'ET":'VIENT.
La présente invention se rapporte d'une fagon générale aux méca- nismes destinés à transformer un mouvement alternatif en un mouvement rotatif, et concerne plus particulièrement un dispositif pour faire tourner le foret d'une perceuse à mouvement alternatif pendant qu'il perce un trou par impact,
Ce dispositif convient particulièrement bien à tous les types de perceuses à mouvement alternatif, car il permet de réaliser un montage d'un prix de revient très réduit pour accomplir le travail qui actuellement néces- site un entraînement par encliquetage ou une commande par un moteur rotatif accouplé par un train d'engrenages et un embrayage.
Dans le montage que prévoit l'invention, le porte-outil doit être libre de se déplacer alternativement et de tourner, et être par suite monté de façon mobile par rapport au dispositif. Le foret de la perceuse est monté amoviblement sur le porte-outil. En prévoyant des surfaces annulaires concen- triques opposées, l'une sur le porte-outil et l'autre sur le dispositif lui- même, on peut interposer un cliquet flexible entre ces surfaces, ce cliquet coopérant alors pour faire tourner l'une de ces surfaces par rapport à l'au- tre. Un cliquet flexible de ce type entraîne en rotation l'élément monté fou lorsqu'il est comprimé entre les deux surfaces annulaires, et l'effet de rotation est intermittent, car il ne se produit que lors de la compression du cliquet dans la direction dans laquelle il est normalement flexible.
Pour accélérer le mouvement de rotation, un autre cliquet flexible peut être in- terposé entre des surfaces annulaires opposées servant à comprimer ce second cliquet lors du-rebond ou du mouvement de retour du dispositif à déplacement alternatif.La flexion normale du cliquet flexible soumis au rebond doit être inversée par rapport au premier cliquet flexible, afin de maintenir dans la même direction le sens de rotation de l'outil, Si les deux cliquets flexi- bles sont dans le même sens et sont actionnés par les forces actives et de réaction, un mouvement oscillatoire est alors transmis au foret.
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La totalité de la courtede va-et-vient de l'outil peut être in- férieure ou supérieure à l'infléchissement total des cliquets flexibles. Le choc de l'élément alternatif doit être suffisant pour infléchir le cliquet, que l'outil se déplace sur là totalité ou seulement une partie de sa course possible. Toutefois, il est préférable de soumettre les cliquets interposés entre les surfaces de réaction,à un degré prédéterminé, à Inaction d'une charge préalable, afin de déterminer la pression de contact disponible et par suite le couple dont on dispose pour faire tourner l'outil.
Les caractéristiques de la butée arrière affectent le cycle de l'outil. Cette butée peut être en caoutchouc ou formée par des ressorts, ou bien être constituée par une combinaison de ces 'deux moyens. La butée arriè- re peut être étudiée de manière à absorber une partie de la force fournie par le piston libre et à augmenter ainsi le temps d'arrêt du piston à l'ex- trémité postérieure de sa course. Ainsi, la butée arrière supérieure fait of- fice d'accumulateur pour les forces de compression et comme facteur de ré- glage, ce qui agitsur le cycle des pistons. Par un réglage convenable du système mécanique en vibration, on peut faire varier, le cycle de déplacement alternatif du piston pour qu'il coïncide exactement avec le réglage dans le temps de l'attraction magnétique par les enroulements électromagnétiques ex- cités.
La butée en caoutchouc est comprimée et, emmagasine de l'énergie qui est ensuite restituée au piston. Cette absorption ralentit le piston dont le temps d'arrêt est déterminé par l'absorption de la butée. L'élasti- cité de la butée et la masse du piston doivent être équilibrées par l'attrac- tion magnétique, et ainsi la fréquence des impulsions de commande maintient un fonctionnement uniforme et provoque une absorption avec accélération pour produire un choc convenable. L'action du cliquet et le fonctionnement du piston entre'le porte-outil et sa butée doivent être réglés en synchronis- me afin d'empêcher que le piston ne soit plus synchronisé avec la fréquence des forces d'entraînement.
Les, recherches qui ont conduit à- l'invention ont montré qu'il était préférable 'de munir un marteau alternatif de cliquets doubles' agis- sant entre deux paires de surfaces annulaires opposées, les surfaces annu- laires prévues sur le perte-outil ou le mandrin étant les'faces opposées d' une bride annulaire radiale qui en est de préférence solidaire, les surfa- ces du carter pouvant avoir la forme de rondelles en forme de-cuvettes co- axiales aux surfaces de la bride annulaire et rendues,solidaires l'une de l' autre, en entourant cette 'bride annulaire radiale.'Les cuvettes ont un écar- tement étudié de manière à comprimer initialement les cliquets. Le degré de compression peut être déterminé par l'épaisseur des rondelles d'écartement entre les cuvettes.
Plus la rondelle est épaisse, moins la compression ini- tiale des cliquets flexibles est grande.Lorsque les cliquets flexibles sont vieux et ont.été déformés, la charge initiale agissant sur les cames est réduite. On peut alors enlever les rondelles d'écartement, ce qui permet aux cuvettes de se rapprocher et ainsi de rétablir la charge initiale pesant sur les cliquets. Ces cuvettes peuvent être reliées à l'arrière du carter par des entretoises formant un bâti mobile. Chaque-tige ou entretoise s'étend . jusqu'à la face opposée du dispositif et est reliée aux extrémités opposées d'une plaque transversale-,qui porte une butée élastique suspendue de manière à pouvoir se déplacer dans le trajet de l'élément alternatif au cours de son rebond ou de sa course de retour.
Ainsi, l'élément d'impact du dispositif alternatif se déplace entre le porte-outil placé à une¯extrémité et la butée élastique placée à l'autre extrémité de l'outil.
Le porte-outil, supporté par les cliquets entourés.par les cuvet- tes reliées par les entretoises à l'arrière du dispositif en vue de leur liaison avec la butée arrière, constitue un bâti qui est mobile par rapport au dispositif dans l'une ou l'autre direction. Un ressort est comprimé entre le bâti et le dispositif pour rappeler le porte-outil vers l'élément d'im- pact. Ce ressort n'est pas nécessaire au fonctionnement du dispositif mais empêche simplement le bâti de se desserrer et d'être une source de bruit.
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Les cliquets flexibles sont des bagues annulaires en une matière élastique telle que le caoutchouc, une matière plastique ou un caoutchouc synthéti- que, ou bien ils peuvent être constitués par des lames-ressorts métalliques plates et flexibles partant d'une bague et s'inclinant dans une direction, ou des corps élastiques avec parties métalliques noyées. Un cliquet formé par une lame-ressort en acier de ce type doit agir sur une surface moletée ou même sur une surface à denture peu profonde,. Toutefois, la réalisation préférée est constituée par un anneau solide dont la totalité est en une matière élastique portant une série de bras disposés angulairement et reliés ensemble par une âme qui complète l'anneau.
Etant donné que l'ensemble est annulaire, l'angularité des bras est délimitée par des zones triangulaires radiales qui ont été choisies dans ce cas pour former des pieds ou des zones d'engagement des cliquets.
Les bras peuvent avoir une section sensiblement uniforme sur toute leur étendue radiale, même si le pied va en s'amincissant vers un point situé au centre de l'anneau. La position angulaire des bras des cliquets offre une certaine résistance à la compression, ce qui provoque la rotation. L' angle des bras par rapport à l'âme d'un cliquet élastique est de préférence d'environ 30 dans l'ensemble considéré. S'il s'élève à 45 , la déviation angulaire est trop ,grande, et s'il ne s'élève qu'à 20 , il fournit une ré- action trop lente, de sorte que cet angle doit avoir une valeur comprise entre 20 et 45 , et être de préférence égal à 30 , ce qui est une valeurs type pour une combinaison caoutchouc et aluminium ou acier.
Toutefois, 1' angle en question dépend de l'élasticité de la matière et de son coeffi- cient de friction lorsqu'elle est en contact avec la surface annulaire. Il existe dans la gamme possible un angle optimum capable de fournir les ca-. ractéristiques vitesse-couple désirées.
Le choc vers l'avant ou choc de travail positif et la course de retour positive n'agissent tous deux que pour comprimer un seul cliquet.
Dans le cas de machines légères ou de faibles dimensions, l'âme de ce cli- quet flexible peut être plus lourde que l'âme de l'autre cliquet flexible, qui agit pour entraîner l'outil en rotation sous l'effet des forces de ré- action du cliquet plus lourd. Toutefois, dans les machines plus importan- tes, les âmes des cliquets peuvent avoir la même épaisseur. L'épaisseur de l'âme affecte directement le couple disponible pour entraîner l'outil en rotation. Une âme épaisse permet au cliquet flexible de résister au choc ce qui permet au cliquet d'absorber une énergie suffisante pour faire tour- ner l'outil soumis à la charge, mais le porte-outil est sensiblement libre au moment de la rotation, Si le porte-autil est étudié de manière à suppor- ter une poussée extrême continue, il doit être muni d'un palier de butée anti-friction.
Ici, la poussée extrême est intermittente et la rotation réelle se produit pendant des périodes de poussée réduite ou nulle et tou- tes les faces extrêmes correspondantes doivent être étudiées pour pouvoir résister aux forces par impact.
L'un des buts principaux de l'invention est de permettre la réa- lisation d'un ensemble de bas prix de revient assurant la rotation d'un fo- ret animé d'un mouvement alternatif.
D'autres buts et avantages de l'invention apparaîtront au cours de la description qui va suivre, faite en regard des dessins annexés donnés à titre non limitatif, sur lesquels :
La fige 1 est une vue en coupe d'un outil à déplacement alterna- tif construit suivant l'invention.
La fig, 2 est une vue de face de l'outil que montre la fig. 1.
La fige 3 est une vue en plan d'un des cliquets.
La fig. 4 est une vue en coupe transversale par la ligne 4-4 en fig. 3.
La fige 5 est une vue de profil du cliquet 'que montrent les fige. 3 et 4.
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La fig. 6 est une-vue en plan de l'autre cliquet. '
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La fig. 7 est une vue en coupe par la ligne 7-7 en fig. 6.
La fig. 8 est une vue de profil du cliquet que montrent les figs. 6 et 7.
La fig. 9 est une vue en coupe avec arrachement partiel d'un mé- canisme d'actionnement à un seul cliquet,
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La f3:g, .10 est une vue de détail à plus grande échelle montrant l'infléchissement d'un cliquet.
La fig. 11 est une vue de profil d'une variante de l'outil à mouvement alternatif matérialisant l'invention.
La fig. 12 est une vue en coupe de la variante que montre la fig. 11.
Si l'on se reporte aux figs. 1, 2 et 9, on y trouve représenté un outil animé d'un mouvement alternatif à commande électro-magnétique, qui constitue le dispositif fournissant le mouvement alternatif. On pourrait utiliser un autre type de dispositif à mouvement alternatif,¯par exemple un marteau pneumatique, un marteau électro-mécanique et un outil à percussion à combustion interne. Le marteau électro-magnétique représenté comporte un carter cylindrique 1 renfermant le noyau 2. en plusieurs parties muni de pôles écartés l'un de l'autre et présentant des cavités destinées à la ré- ception des enroulements .3 et 4.
Le noyau ?. est monté sur le manchon non- magnétique 1 dans lequel le piston libre à se déplace selon un mouvement alternatif lorsqu'il est attiré magnétiquement par excitation alternative des enroulements électro-magnétiques 3 et 4. Ces enroulements sont combinés à une matière isolante comme indiqué en 7, cette matière pénétrant dans les
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encoches a du noyau 2.. Les éléments du noyau sont maintenus écartés par les organes en pont 10 qui sont en un métal non-magnétique et supportent simple- ment les enroulements entre les pôles voisins du noyau.
L'extrémité supérieure du carter 1 est biseautée pour permettre sa réception dans la cloche 11 de la poignée 12. Cette poignée est munie
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d'une partie 1, servant à la préhension et d'un commutateur M actionné par un organe de commande 15. La partie arrière de la poignée forme une chambre
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16 dont la zone centrale est perforée pour la réception d'un boulon 11 qui est fixé sur la plaque de fermeture 1 et qui supporte le redresseur 20.
La paroi de la chambre 16 de la poignée 12 présente une série d'orifices pour permettre la circulation de l'air. La plaque 18 supporte également 1' élément en caoutchouc 21 qui assure la suppression des contraintes et.pro- tège le câble et ses conducteurs arrivant à l'outil électromagnétique à mouvement alternatif. Ce câble renferme trois conducteurs, dont l'un est utilisé pour mettre le carter 1 à la terre et les deux autres pour exciter les enroulements, en vue d'actionner l'outil à mouvement alternatif.
Le redresseur 20 est du type à disques métalliques secs, dont tous les disques sont empilés dans la même direction, et un côté 28 de la source de courant alternatif est appliquée par lé commutateur 14 au centre de ce redresseur, comme montré en 21, tandis que les extrémités opposées du redresseur sont connectées aux bornes 24 et 25 qui sont à leur tour connec- tées aux extrémités des enroulements 3. et 4. Les autres extrémités des enrou-
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lements et '* sont réunies par le fil 26. et sont connectées à l'autre borr du commutateur 1, et ainsi à l'autre côté 27 de la source de courant alter- natif.
Le piston libre suivant les impulsions magnétiques alternées se déplace en un mouvement alternatif à l'intérieur du cylindre et vient frapper
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â, une extrémité la butée en caoutchouc Il qui est supportée par l'oeilleton Il traversant la plaque a Le ressort 33. maintient la butée en caoutchouc 30 dans sa position supérieure; il est comprimé entre la plaque 32 et la poi-
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gnée 12. Le prolongement de la butée en caoutchouc 30 est muni d'un alésage qui permet l'entrée et l'échappement d'air depuis l'intérieur de l'outil. La butée en caoutchouc 30 se déplace en un mouvement alternatif à l'intérieur
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de la douille montée dans la poignée 1,g, avec un certain jeu comme montre' en 29, ce qui empêche le blocage de la butée dans la douille.
Si la butée se coince lors du fonctionnement,la charge préalable sur les cliquets flexibles est changée. Le bâti doit être libre de flotter pour permettre aux cliquets de revenir à leur état de repos naturel. Ils trouvent leur propre équilibre sous une charge préalable.
L'extrémité inférieure du carter 1 de l'outil électrique à mou- vement alternatif est munie d'un chapeau 35 comportant une douille 36 pour la réception de l'extrémité supérieure du mandrin de support 37, cette extré- mité supérieure .la étant désignée communément sous le nom d'enclume. Le por- te-outil 37 est muni d'une partie 40 de plus grand diamètre présentant une bride annulaire radiale 41 qui en est solidaire. L'extrémité inférieure du mandrin est munie d'une douille pour la réception des outils comme indiqué
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en 1,,2o Le mandrin Il présente un orifice latéral par lequel on peut intro- duire et actionner l'extrémité conique d'un goujon en vue d'éjecter l'outil 42.
La bride annulaire de commande 41 prévue sur le porte-outil est
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entourée par deux disques ou rondelles 1.&. et 5. en forme de cuvettes qui mé- nagent dés surfaces opposées k2 et 7. réagissant avec les faces respectives de la bride Al. Un certain nombre de cliquets flexibles annulaires 50 et , sont disposés entre les surfaces et 47 et les surfaces respectives de la bride 41.
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Comme le montre la fig.'2, les cuvettes ¯4,à et k5. sont munies d' oreilles 53 et 54 opposées l'une à l'autre et qui sont fixées sur les douil-
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les ,5.5. et rendues solidaires des extrémités inférieures des entretoises ou tirants 57 <et 58. Les entretoises fiz et fi$ se prolongent jusqu'à l'extré- mité opposée de l'outil et sont fixées sur la plaque au moyen d'écrous comme représenté.
Ainsi qu'il apparaît sur la fig, 2, une rondelle 59 est in- troduite entre les oreilles des cuvettes opposées pour déterminer la position relative de ces cuvettes l'une par rapport à l'autre, et régler ainsi la char-
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ge préalable appliquée aux cliquets flexibles 0 et 51. Ces rondelles fi9 peu- vent être enlevées ou avoir une épaisseur plus réduite 'quand les cliquets flexibles ont été déformés par l'usage ou le vieillissement etne supportent plus qu'une partie de la charge initiale. Si le bâti portant l'ensemble des cliqueta et la butée vient à se coincer, une charge différente est alors appliquée aux eliquets, mais grâce au jeu ménagé autour de la butée comme montré; en.29 les cliquets trouvent aisément leur équilibre propre sous la charge initiale.
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Les boulons .0 et fil maintiennent assemblés le chapeau 35. et la poignée 1,, sur le carter cylindrique 1 comme montré par la fig< 2" Lorsque le piston descend et vient frapper l'enclume 38 du porte-outil 37y le eli- quet annulaire flexible 51 est infléchi juste avant que l'outil ne frappe l'objet sur lequel on travaille. Ce mouvement élimine la pression initiale sur le cliquet 50, qui' reprend sa forme normale. Les forces de réaction pro- voquent le rebond de l'outil, qui peut alors soulever le porte-outil. La surface supérieure de la bride annulaire 41 exerce des forces de compression sur le cliquet flexible annulaire 50 interposé entre la face supérieure de
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la bride l" 1 et la surface 6 de la cuvette ,, tandis que le cliquet 51 ne supporte plus les forces de compression initiales.
Lorsque le piston vient frapper la butée 30 au cours de sa course de retour, le bâti provoque par
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la cuvette ±µ la compression du cliquet .5! et relaxe le cliquet 5Q. Ainsi, le mouvement rotatif est transmis par une série continue d'impulsions.
Etant donné quelles cliquets ont leur propre période de vibra- tion et qu'ils sont soumis à une pression initiale provoquant leur infléchis- sement partiel, un cliquet est relaxé lorsque l'autre est infléchi et ils dé- passent leur position normale. Le cliquet infléchi transmet son énergie au cliquet non infléchi, qui prend alors une position infléchie tandis que le cliquet abandonnant son énergie revient à une position normale. Si le temps
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disponible est suffisant, , -1, j..l uto-infléchissement et la relaxation entre les deux cliqueta continuent jusqu'à ce que les vibrations disparaissent.
Les
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réglage et le choix' des cliquets et de la butée sont étudiés de manière à fournir une période naturelle propre qui coïncide avec le fonctionnement du=dispositif d'entraînement ou des impulsions électriques comme dans le cas considéré.
Chaque fois qu'un cliquet s'infléchit sous l'action des forces
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de compression, soit directement sous l'effet de-.'oxgane-d'actiaxieènt,W soit par suite du transfert- d'énergie d'un cliquet à l'autre, il agit pour assurer la rotation du porte-outil. L'énergie dépensée de cette manière provoque un amortissement rapide entre les courses .active et réactive.
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Le cliquet JQ est représenté par les figs 6, 7 et 8 et le cliquet Il par les figs. 3, 4 et 5. Chacun de ces cliquets est construit, de la même façon, mais le cliquet 51 qui absorbe les forces actives ou de' compression sous l'effet des courses de travail ou de réaction possède une-
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âme annulaire légèrement plus lourde que celle du cliquet.5.Q, qui fonction- ne principalement par suite de la réaction reçue du cliquet 51. Lorsque le piston alternatif vient frapper l'enclume 38 et déplace le porte-outil
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37 vers le bas, ceci comprime le cliquet 1 pour provoquer son infléchisse- ment et supprime la pression initiale appliquée au cliquet 50.
Une force est également exercée contre le disque 45 et, par la liaison réalisée par
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les tiges :J1 et j8 et la plaque 32. comprime le ressort 3-1 et attire la bu- tée 30 vers le centre de l'outil jusqu'à une position dans laquelle elle peut être frappée du fait du mouvement de retour du piston 6.
Lorsque le piston vient frapper la butée 30, celle-ci est comprimée en provoquant le retour du bâti, ce qui provoque'de nouveau l'in- fléchissement du cliquet 51 par suite des forces de compression dues à 1' action du disque 45 qui est soulevé malgré l'inertie du porte-outil. Cette force de compression positive, due à la course de retour ou de réaction, déséquilibre de nouveau les forces de compression initiales sur les cliquets, ..en provoquant alternativement leur infléchissement et leur relaxation pour faire tourner le porte-outil jusqu'à ce que ces forces disparaissent, ce qui permet aux cliquets d'être soumis de nouveau à leur force de compression. initiale avant que la course du piston ne soit de nouveau inversée et que ce piston ne vienne frapper l'enclume du porte-outil.
Lorsque le piston est écarté de la butée 30, le cliquet inférieur 51 est en période de relaxation et transmet ses forces de compression au cliquet supérieur, puis prend enfin se forme normale. Le bâti-est ramené à sa position naturelle lorsqu'il est écarté du piston.
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Chacun des cliquets annulaires fit et 51 montrés par les figs. 3 à 8 est en une matière élastique convenable, par exemple en caoutchouc na- turel ou synthétique ou en une autre matière élastique capable d'être inflé- chie et de transmettre une force. Comme.représenté, chacun des cliquets com- porte une série de bras flexibles 62 disposés radialement, huit de ces bras étant répartis sur la circonférence du cliquet dans cette réalisation parti- culière. La face supérieure et inférieure de chaque bras a une forme tri- angulaire et forme un pied comme indiqué en 63. Ce pied va en diminuant progressivement vers le centre du cliquet avec la légère conicité de la bri- de 41 et assure une distribution radiale uniforme des forces de rotation sans usure excessive.
Le bras 62 est incliné vers le bas depuis la partie supérieure,
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comme indiqué en 6A. vers une âme ou bague annulaire telle que celle indiquée en µµ, et fait de préférence un angle de 300 avec celle-ci. La face inférieu- re du bras est inclinée comme indiqué en 66 et se termine par un fond
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plat ùZ comme le montrent les figs. 4 et 7. On remarquera que les cliquets IQ et j1 sont identiques, sauf en ce qui concerne l'épaisseur de l'âme et 1' inclinaison des bras. '
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Comme le montrent les figaro 6, 7 et 8, les bras ont des faces supérieures ce de forme triangulaire et la face inclinée 113 se termine par la bague annulaire 75 qui-se trouve, de préférence, à égale distance entre les extrémités inférieure et supérieure des bras.
La face inférieure du bras
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est inclinée comme indiqué en 76 et se termine par la partie triangulaire 77.
Comme indiqué ci-avant, les bras 72 sont inclinés dans la direc- tion opposée de celle des bras 62. Ainsi, quand le piston 6. vient frapper 1' enclume 38, il provoque par l'intermédiaire de la face inférieure de la bride annulaire 41 la compression du cliquet 51.Les bras sont alors infléchis ou déformés, ce qui en provoque un léger déplacement autour de leur axe, ce déplacement agissant sur la bride 41 pour provoquer la rotation de cette dernière. Ainsi, comme le montrent les fige. 1 et 2, le porte-outil tourne dans le sens inverse des aiguilles d'une montre en regardant depuis la face inférieure de l'outil.
Dans ce cas, lors du fonctionnement, le dispositif ou marteau é- lectrique peut être considéré comme se déplaçant alternativement par rapport au porte-outil, et ce dernier tourne lorsqu'il ne supporte pas de charge par percussion ou quand l'outil n'est pas fortement en contact avec la pièce.
Ainsi, seule une énergie réduite est--utilisée pour assurer la rotation de l'outil.
L'élasticité des cliquets et de la butée sont des facteurs qui déterminent la période de fonctionnement naturelle du dispositif., Ces orga- nes élastiques doivent avoir une dureté allant de 50 à 70 unités mesurées au duromètre. S'ils sont trop mous, la déformation est plus grande par rap- port à la rotation. Après un certain temps, les organes élastiques se défor- ment de façon permanente et ne sont plus soumis ainsi aux forces de compres- sion initiales ; rondelle 59 doit alors être enlevée pour augmenter la compression. On obtient ainsi deux phases actives avec un seul jeu de cliquets pendant leur durée utile. Ceci peut être représenté par une crête dans un graphique indiquant le couple fourni en fonction de la charge préalable sur les cliquets, la charge initiale se trouvant en avant de la crête.
Les rondel- les d'écartement doivent ensuite être enlevées après que les cliquets ont été déformés de fagon permanente, ce qui a amené la position de fonctionne- ment de l'autre côté de cette crête. La déformation permanente des cliquets réduit simplement la force de compression initiale due à une charge préalable.
Bien que l'on ait représenté une seule rondelle pour éliminer et rétablir la charge préalable, il est possible d'augmenter ce nombre pour obtenir plu- sieurs phases de fonctionnement avant le remplacement des cliquets,
La butée acquiert également au bout d'un certain temps une dé- formation permanente et détruit le synchronisme entre le piston et les impul- sions de courant ; doit alors être remplacée.
Le rendement optimum de ce dispositif rotatif est obtenu quand la période naturelle du bâti est en concordance avec la période naturelle du piston, bien que le bâti puisse osciller entre le moment où le piston frappe l'enclume et celui auquel il frappe la butée. Mais le bâti doit revenir en place au moment voulu, ou se déplacer dans la direction convenable quand le piston vient au contact de l'enclume ou dela butée.
Le cliquet supérieur 50 fonctionne principalement sous l'effet des forces de réaction du cliquet inférieur 51. Dans ce jeu de retour, 1' outil aurait tendance à osciller plutôt qu'à se déplacer en un mouvement al- ternatif.
Lorsque le cliquet 51 est déformé par les forces de compression, il se déplace plus rapidement que le cliquet 50 ne peut se déformer ou se re- laxer. Ceci a pour conséquence une traînée de friction réduite ou nulle pour le cliquet 50 lorsque le cliquet 51 entraîne le porte-outil en rotation, Ain- si,la flexibilité de, ces organes est importante pour leur fonctionnement.
Si le cliquet 50 est trop flexible, il ne peut se relaxer en temps et cesse de fonctionner par suite des forces de réaction. Il en résulte l'immobilité ou un déplacement oscillatoire du porte-outil. Ainsi, un cliquet doit avoir une réaction déterminée pour fonctionner convenablement.
Si les cliquets sont trop rigides, les forces de dépassement de leur position normale ou de réaction sont amorties, de sorte qu'il en résul- te un mouvement oscillatoire et non rotatif. Ainsi, la période de vibration
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des cliquets comprimés est très importante pour le fonctionnement satisfai- sant du dispositif suivant l'invention.
L'agencement à deux cliquets que montre la fig. 1 peut être rem- placé par un dispositif à un seul cliquet et à une seule extrémité active com- me le montre la fig. 9, dans lequel la course de retour du piston n'est pas utilisée''. Le chapeaut, du marteaupporte le manchon 81 fixé au moyen de la goupille 82. Le porte-outil 83 porte une bride annulaire 84.Le cliquet 85 est interposé entre les faces annulaires voisines du manchon fixe et la face de la bride 84. L'autre face de cette bride comprime le ressort 86 en l'ap- pliquant contre le palier de butée 87 logé dans l'extrémité du capuchon 88 fixé sur le dispositif.
Un chapeau 90 de protection contre les poussières retient une rondelle en feutre 91 autour de l'extrémité du porte-outil 83 qui comporte un alésage non circulaire 92 servant à recevoir un outil à pro- fil complémentaire.
Lorsque le piston du marteau vient frapper le-porte-outil 83, le ressort 86 est comprimé, ce qui provoque la relaxation du cliqueta Le ressort rappelle ensuite le porte-outil en provoquant son déplacement au delà de sa position de charge préalable normale, ce qui infléchit le cliquet et assure la rotation du porte-outil. Cette particularité et d'autres encore d'un cliquet unique assurent la rotation du porte-outil. Une bague décarte- ment 93 est prévue pour limiter le degré d'infléchissement du cliquet. Cette bague est simplement interposée entre le manchon 81 et la bride 84.
Lorsque le cliquet est déformé, il prend une position inclinée telle que celle que montre la fig. 10. Les bras prennent une position angu- laire accrue et l'âme intermédiaire est tordue selon une courbe inverse.
Les cliquets représentés peuvent être rendus plus rigides par des éléments métalliques noyés comme indiqué en 94 sur la fig.10. La vites- se de déplacement d'une lame-ressort en acier est trop élevée et elle dis- parait rapidement. Toutefois elle produit un couple plus grand si la défor- mation est réduite.
Une variante des organes servant à frapper le porte-outil 37 par un mouvement alternatif est représentés par les figs. 11 et 12 qui mon- trent un moteur électrique 95 fixé sur une face du carter cylindrique au voisinage de la partie 93 de la poignée servant à la préhension. Ce moteur 95 est monté de manière à être actionné par l'organe 15 actionnant le com- mutateur, à la manière d'une gâchette. L'arbre du moteur fait saillie à l' intérieur du carter 1 et se termine par un vilebrequin 96 sur lequel une bielle 97 est montée de façon pivotante. Cette bielle 97 est articulée à son tour sur un piston de commande 6a monté à coulissement dans le piston d'un marteau 98. logé de manière à pouvoir se déplacer alternativement à l'inté- rieur du carter 1.
Un ressort 99 est interposéentre l'extrémité supérieure du piston 98 et un épaulement prévu sur le piston de commande 6a, de manière à réaliser entre eux une liaison élastique.
Le fonctionnement de l'appareil constituant ce mode de réalisa- tion est analogue à celui du piston à commande électro-magnétique, sauf que le piston 6a est soulevé et abaissé par le moteur électrique .22. et le vilebrequin 96. Le fonctionnement du système de cliquets 40, 41, 44, 45, 50, 51 est le même que décrit ci-avant pour le mode de réalisation à com- mande électro-magnétique.
Tous les dispositifs à action unilatérale actionnés depuis l'a- vant de l'outil doivent comporter le même type de palier à butée représenté, cars ils doivent être combinés à des organes de sollicitation élastiques.
Il va de soi que l'on peut apporter des modifications aux modes de réalisation décrits, dans le domaine des équivalences techniques.
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The present invention relates generally to mechanisms intended to transform a reciprocating movement into a rotary movement, and more particularly relates to a device for rotating the drill bit of a reciprocating drill while it is drilling a hole. by impact,
This device is particularly suitable for all types of reciprocating drills, as it allows mounting at a very low cost to accomplish the work which currently requires a ratchet drive or control by a rotary motor. coupled by a gear train and a clutch.
In the assembly provided for by the invention, the tool holder must be free to move alternately and to rotate, and therefore be mounted so as to be movable relative to the device. The drill bit is removably mounted on the tool holder. By providing opposed concentric annular surfaces, one on the tool holder and the other on the device itself, a flexible pawl can be interposed between these surfaces, this pawl then cooperating to rotate one of the surfaces. these surfaces in relation to the other. A flexible pawl of this type rotates the idle mounted member when it is compressed between the two annular surfaces, and the effect of rotation is intermittent, as it only occurs when the pawl is compressed in the direction in which it is normally flexible.
To accelerate the rotational movement, another flexible pawl may be interposed between opposing annular surfaces serving to compress this second pawl during the rebound or return movement of the reciprocating device. Normal flexing of the flexible pawl subjected to stress. rebound must be reversed with respect to the first flexible pawl, in order to keep the direction of rotation of the tool in the same direction, If the two flexible pawls are in the same direction and are actuated by the active and reaction forces, an oscillatory movement is then transmitted to the drill.
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The total reciprocation of the tool may be less or greater than the total deflection of the flexible pawls. The shock of the reciprocating element must be sufficient to deflect the pawl, whether the tool is traveling all or only part of its possible stroke. However, it is preferable to subject the pawls interposed between the reaction surfaces, to a predetermined degree, to the inaction of a preload, in order to determine the contact pressure available and therefore the torque available to rotate the. tool.
The characteristics of the backgauge affect the tool cycle. This stopper can be made of rubber or formed by springs, or else it can be constituted by a combination of these two means. The rear stopper can be designed so as to absorb part of the force supplied by the free piston and thus increase the stopping time of the piston at the rear end of its stroke. Thus, the upper rear stopper acts as an accumulator for the compressive forces and as an adjustment factor, which acts on the cycle of the pistons. By suitable adjustment of the mechanical vibration system, the reciprocating movement cycle of the piston can be varied so that it coincides exactly with the timing of the magnetic attraction by the energized electromagnetic windings.
The rubber stopper is compressed and stores energy which is then returned to the piston. This absorption slows down the piston, the stopping time of which is determined by the absorption of the stop. The elasticity of the stopper and the mass of the piston must be balanced by the magnetic attraction, and thus the frequency of the control pulses maintains uniform operation and causes absorption with acceleration to produce a suitable shock. The action of the ratchet and the operation of the piston between the tool holder and its stopper must be synchronized in order to prevent the piston from becoming out of sync with the frequency of the driving forces.
The research which led to the invention has shown that it is preferable to provide a reciprocating hammer with double pawls acting between two pairs of opposing annular surfaces, the annular surfaces provided on the loss-tool. or the mandrel being the opposite faces of a radial annular flange which is preferably integral with it, the surfaces of the casing possibly having the form of washers in the form of cups co-axial with the surfaces of the annular flange and rendered, integral with one another, surrounding this radial annular flange. The cups have a spacing designed so as to initially compress the pawls. The degree of compression can be determined by the thickness of the spacer washers between the cups.
The thicker the washer, the less the initial compression of the flexible pawls. When the flexible pawls are old and have been deformed, the initial load acting on the cams is reduced. The spacer washers can then be removed, which allows the cups to come closer and thus restore the initial load on the pawls. These cups can be connected to the rear of the casing by spacers forming a movable frame. Each rod or spacer extends. up to the opposite face of the device and is connected to the opposite ends of a transverse plate, which carries an elastic stopper suspended so as to be able to move in the path of the reciprocating element during its rebound or its stroke back.
Thus, the impact element of the reciprocating device moves between the tool holder placed at one end and the elastic stop placed at the other end of the tool.
The tool holder, supported by the pawls surrounded by the cups connected by the spacers at the rear of the device with a view to their connection with the rear stop, constitutes a frame which is movable relative to the device in one either direction. A spring is compressed between the frame and the device to bias the tool holder towards the impact element. This spring is not necessary for the operation of the device but simply prevents the frame from loosening and being a source of noise.
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Flexible pawls are annular rings made of a resilient material such as rubber, plastic or synthetic rubber, or they can be formed by flat flexible metal leaf springs extending from a ring and inclining. in one direction, or elastic bodies with embedded metal parts. A pawl formed by a steel leaf spring of this type must act on a knurled surface or even on a surface with shallow teeth. However, the preferred embodiment consists of a solid ring, the whole of which is made of an elastic material carrying a series of arms arranged angularly and connected together by a core which completes the ring.
Given that the assembly is annular, the angularity of the arms is delimited by radial triangular zones which have been chosen in this case to form the feet or the pawl engagement zones.
The arms may have a substantially uniform section over their entire radial extent, even if the foot tapers towards a point in the center of the ring. The angular position of the pawl arms provides some resistance to compression, which causes rotation. The angle of the arms to the web of a resilient pawl is preferably about 30 overall. If it amounts to 45, the angular deviation is too large, and if it amounts to only 20, it provides too slow a reaction, so that this angle must have a value between 20 and 45, and preferably equal to 30, which is a typical value for a rubber and aluminum or steel combination.
However, the angle in question depends on the elasticity of the material and its coefficient of friction when in contact with the annular surface. There is in the possible range an optimum angle capable of providing the ca-. desired speed-torque characteristics.
Both the forward shock or positive working shock and the positive return stroke only act to compress a single pawl.
In the case of light or small machines, the web of this flexible ratchet may be heavier than the web of the other flexible ratchet, which acts to drive the tool in rotation under the effect of the forces. of the pawl reaction heavier. However, in larger machines, the pawl cores may have the same thickness. The thickness of the web directly affects the torque available to drive the tool in rotation. A thick core allows the flexible ratchet to withstand shock which allows the ratchet to absorb sufficient energy to rotate the tool under load, but the tool holder is substantially free at the time of rotation. the carrier is designed to withstand a continuous extreme thrust, it must be fitted with an anti-friction thrust bearing.
Here the extreme thrust is intermittent and the actual rotation occurs during periods of reduced or no thrust and all the corresponding end faces must be studied to be able to withstand the impact forces.
One of the main objects of the invention is to allow the production of a low cost assembly ensuring the rotation of a fort driven by a reciprocating movement.
Other objects and advantages of the invention will become apparent from the description which follows, given with reference to the appended drawings, given without limitation, in which:
Fig 1 is a sectional view of a reciprocating tool constructed according to the invention.
Fig, 2 is a front view of the tool shown in fig. 1.
Fig 3 is a plan view of one of the pawls.
Fig. 4 is a cross-sectional view taken on line 4-4 in FIG. 3.
The pin 5 is a side view of the pawl 'shown by the pins. 3 and 4.
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Fig. 6 is a plan view of the other pawl. '
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Fig. 7 is a sectional view taken along line 7-7 in FIG. 6.
Fig. 8 is a side view of the pawl shown in FIGS. 6 and 7.
Fig. 9 is a sectional view with partial cutaway of an actuating mechanism with a single pawl,
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The f3: g, .10 is a detail view on a larger scale showing the deflection of a pawl.
Fig. 11 is a side view of a variant of the reciprocating tool embodying the invention.
Fig. 12 is a sectional view of the variant shown in FIG. 11.
If we refer to figs. 1, 2 and 9, there is shown a tool driven by a reciprocating movement with electromagnetic control, which constitutes the device providing the reciprocating movement. Another type of reciprocating device could be used, such as a pneumatic hammer, an electro-mechanical hammer and an internal combustion impact tool. The electromagnetic hammer shown comprises a cylindrical casing 1 enclosing the core 2 in several parts provided with poles spaced apart from each other and having cavities intended for the reception of the windings 3 and 4.
The core ?. is mounted on the non-magnetic sleeve 1 in which the free piston moves in a reciprocating motion when magnetically attracted by alternating excitation of the electromagnetic windings 3 and 4. These windings are combined with an insulating material as shown in 7, this material entering the
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notches a of core 2. The core elements are kept apart by bridge members 10 which are of non-magnetic metal and simply support the windings between neighboring poles of the core.
The upper end of the casing 1 is bevelled to allow it to be received in the bell 11 of the handle 12. This handle is provided with
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a part 1, used for gripping and a switch M actuated by a control member 15. The rear part of the handle forms a chamber
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16, the central zone of which is perforated to receive a bolt 11 which is fixed to the closing plate 1 and which supports the rectifier 20.
The wall of the chamber 16 of the handle 12 has a series of orifices to allow the circulation of air. Plate 18 also supports the rubber member 21 which provides stress relief and protects the cable and its conductors arriving at the reciprocating electromagnetic tool. This cable contains three conductors, one of which is used to ground housing 1 and the other two to energize the windings, in order to operate the reciprocating tool.
Rectifier 20 is of the dry metal disc type, all of the discs stacked in the same direction, and one side 28 of the alternating current source is applied by switch 14 to the center of this rectifier, as shown at 21, while that the opposite ends of the rectifier are connected to terminals 24 and 25 which in turn are connected to the ends of windings 3 and 4. The other ends of the windings
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The elements and '* are joined by the wire 26. and are connected to the other borr of the switch 1, and thus to the other side 27 of the alternating current source.
The free piston following the alternating magnetic pulses moves in a reciprocating motion inside the cylinder and strikes
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â, at one end the rubber stopper II which is supported by the eyelet II passing through the plate a The spring 33. maintains the rubber stopper 30 in its upper position; it is compressed between the plate 32 and the
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gne 12. The extension of the rubber stopper 30 is provided with a bore which allows air to enter and escape from inside the tool. The rubber stopper 30 moves in a reciprocating motion inside
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of the socket mounted in the handle 1, g, with a certain play as shown at 29, which prevents the stopper from jamming in the socket.
If the stopper gets stuck during operation, the preload on the flexible pawls is changed. The frame should be free to float to allow the pawls to return to their natural resting state. They find their own balance under a preload.
The lower end of the housing 1 of the reciprocating power tool is provided with a cap 35 having a socket 36 for receiving the upper end of the support mandrel 37, this upper end being the. commonly referred to as the anvil. The tool holder 37 is provided with a portion 40 of larger diameter having a radial annular flange 41 which is integral with it. The lower end of the chuck is fitted with a socket for receiving tools as shown
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at 1,, 2o The mandrel It has a lateral orifice through which it is possible to introduce and actuate the conical end of a stud in order to eject the tool 42.
The annular control flange 41 provided on the tool holder is
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surrounded by two discs or washers 1. &. and 5. cup-shaped which provide opposing surfaces k2 and 7. reacting with the respective faces of the flange A1. A number of annular flexible pawls 50 and, are disposed between the surfaces and 47 and the respective surfaces of the flange. the flange 41.
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As shown in fig. '2, the cuvettes ¯4, à and k5. are provided with ears 53 and 54 opposite to each other and which are fixed on the sockets.
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the, 5.5. and made integral with the lower ends of the spacers or tie rods 57 <and 58. The spacers fiz and fi $ extend to the opposite end of the tool and are fixed to the plate by means of nuts as shown.
As shown in Fig. 2, a washer 59 is inserted between the ears of the opposing cups to determine the relative position of these cups with respect to each other, and thus adjust the frame.
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ge previously applied to flexible pawls 0 and 51. These fi9 washers may be removed or have a reduced thickness' when the flexible pawls have been deformed by use or aging and no longer support a part of the initial load. . If the frame carrying all the clicks and the stopper gets stuck, a different load is then applied to the ratchets, but thanks to the play provided around the stopper as shown; en.29 the pawls easily find their own balance under the initial load.
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The bolts .0 and wire hold together the cap 35. and the handle 1 ,, on the cylindrical housing 1 as shown in fig <2 "When the piston descends and strikes the anvil 38 of the tool holder 37y the eli- The flexible annulus 51 is flexed just before the tool strikes the object being worked on. This movement relieves the initial pressure on the pawl 50, which returns to its normal shape. The reaction forces cause the rebound to kick back. the tool, which can then lift the tool holder The upper surface of the annular flange 41 exerts compressive forces on the annular flexible pawl 50 interposed between the upper face of
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the flange 1 "and the surface 6 of the cup ,, while the pawl 51 no longer withstands the initial compressive forces.
When the piston strikes the stop 30 during its return stroke, the frame causes by
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the cuvette ± µ the compression of the ratchet .5! and release the pawl 5Q. Thus, the rotary motion is transmitted by a continuous series of pulses.
Since which pawls have their own period of vibration and are subjected to an initial pressure causing them to partially bend, one pawl is relaxed when the other is bent and they go beyond their normal position. The inflected pawl transmits its energy to the non-inflected pawl, which then assumes an inflected position while the releasing pawl returns to a normal position. If the time
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available is sufficient,, -1, j..l self-flexing and the relaxation between the two clicks continue until the vibrations disappear.
The
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the adjustment and the choice of the pawls and the stopper are studied in such a way as to provide a proper natural period which coincides with the operation of the driving device or of the electric pulses as in the case considered.
Whenever a pawl bends under the action of force
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compression, either directly under the effect of -. 'oxgan-actiaxieènt, W or as a result of the transfer- of energy from one pawl to another, it acts to ensure the rotation of the tool holder. Energy expended in this way causes rapid damping between active and reactive strokes.
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The pawl JQ is represented by figs 6, 7 and 8 and the pawl II by figs. 3, 4 and 5. Each of these pawls is constructed in the same way, but the pawl 51 which absorbs the active or compressive forces under the effect of the working or reaction strokes has a-
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annular core slightly heavier than that of the pawl.5.Q, which functions mainly as a result of the reaction received from the pawl 51. When the reciprocating piston strikes the anvil 38 and moves the tool holder
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37 downward, this compresses the pawl 1 to cause it to bend and removes the initial pressure applied to the pawl 50.
A force is also exerted against the disc 45 and, by the connection made by
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the rods: J1 and j8 and the plate 32. compresses the spring 3-1 and draws the stopper 30 towards the center of the tool to a position in which it can be struck by the return movement of the piston 6.
When the piston strikes the stopper 30, the latter is compressed causing the frame to return, which again causes the pawl 51 to bend due to the compressive forces due to the action of the disc 45 which. is lifted despite the inertia of the tool holder. This positive compressive force, due to the return or reaction stroke, again unbalances the initial compressive forces on the pawls, ... by alternately causing them to bend and relax to rotate the tool holder until these forces disappear, allowing the pawls to be subjected to their compressive force again. before the piston stroke is reversed again and this piston hits the anvil of the tool holder.
When the piston is moved away from the stopper 30, the lower pawl 51 is in a period of relaxation and transmits its compressive forces to the upper pawl, then finally takes its normal form. The frame is returned to its natural position when it is moved away from the piston.
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Each of the annular pawls fit and 51 shown in figs. 3 to 8 is of a suitable elastic material, for example natural or synthetic rubber or other elastic material capable of being flexed and transmitting force. As shown, each of the pawls comprises a series of flexible arms 62 arranged radially, eight of these arms being distributed around the circumference of the pawl in this particular embodiment. The upper and lower face of each arm has a triangular shape and forms a foot as indicated at 63. This foot gradually decreases towards the center of the pawl with the slight taper of the bracket 41 and ensures a uniform radial distribution. rotational forces without excessive wear.
The arm 62 is inclined downwards from the upper part,
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as indicated in 6A. towards a core or annular ring such as that indicated in µµ, and preferably makes an angle of 300 with the latter. The lower face of the arm is inclined as indicated at 66 and ends in a bottom
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flat ùZ as shown in figs. 4 and 7. It will be noted that the pawls IQ and j1 are identical, except as regards the thickness of the core and the inclination of the arms. '
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As shown in figaro 6, 7 and 8, the arms have upper faces this triangular in shape and the inclined face 113 ends with the annular ring 75 which is preferably located at an equal distance between the lower and upper ends. arms.
The underside of the arm
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is inclined as indicated at 76 and ends with the triangular part 77.
As indicated above, the arms 72 are inclined in the opposite direction to that of the arms 62. Thus, when the piston 6 strikes the anvil 38, it causes through the underside of the flange annular 41 compression of the pawl 51. The arms are then bent or deformed, which causes a slight displacement around their axis, this displacement acting on the flange 41 to cause the rotation of the latter. So, as shown in the freezes. 1 and 2, the tool holder rotates counterclockwise when looking from the underside of the tool.
In this case, during operation, the device or electric hammer can be regarded as moving alternately with respect to the tool holder, and the latter rotates when it is not supporting a load by percussion or when the tool is not. is not strongly in contact with the workpiece.
Thus, only reduced energy is - used to ensure the rotation of the tool.
The elasticity of the pawls and the stopper are factors which determine the natural period of operation of the device. These elastic members should have a hardness ranging from 50 to 70 units measured by the durometer. If they are too soft, the deformation is greater compared to the rotation. After a certain time, the elastic members deform permanently and are thus no longer subjected to the initial compressive forces; washer 59 must then be removed to increase compression. Two active phases are thus obtained with a single set of pawls during their useful life. This can be represented by a peak in a graph showing the torque supplied as a function of the pre-load on the pawls, with the initial load lying ahead of the peak.
The spacers must then be removed after the pawls have been permanently deformed, which has brought the operating position to the other side of this ridge. The permanent deformation of the pawls simply reduces the initial compressive force due to a pre-load.
Although a single washer has been shown to eliminate and restore the preliminary load, it is possible to increase this number to obtain several operating phases before replacing the pawls,
The stopper also acquires a permanent deformation after a certain time and destroys the synchronism between the piston and the current pulses; must then be replaced.
The optimum efficiency of this rotary device is obtained when the natural period of the frame matches the natural period of the piston, although the frame may oscillate between when the piston hits the anvil and when it hits the stop. But the frame should snap back into place when needed, or move in the proper direction when the piston comes into contact with the anvil or stopper.
The upper pawl 50 operates primarily under the reaction forces of the lower pawl 51. In this return play, the tool would tend to oscillate rather than move in an alternating motion.
When the pawl 51 is deformed by the compressive forces, it moves faster than the pawl 50 can deform or relax. This results in reduced or no friction drag for the pawl 50 when the pawl 51 drives the tool holder in rotation, thus the flexibility of these members is important for their operation.
If the pawl 50 is too flexible, it cannot relax in time and ceases to function as a result of the reaction forces. This results in immobility or an oscillatory movement of the tool holder. Thus, a pawl must have a determined reaction to function properly.
If the pawls are too stiff, the forces out of their normal position or in reaction are damped, resulting in oscillatory rather than rotational movement. Thus, the period of vibration
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compressed pawls is very important for the satisfactory operation of the device according to the invention.
The arrangement with two pawls shown in FIG. 1 can be replaced by a device with a single pawl and a single active end as shown in FIG. 9, in which the return stroke of the piston is not used ''. The cap of the hammer brings the sleeve 81 fixed by means of the pin 82. The tool holder 83 carries an annular flange 84. The pawl 85 is interposed between the adjacent annular faces of the fixed sleeve and the face of the flange 84. L ' The other face of this flange compresses the spring 86 by pressing it against the thrust bearing 87 housed in the end of the cap 88 fixed to the device.
A dust cover 90 retains a felt washer 91 around the end of the tool holder 83 which has a non-circular bore 92 for receiving a tool with a complementary profile.
When the hammer piston strikes the tool holder 83, the spring 86 is compressed, which causes the click to relax.The spring then recalls the tool holder causing it to move beyond its normal pre-loaded position, this which bends the ratchet and rotates the tool holder. This feature and others of a single ratchet ensure the rotation of the tool holder. A distance ring 93 is provided to limit the degree of deflection of the pawl. This ring is simply interposed between the sleeve 81 and the flange 84.
When the pawl is deformed, it assumes an inclined position such as that shown in FIG. 10. The arms assume an increased angular position and the intermediate web is twisted in a reverse curve.
The pawls shown can be made more rigid by embedded metal elements as indicated at 94 in fig.10. The travel speed of a steel leaf spring is too high and it disappears quickly. However, it produces a greater torque if the deformation is reduced.
A variant of the members serving to strike the tool holder 37 by a reciprocating movement is shown in FIGS. 11 and 12 which show an electric motor 95 fixed to a face of the cylindrical housing in the vicinity of the part 93 of the handle serving for gripping. This motor 95 is mounted so as to be actuated by the member 15 actuating the switch, in the manner of a trigger. The motor shaft protrudes inside the housing 1 and terminates in a crankshaft 96 on which a connecting rod 97 is pivotally mounted. This connecting rod 97 is in turn articulated on a control piston 6a slidably mounted in the piston of a hammer 98. housed so as to be able to move alternately inside the housing 1.
A spring 99 is interposed between the upper end of the piston 98 and a shoulder provided on the control piston 6a, so as to provide an elastic connection between them.
The operation of the apparatus constituting this embodiment is analogous to that of the electromagnetically controlled piston, except that the piston 6a is raised and lowered by the electric motor 22. and the crankshaft 96. The operation of the pawl system 40, 41, 44, 45, 50, 51 is the same as described above for the electromagnetically controlled embodiment.
All unilateral acting devices actuated from the front of the tool must have the same type of thrust bearing shown, as they must be combined with resilient biasing members.
It goes without saying that modifications can be made to the embodiments described in the field of technical equivalences.
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