Appareil pour convertir un mouvement rotatif en un mouvement axial et procédé pour utiliser l'appareil en vue de rectifier, polir ou
calibrer un solide de révolution.
.La présente invention concerne un appareil servant à convertir un mouvement rotatif en un mouvement axial et comprenant un dispositif à friction qui comporte des roulements à billes d'un diamètre intérieur supérieur au diamètre extérieur d'un arbre qui traverse les bagues internes des roulements, ces roulements étant disposés de manière que leurs bagues internes exercent sur l'arbre, des forces radiales dont la somme des vecteurs est en substance égale à zéro, et soient inclinées par rapport à l'axe de l'arbre.
L'invention a trait à un appareil dans lequel un mouvement de rotation est converti en un déplacement axial par le fait que la position inclinée des roulements à billes par rapport à l'arbre amène les bagues intérieures des roulements à se déplacer suivant une ligne hélicoïdale sur la surface de l'arbre lorsque les bagues externes tournent par rapport à l'arbre et autour de son axe. La friction intentionnelle qui se produit entre les bagues internes des roulements à billes et l'arbre produit un déplacement axial relatif entre les roulements à billes et l'arbre.
On connaît actuellement des appareils de ce genre de deux types différents, c'est-à-dire des appareils dans lesquels l'arbre tourne et est maintenu axialement et des appareils dans lesquels les bagues externes des roulements à billes tournent et sont maintenues axialement.
Les appareils connus ont divers inconvénients qui sont dus à la manière peu pratique dont les roulements à
billes exercent une pression sur l'arbre et cette pression est essentielle pour obtenir la force de friction élevée requise entre les bagues internes des roulements à billes et l'arbre.
Parmi ces inconvénients, on peut mentionner les exigences rigoureuses concernant les tolérances de fabrication des organes de retenue dans lesquels les roulements à billes sont montés, ces organes de retenue devant, par ailleurs, être robustes pour pouvoir résister à la pression que les roulements à billes exercent sur l'arbre et ceci peut les rendre impropres comme
éléments tournants. Dans les appareils connus, la pression de contact que les roulements à billes exercent sur l'arbre est en substance constante et l'arbre coulisse, par conséquent, dans les bagues internes des roulements.à billes si ceux-ci sont soumis
à une surcharge de courte durée et/ou l'arbre ne peut pas supporter une charge perpétuelle suffisante pour satisfaire à une telle condition.
L'invention a pour but de procurer un appareil à friction à autoverrouillage qui n'exige pas de tolérances de fabrication précises, dont la longévité soit supérieure à celle des appareils connus, et qui soit adapté d'une manière spécifique à des charges axiales variables, que les éléments tournants soient ou bien les bagues externes des roulements à billes ou bien l'arbre.
A cet effet, on a réalisé un appareil dans lequel le dispositif à friction comprend au moins deux culasses porte-roule- . ments à billes placées dans un élément de retenue propre à produire un mouvement de rotation relatif entre l'arbre et les culasses porteroulements, chaque culasse présentant des évidements destinés à maintenir la bague externe d'au moins un roulement à billes, les évidements étant inclinés d'une manière telle que l'axe de chaque roulement à billes fasse un angle avec le plan de l'axe de l'arbre
et le lieu de contact de la bague interne du roulement à billes avec l'arbre, un dispositif de serrage étant prévu pour serrer les culasses porte-roulements davantage contre l'arbre en réaction
à une augmentation de la charge axiale exercée sur l'arbre.
Ceci suppose d'une manière spécifique que la pression de contact exercée par les roulements à billes sur l'arbre soit déterminée par la charge et que l'arbre ne soit pas soumis à une pression suivant la même ligne hélicoïdale de sorte- que la longévité
de l'appareil est accrue. La pression de contact déterminée par
la charge suppose, en outre, que l'arbre ne coulisse pas dans le
cas d'une surcharge et qu'il ne doive pas être trempé.
On est arrivé à simplifier le dispositif de serrage en lui permettant de resserrer les culasses porte-roulements l'une
vers l'autre en réaction à un déplacement axial relatif des culasses dû à.une augmentation de la charge axiale exercée sur l'arbre.
. La dimension de l'appareil transversalement à l'arbre a été réduite au minimum en ménageant des évidements supplémentaires dans chaque culasse, dans lesquels les roulements à billes montés dans la ou les autres culasses peuvent se déplacer librement.
Dans la forme d'exécution spécifique, le dispositif de
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ses d'une manière telle qu'un déplacement axial relatif des culasses fasse pivoter les éléments de guidage.Ces éléments peuvent être installés rapidement et automatiquement dans le cas d'une fabrication en série. Ils peuvent comprendre avantageusement au moins
une bague qui encercle les culasses et qui présente des cames opposées dirigées vers la surface externe des culasses et exerçant une pression contre celles-ci. Ces cames peuvent être des billes
en acier trempé.
Dans une forme d'exécution très simple qui est très aisée et peu onéreuse à fabriquer, le dispositif de serrage comprend des éléments élastiques qui relient les culasses,et ces éléments élastiques peuvent comprendre au moins un filament ou un fil métallique enroulé autour des culasses.
En disposant les deux culasses porte-roulements à billes en substance symétriquement de part et d'autre d'un premier plan axial de l'arbre et en munissant l'élément de retenue de deux arrêts d'extrémité, l'un qui arrête le déplacement axial d'une culasse lorsque l'arbre se déplace dans un sens et l'autre qui arrête le déplacement axial de l'autre culasse lorsque l'arbre se déplace
dans le sens opposé, on est arrivé à faire en sorte que le dispositif de serrage presse les roulements à billes davantage contre l'arbre lorsqu'une culasse vient en butée contre un des arrêts
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que la première dans le même sens. Les deux arrêts d'extrémité peuvent être décalés du même cOté d'un second plan axial perpendiculaire au premier et la culasse qui est arrêtée par un arrêt d'extrémité se tord donc légèrement par rapport à l'autre culasse de manière à créer une différence de pas entre les séries de roule-ments à billes des deux culasses, avec pour résultat que le dispositif de serrage serre les culasses encore davantage contre l'arbre. Un processus de montage très simple des culasses dans l'élément de retenue bloque une des culasses en place dans le sens axial de l'arbre.
Dans une autre forme d'exécution comprenant deux culasses, chacune d'elles est guidée par un support dont chaque extrémité est supportée à coulissement dans l'élément de retenue d'une manière qui empêche tout mouvement de pivotement, chaque support comportant,au moins à une extrémité, des faces de guidage coopérant avec des surfaces de guidage de la culasse et comprenant deux faces qui sont inclinées par rapport au sens axial de l'arbre, une qui fait un angle d'un cOté du sens axial et l'autre qui fait un angle de l'autre coté du sens axial, les supports des deux culasses étant opposés l'un à l'autre et des ressorts de pression étant prévus entre l'élément de retenue et la dite extrémité de chaque culasse.
Par conséquent, l'arbre ne coulisse pas, comme dans les formes d'exécution décrites plus haut, dans les bagues internes des roulements à billes en réaction à un déplacement axial relatif
des culasses, mais les directions axiales des roulements à billes provoquent une légère variation de la réaction à la charge exercée sur l'arbre de sorte que la position relative des culasses est modifiée sans que les bagues internes des roulements glissent sur l'arbre.
En amenant chaque ressort à prendre appui sur un arrêt prévu dans l'élément de retenue et en rendant cet arrêt réglable dans les deux sens axiaux de l'arbre, il est possible de régler le pas des roulements à billes de manière à établir un contact linéaire entre les roulements à billes et l'arbre. Les faces de guidage comprennent avantageusement deux éléments faisant des angles différents avec la direction axiale et la partie de la face de guidage qui fait le plus grand angle est alors disposée à l'extérieur à l'extrémité du support où se trouvent les ressorts.
Dans les formes d'exécution décrites plus haut, le dispositif de serrage est prévu pour serrer les culasses l'une contre l'autre en réaction à un déplacement axial relatif entre ces culasses. Dans certains cas, il peut être désavantageux de déplacer les culasses l'une par rapport à l'autre dans le sens axial car ceci exige que l'arbre coulisse légèrement dans les bagues internes des roulements à billes à moins que des moyens spéciaux soient prévus pour éviter ce coulissement, et le dispositif de serrage doit, par conséquent, être conçu pour serrer les culasses plus étroitement contre l'arbre en réaction à une augmentation de la charge radiale exercée sur l'arbre en substance sans déplacement axial relatif
des culasses. A cet effet, le dispositif de serrage peut comprendre un anneau rigide enfermant les culasses porte-roulements et suscep-
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ment commun des culasses dans le sens de la charge produite et déterminée par la charge axiale exercée sur l'arbre.La dimension de l'an- neau rigide dans le sens axial de l'arbre peut correspondre à une fraction de la longueur des culasses porte-roulements, et l'anneau
est monté , de manière que son axe coïncide avec l'axe de l'arbre lorsque l'appareil n'est pas en charge et est fixé à chaque culasse
au moyen de deux tourillons diamétralement opposés dans l'anneau et s'engageant dans des trous qui sont prévus,en ligne avec les tourillons,dans les culasses porte-roulements,les axes parallèles des deux
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distance prédéterminée. L'élément de retenue comporte deux arrêts disposés de manière que l'anneau,indépendamment de la direction
de la charge axiale exercée sur l'arbre,s'Incline du même cOté et sollicite ainsi les culasses contre l'arbre lorsque celui-ci est mis en charge dans le sens axial. Au moins un des arrêts est réglable dans le sens axial de l'arbre.
Les dimensions de lanneau et des culasses porte-roulements dans le sens axial peuvent également être en substance les mêmes et, pour chaque culasse porte-roulements, deux évidements peuvent
être prévus et sont symétriques par rapport à un plan passant par l'axe de l'arbre et perpendiculaires au plan axial de cet arbre, un évidement d'une paire étant prévu dans la surface interne de l'anneau et l'autre évidement de la paire étant prévu dans la surface externe de la culasse porte-roulements correspondante, le fond d'au moins un évidement d'une paire faisant un angle différent de zéro avec l'axe de l'arbre et étant destiné à coopérer avec la face inclinée correspondante d'un support cunéiforme, les supports étant maintenus dans une rainure radiale prévue dans les parois d'extrémité de l'élément de retenue de sorte que les extrémités épaisses des deux coins sont tournées vers les parois opposées de l'élément
de retenue. Entre les surfaces coopérantes des évidements et des supports peuvent être prévus des moyens antifriction, par exemple des organes roulants en acier trempé, et les supports peuvent
être réglés dans le sens axial de l'arbre.
Une des deux culasses porte-roulements à billes disposées respectivement de part et d'autre d'un premier plan axial de l'arbre,peut être reliée rigidement à l'anneau rigide tandis que le coté de l'autre culasse opposé à l'arbre présente un évidement
qui s'étend parallèlement à l'arbre et qui est symétrique par rapport à un second plan axial passant par l'axe de l'arbre et perpendiculaire. au premier plan axial, l'évidement étant en ligne avec un évidement prévu dans la surface interne de l'anneau de manière à former, de chaque cOté d'un support qui traverse les évidements
et qui est maintenu dans des rainures prévues dans les parois opposées de l'élément de retenue, deux canaux qui s'étendent en direction de l'arbre, la largeur d'au moins un canal, mesurée perpendiculairement à l'arbre, variant périodiquement dans la direction de l'arbre.L'anneau peut, en outre, être pourvu de moyens servant à retenir les culasses porte-roulements à billes de manière à les empêcher de se déplacer axialement par rapport à l'anneau.La largeur d'un canal peut varier périodiquement tandis que la largeur de l'autre canal est maintenue constante et au moins un des canaux peut, contenir des billes en acier trempé.
Entre les deux culasses porte-roulements à billes qui
sont empêchées de se déplacer axialement et un support dont les extrémités sont maintenues dans des rainures radiales prévues
dans les parois d'extrémité opposées de l'élément de retenue, peuvent se trouver des moyens servant à empêcher toute rotation de ' la culasse porte-roulements sans pour autant l'empêcher de se déplacer axialement par rapport au support et un dispositif de serrage pour serrer les culasses l'une vers l'autre en réaction à leur déplacement axial par rapport au support.Les moyens prévus entre une des culasses porte-roulements et le support peuvent comprendre des billes en acier trempé disposées dans des rainures axiales opposées prévues respectivement dans la culasse porte-roulements
et dans le support, et le dispositif de serrage peut comprendre
au moins un câble ou un filament élastique enroulé autour du support et autour de la seconde culasse porte-roulement.
La section de la surface interne de la bague interne de chaque roulement à billes peut présenter une convexité tournée
vers l'arbre de telle sorte que cette surface vienne en contact
avec la surface de l'arbre suivant une génératrice pour la surface de l'arbre en substance sur toute la largeur du roulement à billes, et, pour obtenir une friction accrue entre les bagues internes et l'arbre, la surface interne de la bague interne de chaque roule-
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substance courbe et disposées cOte à cote.
L'invention comprend également un procédé dans lequel on utilise l'appareil décrit plus haut pour rectifier, polir ou calibrer un solide de révolution, par exemple un arbre cylindrique.
Lorsque l'on rectifie un arbre, par exemple, on le soumet à des forces radiales opposées, réparties de manière continue ou de manière discontinue dans le sens axial. Ces forces sont exercées d'une manière connue par plusieurs cylindres ou disques qui roulent sur l'extérieur des arbres tout en exerçant les forces radiales dont la valeur détermine l'effet de la rectification lorsque la distance entre les points d'application a été déterminée.
On sait que la pression dite de Hertz (pression spécifique) est relativement importante dans le cas d'un roulage extérieur,
ce qui est gênant lorsque l'arbre à rectifier est en un métal tendre et a une résistance relativement élevée. Lors de la rectification d'arbres inoxydables, on soumet ces arbres à une pression de Hertz prédéterminée qui augmente la nature inoxydable du métal. A côté d'une diminution de la pression de Hertz jusqu'à une
valeur inférieure à la valeur minimum pouvant être obtenue pour le roulage extérieur, il est donc nécessaire de régir l'effet produit sur la surface du solide de révolution par l'opération de rectification.
Ce procédé est spécifique en ce sens que le traitement s'effectue en faisant passer le solide de révolution à travers le dispositif à friction conforme à l'invention, et implique l'avantage que la force radiale absolue appliquée au solide de révolution, la pression spécifique ainsi produite et une pression superficielle axiale éventuelle peuvent être modifiées entre des valeurs très faibles et des valeurs très élevées.
Lors de la rectification d'un solide de révolution, une force radiale importante et une pression spécifique faible doivent être utilisées pour que la surface soit affectée le moins possible. Ceci a été réalisé par le roulage intérieur. Une inclinaison différente des roulements fait coulisser le solide de révolution à l'intérieur des roulements et produit donc un effet de polissage. Lorsque l'on calibre un solide de révolution, la pression spécifique doit dépasser le point de fluage, ce qui est réalisé soit en rec-tifiant les bagues internes de manière qu'elles attaquent le solide de révolution en substance en un point soit en faisant pivoter les roulements de manière que les bagues internes attaquent le solide de révolution en substance aux bords seulement.des bagues internes.
Pour obtenir un roulage net et efficace des bagues internes sur la surface du solide de révolution sans ou pratiquement sans effet de, polissage, on a incliné les roulements à billes du dispositif à friction dans les culasses de manière que les bagues internes correspondantes se déplacent sur le solide de révolution suivant des lignes hélicoïdales présentant le même pas.
Pour assurer que le solide de révolution coulisse dans au moins un des roulements à billes du dispositif à friction de telle sorte que la surface soit traitée dans le sens axial et qu'un effet de polissage marqué soit obtenu, au moins un roulement à billes
du dispositif est monté de manière que sa bague interne, si elle agissait seule, se déplacerait sur le solide de révolution suivant une ligne hélicoïdale ayant un pas différent de celui d'au moins un des autres roulements à billes.
En maintenant l'élément de retenue du dispositif à friction de manière à l'empêcher de tourner, on obtient un contrôle satisfaisant du solide de révolution car il est plus
facile de vérifier si le solide de révolution est droit lorsqu'il tourne.
L'invention sera décrite ci-après plus en détail, avec référence aux dessins annexés dans lesquels :
la Fig. 1 représente une première forme d'exécution de l'appareil conforme à l'invention;
la Fig. 2 est une vue en coupe de l'appareil suivant la ligne A-A de la Fig. 1;
la Fig. 3 représente une seconde forme d'exécution de l'appareil conforme à l'invention;
la Fig. 4 est une vue en coupe suivant la ligne B-B de la Fig. 3;
la Fig. 5 représente une troisième forme d'exécution de l'appareil conforme à l'invention;
,la Fig. 6 est une vue en coupe suivant la ligne D-D de la Fig. 5;
la Fig. 7 est une vue en coupe suivant la ligne C-C de la Fig. 5;
la Fig. 8 représente une quatrième forme d'exécution de l'appareil conforme à l'invention;
la Fig. 9 est une vue en coupe de l'appareil suivant la ligne E-E de la Fig. 8;
la Fig. 10 représente une cinquième forme d'exécution de l'appareil conforme à l'invention;
la Fig. 11 est une vue en coupe de l'appareil suivant la ligne F-F de la Fig. 10;
la Fig. 12 représente une sixième forme d'exécution de l'appareil conforme à l'invention;
la Fig. 13 est une vue en coupe suivant la ligne G-G de la Fig. 12;
la Fig. 14 représente une septième forme d'exécution de l'appareil conforme à l'invention, et
la Fig. 15 est une vue en coupe de l'appareil suivant la ligne H-H de la Fig. 14.
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conforme à l'invention dans laquelle l'appareil 1 comprend un moteur avec un stator 3 et un rotor 5 relié rigidement par l'intermédiaire d'un arbre creux 7 à un dispositif à friction 9. Les éléments sont enfermés dans un carter 11 dans lequel les éléments qui tournent sont montés sur des roulements à billes 13 et 15 propres
à résister à une pression exercée dans le sens axial. Un arbre 17 traverse l'appareil de part en part et est monté dans des paliers
à glissement 19 et 21 qui font partie du carter 11.
Le dispositif à friction 9 comprend un élément de retenue 23 (voir également la Fig. 2) qui est bloqué au moyen de boulons-tirants 25e 27, 29 et 31 sur une bride prévue sur l'arbre moteur 7. Les boulons-tirants 25 et 29 traversent des forures 33 et
35 ménagées respectivement dans deux culasses porte-roulements à billes 37 et 39,respectivement. Les culasses porte-roulements sont disposées symétriquement l'une de chaque côté d'un plan axial de l'arbre 17 matérialisé par la ligne 41-41 sur la Fig. 2. La culasse
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nés à maintenir les bagues externes 51 et 53,respectivement,des deux roulements à billes 47 et 49. La culasse porte-roulements 39 présente également des évidements 59 et 61 destinés à maintenir les bagues externes 67 et 69 respectivement des roulements à billes 63 et 65. Finalement, les culasses présentent des évidements 75 et 79
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des roulements à billes 47 et 49 forment un certain angle avec la direction axiale de l'arbre 17, et les évidements 59 et 61 sont conformés de manière que les axes des roulements à billes 63 et 65 fassent avec l'axe de l'arbre 17 un angle égal mais opposé au premier. Comme le montre la Fig. 1 et en partie la Fig. 2, les bagues
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portent sur l'arbre 17 suivant une génératrice de la surface de l'arbre, cette génératrice étant diamétralement opposée à une seconde génératrice suivant laquelle les bagues internes, 71 et 73
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bre.17. La pression de contact des roulements à billes sur l'arbre, dans la position neutre des culasses, c'est-à-dire lorsque aucune force axiale n'est exercée sur l'arbre 17, est déterminée par la traction exercée par une corde à piano 81 qui est enroulée autour des culasses 37 et 39. Dans le carter 11, se trouvent également deux arrêts d'extrémité 83 et 85 disposés du même coté d'un plan passant par l'axe de l'arbre et perpendiculaire au plan axial.
Le fonctionnement de l'appareil représenté sur les Fig. 1 et 2 sera décrit ci-après. Lorsque le moteur tourne, les boulonstirants 25 et 29 servent de supports pour les culasses porteroulements 37 et 39 respectivement et les font tourner, par exemple dans le sens indiqué par la flèche 87. Lorsque les roulements
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se déplacent suivant une ligne hélicoïdale sur la surface de l'arbre 17, le pas de l'hélice étant déterminé par l'angle que font
les axes des roulements à billes avec l'axe de l'arbre. Le carter
11 est maintenu de telle sorte que le dispositif à friction 9 ne puisse se déplacer axialement et l'arbre 17 se déplace vers la droite lorsque le dispositif à friction tourne dans le sens indiqué par la flèche 87, à une vitesse déterminée par la vitesse angulaire du dispositif à friction et par le pas de la ligne hélicoïdale pourvu
que l'arbre 17 soit empêché de tourner.
Lorsqu'une force dirigée vers la gauche (K sur la Fig. 1) est exercée sur l'arbre 17 lors du mouvement décrit plus haut,
cette force est en partie transmise par la culasse porte-roulements à billes 37, l'arrêt d'extrémité 83, l'élément de retenue 23 et le. roulement à billes 13 au carter 11 et en partie à la culasse porteroulements 39 qui est ainsi amenée à se déplacer d'une certaine distance vers la gauche de la culasse porte-roulements 37, ce déplacement étant arrêté par la corde à piano 81 qui serre les culasses davantage contre l'arbre en réaction à la force qui est exercée et qui est transmise uniquement par l'intermédiaire de l'arrêt d'extrémité 83 lorsque le mouvement de la culasse 39 a été arrêté. Il est clair qu'une pression de contact déterminée par la charge est ainsi exercée sur l'arbre 17, de sorte que la force exercée sur
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dépasse jamais la valeur requise déterminée par la force K, et de sorte que de fortes charges de courte durée ne font pas coulisser l'arbre 17 dans les roulements à billes qui ne sont donc pas affectés défavorablement par une surcharge de courte durée. Lorsque
le dispositif à friction 9 ne tourne pas, la pression de contact exercée sur un arbre non en charge est déterminée par la tension initiale de la corde à piano 81, et lorsque l'arbre est en charge, la pression de contact augmente à la suite du déplacement relatif des culasses porte-roulements. Il est donc clair que le dispositif
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dispositif à friction est au repos que lorsqu'il tourne.
Les arrêts d'extrémité 83 et 85, comme mentionné plus haut, sont décalés du même coté, perpendiculairement à un plan passant par les axes de l'arbre 17 et des boulons-tirants 25 et 29. Ceci est commode parce que le faible jeu qui existe entre les boulons-tirants 25 et 29 et leurs forures respectives 33 et 35 provoque une torsion de la culasse porte-roulements 37 suffisante pour diminuer légèrement le pas des roulements à billes 47 et 49
(pourvu que le sens de rotation soit tel qu'indiqué par la flèche
87 et que l'arbre 17delaFig. 1 soit soumis à la force K). En raison du pas relativement plus élevé de la culasse à roulements
à billes 39, cette culasse tend à se déplacer davantage vers la gauche que la culasse 37 ce qui, à l'intervention de la corde à piano 81, resserre les culasses autour de l'arbre 17.
L'utilisation de la corde à piano 81 rend la fabrication du dispositif à friction plus simple et moins onéreuse et les exigences concernant les tolérances de fabrication ne sont pas très rigoureuses.
Les arrêts d'extrémité peuvent également être agencés de manière à n'actionner qu'une seule culasse, par exemple la culasse 37 et, dans ce cas, ils sont décalés d'un côté ou de l'autre de ce plan. Lorsque la force axiale externe exercée sur l'arbre 17 est inversée, la culasse 39 se déplace à partir d'une position située légèrement à gauche de la culasse 37 vers une position située légèrement à droite de cette même culasse, de sorte
que l'angle formé par la corde à piano 81 avec le plan vertical
(Fig. 1) est inversé et la prise ou le serrage des culasses autour
de l'arbre 17 est relâché. Si la force extérieure exercée sur l'arbre 17 peut être inversée, la forme d'exécution représentée sur la Fig. 1 doit, par conséquent, être préférée, l'angle formé par la corde à piano 81 avec le plan vertical ayant le même signe sous toutes les charges. Au lieu que deux arrêts d'extrémité coopèrent avec une seule culasse, cette culasse peut être serrée sur l'élément de retenue.
Les Fig. 3 et 4 représentent une autre forme d'exécution
du dispositif de serrage qui comprend, dans ce cas-ci, un anneau rigide 89 qui serre, par l'intermédiaire de deux billes d'acier trempé 91 et 93, les culasses porte-roulements 37' et 39' autour
de l'arbre 17' avec une force prédéterminée. Les culasses
37' et 39' sont identiques aux culasses 37 et 39 de la Fig. 1 à l'exception des parties fraisées 95 et 97 dans les culasses 37' et
39',respectivement. Le dispositif représenté sur la Fig. 3 peut également être inséré dans un élément de retenue et dans un carter tels que représentés sur la Fig. 1 à condition que l'on tienne compte du diamètre extérieur de l'anneau 89. Le fonctionnement est alors semblable à celui décrit plus haut, la culasse 37' dont le sens de . rotation est indiqué par la flèche 87',alors qu'une force K' est exercée sur l'arbre 17' (Fig.3),étant empêchée de se déplacer axialement vers la gauche par un arrêt d'extrémité semblable à l'arrêt d'extrémité 83 de la Fig. 1.
La culasse 39' peut se déplacer davantage vers la gauche que la culasse 37', de sorte que la bague s'incline autour d'un axe perpendiculaire à l'axe de l'arbre et contenu dans le plan axial précité de cet arbre. Sur la Fig. 3, cette inclinaison s'effectue dans le sens des aiguilles d'une montre et il est clair que l'anneau rigide 89 qui pivote en même temps que les culasses resserre les culasses contre l'arbre 17'. Comme dans la
forme d'exécution représentée sur la Fig. 1, le sens de rotation inverse du dispositif à friction, force l'arbre 17, 17' à se déplacer vers la gauche et lorsque la composante axiale de la force exercée sur l'arbre 17, 17' est inversée, l'arrêt d'extrémité 85 représenté sur la Fig. 1, retient la culasse 39 (et 39') en l'empêchant de se déplacer axialement vers la droite tandis que la culasse 37 (et 37') se déplace sur une certaine distance vers la droite de la culasse 39 (et 39'). La corde à piano serre alors les culasses plus étroitement contre l'arbre et la faible différence
de pas précitée est également obtenue, les culasses 37' et 39' pouvant pivoter dans des plans parallèles au plan axial en raison
de l'engagement spécifique existant entre l'anneau 39 et les billes d'acier 91 et 93. Il est également possible d'utiliser plusieurs anneaux disposés côte à côte et suspendus indépendamment les uns
des autres de la même manière que l'anneau 89.
La forme d'exécution représentée sur les Fig. 3 et 4 est avantageuse dans une fabrication en série par le fait que l'anneau
89 peut être facilement installé automatiquement.
Dans les formes d'exécution décrites plus haut, l'arbre coulisse par rapport à la culasse porte-roulements portant contre l'arrêt d'extrémité tandis que l'autre culasse porte-roulements se déplace par rapport à la première. Ceci a été évité dans la forme
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ticulièrement pour la transmission de forces importantes. Dans ces figures, un numéro de référence dont les deux derniers chiffres correspondent à ceux des numéros des références des Fig. 1 et 2, signifie que cet élément a la même fonction et est agencé en substance de la même manière que les éléments représentés sur la Fig. 1.
La différence principale par rapport à la forme d'exécution de la Fig. 1 réside dans la présence d'un support spécifique 100 et 100' qui fait tourner les culasses porte-roulements 137 et
139 ensemble avec l'élément de retenue 123 et qui guide les culasses autour d'un axe 132 perpendiculaire au plan axial précité.
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ci-après plus en détail en supposant que l'élément de retenue 123 et avec lui les culasses porte-roulements 137 et 139 tournent dans le sens de rotation indiqué par la flèche 187. Lorsque l'arbre 117
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plement empêché de tourner, il se déplace vers la droite tandis que les culasses porte-roulements occupent la position indiquée
sur la Fig. 6, en dehors de la friction qui s'exerce dans les roulements qui guident l'arbre 117. Lorsque l'arbre est soumis à une force K (Fig. 5 et 6) les culasses porte-roulements se déplacent
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la force élastique des ressorts de pression 126 et 128 corresponde exactement à la force K exercée sur l'arbre 117. Une coopération entre le guide 102 et la face de guidage 110 et entre le guide 108
et la face de guidage 120 fait pivoter la culasse 137 autour de
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ments 137 avec pour.résultat que la culasse 139 se déplace plus rapidement vers la gauche que la culasse 137. La culasse 139 est guidée par un support 100' qui est agencé de manière que cette culasse pivote également dans le sens indiqué par la flèche 134 autour de l'axe 132, le guide 102' coopérant avec une face de guidage (non représentée sur la Fig. 6) du support 100', la-face
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représentées sur la Fig. 6. Il ressort de la Fig. 6 que les faces de guidage présentent deux valeurs de pas différentes dans les
deux sens de sorte que, si on suppose que le pas de la face de guidage 110 est, par exemple, cinq fois supérieur à celui dé la face.de guidage 122, un déplacement de la culasse 137 d'une distance a vers la gauche amène la culasse 139 à parcourir une distance
5xa vers la gauche de manière à produire le déplacement axial relatif précité entre les culasses, de sorte que la corde à piano
181 serre les culasses et ainsi les roulements à billes plus étroitement autour de l'arbre 117. Le guide 108 et la face de guidage
120 assurent que la culasse 137 pivote autour de l'axe 132 et du fait que le support 100' a la même forme que le support 100, un guide (non représenté) sur la culasse 139 coopère avec une face de guidage (non représentée) sur le support 100' qui a le même pas que
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pivoter également autour de l'axe 132. Lorsque le dispositif à friction tourne dans le sens opposé, l'arbre, comme dans les formes d'exécution décrites plus haut, se déplace dans le sens opposé et lorsque la composante axiale de la force exercée sur l'arbre est inversée, la culasse porte-roulements à billes 139 se déplace d'une certaine distance vers la droite en réaction à l'intervention des ressorts de pression 136 et 138 et,autrement,de la façon décrite plus haut.
Le coulissement de l'arbre dans les roulements à billes de la culasse qui, dans les formes d'exécution décrites plus haut, est arrêté par un arrêt d'extrémité, a été évité dans le
cas présent par le fait que la culasse 137 peut maintenant se déplacer à une allure correspondant au pas diminué des roulements à billes et réglée de manière
que la culasse 139, qui, en raison du pas relativement accru des roulements à billes se déplace à une allure plus rapide, atteigne sa position de repos en même temps que la culasse 137, une charge donnée étant exercée sur l'arbre 117. L'état opérationnel optimum est donc déterminé par la charge exercée sur l'arbre 117, le pas des roulements à billes, le pas des faces de guidage, la
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piano.
Le pas des roulements à billes est bien entendu plus petit lorsque la charge exercée sur l'arbre est accrue, ce qui !
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dispositif à friction. Cette forme d'exécution, du fait des propriétés que l'on vient de mentionner, convient particulièrement
à la transmission de forces importantes et variables.
Un dispositif à friction donné peut être facilement réglé pour différentes catégories de charges en remplaçant simplement les ressorts de pression par des ressorts à constante d'élasticité différente. Dans chaque catégorie de charge, un réglage fin peut être obtenu en faisant en sorte que l'arrêt des ressorts contre l'élément de retenue 123 puisse être réglé en direction de l'arbre, de sorte que les roulements à billes peuvent être amenés avec précision en contact avec l'arbre suivant une généra-
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souvent rencontrée dans le sens axial de l'arbre 117. L'arrêt des ressorts peut être réglable comme indiqué sur la Fig. 6, dans laquelle
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d'arrêts de fin de course en cas de surcharge, se visse dans le taraudage 142 de l'élément de retenue 123 et les pas de vis peuvent être formés de manière que les boulons-tirants de traversée 125
et 126,respectivement, servent d'écrous de blocage pour les douilles 183 et 184,respectivement. L'arrêt destiné aux ressorts 136,
138 est formé de la même manière que l'arrêt destiné aux ressorts
126, 128.
S'il h'est pas nécessaire de prévoir une protection quelconque contre une surcharge du moteur d'entraînement, le dispositif à friction peut être construit d'une manière différente exigeant des tolérances moins rigoureuses pour les guides et les guidages
et évitant le coulissement entre les bagues internes et l'arbre. Quelques formes d'exécution de ce genre seront décrites plus
loin.
Les Fig. 8 et 9 représente une forme d'exécution dans ' laquelle chaque culasse porte-roulements 202, 203 comporte de lon- gues parties 204 et 205 qui s'étendent des deux côtés de l'arbre 213, franchissent le plan axial et s'engagent dans des décou- pures 206 et 207 prévues dans la culasse porte-roulements opposée et comportant, en outre, des surfaces d'extrémité centrales 208
et 209 qui se touchent dans un plan perpendiculaire à l'arbre. Chaque culasse porte-roulements est pourvue, près de ses faces d'extrémité 208 et 209 et du plan axial de deux forures alignées 210,
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bre) qui sont, à leur tour, en ligne avec des forures 214 et 215 prévues dans un anneau rigide 212 qui encercle les deux culasses porte-roulements. L'anneau est fixé aux culasses porte-roulements par des tourillons 216, 217 (et 216', 217') qui traversent les forures de tourillonnement alignées adjacentes. Dans l'élément de retenue, l'anneau porte à sa partie supérieure et à sa partie inférieure contre des arrêts d'extrémité 218 et 219,respectivement, l'arrêt d'extrémité 219 étant réglable dans le sens axial de l'arbre de sorte que la bague peut être amenée en contact avec les deux arrêts d'extrémité, perpendiculairement à l'arbre 213.
Lorsque l'arbre est soumis, par exemple, à la force indiquée en K sur la Fig. 8, les culasses porte-roulements 202
et 203 qui sont retenues par les tourillons de manière à ne pas pouvoir se déplacer axialement l'une par rapport à l'autre, se déplacent d'une courte distance vers la gauche, de sorte que l'an-
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dans le sens contraire à celui des aiguilles d'une montre. Les tourillons 216 et 216' sont ainsi sollicités vers le bas tandis
que les tourillons 217 et 217' sont sollicités vers le haut et les culasses porte-roulements 202 et 203 sont serrées l'une contre l'autrs en réaction à la force K exercée sur l'arbre 213. Si la force K est dirigée en sens opposé, les culasses porte-roulements 202, <EMI ID=27.1>
coopère à ce moment avec l'arrêt d'extrémité 218. Les boulons-tirants
220 et 221 servent de supports pour l'anneau 212 du fait que la force est transmise par l'intermédiaire des encoches 222, 223 de
la bague.
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culasses porte-roulements à billes sont donc bloquées contre l'arbre en réaction à la charge qui y est appliquée et en substance sans déplacement axial relatif entre les culasses porte-roulements. Cette forme d'exécution n'exige pas de tolérances de fabrication précises et la pression exercée sur l'arbre peut, pour une charge K donnée, être accrue en diminuant la distance séparant les tourillons
216, '217, cette distance étant déterminée en fonction de la force de friction désirée entre les bagues internes des roulements à billes et l'arbre 213.
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les culasses porte-roulements sont entourées sur toute leur longueur par un anneau 242. L'anneau 242, comme l'indique la Fig. 11, pré- sente des évidements 234 et 235 dans sa surface interne et les culasses porte-roulements 232 et 233 présentent des évidements 236
et 237 dans leur surface externe, tous ces évidements s'étendant parallèlement à l'arbre 243. Un support 238, 239 s'étend dans
chaque paire d'évidements, constituée par un évidement ménagé
dans l'anneau et un évidement correspondant ménagé dans une culasse porte-roulements, ces supports étant engagés dans les rainures ra-
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l'élément de retenue. La surface des supports\'qui est tournée vers l'arbre fait un certain angle avec l'axe de l'arbre et est parallèle au fond des évidements 236, 237. L'autre surface opposée des supports s'étend parallèlement à l'arbre et au fond des évidements
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supports viennent en contact avec le fond des évidements 236, 237 et <EMI ID=32.1>
avec les côtés de leurs évidements respectifs. Les culasses porteroulements peuvent être retenues en place de manière à empêcher tout déplacement axial relatif par le fait que tous les évidements prévus dans les culasses porte-roulements s'ajustent étroitement autour des bagues extérieures des roulements et/ou grâce à des
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porte-roulements de manière à permettre un déplacement relatif de ces éléments perpendiculairement à l'arbre 243. Lorsque l'appareil
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tact avec des plaques d'extrémité 249 et 248,respectivement qui sont vissées sur l'extrémité étroite des supports cunéiformes 239 et 238 respectivement. Lorsque l'arbre 243 est, par exemple, soumis à la force K indiquée sur la Fig. 10, l'anneau et les culasses porroulements se'déplacent ensemble vers la gauche vers l'extrémité large du support 238 qui est engagée dans la rainure radiale 246, comme expliqué ci-après. Ceci ménage un espace entre la bride d'ex-
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tiellement de celle-ci. La distance entre la culasse porte-roulements 233 et l'anneau 242 est ainsi maintenue et, à la suite d'un
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238 provoque le resserrement des culasses porte-roulements 232 et
233 autour de l'arbre 243 en réaction à la force K qui y est appliquée .
Si l'on inverse la force K, les culasses porte-roulements
232 et 233 sont également resserrées autour de l'arbre au moyen du support 239 qui, dans ce cas, attaque la rainure 247 tandis que le support 238 est partiellement retiré de la rainure 246. L'inclinaison des surfaces inclinées du support est déterminée par la force de friction désirée entre l'arbre 243 et les bagues internes des roulements à billes. Les supports 238 et 239 sont réglables dans
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tre culasse porte-roulements 252 étant bloquée axialement par rapport à la culasse porte-roulements 253 au moyen de brides d'extré-
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surface externe, un évidement 256 qui s'étend parallèlement à l'arbre 263 et qui est symétrique par rapport à un plan passant par l'axe de l'arbre,perpendiculairement au plan axial. Une moitié de l'anneau 242 représenté sur la Fig.lO est, dans le cas présent,
(Fig. 13), une cuvette en forme de U inversé 262, fixée par des
vis 258, 258' à la culasse porte-roulements 253 qui forme la seconde moitié de l'anneau. La cuvette 262 présente un évidement intérieur 264 dans son fond qui est en ligne avec l'évidement 256
prévu dans la culasse porte-roulements 252. Un support 265 s'étend au travers des évidements opposés et parallèlement à l'arbre 263. Le support est engagé dans des rainures radiales 266 et 267 prévues dans les parois d'extrémité opposées de l'élément de retenue. La force de rotation est transmise par les rainures au support qui la transmet, à son tour, à la cuvette 262, du fait que les . courtes faces du support 265 (Fig. 13) portent contre les faces de l'évidement 264 dans un plan perpendiculaire au plan axial. Le support 265 délimite un premier canal 268 entre sa face supérieure propre (Fig. 13) et le fond de l'évidement.264 et un second ca- nal 269 entre sa face opposée tournée vers le bas
et le fond de l'évidement 256 prévu dans la culasse porte-roulements
252. Le premier canal, comme le montre la Fig. 12, a une section constante et contient des rouleaux en acier trempé, le fond de l'évidement 256 étant conformé par rapport à la face du support
265 qui est tournée vers le bas de manière que le second canal 269 présente, perpendiculairement à l'arbre, une section qui varie périodiquement le long de cet arbre 263. Le canal 269 contient des rouleaux d'acier d'un diamètre correspondant à la distance maximum séparant le fond de l'évidement 256 et la face opposée du support
265..
Le fonctionnement est le même que celui décrit avec référence à la forme d'exécution représentée sur la Fig. 10, c'est-
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roulements 253 de la Fig. 12, tandis que les supports 238, 239,
ont été remplacés par le support unique 265 présentant des faces inclinées propres à exercer la pression des culasses porte-roulements contre l'arbre 263, quel que soit le sens dans lequel la
force est exercée sur l'arbre. En comparaison de la forme
d'exécution de la Fig. 10, celle de la Fig. 12 a l'avantage de soumettre le support 265 à une charge uniforme.
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culasses porte-roulements 273. Les extrémités du support sont en-
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il
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interne du support et dans la surface externe de la culasse porte- roulements 273, ces rainures contenant des billes en acier trempé maintenues dans leurs positions relatives au moyen de cages. Grâce
à ces trois rainures axiales, la culasse porte-roulements 273 et
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roulements 272.
Les évidements prévus dans les culasses porte-roulements
272 et 273 pour retenir les quatre roulements à billes s'ajustent étroitement autour des faces d'extrémité des bagues externes, et les culasses porte-roulements sont donc empêchées de se déplacer
l'une par rapport à l'autré dans le sens axial mais elles se déplacent ensemble vers la gauche lorsque l'arbre 283 est soumis à
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du déplacement axial relatif entre les culasses porte-roulements
(en particulier la culasse 272)et le support, la corde à piano
277 resserre les culasses autour de l'arbre 283 et la force exercée est répartie de manière égale entre les culasses, le support
27�. étant mobile dans les rainures 275 et 276 perpendiculairement à l'arbre 283. Pour assurer la déformation élastique des éléments, une aisance 278 est prévue entre la surface courbe de la bague ex-
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ments retenant cé roulement à billes.
? Les bagues internes des roulements à billes utilisés
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en substance le long d'un support destiné à la surface de l'arbre qui est ainsi soumise à une pression radiale réduite. Pour augmen- ter la friction entre l'arbre et les bagues internes des roulements à billes, on peut tailler les bagues de manière qu'en coupe, elles présentent une série de surélévations en substance courbes disposées cOte à cOte qui pénètrent facilement à travers un film d'huile et qui mordent dans la surface de l'arbre juste assez pour éviter de dépasser la limite élastique.
L'invention peut servir d'appareil de substitution à tout mécanisme hydraulique et peut donc être utilisée à diverses fins. Au contraire des mécanismes hydrauliques classiques, on peut l'utiliser également dans des milieux stérilisés du fait que le carter 11 peut être entièrement lisse et le fonctionnement n'est pas affecté par un dégraissage éventuel de l'arbre. A titre d'exemples de la transmission de forces importantes, on peut mentionner des mécanismes d'actionnement de portes, des ascenseurs, etc.
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pour redresser, polir ou calibrer des solides de' révolution, en particulier des arbres cylindriques. A cet effet, on utilisera avantageusement la forme d'exécution représentée sur les Fig. 10 et 11
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réglage permettent de régler manuellement la pression radiale exer- cée par les roulements à billes sur l'arbre, mais cette pression
peut, en outre, être réglée automatiquement en actionnant l'arbre
et le dispositif axialement l'un par rapport à l'autre, par exemple
au moyen d'un système de commande hydraulique. On peut faire varier
la pression radiale pratiquement de zéro jusqu'à des valeurs très
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Dans l'opération qui consiste à redresser un arbre, les forces radiales doivent produire un moment de flexion agissant
sur l'arbre juste au-dessus de la limite élastique si l'arbre présente un défaut de rectitude, tandis que la pression spécifique, au point où les forces sont exercées, ne doit à aucun moment dépasser la limite élastique. La pression spécifique peut être diminuée à l'aide de l'appareil conforme à l'invention dont l'arbre tourne à l'intérieur des roulements dont le diamètre ne doit être que légèrement supérieur au diamètre de l'arbre. Pour diminuer l'avantage
de la pression spécifique, les bagues internes peuvent être, par exemple, rectifiées de manière elliptique, en particulier lorsque le pas des lignes hélicoïdales est large, de telle sorte que ces bagues attaquent l'arbre sur toute la largeur du roulement.
Si la position inclinée d'au moins un des roulements diffère de l'inclinaison des autres roulements, l'arbre coulisse dans la bague interne de ce roulement et est ainsi poli.
En augmentant le diamètre intérieur des roulements par rapport au diamètre de l'arbre et en inclinant les roulements ou en rectifiant les bagues internes pour produire des surélévations sensibles, on peut amener la pression spécifique'au-dessus de la limite élastique et on peut donc calibrer l'arbre.
Si l'arbre présente des défauts de rectitude sensibles, il est avantageux d'utiliser le dispositif représenté sur la Fig.2 dans lequel le défaut de rectitude peut être absorbé par la corde à piano 81 en vue de protéger l'appareil contre toute surcharge des roulements à billes. En remplaçant la corde à piano 81 par des ressorts d'un type exerçant une force élastique constante dans le cadre d'un allongement limité, on peut utiliser le dispositif représenté sur la Fig. 12 pour rectifier des solides de révolution coniques. Ces solides peuvent également être polis ou calibrés en positionnant les roulements à billes et/ou en rectifiant leurs bagues internes comme décrit plus haut.
REVENDICATIONS
1.- Appareil servant à convertir un mouvement rotatif en
un mouvement axial et comprenant un dispositif à friction qui comporte des roulements à billes d'un diamètre intérieur supérieur au diamètre extérieur d'un arbre qui traverse les bagues internes des roulements, les roulements à billes étant disposés de manière que
leurs bagues internes exercent sur l'arbre des forces radiales
dont la somme des vecteurs est en substance égale à
zéro, et étant inclinés par rapport à l'axe de l'arbre, caractérisé en ce que le dispositif à friction comprend au moins deux culasses porte-roulements à billes dans un élément de retenue propre
à produire un mouvement relatif entre l'arbre et les culasses porte-roulements, chaque culasse comportant des évidements destinés
à maintenir la bague externe d'au moins un roulement à billes, les évidements étant inclinés de manière que l'axe de chaque roulement
à billes fasse un angle avec le plan déterminé par l'axe de l'arbre et par le contact de la bague interne du roulement à billes
avec l'arbre, et des moyens de serrage sont prévus pour resserrer
les culasses porte-roulements contre l'arbre en réaction à une augmentation de la charge axiale exercée sur l'arbre.
Apparatus for converting rotary motion to axial motion and method for using the apparatus for grinding, polishing or
calibrate a solid of revolution.
The present invention relates to an apparatus for converting rotary motion to axial motion and comprising a friction device which has ball bearings of an inner diameter greater than the outer diameter of a shaft which passes through the inner races of the bearings, these bearings being arranged so that their internal rings exert on the shaft, radial forces, the sum of the vectors of which is substantially equal to zero, and are inclined relative to the axis of the shaft.
The invention relates to an apparatus in which a rotational movement is converted into an axial movement by the fact that the inclined position of the ball bearings relative to the shaft causes the inner races of the bearings to move in a helical line. on the surface of the shaft when the outer rings rotate relative to the shaft and around its axis. The intentional friction that occurs between the inner rings of the ball bearings and the shaft produces a relative axial displacement between the ball bearings and the shaft.
There are currently known devices of this kind of two different types, that is to say devices in which the shaft rotates and is held axially and devices in which the outer rings of the ball bearings rotate and are held axially.
The known devices have various drawbacks which are due to the impractical way in which the ball bearings.
Balls exert pressure on the shaft and this pressure is essential to achieve the high frictional force required between the inner rings of the ball bearings and the shaft.
Among these drawbacks, one can mention the rigorous requirements concerning the manufacturing tolerances of the retaining members in which the ball bearings are mounted, these retaining members having, moreover, to be robust in order to be able to withstand the pressure that the ball bearings. exert on the tree and this can make them unsuitable as
rotating elements. In known devices, the contact pressure that the ball bearings exert on the shaft is substantially constant and the shaft therefore slides in the internal rings of the ball bearings if they are subjected
short-term overload and / or the shaft cannot withstand a sufficient perpetual load to satisfy such condition.
The object of the invention is to provide a self-locking friction apparatus which does not require precise manufacturing tolerances, the longevity of which is greater than that of known apparatus, and which is adapted in a specific manner to varying axial loads. whether the rotating elements are either the outer rings of the ball bearings or the shaft.
To this end, an apparatus has been produced in which the friction device comprises at least two cylinder-holder yokes. Ball elements placed in a retaining element capable of producing a relative rotational movement between the shaft and the cylinder heads bearing the bearings, each cylinder head having recesses intended to hold the outer ring of at least one ball bearing, the recesses being inclined in such a way that the axis of each ball bearing forms an angle with the plane of the axis of the shaft
and the place of contact of the inner ring of the ball bearing with the shaft, a clamping device being provided to clamp the cylinder heads further against the reacting shaft
to an increase in the axial load exerted on the shaft.
This specifically assumes that the contact pressure exerted by the ball bearings on the shaft is determined by the load and that the shaft is not subjected to pressure along the same helical line so that longevity.
of the device is increased. The contact pressure determined by
the load supposes, moreover, that the shaft does not slide in the
case of an overload and that it should not be soaked.
We have managed to simplify the clamping device by allowing it to tighten the cylinder head bearings one
towards the other in response to a relative axial displacement of the cylinder heads due to an increase in the axial load exerted on the shaft.
. The dimension of the apparatus transverse to the shaft has been reduced to a minimum by providing additional recesses in each cylinder head, in which the ball bearings mounted in the other cylinder head (s) can move freely.
In the specific embodiment, the device for
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Its in such a way that relative axial movement of the cylinder heads rotates the guide elements. These elements can be installed quickly and automatically in the case of series production. They can advantageously comprise at least
a ring which encircles the cylinder heads and which has opposing cams directed towards the outer surface of the cylinder heads and exerting pressure against them. These cams can be balls
in hardened steel.
In a very simple embodiment which is very easy and inexpensive to manufacture, the clamping device comprises elastic elements which connect the yokes, and these elastic elements can comprise at least one filament or a metal wire wound around the yokes.
By arranging the two cylinder heads bearing ball bearings substantially symmetrically on either side of a first axial plane of the shaft and providing the retaining element with two end stops, one which stops the axial displacement of one cylinder head when the shaft moves in one direction and the other which stops the axial movement of the other cylinder head when the shaft moves
in the opposite direction, we have succeeded in making the clamping device press the ball bearings more against the shaft when a cylinder head comes into abutment against one of the stops
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than the first in the same direction. The two end stops can be offset on the same side of a second axial plane perpendicular to the first and the cylinder head which is stopped by an end stop therefore twists slightly relative to the other cylinder head so as to create a difference of pitch between the sets of ball bearings of the two cylinder heads, with the result that the clamping device clamps the cylinder heads even more against the shaft. A very simple process of mounting the cylinder heads in the retainer locks one of the cylinder heads in place in the axial direction of the shaft.
In another embodiment comprising two yokes, each of them is guided by a support, each end of which is slidably supported in the retaining element in a manner which prevents any pivoting movement, each support comprising, at least at one end, guide faces cooperating with guide surfaces of the cylinder head and comprising two faces which are inclined with respect to the axial direction of the shaft, one which forms an angle on one side of the axial direction and the other which forms an angle on the other side of the axial direction, the supports of the two cylinder heads being opposed to each other and pressure springs being provided between the retaining element and the said end of each cylinder head.
As a result, the shaft does not slide, as in the embodiments described above, in the inner rings of ball bearings in response to relative axial displacement.
cylinder heads, but the axial directions of the ball bearings cause a slight variation in the reaction to the load exerted on the shaft so that the relative position of the cylinder heads is changed without the inner races of the bearings sliding on the shaft.
By causing each spring to rest on a stop provided in the retaining element and by making this stop adjustable in both axial directions of the shaft, it is possible to adjust the pitch of the ball bearings so as to establish contact. linear between the ball bearings and the shaft. The guide faces advantageously comprise two elements forming different angles with the axial direction and the part of the guide face which forms the largest angle is then disposed outside at the end of the support where the springs are located.
In the embodiments described above, the clamping device is provided to clamp the cylinder heads against each other in reaction to a relative axial displacement between these cylinder heads. In some cases it can be disadvantageous to move the cylinder heads axially relative to each other as this requires the shaft to slide slightly in the inner rings of the ball bearings unless special means are provided. to avoid this sliding, and the clamping device must, therefore, be designed to clamp the cylinder heads more tightly against the shaft in response to an increase in the radial load exerted on the shaft with substantially no relative axial displacement
cylinder heads. For this purpose, the clamping device may comprise a rigid ring enclosing the cylinder heads bearing carriers and suscep-
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common yokes in the direction of the load produced and determined by the axial load exerted on the shaft. The dimension of the rigid ring in the axial direction of the shaft may correspond to a fraction of the length of the yokes bearing holder, and ring
is mounted so that its axis coincides with the axis of the shaft when the device is not under load and is attached to each cylinder head
by means of two diametrically opposed journals in the ring and engaging in holes which are provided, in line with the journals, in the cylinder heads, the parallel axes of the two
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predetermined distance. The retainer has two stops so arranged that the ring, regardless of the direction
of the axial load exerted on the shaft, tilts on the same side and thus urges the cylinder heads against the shaft when the latter is loaded in the axial direction. At least one of the stops is adjustable in the axial direction of the shaft.
The dimensions of the axial bearing ring and cylinder heads may also be substantially the same, and for each bearing cylinder head two recesses may
be provided and are symmetrical with respect to a plane passing through the axis of the shaft and perpendicular to the axial plane of this shaft, one recess of one pair being provided in the internal surface of the ring and the other recess of the pair being provided in the outer surface of the corresponding bearing holder cylinder head, the bottom of at least one recess of a pair forming an angle other than zero with the axis of the shaft and being intended to cooperate with the face corresponding inclined of a wedge-shaped support, the supports being held in a radial groove provided in the end walls of the retaining member so that the thick ends of the two corners face the opposite walls of the member
restraint. Between the cooperating surfaces of the recesses and the supports can be provided antifriction means, for example hardened steel rolling members, and the supports can
be adjusted in the axial direction of the shaft.
One of the two cylinder head bearing ball bearings arranged respectively on either side of a first axial plane of the shaft, can be rigidly connected to the rigid ring while the side of the other cylinder head opposite to the tree has a recess
which extends parallel to the shaft and which is symmetrical with respect to a second axial plane passing through the axis of the shaft and perpendicular. in the axial foreground, the recess being in line with a recess provided in the internal surface of the ring so as to form, on each side of a support which passes through the recesses
and which is held in grooves provided in opposing walls of the retainer, two channels which extend towards the shaft, the width of at least one channel, measured perpendicular to the shaft, varying periodically in the direction of the shaft. The ring may further be provided with means for retaining the cylinder heads of ball bearings so as to prevent them from moving axially relative to the ring. one channel may vary periodically while the width of the other channel is kept constant and at least one of the channels may contain hardened steel balls.
Between the two cylinder heads bearing ball bearings which
are prevented from moving axially and a holder whose ends are held in radial grooves provided
in the opposing end walls of the retainer there may be means for preventing rotation of the bearing cylinder head without preventing it from moving axially relative to the carrier and a clamping device for clamping the yokes towards each other in response to their axial displacement with respect to the support. The means provided between one of the bearing carrier yokes and the support may comprise hardened steel balls arranged in opposed axial grooves respectively provided in the cylinder head
and in the holder, and the clamping device may include
at least one cable or elastic filament wound around the support and around the second yoke bearing holder.
The section of the inner surface of the inner ring of each ball bearing may have a turned convexity
towards the shaft so that this surface comes into contact
with the surface of the shaft following a generatrix for the surface of the shaft substantially over the entire width of the ball bearing, and, to achieve increased friction between the inner rings and the shaft, the inner surface of the ring internal of each roller
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curved substance and arranged side by side.
The invention also includes a method in which the apparatus described above is used to grind, polish or calibrate a solid of revolution, for example a cylindrical shaft.
When grinding a shaft, for example, it is subjected to opposing radial forces, distributed continuously or discontinuously in the axial direction. These forces are exerted in a known manner by several cylinders or discs which roll on the outside of the shafts while exerting the radial forces, the value of which determines the effect of the grinding when the distance between the points of application has been determined. .
We know that the so-called Hertz pressure (specific pressure) is relatively high in the case of external rolling,
which is troublesome when the shaft to be ground is made of a soft metal and has a relatively high strength. When grinding stainless shafts, these shafts are subjected to a predetermined Hertz pressure which increases the stainless nature of the metal. Besides a decrease in the Hertz pressure to a
value less than the minimum value that can be obtained for the external rolling, it is therefore necessary to control the effect produced on the surface of the solid of revolution by the rectification operation.
This process is specific in that the treatment is carried out by passing the solid of revolution through the friction device according to the invention, and involves the advantage that the absolute radial force applied to the solid of revolution, the pressure specific thus produced and a possible axial surface pressure can be varied between very low values and very high values.
When grinding a solid of revolution, a large radial force and a low specific pressure should be used so that the surface is affected as little as possible. This was achieved by inner rolling. A different inclination of the bearings slides the solid of revolution inside the bearings and therefore produces a polishing effect. When calibrating a solid of revolution, the specific pressure must exceed the creep point, which is achieved either by rec-tifying the inner rings so that they attack the solid of revolution in substance at a point or by making rotate the bearings so that the inner rings attack the solid of revolution substantially only at the edges of the inner rings.
In order to obtain a clean and efficient rolling of the inner rings on the surface of the solid of revolution with no or practically no polishing effect, the ball bearings of the friction device in the cylinder heads have been inclined so that the corresponding inner rings move on. the solid of revolution following helical lines presenting the same pitch.
To ensure that the solid of revolution slides in at least one of the ball bearings of the friction device such that the surface is treated in the axial direction and that a marked polishing effect is obtained, at least one ball bearing
of the device is mounted so that its internal ring, if it acted alone, would move on the solid of revolution along a helical line having a pitch different from that of at least one of the other ball bearings.
By maintaining the retainer of the friction device so as to prevent it from rotating, satisfactory control of the solid of revolution is obtained because it is more
easy to check if the solid of revolution is straight when it turns.
The invention will be described below in more detail, with reference to the accompanying drawings in which:
Fig. 1 shows a first embodiment of the apparatus according to the invention;
Fig. 2 is a sectional view of the apparatus taken along the line A-A of FIG. 1;
Fig. 3 shows a second embodiment of the apparatus according to the invention;
Fig. 4 is a sectional view taken on line B-B of FIG. 3;
Fig. 5 shows a third embodiment of the apparatus according to the invention;
, FIG. 6 is a sectional view taken along line D-D of FIG. 5;
Fig. 7 is a sectional view taken along the line C-C of FIG. 5;
Fig. 8 shows a fourth embodiment of the apparatus according to the invention;
Fig. 9 is a sectional view of the apparatus taken along the line E-E of FIG. 8;
Fig. 10 shows a fifth embodiment of the apparatus according to the invention;
Fig. 11 is a sectional view of the apparatus taken along the line F-F of FIG. 10;
Fig. 12 shows a sixth embodiment of the apparatus according to the invention;
Fig. 13 is a sectional view taken along line G-G of FIG. 12;
Fig. 14 shows a seventh embodiment of the apparatus according to the invention, and
Fig. 15 is a sectional view of the apparatus taken along the line H-H of FIG. 14.
<EMI ID = 6.1>
according to the invention in which the apparatus 1 comprises a motor with a stator 3 and a rotor 5 rigidly connected by means of a hollow shaft 7 to a friction device 9. The elements are enclosed in a casing 11 in in which the rotating elements are mounted on clean ball bearings 13 and 15
to withstand a pressure exerted in the axial direction. A shaft 17 crosses the device right through and is mounted in bearings
sliding 19 and 21 which are part of the housing 11.
The friction device 9 comprises a retaining element 23 (see also Fig. 2) which is locked by means of tie-bolts 25e 27, 29 and 31 on a flange provided on the motor shaft 7. The tie-bolts 25 and 29 go through boreholes 33 and
35 respectively provided in two cylinder heads bearing ball bearings 37 and 39, respectively. The cylinder head bearings are arranged symmetrically one on each side of an axial plane of the shaft 17 materialized by the line 41-41 in FIG. 2. The cylinder head
<EMI ID = 7.1>
born to maintain the outer rings 51 and 53, respectively, of the two ball bearings 47 and 49. The cylinder head bearing 39 also has recesses 59 and 61 intended to hold the outer rings 67 and 69 respectively of the ball bearings 63 and 65. Finally, the cylinder heads have recesses 75 and 79
<EMI ID = 8.1>
ball bearings 47 and 49 form an angle with the axial direction of the shaft 17, and the recesses 59 and 61 are shaped so that the axes of the ball bearings 63 and 65 form with the axis of the shaft 17 an equal angle but opposite to the first. As shown in Fig. 1 and partly in FIG. 2, the rings
<EMI ID = 9.1>
bear on the shaft 17 following a generatrix of the surface of the shaft, this generator being diametrically opposed to a second generator along which the internal rings, 71 and 73
<EMI ID = 10.1>
bre.17. The contact pressure of the ball bearings on the shaft, in the neutral position of the cylinder heads, that is to say when no axial force is exerted on the shaft 17, is determined by the traction exerted by a rope piano 81 which is wound around cylinder heads 37 and 39. In housing 11, there are also two end stops 83 and 85 arranged on the same side of a plane passing through the axis of the shaft and perpendicular to the plane axial.
The operation of the apparatus shown in Figs. 1 and 2 will be described below. When the engine is running, the tie-bolts 25 and 29 act as supports for the cylinder heads 37 and 39 respectively and rotate them, for example in the direction indicated by the arrow 87. When the bearings
<EMI ID = 11.1>
move in a helical line on the surface of shaft 17, the pitch of the propeller being determined by the angle made
the axes of the ball bearings with the axis of the shaft. The housing
11 is held in such a way that the friction device 9 cannot move axially and the shaft 17 moves to the right when the friction device turns in the direction indicated by the arrow 87, at a speed determined by the angular speed of the friction device and by the pitch of the helical line provided
that the shaft 17 is prevented from rotating.
When a force directed to the left (K in Fig. 1) is exerted on the shaft 17 during the movement described above,
this force is partly transmitted by the cylinder head bearing ball bearings 37, the end stop 83, the retaining element 23 and the. ball bearing 13 to the housing 11 and partly to the bearing-bearing yoke 39 which is thus caused to move a certain distance to the left of the bearing-holder yoke 37, this movement being stopped by the piano wire 81 which tightens the cylinder heads further against the shaft in response to the force which is exerted and which is transmitted only through the end stop 83 when the movement of the cylinder head 39 has been stopped. It is clear that a contact pressure determined by the load is thus exerted on the shaft 17, so that the force exerted on
<EMI ID = 12.1>
never exceeds the required value determined by the force K, and so that strong short-term loads do not slide the shaft 17 in the ball bearings which are therefore not adversely affected by a short-term overload. When
the friction device 9 does not rotate, the contact pressure exerted on an unloaded shaft is determined by the initial tension of the piano wire 81, and when the shaft is loaded, the contact pressure increases as a result of the relative displacement of the cylinder head bearings. It is therefore clear that the device
<EMI ID = 13.1>
friction device is at rest only when it spins.
The end stops 83 and 85, as mentioned above, are offset on the same side, perpendicular to a plane passing through the axes of the shaft 17 and the tie-bolts 25 and 29. This is convenient because the small clearance which exists between the tie-bolts 25 and 29 and their respective holes 33 and 35 causes a torsion of the bearing holder cylinder head 37 sufficient to slightly reduce the pitch of the ball bearings 47 and 49
(provided that the direction of rotation is as indicated by the arrow
87 and that the tree 17 of Fig. 1 is subjected to the force K). Due to the relatively higher pitch of the bearing cylinder head
ball 39, this yoke tends to move more to the left than the yoke 37 which, with the intervention of the piano wire 81, tightens the yokes around the shaft 17.
The use of the piano wire 81 makes the manufacture of the friction device simpler and less expensive and the requirements for the manufacturing tolerances are not very strict.
The end stops can also be arranged so as to actuate only one yoke, for example the yoke 37 and, in this case, they are offset to one side or the other of this plane. When the external axial force exerted on the shaft 17 is reversed, the cylinder head 39 moves from a position located slightly to the left of the cylinder head 37 to a position located slightly to the right of this same cylinder head, so
that the angle formed by the piano wire 81 with the vertical plane
(Fig. 1) is reversed and the grip or clamping of the cylinder heads around
of shaft 17 is released. If the external force exerted on the shaft 17 can be reversed, the embodiment shown in FIG. 1 must therefore be preferred, the angle formed by the piano wire 81 with the vertical plane having the same sign under all loads. Instead of two end stops cooperating with a single cylinder head, that cylinder head can be clamped onto the retainer.
Figs. 3 and 4 represent another embodiment
of the clamping device which comprises, in this case, a rigid ring 89 which clamps, by means of two hardened steel balls 91 and 93, the cylinder heads 37 'and 39' around
of the shaft 17 'with a predetermined force. Cylinder heads
37 'and 39' are identical to the cylinder heads 37 and 39 of FIG. 1 with the exception of the milled parts 95 and 97 in the cylinder heads 37 'and
39 ', respectively. The device shown in FIG. 3 can also be inserted in a retainer and in a housing as shown in FIG. 1 provided that account is taken of the outer diameter of the ring 89. The operation is then similar to that described above, the cylinder head 37 'whose direction. rotation is indicated by arrow 87 ', while a force K' is exerted on shaft 17 '(Fig. 3), being prevented from moving axially to the left by an end stop similar to the stop end 83 of FIG. 1.
The cylinder head 39 'can move more to the left than the cylinder head 37', so that the ring tilts about an axis perpendicular to the axis of the shaft and contained in the aforementioned axial plane of this shaft. In Fig. 3, this inclination takes place in the direction of clockwise and it is clear that the rigid ring 89 which pivots at the same time as the cylinder heads tightens the cylinder heads against the shaft 17 '. As in the
embodiment shown in FIG. 1, the reverse direction of rotation of the friction device, forces the shaft 17, 17 'to move to the left and when the axial component of the force exerted on the shaft 17, 17' is reversed, stopping end 85 shown in FIG. 1, retains the cylinder head 39 (and 39 ') by preventing it from moving axially to the right while the cylinder head 37 (and 37') moves a certain distance to the right of the cylinder head 39 (and 39 ') . The piano wire then squeezes the yokes more tightly against the shaft and the small difference
of the aforementioned pitch is also obtained, the cylinder heads 37 'and 39' being able to pivot in planes parallel to the axial plane due to
of the specific engagement existing between the ring 39 and the steel balls 91 and 93. It is also possible to use several rings arranged side by side and suspended independently of each other
others in the same way as the 89 ring.
The embodiment shown in Figs. 3 and 4 is advantageous in series production in that the ring
89 can be easily installed automatically.
In the embodiments described above, the shaft slides relative to the bearing-holder yoke bearing against the end stop while the other bearing-holder yoke moves relative to the first. This has been avoided in the form
<EMI ID = 14.1>
especially for the transmission of large forces. In these figures, a reference number, the last two digits of which correspond to those of the reference numbers of FIGS. 1 and 2, means that this element has the same function and is arranged in substance in the same way as the elements shown in FIG. 1.
The main difference from the embodiment of FIG. 1 resides in the presence of a specific support 100 and 100 'which rotates the cylinder heads 137 and
139 together with the retaining element 123 and which guides the cylinder heads about an axis 132 perpendicular to the aforementioned axial plane.
<EMI ID = 15.1>
below in more detail, assuming that the retainer 123 and with it the cylinder heads 137 and 139 rotate in the direction of rotation indicated by arrow 187. When the shaft 117
<EMI ID = 16.1>
completely prevented from rotating, it moves to the right while the cylinder heads occupy the position indicated
in Fig. 6, apart from the friction exerted in the bearings which guide the shaft 117. When the shaft is subjected to a force K (Fig. 5 and 6) the bearing-holder cylinder heads move
<EMI ID = 17.1>
the elastic force of the pressure springs 126 and 128 corresponds exactly to the force K exerted on the shaft 117. Cooperation between the guide 102 and the guide face 110 and between the guide 108
and the guide face 120 rotates the cylinder head 137 about
<EMI ID = 18.1>
137 with the result that the cylinder head 139 moves faster to the left than the cylinder head 137. The cylinder head 139 is guided by a support 100 'which is arranged so that this cylinder head also pivots in the direction indicated by the arrow 134 around the axis 132, the guide 102 'cooperating with a guide face (not shown in Fig. 6) of the support 100', the face
<EMI ID = 19.1>
shown in FIG. 6. It emerges from FIG. 6 that the guide faces have two different pitch values in the
two directions so that if it is assumed that the pitch of the guide face 110 is, for example, five times greater than that of the guide face 122, a displacement of the cylinder head 137 a distance a to the left causes the bolt 139 to travel a distance
5xa to the left so as to produce the aforementioned relative axial displacement between the yokes, so that the piano wire
181 clamps the cylinder heads and thus the ball bearings more tightly around the shaft 117. The guide 108 and the guide face
120 ensure that the cylinder head 137 pivots about the axis 132 and because the support 100 'has the same shape as the support 100, a guide (not shown) on the cylinder head 139 cooperates with a guide face (not shown) on the 100 'support which has the same pitch as
<EMI ID = 20.1>
also rotate about axis 132. When the friction device rotates in the opposite direction, the shaft, as in the embodiments described above, moves in the opposite direction and when the axial component of the force exerted on the shaft is reversed, the cylinder head ball bearing 139 moves a certain distance to the right in response to the intervention of the pressure springs 136 and 138 and, otherwise, as described above.
The sliding of the shaft in the ball bearings of the cylinder head which, in the embodiments described above, is stopped by an end stop, has been avoided in the
present case by the fact that the cylinder head 137 can now move at a rate corresponding to the reduced pitch of the ball bearings and adjusted so
that the cylinder head 139, which due to the relatively increased pitch of the ball bearings moves at a faster rate, reaches its rest position at the same time as the cylinder head 137, a given load being exerted on the shaft 117. L The optimum operational state is therefore determined by the load exerted on the shaft 117, the pitch of the ball bearings, the pitch of the guide faces, the
<EMI ID = 21.1>
piano.
The pitch of the ball bearings is of course smaller when the load exerted on the shaft is increased, which!
<EMI ID = 22.1>
friction device. This embodiment, due to the properties just mentioned, is particularly suitable
to the transmission of large and variable forces.
A given friction device can be easily adjusted for different load categories by simply replacing the pressure springs with springs of different elasticity constant. In each load category, fine adjustment can be achieved by ensuring that the stop of the springs against the retainer 123 can be adjusted in the direction of the shaft, so that the ball bearings can be brought with. precision in contact with the shaft following a
<EMI ID = 23.1>
often encountered in the axial direction of shaft 117. The spring stop can be adjustable as shown in FIG. 6, in which
<EMI ID = 24.1>
end stops in the event of an overload, screws into the thread 142 of the retainer 123 and the threads can be formed so that the feed-through tie bolts 125
and 126, respectively, serve as locking nuts for sockets 183 and 184, respectively. The stop for springs 136,
138 is formed in the same way as the stop for the springs
126, 128.
While it is not necessary to provide any protection against overload of the drive motor, the friction device may be constructed in a different manner requiring less stringent tolerances for the guides and guides.
and avoiding sliding between the inner rings and the shaft. Some embodiments of this kind will be described more
far.
Figs. 8 and 9 show an embodiment in which each cylinder head 202, 203 has long sections 204 and 205 which extend from both sides of the shaft 213, pass through the axial plane and engage. in cutouts 206 and 207 provided in the opposing cylinder head and having, in addition, central end surfaces 208
and 209 which touch in a plane perpendicular to the tree. Each cylinder head bearing holder is provided, near its end faces 208 and 209 and the axial plane, with two aligned bores 210,
<EMI ID = 25.1>
bre) which are, in turn, in line with bores 214 and 215 provided in a rigid ring 212 which encircles the two cylinder head bearings. The ring is secured to the bearing cylinder heads by journals 216, 217 (and 216 ', 217') which pass through the adjacent aligned journal bores. In the retainer, the ring bears at its upper part and at its lower part against end stops 218 and 219, respectively, the end stop 219 being adjustable in the axial direction of the shaft. so that the ring can be brought into contact with the two end stops, perpendicular to the shaft 213.
When the shaft is subjected, for example, to the force indicated at K in Fig. 8, the cylinder head bearings 202
and 203 which are retained by the journals so that they cannot move axially relative to each other, move a short distance to the left, so that the an-
<EMI ID = 26.1>
counterclockwise. The journals 216 and 216 'are thus urged downwards while
that the journals 217 and 217 ′ are biased upwards and the cylinder heads 202 and 203 are clamped against each other in reaction to the force K exerted on the shaft 213. If the force K is directed in opposite direction, the cylinder heads 202, <EMI ID = 27.1>
cooperates at this time with the end stop 218. The tie-bolts
220 and 221 serve as supports for the ring 212 since the force is transmitted through the notches 222, 223 of
the ring.
<EMI ID = 28.1>
Ball bearing carrier yokes are therefore blocked against the shaft in reaction to the load applied thereto and substantially without relative axial displacement between the bearing carrier yokes. This embodiment does not require precise manufacturing tolerances and the pressure exerted on the shaft can, for a given load K, be increased by reducing the distance between the journals.
216, '217, this distance being determined as a function of the desired frictional force between the inner rings of the ball bearings and the shaft 213.
<EMI ID = 29.1>
the cylinder heads are surrounded over their entire length by a ring 242. The ring 242, as shown in FIG. 11, has recesses 234 and 235 in its internal surface and the cylinder heads 232 and 233 have recesses 236
and 237 in their outer surface, all of these recesses extending parallel to the shaft 243. A support 238, 239 extends in
each pair of recesses, constituted by a recess formed
in the ring and a corresponding recess made in a cylinder head bearing, these supports being engaged in the grooves ra-
<EMI ID = 30.1>
the retaining element. The surface of the supports which faces towards the shaft makes an angle with the axis of the shaft and is parallel to the bottom of the recesses 236, 237. The other opposite surface of the supports extends parallel to the bottom. shaft and at the bottom of the recesses
<EMI ID = 31.1>
brackets come into contact with the bottom of the recesses 236, 237 and <EMI ID = 32.1>
with the sides of their respective recesses. The bearing cylinder heads can be held in place to prevent relative axial displacement by having all the recesses provided in the bearing cylinder heads fit tightly around the outer races of the bearings and / or by means of
<EMI ID = 33.1>
bearing holder so as to allow a relative displacement of these elements perpendicular to the shaft 243. When the device
<EMI ID = 34.1>
tact with end plates 249 and 248, respectively which are screwed onto the narrow end of the wedge supports 239 and 238 respectively. When the shaft 243 is, for example, subjected to the force K shown in FIG. 10, the ring and the cylinder heads move together to the left towards the wide end of the support 238 which is engaged in the radial groove 246, as explained below. This leaves a space between the ex-
<EMI ID = 35.1>
very much of it. The distance between the cylinder head 233 and the ring 242 is thus maintained and, following a
<EMI ID = 36.1>
238 causes the cylinder head bearings 232 to tighten and
233 around the shaft 243 in reaction to the force K applied to it.
If the force K is reversed, the cylinder head bearings
232 and 233 are also tightened around the shaft by means of the support 239 which in this case engages the groove 247 while the support 238 is partially withdrawn from the groove 246. The inclination of the inclined surfaces of the support is determined by the desired frictional force between shaft 243 and the inner races of the ball bearings. Supports 238 and 239 are adjustable in
<EMI ID = 37.1>
the bearing-carrier cylinder head 252 being locked axially with respect to the bearing-carrier cylinder head 253 by means of end flanges.
<EMI ID = 38.1>
outer surface, a recess 256 which extends parallel to the shaft 263 and which is symmetrical with respect to a plane passing through the axis of the shaft, perpendicular to the axial plane. One half of the ring 242 shown in Fig.lO is, in this case,
(Fig. 13), an inverted U-shaped cup 262, fixed by
screw 258, 258 'to the bearing holder cylinder head 253 which forms the second half of the ring. The bowl 262 has an interior recess 264 in its bottom which is in line with the recess 256
provided in the bearing carrier yoke 252. A support 265 extends through opposing recesses and parallel to the shaft 263. The support is engaged in radial grooves 266 and 267 provided in the opposite end walls of the retaining element. The rotational force is transmitted through the grooves to the support which transmits it, in turn, to the cup 262, because the. Short faces of the support 265 (Fig. 13) bear against the faces of the recess 264 in a plane perpendicular to the axial plane. The support 265 delimits a first channel 268 between its own upper face (Fig. 13) and the bottom of the recess. 264 and a second channel 269 between its opposite face turned downwards.
and the bottom of the recess 256 provided in the cylinder head bearing
252. The first channel, as shown in FIG. 12, has a constant section and contains hardened steel rollers, the bottom of the recess 256 being conformed with respect to the face of the support
265 which is turned downwards so that the second channel 269 has, perpendicular to the shaft, a section which varies periodically along this shaft 263. The channel 269 contains steel rollers of a diameter corresponding to the shaft. maximum distance between the bottom of the recess 256 and the opposite face of the support
265 ..
The operation is the same as that described with reference to the embodiment shown in FIG. 10, that is
<EMI ID = 39.1>
bearings 253 in Fig. 12, while supports 238, 239,
have been replaced by the single support 265 having inclined faces suitable for exerting the pressure of the cylinder heads against the shaft 263, regardless of the direction in which the
force is exerted on the shaft. In comparison to the form
execution of FIG. 10, that of FIG. 12 has the advantage of subjecting the support 265 to a uniform load.
<EMI ID = 40.1>
cylinder heads 273. The ends of the support are
<EMI ID = 41.1>
<EMI ID = 42.1>
he
<EMI ID = 43.1>
internal of the support and in the external surface of the cylinder head bearing 273, these grooves containing hardened steel balls held in their relative positions by means of cages. Grace
to these three axial grooves, the cylinder head 273 and
<EMI ID = 44.1>
bearings 272.
The recesses provided in the cylinder head bearings
272 and 273 to retain the four ball bearings fit tightly around the end faces of the outer rings, and the bearing carrier heads are therefore prevented from shifting
axially relative to each other but they move together to the left when the shaft 283 is subjected to
<EMI ID = 45.1>
of the relative axial displacement between the cylinder heads
(in particular the cylinder head 272) and the support, the piano wire
277 tightens the cylinder heads around the shaft 283 and the force exerted is evenly distributed between the cylinder heads, the support
27 �. being movable in the grooves 275 and 276 perpendicular to the shaft 283. To ensure the elastic deformation of the elements, an ease 278 is provided between the curved surface of the ex- ring
<EMI ID = 46.1>
elements retaining this ball bearing.
? The inner rings of the ball bearings used
<EMI ID = 47.1>
substantially along a support for the surface of the shaft which is thus subjected to reduced radial pressure. In order to increase the friction between the shaft and the internal rings of the ball bearings, the rings can be cut so that in cross section they have a series of substantially curved elevations arranged side by side which easily penetrate through a film and bite into the shaft surface just enough to avoid exceeding the elastic limit.
The invention can serve as a substitute for any hydraulic mechanism and can therefore be used for various purposes. Unlike conventional hydraulic mechanisms, it can also be used in sterilized environments because the housing 11 can be completely smooth and the operation is not affected by any degreasing of the shaft. As examples of the transmission of large forces, there may be mentioned mechanisms for operating doors, elevators, etc.
<EMI ID = 48.1>
for straightening, polishing or calibrating solids of revolution, in particular cylindrical shafts. For this purpose, the embodiment shown in FIGS. 10 and 11
<EMI ID = 49.1>
adjustment allow manual adjustment of the radial pressure exerted by the ball bearings on the shaft, but this pressure
can also be adjusted automatically by actuating the shaft
and the device axially relative to each other, for example
by means of a hydraulic control system. We can vary
radial pressure practically from zero up to values very
<EMI ID = 50.1>
In the operation of straightening a shaft, the radial forces must produce a bending moment acting
on the shaft just above the elastic limit if the shaft is defective in straightness, while the specific pressure, at the point where the forces are exerted, must not at any time exceed the elastic limit. The specific pressure can be reduced with the aid of the device according to the invention, the shaft of which turns inside the bearings, the diameter of which must be only slightly greater than the diameter of the shaft. To decrease the advantage
of the specific pressure, the internal rings can be, for example, rectified in an elliptical manner, in particular when the pitch of the helical lines is wide, so that these rings attack the shaft over the entire width of the bearing.
If the inclined position of at least one of the bearings differs from the inclination of the other bearings, the shaft slides in the inner ring of that bearing and is thus polished.
By increasing the inner diameter of the bearings relative to the diameter of the shaft and tilting the bearings or grinding the inner rings to produce substantial rises, one can bring the specific pressure above the elastic limit and thus can calibrate the tree.
If the shaft has appreciable straightness defects, it is advantageous to use the device shown in Fig. 2 in which the straightness defect can be absorbed by the piano wire 81 in order to protect the apparatus against overload. ball bearings. By replacing the piano wire 81 with springs of a type exerting a constant elastic force under limited elongation, the device shown in FIG. 12 for grinding conical solids of revolution. These solids can also be polished or calibrated by positioning the ball bearings and / or grinding their inner rings as described above.
CLAIMS
1.- Device used to convert a rotary movement into
axial movement and comprising a friction device which has ball bearings of an internal diameter greater than the external diameter of a shaft which passes through the internal races of the bearings, the ball bearings being arranged so that
their internal rings exert radial forces on the shaft
whose sum of vectors is substantially equal to
zero, and being inclined with respect to the axis of the shaft, characterized in that the friction device comprises at least two cylinder heads bearing ball bearings in its own retaining element
in producing a relative movement between the shaft and the cylinder heads, each cylinder head comprising recesses intended
to hold the outer ring of at least one ball bearing, the recesses being inclined so that the axis of each bearing
ball bearing forms an angle with the plane determined by the axis of the shaft and by the contact of the internal ring of the ball bearing
with the shaft, and clamping means are provided to tighten
cylinder heads against the shaft in response to an increase in the axial load on the shaft.