<EMI ID=1.1>
La présente invention se rapporte à une affûteuse pour lames d'outils de coupe rotatifs et pour outils de tournage ou analogues,' comportant une broche perte-outil montée rotative et conçue pour recevoir un outil à affûter, et un dispositif diviseur entraîné qui fait automatiquement progresser la broche avec l'outil à chaque fois d'au moins une division de coupe et qui est dispcsé, sur une première table déplaçable longitudinalement et/ou rotative et auquel est associée une deuxième table entraînée portant la meule, la broche porte-outil et tout au moins la table la supportant étant, par l'intermédiaire d'une transmission sans ;eu à
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pas à pas électrique.
Par la demande de brevet R.F.A. 2 641 568, on connaît par exemple une affûteuse d'outils dont le dispositif diviseur associé est, par l'intermédiaire d'une transmission à démultiplication appropriée, directement entraîné par un moteur pas à pas électrique. L'avantage de cet entraînement réside dans le fait que, par une conception adéquate de la transmission et du moteur'pas à pas, on peut, par des moyens simples, obtenir une précision exactement définie et de la grandeur voulue du positionnement exact de chaque lame à aiguiser de l'outil installé sur la broche porte�outil, attendu que le moteur pas à pas fait avancer la broche à chaque fois par petits incréments exactement déterminés.
Du fait du mouvement par petites étapes du moteur pas à pas, le déplacement de la broche porte-outil entraînée par ce dernier est jusqu'à un certain point saccadé, ce qui est bien entendu également valable si un chariot longitudinal ou circulaire est entraîné par un tel moteur pas à pas. Ce mouvement d'entraînement saccadé est, par la grande démultiplication de la transmission et par une électronique de commande appropriée pour le moteur pas à pas, maintenu dans des limites suffisamment faibles pour qu' il n'affecte pas le travail de l'affûteuse d'outils.
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cation nécessaires à cet effet et l'électronique de commande pour le moteur pas à pas constituent toutefois des frais importants.
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laquelle la broche porte-outil et au moine le chariot longitudinal portant cette dernière sont entraînés par des moteurs pas à pas par l'intermédiaire de transmissions, la présente
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compenser les mouvements d'entraînement saccadés provoqués par les moteurs pas à pas, et ce, sans qu'il faille imposer des conditions trop 'sévères en ce qui concerne l'absence de jeu des transmissions et l'électronique de commande.
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selon l'invention est caractérisée par le fait qu'à un
arbre d'entraînement du dispositif diviseur et/ou d'au moins une des tables de la machine est accouplée une masse d'inertie accordée à la fréquence de résonance en torsion de chaque entraînement, ce� accouplement' étant assuré par l'intermédiaire d'un dispositif permettant, sous l'effet des couples d'accélération angulaire, une rotation relative freinée de la masse d'inertie par rapport à l'arbre d'entraînement.
Comme la masse d'inertie est accouplée à l'arbre d'entraînement par le dispositif d'accouplement de façon
que, sous l'effet des couples d'accélération angulaire, elle puisse exécuter un mouvement relatif freiné par rapport à l'arbre d'entraînement, on arrive à ce que les pointes de l'accélération angulaire soient coupées et que par conséquent le déplacement saccadé provoqué par le moteur pas à pas soit égalisé.
Dans un mode de réalisation préféré, le dispositif d'accouplement comporte au moins un organe d'accouplement élastique en rotation raccordant la masse d'inertie à l'arbre d'entraînement. De ce fait, la masse d'inertie agit en tant que masse oscillante du système oscillant-système d'entraînement/masse d'inertie y accouplée -, présentant une fréquence propre déterminée. Par un choix judicieux de la grandeur de la masse d'inertie et de la constante de rappel de l'organe d'accouplement élastique, cette fréquence propre peut être accordée de façon qu'elle se situe par exemple à 80% d'une fréquence d'oscillation en torsion de l'arbre d'entraînement et que par conséquent elle amortisse les oscillations en torsion de cette fréquence.
L'amortissement de cette fréquence d'oscillation en torsion fait que les oscillations en torsion de l'arbre d'entraînement sont fortement réduites et, de ce fait, ne peuvent plus avoir un effet nuisible sur le résultat de l'affûtage.
Par ailleurs, en cas d'une autre fréquence de pas ou d'oscillation de l'arbre d'entraînement ou en cas d'une fréquence qui par exemple s'écarte de plus de 20% de la fréquence d'oscillation propre, la masse d'inertie agit comme un véritable volant qui, par une accumulation et une restitution momentanée de l'énergie, produit une uniformisation du mouvement de rotation de l'arbre d'entraînement.
Si le dispositif d'accouplement comporte au moins un organe d'accouplement raccordant par friction l'arbre d'entrainement à la masse d'inertie, on introduit dans le système oscillant encore un amortissement qui est provoqué par la friction de glissement entre l'organe d'accouplement et l'arbre d'entraînement et par lequel il se produit une réduction encore plus rapide des oscillations en torsion engendrées.
On peut en principe également envisager des cas d'utilisation dans lesquels la masse d'inertie est uniquement,
par l'intermédiaire d'un tel organe d'accouplement à friction, accouplée à l'arbre d'entraînement, c'est-à-dire qu'il n'existe aucune constante de rappel notable. Avec un tel agencement, on obtient une égalisation du mouvement de rotation de l'arbre d'entraînement par le fait que, pendant les phases d'accélération et de décélération du système d'entraînement pas à pas de l'arbre, ce dernier glisse contre la masse d'inertie de sorte que pendant ces phases de déplacement, un effet de freinage s'exerce sur l'arbre d'entraînement, tandis que d'autre part pendant les fractions du déplacement qui sont effectuées à vitesse constante, on obtient un accouplement rigide entre la masse d'inertie et l'arbre d'entraînement.
On obtient un mode de réalisation très simple et peu encombrant en réalisant la masse d'inertie sous la forme
d'un disque annulaire qui, par l'intermédiaire du dispositif d'accouplement, est relié à une douille coaxiale fixée en rotation à l'arbre d'entraînement et contre laquelle il vient s'appuyer axialement au moins d'un côté.
L'organe élastique en rotation peut être une pièce métallo-caoutchouc placée entre le disque annulaire et la douille, mais, à la place de cette pièce, on peut également prévoir entre le disque annulaire et la douille un certain nombre de pièces métallo-caoutchouc réparties régulièrement sur un arc de cercle.
Ce mode de réalisation présente l'avantage qu'il est de fabrication simple et bon marché, qu'il fonctionne absolument sans usure et que par conséquent il n'affecte pas le rendement de l'entraînement.
Dans un autre mode de réalisation, le disque annulaire peut être accouplé à la douille par l'intermédiaire d'une bague d'étanchéité qui, au moyen d'un organe élastique,est accouplée par friction à une surface cylindrique du disque annulaire et/ou de la douille. En cas d'un mouvement relatif d'amplitude extrême entre la masse d'inertie et l'arbre d'entraînement, la bague d'étanchéité permet un mouvement
de glissement relatif déterminé vis-à-vis de l'arbre d'entraînement de sorte que l'on réalise un frottement supplémentaire et par conséquent un amortissement. Malgré cela l'ensemble du dispositif ne subit qu'une très faible usure; il présente en outre l'avantage que selon la fréquence des oscillations en torsion ou l'irrégularité des mouvements de rotation de l'arbre d'entraînement, -il peut se produire de très grands mouvements relatifs entre la masse d'inertie et l'arbre d'entraînement sans que la rotation de l'ensemble dudit dispositif ne s'en trouve affectée.
L'élasticité propre de la bague d'étanchéité produit en pareil cas la constante de rappel déjà expliquée dans le système oscillant.
Dans un mode de réalisation en principe analogue,
le disque annulaire peut, au moyen d'une bride annulaire,
être supporté axialement sur une bride annulaire coaxiale
de la douille, auquel cas, une bague élastique précontrainte et réalisant un accouplement à friction par rapport à la douille est insérée entre cette dernière et la paroi frontale interne de la bride annulaire, du disque. Cette bague élastique peut s'appuyer radialement contre une bagua en un matériau
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Il est avantageux en pareil cas que la bague élastique soit un anneau torique 'inséré dans une gorge annulaire à bord ouvert disposée sur la bride annulaire du disque annulaire.
Pour permettre une syntonisation à une fréquence de résonance appropriée ou à une autre fréquence de pas, il est avantageux que le moment d'inertie efficace du volant puisse être modifié par rapport à l'arbre d'entraînement. Cela peut se faire par le fait que d'autres bagues sont placées extérieurement sur la masse d'inertie réalisée sous la forme d'un disque annulaire ou '}le ces bagues soient placées sur la douille précitée par l'intermédiaire de dispositifs d'accouplement
y associés.
Pour des raisons identiques, il est également avantageux que le dispositif d'accouplement soit réglable. Dans le dispositif précité comportant plusieurs éléments métallo-caoutchouc répartis le long d'un cercle, ce réglage peut par exemple s'effectuer en modifiant le nombre des éléments métallo-caoutchouc ou en utilisant de tels éléments de dimensions ou de duretés différentes et ayant par conséquent des constantes
de rappel différentes.Avec le mode de réalisation avec la bague d'étanchéité, on peut utiliser des bagues différentes ayant des ajustements de diamètre différents entre la bague d'étanchéité et le disque annulaire extérieur, tandis qu'avec le mode de réalisation avec la bague précontrainte ayant l'élasticité du caoutchouc, on peut faire varier la section transversale et/ou la précontrainte de la bague.
L'invention sera mieux comprise à l'aide de la description de modes de réalisation pris comme exemples, mais non limitatifs, et illustrés par le dessin annexé, sur lequel :
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d'une affûteuse d'outils selon l'invention; la figure 2 représente schématiquement et en vue <EMI ID=9.1> la figure 3 représente à une autre échelle, en vue latérale et en coupe partielle, le système d'entraînement de la table porte-outil de l'affûteuse selon la figure 1; <EMI ID=10.1>
Latérale, et en coupe transversale partielle, le système
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selon la figure 1; la figure 5 représente en une autre vue latérale et en coupe axiale partielle, le système d'entraînement selon la fiqure 4;
les figures 6 et 7 représentent, à une autre échelle, en vue latérale et respectivement en coupe axiale, deux modes de réalisation des dispositifs d'amortissement et d'égalisation pour l'affûteuse d'outils selon la figure 1;
les figures 8 et 9 représentent respectivement en vues
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autres modes de réalisation de deux dispositifs d'amortissement et d'égalisation pour l'affûteuse d'outils selon la figure 1; la figure 10 est un diagramme illustrant l'action des dispositifs d'amortissement et d'égalisation sur l'affûteuse selon la figure 1.
L'affûteuse d'outils représentée sur les figures 1 et
2 comporte un montant 1 sur lequel est montée déplaçable une première table de machine 2 réalisée sous la forme d'un chariot longitudinal. Le chariot longitudinal 2 porte une table de travail 3 sur laquelle est installé un porte-pièce 4.
Latéralement à côté de la première table de machine 2
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deuxième table de machine 5 réalisée sous la forme d'un chariot transversale et sur laquelle est fixée une colonne 6 portant une tête porte-meule 7 dont la meule est schématisée en 8. La meule 8 est entraînée par un moteur électrique 9; le réglage
de la deuxième table de machine 5 s'effectue au moyen d'une manette 10. Une autre manette 11 permet le réglage en hauteur du porte-meule 7.
L'entraînement de la première table de machine 2 est assuré par un moteur pas à pas 12 qui, en liaison avec un réducteur non représenté en détail, est fixé par bride sur un boîtier 13 (figure 3) qui de son coté est raccordé à la première table de machine 2 par l'intermédiaire d'une cornière 14. Le moteur pas à pas 12 entraîne, par l'intermédiaire d'un arbre 15 et d'un accouplement à griffes sans jeu 16, un arbre intermédiaire 17 monté rotatif dans-le boîtier 13 et qui,'-de son
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y associé est fixé' au montant 1.
Sur l'arbre d'entraînement 15 est monté un dispositif d'égalisation et d'amortissement 20 dont la structure sera expliquée en détail à l'aide des figures 6-11.
La deuxième table de machine 5 peut également être entraînée de façon en principe identique si, à la place de la
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nement automatique.
Le porte-outil 4 comporte un boîtier oblong 21 qui peut être fixé en position sur la table de travail 3 au moyen d'un dispositif de serrage. Dans le boîtier 21 est montée sans jeu une broche porte-outil 22 sur laquelle est clavetée une roue à vis sans fin 23 (figure 5) qui, par l'intermédiaire d'un arbre de vis sans fin non représenté, est accouplée à l'arbre d'entraînement 24 d'un moteur pas à pas 25 monté sur le boîtier
21 et réuni à un réducteur .
La broche porte-outil 22 est, à une extrémité, munie d'un cône normal 26 dans lequel peut être engagé un outil rotatif non représenté sur le dessin, par exemple une tête porte-lame, qui est ensuite fixé au moyen d'une vis 27.
Sur l'arbre d'entraînement 24 du moteur pas à pas-
25 est également monté un dispositif d'amortissement et d'égalisation 20 dont la structure est expliquée ci-après.
Dans le mode de réalisation selon les figures 6,7, le dispositif d'amortissement et d'égalisation comporte une douille 29 qui est munie d'une bride annulaire 28 venue d'une seule pièce et qui, au moyen d'une clavette 30. est raccordée fixée en rotation à l'arbre d'entraînement 15 ou 24. Concentriquement à la douille 29 est disposée une masse d'inertie sous la forme d'un disque annulaire 31 qui est également muni d'une bride annulaire 32 située à distance axiale par rapport
à la bride annulaire 28 de la douille 29.
Le disque annulaire 31 en acier est raccordé à la douille 29 par l'intermédiaire d'un dispositif d'accouplement qui, sous l'action de couples d'accélération angulaires, permet une rotation relative limitée et freinée du disque annulaire
31 par rapport à la douille 29 et par conséquent à l'arbre d'entraînement 15 et 24.
Ce dispositif d'accouplement comporte, dans le mode de réalisation selon la figure 6, un organe élastique sous la forme d'une pièce annulaire métallo-caoutchouc 33 qui, au moyen de boulons filetés 34,est fixé sur la bride annulaire
28 do la douille 29, et qui est par contre, par d'autres boulons filetés décalés* 27, raccordé à l'autre bride annulaire
32 du disque annulaire 31, ce disque annulaire 31 étant fixé axialement par rapport à la douille 29 au moyen d'écrous 36.
Dans le mode de réalisation selon la figure 7, les deux brides annulaires 28, 32 de la douille 29 et du disque annulaire 31 sont mutuellement raccordées par des pièces cylindriques métallo-caoutchouc en forme de tampons qui sont, d'une part, au moyen de tétons filetés rapportés par vulca-
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liaison axiale entre les deux brides annulaires 28, 32.
Les pièces métallo-caoutchouc 37 sont disposées à des distances déterminées régulières le long du cercle primitif des boulons filetés 35a par exemple de façon que les boulons filetés 35a de pièces métallo-caoutchouc voisines 37 forment
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et d'amortissement 20 agit en tant que masse d'inertie d'un système oscillant, tandis que les éléments métallo-caoutchouc
33 et 37 constituent un organe élastique ayant une constante de rappel déterminée dans ce système oscillant. Le frottement interne des parties en caoutchouc des éléments métallo-caoutchouc 33 et 37 produit un certain amortissement. La fréquence propre de ce système oscillant est, par un choix judicieux
de la masse du disque annulaire 32 et de la grandeur de la constante de rappel des éléments métallo-caoutchouc 33 et 37, accordée à la fréquence d'oscillation en torsion de l'arbre d'entraînement correspondant 15 et 24 de façon qu'elle se situe par exemple à 80% d'une fréquence d'oscillation en torsion
de l'arbre d'entraînement, comme cela est illustré à la figure 11 dans laquelle l'amplitude indiquée (en volt d'un appareil de mesure électrique) est illustrée en 40 en fonction de la fréquence de l'oscillation en torsion du système d'entraînement constitué par le moteur pas à pas, la transmission et l'arbre d'entraînement..A l'inverse de la courbe d'oscillation 40 reproduisant les conditions sans dispositif d'amortissement et d'égalisation, les courbes 40a, 40b, 40c reproduisent les courbes d'oscillation propres du dispositif d'amortissement et d'égalisation 20 telles qu'elles apparaissent dans le mode de réalisation selon les figures 6 et 7 en cas de constantes de rappel différentes des pièces métallo-caoutchouc 33 et 37.
En superposant la courbe 40 à l'une des courbes
40a à 40c on peut voir que les oscillations en torsion de l'arbre d'entraînement sont fortement diminuées.
Par ailleurs, le disque annulaire 31, en cas d'une fréquence qui par exemple s'écarte sensiblement de plus de
20% de la fréquence d'oscillation propre, agit pratiquement en tant que volant, ce qui a pour effet d'amortir les rotations saccadées, provoquées par le déplacement par petites étapes du moteur pas à pas 12 et 25, de l'arbre d'entraînement 15 et 24.
Le dispositif d'égalisation et d'amortissement qui vient d'être décrit fonctionne sans usure.
Dans le mode de réalisation selon la figure 8 sur laquelle les pièce ; correspondantes sont revêtues des mêmes signes de référence que sur les figures 6, 7, le disque annulaire 31 avec sa bride annulaire 32 disposée au centre, est ici placé directement sur la bride annulaire 28 de la douille
29 réalisée en forme de disque. Dans la périphérie de la douille 29 est aménagée une gorge annulaire 41 dans laquelle est engagée une bague fendue 42 en un matériau réduisant
le frottement et l'usure, par exemple en polytétrafluoroéthylène. Dans un espace intermédiaire compris entre la bague
42 et la surface frontale interne de la bride annulaire 32
du disque annulaire 31 est inséré sous précontrainte un anneau torique élastique 43 qui est maintenu par une rondelle 44 reposant sur la bride annulaire 32 et qui est elle-même
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gorge annulaire' correspondante de la douille 29.
Sensiblement analogue est le mode de réalisation selon la figure 9 dans lequel sur le côté droit, on prévoit uniquement, à la place de l'anneau torique 43, un anneau élastique 43a de
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externe, est raccordé à la bride annulaire 32 du disque annulaire 31, par exemple par vulcanisation.
Dans ce mode de réalisation, comme on peut le voir
sur le côté gauche de la figure 9. on a inséré entre la douille
29 et le disque annulaire 31 une bague d'étanchéité 46 qui, au niveau'de sa surface périphérique externe, est fixée sur une paroi correspondante du disque annulaire 31, mais qui pourrait également être, par sa surface périphérique interne, ancrée fixée en rotation sur une surface cylindrique correspondante de la douille 29. La bague d'étanchéité 46 porte, de façon connue, des moyens élastiques pouvant être par exemple réalisés sous la forme d'une lame de ressort qui, sur le cOté opposé à la surface de fixation, s' appuie à chaque fois contre une surface cylindrique, c'est-à-dire contre une surface cylindrique de la douille 29 ou contre une surface cylindrique du disque annulaire 31.
Tandis que dans les modes de réalisation selon les figures 6, 7, le disque annulaire 31 ne peut pas glisser par rapport à la douille 29, dans les modes de réalisation selon les figures 8, 9, le disque annulaire 31, en cas d'apparition de fortes valeurs d'accélération angulaire, c'est-à-dire sous l'action de couples d'accélération angulaires suffisamment grands, peut tourner en permanence vis-à-vis de la douille
29. Lors de ce glissement du disque annulaire 31 par rapport à la douille 29 intervenant pendant les phases d'accélaration et de décélération du mouvement rotatif irrégulier de l'arbre d'entraînement 15 et 24, il se produit sur les "surfaces de
<EMI ID=23.1> figures 8, 9 entre la bague 42 et les anneaux éléstiques 43,43a <EMI ID=24.1> voisine de la lame de ressort 48 un mouvement , freiné par frottement sous l'effet duquel ce système oscillant'est soumis
à un amortissement qui conduit à une autre égalisation du mouvement de rotation de l'arbre d'entraînement. L'usure produite au cours de ce déplacement avec'frottement est relativement petite; cette usure peut être ramenée à un minimum par l'emploi de bagues 42 la réduisant ou par la conception
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Par un dimensionnement approprié de la précontrainte ainsi que par un choix judicieux du matériau des bagues élastiques 43, 43a ou de la bague d'étanchéité 46 et de ses lames de ressort 48,on peut introduire n'importe quelle constante de rappel voulue ainsi que n'importe quel amortissement approprié dans le système oscillant.Par ailleurs, le dispositif d'amortissement et d'égalisation 20 selon les figures 8 à 10 agit de la même façon que celle qui a été illustrée à l'aide des courbes d'oscillation 40 et 40a -
40c dans le diagramme selon la figure 10.
Pour modifier la masse d'inertie du disque annulaire
31, on peut placer sur ce dernier des anneaux supplémentairesde
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31 les uns à côté des autres.
L'appui .axial du disque annulaire 31 vis-à-vis de la douille 29 ne doit pas non plus toujours s'effectuer au moyen d'une bride annulaire sur la douille 29, mais le disque annulaire 31 peut également s'appuyer axialement contre des éléments du boîtier 13 ou du boîtier du moteur pas à pas 12.
Dans ce qui précède, on a décrit une affûteuse d'outils dans laquelle, comme déjà mentionné, les dispositifs d'amortissement et d'égalisation 20 sont uniquement associés au système d'entraînement de la première table de machine 2 et à la broche porte-outil 22. Bien entendu, les disnositifs de
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l'affûteuse d'outils pourraient être équipés de ces systèmes
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d'amortissement et d'égalisation, de même qu'on pourrait également envisager des modes de réalisation dans lesquels par exemple seulement le système d'entraînement pas à pas de la
i <EMI ID=29.1>
sement et d'égalisation 20.
Dans le mode de réalisation représenté de la nouvelle affûteuse d'outils, le dispositif d'amortissement et d'égalisation 20 repose à chaque fois sur l'arbre d'entraînement
15 ou 24 qui constitue en même temps l'arbre de sortie du
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que l'on pourrait également imaginer des modes de réalisation dans lesquels le dispositif d'amortissement et d'égalisation
20 serait placé à un autre endroit dans le trajet de transmission et dans lesquels par exemple il serait placé directement sur l'arbre du moteur pas à pas, c'est-à-dire devant l'entrée du réducteur y associé.
Il est en principe avantageux que le dispositif d'amortissement et d'égalisation soit disposé sur un arbre qui tourne avec la plus grande vitesse de rotation possible.
REVENDICATIONS
1
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pour outils de tournage ou analogues, comportant une broche porte-outil montée rotative et conçue pour recevoir un outil
à affûter, et un dispositif diviseur entraîné qui fait progresser automatiquement la broche avec l'outil à chaque fois d'au
moins une division de couoe et qui est disposé sur une première table de machine déplaçable longitudinalement et/ou en rotation et auquel est associée une deuxième table de Machine entraînée portant la meule, la broche porte-outil et au moins la tabla
de machine portant cette dernière étant, par l'intermédiaire
d'une transmission sans jeu à démultiplication appropriée, accoupléesdirectement à un moteur pas à pas électrique, caractérisée par le fait qu'à un arbre d'entraînement du dispositif diviseur et /ou d'au moins une des tables de la machine est
accouplée une masse d'inertie accordée à la fréquence de
résonance en torsion de chaque système d'entraînement, cet accouplement étant assuré au moyen d'un dispositif d'accouplement
qui, sous l'effet des couples d'accélération angulaire, permet
un mouvement de rotation relatif freiné de la masse d'inertie
par rapport à l'arbre d'entraînement.
<EMI ID = 1.1>
The present invention relates to a sharpener for blades of rotary cutting tools and for turning tools or the like, comprising a tool-losing spindle mounted to rotate and designed to receive a sharpening tool, and a driven dividing device which automatically advance the spindle with the tool each time by at least one cutting division and which is dispcsé, on a first table movable longitudinally and / or rotary and with which is associated a second driven table carrying the grinding wheel, the tool spindle and at least the table supporting it being, by means of a transmission without; had to
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electric step by step.
The patent application R.F.A. 2,641,568 discloses, for example, a tool sharpener, the associated dividing device of which is, via an appropriate gear transmission, directly driven by an electric stepping motor. The advantage of this drive lies in the fact that, by an adequate design of the transmission and the stepping motor, it is possible, by simple means, to obtain an exactly defined precision and the desired magnitude of the exact positioning of each sharpening blade of the tool installed on the tool holder spindle, since the stepper motor advances the spindle each time in small exactly determined increments.
Due to the movement in small steps of the stepper motor, the movement of the tool spindle driven by the latter is to a certain point jerky, which is of course also valid if a longitudinal or circular carriage is driven by such a stepper motor. This jerky drive movement is, by the great reduction of the transmission and by an electronic control suitable for the stepping motor, kept within sufficiently low limits that it does not affect the work of the sharpening machine d 'tools.
<EMI ID = 3.1>
However, the necessary cation and the control electronics for the stepper motor are significant costs.
<EMI ID = 4.1>
which the tool spindle and to the monk the longitudinal carriage carrying the latter are driven by stepping motors via transmissions, the present
<EMI ID = 5.1>
compensate for the jerky drive movements caused by the stepping motors, without having to impose conditions that are too severe with regard to the absence of play in the transmissions and the control electronics.
<EMI ID = 6.1>
according to the invention is characterized in that at a
drive shaft of the dividing device and / or at least one of the machine tables is coupled to a mass of inertia tuned to the torsional resonant frequency of each drive, this � coupling 'being ensured by means of a device allowing, under the effect of the angular acceleration torques, a braked relative rotation of the mass of inertia with respect to the drive shaft.
As the flywheel is coupled to the drive shaft by the coupling device so
that, under the effect of the angular acceleration torques, it can execute a relative movement braked with respect to the drive shaft, we arrive that the points of the angular acceleration are cut and that consequently the displacement jerky caused by the stepper motor be equalized.
In a preferred embodiment, the coupling device comprises at least one elastic coupling member in rotation connecting the inertia mass to the drive shaft. Therefore, the mass of inertia acts as the oscillating mass of the oscillating system-drive system / mass of inertia coupled to it -, having a specific natural frequency. By a judicious choice of the magnitude of the mass of inertia and the restoring constant of the elastic coupling member, this natural frequency can be tuned so that it is for example at 80% of a frequency torsional oscillation of the drive shaft and therefore it dampens the torsional oscillations of this frequency.
The damping of this torsional oscillation frequency means that the torsional oscillations of the drive shaft are greatly reduced and, therefore, can no longer have a detrimental effect on the result of the sharpening.
Furthermore, in the event of another pitch or oscillation frequency of the drive shaft or in the event of a frequency which, for example, deviates by more than 20% from the natural oscillation frequency, the mass of inertia acts like a real flywheel which, by a momentary accumulation and restitution of energy, produces a uniformization of the rotational movement of the drive shaft.
If the coupling device comprises at least one coupling member frictionally connecting the drive shaft to the inertia mass, a damping is introduced into the oscillating system which is caused by the sliding friction between the coupling member and the drive shaft and by which an even faster reduction of the torsional oscillations generated is produced.
We can in principle also consider use cases in which the mass of inertia is only,
by means of such a friction coupling member, coupled to the drive shaft, that is to say that there is no significant return constant. With such an arrangement, an equalization of the rotational movement of the drive shaft is obtained by the fact that, during the acceleration and deceleration phases of the stepper drive system of the shaft, the latter slides against the mass of inertia so that during these displacement phases, a braking effect is exerted on the drive shaft, while on the other hand during the fractions of the displacement which are carried out at constant speed, one obtains a rigid coupling between the inertia mass and the drive shaft.
A very simple and space-saving embodiment is obtained by producing the mass of inertia in the form
an annular disc which, via the coupling device, is connected to a coaxial sleeve fixed in rotation to the drive shaft and against which it comes to bear axially at least on one side.
The rotating elastic member may be a metal-rubber part placed between the annular disc and the sleeve, but, in place of this part, a certain number of metal-rubber parts can also be provided between the annular disc and the sleeve. evenly distributed over an arc.
This embodiment has the advantage that it is simple and inexpensive to manufacture, that it operates absolutely without wear and that consequently it does not affect the efficiency of the drive.
In another embodiment, the annular disc can be coupled to the sleeve via a sealing ring which, by means of an elastic member, is frictionally coupled to a cylindrical surface of the annular disc and / or the socket. In the event of a relative movement of extreme amplitude between the inertia mass and the drive shaft, the sealing ring allows movement
relative sliding determined with respect to the drive shaft so that an additional friction is produced and therefore damping. Despite this, the entire device undergoes very little wear; it also has the advantage that depending on the frequency of torsional oscillations or the irregularity of the rotational movements of the drive shaft, -there may occur very large relative movements between the mass of inertia and the drive shaft without affecting the rotation of the assembly of said device.
The inherent elasticity of the sealing ring produces in this case the return constant already explained in the oscillating system.
In an essentially analogous embodiment,
the annular disc can, by means of an annular flange,
be axially supported on a coaxial annular flange
of the sleeve, in which case, a preloaded elastic ring carrying out a friction coupling with respect to the sleeve is inserted between the latter and the internal front wall of the annular flange, of the disc. This elastic ring can bear radially against a ring made of a material
<EMI ID = 7.1>
It is advantageous in such a case that the elastic ring is an O-ring 'inserted in an annular groove with an open edge disposed on the annular flange of the annular disc.
To allow tuning to an appropriate resonant frequency or other step frequency, it is advantageous that the effective moment of inertia of the flywheel can be changed relative to the drive shaft. This can be done by the fact that other rings are placed externally on the inertia mass produced in the form of an annular disc or '} the these rings are placed on the aforementioned bushing by means of coupling
associated with it.
For identical reasons, it is also advantageous for the coupling device to be adjustable. In the aforementioned device comprising several metallo-rubber elements distributed along a circle, this adjustment can for example be carried out by modifying the number of metallo-rubber elements or by using such elements of different dimensions or hardnesses and having by therefore constants
With the embodiment with the sealing ring, different rings can be used having different diameter adjustments between the sealing ring and the outer annular disc, while with the embodiment with the preloaded ring having the elasticity of the rubber, the cross section and / or the preload of the ring can be varied.
The invention will be better understood with the aid of the description of embodiments taken as examples, but not limiting, and illustrated by the appended drawing, in which:
<EMI ID = 8.1>
a tool sharpener according to the invention; Figure 2 shows schematically and in view <EMI ID = 9.1> Figure 3 shows on another scale, in side view and in partial section, the drive system of the tool holder table of the sharpener according to Figure 1 ; <EMI ID = 10.1>
Lateral, and in partial cross-section, the system
<EMI ID = 11.1>
according to Figure 1; Figure 5 shows in another side view and in partial axial section, the drive system according to Figure 4;
Figures 6 and 7 show, on another scale, in side view and respectively in axial section, two embodiments of the damping and equalization devices for the tool sharpener according to Figure 1;
Figures 8 and 9 show respectively in views
<EMI ID = 12.1>
other embodiments of two damping and equalizing devices for the tool sharpener according to FIG. 1; FIG. 10 is a diagram illustrating the action of the damping and equalization devices on the sharpener according to FIG. 1.
The tool sharpener shown in Figures 1 and
2 comprises an upright 1 on which is movably mounted a first machine table 2 produced in the form of a longitudinal carriage. The longitudinal carriage 2 carries a work table 3 on which a workpiece holder 4 is installed.
Laterally next to the first machine table 2
<EMI ID = 13.1>
second machine table 5 made in the form of a transverse carriage and on which is fixed a column 6 carrying a grinding wheel head 7 whose grinding wheel is shown diagrammatically at 8. The grinding wheel 8 is driven by an electric motor 9; adjustment
of the second machine table 5 is effected by means of a handle 10. Another handle 11 allows the height adjustment of the grinding wheel holder 7.
The driving of the first machine table 2 is ensured by a stepping motor 12 which, in connection with a reduction gear not shown in detail, is fixed by flange to a housing 13 (FIG. 3) which on its side is connected to the first machine table 2 by means of an angle iron 14. The stepping motor 12 drives, by means of a shaft 15 and a claw-free coupling 16, an intermediate shaft 17 rotatably mounted in-box 13 and which, '- of its
<EMI ID = 14.1>
associated with it is fixed at the amount 1.
On the drive shaft 15 is mounted an equalization and damping device 20, the structure of which will be explained in detail using FIGS. 6-11.
The second machine table 5 can also be driven in principle in an identical manner if, instead of the
<EMI ID = 15.1>
automatic.
The tool holder 4 comprises an oblong housing 21 which can be fixed in position on the work table 3 by means of a clamping device. In the housing 21 is mounted without play a tool spindle 22 on which is keyed a worm wheel 23 (Figure 5) which, via a worm shaft not shown, is coupled to the drive shaft 24 of a stepper motor 25 mounted on the housing
21 and joined to a reducer.
The tool-holder spindle 22 is, at one end, provided with a normal cone 26 into which can be engaged a rotary tool not shown in the drawing, for example a blade-holder head, which is then fixed by means of a screw 27.
On the drive shaft 24 of the stepper motor-
25 is also mounted a damping and equalization device 20, the structure of which is explained below.
In the embodiment according to Figures 6,7, the damping and equalization device comprises a socket 29 which is provided with an annular flange 28 coming from a single piece and which, by means of a key 30 is connected fixed in rotation to the drive shaft 15 or 24. Concentrically to the sleeve 29 is disposed a mass of inertia in the form of an annular disc 31 which is also provided with an annular flange 32 located at axial distance from
to the annular flange 28 of the sleeve 29.
The annular disc 31 of steel is connected to the bush 29 by means of a coupling device which, under the action of angular acceleration torques, allows a limited and braked relative rotation of the annular disc.
31 with respect to the bush 29 and therefore to the drive shaft 15 and 24.
This coupling device comprises, in the embodiment according to FIG. 6, an elastic member in the form of an annular metal-rubber part 33 which, by means of threaded bolts 34, is fixed to the annular flange
28 do the socket 29, and which is on the other hand, by other offset threaded bolts * 27, connected to the other annular flange
32 of the annular disc 31, this annular disc 31 being fixed axially with respect to the bush 29 by means of nuts 36.
In the embodiment according to FIG. 7, the two annular flanges 28, 32 of the sleeve 29 and of the annular disc 31 are mutually connected by cylindrical metal-rubber parts in the form of buffers which are, on the one hand, by means threaded nipples reported by vulca-
<EMI ID = 16.1>
<EMI ID = 17.1>
<EMI ID = 18.1>
axial connection between the two annular flanges 28, 32.
The metallo-rubber parts 37 are arranged at regular determined distances along the pitch circle of the threaded bolts 35a for example so that the threaded bolts 35a of neighboring metallo-rubber parts 37 form
<EMI ID = 19.1>
<EMI ID = 20.1>
and damping 20 acts as a mass of inertia of an oscillating system, while the metal-rubber elements
33 and 37 constitute an elastic member having a return constant determined in this oscillating system. The internal friction of the rubber parts of the metallo-rubber elements 33 and 37 produces a certain damping. The natural frequency of this oscillating system is, by a judicious choice
the mass of the annular disc 32 and the magnitude of the restoring constant of the metallo-rubber elements 33 and 37, given to the frequency of torsional oscillation of the corresponding drive shaft 15 and 24 so that it is for example at 80% of a torsional oscillation frequency
of the drive shaft, as illustrated in Figure 11 in which the amplitude indicated (in volts of an electrical measuring device) is illustrated at 40 as a function of the frequency of the torsional oscillation of the system drive consisting of the stepping motor, the transmission and the drive shaft. Unlike the oscillation curve 40 reproducing the conditions without damping and equalization device, the curves 40a, 40b, 40c reproduce the proper oscillation curves of the damping and equalization device 20 as they appear in the embodiment according to FIGS. 6 and 7 in the event of different return constants of the metal-rubber parts 33 and 37.
By superimposing curve 40 on one of the curves
40a to 40c it can be seen that the torsional oscillations of the drive shaft are greatly reduced.
Furthermore, the annular disc 31, in the event of a frequency which for example deviates substantially more than
20% of the natural oscillation frequency, acts practically as a flywheel, which has the effect of damping the jerky rotations, caused by the displacement in small stages of the stepper motor 12 and 25, of the shaft d 15 and 24.
The equalization and damping device which has just been described operates without wear.
In the embodiment according to Figure 8 in which the parts; corresponding are coated with the same reference signs as in Figures 6, 7, the annular disc 31 with its annular flange 32 disposed in the center, is here placed directly on the annular flange 28 of the sleeve
29 made in the form of a disc. In the periphery of the sleeve 29 is provided an annular groove 41 in which is engaged a split ring 42 made of a reducing material
friction and wear, for example in polytetrafluoroethylene. In an intermediate space between the ring
42 and the internal front surface of the annular flange 32
of the annular disc 31 is inserted under prestressing an elastic O-ring 43 which is held by a washer 44 resting on the annular flange 32 and which is itself
<EMI ID = 21.1>
corresponding annular groove of the sleeve 29.
Substantially similar is the embodiment according to FIG. 9 in which, on the right side, only an elastic ring 43a is provided instead of the O-ring 43
<EMI ID = 22.1>
external, is connected to the annular flange 32 of the annular disc 31, for example by vulcanization.
In this embodiment, as can be seen
on the left side of figure 9. we inserted between the socket
29 and the annular disc 31 a sealing ring 46 which, at its external peripheral surface, is fixed to a corresponding wall of the annular disc 31, but which could also be, by its internal peripheral surface, anchored fixed in rotation on a corresponding cylindrical surface of the sleeve 29. The sealing ring 46 carries, in a known manner, elastic means which can, for example, be produced in the form of a spring leaf which, on the side opposite to the fixing surface , s' is pressed each time against a cylindrical surface, that is to say against a cylindrical surface of the sleeve 29 or against a cylindrical surface of the annular disc 31.
While in the embodiments according to FIGS. 6, 7, the annular disc 31 cannot slide relative to the bush 29, in the embodiments according to FIGS. 8, 9, the annular disc 31, in the event of appearance of high angular acceleration values, that is to say under the action of sufficiently large angular acceleration torques, can continuously rotate with respect to the socket
29. During this sliding of the annular disc 31 relative to the sleeve 29 occurring during the phases of acceleration and deceleration of the irregular rotary movement of the drive shaft 15 and 24, it occurs on the "surfaces of
<EMI ID = 23.1> Figures 8, 9 between the ring 42 and the elastic rings 43,43a <EMI ID = 24.1> close to the leaf spring 48 a movement, braked by friction under the effect of which this oscillating system is submitted
to a damping which leads to another equalization of the rotational movement of the drive shaft. The wear produced during this displacement with friction is relatively small; this wear can be reduced to a minimum by the use of rings 42 reducing it or by the design
<EMI ID = 25.1>
By an appropriate dimensioning of the prestressing as well as by a judicious choice of the material of the elastic rings 43, 43a or of the sealing ring 46 and of its spring leaves 48, one can introduce any desired constant of return as well as any suitable damping in the oscillating system. Furthermore, the damping and equalizing device 20 according to FIGS. 8 to 10 acts in the same way as that which has been illustrated with the aid of the oscillation curves. 40 and 40a -
40c in the diagram according to FIG. 10.
To modify the mass of inertia of the annular disc
31, additional rings can be placed on it
<EMI ID = 26.1>
31 next to each other.
The axial support of the annular disc 31 with respect to the socket 29 also does not always have to be carried out by means of an annular flange on the socket 29, but the annular disc 31 can also be supported axially. against elements of the housing 13 or of the stepping motor housing 12.
In the foregoing, a tool sharpener has been described in which, as already mentioned, the damping and equalizing devices 20 are only associated with the drive system of the first machine table 2 and with the spindle holder -tool 22. Of course, the devices of
<EMI ID = 27.1>
the tool sharpener could be fitted with these systems
<EMI ID = 28.1>
damping and equalization, just as one could also envisage embodiments in which for example only the stepping drive system of the
i <EMI ID = 29.1>
and equalization 20.
In the illustrated embodiment of the new tool sharpener, the damping and equalizing device 20 rests each time on the drive shaft
15 or 24 which at the same time constitutes the output shaft of the
<EMI ID = 30.1>
that one could also imagine embodiments in which the damping and equalization device
20 would be placed at another location in the transmission path and in which, for example, it would be placed directly on the shaft of the stepping motor, that is to say in front of the input of the associated reducer.
It is in principle advantageous for the damping and equalization device to be arranged on a shaft which rotates with the highest possible rotation speed.
CLAIMS
1
<EMI ID = 31.1>
for turning tools or the like, having a tool-holder spindle rotatably mounted and adapted to receive a tool
to be sharpened, and a driven dividing device which automatically advances the spindle with the tool each time by
less a couoe division and which is arranged on a first machine table movable longitudinally and / or in rotation and with which is associated a second table of driven machine carrying the grinding wheel, the tool spindle and at least the tabla
of machine carrying the latter being, via
a gearless transmission with suitable reduction ratio, directly coupled to an electric stepper motor, characterized in that a drive shaft of the dividing device and / or at least one of the machine tables is
coupled a mass of inertia tuned to the frequency of
torsional resonance of each drive system, this coupling being ensured by means of a coupling device
which, under the effect of angular acceleration torques, allows
a braked relative rotational movement of the mass of inertia
relative to the drive shaft.