Appareil à écorcer les billes ou grumes de bois La présente invention se rapporte à un appareil à écorcer les billes ou grumes de bois comprenant plusieurs organes montés sur une bague, lesdits organes présentant des outils d'écorçage en contact avec une bille disposée dans ladite bague et desti nés à opérer l'enlèvement de l'écorce lors de la rotation de la bague par rapport à la bille.
On connait de nombreux types d'outils à écorcer utilisés commercialement et dans les années récen tes des spécialistes ont pensé améliorer le rende ment d'enlèvement de l'écorce de ces machines par une meilleure fixation des outils d'écorçage, c'est- à-dire en améliorant le système de l'appui de ceux- ci contre la pièce à travailler, en tenant compte des dimensions usuelles des grumes ou billes de bois, assez étendues.
Dans les différents dispositifs con nus construits à cet effet, les spécialistes avaient basé leurs dessins sur l'hypothèse que les outils devaient être poussés avec plus de force sur une grosse bille que sur une petite. Il semble que la rai son de cette façon de procéder soit due à ce que l'on admet que, pour une vitesse de rotation cons tante de l'anneau, on doit appliquer les outils avec une plus grande force de pression contre les billes d'un plus grand diamètre parce que la vitesse péri phérique des outils autour d'une bille de grande dimension est supérieure à la vitesse périphérique des outils autour d'une bille de plus petit diamètre.
En d'autres termes, on a jusqu'à présent admis comme évident que pour une vitesse donnée de l'anneau la force d'application des outils contre les billes doit varier en rapport direct avec le diamè tre de la bille soumise à l'opération d'écorçage. Il est bien connu que, dans les dispositifs d'écorçage de type connu, les outils, soit laissent subsister une partie de l'écorce sur les billes, soit mordent en dessous de la couche cambium en endommageant le bois proprement dit.
On a constaté, qu'au lieu de varier la force de serrage des outils, il y a intérêt à maintenir celle-ci sensiblement constante pour toutes les dimensions des billes, depuis environ 75 mm de diamètre jus qu'à approximativement 65 cm de diamètre.
Il a été prouvé, par l'expérience et la pratique réelle, que, en tenant compte de ces considérations l'écor- çage des grosses billes n'est pas sensiblement plus difficile à réaliser que l'écorçage d'une bille d'un diamètre inférieur, et que, au lieu d'un compromis entre appliquer moins de force pour les petites bil les et plus de force pour les grosses billes, l'appli cation d'une force constante et continue de serrage des outils permet un écorçage beaucoup- plus effi cace, sans risque d'endommagement du bois.
On a également constaté que si la force d'application totale convient, par exemple, à des billes. de 15 cm de diamètre, elle conviendra aussi bien pour des billes. de par exemple 60 cm de diamètre.
L'invention se propose, par conséquent, de réa liser un appareil d'écorçage à bague rotative dans lequel les outils se trouvent maintenus sur la pièce de travail correspondante par des forces sensible ment constantes et ce, dans toute l'étendue des dimensions des billes pour lesquelles l'appareil a été construit.
Le dessin annexé représente, à titre d'exemple, une forme d'exécution de l'appareil objet de l'in vention et une variante la fig. 1 est une vue en élévation, partiellement découpée, de ladite forme d'exécution de l'appareil à écorcer ; la fig. 2 est une vue partielle, à plus grande échelle, prise suivant la ligne générale 2-2 de la fig. 1, représentant les outils appliqués sur leur pièce de travail au moyen d'un organe élastique à fonctionnement continu ; la fig. 3 est une vue en coupe de détail suivant la ligne 3-3 de la fig. 2 ;
la fig. 4 est üne vue en regardant du côté opposé de l'appareil relativement à celui représenté à la fig. 2, et représentant les contrepoids des outils ; la fig. 5 est une vue en coupe de détail, suivant la ligne générale 5-5 de la fig. 4, représentant l'un des galets de support de l'anneau rotatif ; la fig. 5a est une vue schématique représentant la variation du bras de levier effectif à travers lequel la force de serrage de l'outil est appliquée dans les différentes positions des outils ;
la fig. 6 est une vue correspondant de façon générale à celle de la fig. 2, à plus grande échelle, représentant une variante du dispositif de serrage de l'outil à l'aide de ressorts ; la fig. 7 est une vue de détail, à plus grande échelle, de l'un des dispositifs d'application à res sort et les différentes. connexions pour la transmis sion de la force correspondante aux outils, et la fig. 8 est une vue schématique représentant la façon de transmettre cette force aux outils d'écor- çage.
On se reportera tout d'abord aux fig. 1 à 5a, représentant un appareil d'écorçage à bague, en combinaison avec exclusivement un mécanisme d'alimentation des billes 10 et un mécanisme de sortie des billes. 11. L'appareil à écorcer pro prement dit étant indiqué par la référence globale D, fig. 1. Un moteur 12 (fia. 2) entraîne la bague de l'écorceur à l'aide d'un système qui sera décrit dans la suite tandis qu'un moteur 13 entraîne les dits mécanismes d'avancement et d'évacuation des billes 10 et 11.
En se reportant plus particulièrement aux fig. 2-3 et 4, on voit que l'appareil à écorcer D com prend une bague formée par une paire de plateaux espacés l'un de l'autre 14 montés sur des galets à gorges 16 prévus sur un bâti formé par des plaques 17 et 18 montées elles-mêmes dans un cadre vertical 19, qui les supporte. Le moteur 12 entraîne l'arbre intermédiaire 24 à l'aide d'une courroie trapézoï dale 26.
La bague et les plaques 17 et 18 sont montées à déplacement vertical dans le cadre-support 19, ce déplacement étant réalisé à l'aide d'un cylindre à fluide sous pression 27 monté sur une traverse 28. Un étrier 29 repose sur une tige de piston 31 du cylindre, reliée, à son tour, par des tiges 32, à l'en semble du mécanisme comprenant les plaques 17 18 et la bague de rotation. On peut ainsi adapter le mécanisme aux billes de différents diamètres, sans qu'on soit obligé de soulever ou abaisser les mécanismes d'avancement et de sortie 10 et 11.
Des outils d'écorçage 33 sont montés sur l'extré mité externe de bras 34 fixés sur des tiges indi quées en 36, ces tiges passant à travers les deux bagues 14 et étant destinées à tourner dans celles- ci sur des supports ou paliers appropriés indiqués en 37. Les, bras 34 présentent une inclinaison côté alimentation des grumes, de sorte que, à mesure qu'une bille s'approche de la bague, les bras s'écar tent vers l'extérieur pour recevoir la bille.
Un contrepoids 38 est monté sur chaque bras 34 en face du point de pivotement formé par la tige 36. Les contrepoids 38 sont calculés de façon à exercer une force sur les bras 34 et de là sur les outils 33 annulant ainsi la variation de pression de travail des outils 33 due au rapport force cen- trifuge-poids des bras 34 et outils 33à mesure de la rotation de la bague. Des butées 39 sont prévues sur lesquelles viennent s'appliquer les extrémités externes des bras porte-contrepoids, afin de limiter ainsi le mouvement vers l'intérieur des bras.
A l'extrémité opposée de chaque tige 36, c'est- à-dire côté alimentation de la machine, se trouve fixé un bras 41. Ces bras 41 portent des galets ou rouleaux 42 à leurs extrémités externes, montés sur des paliers appropriés, fixés de leur côté sur des axes 43 aux extrémités externes des bras. Un organe élastique sans fin 44 est tendu sur les galets 42 des extrémités des bras 41. Cet organe 44 pour rait être, par exemple, une longueur sans fin du type sandow ou câble de choc, utilisé comme câble d'absorption de choc dans les dispositifs d'atterrissage des avions.
Ce câble est généralement constitué par plusieurs cordes en caoutchouc et qui, étant tendues, constituent un organe de tension très efficace et de longue durée.
Il y a lieu de noter, en particulier, que l'organe élastique 44 tourne avec les bras 41 et la bague, contrairement à l'organe dont les extrémités sont fixées au bâti fixe.
Il y a également lieu de noter que le rapport des bras 41 et des bras 34 des outils - lesquels sont tous deux fixés sur les tiges 36 - est tel que à mesure que le diamètre de la bille L augmente, l'action effective de levier exercé sur les bras 34. par l'organe tendeur 44 diminue.
Lorsque les différents éléments se trouvent dans la position indiquée par des traits pleins (fig. <I>5-a),</I> qui correspond à la position pour une bille de petites dimensions, le bras de levier effectif est indiqué par la ligne 46. On notera que la force de l'organe 44 est dirigée radialement vers l'intérieur dans toutes les positions des éléments. Lorsqu'une grosse bille Li se trouve dans l'appareil, les parties se. déplacent vers la position de la fig. 5a indiquée par des lignes en pointillé. Dans ce cas, le bras de levier effectif appliquant les outils contre la pièce à tra vailler est indiqué par la ligne 47.
On voit ainsi que, alors que la force totale de l'organe 44 augmente du fait que celui-ci se trouve plus tendu parl'insertion d'une grosse bille les longueurs des bras 34 et 41 sont proportionnés de telle sorte que la force opé rante des outils reste sensiblement la même, quel que soit le diamètre de la bille, de la plus petite jusqu'à la plus grande susceptible d'être reçue dans la machine On se reportera maintenant aux fig. 6-7 et 8, qui représentent une variante de réalisation du sys tème exerçant une force sur les bras 34 des outils. Dans ce cas, on a prévu, des consoles 48, une pour chaque bras,
sur le côté de l'une des plaques 14, et qui constituent des sièges pour des ressorts à boudin 49. Un arbre 51, passant à travers chaque ressort 49, a une extrémité filetée extérieurement 52, qui porte une paire d'écrous de blocage 53. Le ressort entoure un élément cylindrique 54 qui empêche le ressort de s'affaisser. Sur ledit cylindre 54 est monté un organe coulissant 56. Un petit axe 57 passe à travers l'arbre 51 et repose sur le haut d'un rebord de l'organe 56 et coulisse, à son tour, dans des fentes 58 ménagées dans les parois laté rales du cylindre 54. L'organe 56 repose ainsi sur l'extrémité supérieure du ressort et le comprime entre l'organe 56 et la console 48,à mesure que le bras 51 se déplace vers l'intérieur.
L'extrémité inférieure de l'arbre 51 est fixée à pivotement en 59 au bras 61, lequel, à son tour, est relié pivotant en 62 à une console 63 prévue sur la plaque 14.
Des bras 64 fixés sur les axes 36 s'étendent extérieurement par rapport à ceux-ci. Une biellette 66 est connectée pivotante en 67 audit bras 64 et en 68 au bras 61. Il est clair que les contrepoids 38 précédemment décrits sont également utilisés dans cette variante de réalisation du dispositif et sont montés aux extrémités opposées des tiges ou axes 36, comme indiqué en pointillé en 38, aux fig. 6 et 7.
En se reportant à la fig. 8, on notera que, les différents éléments se trouvant dans les positions indiquées par les lignes à traits pleins, c'est-à-dire celles correspondant à la position indiquée par la ligne à traits pleins des fig. 6 et 7 et qui correspond à la position pour les bras 34 destinés à recevoir la bille de plus petit diamètre, l'effort de bras de levier sollicitant les, outils. à venir s'appliquer sur la bille reste constant.
En d'autres termes, lorsque les pièces se déplacent de la position en traits pleins, à la position en traits pointillés, la force totale exercée par le ressort s'accroît. Toutefois, le couple tendant à faire tourner les bras des outils peut être spécifié mathématiquement de la façon sui vante Le couple s'exerçant sur le bras des outils est égal à la longueur effective du bras de levier indi qué par la ligne 70, multipliée par la force exercée par le ressort 49, multipliée par la longueur du bras 69, divisée.
par la longueur du bras 69a, dans la posi tion indiquée en traits pointillés dans laquelle le ressort 49 étant comprimé exerce plus de force, le couple appliqué aux bras des outils est sensiblement égal à celui de la position indiquée en traits pleins, en raison de l'effet de réduction de couple du rap port de la longueur du bras 71 à la longueur du bras 71a. Dans les deux positions ci-dessus et dans toutes les positions intermédiaires, on néglige l'ef fet moindre de la faible variation du bras de levier effectif 70 due au déplacement du point 59 relati vement au point de pivotement 62.
Par conséquent, en établissant convenablement les longueurs des bras 61 et 64 et en mettant correctement en place le point de pivotement 59 sur le bras 61, on peut maintenir effectivement une force pratiquement constante sur les billes, quelles que soient les dimensions ou diamètres de celles-ci, pour toute la rangée de dimensions des billes pour laquelle l'ap pareil a été construit. On remarquera également que l'agencement des connexions décrit ci-dessus com prend au moins un point de pivotement flottant.
La description ci-dessus permet de comprendre facilement le mode de construction et de fonction nement de l'appareil. Dans le premier mode de réalisation, au lieu de fixer l'organe élastique 44 à une partie du bâti fixe, comme cela a été fait dans les appareils, connus jusqu'à présent, ledit organe est. prévu de façon à se déplacer d'une seule pièce avec l'anneau ou bague.
Ceci présente le grand avantage d'accroître presque indéfiniment la durée du câble amortisseur ou organe élastique 44, par comparai son avec les précédents types d'appareils dans les quels, cet organe est fixé à une partie fixe d'un bâti ou se déplace sur une poulie ou sur un galet monté sur une partie fixe de l'appareil.
Alors que les con trepoids 38 ne sont pas absolument indispensables, on a constaté qu'ils permettent néanmoins d'élimi- ner les pressions variables des outils en réponse au poids des outils combinés avec l'effet de la force centrifuge lors de la rotation de la bague.
Dans la variante de réalisation des fig. 6-7 et 8, le ressort 49 peut être choisi de façon à disposer d'une gamme assez étendue de différentes dimen sions de billes. En outre, la force exercée, par les ressorts peut être réglée au moyen des écrous 53 appliqués aux arbres filetés 51, en plus de la possi bilité d'introduire dans l'appareil, en proportion nant convenablement les longueurs des bras, toute force voulue ou nécessaire.
Dans la pratique, et en ce qui concerne l'écor- çage du pin à feuilles courtes ( pinus echinata ), à billes ou grumes variant de 7,5 cm à 66 cm envi ron de diamètre, on a constaté, que la force d'ap plication désirable des outils 33 sur les billes se trouve aux environs de 125 kg.
Dans la pratique réelle, et avec un appareil construit conformément aux fig. 1 à 5a, on a constaté que ledit appareil permet un écorçage intégral avec un très faible endommagement du bois proprement dit, dans tou tes les dimensions des billes. En outre, la présence des noeuds ou autres bouts saillants sur le tronc des grumes n'affecte pas, sensiblement la régula rité de l'écorçage. On doit attribuer cela principale- ment au fait que les outils s'adaptent rapidement à leurs positions de travail lorsqu'ils rencontrent ces saillies, en raison de leur faible inertie et au mode de serrage meilleur décrit.
Apparatus for debarking logs or logs of wood The present invention relates to an apparatus for debarking logs or logs comprising several members mounted on a ring, said members having debarking tools in contact with a log disposed in said ring and intended to operate the removal of the bark during the rotation of the ring relative to the ball.
We know many types of debarking tools used commercially and in recent years specialists have thought to improve the bark removal efficiency of these machines by better fixing the debarking tools, that is that is to say by improving the system of their support against the workpiece, taking into account the usual dimensions of logs or logs, quite extensive.
In the various known devices constructed for this purpose, specialists had based their drawings on the assumption that the tools had to be pushed with more force on a large log than on a small one. It seems that the reason for this way of proceeding is due to the assumption that, for a constant rotational speed of the ring, the tools must be applied with a greater pressure against the balls. 'a larger diameter because the peripheral speed of the tools around a large ball is greater than the peripheral speed of the tools around a ball of smaller diameter.
In other words, it has hitherto been accepted as obvious that for a given speed of the ring the force of application of the tools against the balls must vary in direct relation to the diameter of the ball subjected to the pressure. debarking operation. It is well known that, in debarking devices of known type, the tools either leave part of the bark on the logs, or bite below the cambium layer, damaging the wood itself.
It has been found that instead of varying the clamping force of the tools, it is advantageous to keep it substantially constant for all dimensions of the balls, from about 75 mm in diameter to approximately 65 cm in diameter. .
It has been proven, by experience and actual practice, that, bearing in mind these considerations debar- ing large logs is not appreciably more difficult to achieve than debarking a log from a smaller diameter, and that instead of a compromise between applying less force for small logs and more force for large logs, the application of a constant and continuous tool clamping force allows much debarking. - more effective, without risk of damage to the wood.
It has also been found that while the total application force is suitable, for example, for balls. 15 cm in diameter, it will also be suitable for balls. for example 60 cm in diameter.
The invention therefore proposes to provide a debarking apparatus with a rotating ring in which the tools are held on the corresponding workpiece by substantially constant forces and this, over the entire range of dimensions. balls for which the device was built.
The appended drawing shows, by way of example, an embodiment of the apparatus which is the subject of the invention and a variant in FIG. 1 is an elevational view, partially cut away, of said embodiment of the debarking apparatus; fig. 2 is a partial view, on a larger scale, taken along the general line 2-2 of FIG. 1, showing the tools applied to their workpiece by means of an elastic member with continuous operation; fig. 3 is a detailed sectional view taken along line 3-3 of FIG. 2;
fig. 4 is a view looking at the opposite side of the apparatus relative to that shown in FIG. 2, and representing the counterweights of the tools; fig. 5 is a detailed sectional view, taken along the general line 5-5 of FIG. 4, showing one of the support rollers of the rotating ring; fig. 5a is a schematic view showing the variation of the effective lever arm through which the tool clamping force is applied in the different positions of the tools;
fig. 6 is a view corresponding generally to that of FIG. 2, on a larger scale, showing a variant of the tool clamping device using springs; fig. 7 is a detailed view, on a larger scale, of one of the application devices to res sort and the different ones. connections for the transmission of the corresponding force to the tools, and fig. 8 is a schematic view showing how to transmit this force to the debarking tools.
We will first of all refer to FIGS. 1 to 5a, showing a ring debarking apparatus, in combination with exclusively a mechanism for feeding the balls 10 and a mechanism for exiting the balls. 11. The actual peeling device being indicated by the global reference D, fig. 1. A motor 12 (fia. 2) drives the ring of the debarker using a system which will be described below, while a motor 13 drives the said mechanisms for advancing and discharging the logs. 10 and 11.
Referring more particularly to FIGS. 2-3 and 4, it can be seen that the debarking apparatus D com takes a ring formed by a pair of plates spaced apart from one another 14 mounted on grooved rollers 16 provided on a frame formed by plates 17 and 18 mounted themselves in a vertical frame 19, which supports them. The motor 12 drives the intermediate shaft 24 by means of a V-belt 26.
The ring and the plates 17 and 18 are mounted for vertical displacement in the support frame 19, this displacement being carried out by means of a pressurized fluid cylinder 27 mounted on a cross member 28. A caliper 29 rests on a rod piston 31 of the cylinder, connected, in turn, by rods 32, to the assembly of the mechanism comprising the plates 17 18 and the rotation ring. The mechanism can thus be adapted to balls of different diameters, without having to raise or lower the advancement and exit mechanisms 10 and 11.
Debarking tools 33 are mounted on the outer end of arms 34 fixed on rods indicated at 36, these rods passing through the two rings 14 and being intended to rotate in them on suitable supports or bearings. indicated at 37. The arms 34 have an inclination on the log feed side, so that, as a log approaches the ring, the arms move outward to receive the log.
A counterweight 38 is mounted on each arm 34 opposite the pivot point formed by the rod 36. The counterweights 38 are calculated so as to exert a force on the arms 34 and hence on the tools 33 thus canceling out the pressure variation of work of tools 33 due to the centrifuge force-to-weight ratio of the arms 34 and tools 33 to measure the rotation of the ring. Stops 39 are provided on which are applied the outer ends of the counterweight arms, in order to thus limit the inward movement of the arms.
At the opposite end of each rod 36, that is to say on the supply side of the machine, an arm 41 is attached. These arms 41 carry rollers or rollers 42 at their outer ends, mounted on suitable bearings, fixed on their side on pins 43 at the outer ends of the arms. An endless elastic member 44 is stretched over the rollers 42 of the ends of the arms 41. This member 44 could be, for example, an endless length of the bungee cord or shock cable type, used as a shock absorption cable in vehicles. aircraft landing devices.
This cable is generally made up of several rubber cords which, being stretched, constitute a very efficient and long-lasting tension member.
It should be noted, in particular, that the elastic member 44 rotates with the arms 41 and the ring, unlike the member whose ends are fixed to the fixed frame.
It should also be noted that the ratio of the arms 41 and the arms 34 of the tools - both of which are attached to the shanks 36 - is such that as the diameter of the ball L increases, the effective lever action exerted on the arms 34. by the tensioning member 44 decreases.
When the various elements are in the position indicated by solid lines (fig. <I> 5-a), </I> which corresponds to the position for a small-sized ball, the effective lever arm is indicated by the line 46. It will be noted that the force of the member 44 is directed radially inwards in all the positions of the elements. When a large Li ball is in the device, the parts are. move to the position of fig. 5a indicated by dotted lines. In this case, the effective lever arm pressing the tools against the workpiece is indicated by line 47.
It can thus be seen that, while the total force of the member 44 increases due to the fact that the latter is more stretched by the insertion of a large ball, the lengths of the arms 34 and 41 are proportioned so that the force operates. rante of the tools remains substantially the same, whatever the diameter of the ball, from the smallest to the largest capable of being received in the machine. Reference will now be made to FIGS. 6-7 and 8, which represent an alternative embodiment of the system exerting a force on the arms 34 of the tools. In this case, we have planned, 48 consoles, one for each arm,
on the side of one of the plates 14, and which constitute seats for coil springs 49. A shaft 51, passing through each spring 49, has an externally threaded end 52, which carries a pair of locking nuts. 53. The spring surrounds a cylindrical member 54 which prevents the spring from sagging. On said cylinder 54 is mounted a sliding member 56. A small pin 57 passes through the shaft 51 and rests on the top of a rim of the member 56 and slides, in turn, in slots 58 formed in the side walls of the cylinder 54. The member 56 thus rests on the upper end of the spring and compresses it between the member 56 and the console 48, as the arm 51 moves inwardly.
The lower end of shaft 51 is pivotally attached at 59 to arm 61, which in turn is pivotally connected at 62 to a bracket 63 provided on plate 14.
Arms 64 fixed to the pins 36 extend outwardly relative to them. A link 66 is pivotally connected at 67 to said arm 64 and at 68 to the arm 61. It is clear that the counterweights 38 described above are also used in this variant embodiment of the device and are mounted at the opposite ends of the rods or pins 36, as indicated in dotted lines at 38, in fig. 6 and 7.
Referring to fig. 8, it will be noted that, the various elements being in the positions indicated by the solid lines, that is to say those corresponding to the position indicated by the solid line of FIGS. 6 and 7 and which corresponds to the position for the arms 34 intended to receive the ball of smaller diameter, the lever arm force requesting the tools. to come to be applied on the ball remains constant.
In other words, as the parts move from the solid line position to the dotted line position, the total force exerted by the spring increases. However, the torque tending to rotate the tool arms can be specified mathematically as follows.The torque on the tool arm is equal to the effective length of the lever arm given by line 70 multiplied by the force exerted by the spring 49, multiplied by the length of the arm 69, divided.
by the length of the arm 69a, in the position indicated in dotted lines in which the spring 49 being compressed exerts more force, the torque applied to the arms of the tools is substantially equal to that of the position indicated in solid lines, due to the torque reduction effect of the ratio of the length of the arm 71 to the length of the arm 71a. In the two above positions and in all the intermediate positions, the lesser effect of the small variation of the effective lever arm 70 due to the displacement of the point 59 relative to the pivot point 62 is neglected.
Therefore, by properly establishing the lengths of the arms 61 and 64 and by properly locating the pivot point 59 on the arm 61, one can effectively maintain a substantially constant force on the balls, regardless of the dimensions or diameters of those. here, for the whole row of ball dimensions for which the device was built. It will also be noted that the arrangement of the connections described above comprises at least one floating pivot point.
The above description makes it easy to understand the method of construction and operation of the device. In the first embodiment, instead of fixing the elastic member 44 to a part of the fixed frame, as has been done in the devices known until now, said member is. designed to move in one piece with the ring or ring.
This has the great advantage of increasing almost indefinitely the duration of the damping cable or elastic member 44, by comparison with previous types of apparatus in which this member is fixed to a fixed part of a frame or moves on a pulley or on a roller mounted on a fixed part of the device.
While the counterweights 38 are not absolutely essential, it has been found that they nevertheless make it possible to eliminate the variable pressures of the tools in response to the weight of the tools combined with the effect of centrifugal force during the rotation of the tool. the ring.
In the variant embodiment of FIGS. 6-7 and 8, the spring 49 can be chosen so as to have a fairly wide range of different ball dimensions. In addition, the force exerted by the springs can be adjusted by means of the nuts 53 applied to the threaded shafts 51, in addition to the possibility of introducing into the apparatus, in suitably proportioning the lengths of the arms, any desired force. or necessary.
In practice, and with regard to the debar- ing of short-leaved pine (pinus echinata), with logs or logs varying from 7.5 cm to 66 cm in diameter, it has been observed that the force d The desirable application of the tools 33 on the balls is in the region of 125 kg.
In actual practice, and with an apparatus constructed in accordance with Figs. 1 to 5a, it has been found that said apparatus allows full debarking with very little damage to the wood itself, in all the dimensions of the logs. In addition, the presence of knots or other protruding ends on the trunk of the logs does not significantly affect the regularity of the debarking. This must be attributed mainly to the fact that the tools quickly adapt to their working positions when they encounter these protrusions, due to their low inertia and the better clamping method described.