Palier amortisseur de chocs pour appareils de précision autres que ceux appartenant au domaine de la technique de la mesure du temps L'objet de la présente invention est un palier amortisseur de chocs pour appareils de précision autres que ceux appartenant au domaine de la tech nique de la mesure du temps, comprenant une pierre destinée à recevoir un pivot et mobile au moins axialement à l'intérieur d'un corps de palier contre l'action d'un organe élastique agissant axialement et appuyant ladite pierre sur ledit pivot lorsque ce dernier se trouve dans sa position normale.
On sait que des appareils de précision tels, par exemple, que des galvanomètres ou d'autres instru ments de mesure, qui sont destinés à l'équipement de bateaux ou d'avions, doivent être capables de résis ter à des vibrations extrêmement violentes, soumet tant les différentes pièces de ces instruments à des accélérations qui peuvent atteindre cent fois celle de la pesanteur.
Habituellement, les paliers dont sont pourvus ces instruments comprennent une pierre qui est maintenue dans sa position normale par un organe élastique, contre l'action duquel la pierre peut se mouvoir, lorsque le pivot supporté par cette pierre subit un déplacement axial. En général, on monte ces paliers de façon que la pierre appuie normale ment contre une butée et que le pivot présente un certain ébat axial afin de pouvoir tourner librement.
La pierre et l'équipage mobile dont le pivot est sup porté par cette pierre constituent alors des éléments mobiles indépendants l'un de l'autre et il peut arri ver que sous l'effet des chocs ou des impulsions aux quels ils sont soumis ils vibrent indépendamment l'un de l'autre, ce qui peut amener des chocs entre la pierre et le pivot, ces chocs étant alors plus vio lents que si la pierre était absolument rigide par rap port au palier. Il en résulte des ruptures de pivots ou tout au moins une usure prématutée de ces der niers.
On a déjà proposé, pour remédier à cet inconvé nient, de supprimer l'ébat axial des pivots en dimen sionnant l'organe élastique de telle façon que lors que le pivot se trouve dans sa position normale, la pierre se trouve pincée entre le pivot et l'organe élastique. Ce dernier est donc sous tension lorsque la pierre et le pivot sont dans leur position normale, et cette tension s'exerce, par l'intermédiaire de la pierre, sur le pivot. L'écart entre ladite position nor male de la pierre et celle qu'elle occupe dans le pa lier sous l'action dudit organe élastique avant que le pivot ne soit introduit dans le palier est appelé ébat négatif.
Dans ce cas de pivotement avec ébat néga tif, la pierre et l'équipage mobile de l'instrument sont alors constamment en contact et vibrent toujours en synchronisme, ce qui évite tout martèlement entre la pierre et le pivot. Pour réaliser de tels paliers, on a notamment proposé de loger dans le corps de palier une membrane de caoutchouc ou de matière synthétique élastique, agissant sur un organe cédant supportant la pierre.
Toutefois, pour éviter que les écarts axiaux des pivots sous l'effet des accélérations maxima que su bit l'équipage mobile ne deviennent trop importants, on est amené à donner à l'organe élastique une ten sion initiale qui, pour la position normale du pivot, est déjà relativement forte.
Comme le pivot ne peut pas appuyer contre la pierre en un seul point seule ment, mais présente toujours une certaine surface de contact avec la face interne du logement conique de la pierre, cette dernière exerce sur le pivot du fait de la tension initiale de l'organe élastique, un cer tain couple de freinage qui a une valeur d'autant plus grande que ladite tension initiale est plus forte. Ce couple de freinage dépend aussi du coefficient de frottement entre la matière du pivot et celle de la pierre et, pour le diminuer, on a aussi proposé d'utiliser des pivots en pierre synthétique. Toutefois la réduction du couple de freinage que l'on obtient de cette façon n'est pas suffisante.
D'autre part, la faible résilience de la pierre synthétique et la forme très allongée des pivots augmentent les risques de rupture de ces éléments.
Le but de la présente invention est de créer un palier amortisseur de chocs qui comprenne un organe élastique dont la tension initiale puisse être ajustée à une valeur aussi faible que possible, sans que les écarts axiaux de la pierre sous l'effet d'une accélération maximum ne dépassent une valeur don née.
Pour cela, le palier selon l'invention comprend un second organe élastique plus rigide que le pre mier et capable d'agir sur ladite pierre dans le même sens que lui, lorsque l'écart de cette dernière par rapport à sa position normale est supérieur à une valeur donnée.
Le dessin annexé représente, à titre d'exemple, une forme d'exécution et deux variantes du palier selon l'invention-.
La fig. 1 est une coupe axiale de ladite forme d'exécution ; la fig. 2 un schéma des caractéristiques de fonc tionnement de certains éléments dudit palier ; la fig. 3 une coupe axiale partielle de la première variante, et la fig. 4 une coupe axiale partielle de la seconde variante.
Le palier représenté à la fig. 1 comprend un corps de palier 1 de forme cylindrique, dans lequel est pratiqué un logement 3, coaxial au corps de pa lier 1 et ouvert vers le bas. La face latérale du corps 1 est filetée de façon à permettre la fixation du pa lier à un support par vissage. Une fente 2, pratiquée dans la face supérieure du corps de palier 1, permet la mise en place de ce dernier au moyen d'un tourne vis.
Une rondelle annulaire 4, sertie dans la partie inférieure du corps de palier 1, ferme le logement 3 en partie. Dans l'ouverture de cette rondelle 4 est engagé le pivot supérieur 9 d'un arbre 10 constituant une partie de l'équipage mobile de l'instrument dans lequel le palier décrit est monté. Un organe cédant 5, présentant une face latérale 6 cylindrique dont les dimensions sont ajustées à celles de la face cylin drique du logement 3, peut se déplacer axialement à l'intérieur du corps 1, dans lequel il est guidé par la face interne cylindrique de ce corps.
Une pierre 7, également de forme cylindrique et présentant un logement conique 8 destiné à recevoir le pivot 9, est soutenue par l'organe cédant 5. A cet effet, cet or gane présente à sa partie inférieure un logement dé limité par une face circulaire plane 11 et par une face tronconique 12 d'ouverture dirigée vers le bas. La pierre 7 présente une face supérieure 13, plane et circulaire et une face latérale cylindrique 14, ces faces se raccordant l'une à l'autre par une zone an nulaire arrondie qui, lorsque la face plane 13 de la pierre 7 repose contre la face 11 de l'organe 5, est tangente, sur toute sa longueur, à la face tronconi que 12 de l'organe cédant 5.
Un ressort à boudin 15, prenant appui, d'une part, contre un épaulement annulaire 20 formant une partie du fond du logement 3, et, d'autre part, con tre un épaulement annulaire 19 de l'organe cédant 5, exerce constamment sur ce dernier une force axiale dirigée vers le bas. La longueur de ce ressort 15 est déterminée de telle façon que lorsque le pivot 9 est en position normale, la pierre 7 est pincée entre le pivot 9 et l'organe cédant 5. La face 13 de la pierre 7 appuie alors contre la face 11 de l'organe cédant.
Si le palier est soumis à une accélération radiale ou subit un choc dans cette direction, la pierre 7, et par conséquent le pivot 9, peuvent se déplacer ra- dialement par rapport à l'organe cédant 5 jusqu'à ce que le pivot 9 bute contre la rondelle 4. Pendant ce déplacement, le bord arrondi de la pierre 7 glisse le long de la face tronconique 12 et la pierre 7 arrive finalement dans une position oblique par rapport à l'axe du palier. Mais sous l'effet de la force du res sort 15, la pierre 7 glisse à nouveau sur la face tron conique 12 et revient automatiquement dans sa posi tion normale, dans laquelle sa face 13 est en con tact avec la face 11.
Le palier décrit comprend un second ressort à boudin 18 engagé dans le corps de palier 1 coaxia- lement au ressort 15. Ce ressort 18 a un diamètre inférieur à celui du ressort 15. Il est plus rigide. L'une de ses extrémités repose sur un épaulement 17 de l'organe 5, qui est coaxial à l'épaulement 19, qui présente un diamètre plus petit et qui est situé plus bas que lui. L'autre extrémité du ressort 18 est normalement libre. Toutefois, elle peut buter contre un épaulement 16 du corps de palier qui forme la partie centrale du fond du logement 3.
Dans le palier représenté à la fig. 1, les positions de l'organe cédant 5 et de la pierre 7 sont telles que le ressort 18 est en contact avec les épaulements 16 et 17 sans toutefois être armé.
En traits mixtes sont représentées les positions normales de la pierre 5 et du pivot 9. Le graphique de la fig. 2 représente les caractéristiques de fonc tionnement des ressorts 15 et 18. Sur cette figure, les forces axiales qui s'exercent sur le pivot 9 sont représentées en abscisses et les écarts axiaux dudit pivot sont représentés en ordonnées.
Comme on le voit en comparant les fig. 1 et 2, lorsque le pivot 9 se trouve en position normale, c'est-à-dire lorsque l'arbre 10 n'est soumis à aucune force extérieure, la pierre 5 est pincée entre le pi vot 9 et l'organe cédant 5. Le pivot 9 supporte une force axiale qui est égale à l'abscisse d'ordonnée zéro de la droite A1 de la fig. 2. On peut choisir la caractéristique du ressort 15 ainsi que ses dimensions de telle façon que cette force soit extrêmement fai- blé. Elle peut être choisie égale à quatre grammes, par exemple, pour un équipage pivoté pesant de un à 2 grammes.
Afin que le ressort 15 maintienne alors la pierre 7 toujours en contact avec le pivot 9, il est nécessaire que la droite Al , représentant la carac téristique du ressort 15, soit très rapprochée de la verticale. De cette façon, l'ordonnée y d'abscisse zéro de cette droite est supérieure, en valeur absolue, à l'ébat négatif a du pivot 9, c'est-à-dire à la distance qui sépare la face inférieure de la pierre 7 de la face supérieure de la rondelle 4, quand la pierre 7 est dans sa position normale. Il s'ensuit que le res sort 15 est encore armé quand la pierre 7 repose sur la rondelle 4.
Il tient par conséquent la pierre 7 dans une position déterminée au corps de palier 1, même quand aucun mobile n'est monté dans ce palier.
Lorsque l'arbre 10 subit un choc ou une impul sion relativement faible qui lui imprime un mouve ment vers le haut, par rapport au corps de palier 1, il se déplace tout d'abord d'une quantité relative ment grande, en raison de la caractéristique A1 du ressort 15. Toutefois, dès que le pivot 9 est parvenu dans la position représentée en traits pleins dans la fig. 1, le ressort 18 commence à être comprimé. Comme ce ressort 18 est plus rigide que le ressort 15, la caractéristique combinée A des deux ressorts est beaucoup moins inclinée sur l'horizontale.
On voit donc que le pivot 9, dès que son écart par rap port à sa position normale dépasse la valeur Cl où le second ressort entre en action, est retenu d'une fa çon beaucoup plus énergique. L'arbre 10 présente un épaulement 21 qui, dans la position représentée en traits pleins à la fig. 1, est situé à une distance Cz de la rondelle 4. Cette dernière forme une butée axiale et limite les déplacements possibles du pivot 9 vers le haut contre l'action des deux ressorts 15 et 18.
A la fig. 2, on a encore représenté, en traits in terrompus, la caractéristique Ao du ressort d'un pa lier habituel à ébat positif. Comme on le voit à cette figure, un pivot supporté par un palier avec un ébat positif peut se déplacer librement sur une distance x représentant ledit ébat positif, avant que le ressort n'entre en action.
La comparaison des lignes Ao avec les lignes A-Al montre que, dans le palier décrit, lorsque l'écart axial du pivot atteint sa valeur maximum, la force axiale qu'il supporte est moins grande que dans un palier usuel à ébat positif. D'autre part, comme la pierre 7 est constamment en contact avec le pivot 9, elle ne risque pas de vibrer indépendam ment de ce pivot comme c'est le cas avec les paliers à ébat positif. Enfin, la force axiale qui s'exerce sur le pivot en position normale est extrêmement faible. Elle peut être réduite à une valeur de quelques grammes.
Le palier décrit présente encore un autre avan tage. En effet, comme la caractéristique globale du palier est une ligne brisée, ce palier ne peut pas être le siège de phénomènes de résonance, comme les paliers usuels dont la caractéristique est linéaire. Or, ces phénomènes de résonance peuvent être extrê mement gênants lorsque ces paliers équipent des ap- pareils qui sont soumis à des vibrations dont la fré quence est égale à un multiple de la fréquence pro pre de l'équipage mobile suspendu audit ressort.
En effet, lorsque de telles vibrations se produisent l'équipage mobile de l'appareil peut alors vibrer en résonance avec elles. Ses vibrations propres peuvent atteindre une très grande amplitude et conduire à une détérioration rapide du palier. Grâce au fait que la caractéristique du palier décrit est brisée, l'équipage mobile ne possède pas de fréquence propre de vi bration. Il ne peut donc pas entrer en résonance.
Dans la variante représentée à la fig. 3, le fond du corps de palier 1a est constitué par un bouchon 22 vissé dans un anneau fileté 23, engagé lui-même dans un taraudage du corps de palier 1a. On peut ainsi tarer les ressorts 15 et 18 indépendamment l'un de l'autre.
Enfin, dans la variante représentée à la fig. 4, l'organe cédant Sa présente une portion de paroi cylindrique 24 qui entoure l'épaulement 19a et qui maintient les spires du ressort 15 à une certaine dis tance de la face cylindrique du logement 3 de façon à éviter le frottement de ce ressort contre cette face.
Cette solution permet par ailleurs de loger, dans un corps de palier de dimensions et en particulier de longueur donnée, un ressort 15 plus long, c'est-à- dire plus souple, sans avoir pour autant à réduire la surface de guidage de l'organe cédant à l'intérieur du logement 3.
D'autres formes d'exécution du palier faisant l'objet de la présente invention peuvent encore être réalisées. Ainsi, au lieu de l'un des ressorts 15 ou 18, on pourrait utiliser un organe élastique constitué par un paquetage en caoutchouc ou en matière synthé tique.
On sait en effet que le caoutchouc et certains élastomères connus présentent sur les ressorts l'avan tage d'avoir une caractéristique élastique incurvée, de sorte que ces paquetages peuvent exercer sur la pierre une force relativement faible lorsque cette der nière se trouve dans sa position normale, mais qui augmente d'autant plus rapidement que la pierre s'écarte plus de ladite position. De tels paquetages, ayant des caractéristiques différentes, pourraient mê me remplacer les deux ressorts.
Shock-absorbing bearing for precision devices other than those belonging to the field of the technique of time measurement The object of the present invention is a shock-absorbing bearing for precision devices other than those belonging to the field of technology. time measurement, comprising a stone intended to receive a pivot and movable at least axially inside a bearing body against the action of an elastic member acting axially and pressing said stone on said pivot when the latter is found in its normal position.
It is known that precision devices such as, for example, galvanometers or other measuring instruments, which are intended for the equipment of ships or airplanes, must be able to withstand extremely violent vibrations, so subjects the different parts of these instruments to accelerations which can reach a hundred times that of gravity.
Usually, the bearings with which these instruments are provided comprise a stone which is maintained in its normal position by an elastic member, against the action of which the stone can move, when the pivot supported by this stone undergoes an axial displacement. In general, these bearings are mounted so that the stone rests normally against a stop and the pivot has some axial wobble in order to be able to rotate freely.
The stone and the mobile assembly whose pivot is supported by this stone then constitute mobile elements independent of each other and it may happen that under the effect of the shocks or impulses to which they are subjected they vibrate independently of one another, which can cause shocks between the stone and the pivot, these impacts then being more violent than if the stone were absolutely rigid with respect to the bearing. This results in ruptures of the pivots or at least premature wear of the latter.
To remedy this drawback, it has already been proposed to eliminate the axial swing of the pivots by dimensioning the resilient member such that when the pivot is in its normal position, the stone is pinched between the pivot. and the elastic organ. The latter is therefore under tension when the stone and the pivot are in their normal position, and this tension is exerted, via the stone, on the pivot. The distance between said normal position of the stone and that which it occupies in the bearing under the action of said elastic member before the pivot is introduced into the bearing is called negative bearing.
In this case of pivoting with negative firing, the stone and the moving part of the instrument are then constantly in contact and always vibrate in synchronism, which prevents any hammering between the stone and the pivot. In order to produce such bearings, it has in particular been proposed to accommodate in the bearing body a membrane of rubber or of elastic synthetic material, acting on a yielding member supporting the stone.
However, to prevent the axial deviations of the pivots under the effect of the maximum accelerations experienced by the moving part from becoming too great, it is necessary to give the elastic member an initial tension which, for the normal position of the pivot, is already relatively strong.
As the pivot cannot press against the stone at a single point only, but still has a certain contact surface with the internal face of the conical housing of the stone, the latter exerts on the pivot due to the initial tension of the stone. 'elastic member, a certain braking torque which has a value all the greater as said initial tension is greater. This braking torque also depends on the coefficient of friction between the material of the pivot and that of the stone and, to reduce it, it has also been proposed to use synthetic stone pivots. However, the reduction in braking torque obtained in this way is not sufficient.
On the other hand, the low resilience of synthetic stone and the very elongated shape of the pivots increase the risks of these elements breaking.
The aim of the present invention is to create a shock-absorbing bearing which comprises an elastic member whose initial tension can be adjusted to as low a value as possible, without the axial deviations of the stone under the effect of an acceleration. maximum do not exceed a given value.
For this, the bearing according to the invention comprises a second elastic member more rigid than the first and capable of acting on said stone in the same direction as it, when the deviation of the latter from its normal position is greater. at a given value.
The accompanying drawing shows, by way of example, one embodiment and two variants of the bearing according to the invention.
Fig. 1 is an axial section of said embodiment; fig. 2 a diagram of the operating characteristics of certain elements of said bearing; fig. 3 a partial axial section of the first variant, and FIG. 4 a partial axial section of the second variant.
The bearing shown in FIG. 1 comprises a bearing body 1 of cylindrical shape, in which a housing 3 is formed, coaxial with the bearing body 1 and open downwards. The lateral face of the body 1 is threaded so as to allow the fixing of the bearing to a support by screwing. A slot 2, made in the upper face of the bearing body 1, allows the latter to be fitted by means of a screwdriver.
An annular washer 4, crimped in the lower part of the bearing body 1, partially closes the housing 3. In the opening of this washer 4 is engaged the upper pivot 9 of a shaft 10 constituting a part of the movable assembly of the instrument in which the described bearing is mounted. A yielding member 5, having a cylindrical lateral face 6, the dimensions of which are adjusted to those of the cylindrical face of the housing 3, can move axially inside the body 1, in which it is guided by the cylindrical internal face of the housing 3. this body.
A stone 7, also of cylindrical shape and having a conical housing 8 intended to receive the pivot 9, is supported by the relinquishing member 5. For this purpose, this member has at its lower part a housing limited by a circular face flat 11 and by a frustoconical face 12 with opening directed downwards. Stone 7 has an upper face 13, flat and circular, and a cylindrical side face 14, these faces connecting to each other by a rounded annular zone which, when the flat face 13 of stone 7 rests against the face 11 of the member 5, is tangent, over its entire length, to the tronconi face 12 of the yielding member 5.
A coil spring 15, bearing, on the one hand, against an annular shoulder 20 forming part of the bottom of the housing 3, and, on the other hand, against an annular shoulder 19 of the yielding member 5, constantly exerts on the latter an axial force directed downwards. The length of this spring 15 is determined in such a way that when the pivot 9 is in the normal position, the stone 7 is clamped between the pivot 9 and the yielding member 5. The face 13 of the stone 7 then presses against the face 11 of the transferring body.
If the bearing is subjected to radial acceleration or is impacted in this direction, the stone 7, and therefore the pivot 9, can move radially with respect to the yielding member 5 until the pivot 9 abuts against the washer 4. During this movement, the rounded edge of the stone 7 slides along the frustoconical face 12 and the stone 7 finally arrives in an oblique position with respect to the axis of the bearing. But under the effect of the force of the res out 15, the stone 7 slides again on the truncated conical face 12 and automatically returns to its normal position, in which its face 13 is in contact with the face 11.
The described bearing comprises a second coil spring 18 engaged in the bearing body 1 coaxially with the spring 15. This spring 18 has a smaller diameter than that of the spring 15. It is more rigid. One of its ends rests on a shoulder 17 of the member 5, which is coaxial with the shoulder 19, which has a smaller diameter and which is located lower than it. The other end of spring 18 is normally free. However, it can abut against a shoulder 16 of the bearing body which forms the central part of the bottom of the housing 3.
In the bearing shown in fig. 1, the positions of the yielding member 5 and of the stone 7 are such that the spring 18 is in contact with the shoulders 16 and 17 without however being cocked.
In phantom lines are represented the normal positions of the stone 5 and of the pivot 9. The graph of FIG. 2 shows the operating characteristics of the springs 15 and 18. In this figure, the axial forces exerted on the pivot 9 are represented on the abscissa and the axial deviations of said pivot are shown on the ordinate.
As can be seen by comparing figs. 1 and 2, when the pivot 9 is in the normal position, that is to say when the shaft 10 is not subjected to any external force, the stone 5 is clamped between the pi vot 9 and the yielding member 5. The pivot 9 supports an axial force which is equal to the zero ordinate abscissa of the straight line A1 in FIG. 2. The characteristic of the spring 15 as well as its dimensions can be chosen in such a way that this force is extremely low. It can be chosen equal to four grams, for example, for a swivel gear weighing from one to 2 grams.
So that the spring 15 then maintains the stone 7 always in contact with the pivot 9, it is necessary that the straight line A1, representing the characteristic of the spring 15, is very close to the vertical. In this way, the ordinate y of abscissa zero of this line is greater, in absolute value, than the negative phase a of the pivot 9, that is to say the distance which separates the lower face of the stone. 7 from the upper face of washer 4, when stone 7 is in its normal position. It follows that the res out 15 is still cocked when the stone 7 rests on the washer 4.
It therefore holds the stone 7 in a determined position to the bearing body 1, even when no mobile is mounted in this bearing.
When the shaft 10 experiences a relatively small shock or impulse which causes it to move upward, relative to the bearing body 1, it first moves a relatively large amount, due to the characteristic A1 of the spring 15. However, as soon as the pivot 9 has reached the position shown in solid lines in FIG. 1, the spring 18 begins to be compressed. As this spring 18 is more rigid than the spring 15, the combined characteristic A of the two springs is much less inclined to the horizontal.
It can therefore be seen that the pivot 9, as soon as its deviation from its normal position exceeds the value Cl where the second spring comes into action, is retained in a much more energetic manner. The shaft 10 has a shoulder 21 which, in the position shown in solid lines in FIG. 1, is located at a distance Cz from the washer 4. The latter forms an axial stop and limits the possible displacements of the pivot 9 upwards against the action of the two springs 15 and 18.
In fig. 2, there is also shown, in broken lines, the characteristic Ao of the spring of a usual bearing in positive state. As seen in this figure, a pivot supported by a bearing with a positive swing can move freely over a distance x representing said positive swing, before the spring comes into action.
Comparison of the lines Ao with the lines A-Al shows that, in the bearing described, when the axial deviation of the pivot reaches its maximum value, the axial force which it supports is less than in a usual bearing with positive swing. On the other hand, as the stone 7 is constantly in contact with the pivot 9, there is no risk of it vibrating independently of this pivot, as is the case with the bearings with positive swing. Finally, the axial force exerted on the pivot in the normal position is extremely low. It can be reduced to a value of a few grams.
The level described has yet another advantage. In fact, as the overall characteristic of the bearing is a broken line, this bearing cannot be the site of resonance phenomena, like the usual bearings, the characteristic of which is linear. However, these resonance phenomena can be extremely annoying when these bearings are fitted to devices which are subjected to vibrations the frequency of which is equal to a multiple of the frequency proper to the moving assembly suspended from said spring.
Indeed, when such vibrations occur, the moving part of the device can then vibrate in resonance with them. Its own vibrations can reach a very large amplitude and lead to rapid deterioration of the bearing. Thanks to the fact that the characteristic of the described bearing is broken, the moving part does not have a natural vibration frequency. It cannot therefore enter into resonance.
In the variant shown in FIG. 3, the bottom of the bearing body 1a consists of a plug 22 screwed into a threaded ring 23, itself engaged in an internal thread of the bearing body 1a. It is thus possible to tare the springs 15 and 18 independently of one another.
Finally, in the variant shown in FIG. 4, the yielding member Sa has a portion of cylindrical wall 24 which surrounds the shoulder 19a and which maintains the turns of the spring 15 at a certain distance from the cylindrical face of the housing 3 so as to avoid the friction of this spring against this face.
This solution also makes it possible to accommodate, in a bearing body of given dimensions and in particular of given length, a spring 15 that is longer, that is to say more flexible, without having for all that to reduce the guide surface of the. 'yielding organ inside the housing 3.
Other embodiments of the bearing forming the subject of the present invention can also be produced. Thus, instead of one of the springs 15 or 18, it would be possible to use an elastic member consisting of a rubber or synthetic material package.
It is in fact known that rubber and certain known elastomers have the advantage over springs of having a curved elastic characteristic, so that these packages can exert a relatively small force on the stone when the latter is in its position. normal, but which increases more rapidly as the stone deviates more from said position. Such packages, having different characteristics, could even replace the two springs.