Cisaille
La présente invention a pour objet une cisaille comportant une lame inférieure fixe et une lame supérieure mobile dont les déplacements sont commandés par deux vérins agissant au voisinage des extrémités de cette lame et alimentés chacun par une pompe distincte, la pression maximale admissible aux deux vérins et de fait leurs forces maximales (ft max et f2 max) étant limitées par des soupapes limitatrices, ces deux pompes étant entraînées par un même moteur.
On connaît des cisailles, dont les deux vérins dépla çant la lame supérieure sont commandés chacun par sa pompe, les deux pompes étant entraînées par un seul moteur dont la force est telle qu'elle permet d'atteindre et de maintenir en tout dans les deux systèmes hydrauliques une force de coupe maximale, correspondante à la force maximale dans un des vérins, la force dans l'autre ayant à ce moment une valeur nulle.
Une telle cisaille peut couper une tôle d'une certaine épaisseur maximale pour une qualité donnée sur toute la longueur de la cisaille entre les deux lignes de force des vérins.
Il est cependant impossible de couper avec une telle cisaille de la tôle qui demande une force plus grande. La présente invention a pour but de remédier à cet inconvénient par un changement très simple et bon marché sans alourdir la construction en soi.
La cisaille selon l'invention est caractérisée en ce que la commande de l'alimentation des vérins est dimensionnée de façon à permettre de créer une force de coupe f max qui est supérieure à chacune des forces maximales (des vérins) ft max, f2 max, limitées par les soupapes limitatrices, mais au maximum deux fois plus grande que celles-ci:
ft max = f2 max < f max < 2 fj max = 2 f2 et en ce que le tablier mobile qui porte la lame mobile est maintenu à ses extrémités par des moyens limitant le débattement longitudinal dudit tablier, et est suspendu à sa partie supérieure à des ressorts de rappel, des organes de réaction agissant sur le côté postérieur du tablier mobile au long de la ligne de coupe au voisinage de la lame.
L'invention est décrite en détail ci-après sur un exemple de réalisation, avec référence à des dessins schématiques, dans lesquels:
La fig. 1 est une coupe d'une cisaille comprenant un dispositif de réglage du jeu entre les lames.
La fig. 2 est une vue frontale de l'ensemble de la cisaille.
La fig. 3 est une vue du dispositif de commande des vérins et des serre-tôle de la cisaille.
La fig. 4 représente le circuit hydraulique de commande des vérins et des serre-tôle.
La fig. 5 est une vue frontale des lames d'une cisaille.
La fig. 6 est un diagramme des efforts exercés sur la lame mobile de ladite cisaille, et
la fig. 7 est une coupe de la cisaille suivant la ligne
III-III de la fig. 5.
La cisaille représentée schématiquement sur les fig. 1 à 4 avec sa lame inférieure fixe 35 comprend un tablier mobile 1 auquel est fixée une lame supérieure 36 et qui est lui-même guidé dans un bâti 9 en un mouvement de va-et-vient vertical.
Le tablier mobile 1 est guidé dans sa partie centrale et à la partie haute par des galets 5 et 6 qui prennent appui respectivement sur les faces avant et arrière du bâti 9 en des points se faisant vis-à-vis.
Comme le montre la fig. 2, le tablier 1 est en outre maintenu latéralement par des galets 7. Les galets 7 ont des axes fixes par rapport au tablier 1 et prennent appui sur le bâti 9. Ces galets limitent le débattement du tablier 1, rendu possible par la variation de l'angle de coupe entre les deux lames 35 et 36.
Pour tenir compte du jeu j prévu entre les lames 35 et 36, qui est de l'ordre d'un dixième de l'épaisseur e de la tôle 37 à couper, chacun des leviers 93 portant un groupe de deux galets 2 prend appui sur le bâti 9 par une rotule 94 et la position de ce levier 93 est ajustable par une came 95. Les cames 95 sont calées sur un arbre commun 96, commandé par une manette non représentée. Le tablier 1 est constamment appliqué contre les galets 2 par des tiges de rappel 3 soumises à l'action de rondelles Belleville 60 prenant appui sur le bâti 9 par l'intermédiaire d'une traverse 12 et d'un galet 13.
Les deux lames 35 et 36 font l'une avec l'autre un angle de cisaillage a; la tôle à cisailler 37 a une épaisseur e; le point instantané de cisaillage est désigné par m. Sur la lame supérieure mobile 36 s'exercent les poussées fl et f2 de deux vérins hydrauliques 16 et 17, qui s'appliquent sur le tablier 1, au voisinage des deux extrémités de la lame 36. Le tablier 1 prend en outre appui sur le bâti 9 par deux ressorts 66 et 67. Le guidage latéral est assuré par les galets 7. Les deux vérins 16 et 17 sont fixés au bâti 9; dans les têtes des pistons des vérins 16 et 17 sont disposés des clapets pilotes mobiles 14 et 15, dont la position permet de déterminer si une pression hydraulique peut s'exercer dans le vérin intéressé.
Suivant la fig. 2, les vérins 16 et 17 sont alimentés par deux pompes distinctes 18 et 19 entraînées par un même moteur 38, sur l'arbre duquel sont calées les parties tournantes de ces pompes, de sorte qu'à chaque instant du cisaillage les deux pompes fournissent les mêmes quantités de fluide de pression aux vérins 16 et 17. Le moteur 38 est dimensionné de telle façon que les deux pompes 18 et 19 puissent recevoir simultanément leur puissance maximale d'entraînement et la transformer en puissance hydraulique. Par suite les deux pistons des vérins 16 et 17 peuvent agir simultanément sur la lame 36 avec leur force maximale fl max et f2 max.
Au clapet pilote 14 est combinée une genouillère 20, 24 dont l'un des éléments 20 est monté à oscillation en un point la du tablier 1 et dont l'autre élément 24 est articulé par l'une de ses extrémités 24a à la tige du clapet 14. A l'articulation de la genouillère 20, 24 est articulée une bielle 21, qui à son tour est articulée à un levier coudé 23 monté sur le bâti 9. Le levier coudé 23 est relié par une tige 53 à une pédale 49 montée sur le bâti 9, de telle sorte qu'une force exercée sur la pédale 49 dans le sens de la flèche de la fig. 3 provoque une force mettant en ligne droite les éléments 20, 24 de la genou il ibère; à cette force s'oppose un ressort de traction 22 fixé d'une part à l'articulation de la genouillère et d'autre part au bâti 9.
Le point d'articulation la de l'élément 20 coïncide avec le point d'attache de la tige 16a du vérin 16 au tablier 1. Les diverses pièces de la tringlerie décrite sont dimensionnées de telle sorte que le clapet 14 soit en position d'ouverture quand les éléments 20, 24 forment un angle inférieur à 1800.
En un point lb du tablier 1 est montée l'une des extrémités d'une équerre 25 qui est articulée par son sommet 25a au bâti 9, et dont l'autre extrémité est articulée par l'intermédiaire d'une barre 27 à l'une des extrémités d'un balancier 29. L'autre extrémité de ce balancier 29 est articulée à l'extrémité 30a d'une barre 30 guidée en déplacement longitudinal dans le bâti 9. La barre 30 présente une crémaillère 30a ainsi que deux tenons 30c et 30d en saillie latérale. Au milieu du balancier 29 s'articule une bielle 33, qui est articulée à une extrémité d'une équerre 34 montée sur le bâti 9. L'autre bras 34a de l'équerre 34 est articulé à la tige du clapet 15.
Dans la crémaillère 30a de la barre 30 engrène un pignon 99, qu'il est possible de faire tourner au moyen d'une manette 43 de façon à déplacer longitudinalement la barre 30 dans l'un ou l'autre sens, ce qui déplace également le point d'attache 30b du balancier 29.
La cisaille (fig. 3) comprend plusieurs serre-tôle hydrauliques 46 dont la course d'ouverture est limitée par une barre dentée de commande 52. A chaque serre-tôle 46 est combiné un profil de dent 52a de la barre de commande 52 de telle sorte que ce profil ferme une butée pour le serre-tôle intéressé; la course d'ouverture peut être modifiée pour l'ensemble des serre-tôle par déplacement longitudinal de la barre de commande 52. A cet effet se trouve disposé sur la barre 52 un tenon 52b qui est relié au tenon 30c de la barre 30 par un levier à deux bras 78 monté en 78a sur le bâti 9; les extrémités 78b et 78c qui s'articulent aux tenons 52b et 30c sont conformées en fourches.
Comme butée pour l'articulation qui relie l'équerre 25 à la barre 27 et donc pour limiter l'oscillation de l'équerre 25, il est prévu une pièce 79 en forme de marteau, articulée au bâti 9, dont la tête présentant une surface de butée 79a est reliée par un ressort à la barre 30, de telle sorte que la pièce en forme de marteau 79 soit maintenue au contact du tenon 30d de cette barre 30.
L'oscillation de la pièce en forme de marteau 79 est limitée par une butée 81 solidaire du bâti 9.
Les serre-tôle 46 sont raccordés à une conduite commune de fluide de pression 62, qui suivant la fig. 4 est reliée par un dispositif de clapets pilotes désigné dans son ensemble par la référence 48 à une conduite 63 menant de l'une des pompes 18 au vérin 16. Le dispositif 48 comprend un clapet d'arrêt 48a permettant d'interrompre l'adduction du fluide de pression 88 monté en parallèle avec le clapet d'arrêt 48a, un clapet de sortie 89 pour décomprimer la conduite ramifiée 62 et par suite les serre-tôle 46 et un clapet de retenue 92 qui empêche le reflux du fluide de pression hors de la conduite ramifiée 62 dans la conduite 63. Il est en outre prévu un clapet limiteur de pression 50 qui lâche pour une pression maximale prédéterminée.
On a ainsi l'assurance que les forces hydrauliques exercées sur la cisaille pendant le cisaillage ne pourront pas dépasser la valeur maximale admissible déterminée par la construction. Un clapet limiteur 50a identique est prévu aussi pour le vérin 17.
Pour actionner le clapet d'arrêt 48a et le clapet de sortie 89, il est prévu un dispositif à levier représenté sur la fig. 4. Ce dispositif comprend un levier 85 monté sur un axe fixe 85a et articulé comme l'équerre 25 au point lb avec le tablier 1. Au levier 85 est relié par frottement un levier 86 monté également sur l'axe 85a. La zone d'oscillation du levier 86 est limitée par deux butées ajustables 87, de telle sorte que dans l'une de ses positions extrêmes, représentées en traits pleins sur la fig. 4, ce levier 86 ouvre le clapet de sortie 89 et qu'il maintienne fermé ce clapet dans son autre position extrême représentée en tirets. Avec le levier 86 coopère un doigt 90 qui est monté à oscillation limitée sur un bras d'une équerre 91 articulée sur le bâti 9 et qui est sollicité par un ressort 98 dans le sens d'une oscillation vers une de ses positions extrêmes.
L'autre bras de l'équerre 91 coopère avec le clapet d'arrêt 48a.
Ce mécanisme fonctionne comme suit:
Lors des mouvements de montée et de descente du tablier 1 ainsi qu'à chaque déplacement provoqué par la manette 43, le clapet pilote 15 du vérin 17 suit exactement les mouvements de l'extrémité 34a de l'équerre 34.
Les différents éléments qui relient cette extrémité 34a au point lb sont dimensionnés de telle sorte que les déplacements de l'extrémité 34a sont égaux aux déplacements du point lb du tablier 1 par rapport au bâti 9; le clapet 15 exécute donc des mouvements qui correspondent à ceux du point lb. En actionnant la manette 43, il est possible de modifier la position initiale du clapet 15, cela a pour conséquence, comme on le voit immédiatement, que l'angle a entre la lame inférieure 35 et la lame supérieure mobile 36 augmente ou diminue. Si on appuie sur la pédale 49, les éléments de la genouil- 1ère 20, 24, qui formaient au repos un angle inférieur à 1800, sont mis en ligne droite. Par conséquent le clapet 14 est amené dans sa position de fermeture.
La pompe 18 refoule l'huile dans le vérin 16 et celui-ci entraîne vers le bas le tablier 1 et la lame 36 qui lui est solidaire. Le point Ib descend donc, et partant l'extrémité 34a de l'équerre 34, laquelle amène le clapet 15 dans sa position de fermeture.
Par suite le vérin 17, alimenté par la pompe 19, descend également en entraînant vers le bas l'extrémité correspondante du tablier 1, visible à. droite sur le dessin. A partir de ce moment, les deux extrémités du tablier 1 exécutent des mouvements de descente égaux, car les débits des deux pompes 18 et 19 sont égaux ainsi que les sections des vérins 16 et 17.
Si on cesse d'appuyer sur la pédale 49, le ressort 22 diminue l'angle des deux éléments 20 et 24 de la genouillère. Le clapet 14 s'ouvre, de sorte que le vérin 16 devient inactif et que l'extrémité gauche du tablier 1 remonte sous l'action du ressort 66. Le point lb remonte lui aussi, de sorte que, par l'intermédiaire de la tringlerie 25, 27, 29, 33, 34, le clapet 15 s'ouvre, et que par suite la partie droite du tablier 1 remonte aussi sous l'action du ressort 67.
Si, en manoeuvrant la manette 43, on réduit l'angle de cisaillage a de 3O à 20 par exemple, afin de cisailler une tôle de 10 mm au lieu d'une tôle de 15 mm, il faut que le passage libre sous les serre-tôle 46 ne soit pas plus grand que ce qui est exactement nécessaire pour la tôle de 10 mm. La relation de dépendance désirée entre l'angle de cisaillage a et le passage sous les serre-tôle est réalisée par la liaison décrite entre la barre 30 et la barre de commande dentée 52. Quand on déplace vers la droite la barre 30 de la fig. 3, la barre de commande 52 se déplace vers la gauche et réduit grâce à la pente de ses profils de dents 52a la course ascendante possible des serre-tôle.
Une translation de la barre 30 vers la gauche a pour conséquence, outre la translation de la barre de commande dentée 52 vers la droite et l'augmentation qui en résulte du mouvement ascendant des serre-tôle 46, que l'extrémité gauche du tablier 1, lorsqu'on actionne la pédale 49, se déplace d'abord seule vers le bas sur une distance plus grande que précédemment. Lors de la translation de la barre 30 vers la gauche, la pièce en forme de marteau 79 se trouve en outre appuyée par le tenon 30d contre la butée 81; la position de butée de la pièce 79 est indiquée en traits tiretés sur la fig. 3.
Quand alors le tablier 1 plus fortement incliné que précédemment remonte, une fois libérée la pédale 49, et fait ainsi osciller l'équerre 25 dans le sens des aiguilles d'une montre, l'articulation entre cette équerre 25 et la barre 27 vient frapper contre la surface de butée 79a, ce qui met fin à la course de remontée du tablier 1. Le tablier 1 conserve ainsi même au repos une position pour laquelle les lames 35 et 36 se croisent conformément à la fig. 6.
La commande hydraulique des serre-tôle 46 fonctionne comme suit:
Au début de la descente du tablier 1, le clapet d'arrêt 48a se trouve fermé, du fait que le levier 85 relié au tablier entraîne par frottement le levier 86, et que le levier 86 entraîne à son tour le doigt 90; ce doigt 90 ne peut pas tourner dans le sens des aiguilles d'une montre par rapport à l'équerre 91 et par suite, il fait osciller l'équerre 91 dans le sens des aiguilles d'une montre; l'équerre appuie donc la tête de soupape du clapet d'arrêt 48a contre son siège, de sorte que l'alimentation en fluide de pression du vérin 16 est momentanément interrompue et que l'huile parvient par la conduite ramifiée 62 aux serre-tôle 46. L'oscillation décrite du levier 86 ferme en outre le clapet 89, de sorte que l'écoulement de décharge hors des serre-tôle 46 est arrêté.
Dans les cylindres des serre-tôle 46 s'établit ainsi une pression dont la valeur dépend du réglage du clapet régulateur de pression 88. Dès que la pression désirée pour le maintien de la tôle 37 est atteinte, le clapet régulateur de pression 88 s'ouvre, de sorte que le fluide de pression peut contourner le clapet d'arrêt 48a toujours fermé et pénétrer à nouveau dans le vérin 16. Celui-ci se remet en mouvement; par suite le levier 85 et avec lui le levier 86 recommencent à osciller dans le sens inverse de celui des aiguilles d'une montre, jusqu'à ce que le levier 86 se dégage du doigt 90, de sorte que l'équerre 91 est libérée et laisse le clapet d'arrêt 48a s'ouvrir de nouveau.
Tandis que le tablier 1 continue à descendre, le fluide de pression peut donc circuler librement à travers le clapet 48a, de sorte que les pertes d'étranglement à travers le clapet régulateur 88 sont évitées. Le clapet de retenue 92 sert à garantir que la pression une fois établie dans les serretôle 46 se maintiendra pendant toute la descente du tablier; les serre-tôle ne seront ensuite déchargés qu'au moment où le levier 86, lors de la montée du tablier, ouvrira la soupape de sortie 89. Pendant la montée, le levier 86 se déplace devant le doigt 90, sans entraîner l'équerre 91.
Les fig. 5 et 6 servent à exposer les principes appliqués dans la cisaille décrite. Sur la fig. 5, on n'a représenté de la cisaille que la lame inférieure fixe 35 et la lame supérieure mobile 36. L'effort de coupe appliqué au point de-cisaillage m est une fonction de la résistance au cisaillement et de l'épaisseur e de la tôle 37 ainsi que de l'angle d'inclinaison a de la lame supérieure 36 sur la lame inférieure 35. Pour une tôle d'épaisseur et de résistance au cisaillement données et pour un angle d'inclinaison a déterminé, l'effort de coupe f reste constant en grandeur.
Dans l'hypothèse proche de la réalité que l'opération de cisaillage est une opération statique, l'ensemble des forces agissant sur la lame mobile 36 doit être en équilibre à chaque instant pendant l'opération de cisaillage.
Sur la lame 36 agissent les efforts des vérins hydrauliques, f1 et 2, ainsi que la force d'appui f (effort de coupe) appliquée au point m.
On doit donc avoir:
1) E forces = O ou f1+f2-f=O
2) s moments = O ou f1d1 - f2Q = O (les moments étant rapportés au point de cisaillage m).
Dans les cisailles connues de ce type, il est prévu pour les deux pompes 18 et 19 un moteur commun 38, qui est dimensionné de telle sorte qu'il produit à chaque point de cisaillage entre les lignes d'action des efforts f, et f2 une force d'appui f constante.
On a donc:
3) f = constante dans la zone O 6 d1 # L où L
représente la largeur maximale de coupe,
avec
4) L = d1 + d2
En raison de la puissance limitée du moteur, on a en outre les conditions suivantes:
5) pour d1 = O f1 = f = f1 max et f2 = O
et pour d1 = L f2 = f = f2 max et f1 = O
Des relations 1) et 3) on tire:
6) f1 + f2 = constante = f1 max = f2 max
Les relations 2) et 4) donnent:
7) f1d1-4(L-Q)=O et les relations 1) et 6) donnent:
f2 = ft max - f1
En portant dans la relation 7), il vient:
f1Q-(f1max-f1)(L-) = O et après simplification:
:
8) f1 = - d1 f1 max +f1 max max
L'effort hydraulique f1 diminue donc linéairement pendant le cisaillage sur toute la longueur L, de la valeur f1 max au point d1 = O jusqu'à la valeur f1 = O au point d1 = L, tandis que semblablement:
9) f2¯ - d1 f, max
L c'est-à-dire que la valeur de l'effort hydraulique f, augmente linéairement de la valeur f2 = O pour d1 = O à la valeur f2 = f2 max au point d1 = L. La somme des relations 8 et 9 donne la force de coupe constante f.
Cette variation des efforts suivant les relations 8) et 9) résulte automatiquement sur la cisaille des conditions d'équilibre 1) et 2), sans qu'il soit nécessaire de commander d'une façon spéciale le dispositif hydraulique.
Mais pour tenir compte des irrégularités qui interviennent dans la pratique (différences d'étanchéité dans les dispositifs hydrauliques), on prévoit les clapets pilotes
14 et 15 et le jeu de leviers qui les relie, lesquels réalisent par la force le mouvement de cisaillage décrit du tablier. Le moteur travaille constamment à sa puissance maximale pendant tout le cisaillage, car il ne peut fournir que l'effort total f. Le cisaillage de tôles qui sont plus épaisses que e ou plus dures à épaisseur égale e ne peut être effectué avec ces cisailles connues.
Le concept de l'invention comporte au contraire l'utilisation des cisailles de ce type même pour des tôles plus épaisses et/ou plus dures, sans qu'il soit nécessaire de modifier ou de renforcer leur construction en ellemême, ni en particulier leur dispositif hydraulique. Par conséquent les conditions:
10) f1 < f1 max et f2 < f2 max doivent s'appliquer comme précédemment.
De la relation 1) il résulte alors:
f1 max + f2 max = - f max et comme par construction f1 max = f2 max, l'effort maximal de cisaillage possible devient:
11) fmax = 2 f, max = 2f2max
Pour déterminer la variation de l'effort de cisaillage f en fonction du point de cisaillage m, un court calcul permet de tirer des conditions d'équilibre 1) et 2) la relation
EMI4.1
pour d1 = O, on a f = f1 = f1 max pour d1 = L, f tend vers l'infini
L pour d1 on a f = 2f1 = 2f1 max = f max
La variation de l'effort de coupe est donc représentée par une hyperbole,
qui d'après la condition 11) n'est techniquement intéressante que dans la zone
O < d1 < L12
Pour la zone
O < d2 < L/S une branche d'hyperbole résulte de même de la relation suivante, semblable à la relation 12):
EMI4.2
En tenant compte de la condition 10) et en se maintenant constamment dans les conditions d'équilibre 1) et 2), il est possible dans le meilleur cas d'obtenir une variation de l'effort de coupe f telle qu'elle résulte des fonctions 12) et 13) dans les zones considérées. La variation de f est représentée sur la fig. 6.
Pour tirer en conséquence le rendement maximal de la cisaille, il faut doubler la puissance d'entraînement du moteur 38 (relation 11). Comme d'après la théorie du cisaillage l'effort de cisaillage nécessaire pour couper une tôle augmente à peu près comme le carré de l'épaisseur de la tôle, il sera possible ainsi par cisaillages successifs de couper au point d1 = d2 = L12. une tôle d'épaisseur
EMI4.3
Si la puissance n'est augmentée que d'un tiers environ, aucune tôle plus épaisse que la tôle 37a ne pourra être coupée, toujours dans la zone CD (fig. 6).
L'augmentation indiquée de la puissance d'entraînement du moteur 38 rend possible donc suivant la fig. 6 de cisailler même une tôle 37a nécessitant un effort de coupe F' dépassant l'effort f1 max. A cet effet, on ne doit plus commencer l'opération de coupe au point placé exactement au-dessous du premier vérin 16 et désigné par O sur la fig. 6, mais au point C de cette figure.
En effet. alors qu'au point O situé sur la ligne d'action de l'effort du vérin 16, ainsi que sur la ligne d'action de l'effort du vérin 17, on dispose seulement de la force f1 max ou f2 max, la force totale f disponible au milieu de la distance entre les deux vérins, c'est-à-dire au milieu des deux lames 35 et 36, a la valeur
2 f1 max = 2 f2 max = f max
Entre les deux zones de bordure et le milieu des lames, la force totale disponible varie hyperboliquement selon la fig. 6; au point C la force totale, pour la position représentée de ce point, a environ la valeur 4/3 ft max. Le point C, auquel commence le cisaillage, peut être choisi de telle sorte que la force disponible en ce point soit exactement égale à l'effort de coupe F' nécessaire.
Le cisaillage doit ensuite prendre fin de l'autre côté du milieu au point D de la fig. 6; des tôles 37a dont la longueur est supérieure à la distance CD seront traitées par cisaillages successifs. Pour pouvoir couper des tôles aussi épaisses que possible, l'angle d'inclinaison a est choisi aussi grand que possible. Pour éviter que la tôle 37a soit introduite entre les lames trop loin vers le point O il est avantageux de régler la lame supérieure 36 comme sur la fig. 6, de façon que la largeur d'ouverture entre les deux lames n'atteigne qu'au point C l'épaisseur li de la tôle.
On attire spécialement l'attention sur le fait que les clapets limiteurs de pression 50, 50a qui doivent être disposés sur toute cisaille de ce type doivent correspondre aux valeurs f1 max et f max et que leur réglage ne doit pas être changé (pression de sortie plus élevée par exemple). Egalement dans ce procédé de cisaillage, l'effort de coupe reste naturellement constant. Seuls changent avec l'augmentation d'épaisseur de la tôle la longueur de coupe et l'emplacement de la coupe (point de cisaillage m). Ici encore, aucun moyen de commande spécial n'est nécessaire pour modifier les efforts hydrauliques f1 et fe nécessaires suivant le point de cisaillage et l'épaisseur de la tôle.
Le dispositif se maintient automatiquement en équilibre suivant les conditions 1) et 2) et se commande donc automatiquement.
On sait que le cisaillage provoque sur les lames 35 et 36 des réactions horizontales Ri et R2 (fig. 7) qui, comme l'expérience le montre, sont très importantes et suivent le déplacement du point de coupe m.
La réaction Ra sur la lame inférieure fixe 35 est absorbée directement par le bâti 9 de la cisaille. La réaction Rt qui s exerce sur la lame mobile 36 doit, par contre, être transmise au bâti 9 par l'intermédiaire du tablier mobile 1 sur lequel est montée cette lame.
Cette réaction Rt est reçue par des galets 2 (fig. 1, 2) situés au voisinage immédiat de la ligne de coupe.
Shear
The present invention relates to a shear comprising a fixed lower blade and a movable upper blade whose movements are controlled by two jacks acting in the vicinity of the ends of this blade and each supplied by a separate pump, the maximum admissible pressure at the two jacks and in fact their maximum forces (ft max and f2 max) being limited by limiting valves, these two pumps being driven by the same engine.
Shears are known, of which the two jacks moving the upper blade are each controlled by its pump, the two pumps being driven by a single motor, the force of which is such that it makes it possible to reach and maintain altogether in both hydraulic systems a maximum cutting force, corresponding to the maximum force in one of the cylinders, the force in the other having at this moment a zero value.
Such a shear can cut a sheet of a certain maximum thickness for a given quality over the entire length of the shear between the two lines of force of the jacks.
However, it is impossible to cut sheet metal with such a shear which requires greater force. The object of the present invention is to remedy this drawback by a very simple and inexpensive change without making the construction itself heavy.
The shears according to the invention is characterized in that the control of the supply of the jacks is dimensioned so as to make it possible to create a cutting force f max which is greater than each of the maximum forces (of the jacks) ft max, f2 max , limited by the limiting valves, but at most twice as large as these:
ft max = f2 max <f max <2 fj max = 2 f2 and in that the movable apron which carries the movable blade is maintained at its ends by means limiting the longitudinal movement of said apron, and is suspended from its upper part at return springs, reaction members acting on the rear side of the moving apron along the cutting line in the vicinity of the blade.
The invention is described in detail below on an exemplary embodiment, with reference to schematic drawings, in which:
Fig. 1 is a section through a shears comprising a device for adjusting the clearance between the blades.
Fig. 2 is a front view of the whole of the shears.
Fig. 3 is a view of the device for controlling the jacks and the clamps of the shear.
Fig. 4 shows the hydraulic circuit for controlling the jacks and the clamps.
Fig. 5 is a front view of the blades of a shear.
Fig. 6 is a diagram of the forces exerted on the movable blade of said shear, and
fig. 7 is a cut of the shears along the line
III-III of fig. 5.
The shears shown schematically in FIGS. 1 to 4 with its fixed lower blade 35 comprises a movable apron 1 to which is fixed an upper blade 36 and which is itself guided in a frame 9 in a vertical reciprocating movement.
The mobile apron 1 is guided in its central part and at the top by rollers 5 and 6 which bear respectively on the front and rear faces of the frame 9 at points facing each other.
As shown in fig. 2, the apron 1 is also held laterally by rollers 7. The rollers 7 have fixed axes relative to the apron 1 and bear on the frame 9. These rollers limit the travel of the apron 1, made possible by the variation of the cutting angle between the two blades 35 and 36.
To take into account the clearance j provided between the blades 35 and 36, which is of the order of one tenth of the thickness e of the sheet 37 to be cut, each of the levers 93 carrying a group of two rollers 2 is supported on the frame 9 by a ball joint 94 and the position of this lever 93 is adjustable by a cam 95. The cams 95 are wedged on a common shaft 96, controlled by a lever, not shown. The apron 1 is constantly applied against the rollers 2 by return rods 3 subjected to the action of Belleville washers 60 bearing on the frame 9 via a cross member 12 and a roller 13.
The two blades 35 and 36 form a shearing angle a with each other; the shearing plate 37 has a thickness e; the instantaneous point of shearing is denoted by m. On the movable upper blade 36 are exerted the thrusts fl and f2 of two hydraulic cylinders 16 and 17, which are applied to the apron 1, in the vicinity of the two ends of the blade 36. The apron 1 is also supported on the frame 9 by two springs 66 and 67. The lateral guidance is provided by the rollers 7. The two jacks 16 and 17 are fixed to the frame 9; in the heads of the pistons of the cylinders 16 and 17 are arranged movable pilot valves 14 and 15, the position of which makes it possible to determine whether a hydraulic pressure can be exerted in the concerned cylinder.
According to fig. 2, the jacks 16 and 17 are supplied by two separate pumps 18 and 19 driven by the same motor 38, on the shaft of which the rotating parts of these pumps are wedged, so that at each moment of shearing the two pumps provide the same quantities of pressure fluid at the jacks 16 and 17. The motor 38 is dimensioned such that the two pumps 18 and 19 can simultaneously receive their maximum drive power and transform it into hydraulic power. Consequently the two pistons of the jacks 16 and 17 can act simultaneously on the blade 36 with their maximum force fl max and f2 max.
The pilot valve 14 is combined with a knee lever 20, 24, one of the elements 20 of which is mounted to oscillate at a point 1a of the apron 1 and of which the other element 24 is articulated by one of its ends 24a to the rod of the valve 14. At the articulation of the knee lever 20, 24 is articulated a connecting rod 21, which in turn is articulated to an angled lever 23 mounted on the frame 9. The angled lever 23 is connected by a rod 53 to a pedal 49 mounted on the frame 9, such that a force exerted on the pedal 49 in the direction of the arrow in FIG. 3 causes a force putting in a straight line the elements 20, 24 of the Iberian knee; to this force opposes a tension spring 22 fixed on the one hand to the articulation of the knee lever and on the other hand to the frame 9.
The point of articulation 1a of the element 20 coincides with the point of attachment of the rod 16a of the cylinder 16 to the apron 1. The various parts of the linkage described are dimensioned such that the valve 14 is in the position of. opening when the elements 20, 24 form an angle less than 1800.
At a point lb of the deck 1 is mounted one of the ends of a bracket 25 which is articulated by its top 25a to the frame 9, and the other end of which is articulated by means of a bar 27 at the one of the ends of a balance 29. The other end of this balance 29 is articulated to the end 30a of a bar 30 guided in longitudinal movement in the frame 9. The bar 30 has a rack 30a as well as two tenons 30c and 30d projecting from the side. In the middle of the balance 29, a connecting rod 33 is articulated, which is articulated at one end of a bracket 34 mounted on the frame 9. The other arm 34a of the bracket 34 is articulated to the stem of the valve 15.
In the rack 30a of the bar 30 engages a pinion 99, which can be rotated by means of a handle 43 so as to move the bar 30 longitudinally in one or the other direction, which also moves the attachment point 30b of the balance 29.
The shears (fig. 3) comprises several hydraulic sheet clamps 46, the opening stroke of which is limited by a toothed control bar 52. With each sheet clamp 46 is combined a tooth profile 52a of the control bar 52 of such that this profile closes a stop for the interested sheet clamp; the opening stroke can be modified for all of the sheet metal clamps by longitudinal displacement of the control bar 52. For this purpose there is disposed on the bar 52 a tenon 52b which is connected to the tenon 30c of the bar 30 by a lever with two arms 78 mounted at 78a on the frame 9; the ends 78b and 78c which are articulated to the tenons 52b and 30c are in the form of forks.
As a stop for the articulation which connects the square 25 to the bar 27 and therefore to limit the oscillation of the square 25, a hammer-shaped piece 79 is provided, articulated to the frame 9, the head of which has a abutment surface 79a is connected by a spring to the bar 30, so that the hammer-shaped part 79 is maintained in contact with the tenon 30d of this bar 30.
The oscillation of the hammer-shaped piece 79 is limited by a stop 81 integral with the frame 9.
The sheet metal clamps 46 are connected to a common pressure fluid pipe 62, which according to FIG. 4 is connected by a pilot valve device designated as a whole by the reference 48 to a pipe 63 leading from one of the pumps 18 to the jack 16. The device 48 comprises a shut-off valve 48a making it possible to interrupt the adduction. pressure fluid 88 mounted in parallel with the shut-off valve 48a, an outlet valve 89 for decompressing the branched pipe 62 and consequently the sheet metal clamps 46 and a check valve 92 which prevents backflow of the pressure fluid out of the branched pipe 62 in pipe 63. There is further provided a pressure relief valve 50 which releases for a predetermined maximum pressure.
This ensures that the hydraulic forces exerted on the shear during shearing cannot exceed the maximum admissible value determined by the construction. An identical limiting valve 50a is also provided for the cylinder 17.
To actuate the shut-off valve 48a and the outlet valve 89, a lever device shown in FIG. 4. This device comprises a lever 85 mounted on a fixed axis 85a and articulated like the square 25 at point lb with the apron 1. To the lever 85 is frictionally connected a lever 86 also mounted on the axis 85a. The zone of oscillation of the lever 86 is limited by two adjustable stops 87, so that in one of its extreme positions, shown in solid lines in FIG. 4, this lever 86 opens the outlet valve 89 and keeps this valve closed in its other extreme position shown in dashed lines. With the lever 86 cooperates a finger 90 which is mounted with limited oscillation on an arm of a bracket 91 articulated on the frame 9 and which is biased by a spring 98 in the direction of an oscillation towards one of its extreme positions.
The other arm of the square 91 cooperates with the stop valve 48a.
This mechanism works as follows:
During the up and down movements of the apron 1 as well as each movement caused by the lever 43, the pilot valve 15 of the jack 17 exactly follows the movements of the end 34a of the bracket 34.
The various elements which connect this end 34a to the point lb are dimensioned such that the displacements of the end 34a are equal to the displacements of the point lb of the apron 1 relative to the frame 9; the valve 15 therefore performs movements which correspond to those of point lb. By actuating the lever 43, it is possible to modify the initial position of the valve 15, this has the consequence, as can be seen immediately, that the angle a between the lower blade 35 and the movable upper blade 36 increases or decreases. If the pedal 49 is depressed, the elements of the knee 1 20, 24, which at rest formed an angle of less than 1800, are brought into a straight line. Consequently the valve 14 is brought into its closed position.
The pump 18 delivers the oil into the cylinder 16 and the latter drives down the apron 1 and the blade 36 which is integral with it. Point Ib therefore descends, and starting from the end 34a of the bracket 34, which brings the valve 15 into its closed position.
As a result, the cylinder 17, supplied by the pump 19, also descends, driving down the corresponding end of the apron 1, visible at. right on the drawing. From this moment, the two ends of the apron 1 perform equal lowering movements, because the flow rates of the two pumps 18 and 19 are equal as are the sections of the jacks 16 and 17.
If we stop pressing on the pedal 49, the spring 22 decreases the angle of the two elements 20 and 24 of the toggle. The valve 14 opens, so that the cylinder 16 becomes inactive and the left end of the apron 1 rises under the action of the spring 66. The point lb also rises, so that, through the linkage 25, 27, 29, 33, 34, the valve 15 opens, and as a result the right part of the apron 1 also rises under the action of the spring 67.
If, by operating the lever 43, the shearing angle a is reduced from 3O to 20 for example, in order to shear a 10 mm sheet instead of a 15 mm sheet, it is necessary that the free passage under the clamps -sheet 46 is not larger than exactly what is required for the 10mm sheet. The desired dependency relationship between the shearing angle a and the passage under the clamps is achieved by the connection described between the bar 30 and the toothed control bar 52. When moving to the right the bar 30 of FIG. . 3, the control bar 52 moves to the left and reduces, thanks to the slope of its tooth profiles 52a, the possible upward stroke of the clamps.
A translation of the bar 30 to the left has the consequence, in addition to the translation of the toothed control bar 52 to the right and the resulting increase in the upward movement of the clamps 46, that the left end of the apron 1 , when the pedal 49 is actuated, first moves alone downwards over a greater distance than previously. During the translation of the bar 30 to the left, the hammer-shaped part 79 is further supported by the tenon 30d against the stop 81; the stop position of the part 79 is indicated in dashed lines in fig. 3.
When then the apron 1 more strongly inclined than previously goes up, once the pedal 49 has been released, and thus causes the bracket 25 to oscillate in the direction of clockwise, the articulation between this bracket 25 and the bar 27 strikes against the abutment surface 79a, which ends the upstroke of the apron 1. The apron 1 thus maintains even at rest a position for which the blades 35 and 36 cross in accordance with FIG. 6.
The hydraulic control of the clamps 46 works as follows:
At the start of the descent of the apron 1, the stop valve 48a is closed, due to the fact that the lever 85 connected to the apron drives the lever 86 by friction, and that the lever 86 in turn drives the finger 90; this finger 90 cannot turn clockwise with respect to the square 91 and as a result, it oscillates the square 91 in the direction of clockwise; the bracket therefore supports the valve head of the shut-off valve 48a against its seat, so that the supply of pressure fluid to the cylinder 16 is momentarily interrupted and that the oil reaches the branched pipe 62 to the clamps 46. The described oscillation of lever 86 further closes valve 89, so that the discharge flow out of clamps 46 is stopped.
A pressure is thus established in the cylinders of the sheet clamps 46, the value of which depends on the setting of the pressure regulating valve 88. As soon as the pressure desired for holding the sheet 37 is reached, the pressure regulating valve 88 s' opens, so that the pressure fluid can bypass the shut-off valve 48a, which is still closed, and reenter the jack 16. The latter starts up again; consequently the lever 85 and with it the lever 86 start to oscillate again in the anti-clockwise direction, until the lever 86 is released from the finger 90, so that the square 91 is released and allow the shut-off valve 48a to open again.
While the apron 1 continues to descend, the pressure fluid can therefore flow freely through the valve 48a, so that the throttling losses through the regulating valve 88 are avoided. The check valve 92 serves to ensure that the pressure once established in the locks 46 will be maintained throughout the descent of the apron; the sheet clamps will then be unloaded only when the lever 86, during the raising of the apron, will open the outlet valve 89. During the ascent, the lever 86 moves in front of the finger 90, without driving the square 91.
Figs. 5 and 6 serve to explain the principles applied in the shears described. In fig. 5, only the fixed lower blade 35 and the mobile upper blade 36 have been shown of the shears. The cutting force applied at the shearing point m is a function of the shear strength and of the thickness e of the sheet 37 as well as the angle of inclination a of the upper blade 36 on the lower blade 35. For a sheet of given thickness and shear strength and for a determined angle of inclination, the force of cut f remains constant in magnitude.
On the close to reality assumption that the shearing operation is a static operation, all the forces acting on the movable blade 36 must be in equilibrium at all times during the shearing operation.
On the blade 36 act the forces of the hydraulic cylinders, f1 and 2, as well as the support force f (cutting force) applied at point m.
We must therefore have:
1) E forces = O or f1 + f2-f = O
2) s moments = O or f1d1 - f2Q = O (the moments being referred to the point of shearing m).
In known shears of this type, a common motor 38 is provided for the two pumps 18 and 19, which is dimensioned such that it produces at each point of shearing between the lines of action of the forces f, and f2 a constant support force f.
So we have:
3) f = constant in the area O 6 d1 # L where L
represents the maximum cutting width,
with
4) L = d1 + d2
Due to the limited engine power, the following conditions are also met:
5) for d1 = O f1 = f = f1 max and f2 = O
and for d1 = L f2 = f = f2 max and f1 = O
From relations 1) and 3) we draw:
6) f1 + f2 = constant = f1 max = f2 max
Relations 2) and 4) give:
7) f1d1-4 (L-Q) = O and the relations 1) and 6) give:
f2 = ft max - f1
By bearing in relation 7), it comes:
f1Q- (f1max-f1) (L-) = O and after simplification:
:
8) f1 = - d1 f1 max + f1 max max
The hydraulic force f1 therefore decreases linearly during shearing over the entire length L, from the value f1 max at the point d1 = O to the value f1 = O at the point d1 = L, while similarly:
9) f2¯ - d1 f, max
L that is to say that the value of the hydraulic force f, increases linearly from the value f2 = O for d1 = O to the value f2 = f2 max at the point d1 = L. The sum of relations 8 and 9 gives the constant cutting force f.
This variation of the forces according to relations 8) and 9) results automatically on the shears of the conditions of equilibrium 1) and 2), without it being necessary to control in a special way the hydraulic device.
But to take account of the irregularities which occur in practice (differences in sealing in hydraulic devices), pilot valves are provided.
14 and 15 and the set of levers which connect them, which effect by force the described shearing movement of the deck. The motor is constantly working at its maximum power during all the shearing, because it can only provide the total force f. Shearing of sheets which are thicker than e or harder at equal thickness cannot be carried out with these known shears.
The concept of the invention comprises on the contrary the use of shears of this type even for thicker and / or harder sheets, without it being necessary to modify or reinforce their construction in itself, nor in particular their device. hydraulic. Therefore the conditions:
10) f1 <f1 max and f2 <f2 max must apply as before.
From relation 1) it follows then:
f1 max + f2 max = - f max and as by construction f1 max = f2 max, the maximum possible shearing force becomes:
11) fmax = 2 f, max = 2f2max
To determine the variation of the shearing force f as a function of the shearing point m, a short calculation makes it possible to derive from the equilibrium conditions 1) and 2) the relation
EMI4.1
for d1 = O, we have f = f1 = f1 max for d1 = L, f tends to infinity
L for d1 we have f = 2f1 = 2f1 max = f max
The variation of the cutting force is therefore represented by a hyperbola,
which according to condition 11) is technically interesting only in the area
O <d1 <L12
For the area
O <d2 <L / S a branch of hyperbola results in the same way from the following relation, similar to relation 12):
EMI4.2
Taking into account condition 10) and keeping constantly in the equilibrium conditions 1) and 2), it is possible in the best case to obtain a variation of the cutting force f such as it results from functions 12) and 13) in the zones considered. The variation of f is shown in fig. 6.
To obtain the maximum efficiency of the shear accordingly, the driving power of the motor 38 must be doubled (relation 11). As according to the theory of shearing the shearing force necessary to cut a sheet increases approximately as the square of the thickness of the sheet, it will thus be possible by successive shears to cut at the point d1 = d2 = L12. a thick sheet
EMI4.3
If the power is only increased by about a third, no sheet thicker than sheet 37a can be cut, still in zone CD (fig. 6).
The indicated increase in the driving power of the motor 38 therefore makes it possible according to FIG. 6 to shear even a sheet 37a requiring a cutting force F 'exceeding the force f1 max. To this end, the cutting operation should no longer be started at the point placed exactly below the first jack 16 and designated by O in FIG. 6, but at point C of this figure.
Indeed. while at the point O situated on the line of action of the force of the jack 16, as well as on the line of action of the force of the jack 17, only the force f1 max or f2 max is available, the total force f available in the middle of the distance between the two jacks, that is to say in the middle of the two blades 35 and 36, has the value
2 f1 max = 2 f2 max = f max
Between the two border zones and the middle of the blades, the total force available varies hyperbolically according to fig. 6; at point C the total force, for the position represented from this point, has approximately the value 4/3 ft max. The point C, at which shearing begins, can be chosen such that the force available at this point is exactly equal to the cutting force F 'required.
Shearing should then end on the other side of the middle at point D in fig. 6; sheets 37a the length of which is greater than the distance CD will be treated by successive shearing. In order to be able to cut sheets as thick as possible, the angle of inclination a is chosen as large as possible. To prevent the sheet 37a from being introduced between the blades too far towards the point O, it is advantageous to adjust the upper blade 36 as in FIG. 6, so that the opening width between the two slats only reaches point C the thickness li of the sheet.
Special attention is drawn to the fact that the pressure limiting valves 50, 50a which must be placed on any shears of this type must correspond to the values f1 max and f max and that their setting must not be changed (outlet pressure higher for example). Also in this shearing process, the cutting force naturally remains constant. The only changes with increasing sheet thickness are the length of the cut and the location of the cut (shearing point m). Here again, no special control means is necessary to modify the hydraulic forces f1 and fe necessary according to the shearing point and the thickness of the sheet.
The device is automatically maintained in equilibrium according to conditions 1) and 2) and is therefore controlled automatically.
It is known that the shearing causes on the blades 35 and 36 horizontal reactions R 1 and R 2 (fig. 7) which, as experience shows, are very important and follow the displacement of the cutting point m.
The reaction Ra on the fixed lower blade 35 is absorbed directly by the frame 9 of the shears. The reaction Rt which is exerted on the movable blade 36 must, on the other hand, be transmitted to the frame 9 by the intermediary of the movable apron 1 on which this blade is mounted.
This reaction Rt is received by rollers 2 (fig. 1, 2) located in the immediate vicinity of the cutting line.