La présente invention a pour objet un dispositif d'équilibrage des effets d'inertie périodiques dans une presse à vilebrequin, bielles de coulisseau et coulisseau porte-poinçon, comportant une masse d'equilibrage et des moyens pour déplacer cette masse d'equilibrage en opposition de phase avec le coulisseau porte-poinçon.
On sait que dans les presses, et notamment les presses à découper, à emboutir ou à étamper à cadence rapide, les problèmes liés à l'équilibrage des forces d'inertie jouent un rôle important. L'équilibrage des sollicitations dues à la rotation de masses excentrées est un problème que l'on maîtrise facilement en plaçant des balourds sur les arbres à des endroits soigneusement determinés. Cependant, les vibrations engendrées notamment dans les bâtis et les soubassements par les forces d'inertie périodiques, provenant essentiellement du déplacement alternatif du coulisseau et des bielles, posent un problème plus difficile à résoudre. Comme on cherche constamment à augmenter, d'une part, la cadence des presses et, d'autre part, leur puissance et la longueur des outils, on est conduit également à augmenter la masse du coulisseau.
Les forces d'inertie periodiques dépendent de la variation de la quantité de mouvement des masses entraînées et cette variation est naturellement proportionnelle à la quantité de mouvement maximum puisque les masses sont alternativement accélérées jusqu'à leur vitesse maximum puis ramenées à une vitesse zéro et accélérées dans l'autre sens. La quantité de mouvement maximum est proportionnelle au produit de la masse du coulisseau et du poinçon, par la vitesse angulaire de rotation du vilebrequin et par l'excentricité de la portée de la bielle de coulisseau par rapport à l'axe de rotation du vilebrequin. Les poinçons peuvent avoir des masses allant de 200 à 500 kg tandis que la vitesse de rotation peut aller de 100 t/min. à 1200 t/min.
Les forces d'inertie périodiques proviennent de la variation de position du centre de gravité de l'ensemble de la presse due au déplacement, notamment du coulisseau. Elles peuvent être très importantes et entraîner, si leurs effets ne sont pas compensés, des vibrations qui, à la fréquence de résonance, se transmettent fortement aux soubassements.
On connaît déjà des dispositifs d'équilibrage aptes à être montés sur de telles presses qui consistent à prévoir, sur le vilebrequin, une portée excentrée en opposition de phase avec la ou les portées sur lesquelles sont montées les bielles de coulisseau et à disposer sur cette portée en opposition de phase une bielle d'équilibrage qui est guidée dans la direction opposée à celle des bielles de coulisseau et qui porte la masse d'équilibrage. Cette solution conduit cependant à une construction relativement compliquée pour l'ensemble de la presse. D'autre part, on a déjà songé à utiliser des bielles d'équilibrage montées sur les mêmes portées du vilebrequin que celles qui supportent les bielles de coulisseau.
Les bielles fonctionnent en concordance de phase avec les bielles de coulisseau de sorte qu'il faut prévoir des moyens pour inverser le mouvement de ces bielles d'équilibrage et, par conséquent, actionner les masses d'équilibrage en opposition de phase avec elles. Toutefois, jusqu'à maintenant, il n'a pas été possible de concevoir un dispositif permettant d'inverser le mouvement dans des conditions fiables et donnant toute satisfaction.
Ainsi, un but de la présente invention est de fournir un dispositif d'équilibrage de construction simple, d'un fonctionnement fiable permettant d'actionner une masse d'équilibrage en opposition de phase avec le coulisseau. Un autre but de l'invention est de créer un dispositif capable de s'adapter à des variations de la valeur des masses en mouvement atteignant des valeurs importantes.
Selon l'invention, le dispositif est caractérisé en ce que les dits moyens comportent une bielle d'équilibrage montée sur une portée du vilebrequin sur laquelle tourne aussi une bielle de coulisseau, en ce que cette bielle d'équilibrage est reliée à un inverseur de mouvement de manière à l'actionner, et en ce que l'inverseur de mouvement comporte un élément de sortie qui est relié à la masse d'équilibrage et l'actionne en opposition de phase avec le coulisseau.
On va décrire ci-après, à titre d'exemple, une forme d'exécution du dispositif selon l'invention en se référant au dessin annexé dont:
la fig. 1 est une vue schématique générale d'une presse équipée du dispositif selon l'invention,
la fig. 2 une vue également schématique d'un ensemble faisant partie du dispositif selon l'invention et
la fig. 3, une vue également schématique montrant un détail de l'ensemble de la fig. 2.
A la fig. 1, on voit les éléments principaux d'une presse à vilebrequin, bielle de coulisseau et coulisseau porte-poinçon. Un vilebrequin 1 est monté sur le socle 2 de la presse. Il comporte deux portées excentrées qui, dans la position de la fig. 1, sont toutes deux au-dessus de l'axe du vilebrequin. Chacune de ces portées excentrées supporte une bielle de coulisseau 3 qui est reliée par une articulation à rotule 4 à un coulisseau 5. Le coulisseau 5 est donc entraîné par les bielles 3 lors de la rotation du vilebrequin 1. Il est guidé, dans le bâti 2 de la presse, de manière connue en soi. A son extrémité droite, le vilebrequin 1 porte une poulie 7, permettant son entraînement par une courroie. Un volant 8 pivote coaxialement à l'arbre 1 et peut être accouplé à la poulie 7 à volonté.
Des masses d'équilibrage en rotation (non représentées) sont fixées sur le vilebrequin 1 afin d'éviter les effets d'inertie des parties tournantes, notamment des paliers des bielles 3 et des portées excentrées de l'arbre 1.
Pour éliminer, ou tout au moins atténuer, les effets des forces d'inertie périodiques, la presse décrite est équipée d'un dispositif d'équilibrage désigné de façon générale par 9. Les éléments sont montés sur un cadre général (non représenté) qui peut se fixer au sommet du bâti 2, de sorte que le dispositif peut être prévu à volonté sur une presse donnée. Une presse peut donc être fabriquée avec ou sans le dispositif d'équilibrage 9, sans que la construction de la presse n'exige d'autres modifications constructives.
Les détails du dispositif d'équilibrage 9 sont visibles à la fig. 2 où l'on reconnaît l'arbre de vilebrequin 1 et une bielle de coulisseau 3. On voit également que le vilebrequin est supporté par un palier d'extrémité 10 et un palier central 11. Des masses d'équilibrage en rotation 12 sont représentées sur cette figure. L'une de ces masses est fixée sur une douille excentrique 13 qui est montée sur une des portées excentriques 14 du vilebrequin 1. Cette douille peut être ajustée en rotation autour de la portée 14, ce qui permet de régler l'excentricité de la bielle 3 entre une valeur minimale, qui peut l'excentricité propre de la douille 13 est la même que celle de la portée 14, et une valeur maximale égale à deux fois l'excentricité en question ou à la somme des excentricités propres de la douille 13 et de la portée 14 si ces deux excentricités ne sont pas les mêmes.
Un système de blocage 15 permet de fixer la douille 13 dans l'orientation convenue sur la portée 14.
La bielle de coulisseau 3 est supportée par la portée extérieure de la douille 13 par l'intermédiaire d'un palier 16 tandis qu'un second palier 17, monté sur la même portée, supporte une bielle d'équilibrage 18. Cette bielle d'équilibrage comporte une tige cylindrique 19 qui est engagée dans un bloc 20 qui constitue un inverseur de mouvement de type compact. Comme on le voit à la fig. 2, cet inverseur de mouvement est constitué d'un bâti rigide 21 délimitant, dans son espace interne, deux espaces cylindriques 22 et 23 d'axe parallèle, communiquant entre eux directement par des passages 24. La tige 19 s'étend selon l'axe du cylindre 22 et traverse la paroi du bloc 21 de manière étanche.
Les deux passages 24 communiquent avec les deux extrémités du cylindre 22, extrémités qui sont séparées l'une de l'autre par une collerette cylindrique 25, solidaire de la tige 19 et faisant office de piston. L'espace cylindrique 23 présente une disposition semblable à celle de l'espace cylindrique 22. Il est traversé axialement par une tige 26, semblable à la tige 19, et qui présente également, entre ses extrémités, une collerette 27 jouant le rôle de piston et coulissant par conséquent dans l'espace cylindrique 23.
La tige 26 est reliée par un mécanisme à double rotule 28 à une barre d'équilibrage 29 qui s'étend dans une direction parallèle à celle de l'axe du vilebrequin 1. Le mécanisme 28 relie la tige 26 à une extrémité de la barre 29 tandis qu'à son autre extrémité cette barre est montée de façon à pivoter sur le bâti de la presse ou sur le bâti du dispositif 9 autour d'un axe 33 qui est perpendiculaire à celui du vilebrequin 1. Une masse d'équilibrage 30 est montée sur la barre 29 de façon à pouvoir être déplacée sur la longueur de cette barre entre le point de liaison de la barre avec le mécanisme 28 et l'axe d'articulation de cette barre.
Le fait que l'axe de pivotement de la barre 29 est perpendiculaire à la direction de déplacement du coulisseau 5 permet un ajustage rapide en fonction du poids de l'outil.
Le fonctionnement du dispositif d'équilibrage découle de ce qui est représenté au schéma de la fig. 2. Du fait de la conformation du bloc 21, lorsque la tige 19 se déplace vers le haut dans le cylindre 22, elle refoule le liquide contenu dans ce cylindre par le passage 24 supérieur dans le cylindre 23 tandis que, le liquide placé dans la partie inférieure du cylindre 23 passe, par le passage 24 inférieur, dans la partie inférieure du cylindre 22. Le piston 27 fonctionne donc exactement en opposition de phase avec le piston 25, de sorte que les déplacements de la tige 26 sont l'inverse des déplacements de la tige 19. Le bloc compact 21 assure une communication directe entre les deux cylindres et permet un fonctionnement fiable du mécanisme.
Pour éviter toute contrainte, le bloc 21 comporte deux tourillons opposés 31 et 32 qui sont portés par des paliers coaxiaux solidaires du bâti du dispositif 9. La fig. 3 montre schématiquement la position du bloc 21 lorsque l'excentricité du pivotement des bielles 3 et 18 est orientée horizontalement. Elle illustre le fonctionnement de la double rotule 28. Les angles sont cependant fortement exagérés sur la fig. 3.
Bien que la fig. 2 montre dans le bloc 21 deux cylindres 22 et 23 de même diamètre, les dimensions relatives de ces cylindres pourraient être différentes. Dans ce cas, on pourrait avoir une multiplication ou une division du chemin parcouru par la tige 26, par rapport à celui de la tige 19. Toutefois, aux vitesses élevées de fonctionnement, la transmission de pression d'un cylindre à l'autre peut devenir critique. On a trouvé qu'un dimensionnement judicieux du bloc compact 21 et des passages directs 24 était essentiel pour assurer le fonctionnement de presses rapides, à fortes sollicitations.
Il importe en effet, par exemple lorsque les portées excentriques du vilebrequin parviennent dans leur position de point mort inférieur, que l'effet de la décélération du coulisseau et du poinçon sur les paliers du vilebrequin soit compensé par l'effet de la décélération des masses d'équilibrage 30. Il faut donc obtenir par l'intermédiaire du fluide contenu dans le bloc 21 une transmission de mouvement instantanée entre les pistons 25 et 27. Le bloc 21 doit donc être aussi compact que possible.
Dans une autre forme d'exécution, l'inverseur de mouvement pourrait aussi comporter deux cylindres indépendants, ce qui permettrait de les monter chacun dans des conditions particulières. Ainsi, le premier cylindre, qui guide le piston 25 solidaire de la bielle d'équilibrage, pourrait pivoter autour d'un axe parallèle à celui du vilebrequin tandis que le second, guidant le piston relié à la masse d'équilibrage, pourrait pivoter autour d'un axe parallèle à l'axe 23.
The subject of the present invention is a device for balancing the periodic inertia effects in a crankshaft press, slide rods and punch holder slide, comprising a balancing mass and means for moving this balancing mass in opposition in phase with the punch holder slide.
It is known that in the presses, and in particular the cutting, stamping or stamping presses at a rapid rate, the problems linked to the balancing of the inertial forces play an important role. The balancing of the stresses due to the rotation of eccentric masses is a problem which one easily controls by placing unbalances on the trees in carefully determined places. However, the vibrations generated in particular in the frames and the bases by the periodic inertia forces, essentially originating from the reciprocating displacement of the slide and the connecting rods, pose a problem more difficult to solve. As we are constantly seeking to increase, on the one hand, the speed of the presses and, on the other hand, their power and the length of the tools, we are also led to increase the mass of the slide.
The periodic inertia forces depend on the variation of the momentum of the driven masses and this variation is naturally proportional to the maximum momentum since the masses are alternately accelerated to their maximum speed then brought back to zero speed and accelerated in the other direction. The maximum amount of movement is proportional to the product of the mass of the slide and the punch, by the angular speed of rotation of the crankshaft and by the eccentricity of the range of the slide rod relative to the axis of rotation of the crankshaft. The punches can have masses ranging from 200 to 500 kg while the speed of rotation can range from 100 rpm. at 1200 rpm.
The periodic inertia forces come from the variation in position of the center of gravity of the entire press due to the displacement, in particular of the slide. They can be very significant and cause, if their effects are not compensated, vibrations which, at the resonant frequency, are strongly transmitted to the foundations.
Balancing devices are already known which are capable of being mounted on such presses which consist in providing, on the crankshaft, an eccentric bearing in phase opposition with the bearing or bearing surfaces on which the slide rods are mounted and to be arranged on this carried in phase opposition a balancing rod which is guided in the opposite direction to that of the slide rods and which carries the balancing mass. This solution however leads to a relatively complicated construction for the whole press. On the other hand, we have already thought about using balancing rods mounted on the same bearing surfaces of the crankshaft as those which support the slide rods.
The connecting rods operate in phase concordance with the sliding rods so that means must be provided to reverse the movement of these balancing rods and, consequently, actuate the balancing masses in phase opposition with them. However, until now, it has not been possible to design a device making it possible to reverse the movement under reliable conditions and giving all satisfaction.
Thus, an object of the present invention is to provide a balancing device of simple construction, of reliable operation making it possible to actuate a balancing mass in phase opposition with the slide. Another object of the invention is to create a device capable of adapting to variations in the value of the moving masses reaching large values.
According to the invention, the device is characterized in that the said means comprise a balancing rod mounted on a bearing surface of the crankshaft on which a slide rod also rotates, in that this balancing rod is connected to an inverter of movement so as to activate it, and in that the movement reverser has an output element which is connected to the balancing mass and actuates it in phase opposition with the slide.
An embodiment of the device according to the invention will be described below, by way of example, with reference to the attached drawing, in which:
fig. 1 is a general schematic view of a press fitted with the device according to the invention,
fig. 2 is also a schematic view of an assembly forming part of the device according to the invention and
fig. 3, a view also schematic showing a detail of the assembly of FIG. 2.
In fig. 1, we can see the main elements of a crankshaft press, slide rod and punch holder slide. A crankshaft 1 is mounted on the base 2 of the press. It has two eccentric bearing surfaces which, in the position of FIG. 1, are both above the axis of the crankshaft. Each of these eccentric bearings supports a slide rod 3 which is connected by a ball joint 4 to a slide 5. The slide 5 is therefore driven by the rods 3 during the rotation of the crankshaft 1. It is guided in the frame 2 of the press, in a manner known per se. At its right end, the crankshaft 1 carries a pulley 7, allowing it to be driven by a belt. A flywheel 8 pivots coaxially to the shaft 1 and can be coupled to the pulley 7 at will.
Balancing masses in rotation (not shown) are fixed on the crankshaft 1 in order to avoid the inertia effects of the rotating parts, in particular the bearings of the connecting rods 3 and the eccentric bearings of the shaft 1.
To eliminate, or at least mitigate, the effects of periodic inertia forces, the press described is equipped with a balancing device generally designated by 9. The elements are mounted on a general frame (not shown) which can be attached to the top of the frame 2, so that the device can be provided at will on a given press. A press can therefore be manufactured with or without the balancing device 9, without the construction of the press requiring other constructive modifications.
The details of the balancing device 9 are visible in FIG. 2 where we recognize the crankshaft 1 and a slide rod 3. We also see that the crankshaft is supported by an end bearing 10 and a central bearing 11. Rotational balancing masses 12 are shown in this figure. One of these masses is fixed to an eccentric sleeve 13 which is mounted on one of the eccentric bearings 14 of the crankshaft 1. This sleeve can be adjusted in rotation around the bearing 14, which makes it possible to adjust the eccentricity of the connecting rod 3 between a minimum value, which can be the own eccentricity of the socket 13 is the same as that of the bearing 14, and a maximum value equal to twice the eccentricity in question or the sum of the own eccentricities of the socket 13 and scope 14 if these two eccentricities are not the same.
A locking system 15 makes it possible to fix the socket 13 in the agreed orientation on the bearing 14.
The slide rod 3 is supported by the outer bearing of the sleeve 13 by means of a bearing 16 while a second bearing 17, mounted on the same bearing, supports a balancing rod 18. This connecting rod balancing comprises a cylindrical rod 19 which is engaged in a block 20 which constitutes a compact type motion reverser. As seen in fig. 2, this motion reverser consists of a rigid frame 21 delimiting, in its internal space, two cylindrical spaces 22 and 23 of parallel axis, communicating with each other directly by passages 24. The rod 19 extends along the axis of the cylinder 22 and passes through the wall of the block 21 in a sealed manner.
The two passages 24 communicate with the two ends of the cylinder 22, ends which are separated from each other by a cylindrical collar 25, integral with the rod 19 and acting as a piston. The cylindrical space 23 has an arrangement similar to that of the cylindrical space 22. It is traversed axially by a rod 26, similar to the rod 19, and which also has, between its ends, a flange 27 acting as a piston and therefore sliding in the cylindrical space 23.
The rod 26 is connected by a double ball joint mechanism 28 to a balancing bar 29 which extends in a direction parallel to that of the axis of the crankshaft 1. The mechanism 28 connects the rod 26 to one end of the bar 29 while at its other end this bar is mounted so as to pivot on the frame of the press or on the frame of the device 9 about an axis 33 which is perpendicular to that of the crankshaft 1. A balancing mass 30 is mounted on the bar 29 so that it can be moved along the length of this bar between the point of connection of the bar with the mechanism 28 and the axis of articulation of this bar.
The fact that the pivot axis of the bar 29 is perpendicular to the direction of movement of the slide 5 allows rapid adjustment as a function of the weight of the tool.
The operation of the balancing device follows from what is shown in the diagram in FIG. 2. Due to the shape of the block 21, when the rod 19 moves upwards in the cylinder 22, it forces the liquid contained in this cylinder through the upper passage 24 into the cylinder 23 while, the liquid placed in the lower part of the cylinder 23 passes, through the lower passage 24, into the lower part of the cylinder 22. The piston 27 therefore operates exactly in phase opposition with the piston 25, so that the displacements of the rod 26 are the reverse of displacements of the rod 19. The compact block 21 provides direct communication between the two cylinders and allows reliable operation of the mechanism.
To avoid any constraint, the block 21 comprises two opposite pins 31 and 32 which are carried by coaxial bearings integral with the frame of the device 9. FIG. 3 schematically shows the position of the block 21 when the eccentricity of the pivoting of the connecting rods 3 and 18 is oriented horizontally. It illustrates the operation of the double ball joint 28. The angles are however greatly exaggerated in FIG. 3.
Although fig. 2 shows in block 21 two cylinders 22 and 23 of the same diameter, the relative dimensions of these cylinders could be different. In this case, one could have a multiplication or a division of the path traveled by the rod 26, compared to that of the rod 19. However, at high operating speeds, the transmission of pressure from one cylinder to another can become critical. It has been found that judicious sizing of the compact block 21 and of the direct passages 24 is essential for ensuring the operation of fast presses with high stresses.
It is indeed important, for example when the eccentric bearings of the crankshaft reach their lower neutral position, that the effect of the deceleration of the slide and the punch on the bearings of the crankshaft is compensated by the effect of the deceleration of the masses balancing 30. It is therefore necessary to obtain via the fluid contained in the block 21 an instantaneous transmission of movement between the pistons 25 and 27. The block 21 must therefore be as compact as possible.
In another embodiment, the movement reverser could also include two independent cylinders, which would allow each to be mounted under specific conditions. Thus, the first cylinder, which guides the piston 25 integral with the balancing rod, could pivot around an axis parallel to that of the crankshaft while the second, guiding the piston connected to the balancing mass, could pivot around an axis parallel to axis 23.