Installation de commande hydraulique. La. présente invention a pour objet une installation de commande hydraulique. Sous cette dénomination, on désigne en général un ensemble d'appareils permettant de trans mettre un mouvement d'un point à un autre an moyen d'un fluide. Bien qu'étymologique ment le fluide employé devrait être de l'eau, les installations de commande hydraulique actuellement en usage utilisent. de préférence les hy dro-earbures tels que les huiles de grais sage, les alcools supérieurs, les alcools gras, ete. par suite de leurs propriétés lubrifiantes et de leur passivité à. l'égard des métaux.
Le choix du liquide de travail dépend de plusieurs facteurs tels que compressibilité, viscosité, nature des joints et métaux em ployés, ete. Pour la simplicité de l'exposé qui va suivre, nous désignerons le fluide employé par le mot huile , mais il va de soi que tout autre liquide peut être utilisé.
Dans une installation de commande hydrau lique, l'huile reçoit l'énergie d'une source exté rieure telle qu'un moteur électrique action nant une pompe, par exemple, et transmet cette énergie à un organe de travail quelcon que, par exemple un piston de travail se déplaçant dans un cylindre, un soufflet, un moteur à palettes, une turbine, etc.
Pour plus de clarté de l'exposé, on utilise tout au long de la description, comme organe de travail, l'exemple du piston de travail se déplaçant dans un cylindre. Cependant, il est bien entendu que la portée de l'invention n'est pas limitée à cet exemple, le piston de travail pouvant tout aussi bien être remplacé par un organe quelconque déplaçable par un fluide en mouvement.
Plusieurs facteurs interviennent lors du déplacement de l'organe de travail parmi les quels nous retiendrons le débit et la pression de l'huile. Dans le cas où l'organe de travail est, par exemple, un piston, le débit condi tionne la vitesse de déplacement dudit piston de travail dans son cylindre par la relation:
EMI0001.0018
où T = vitesse en cmls., Q = débit en cm3/s., D = alésage en cm du cylindre.
La. pression est conditionnée par l'effort. que le piston doit vaincre pour se déplacer. Cette pression est déterminée par la relation:
EMI0001.0022
P = pression en kg/cm2, I' = force à vaincre en kg, D = alésage du cylindre en cm.
On conçoit d'emblée que dans une installa tion de commande hydraulique la pression varie chaque fois que la charge varie sur le piston de travail.
Dans de nombreuses applications des ins tallations de commande hydraulique, la vi- tesse de déplacement. du piston de travail doit. demeurer aussi constante que possible, quelle que soit la charge sur ce dernier. Cela est notamment le cas lorsqu'une telle installation est destinée à commander les outils de ma chines-outils. Dans certaines installations connues, on uti lise une pompe volumétrique à débit réglable pour commander le piston de travail. En effet., le débit des pompes volumétriques est théoriquement indépendant de la pression, pour autant que le fluide employé soit incom- pressible. Or, tous les liquides employés dans les installations de commande hydraulique sont légèrement compressibles.
Il s'ensuit alors une diminution du débit en fonction de l'aug mentation de pression qui peut aller jusqu'à l'arrêt du piston, pendant quelques instants, lors d'une très forte augmentation de charge sur ce dernier. En introduisant l'erreur due à la compres sibilité du liquide dans la relation entre la vi tesse du piston de travail et le débit de la pompe volumétrique nous trouvons
EMI0002.0007
où W = vitesse du piston, Q = débit de la pompe à la pression normale, R = coefficient de compressibilité de l'huile, V = volume d'huile sous pression, P = pression de l'huile.
L'erreur est donc d'autant plais grande que le volume d'huile utilisé est plus grand. Dans d'autres cas, on a préféré utiliser une pompe normale, par exemple à engre nages, dont le débit est en tous cas légèrement supérieur à celui exigé par le déplacement du piston de travail.
L'excédent d'huile fourni par la pompe est alors soutiré de la canalisation reliant la pompe au piston de travail au moyen d'une soupape de décharge. La fig. 1 représente une telle installation. Une pompe 1 fournit l'huile contenue dans un réservoir 2 à un piston de travail 4 coulis sant dans un cylindre 5. Une soupape de siireté 6 limite la. pression de l'huile dans l'installation. Un robinet 3 permet de régler le débit de l'huile qui s'écoule dans le cylin dre 5.
Toutefois, ce dispositif ne permet pas de maintenir constante la. vitesse du piston de travail 4, quelle que soit la, charge agissant sur celui-ci. En effet, le débit de l'huile pas sant à travers le robinet 3 dépend de la diffé rence des pressions existant à. l'entrée et à la sortie dü robinet. Or, dans la partie de la canalisation s'étendant. entre la. pompe 1 et le robinet 3 règne une pression Pi déterminée par la soupape 6. Cette pression Pl est à peu près constante. Par contre, dans la partie de la canalisation s'étendant entre le robinet 3 et le cylindre 5 règne une pression P2 qui n'est fonction que de la charge qui s'exerce sur le piston 4.
La. différence de pression P qui dé termine le débit du robinet 3 est donnée par: IV)<I>P = Pl</I> -P2 Comme P2 est variable, P varie aussi.
La relation I) énoncée ci-dessus montre alors que la vitesse de déplacement du piston de travail est influencée par la charge sur ledit piston, pour une pression donnée de la pompe.
La vitesse sera d'autant. plus grande que la charge sur le piston de travail sera petite. La fig. 2 représente une installation dans laquelle le piston de travail 4 est du type à double effet. De plus, dans cette installa tion, le mouvement du piston 4 dans le sens de sa course active, c'est-à-dire de droite à gauche sur le dessin, est régularisé par l'échappement à travers un orifice de lami nage, en l'occurrence une vanne 3 placée sur une conduite de décharge, d'un certain volume de liquide régulateur, proportionnel au dépla cement du piston de travail 4.
La pression P. qui règne dans la partie de la canalisation comprise entre le cylindre 5 et la vanne 3 est égale à:
EMI0003.0001
où P1 est la pression déterminée par la sou pape 6, F est la charge qui s'exerce sur la tige du piston 4, S est la section droite du cylindre ou surface du piston 4.
On voit que dans ce cas une variation de la charge F entraîne de nouveau une variation de la pression P2 s'exerçant en amont de la vanne 3. La pression P3 s'exerçant en aval de la vanne 3, dans la portion de la canalisation comprise entre la vanne 3 et le réservoir 2, est nulle. Le débit de la vanne 3 dépend donc bien de la pression P2.
Dans l'installation représentée à la fig. 3, l'huile contenue dans un réservoir 2 est re foulée sous pression au moyen d'une pompe 1 dans un cylindre 5 dans lequel se déplace un piston de travail 4 à double effet. A chaque course active du piston 4, c'est-à-dire dans le sens de droite à gauche sur le dessin, un cer tain volume de liquide régulateur est refoulé par la face du piston 4 opposée à celle sur laquelle agit le liquide mis sous pression par la pompe 1.
Entre l'orifice de laminage, dans le cas particulier la vanne 3 et le cylindre 5, la pression P2 du liquide régulateur s'exerce dans une chambre 7 dont au moins une partie de paroi est susceptible d'être déplacée sous l'action de ladite pression P2.
Il est à remarquer que cette pression P. tend à atteindre une valeur donnée par la relation IV. Cette chambre 7 fait partie d'un dispositif régulateur 8. La. partie de paroi déplacable est constituée par une membrane déformable 9 pouvant être constituée par une feuille de matière plastique élastique, synthé tique ou naturelle. Cette membrane pourrait aussi être constituée en métal.
Sous l'effet de la pression du liquide régulateur, la mem brane 9 a tendance à se déplacer vers la gauche, par rapport au dessin, contre l'action d'une force antagoniste produite par un res sort 10 exerçant son effet sur la membrane 9 par l'intermédiaire d'un piston 11 muni d'un prolongement 12 en forme de champignon. Ce dispositif régulateur comprend une soupape de décharge de la conduite d'amenée du liquide sous pression au piston de travail 4. Le clapet de cette soupape de décharge est formé par la partie 13 du piston 11 qui est maintenue appuyée sur le siège 14 par le res sort 10. Une conduite 15 permet au liquide de travail de remplir un espace annulaire 16 au tour de la partie 13 du piston 11. Une con duite 18 met en communication la chambre 17 avec le réservoir 2.
Une conduite 19 est prévue pour permettre aux fuites de liquide possibles entre le piston 11 et son cylindre de s'écouler aussi dans le réservoir 2.
Dans sa position de repos et sous l'effet du ressort 10, le piston 11 appuie sur le siège 14, de sorte que l'espace annulaire 16 est obturé sur toutes ses faces et l'huile provenant de la pompe 1 ne peut, en aucune manière, s'écou ler. Si l'effet de la pression s'exerçant sur la membrane 9 déplace le piston 11 en l'écartant de son siège 14, une partie de l'huile prove nant de la pompe 1 s'écoule par la chambre 17 et la conduite 18 vers le réservoir 2. Une position d'équilibre des pressions s'établit alors sur la face active du piston 4 telle que la pression exercée sur sa face opposée per mette l'ouverture de la soupape de décharge en éloignant la partie 13 du piston 11 de son siège 14.
Il s'établit un équilibre entre les poussées du ressort 10 et de l'huile sur la membrane 9. La poussée du ressort étant pra tiquement constante, la pression de l'huile sur la membrane et, par là, sur la face du piston 4 sur laquelle agit le liquide régulateur, c'est- à-dire P2, est de même pratiquement cons tante. Le débit s'écoulant par la vanne 3 sera donc pratiquement constant et, par là, la vi tesse de déplacement du piston 4 également.
En d'autres termes, chaque fois que lors de la course active du piston 4 le mouvement de celui-ci a tendance à s'accélérer, l'augmen tation de pression qui en résulte pour le liquide régulateur entre le piston 4 et la vanne de laminage 3 provoque le soulèvement de la soupape de décharge 13 de son siège 14, ce qui laisse s'échapper un certain volume de liquide de travail vers le réservoir 2 par la conduite 15, l'espace annulaire 16, la cham bre 17 et la conduite 1.8.
Cette fuite de liquide de travail provoque donc une baisse de la pression du liquide amené au piston de travail 4 et rétablit auto matiquement la vitesse normale de déplace ment de celui-ci. Comme toutes ces opérations de correction se font dans un temps minimum, la vitesse de déplacement. du piston de travail 4 se maintient pratiquement à une valeur cons tante.
Le dispositif régulateur 8 décrit ci-dessus travaille donc de fagon à maintenir constante la pression .P#, régnant dans la chambre 7. Il ressort en effet des relations I et IV que si la condition: P2 = constante est. remplie, bien que la force F varie et alors que P3 est nulle (pression dans la conduite en aval de la. vanne 3), le débit de la vanne 3 demeure constant et de même la vitesse de déplacement du piston 4 dans le cylindre 5.
L'installation de commande hydraulique selon l'invention comprend au moins un organe de travail destiné à être mû -par un liquide sous pression, le mouvement de cet organe dans le sens de sa course active étant régu larisé par l'échappement à travers un orifice de laminage d'un certain volume de liquide régulateur proportionnel au déplacement de l'organe de travail, le liquide régulateur agis sant, en amont de l'orifice de laminage,
dans une chambre dont au moins une partie de paroi est susceptible d'être déplacée sous l'ac tion de- la pression du liquide régulateur et contre l'action d'une force antagoniste mainte- -iant sur son siège une soupape de décharge branchée sur la conduite d'amenée du liquide sous pression à l'organe de travail, de façon que chaque fois que, lors de la course active dudit organe, le mouvement de celui-ci a.
ten dance à s'accélérer, l'augmentation de pression qui en résulte pour le liquide régulateur pro voque le soulèvement de la soupape de dé- charge de son siège, ce qui diminue la pres sion du liquide amené à l'organe de travail et rétablit automatiquement. la vitesse normale de déplacement de celui-ci, ladite force anta goniste étant produite par un liquide sous pression et agissant sur un piston dont la soupape de décharge est solidaire.
Cette installation de commande hydrau lique se distingue des installations connues par le fait qu'elle comprend deux pompes à fonctionnement continu, la première fournis sant le liquide actionnant le piston de travail et la seconde fournissant le liquide produisant ladite force antagoniste, un orifice de lami nage prévu sur la conduite de refoulement de la seconde pompe déterminant. la. pression agissant sur ladite soupape de décharge, le liquide régulateur, le liquide agissant sur la soupape de décharge, de même que le liquide de travail étant constitués par un liquide en provenance d'un même réservoir, de manière qu'à toute variation de la viscosité due à. un changement.
de température du liquide cor responde une variation de pression égale de part et d'autre de la paroi déplaca.ble, de sorte que la soupape de décharge reste insen sible aux écarts de température du liquide.
Les fig. 4 et 5 du dessin annexé montrent, schématiquement et à. titre d'exemple, deux formes d'exécution différentes de l'installation selon l'invention.
La fig. 4 représente schématiquement, une première forme d'exécution de l'installation selon l'invention différant de l'installation dé crite en regard de la fig. 3 par le fait. que le ressort 10 de la fig. 3 a été supprimé et remplacé par l'action sur le piston 11 de la pression de l'huile fournie par une seconde pompe 20 par l'intermédiaire d'une conduite 21. Un orifice de laminage, en ].'occurrence une vanne \'\?, permet. de régler à volonté la pression de l'huile sur le piston<B>1.1.</B> Cette dis position a. l'avantage sur la précédente de permettre une poussée contre la membrane 9, indépendante de la position du piston 11.
De plis, cette disposition permet tune com pensation automatique des variations de la viscosité de l'huile. En effet, la viscosité de l'huile varie avec la température. Comme la viscosité intervient dans la vitesse d'écoule ment à travers la vanne du laminage 3, le dé bit n'est constant que tant que la viscosité reste constante. Par exemple, si par suite de l'augmentation de la température de l'huile, provenant du travail fourni par les pompes, la viscosité diminue, le débit de la vanne 3 augmente pour une pression et une section d'ouverture données.
Mais, dans ce cas et pour la même raison, le débit de la vanne 22 dont l'huile provient du même réservoir 2 aug mente dans la même proportion et la contre- pression exercée sur le piston 11 par l'huile venant de la pompe 20 diminue. Il s'ensuit une diminution proportionnelle de la pression sur la membrane 9 pour obtenir l'équilibre avec la. contre-pression s'exerçant sur le piston 11. Il s'ensuit donc une diminution propor tionnelle de débit de la vanne 3, rétablissant ainsi les conditions initiales.
La fig. 5 représente, schématiquement, une deuxième forme d'exécution de l'invention dont le fonctionnement est en tous points semblable à celui décrit à propos de la fig. 4, mais dont le dispositif régulateur comprend un cylindre 24 renfermant un second piston 23 solidaire du piston 11. Ce cylindre 24 a pour but de corriger les effets retardateurs dus au laminage de l'huile entre le piston 11 et le siège 14.
La pompe 1 alimente, d'une part, le pis ton 4 et, d'autre part, le piston 23. La pres sion de refoulement de la pompe 1, lorsque la soupape de décharge 13 est fermée, est dé terminée par deux étranglements 26 et 27 dis posés à la suite l'un de l'autre sur une con duite de décharge 28. Une conduite 25, pre nant en un point situé entre les deux étran glements 26 et 27 qui sont constitués chacun par une vanne de laminage, alimente le cylin dre 24. Ainsi, lorsque l'effort sur le piston 4 augmente, la pression de l'huile sur la face active du piston 4 doit augmenter; cela en traîne une augmentation de la pression dans l'espace annulaire 16.
La. partie 13 du piston 11 doit alors, sous l'effet de la membrane 9 et de la contre-pression d'huile, se rapprocher de son siège 14, ce qui a pour effet d'accélérer la vitesse de l'huile entre le siège 14 et le piston 11. Cette accélération tend à repousser le piston 11 loin du siège 14. Mais le piston 23 entre alors en action en recevant, par la con duite 25, du liquide soumis à une pression proportionnelle à celle agissant sur la face active du piston 4. Le piston 23 tend alors à rapprocher le piston 11 du siège 14. La valeur de cette correction peut être réglée par le jeu des vannes 26 et 27.
Dans cette\ dernière forme d'exécution, le piston de travail 4 est alimenté en liquide de travail par l'intermédiaire d'un dispositif distributeur 29, permettant. de faire arriver le liquide sur l'une ou sur l'autre des faces du piston 4. Dans le cas particulier, ce dispo sitif distributeur 29 est du type à tiroir de distribution 30 commandé soit de façon auto matique par la machine sur laquelle est mon tée l'installation, soit à la main. Dans la posi tion représentée à la fig. 5, le tiroir 30 per met au liquide de travail arrivant par la, con duite 31 d'exercer sa pression sur la face 32 du piston 4.
Celui-ci se déplace donc dans le sens de la flèche 33 et le liquide refoulé par la face 34 du piston 4 s'échappe par la con duite de décharge 35.
Si par contre le tiroir 30 est poussé vers la gauche par rapport à la, fig. 5, le liquide de travail agira sur la face 34 du piston 4 et celui-ci se déplacera dans la direction opposée à celle indiquée par la flèche 33.
Un dispositif 36 est prévu pour provo quer l'arrêt du piston 4. Ce dispositif com prend une vanne à pointeau 37 disposée sur la conduite de décharge 35. Le pointeau 38 de cette vanne est maintenu écarté de son siège 39 par un ressort 40. Une came 41, com mandée par la machine sur laquelle est mon tée l'installation, détermine les périodes d'ou verture et de fermeture de cette vanne 37. Ainsi, chaque fois que la. vanne 37 est fermée, la conduite de décharge 35 étant obturée, le piston 4 reste immobile. L'augmentation de pression du liquide dans la conduite 35 résul tant de la fermeture de la vanne 37, provoque l'éloignement du clapet 13 de son siège 14 et ainsi le liquide de travail fourni par 1a pompe 1 peut s'échapper vers le réservoir 2 par la conduite 18.
Un manomètre 42, placé sur la conduite 21, permet de contrôler la pression de refoule ment de la pompe 20.
Dans les deux formes d'exécution de l'ins tallation de commande hydraulique décrites en regard des fig. 4 et 5, la, partie de paroi déplaçable était constituée par une membrane 9. Cependant, il est bien entendu que cette membrane 9 pourrait être remplacée par un piston dont une face limiterait. sur un côté la chambre 7 alors que sa face opposée forme rait l'une des parois de la chambre 17.
Une fuite de liquide entre ce piston et son cylindre pourrait. être corrigée par le choix d'une sec tion déterminée de l'orifice de laminage 3, à condition toutefois que le débit total de liquide à travers la conduite de décharge 35, débit déterminant une vitesse minimum et constante de déplacement du piston de travail 4 ne soit pas inférieur à celui de ladite fuite.
En variante, au lieu de ne comprendre qu'un seul piston 4 à double effet, l'installa tion pourrait en comprendre plusieurs; de plus, ce ou ces pistons à double effet pour raient être remplacés par des pistons à simple efft dont la. tige commanderait le déplacement d'un piston à simple effet coulissant dans un cylindre distinct du cylindre 5.
La remarque faite ci-dessus est valable non seulement. pour les cas où l'organe de tra vail est un piston, mais aussi pour les cas où l'organe de travail est constitué par un organe quelconque déplaçable par un fluide en mou vement.
Il -est à remarquer en outre que dans ces différentes formes d'exécution, qui sont des tinées à être appliquées notamment à des machines-outils, un dispositif pourrait être prévu pour provoquer une ouverture maxi mum de la vanne 3 lors de la course de retour du piston 4 à sa position initiale, de façon que cette course s'effectue dans le minimum de temps.
Pour faciliter la compréhension du dessin, les dispositifs nécessaires pour provoquer la course de retour du piston 4 de la forme d'exécution représentée à la fig. 4, n'ont pas été représentés. Ces dispositifs peuvent être du même genre que celui représenté à la fig. 5, ou encore comprendre toutes disposi tions de conduites, soupapes, vannes et autres, déjà utilisées dans les installations connues, étant donné qu'il n'est pas nécessaire dans ce cas que la. vitesse de déplacement. du piston 4 dans le sens négatif soit constante.
Hydraulic control installation. The present invention relates to a hydraulic control installation. Under this name, we generally designate a set of devices making it possible to transmit a movement from one point to another by means of a fluid. Although etymologically the fluid employed should be water, the hydraulic control installations currently in use make use of this. preferably hydrocarbons such as fatty oils, higher alcohols, fatty alcohols, ete. due to their lubricating properties and their passivity to. with regard to metals.
The choice of the working liquid depends on several factors such as compressibility, viscosity, nature of the seals and metals used, etc. For the simplicity of the explanation which follows, we will designate the fluid used by the word oil, but it goes without saying that any other liquid can be used.
In a hydraulic control installation, the oil receives energy from an external source such as an electric motor actuating a pump, for example, and transmits this energy to any working member, for example a working piston moving in cylinder, bellows, vane motor, turbine, etc.
For greater clarity of the description, the example of the working piston moving in a cylinder is used throughout the description as a working member. However, it is understood that the scope of the invention is not limited to this example, the working piston being able to be replaced just as well by any member which can be moved by a moving fluid.
Several factors intervene during the displacement of the working organ among which we will retain the flow and the pressure of the oil. In the case where the working member is, for example, a piston, the flow rate conditions the speed of movement of said working piston in its cylinder by the relation:
EMI0001.0018
where T = speed in cmls., Q = flow rate in cm3 / s., D = cylinder bore in cm.
The pressure is conditioned by the effort. that the piston must overcome in order to move. This pressure is determined by the relation:
EMI0001.0022
P = pressure in kg / cm2, I '= force to be overcome in kg, D = cylinder bore in cm.
It is readily understood that in a hydraulic control installation the pressure varies each time the load varies on the working piston.
In many applications of hydraulic control installations, the travel speed. of the working piston must. remain as constant as possible, regardless of the load on the latter. This is particularly the case when such an installation is intended to control the tools of machine tools. In certain known installations, a volumetric pump with an adjustable flow rate is used to control the working piston. In fact, the flow rate of positive displacement pumps is theoretically independent of the pressure, provided that the fluid employed is incompressible. However, all the liquids used in hydraulic control installations are slightly compressible.
This then results in a reduction in the flow rate as a function of the increase in pressure which can go as far as stopping the piston, for a few moments, during a very large increase in load on the latter. By introducing the error due to the compressibility of the liquid in the relation between the speed of the working piston and the flow rate of the positive displacement pump we find
EMI0002.0007
where W = piston speed, Q = pump flow rate at normal pressure, R = oil compressibility coefficient, V = pressurized oil volume, P = oil pressure.
The larger the volume of oil used, the greater the error. In other cases, it has been preferred to use a normal pump, for example with gears, the flow rate of which is in any case slightly greater than that required by the displacement of the working piston.
The excess oil supplied by the pump is then withdrawn from the pipe connecting the pump to the working piston by means of a relief valve. Fig. 1 shows such an installation. A pump 1 supplies the oil contained in a reservoir 2 to a working piston 4 sliding into a cylinder 5. A safety valve 6 limits it. oil pressure in the installation. A valve 3 is used to regulate the flow rate of the oil flowing into the cylinder 5.
However, this device does not make it possible to keep the constant. speed of the working piston 4, whatever the load acting on it. In fact, the flow of the passing oil through the valve 3 depends on the difference in pressures existing at. the inlet and outlet of the tap. Now, in the part of the pipe extending. enter here. pump 1 and valve 3 reigns a pressure Pi determined by valve 6. This pressure P1 is approximately constant. On the other hand, in the part of the pipe extending between the valve 3 and the cylinder 5 there is a pressure P2 which is only a function of the load exerted on the piston 4.
The pressure difference P which determines the flow rate of tap 3 is given by: IV) <I> P = Pl </I> -P2 As P2 is variable, P also varies.
Relation I) stated above then shows that the speed of movement of the working piston is influenced by the load on said piston, for a given pressure of the pump.
The speed will be all that. larger than the load on the working piston will be small. Fig. 2 shows an installation in which the working piston 4 is of the double-acting type. In addition, in this installation, the movement of the piston 4 in the direction of its active stroke, that is to say from right to left in the drawing, is regulated by the exhaust through an orifice of the swimming pool, in this case a valve 3 placed on a discharge pipe, of a certain volume of regulating liquid, proportional to the displacement of the working piston 4.
The pressure P. which prevails in the part of the pipe between cylinder 5 and valve 3 is equal to:
EMI0003.0001
where P1 is the pressure determined by the valve 6, F is the load exerted on the piston rod 4, S is the cross section of the cylinder or piston area 4.
We see that in this case a variation of the load F again causes a variation of the pressure P2 exerted upstream of the valve 3. The pressure P3 being exerted downstream of the valve 3, in the portion of the pipe between valve 3 and tank 2 is zero. The flow rate of the valve 3 therefore depends on the pressure P2.
In the installation shown in fig. 3, the oil contained in a reservoir 2 is re-pressed under pressure by means of a pump 1 in a cylinder 5 in which a double-acting working piston 4 moves. At each active stroke of the piston 4, that is to say in the direction from right to left in the drawing, a certain volume of regulating liquid is delivered by the face of the piston 4 opposite to that on which the liquid applied acts. pressurized by pump 1.
Between the rolling orifice, in the particular case the valve 3 and the cylinder 5, the pressure P2 of the regulating liquid is exerted in a chamber 7 of which at least a part of the wall is capable of being displaced under the action of said pressure P2.
It should be noted that this pressure P. tends to reach a value given by relation IV. This chamber 7 forms part of a regulating device 8. The movable wall part is constituted by a deformable membrane 9 which can be constituted by a sheet of elastic, synthetic or natural plastic material. This membrane could also be made of metal.
Under the effect of the pressure of the regulating liquid, the membrane 9 has a tendency to move to the left, with respect to the drawing, against the action of an opposing force produced by a res out 10 exerting its effect on the membrane. 9 by means of a piston 11 provided with an extension 12 in the form of a mushroom. This regulating device comprises a relief valve for the supply line of the pressurized liquid to the working piston 4. The valve of this relief valve is formed by the part 13 of the piston 11 which is kept pressed on the seat 14 by the valve. res out 10. A pipe 15 allows the working liquid to fill an annular space 16 around the part 13 of the piston 11. A pipe 18 puts the chamber 17 in communication with the reservoir 2.
A pipe 19 is provided to allow possible liquid leaks between the piston 11 and its cylinder to also flow into the reservoir 2.
In its rest position and under the effect of the spring 10, the piston 11 presses on the seat 14, so that the annular space 16 is closed on all its faces and the oil coming from the pump 1 cannot, in no way, flow. If the effect of the pressure exerted on the membrane 9 displaces the piston 11 away from its seat 14, part of the oil coming from the pump 1 flows through the chamber 17 and the pipe 18 towards the reservoir 2. A pressure equilibrium position is then established on the active face of the piston 4 such that the pressure exerted on its opposite face allows the opening of the discharge valve by moving part 13 of the piston 11 away. from its seat 14.
A balance is established between the thrusts of the spring 10 and of the oil on the diaphragm 9. The thrust of the spring being practically constant, the pressure of the oil on the diaphragm and, therefore, on the face of the piston. 4 on which the regulating liquid acts, that is to say P2, is likewise practically constant. The flow rate flowing through the valve 3 will therefore be practically constant and, therefore, the speed of movement of the piston 4 as well.
In other words, each time that during the active stroke of the piston 4 the movement of the latter tends to accelerate, the resulting pressure increase for the regulating liquid between the piston 4 and the valve of rolling 3 causes the lifting of the relief valve 13 from its seat 14, which allows a certain volume of working liquid to escape to the tank 2 through the pipe 15, the annular space 16, the chamber 17 and driving 1.8.
This leakage of working liquid therefore causes a drop in the pressure of the liquid supplied to the working piston 4 and automatically restores the normal speed of movement of the latter. As all these correction operations are done in a minimum time, the speed of movement. of the working piston 4 is maintained practically at a constant value.
The regulator device 8 described above therefore works so as to maintain constant the pressure .P #, prevailing in the chamber 7. It emerges in fact from relations I and IV that if the condition: P2 = constant is. filled, although the force F varies and while P3 is zero (pressure in the pipe downstream of valve 3), the flow rate of valve 3 remains constant and likewise the displacement speed of piston 4 in cylinder 5 .
The hydraulic control installation according to the invention comprises at least one working member intended to be moved by a pressurized liquid, the movement of this member in the direction of its active stroke being regulated by the exhaust through a orifice for rolling a certain volume of regulating liquid proportional to the displacement of the working member, the regulating liquid acting, upstream of the rolling orifice,
in a chamber of which at least a part of the wall is capable of being displaced under the action of the pressure of the regulating liquid and against the action of an antagonistic force maintaining on its seat a discharge valve connected on the pipe for supplying the pressurized liquid to the working member, so that each time that, during the active stroke of said member, the movement of the latter has.
tendency to accelerate, the resulting increase in pressure for the regulating liquid causes the relief valve to be lifted from its seat, which decreases the pressure of the liquid supplied to the working member and automatically restores. the normal speed of movement of the latter, said antagonistic force being produced by a pressurized liquid and acting on a piston whose discharge valve is integral.
This hydraulic control installation differs from known installations by the fact that it comprises two continuously operating pumps, the first supplying the liquid actuating the working piston and the second supplying the liquid producing said antagonistic force, a lamina orifice. swimming provided on the discharge line of the second decisive pump. the. pressure acting on said discharge valve, the regulating liquid, the liquid acting on the discharge valve, as well as the working liquid being constituted by a liquid coming from the same tank, so that any variation of the viscosity due to. a change.
temperature of the liquid cor responde an equal pressure variation on either side of the movable wall, so that the relief valve remains insensitive to differences in liquid temperature.
Figs. 4 and 5 of the accompanying drawing show, schematically and to. by way of example, two different embodiments of the installation according to the invention.
Fig. 4 schematically shows a first embodiment of the installation according to the invention differing from the installation described with reference to FIG. 3 by the fact. that the spring 10 of FIG. 3 has been deleted and replaced by the action on the piston 11 of the oil pressure supplied by a second pump 20 via a pipe 21. A rolling orifice, in] this case a valve \ '\ ?, allows. adjust the oil pressure on the piston at will. <B> 1.1. </B> This dis position a. the advantage over the previous one of allowing a thrust against the membrane 9, independent of the position of the piston 11.
Of folds, this arrangement allows tune automatic compensation of the variations in the viscosity of the oil. Indeed, the viscosity of the oil varies with the temperature. Since viscosity is a factor in the flow rate through the rolling valve 3, the flow rate is constant only as long as the viscosity remains constant. For example, if as a result of the increase in the temperature of the oil, resulting from the work performed by the pumps, the viscosity decreases, the flow rate of the valve 3 increases for a given pressure and an opening section.
But, in this case and for the same reason, the flow rate of the valve 22 whose oil comes from the same tank 2 increases in the same proportion and the back pressure exerted on the piston 11 by the oil coming from the pump. 20 decreases. This results in a proportional decrease in the pressure on the membrane 9 to obtain equilibrium with the. back pressure exerted on the piston 11. This therefore results in a proportional reduction in the flow rate of the valve 3, thus re-establishing the initial conditions.
Fig. 5 schematically shows a second embodiment of the invention, the operation of which is in all respects similar to that described with regard to FIG. 4, but the regulating device of which comprises a cylinder 24 containing a second piston 23 integral with the piston 11. The purpose of this cylinder 24 is to correct the retarding effects due to the rolling of the oil between the piston 11 and the seat 14.
The pump 1 supplies, on the one hand, the pump 4 and, on the other hand, the piston 23. The discharge pressure of the pump 1, when the discharge valve 13 is closed, is determined by two throttles 26 and 27 arranged one after the other on a discharge pipe 28. A pipe 25, taking at a point situated between the two throttles 26 and 27 which are each constituted by a rolling valve , supplies the cylinder dre 24. Thus, when the force on the piston 4 increases, the pressure of the oil on the active face of the piston 4 must increase; this leads to an increase in the pressure in the annular space 16.
Part 13 of piston 11 must then, under the effect of diaphragm 9 and the oil back pressure, move closer to its seat 14, which has the effect of accelerating the speed of the oil between the seat 14 and the piston 11. This acceleration tends to push the piston 11 away from the seat 14. But the piston 23 then comes into action by receiving, through the pipe 25, liquid subjected to a pressure proportional to that acting on the active face of piston 4. Piston 23 then tends to bring piston 11 closer to seat 14. The value of this correction can be adjusted by the clearance of valves 26 and 27.
In this latter embodiment, the working piston 4 is supplied with working liquid via a dispensing device 29, allowing. to make the liquid arrive on one or the other of the faces of the piston 4. In the particular case, this dispensing device 29 is of the dispensing spool type 30 controlled either automatically by the machine on which is my installation, either by hand. In the position shown in fig. 5, the spool 30 allows the working liquid arriving through the duct 31 to exert its pressure on the face 32 of the piston 4.
The latter therefore moves in the direction of arrow 33 and the liquid discharged by the face 34 of the piston 4 escapes through the discharge pipe 35.
If, on the other hand, the drawer 30 is pushed to the left with respect to the, fig. 5, the working liquid will act on the face 34 of the piston 4 and the latter will move in the direction opposite to that indicated by the arrow 33.
A device 36 is provided to cause the stopping of the piston 4. This device comprises a needle valve 37 disposed on the discharge pipe 35. The needle 38 of this valve is kept away from its seat 39 by a spring 40. A cam 41, commanded by the machine on which the installation is mounted, determines the periods of opening and closing of this valve 37. Thus, each time the. valve 37 is closed, the discharge pipe 35 being closed, the piston 4 remains stationary. The increase in pressure of the liquid in the line 35 resulting from the closing of the valve 37 causes the valve 13 to move away from its seat 14 and thus the working liquid supplied by the pump 1 can escape to the reservoir. 2 through line 18.
A manometer 42, placed on the pipe 21, makes it possible to control the delivery pressure of the pump 20.
In the two embodiments of the hydraulic control installation described with reference to FIGS. 4 and 5, the movable wall part was formed by a membrane 9. However, it is understood that this membrane 9 could be replaced by a piston, one face of which would limit. on one side the chamber 7 while its opposite face forms one of the walls of the chamber 17.
A liquid leak between this piston and its cylinder could. be corrected by the choice of a determined section of the rolling orifice 3, provided however that the total flow of liquid through the discharge line 35, flow determining a minimum and constant speed of movement of the working piston 4 is not less than that of said leak.
As a variant, instead of comprising only one double-acting piston 4, the installation could include several; in addition, this or these double-acting pistons could be replaced by single-acting pistons including the. rod would control the movement of a single-acting piston sliding in a cylinder separate from cylinder 5.
The remark made above is valid not only. for cases where the working member is a piston, but also for cases where the working member is constituted by any member which can be moved by a moving fluid.
It -is further noted that in these different embodiments, which are intended to be applied in particular to machine tools, a device could be provided to cause a maximum opening of the valve 3 during the stroke of return of piston 4 to its initial position, so that this stroke is carried out in the minimum time.
To facilitate understanding of the drawing, the devices necessary to cause the return stroke of the piston 4 of the embodiment shown in FIG. 4, have not been shown. These devices can be of the same type as that shown in FIG. 5, or even include all arrangements of conduits, valves, valves and the like, already used in known installations, since it is not necessary in this case that the. movement speed. of piston 4 in the negative direction is constant.