NO743202L

NO743202L -

Info

Publication number: NO743202L
Application number: NO743202A
Authority: NO
Inventors: Peter B Olmstead
Original assignee: Peter B Olmstead
Priority date: 1973-09-06
Filing date: 1974-09-05
Publication date: 1975-04-01
Also published as: NL7411866A; US3902319A

Description

Fremgangsmåte til og anordning for øyeblikkelig å stenge en fluidumpåvirket sylinder fra sin trykkilde. Method and device for instantly shutting off a fluid-affected cylinder from its pressure source.

Oppfinnelsen angår en fremgangsmåte til og en anordning for øyeblikkelig å stenge av en fluidumpåvirket sylinder fra sin trykk-kilde. The invention relates to a method and a device for instantly shutting off a fluid-affected cylinder from its pressure source.

Ved boring i jordskorpen flere kilometer i havbunnen kan bare gjøres ved å anbringe en borerigg på dekket av et oppankret skip som utsettes for dønninger og bølger såvel som vind, storm, tide-vannsbølger og jordrystelser og lignende. Drilling into the earth's crust several kilometers into the seabed can only be done by placing a drilling rig on the deck of an anchored ship which is exposed to swells and waves as well as wind, storms, tidal waves and earthquakes and the like.

En væske<*>påvirket bejsegelseskompenseringssylinder er da anordnet i borstangopphengningen for å kompensere for bevegelser mellom skipet eller en flytende plattform og borstangen. Den bevegelige blokk såvel som toppen av boreriggen står i fare hvis trykktil-førselsslangen brister eller flere kilometer med borstang kan plutselig mistes slik at det etterlates en potensiell eksplosiv trykkladning mot det lastbærende stempel i kompenseringssylinderen som kan bevirke brann opp gjennom den bevegelige blokk og ut av toppen på boreriggen. Dette bevirker betydelig ødeleggelse ikke bare på konstruksjonen men også menneskeliv som er beskjeftiget med boringen av hull på havbunnen. ;Oppfinnelsen omfatter stengning av en avstengningsventil øyeblikkelig for å stenge inne væsken i en lastbærende sylinder for kompensering av det hydrauliske trykk slik at denne blir farefri. Por å oppnåddette, er det nødvendig å anvende en hydraulisk væske-trykkhukommelse. En hydraulisk væsketrykkhukommelsesstyring er ikke ny når det gjelder hydraulisk styring og er f.eks. kjent fra U.S.-patentskrift nr. 3.108.759. De problemer som løses der ved anvendelse av en hukommelse for væsketrykk, åpenbarer ikke fremgangsmåten og anordningen ifølge oppfinnelsen og heller ikke antydes der hvorledes en slik oppfinnelse kan gjøres. ;Ved boring på havbunnen hvor vannet -kan være fra 5-8 km dypt, blir borstangen meget tung og må bæres på en oppankret fartøy som er utsatt for stadig bølgebevegelse såvel som vind i alle stør-relser og retninger og som prøver å øke terskelverditrykket for styringen i avstengningsventilen og frembringe en meget stor be-lastning på den hydrauliske kompenseringssylinder. Det er naturligvis ønskelig å tilveiebringe et fartøy med et skrog som minsker bølgevirksomheten så meget som mulig og også holder fartøyet fast uansetttretning av bølger og vind. Disse faktorer må taes i betraktning ved anbringelsen av boreriggen på fartøyets skrog for å minske svingebevegelse av borstangen. ;De trykk som opptrer kan eventuelt omforme belastnings-kompenseringsstempelet til et prosjektil som hvis det ikke holdes igjen ved brudd på en lang borstang vil, hvis det tillates å unn-slippe, rive- bort den bevegelige blokk og toppblokken såvel som toppen av boreriggen. Slike uhell forsinker ikke bare boringen, men betyr også kostbart tap av tid og penger under reparasjonen som naturligvis kommer i tillegg til boreomkostningene. ;Hensikten med oppfinnelsen er å unngå slike ulemper.;Dette oppnås ved fremgangsmåten ifølge oppfinnelsen ved kontinuerlig overvåkning og registrering av fluidumtrykket som påtrykkes sylinderen, som en referanse, kontinuerlig sammenligning av fluidumtrykket i sylinderen med det registrerte referansetrykk, og lukking av avstengningsventilen ved anvendelse av det registrerte referansetrykk, når fluidumtrykket i sylinderen synker under en forhåndsbestemt terskelverdi i forhold til det registrerte referansetrykk som gradvis varierer med fluidumtrykket i sylinderen når dette endres gradvis i løpet av en tidsperiode. ;På denne måte er det rnuDiig å stenge av væsketrykket i kompenseringssylinderen i løpet av noen få millisekunder og derved unngå ødeleggelser. ;Anordningen for utførelse av fremgangsmåten ifølge oppfinnelsen omfatter en kompenseringssylinder med et stempel hvis stempelstang er belastet med en vekt, en avstengningsventil mellom den belastede ende av kompenseringssylinderen og en ende av en væske/gass-skille-syiinder som overfører trykk og hvis andre ende er. forbundet med en trykkgasskilde, og en trykkregistreringsinnretning for lagring og direkte tilførsel av det registrerte trykk i avstengningsventilen for å styre stengningen av denne. ;Ytterligere trekk ved oppfinnelsen vil fremgå av kravene 2-8;og 10-22. ;Oppfinnelsen skal nedenfor, forklares nærmere under henvisning til tegningene. Fig. 1 viser i perspektiv en borerigg anordnet ombord på et fartøy. Fig. 2 viser skjematisk det hydrauliske system som er vist på fig. 1. Fig. 3 viser i tverrsnitt avstengningsventilen, avfølings-vehtilen- og deres akkumulator sammen med en styreventil og dets filter-system. Fig. 4 viser som funksjon av tiden endringer i trykket i det hydrauliske system for avstengningsventilen som følge av bølger. Fig. 5 viser som funksjon av tiden bevegelsen av avfølings-ventilens ventillegeme og avstengningsventilens ventillegeme ved stengning. Fig. 6 viser som funksjon av tiden bevegelsen av avfølings-véntilens ventillegeme og avstengningsventilens ventillegeme når av- følingsventilen er påvirket utenfra f.eks..ved hjelp av en elektro-magnetisk styreventil for å åpne avstengningsventilen. Fig. 7 viser skjematisk det hydrauliske system for avstengningsventilen. Fig. 1 viser et fartøy 1 som bærer en borerigg 2 på en plattform 3, og denne borerigg er utstyrt med en vanlig toppblokk 4 med en heisekabel 5 til en bevegelig blokk 6. En opphengningsinnretning 7 forbinder den bevegelige blokk med en kompenseringssylinder 8 med en fgstekrave 9. Sylinderen har en stempelstang 10 for et stempel som kan føres inn til bunnen av sy.linderen, og stempelstangen er forbundet med et åk 11 i et dreibart ledd i hvilket er opphengt en medbringerstang.12. Hvis det ikke bores, kan naturligvis selve borstangen bæres i leddet på vanlig måte. Ved forlengelse eller for-kortelse av borstangen, kan denne holdes av kileblokker som bæres av selve boreboret som vanligvis ligger under plattformen 3 og er forsynt med nødvendig rotasjonsmekanisme. En del eller så av borstangen kan bæres i boreriggen når denne er klar for bruk, men den må for-ankres mot bevegelse som skyldes bølgevirkning hvis ikke det er. fast-låst i stativer på dekk hvorfra de trekkes ut for anvendelse. En avstengningsventil 13 er med den største åpning som antydet med området A på fig. 3, er forbundet med den side av kompenseringssylinderen 8 som grenser til den ende hvor stempelstangen rager ut. Den nedre ende av avstengningsventilens hus 14 inneholder et område B eller forbindelsen for en slange 15 (fig. 1 og 2) som er tilstrekkelig lang for en løftebevegelse av fartøyet på minst 6-9 meter såvel som for lengden av en borstangseksjon eller rørseksjon med hvilken borstangen eller røret skal forlenges for boring eller oppumping av olje eller andre produkter, fra borhullet. ;Den andræ enden av slangen 15 bæres av en hydraulisk kopling;16 som gjennom en del av et rør 17 er forbundet med en skjlle-sylinder 18 for olje og gass som kan være utstyrt med et stivt stempel eller et membran som skiller gass fra olje som antydet med 20. Som vist på fig. 2 er bunnen av skillesylinderen 18 forbundet med enden av røret 17 og den øvre ende av ski-llesylinderen er gjennom et rør 21 forbundet med en rekke ventiler for uavhengig forbindelse med gassflasker 22 som tjener som reservoar som uavhengig av hverandre kan forbindes med en kompressor 23 gjennom separate styreventiler ;som kan betjenes automatisk.;Fig. 3 viser anordningen ifølge oppfinnelsen i sin normale stilling i hvilken hydraulisk væske flyter inn og ut av kompen-seringskammeret for å'opprettholde en hovedsakelig jevn understøttelse av borstangen eller hva som ellers henger i den bevegelige blokk. Stempelet i kompenseringssylinderen må minst kunne bevege seg 6 meter hvis dette er den midlere bevegelse av bølgene på stedet. Slange-forbindelsen må være tilstrekkelig.' lang til å nå den øpre og nedre grense for bevegelsen av den bevegelige blokk. ;Avstengningsventilens legeme 13 er utstyrt med eh hovedsakelig, horisontal sylinderinngang som er forbundet med den nedre ende av kompenseringssylinderen som vist. på fig. 2 og denne inngang er antydet med området A. En slangeinngang som er betegnet med området B har samme dimensjoner. Avstengningsventilen,24 er av hylsetypen med to seteflater av hvilke den ene er en sylinderflate for samvirke med et sete' 25, og den andre er en profilseteflate 26 som samvirker med et profilert sete 27 og som er en del av ventillegemet, men som naturligvis godt kan være et separat set.eelement. ;Hylseventilen er montert på en styrestamme som slutter tett til den indre diameter av hylåen. En utsparing 28 er tilstrekkelig stor til å motta en skruefjær 30 som forbelaster avstengningsventilen til stengning. Utsparinger 28 er forbundet med radiale åpninger til et område C som betegnes stengeområdet og mottar trykkvæske for tilførsel til den bakre belastede basis av ventilen 24 for å tvinge dette forover til stengestilling. Området C er forbundet med et sirkulært innløp rundt et avfølingsventillegeme 31 og dette innløp er også betegnet med C. ;Avfølingsventillegemet 31 har også to forskjellige seteflater av hvilke den ene er en profilflate 32 som samvirker med en sete-flate 33 i det profilerte ventilhus og som virker mellom områdene G og F, av hvilke det sistnevnte tilhører hovedområdene i motsatte ender av avfølingsventillegemet som antydet med bokstavene F og som er forbundet med en kanal msom strekker seg aksialt gjennom midten av ventillegemet som antydet med 34. Den profilerte flate av den øvre ende av ventillegemet som er atskilt ved setet 33 utsettes for trykket i kammeret F. Den resterende del av profilflaten- 232 utsettes for trykket i stengepassasjen som er antydet med G. ;Avfølingsventillegemet ligger vanligvis an mot den øvre profilerte flate 32 og stenger ventilen på dette punkt idet ventillegemet er belastet til lukning ved hjelp av en fjær 35 på et areal som er vesentlig større enn arealet av den motsatte side som er utsatt for trykket i området E. Som det fremgår av fig. 3 er området C lukkeområdet for avstengningsventilen som ved den sylinderiske ventilflate' 36 er forbundet med området T som i denne stilling av ventilen fører direkte til et reservoar. ' Trykket i sylinderinngangen eller i kompenseringssylinderen 8 er tilstrekkelig når det tilsPøres ventilfåaten som vist på fig. 3 for å trykke fjæren 30 sammen selv om denne er i stand til å levere en betydelig kraft som f.eks. 250 kg. Forskjellige ventiler for. forskjellige forhold kan anvendes, og denne type med fjærkonstant kan lett til-passes forhold hvor avstengningsventilen skal anvendes. ;Sylinderinngangen har en passasje 37 som leder til et filter A antydet med området A eller til et trykkammer i kompenseringssylinderen. Passasjen 37 strekker seg gjennom filteret A og forbi tilbakeslagsventilen 38 som er fjærbelastet og derfra til passasjen 40 som danner området E hvor væsketrykket tilføres den ovenfor nevnte motsatte side av avfølingsventillegemet 31 og har et lite samlet areal i styredelen av ventillegemet som antydet med 4l enn det totale motstående areal. ;På samme måte er slangeinngangsområdet B ved en passasje 42 forbundet med filteret B og gjennom filteret gjennom tilbakeslagsventilen 43 tilbake gjennom den samme passasjen E som er antydet med 40. Passasjene 37 og 42 leverer sine erespektive trykkvæsker som stadig endres til de respektive filtre og dermed til baksiden av det felles eller sentrale hovedområdet E. Fra området E ;flyter trykkvæsken inn i kammeret for tilbakeslagsventilen 44, men er ikke i stand til å passere denne og tvinges til å passere en begrensningsåpning 45 og en passasje 46 som fører til avfølings-akkumulatoren 47 som er forsynt med et membran 48 for å skille gass fra væske. Tilbakeslagsventilen 44 er også fjærbelastet og trykket i akkumulatoren 47- vil strømme direkte ut og forbi tilbakeslagsventilen hvis trykket er tilstrekkelig til å overvinne fjærkraften pluss trykket i området E, fra avfølingsakkumulatoren til området E. ;Styreventilen 50 danner en del av ventillegemet 13 og er forsynt med en forbindelse til et reservoar T som ikke bare er forbundet med begge ender av styreventilen, men også er forbundet med stengepassasjen G fra avføli.ngsventilens profilflate 32. I den stilling som er vist på fgg. 3 er stengepassasjen direkte åpen til reservoaret gjennom styreventilen 50. Styreventilen har tre stillinger, av hvilke den ene er den sentrale stilling som er vist på ;fig. 3 hvor ventillegemet befinner seg i sentral stilling og F er forbundet med E gjennom en innsnevring 51 i selve ventilen. Det er således to innsnevrede partier som væsken må passere slik som vist. Når det gjelder ventilens virksomme områder kan slike innsnevrede partier med fordel kunne endres for å velge verdier med forskjellig karakteristikkk for forskjellige formål. Som vist tillater innsnevringen 51 passering av væske fra trykkområdet E til trykkområdet P, ;og passasjen 52 er forbundet med det fjærbelastede området 53 i avfølingsventillegemet- 31 som ligger på motsatt side eller i området E. Dette området sammen med det oppdelte området ved enden 32 representerer ekstra konstanter som kan endres for å tjene det ønskedee formål for å beregne virkningen av avfølingsventilen for styring av stengningen av avstengningsventilen 24. Størrelsen av de motstående flater av avsøkningsventilen kan velges slik at arealet for flaten 4l i området E er valgt slik at den bestemmer terskelverditrykket på området av den forbelastede flate 53 som vil starte bevegelsen av avfølingsventillegemet ifølge uttrykket: ; ; Prp representerer terskelverditrykket mot den forbelastede flates areal på det tidspunkt da avfølingsventilen begynner å bevege seg. ;PE representerer trykket på virkeflaten E av 41.;Pf representerer friksjonskraften som uunngåelig er forbundet med et ventillegeme som ikke beveges kontinuerlig og som er stasjonært i et visst tidsrom, hvilken friksjonskraft normalt øker med denne tid. ;K representerer forholdet mellom stenge- og åpnings-arealet representert ved områdene E og P eller flatene 4l og 53. ;K2er forholdet mellom et av de trykkstyrende arealer og ;fjærtrykket som utøves av fjæren 35.;K, er det omvendte forhold for et av de virksomme områder i avfølingsventilen. ;Ved egnet valg av arealer og forhold innbyrdes, er det mulig å oppnå en trykkberegning av terskelverditrykket som vil herske under bestemte forhold. En variasjon av disse faktorer vil naturligvis endre forholdene og det er da nødvendig å ta i betraktning forholdene i det ovenfor'angitte uttrykk. Ofte må man her prøve seg frem. Det vil ikke bare være nødvendig å endre de innbyrdes forhold mellom de forskjellige arealer i a.vfølingsventilen, men også tidspunktene når disse arealer og ventilforbindelser samvirker med hverandre. Av-følingsventilen kan således endres innenfor et vesentlig område for tilpasning til en bestemt oppgave under bestemte trykkforhold ved utallige variasjoner av de faktorer som forekommer og som det må finnes beskyttelse mot såsom bølgeforholdene, boredybden i' åpent hav, bunnforholdene som det bores i og andre fysiske forhold som gir spesielle problemer. ;Av fig. 3 fremgår videre at avfølingsventillegemet 31 er forsynt med et område som forbinder reservoarpassasjen 55 med området C som er direkte forbundet med det kammer i hvilke kjernen for avstengningsventilen 24 befinner seg og som er forsynt med radiale åpninger som forbinder området C direkte med den ringformede utsparing 28 som hele den bakre flate av stengeventillegemet 24 påvirkes av. Som vist på fig. 3 er dette kammer forbundet med reservoaret ved en sylindrisk ventilflate 36 og trykket i sylinderåpningen som må være større enn et trykk på f.eks. 4 kg pr. cm 2 for bare å åpne avstengningsventilen 24 og i virkeligheten er trykket i sylinderåpningen A såvel som i slangeåpningen B tilstrekkelig til å overvinne fjæren 30 i avstengningsventilen 24 og bringe ventillegemet til den stilling som er vist på fig. 3 som følge av at kammeret C ;er forbundet med reservoaret.;Fig. 4 viser løfteperioden i et spesielt tilfelle hvor referansetrykket P^. er en hovedsakelig ■ horisontal linje og for alle praktiske formål lik trykket PE. Dette er referansetrykket som til enhver tid må være større enn stampingene av bølgeperiodene som representerer de varierende trykk i områdene av sylinderinngangen A representert ved P^og i slangeinngangen B representert Pg. Tatt i betraktning at stempelet inne i kompenseringssylinderen 8 i virkeligheten bærer lasten, volumet av den hydrauliske,væske inne i sylinderen som stadig endres som følge av bølgene som frembringer løfteperiodene er representert ved kurven P^. Trykket i kammeret PB synker naturligvis langsomt som vist med den strekede kurve Pg. ;Utløsningstrykket som bevirker at avfølingsventillegemet;31 bevege© seg for å stenge avstengningsventilen 24 er vist med en trykkurve som er hovedsakelig lik i form av trykkurven PH, men opptrer under stampingene av bølgeperioden som vist med b og b'. Bølgetoppene er antydet med a, a', a". En minskning av belastningen ;i noe punkt langs bølgeperioden stum vist-på fig. 4 som kunne bevirke at begge trykkene P^og Pg. faller under løfteperiodene til en verdi som er ekvivalent med utløsningstrykket P^som representerer terskelverditrykket. Da ventilen 58 tillater fri strøm fra området F til området B, vil trykket i området F følge trykket i området B når dette minsker. Når trykket Pg synker under P^ åpnes ventilen 58 og starter bevegelsen av avfølingsventillegemet. Dette forskyver avfølings-ventillegemet 31 fra den stilling som er vist på fig. 3 først ned slik at profilflaten' 32 på toppen av ventillegemet bringes fra ventil-setet 33 for å forbinde passasjen' 34 aksialt gjennom ventillegemet fra det nedre området F på fig. 3 til området F ved toppen av ventillegemet og dermed forbi setet 33 til stengepassasjen 8 som er antydet med 56. Da ventillegemet 57 i styreventilen 50 befinner seg i sentral stilling hvilket indikerer at ingen av solenoidene J og K er energisert og som vist på fig. 7 flyter væsketrykket fra området F gjennom stengepassasjen E til reservoaret fra området F forbi ventilen 58. ;Denne bevegelse av ventillegemet og avfølingsventilen er vist på fig. 5 med en kurve langs hvilken er antydet hva som skjer når profilflaten 32 fjernes fra sitt sete 33j hvor den første virkning er at væsken strømmer fra området F sentralt gjennom avfølings-ventillegemet og stengepassasjén G til reservoaret. Den neste virkning ved bevegelse nedover av avfølingsventillegemet er at ventillegemets område 36 stenger området C i avstengningsventilen 24 fra reservoarforbindelsen 55. ;Den neste virkning av bevegelsen nedover av avfølings-ventillegemet er at profildelen 60 av avfølingsventillegemet 31 ;åpner området E i passasjen 40 til området C slik at referansetrykket Ppj strømmer til styreakkumulatoren 47 forbi tilbakeslagsventilen 44 ;til passasjen 40 eller området E og således strømmer direkte til stengeområdet C for å stenge avstengningsventilen 24. Når den hydrauliske væske trer inn i området C, begynner avstengningsventilen øyeblikkelig å bevege seg til stengt stilling fra den stilling som er vist på fig. 3 og som vist ved den andre kurve på fig. 5 som følger bevegelsesbanen for lukning av avstengningsventilen. ;Stengningen av avstengningsventilen skjer-i løpet av et forholdsvis kort tidsrom og som følge av det sylinderiske ventil-setet 25 og de.t profilerte setet 2% .dannes en liten hydraulisk pute rett. før avslutningen av stengebevegelsen. ;Avstengningsventillegemet kan være hylseformet eller massivt profilert. ;Som følge av at styreventilen ikke er blitt beveget og fremdeles befinner seg i midtstilligg som vist på fig.' 3» fofctsetter stengepassasjen G å levere væske fra området F i avfølingsventilen forbi setet 33 til stengepassasjen 56 og tilveiebringe et trykktap i området F. På det tidspunkt da partiet 60 på avfølingsventil-legemet 31 åpner fra passasjen E til lukkeområdet C, føres det profilerte ventillegemet 58 tilbake .automatisk' som følge av fortsatt tapping av væsketrykket fra området F. Ventillegemet 58 stenger før avstengningsventilen begynner å bevege seg, eller i beste fall kort etter at avstengningsventilen begynner å bevege seg. ;Det skal bemerkes at stengepassasjen G ikke bare sørger for en ugjenkallelig bevegelse av stengeventilen, men hindrer også tilbakeføring av avfølingsventillegemet som følge av at denne ventil fortsatt holdes åpen fra området F til reservoaret og vil stå åpen inntil styreventillegemet er. forskjøvet. ;For tilbakestilling av avstengningsventilen må solenoiden J i styreventilen 50 -'energiseres slik at den inntar den stilling som er vist på fig. 6 hvor også to kurver viser tilbakeføringen av avfølingsventillegemet til den stilling som er vist på fig. 3 ved midlertidig energisering av solenoiden J for åpning av avstengningsventilen hvilket forskyver styreventilen til den stilling hvor trykket Pg fra området E er ført gjennom en åpen passasje 6l i styreventilen og derved forbinder området E for passasjen 40 direkte til området F. Det som er viktigere er at stengning av passasjen 56 som er stengepassasjen G, slik at tidspunktet for bevegelse opp-over av ventillegemet på fig. 3S må det ikke være noen lekkasje av væske mellom den profilerte flate 32 og setet 33 til stengepassasjen G. I denne stilling vil trykket på motsatte sider av delen 62 av ventillegemet tilveiebringe samme trykk i området F mot det større areal 53 som ved hjelp av fjæren 35 beveges til å lukke ventillegemet 31 mot sitt sete som vist på fig. 3 mot trykket E, som virker mot det mindre areal 4l på samme del 62 .av. ventillegemet. Ved denne forskjell i areal sammen med belastningen av fjæren 35 vil avfølings-ventillegemet befinnerseg i sitt séte i meget kort tid (millisekunder) som vist på fig. 6. ;Når delen 60 av avfølingsventillegemet 31 beveges, vil det først stenge for områdene E til C. Den neste virkning er åpning av området C til reservoaret gjennom passasjen 55. Når ventillegemet sluttelig med flaten 32 ligger an mot setet 33 er trykket i sylinderinngangen A og slangeinngangen B tilstrekkelig til å føre stengeventillegemet 24 til den stilling som er vist på fig. 3 som er vist med den andre kurve på fig. 6 som viser bevegelsen av stengeventillegemet for åpning av ventilen.■ ;Det er klart at en ønsket energisering av solenoiden J vil bevirke denne funksjon fordi i denne stilling vil stengepassasjen G være stengt, hvilket alltid er nødvendig for å starte virkningen av trykkene på avfølingsventillegemet for lukning av dette. Når først denne stilling er inntatt som vist på. fig. 3, vil avstengningsventillegemet øyeblikket åpne som antydet med kurven på fig. 6 forutsatt at tilstrekkelig trykkforskjell i områdene A og B er tilstede som vist på fig. 4.■ ;Fig. 7 viser det hydrauliske kretsløp for anordningen;på fig. 3. Her er anvendt de samme henvisninger som på fig. 3. Det skal bemerkes at ventilhuset 13 omfatter styreventilen, slangeinngangsområdet B med passasjen 42, og det sylinderiske inngangsområdet A som er direkte forbundet med bunnen av kompenseringssylinderen under arbeidsområdet for kompenseringsstempelet som bærer belastningen som bæres av stempelstangen 10. ;Når trykket i kammerne A og B i avstengningsventilen 24 faller under et forhåndsbestemt terskeltrykk i avfØlingsventilen 31, avhengig av størrelsen av de motstående flater i avsøknings- ventilen som pådras av væsketrykkene i områdene E og F, begynner delen 54 av avfølingsventillegemet- 31 å starte åpningsbevegelsen i retning nedover slik at området F forbindes med området G og væsketrykket fra området F strømmer gjennom området G til reservoaret gjennom styreventilen 50. Området E er også forbundet med området C i avstengningsventilen 24 som tidligere var forbundet med reservoaret, slik at referansetrykket fra akkumulatoren 47 gjennom tilbakeslagsventilen 24 via passasjen 40 og området E sto direkte i forbindelse med avstengningsområdet C for å stenge avstengningsventilen 24. ;For å tilbakestille avstengningsventilen, energiseres solenoiden J i styreventilen 50 slik at denne forskyves til høyre som vist på fig. 7 for å forbinde området E direkte med området F utenom strupestedet 51 under blokkering av passasjen 56 til reservoaret slik at fjæren 35 beveger ventillegemet 31 til den opprinnelige stilling mot setet som vist på fig.7 . ;Fig..7 viser også shuntventilen som shunter hele avstengningsventilen 24 for å muliggjøre manuell shuntkopling hvis dette er ønskelig. ;Avstengningsventilen omfatter også styreorganer for strømmen av væske til og fra kompenseringssylinderen 8 som løftes opp og ned med skipet, men tillater stempelet inne i sylinderen til å bevege seg så meget som ca. S\ meter under styring av trykkfor-holdene for væskestrømmen for å kompensere for bølgebevegelsen som løfter og senker skipet mellom bølgenes topp og bunn som vist på fig. 4. ;Hensikten med avstengningsventilen er å hindre enhver relativ bevegelse mellom borstangen og skipet når borstangseksjoner skal føyes til eller tas bort fra borstangen eller pumperøret avhengig av om det dreier seg om boring eller produksjon av olje fra havbunnen flere kilometer under skipet. ;Avstengningsventilen må derfor betjenes så kort som;mulig tid før en slik operasjon med tiskjøting eller, fjerning av seksjoner av borstangen eller pumperøret. ;En■annen funksjon ved avstengningsventilen er en tilbake-slagsfunksjon som sikrer at ikke en borstang eller et pumperør går tapt hvis borstafcgen eller røret brister. Denne eller en hvilken som helst annen feil kan påvirke avstengningsventilen for å hindre at meget høye trykk tilføres kompenseringssylinderen slik at stempelet som bærer vekten vikker som et prosjektil. ;Ventilens omgivelser gjør det vanskelig å betjene den;og dette er grunnen til at det er nødvendig å anvende filtere i det omhyggelig lukkede og beskyttede hydrauliske system i denne hydrauliske styreanordning. Denne gjentatte filtrering av væsken i det hydrauliske system sikrer en viktig funksjon av avstengningsventilen. ;Løfteperioden for vannets bevegelse er avhengig av vær-. forholdene til enhver tid og variasjoner er derfor nødvendige i det hydrauliske system for kontinuerlig drift. Slike variasjoner krever ikke bare endring av antall liter pr. minutt i kompenseringssylinderen, men også stempelets arbeidsslag i kompenseringssylinderen. Med hensyn til belastningsvariasjonen, altså den last som bæres ;av stempelet inne i sylinderen varierer denne betydelig, men i alle tilfelle bærer den mesteparten av vekten av borstangen. Stempelet i kompenseringssylinderen beveger seg opp og ned og det totale volum av gass varierer i kompensatorene. Dette bevirker igjen variasjoner i gasstrykket som påvirker sylinderen og bevirker belastningsvariasjonen. Selv om belastningsvariasjon er uønsket, er det vanligvis tilstrekkelig gassvolum tilstede for å hindre at trykket varierer mere enn 10% pr. løfteperiode. ;Som vist på fig. 4 er hver løfti^periode ca. 15 sekunder •og i løpet av dette tidsrom må stempelet i kompenseringssylinderen bevege seg så meget som ca. S\ meter i hver retning. ;I tillegg til trykkvariasjonen som skyldes gasskompresjon er det også en annen trykkvariasjon som skyldes friksjonstap i heiseliner og ventilkonstruksjoner som også bevirker variasjon i belastningen på sylinderen. Ved stor løftehastighet kan disse tap være betydelige* Det betyr at en belastningsvariasjon som skyldes væske friks j on kan være mindre enn J>% når belastningen er stor, men kan være J>0% når belastningen er liten. A fluid<*>actuated pitch compensation cylinder is then provided in the drill rod suspension to compensate for movements between the ship or a floating platform and the drill rod. The moving block as well as the top of the drilling rig are at risk if the pressure supply hose bursts or several kilometers of drill rod can suddenly be lost leaving a potential explosive pressure charge against the load-carrying piston in the compensating cylinder which can cause a fire up through the moving block and out of the top of the drilling rig. This causes considerable destruction not only to the structure but also to human life which is occupied with the drilling of holes on the seabed. ;The invention includes closing a shut-off valve instantaneously to shut off the liquid in a load-carrying cylinder to compensate the hydraulic pressure so that it becomes safe. In order to achieve tightness, it is necessary to use a hydraulic fluid pressure memory. A hydraulic fluid pressure memory control is not new when it comes to hydraulic control and is e.g. known from U.S. Patent No. 3,108,759. The problems that are solved there by using a memory for liquid pressure do not reveal the method and device according to the invention, nor is it suggested there how such an invention can be made. When drilling on the seabed where the water can be from 5-8 km deep, the drill rod becomes very heavy and must be carried on an anchored vessel which is exposed to constant wave movement as well as wind in all sizes and directions and which tries to increase the threshold pressure for the control in the shut-off valve and produce a very large load on the hydraulic compensating cylinder. It is naturally desirable to provide a vessel with a hull that reduces the action of waves as much as possible and also holds the vessel steady regardless of the direction of waves and wind. These factors must be taken into account when placing the drilling rig on the vessel's hull in order to reduce swing movement of the drill rod. ;The pressures that occur can eventually transform the load compensating piston into a projectile which, if not restrained by breaking a long drill rod, will, if allowed to escape, tear away the movable block and top block as well as the top of the drill rig. Such accidents not only delay the drilling, but also mean a costly loss of time and money during the repair, which naturally comes in addition to the drilling costs. The purpose of the invention is to avoid such disadvantages. This is achieved by the method according to the invention by continuous monitoring and recording of the fluid pressure applied to the cylinder, as a reference, continuous comparison of the fluid pressure in the cylinder with the recorded reference pressure, and closing of the shut-off valve using the recorded reference pressure, when the fluid pressure in the cylinder drops below a predetermined threshold value in relation to the registered reference pressure which gradually varies with the fluid pressure in the cylinder when this changes gradually over a period of time. In this way, it is necessary to shut off the liquid pressure in the compensating cylinder within a few milliseconds and thereby avoid damage. The device for carrying out the method according to the invention comprises a compensating cylinder with a piston whose piston rod is loaded with a weight, a shut-off valve between the loaded end of the compensating cylinder and one end of a liquid/gas separation cylinder which transmits pressure and whose other end is . connected to a pressurized gas source, and a pressure recording device for storing and directly feeding the recorded pressure into the shut-off valve to control its closing. Further features of the invention will appear from claims 2-8 and 10-22. The invention will be explained in more detail below with reference to the drawings. Fig. 1 shows in perspective a drilling rig arranged on board a vessel. Fig. 2 schematically shows the hydraulic system shown in fig. 1. Fig. 3 shows in cross-section the shut-off valve, the sensing valve and their accumulator together with a control valve and its filter system. Fig. 4 shows as a function of time changes in the pressure in the hydraulic system for the shut-off valve as a result of waves. Fig. 5 shows as a function of time the movement of the sensing valve's valve body and the shut-off valve's valve body when closing. Fig. 6 shows as a function of time the movement of the sensing valve's valve body and the shut-off valve's valve body when the sensing valve is influenced from the outside, e.g. by means of an electromagnetic control valve to open the shut-off valve. Fig. 7 schematically shows the hydraulic system for the shut-off valve. Fig. 1 shows a vessel 1 carrying a drilling rig 2 on a platform 3, and this drilling rig is equipped with a conventional top block 4 with a hoisting cable 5 to a movable block 6. A suspension device 7 connects the movable block with a compensating cylinder 8 with a fgstekrave 9. The cylinder has a piston rod 10 for a piston which can be introduced to the bottom of the cylinder, and the piston rod is connected to a yoke 11 in a rotatable joint in which a driver rod is suspended. 12. If it is not drilled, the drill rod itself can of course be carried in the joint in the usual way. When extending or shortening the drill rod, this can be held by wedge blocks which are carried by the drill bit itself, which is usually located under the platform 3 and is provided with the necessary rotation mechanism. A part or so of the drill rod can be carried in the drilling rig when it is ready for use, but it must be anchored against movement due to wave action if it is not. firmly locked in racks on deck from which they are pulled out for use. A shut-off valve 13 is with the largest opening as indicated by area A in fig. 3, is connected to the side of the compensating cylinder 8 which borders the end where the piston rod protrudes. The lower end of the shut-off valve housing 14 contains an area B or the connection for a hose 15 (fig. 1 and 2) which is sufficiently long for a lifting movement of the vessel of at least 6-9 meters as well as for the length of a drill rod section or pipe section with which the drill rod or pipe must be extended for drilling or pumping oil or other products from the borehole. The other end of the hose 15 is carried by a hydraulic coupling 16 which is connected through part of a pipe 17 to a skimming cylinder 18 for oil and gas which can be equipped with a rigid piston or a membrane that separates gas from oil as indicated by 20. As shown in fig. 2, the bottom of the separating cylinder 18 is connected to the end of the pipe 17 and the upper end of the separating cylinder is connected through a pipe 21 to a series of valves for independent connection with gas cylinders 22 which serve as a reservoir which can be independently connected to a compressor 23 through separate control valves, which can be operated automatically. Fig. 3 shows the device according to the invention in its normal position in which hydraulic fluid flows in and out of the compensating chamber to maintain a substantially uniform support of the drill rod or whatever else hangs in the movable block. The piston in the compensating cylinder must be able to move at least 6 meters if this is the average movement of the waves on the spot. The hose connection must be sufficient.' long to reach the upper and lower limits of the movement of the movable block. The shut-off valve body 13 is provided with a substantially horizontal cylinder inlet which is connected to the lower end of the compensating cylinder as shown. on fig. 2 and this entrance is indicated by the area A. A hose entrance which is designated by the area B has the same dimensions. The shut-off valve, 24 is of the sleeve type with two seating surfaces, one of which is a cylindrical surface for cooperation with a seat' 25, and the other is a profile seating surface 26 which cooperates with a profiled seat 27 and which is part of the valve body, but which naturally well can be a separate set.eelement. ;The sleeve valve is mounted on a control stem that closes closely to the inner diameter of the sleeve. A recess 28 is sufficiently large to receive a coil spring 30 which preloads the shut-off valve to closing. Recesses 28 are connected by radial openings to an area C which is designated the closing area and receives pressure fluid for supply to the rear loaded base of the valve 24 to force it forward to the closing position. The area C is connected to a circular inlet around a sensing valve body 31 and this inlet is also denoted by C. The sensing valve body 31 also has two different seat surfaces, one of which is a profile surface 32 which cooperates with a seat surface 33 in the profiled valve housing and which acts between areas G and F, of which the latter belongs to the main areas at opposite ends of the sensing valve body as indicated by the letters F and which is connected by a channel m which extends axially through the center of the valve body as indicated by 34. The profiled surface of the upper end of the valve body which is separated by the seat 33 is exposed to the pressure in the chamber F. The remaining part of the profile surface 232 is exposed to the pressure in the closing passage which is indicated by G. The sensing valve body usually rests against the upper profiled surface 32 and closes the valve on this point in that the valve body is loaded to closing by means of a spring 35 on an area that is significantly larger than the area of the opposite side which is exposed to the pressure in area E. As can be seen from fig. 3, the area C is the closing area for the shut-off valve which is connected by the cylindrical valve surface' 36 to the area T which, in this position of the valve, leads directly to a reservoir. The pressure in the cylinder inlet or in the compensating cylinder 8 is sufficient when the valve seat is required as shown in fig. 3 to press the spring 30 together even if it is capable of delivering a significant force such as e.g. 250 kg. Different valves for. different conditions can be used, and this type with a spring constant can easily be adapted to conditions where the shut-off valve is to be used. ;The cylinder inlet has a passage 37 which leads to a filter A indicated by the area A or to a pressure chamber in the compensating cylinder. The passage 37 extends through the filter A and past the non-return valve 38 which is spring-loaded and from there to the passage 40 which forms the area E where the liquid pressure is supplied to the above-mentioned opposite side of the sensing valve body 31 and has a small total area in the control part of the valve body as indicated by 4l than the total facing area. ;In the same way, the hose entrance area B is connected by a passage 42 to the filter B and through the filter through the check valve 43 back through the same passage E indicated by 40. The passages 37 and 42 supply their respective pressure fluids which are constantly changing to the respective filters and thus to the rear of the common or central main area E. From area E, the pressurized fluid flows into the check valve chamber 44, but is unable to pass this and is forced to pass a restriction opening 45 and a passage 46 leading to the sensing accumulator 47 which is provided with a membrane 48 to separate gas from liquid. The check valve 44 is also spring-loaded and the pressure in the accumulator 47- will flow directly out and past the check valve if the pressure is sufficient to overcome the spring force plus the pressure in area E, from the sensing accumulator to area E. The control valve 50 forms part of the valve body 13 and is provided with a connection to a reservoir T which is not only connected to both ends of the control valve, but also connected to the shut-off passage G from the follower valve's profile surface 32. In the position shown in fig. 3, the shut-off passage is directly open to the reservoir through the control valve 50. The control valve has three positions, one of which is the central position shown in fig. 3 where the valve body is in a central position and F is connected to E through a constriction 51 in the valve itself. There are thus two narrowed parts through which the liquid must pass as shown. When it comes to the effective areas of the valve, such narrowed parts can advantageously be changed in order to select values with different characteristics for different purposes. As shown, the constriction 51 allows the passage of liquid from the pressure area E to the pressure area P, and the passage 52 is connected to the spring-loaded area 53 of the sensing valve body 31 located on the opposite side or in the area E. This area together with the divided area at the end 32 represent additional constants which may be changed to serve the desired purpose of calculating the effect of the sensing valve for controlling the closure of the shut-off valve 24. The size of the opposing surfaces of the sensing valve may be selected such that the area of the surface 4l in region E is selected to determine the threshold value pressure on the area of the preloaded surface 53 which will start the movement of the sensing valve body according to the expression: ; ; Prp represents the threshold pressure against the area of the preloaded surface at the time when the sensing valve begins to move. ;PE represents the pressure on the working surface E of 41. ;Pf represents the frictional force that is inevitably associated with a valve body that does not move continuously and that is stationary for a certain period of time, which frictional force normally increases with this time. ;K represents the ratio between the closing and opening area represented by the areas E and P or the surfaces 4l and 53. ;K2 is the ratio between one of the pressure-controlling areas and the ;spring pressure exerted by the spring 35. ;K, is the inverse ratio for a of the effective areas in the sensing valve. By suitable selection of areas and mutual relationships, it is possible to achieve a pressure calculation of the threshold value pressure that will prevail under certain conditions. A variation of these factors will naturally change the conditions and it is then necessary to take into account the conditions in the above-mentioned expression. You often have to try your hand here. It will not only be necessary to change the mutual relationship between the different areas in the a.vsensing valve, but also the times when these areas and valve connections interact with each other. The sensing valve can thus be changed within a significant range for adaptation to a specific task under specific pressure conditions due to innumerable variations of the factors that occur and against which there must be protection such as wave conditions, the drilling depth in the open sea, the bottom conditions in which drilling is carried out and others physical conditions that cause special problems. ;From fig. 3 further shows that the sensing valve body 31 is provided with an area which connects the reservoir passage 55 with the area C which is directly connected to the chamber in which the core for the shut-off valve 24 is located and which is provided with radial openings which connect the area C directly with the annular recess 28 which the entire rear surface of the shut-off valve body 24 is affected by. As shown in fig. 3, this chamber is connected to the reservoir by a cylindrical valve surface 36 and the pressure in the cylinder opening, which must be greater than a pressure of e.g. 4 kg per cm 2 to just open the shut-off valve 24 and in reality the pressure in the cylinder opening A as well as in the hose opening B is sufficient to overcome the spring 30 in the shut-off valve 24 and bring the valve body to the position shown in fig. 3 as a result of the chamber C being connected to the reservoir. Fig. 4 shows the lifting period in a special case where the reference pressure P^. is a mainly horizontal line and for all practical purposes equal to the pressure PE. This is the reference pressure which must at all times be greater than the stamping of the wave periods which represent the varying pressures in the areas of the cylinder inlet A represented by P^ and in the hose inlet B represented Pg. Considering that the piston inside the compensating cylinder 8 actually carries the load, the volume of the hydraulic fluid inside the cylinder which is constantly changing as a result of the waves which produce the lifting periods is represented by the curve P^. The pressure in the chamber PB naturally decreases slowly as shown by the dashed curve Pg. The tripping pressure which causes the sensing valve body 31 to move to close the shut-off valve 24 is shown by a pressure curve which is substantially similar in shape to the pressure curve PH, but occurs during the beats of the wave period as shown by b and b'. The wave crests are indicated by a, a', a". A reduction of the load at some point along the wave period mutely shown in Fig. 4 which could cause both pressures P^ and Pg. to fall during the lifting periods to a value equivalent to the release pressure P^ which represents the threshold pressure. As valve 58 allows free flow from area F to area B, the pressure in area F will follow the pressure in area B when this decreases. When the pressure Pg drops below P^, valve 58 opens and starts the movement of the sensing valve body. This displaces the sensing valve body 31 from the position shown in Fig. 3 first down so that the profile surface' 32 on top of the valve body is brought from the valve seat 33 to connect the passage' 34 axially through the valve body from the lower area F in Fig. 3 to the area F at the top of the valve body and thus past the seat 33 to the shut-off passage 8 which is indicated by 56. Since the valve body 57 in the control valve 50 is in the central position which indicates that none of the the nodes J and K are energized and as shown in fig. 7, the liquid pressure from area F flows through the shut-off passage E to the reservoir from area F past the valve 58. This movement of the valve body and the sensing valve is shown in fig. 5 with a curve along which is indicated what happens when the profile surface 32 is removed from its seat 33j where the first effect is that the liquid flows from the area F centrally through the sensing valve body and the shut-off passage G to the reservoir. The next effect of the downward movement of the sensing valve body is that the area 36 of the valve body closes the area C of the shut-off valve 24 from the reservoir connection 55. The next effect of the downward movement of the sensing valve body is that the profile part 60 of the sensing valve body 31 opens the area E in the passage 40 to the area C so that the reference pressure Ppj flows to the control accumulator 47 past the check valve 44; to the passage 40 or the area E and thus flows directly to the closing area C to close the shut-off valve 24. When the hydraulic fluid enters the area C, the shut-off valve immediately begins to move to closed position from the position shown in fig. 3 and as shown by the second curve in fig. 5 which follows the path of movement for closing the shut-off valve. The closing of the shut-off valve takes place within a relatively short period of time and as a result of the cylindrical valve seat 25 and the profiled seat 2%, a small hydraulic cushion is formed. before the end of the closing movement. The shut-off valve body can be sleeve-shaped or solidly profiled. ;As a result of the fact that the control valve has not been moved and is still in the middle position as shown in fig.' 3" causes the shut-off passage G to deliver liquid from the area F of the sensing valve past the seat 33 to the shut-off passage 56 and provide a pressure loss in the area F. At the time when the portion 60 of the sensing valve body 31 opens from the passage E to the closing area C, the profiled valve body is guided 58 back 'automatically' as a result of continued draining of the liquid pressure from area F. The valve body 58 closes before the shut-off valve begins to move, or at best shortly after the shut-off valve begins to move. ;It should be noted that the shut-off passage G not only ensures an irreversible movement of the shut-off valve, but also prevents the return of the sensing valve body as a result of this valve still being held open from the area F to the reservoir and will remain open until the control valve body is. shifted. To reset the shut-off valve, the solenoid J in the control valve 50 must be energized so that it takes the position shown in fig. 6 where also two curves show the return of the sensing valve body to the position shown in fig. 3 by temporarily energizing the solenoid J to open the shut-off valve which displaces the control valve to the position where the pressure Pg from the area E is led through an open passage 6l in the control valve and thereby connects the area E of the passage 40 directly to the area F. What is more important is that closing the passage 56 which is the closing passage G, so that the time of upward movement of the valve body in fig. 3S there must be no leakage of liquid between the profiled surface 32 and the seat 33 of the closing passage G. In this position, the pressure on opposite sides of the part 62 of the valve body will provide the same pressure in the area F against the larger area 53 as by means of the spring 35 is moved to close the valve body 31 towards its seat as shown in fig. 3 against the pressure E, which acts against the smaller area 4l on the same part 62 .of. the valve body. With this difference in area together with the load on the spring 35, the sensing valve body will be in its seat for a very short time (milliseconds) as shown in fig. 6. When the part 60 of the sensing valve body 31 is moved, it will first close the areas E to C. The next effect is the opening of the area C to the reservoir through the passage 55. When the valve body finally with the surface 32 rests against the seat 33, the pressure in the cylinder inlet is A and the hose inlet B sufficient to bring the shut-off valve body 24 to the position shown in fig. 3 which is shown with the second curve in fig. 6 which shows the movement of the shut-off valve body for opening the valve. It is clear that a desired energization of the solenoid J will effect this function because in this position the shut-off passage G will be closed, which is always necessary to start the action of the pressures on the sensing valve body for closing it. Once this position has been taken as shown on. fig. 3, the shut-off valve body will momentarily open as indicated by the curve in fig. 6 provided that sufficient pressure difference in areas A and B is present as shown in fig. 4. ; Fig. 7 shows the hydraulic circuit for the device; in fig. 3. The same references as in fig. 3. It should be noted that the valve body 13 includes the control valve, the hose inlet area B with the passage 42, and the cylindrical inlet area A which is directly connected to the bottom of the compensating cylinder under the working area of the compensating piston which carries the load carried by the piston rod 10. ;When the pressure in the chambers A and B in the shut-off valve 24 falls below a predetermined threshold pressure in the sensing valve 31, depending on the size of the opposing surfaces in the sensing valve which are incurred by the liquid pressures in the areas E and F, the part 54 of the sensing valve body 31 begins to start the opening movement in a downward direction so that the area F is connected to the area G and the liquid pressure from the area F flows through the area G to the reservoir through the control valve 50. The area E is also connected to the area C in the shut-off valve 24 which was previously connected to the reservoir, so that the reference pressure from the accumulator 47 through the check valve 24 via the passage 40 and approx that E was directly in connection with the shut-off area C to close the shut-off valve 24. To reset the shut-off valve, the solenoid J in the control valve 50 is energized so that it moves to the right as shown in fig. 7 to connect the area E directly with the area F outside the throat 51 while blocking the passage 56 to the reservoir so that the spring 35 moves the valve body 31 to the original position towards the seat as shown in fig.7. ;Fig..7 also shows the shunt valve which shunts the entire shut-off valve 24 to enable manual shunt coupling if this is desired. The shut-off valve also includes control means for the flow of liquid to and from the compensating cylinder 8 which is lifted up and down with the ship, but allows the piston inside the cylinder to move as much as approx. S\ meters under control of the pressure conditions of the fluid flow to compensate for the wave movement that lifts and lowers the ship between the top and bottom of the waves as shown in fig. 4. The purpose of the shut-off valve is to prevent any relative movement between the drill rod and the ship when drill rod sections are to be added to or removed from the drill rod or pump pipe depending on whether it is drilling or production of oil from the seabed several kilometers below the ship. The shut-off valve must therefore be operated as soon as possible before such an operation with tee-jointing or, removal of sections of the drill rod or pump pipe. Another function of the shut-off valve is a non-return function which ensures that a drill rod or pump pipe is not lost if the drill rod or pipe breaks. This or any other fault can affect the shut-off valve to prevent very high pressures from being applied to the compensating cylinder so that the piston carrying the weight deflects like a projectile. ;The environment of the valve makes it difficult to operate it; and this is why it is necessary to use filters in the carefully closed and protected hydraulic system of this hydraulic control device. This repeated filtering of the liquid in the hydraulic system ensures an important function of the shut-off valve. The lifting period for the movement of the water depends on the weather. conditions at all times and variations are therefore necessary in the hydraulic system for continuous operation. Such variations not only require a change in the number of liters per minute in the compensating cylinder, but also the working stroke of the piston in the compensating cylinder. With regard to the load variation, i.e. the load carried by the piston inside the cylinder, this varies considerably, but in all cases it carries most of the weight of the drill rod. The piston in the compensating cylinder moves up and down and the total volume of gas varies in the compensators. This in turn causes variations in the gas pressure which affect the cylinder and cause the load variation. Although load variation is undesirable, there is usually sufficient gas volume present to prevent the pressure from varying more than 10% per lifting period. ;As shown in fig. 4, each lifting period is approx. 15 seconds and during this time the piston in the compensating cylinder must move as much as approx. S\ meters in each direction. In addition to the pressure variation due to gas compression, there is also another pressure variation due to friction loss in hoist lines and valve structures which also causes variation in the load on the cylinder. At high lifting speeds these losses can be significant* This means that a load variation due to liquid friction may be less than J>% when the load is large, but may be J>0% when the load is small.

Trykket som skyldes kompresjon og friksjon adderes ikke fordi den maksimale variasjon av sylindertrykket som skyldes væske-friksjon opptrer midt i bevegelsesområdet hvor hastigheten er maksimal, men trykkvariasjoner som skyldes gasskompresjon opptrer ved endene av stempelets arbeidsslag i kompenseringssylinderen. The pressure due to compression and friction is not added because the maximum variation of the cylinder pressure due to fluid friction occurs in the middle of the movement area where the speed is maximum, but pressure variations due to gas compression occur at the ends of the piston's working stroke in the compensating cylinder.

En av hovedfordelen ved oppfinnelsen ligger i konstruksjonen av avstengningsventillegemet, med den sylindriske hylseform som beveges mellom en fast kjerne og en utsparing med meget små dimensjoner i forhold til lengden og trykket av en fjær i ventillegemet s lukkede stilling og som krever et forhåndsbestemt trykk i One of the main advantages of the invention lies in the construction of the shut-off valve body, with the cylindrical sleeve shape that moves between a fixed core and a recess with very small dimensions in relation to the length and pressure of a spring in the valve body's closed position and which requires a predetermined pressure in

• sylinderen for at ventilen skal åpnes.• the cylinder for the valve to open.

Avfølingsventillegemet er forsynt med motstående arealer som er beregnet på å arbeide under bestemte trykkforhold for forskyvning av dette for tilførsel av driftstrykk for styring av avstengningsventillegemet. The sensing valve body is provided with opposing areas which are intended to work under specific pressure conditions for displacing this to supply operating pressure for controlling the shut-off valve body.

Avfølingsventillegemet er i likhet med avstengningsventillegemet forbelastet. for å holde det i lukkét tilstand i vanlig driftsstilling som bevirker at driftstrykket i sylinderinngangen holder avstengningsventilen i åpen stilling mot f jær^.trykket. Et av de viktige trekk ved oppfinnelsen er anordningen av en stengepassasje G i passasjen 56. Denne passasje har den ene funksjon å styre driften av avfølingsventillegemet som påvirkes under forhåndsbestemte trykkforhold for å frembringe en ugjenkallelig lukkestilling av avstengningsventilen. Det er umulig å stoppe eller på annen måte påvirke lukkebevegelsen av avstengningsventillegemet for å holde væsken inne i kompenseringssylinderen når avfølingsspolelegemet først har startet sin bevegelse for å stenge avstengningsventilen. Like the shut-off valve body, the sensing valve body is preloaded. to keep it in a closed state in the normal operating position which causes the operating pressure in the cylinder inlet to keep the shut-off valve in the open position against the spring pressure. One of the important features of the invention is the arrangement of a shut-off passage G in the passage 56. This passage has the sole function of controlling the operation of the sensing valve body which is influenced under predetermined pressure conditions to produce an irreversible closed position of the shut-off valve. It is impossible to stop or otherwise affect the closing movement of the shut-off valve body to keep the fluid inside the compensating cylinder once the sensing coil body has started its movement to close the shut-off valve.

Selve avfølingsventillegemet har spesielle fordeler og som vist på fig.' 3 holdes det av trykkområdet E i en beredskaps-stilling mot kraften'av den sammentrykkede fjær 35. Arealet i området E som antydet ved 4l er tydelig mindre enn arealet 53 av ventillegemets del 62 som utsettes for trykket i området F som antydet ved 53. Trykket i området E må derfor være betydelig større for å overvinne kraften av fjæren 35 sammen med trykket i området F. Disse arealer er valgt for å oppnå maksimal pålitelighet og diameteren er valgt for også å øke påliteligheten av avfølingsventil-legemet, fordi en større diameter ville øke differensialkraften som følge av et gitt differensialtrykk, og en videre økning av diameteren ville øke forskjellen i diameter og nødvendiggjøre mindre toleranser med bedre pasninger og øke friksjonen som muligheten for treghet ved lave trykk som ville minske påliteligheten av avfølingsventillegemet. The sensing valve body itself has special advantages and, as shown in fig.' 3 it is held by the pressure area E in a standby position against the force of the compressed spring 35. The area in the area E as indicated at 4l is clearly smaller than the area 53 of the valve body part 62 which is exposed to the pressure in the area F as indicated at 53. The pressure in the area E must therefore be significantly greater to overcome the force of the spring 35 together with the pressure in the area F. These areas are chosen to achieve maximum reliability and the diameter is chosen to also increase the reliability of the sensing valve body, because a larger diameter would increase the differential force as a result of a given differential pressure, and a further increase in diameter would increase the difference in diameter and necessitate smaller tolerances with better fits and increase friction as the possibility of inertia at low pressures which would reduce the reliability of the sensing valve body.

Ved lange holdeperioder for ventiler av denne art kan det opptre treghet som vil forårsake krefteubalanse i vesentlig grad, eller minst 8% som med de arealer og trykk som her opptrer ikke kan godtas. Som nevnt ovenfor kan dette uttrykkes: During long holding periods for valves of this type, inertia can occur which will cause a force imbalance to a significant extent, or at least 8% which with the areas and pressures that occur here cannot be accepted. As mentioned above, this can be expressed:

hvor PT er trykket i området F ved hvilket utløsningen skjjjår, where PT is the pressure in the area F at which the release occurs,

Pg er trykket i området E og F^er friksjonen som representerer tregheten som kan være så stor som ca. 4kgeleller mer, men på den annen side kan være null hvis ventilen anvendes ofte. Pg is the pressure in the area E and F^ is the friction which represents the inertia which can be as great as approx. 4kg or more, but on the other hand can be zero if the valve is used frequently.

Det er av denne grunn at.filterne anvendes for forsyning av styreakkumulatoren og for avfølingsventilen, slik at væske under trykk som tas fra sylinderinngangen A eller slangeinngangen B filtreres. Alle hydrauliske systemer som anvender filtere av denne art nødvendiggjør utskiftning av filterne periodisk fordi disse brister når de blir tilsmusset. It is for this reason that the filters are used to supply the control accumulator and for the sensing valve, so that liquid under pressure taken from cylinder inlet A or hose inlet B is filtered. All hydraulic systems that use filters of this nature necessitate the replacement of the filters periodically because they burst when they become dirty.

Som vist' på fig. 3 , vil trykket i området E via passasjen 40 og innsnevringen 51 i styreventilen 50 forbindes med trykket i området F via passasjen 52. Væske som tilføres vil imidlertid kontinuerlig strømme forbi tilbakeslagsventilen 58 til området B og bevifeke at trykket i området F følger trykkvariasjoner som opptrer i området B. As shown in fig. 3, the pressure in the area E via the passage 40 and the constriction 51 in the control valve 50 will be connected to the pressure in the area F via the passage 52. Liquid supplied will, however, continuously flow past the non-return valve 58 to the area B and prove that the pressure in the area F follows pressure variations that occur in area B.

Hvis trykket i slangeinngangen B som antydet med den strekede kurve Pg faller under utløsningskurven PT som følge av-brudd i slangen, vil som vist på fig. 4 avfølingsventillegemet 31 begynne å bevege seg som beskrevet ovenfor og vil bevirke væske-strøm fra akkumulatoren til den åpne ventil 44 for å gi et hukommelsestrykk for drift av avstengningsventillegemet 24 som følge av at trykket ligger under terskelverdien ved hvilken systemet trer i funksjon for ugjenkallelig forskyvning av avfølingsventil-legemet fordi terskelverditrykket tilkjennegir en katastrofe-situasjon. Når avfølingsventillegemet påvirkes på den måte som er vist ved kurven -på fig. 5, vil hukommelsestrykket' fra styreakkumulatoren åpne området E for området C etterat dette er lukket til reservoaret. Avstengningsventilen 24 lukkfes hurtig og ugjenkallelig som antydet på fig. 5.. If the pressure in the hose inlet B, as indicated by the dashed curve Pg, falls below the release curve PT as a result of a break in the hose, as shown in fig. 4 the sensing valve body 31 will begin to move as described above and will cause fluid flow from the accumulator to the open valve 44 to provide a memory pressure for operation of the shut-off valve body 24 as a result of the pressure being below the threshold value at which the system engages for irreversible displacement of the sensing valve body because the threshold pressure indicates a disaster situation. When the sensing valve body is affected in the manner shown by the curve - in fig. 5, the memory pressure' from the control accumulator will open the area E for the area C after this has been closed to the reservoir. The shut-off valve 24 closes quickly and irreversibly as indicated in fig. 5..

Det samme forløp vil opptre hvis borstangen bristerThe same process will occur if the drill rod breaks

slik at belastningen på stempelet i kompenseringssylinderen for-svinner, fordi selv om sylinderen fremdeles er forbundet med kilden for høytttrykk gjennom slangen og gassbeholderne, vil trykket ikke ha tid til å nå avfølingsventilen før det momentane trykktap har tid til å.påvirke avfølingsventilen. Et plutselig trykktap kan imidlertid gjøre seg gjeldende som en sjokkbølge i området' B men vil ikke påvirke lukningen a<y>avstengningsventilen. so that the load on the piston in the compensating cylinder disappears, because even if the cylinder is still connected to the source of high pressure through the hose and the gas containers, the pressure will not have time to reach the sensing valve before the momentary pressure loss has time to affect the sensing valve. A sudden loss of pressure can, however, manifest itself as a shock wave in the area' B but will not affect the closing of the shut-off valve.

Den eneste måte å gjenåpne ventilen på er å energisere v solenoiden J som vist på fig. 6 for å stenge stengepassasjen G som er antydet ved 56 og tillate trykket fra akkumulatoren eller et. annet tilbakestillingstrykk i sylinderinngangen A og slangeinngangen B og tre inn i området F og tilbakestille stillingen av avfølings-ventillegemet til beredskapsstillingen som er vist på. fig. 3-The only way to reopen the valve is to energize v solenoid J as shown in fig. 6 to close the shut-off passage G indicated at 56 and allow the pressure from the accumulator or et. second reset pressure in cylinder inlet A and hose inlet B and step into area F and reset the position of the sensing valve body to the standby position shown on. fig. 3-

Det skal også bemerkes at oppfinnelsen omfatter lukning av tilbakeslagsventilen 58 for å stenge strømmen fra området B i slangeinngangen til området F etter åpning av området E til C ved lukning av avstengningsventilen.For at enhver trykkendring skal måles, må det være et referansetrykk eller hukommelsestrykk som oppnås ved styreakkumulatoren. Trykket i styreakkumulatoren må adderes til og styres av begrensningsåpningen gjennom hvilken den hydrauliske væske må strømme for å addere trykket. Når den anvendes, vil imidlertid den store tilbakeslagsventil innføre trykket i området It should also be noted that the invention includes closing the check valve 58 to shut off the flow from area B in the hose inlet to area F after opening areas E to C by closing the shut-off valve. In order for any pressure change to be measured, there must be a reference pressure or memory pressure which is achieved by the control accumulator. The pressure in the control accumulator must be added to and controlled by the restriction opening through which the hydraulic fluid must flow to add the pressure. When used, however, the large check valve will introduce pressure into the area

'E i avfølingsventilen slik at denne vil utføre sin funksjon i hen-'hold til differensialtrykkene. En direkte forbindelse mellom områdene H og E er derfor ikke tillatt av disse grunner. E in the sensing valve so that it will perform its function according to the differential pressures. A direct connection between areas H and E is therefore not permitted for these reasons.

Under beredskapsstillingen vil, som vist på'fig. 3, området F nøyaktig følge trykkene i området B, dvs. slangeinngangen til kompenseringssylinderen 8 og samtidig vil det være en konstant strøm av væske fra området E til området F gjennom åpningen i styreventillegemet for å holde trykket i området F høyt. Som vist på fig. 5 fjernes imidlertid trykket hurtig ved åpning av ventilen 58 for å forbinde F med B. During the standby position, as shown on'fig. 3, area F exactly follows the pressures in area B, i.e. the hose inlet to the compensating cylinder 8 and at the same time there will be a constant flow of liquid from area E to area F through the opening in the control valve body to keep the pressure in area F high. As shown in fig. 5, however, the pressure is quickly removed by opening the valve 58 to connect F with B.

Når avstengningsventilen er stengt som følge av brudd i borstrengen vil trykket i området B få tilbake sin opprinnelige verdi og få en meget høy verdi rett før avstengningsventilen er fullstendig lukket. Dette betyr at trykket i området B som til-føres på ny gjennom slangen fra gassflaskene,kan bli større enn trykket i området H og vesentlig større enn trykket i områdene E When the shut-off valve is closed as a result of a break in the drill string, the pressure in area B will regain its original value and reach a very high value just before the shut-off valve is completely closed. This means that the pressure in area B, which is supplied again through the hose from the gas cylinders, can become greater than the pressure in area H and significantly greater than the pressure in areas E

og C som tvinger avstengningsventillegemet til lukket stilling. Dette kan ikke. finne sted fordi tilbakeslagsventilen 44 som vil hindre væskestrøm fra området B til akkumulatorområdet H. Tilbakeslagsventilen 44 sikrer således at stengningen av ventilen vil opprettholdes under virkning av fjæren selv om en midlertidig trykk-senkning i området B vil sinke lukningen noe. and C which forces the shut-off valve body to the closed position. This cannot. take place because the check valve 44 which will prevent liquid flow from the area B to the accumulator area H. The check valve 44 thus ensures that the closing of the valve will be maintained under the action of the spring even if a temporary pressure drop in the area B will slow down the closure somewhat.

En av de viktige, faktorer ved oppfinnelsen er anvendelsen av styreventilen 50 i kombinasjon med avfølingsventilen. for å tilveiebringe ubalanse for avfølingsventillegemet 31 på samme måte som ubalansen som opptrer hvis det opptrer trykktap i området B. Dette bevirker at eh rekke; forløp, finner sted i likhet med når en katastrofe opptrer og er en viktig hensikt med oppfinnelsen, fordi avstengningsventilen må lukkes ofte etter ønske. One of the important factors in the invention is the use of the control valve 50 in combination with the sensing valve. to provide unbalance for the sensing valve body 31 in the same way as the unbalance which occurs if pressure loss occurs in area B. This causes eh range; course, takes place similarly to when a disaster occurs and is an important purpose of the invention, because the shut-off valve must be closed as often as desired.

Med avfølingsventillegemet i sitt sete ved bunnen av arbeidsslaget og avstengningsventilen 24 lukket i forhold til setene 25 og 27, er området E helt åpent til området C for å opprettholde avstengningsventilen 24 i lukket stilling og da styreventilen er i sin midtstilling som vist på, fig. 3, vil passasjen 34 i avfølings-ventilen tappe området F via setet 33 til stengepassasjen G, 56 With the sensing valve body in its seat at the bottom of the working stroke and the shut-off valve 24 closed relative to the seats 25 and 27, the area E is completely open to the area C to maintain the shut-off valve 24 in the closed position and when the control valve is in its middle position as shown in fig. 3, the passage 34 in the sensing valve will drain the area F via the seat 33 to the shut-off passage G, 56

til reservoaret. Stengepassasjen virker således ikke bare for å stenge avstengningsventilen i lukket stilling, men også å stenge avfølingsventilen i betjent stilling for å holde avstengningsventilen i lukket stilling uansett trykket fra området B. to the reservoir. The shut-off passage thus acts not only to close the shut-off valve in the closed position, but also to close the sensing valve in the operated position to keep the shut-off valve in the closed position regardless of the pressure from area B.

For å åpne avstengningsventilen 24 igjen, må solenoidenTo open shut-off valve 24 again, the solenoid must

i styreventilen energiseres sara vist på fig. 6 for å lukke stenge-passas jen G, 56 og hindre at trykket i området F avgis til reservoaret. Forløpet er vist med kurvene på fig. 6 som tidligere nevnt for forskyvning av avfølingsventillegemet for åpning av avstengningsventilen 24. in the control valve, the sara shown in fig. 6 to close the shut-off passage G, 56 and prevent the pressure in the area F from being released to the reservoir. The course is shown with the curves in fig. 6 as previously mentioned for displacement of the sensing valve body for opening the shut-off valve 24.

Dette bringer avfølingsventillegemet såvel som avstengningsventillegemet til de stillinger som er vist på fig. 3. This brings the sensing valve body as well as the shut-off valve body to the positions shown in fig. 3.

Under forhold med meget lavt trykk, vil væsketrykket ikke være i stand til å åpne avstengningsventilen 24 fordi i det minste et vesentlig trykk må herske i områdene A og B for å overvinne trykket på ca. 250 kg fra fjæren 30. Under very low pressure conditions, the liquid pressure will not be able to open the shut-off valve 24 because at least a significant pressure must prevail in areas A and B to overcome the pressure of about 250 kg from spring 30.

Det er således nødvendig å ha tilstrekkelig trykk forIt is therefore necessary to have sufficient pressure for

å betjene avfølingsventilen mot fjæren 35. Det er derfor trykk-sylinderbelastning under hvilken avfølingsventillegemet ikke kan funksjonere. Styreventilen eller avfølingsakkumulatoren som representerer området H må ha et gasstrykk som er mindre enn det minste trykk i området B. to operate the sensing valve against the spring 35. It is therefore pressure-cylinder load under which the sensing valve body cannot function. The control valve or sensing accumulator representing area H must have a gas pressure that is less than the minimum pressure in area B.

Porhåndstrykket er det trykk som er vist på meteret 64 på fig. 2 og 3 og som er det trykk som er vist på styremeteret etterat oljetrykket i systemet er fjernet, og gasstemperaturen har hatt anledning til å stabilisere seg til omgivelsestemperatur. The pore hand pressure is the pressure shown on the meter 64 in fig. 2 and 3 and which is the pressure shown on the control meter after the oil pressure in the system has been removed and the gas temperature has had the opportunity to stabilize to ambient temperature.

Claims

1. Method of closing a fluid shut-off valve almost instantaneously to shut off a fluid-affected cylinder from its pressure source, characterized by continuous monitoring and recording of the fluid pressure applied to the cylinder, as a reference, continuous comparison of the fluid pressure in the cylinder with the recorded reference pressure, and closing of the shut-off valve using the recorded reference pressure, when. the fluid pressure in the cylinder drops below a predetermined 'threshold value in relation to the registered reference pressure which gradually varies with the fluid pressure in the cylinder when this changes gradually over a period of time.

2. Method according to claim 1, characterized by an independent fluid source with a base reference pressure, which limits the flow rate for the registered reference pressure to the base reference pressure.

3. Method according to claim 2, characterized by unlimited flow of the base reference pressure directly to the shut-off valve when the predetermined threshold value pressure is reached, in order to close the shut-off valve.

4. Method according to claim 3, characterized by supplying the comparison pressure in the cylinder's fluid or the pressure from the fluid which is supplied to the cylinder from both sides of the shut-off valve, to the independent fluid source under pressure as a base reference pressure for controlling the comparison of the reference pressures.

5. Method according to claim 4, characterized by separate filtering of each of the monitored fluid pressures before combining them.

6. Method according to claim 1, characterized by a pressure-sensitive valve with predetermined back pressure areas, one to keep the valve closed and another to open the valve at a predetermined pressure threshold which causes irreversible closing of the shut-off valve.' 7. ■ Method according to claim 6, characterized by an externally operable pilot valve system which provides the same process as when the shut-off valve is automatically brought to irreversible closure upon occurrence of a predetermined threshold pressure. 8. Method according to claim 6, characterized by the provision of a rapid pressure-relieving flow from the preload side of the pressure-sensitive valve. to provide immediate closure of the shut-off valve upon sudden loss of pressure in the fluid supplied to the cylinder. 9. Device for carrying out the method according to one of the preceding claims, characterized by a compensating cylinder with a piston whose piston rod is loaded with a weight, a shut-off valve between the loaded end of the compensating cylinder and one end of a liquid/gas separation cylinder that transfers pressure and whose other end is connected to a pressurized gas source, and a pressure recording device for storing and directly feeding the recorded pressure into the shut-off valve to control its closing. 10. Device according to claim 9j characterized in that the shut-off valve at one end has an operating area which is directly connected to a load device for operating the valve from the pressure recording device for closing the valve. 11. Device according to claim 10, characterized in that the operating area is directly affected by a spring device at the end of the valve where a load device forces the valve into a closed position. 12. Device according to claim 10, characterized in that the operating area at one end of the valve is directly connected to a pressure fluid source for direct closing of the valve. 13. Device according to claim 12, characterized in that the operating area at one end of the valve comprises a preload device which forces the valve into a closed position. 14. Device according to claim 12, characterized by a fluid pressure-controlled preloaded sensing valve which is displaceable for controlling the pressure fluid to the operating area of the shut-off valve, an accumulator to maintain the registered pressure within predetermined limits to move the sensing valve to release the pressure fluid from the accumulator to the shut-off valve to close this after a predetermined reduction in pressure i the compensation cylinder. 15. Device according to claim 14, characterized by a shut-off passage which is normally directly connected to a reservoir when the shut-off valve is open and starting movement of the sensing valve which connects the pre-loaded surface of the shut-off valve with the reservoir through the shut-off passage after a predetermined threshold reduction of the pressure in the compensating cylinder to cause a irreversible closing of the shut-off valve. 16. Device according to claim 14, characterized in that a pre-loaded surface in the sensing valve which has a larger area than the opposite surface in the sensing valve and which is supplied with pressure fluid from the sensing accumulator that exceeds the pressure on the pre-loaded surface after pressure loss on one or the other side of the shut-off valve chamber, and that a balancing area at opposite ends of the sensing valve equals the difference between the area of the sensing valve's preloaded surface and the area of the opposite surface. 17. Device according to claim 16, characterized by a non-return valve which is directly connected between the preloaded surface in the sensing valve and its accumulator and thus connected to the acid area in the shut-off valve after the action of the sensing valve to exert pressure on the shut-off valve's control area after a lack of pressure in the shut-off valve chamber. 18. Device according to claim 16, characterized by a non-return valve is connected between dnn preloaded surface in the sensing valve and the side ay shut-off valve which is. connected to the separating cylinder for liquefied gas, to reduce the pressure on the former with long-term pressure in the shut-off valve chamber. 19" Device according to claim 16, characterized by a passage from each side of the shut-off valve directly through its own non-return valve running together to one which is directly connected to the sensing accumulator. 20. Device according to claim 19, characterized by a filter on the inlet side of the passage bordering the shut-off valve side of the respective non-return valve. 21. Device according to claim 15, characterized by a three-way externally controlled control valve which in one working position connects the pre-loaded area in the sensing valve with a reservoir and causes the shut-off valve to be closed, and in a second working position causes opening of the shut-off valve by supplying liquid pressure from the sensing accumulator to the preloaded area of the sensing valve and closes the shut-off passage to prevent loss of. liquid pressure, and open the shut-off valve. and in a third position to open the shut-off passage to the reservoir to supply liquid pressure to the pre-loaded area in the sensing valve from the sensing accumulator gpnom a throttle opening, which sensing valve closes the shut-off passage in the shut-off valve. 22. Device according to claim 16, characterized in that the size of the opposing surfaces in the sensing valve is selectable in that the area of the control surface is selected so that it determines the threshold value pressure on the area of the preloaded surface that will start the movement of the sensing valve body when the pressure is given by:

where PT is the threshold pressure on the preloaded area, P£ is the pressure on the control surface and F^ is the frictional force which occurs arbitrarily when the valve body is not moved continuously and is stationary for a period of time, and which normally increases with time.