NO863230L

NO863230L - SLAM PUMP.

Info

Publication number: NO863230L
Application number: NO863230A
Authority: NO
Inventors: J C Birdwell
Original assignee: J C Birdwell
Priority date: 1984-12-12
Filing date: 1986-08-11
Publication date: 1986-10-10
Also published as: MX162460A; BR8507113A; NO863230D0; WO1986003560A1; CA1255966A; EP0205569B1; AU5207486A; EP0205569A1; JPS62501020A; DE3580105D1

Description

Det foreliggende apparat angår en pumpe for flytende slam og spesielt en slampumpe som skal brukes for å øke fluidtrykket for bruk ved boring av oljebrønner eller ved behandling av olje-brønner som f.eks. ved frakturering med ekstremt høyt trykk eller abrasive fluider. Forskjellige slampumper og trykkøknings-pumper som anvender forskjellige midler for å overvinne vanske-lighetene som møtes ved langtidig pumping av store volumer ved høyt trykk og med abrasive materialer er allerede kjent. Den foreliggende oppfinnelsen er et apparat som vil gi forbedringer ved slampumping på slike områder som redusert slamtrykkpulsering, mindre nødvendig driftsenergi for økning av fluidtrykk, lavere stempelhastigheter og lengere stempelslag og som således gir alle driftsdeler lengere levetid, større styringsområde for slammengde og slamtrykk, enklere fremstilling, forbedret til-pasning og drift i tillegg til andre forbedringer som ikke fremgår like klart. Problemsammenhengen som således skal hanskes med i den foreliggende oppfinnelsen går ut på å anordne en hydraulisk drevet fluidpumpe som kan styres nøyaktig, har høy virkningsgrad og med ikke-pulserende utløp. Fig. 1 er et grunnriss av en flersylindret slampumpeanord-ning i henhold til den foreliggende oppfinnelsen. The present apparatus relates to a pump for liquid mud and in particular a mud pump to be used to increase the fluid pressure for use when drilling oil wells or when treating oil wells such as e.g. when fracturing with extremely high pressure or abrasive fluids. Various slurry pumps and pressure boosting pumps which use different means to overcome the difficulties encountered in long-term pumping of large volumes at high pressure and with abrasive materials are already known. The present invention is a device that will provide improvements in mud pumping in such areas as reduced mud pressure pulsation, less required operating energy for increasing fluid pressure, lower piston speeds and longer piston strokes and which thus gives all operating parts a longer service life, greater control range for mud quantity and mud pressure, simpler manufacturing , improved adaptation and operation in addition to other improvements that are not as clear. The problem to be tackled in the present invention is to arrange a hydraulically driven fluid pump which can be controlled precisely, has a high degree of efficiency and with a non-pulsating outlet. Fig. 1 is a ground plan of a multi-cylinder mud pump device according to the present invention.

Fig. 2 er et snittriss langs linjen 2-2 i fig. 1.Fig. 2 is a sectional view along the line 2-2 in fig. 1.

Fig. 3 er en skjematisk tegning som viser en hydraulisk krets og en kraftanordning som brukes for å drive en typisk slampumpe ifølge den foreliggende oppfinnelsen. Fig. 4 er et enderiss av en uavhengige drevne måleventilen (kan også være styreventilen) som brukes for å fordele hydraulikkfluid til de hydraulisk drevne sylindrene i fig. 3. Fig. 3 is a schematic drawing showing a hydraulic circuit and a power device used to drive a typical slurry pump according to the present invention. Fig. 4 is an end view of an independently driven measuring valve (can also be the control valve) which is used to distribute hydraulic fluid to the hydraulically driven cylinders in fig. 3.

Fig. 5 er et snittriss langs linjen 5-5 i fig. 4.Fig. 5 is a sectional view along the line 5-5 in fig. 4.

Fig. 6 er et snittriss langs linjen 6-6 i fig. 5.Fig. 6 is a sectional view along the line 6-6 in fig. 5.

Fig. 7 er et snittriss langs linjen 7-7 i fig. 6.Fig. 7 is a sectional view along the line 7-7 in fig. 6.

Fig. 8 er en skjematisk tegning som viser hvordan de hydrauliske ledningene går mellom fig. 6, fig. 7 og den hydraulisk drevne sylinderen i fig. 3. Fig. 9 er et riss av det resiproserende slamstempelet med ventil tegnet i større skala enn i fig. 2. Fig. 10 er et riss i større skala enn i fig. 2 av flamme-stempelstangstetningen som er vist i fig. 2. Fig. 8 is a schematic drawing showing how the hydraulic lines run between fig. 6, fig. 7 and the hydraulically driven cylinder in fig. 3. Fig. 9 is a view of the reciprocating mud piston with valve drawn on a larger scale than in fig. 2. Fig. 10 is a drawing on a larger scale than in fig. 2 of the flame-piston rod seal shown in fig. 2.

Det vises først til fig. 1 i tegningene hvor tallet 10 generelt henviser til en slampumpe ifølge den foreliggende opp-finnelse. I denne illustrerte utførelsen er det vist et grunnriss av en slampumpe med tre pumpesylindere. Denne pumpens foretrukne utførelse har tre eller flere pumpesylindere. Hver pumpesylinder har samme tverrsnitt og er forbundet med en felles slaminnløpsmanifold og en felles slamutløpsmanifold. Det vises også til fig. 2 som er et snittriss langs linjen 2-2 i fig. 1. Dette snittrisset er det samme for hver av de tre pumpesylinde-rene som utgjør en slampumpe ifølge den foreliggende oppfinnelsen. Reference is first made to fig. 1 in the drawings where the number 10 generally refers to a sludge pump according to the present invention. In this illustrated embodiment, a floor plan of a slurry pump with three pump cylinders is shown. The preferred embodiment of this pump has three or more pump cylinders. Each pump cylinder has the same cross-section and is connected to a common sludge inlet manifold and a common sludge outlet manifold. Reference is also made to fig. 2 which is a sectional view along the line 2-2 in fig. 1. This sectional drawing is the same for each of the three pump cylinders that make up a slurry pump according to the present invention.

Det vises nå til fig. 2 hvor en slamsugemanifold 11 ved hjelp av bolter 12 er festet til ventilhus 13 og hvor manifold 11 er forbundet med ventilhus 13 på hver pumpeseksjon og har et ringrom 14 som er felles for alle ventilinnløpene. Flens 15 er plassert i begge ender av manifold 11 for å tillate at ringrom 14 forbindes med en passende slamtilførselskilde. Ventilhus 13 er en sirkulær del som inneholder en sirkulær gjennomgående utboring 16 slik utformet at den kan motta enveis innløpsventil-sammenstilling 17 og ventilsammenstilling 17 består av et ventilsete, en fjærbelastet ventilstamme og en kompresjonsfjærdel. Ventilhus 13 er tettende forbundet med flensblokk 18 ved hjelp av bolter 19 og tetninger 20. Flensblokk 18 er en langstrakt avrundet del med et flatt parti 21 på en side for å motta del 13. Den flate overflaten 21 har en avrundet utboring 22 som strekker seg innover derfra og er konsentrisk med og står i forbindelse med ringrom 16. Innen utboring 22 er det en sirkulært utformet ventilholdeplate som holdes på plass og i stilling ved hjelp av sneppertring 24 for å holde enveis ventilsammenstilling 17 i stilling. Ventilsammenstilling 17 er der for å tillate relativt fri fluidstrømning fra ringrom 14 til ringrom 16 og for å blok-kere fluidstrømning fra ringrom 16 til ringrom 14. Reference is now made to fig. 2 where a sludge suction manifold 11 is attached to valve housing 13 by means of bolts 12 and where manifold 11 is connected to valve housing 13 on each pump section and has an annulus 14 which is common to all valve inlets. Flange 15 is located at both ends of manifold 11 to allow annulus 14 to be connected to a suitable sludge supply source. Valve body 13 is a circular part containing a circular through bore 16 so designed that it can receive one-way inlet valve assembly 17 and valve assembly 17 consists of a valve seat, a spring-loaded valve stem and a compression spring part. Valve housing 13 is sealingly connected to flange block 18 by means of bolts 19 and seals 20. Flange block 18 is an elongated rounded part with a flat portion 21 on one side to receive part 13. The flat surface 21 has a rounded recess 22 which extends inwards from there and is concentric with and is in connection with annulus 16. Within bore 22 there is a circularly designed valve retaining plate which is held in place and in position by means of snap ring 24 to hold one-way valve assembly 17 in position. Valve assembly 17 is there to allow relatively free fluid flow from annulus 14 to annulus 16 and to block fluid flow from annulus 16 to annulus 14.

Flensblokk 18 inneholder i en ende en sirkulær utsparingFlange block 18 contains a circular recess at one end

31 hvori en ende av distanserør 32 er montert og distanserørets 32 andre ende er på samme måte montert i en sirkulær utsparing i en ende av toppblokk 33. Det er anordnet en adkomståpning 180 gjennom siden av delen 32. Topplokk 33 har også en sirkulær utsparing 35 i sin andre ende hvori en rørformet sylindertilpas-ningsdel 36 er montert. Gjennom siden av del 36 er det anordnet en adkomståpning 181., Delene 18, 32, 33 og 36 holdes sammen ved hjelp av trekkstenger 37 som i sin ene ende er festet ved hjelp av gjenger til del 18 og som går gjennom del 33 og 36 i sin andre ende. Trekkstangens 37 andre ende er gjenget for å motta en mutter 38 som ligger an mot del 36 for å klemme sammen og holde på plass deler 18, 32, 33 og 36 som en enhet med en konsentrisk utboring gjennom seg. Flensblokk 18 har et gjennomgående sirkulært ringrom 25 som kommuniserer med ringrom 22. Innen ringrom 25 er det glidende montert et endestykke 26 som holdes på plass ved hjelp av en sirkulær holdeplate 2 7 og bolter 28. Endestykket 26 er en langstrakt sirkulær del med en opphøyet flens i hver ende som inneholder sirkulære tetninger 29 i" en ende og sirkulære tetninger 49 i den andre enden. Tetninger 29 og 49 danner glidende tetningskontakt med veggene i ringrom 25. Diameteren på flensen som inneholder tetningene 29 er litt mindre enn diameteren på flensen som inneholder tetninger 49 og disse tetningene ligger også an mot tilsvarende forskjellige diametere i ringrom 24. Disse tetningsflåtene med forskjellig diameter er der for å gjøre sammenstilling lettere. Endestykket 26 har også en ut-boret utsparing 30 i sin innerflate og sideåpning 4 8 som står i forbindelse med ringrom 25. På endestykkets 26 innerflate er det en glatt konsentrisk kon flate 39 og mot denne ligger tilsvarende konisk flate tilhørende en første ende av rørformet sylinderforing 40. I f6ringens 40 koniske flate er det et sirkulært spor 41 som inneholder en periferisk pakning 50 som gir statisk tetning mellom féring 40 og endestykket 26. I foringens 4 0 andre ende er det en lignende konisk flate og pakningselement 51 som ligger an mot tilsvarende konisk flate 42 på endetetningsdel 43. Del 43 er glidende og tettende innpasset i delens 33 utboring 44. Del 43 er en avlang sirkulær del med opphøyde flen-ser i begge ender og disse har pakninger 121 i periferiske spor slik at de danner glidetetninger innen dels 33 utboring 44. Del 43 ligger an mot dels 36 skulder 45 slik at dens bevegelse i en retning begrenses. Tetningsdel 43, foring 40 og endestykket 26 trekkes sammen ved hjelp av holdeplate 27. Holdeplate 27 er plassert slik at det dannes et rom 46 som gjør at holdeplate 27 trykker mot endestykket 26 når bolter 28 trekkes til. Foring 40 har en glatt indre utboring 47 som er konsentrisk med begge koniske endeflater. Endestykket 26 med sin koniske utboring 36 er plassert konsentrisk med tetningsstykket 43 og dettes koniske flate 42. Når plate 2 7 således beveges innover ved tiltrekning av bolt 28 vil foring 40 innta en konsentrisk og tettende stilling mot endestykket 26 og tetningsdel 42. Forings 40 utborings-diameter kan således varieres innen et stort område og frem-deles gir fdring 40 stabil tettende kontakt med endestykket 26 og tetningsdel 43. Endestykket 26 og tetningsdel 43 er plassert slik at de bibeholder sin konsentrisitet ved konsentrisk innret-ting av ringrom 25 og ringrom 44. 31 in which one end of the spacer tube 32 is mounted and the other end of the spacer tube 32 is similarly mounted in a circular recess in one end of the top block 33. An access opening 180 is arranged through the side of the part 32. The top block 33 also has a circular recess 35 at its other end in which a tubular cylinder fitting part 36 is mounted. An access opening 181 is arranged through the side of part 36. The parts 18, 32, 33 and 36 are held together by means of tie rods 37 which are attached at one end by means of threads to part 18 and which pass through parts 33 and 36 at its other end. The other end of tie rod 37 is threaded to receive a nut 38 which abuts member 36 to clamp together and hold in place members 18, 32, 33 and 36 as a unit with a concentric bore through. Flange block 18 has a continuous circular annulus 25 which communicates with annulus 22. Within annulus 25, an end piece 26 is slidably mounted which is held in place by means of a circular holding plate 27 and bolts 28. The end piece 26 is an elongated circular part with a raised flange at each end containing circular seals 29 at one end and circular seals 49 at the other end. Seals 29 and 49 form sliding sealing contact with the walls of annulus 25. The diameter of the flange containing the seals 29 is slightly smaller than the diameter of the flange which contains seals 49 and these seals also abut correspondingly different diameters in annulus 24. These sealing rafts with different diameters are there to make assembly easier. The end piece 26 also has a drilled recess 30 in its inner surface and side opening 48 which stands in connection with annulus 25. On the inner surface of the end piece 26 there is a smooth concentric cone surface 39 and against this lies a corresponding cone k surface belonging to a first end of tubular cylinder liner 40. In the conical surface of the liner 40 there is a circular groove 41 which contains a circumferential gasket 50 which provides a static seal between the liner 40 and the end piece 26. In the other end of the liner 40 there is a similar conical surface and sealing element 51 which rests against the corresponding conical surface 42 on the end sealing part 43. Part 43 is slidably and sealingly fitted into the bore 44 of part 33. Part 43 is an elongated circular part with raised flanges at both ends and these have seals 121 in circumferential grooves so that they form sliding seals within part 33 bore 44. Part 43 rests against part 36's shoulder 45 so that its movement in one direction is limited. Sealing part 43, liner 40 and end piece 26 are pulled together by means of retaining plate 27. Retaining plate 27 is positioned so that a space 46 is formed which causes retaining plate 27 to press against end piece 26 when bolts 28 are tightened. Bushing 40 has a smooth internal bore 47 which is concentric with both conical end faces. The end piece 26 with its conical bore 36 is positioned concentrically with the sealing piece 43 and its conical surface 42. When plate 2 7 is thus moved inwards by tightening the bolt 28, the liner 40 will assume a concentric and sealing position against the end piece 26 and sealing part 42. -diameter can thus be varied within a large range and furthermore springing 40 provides stable sealing contact with the end piece 26 and sealing part 43. The end piece 26 and sealing part 43 are positioned so that they maintain their concentricity by concentrically aligning annular space 25 and annular space 44 .

Endedel 43 har en gjennomgående konsentrisk utboring 52 og et utsparet spor 53 på diameteren som står i forbindelse med hverandre via del 54. Toppblokk 33 har på sin ene side en plan flate 55 og gjennom denne går åpning 56. Åpning 56 står i forbindelse med spor 53. Den plane overflaten 55 på toppblokk 33 er laget for å motta en utløpsmanifold 5 7 som er tettende forbundet med del 33 ved hjelp av bolter 5 8 og sirkulære pakninger 59. Manifold 57 står i forbindelse med alle tre pumpesylinder-sammenstillingene og har en gjennomgående utboring 60 som er tettende forbundet med hver pumpesylinders utboring 56 for å danne et utløpsringrom 60 felles for alle pumpesylindrene. Manifold 57 er også utstyrt med flens 61 i begge ender for forbindelse til en passende utløpstilførselsledning. End part 43 has a continuous concentric bore 52 and a recessed groove 53 on the diameter which is connected to each other via part 54. Top block 33 has on one side a flat surface 55 and opening 56 passes through this. Opening 56 is connected to groove 53. The planar surface 55 of top block 33 is made to receive an outlet manifold 57 which is sealingly connected to part 33 by means of bolts 58 and circular gaskets 59. Manifold 57 communicates with all three pump cylinder assemblies and has a continuous bore 60 which is sealingly connected to each pump cylinder's bore 56 to form an outlet annulus 60 common to all the pump cylinders. Manifold 57 is also fitted with flange 61 at both ends for connection to a suitable outlet supply line.

Inne i f6ring 4 0 finnes en del 6 2 som er et kombinert stempel og enveisventil. Det henvises i tillegg til fig. 9 hvor et forstørret riss av del 6 2 er vist. Del 6 2 er forbundet med stempelstang 63 ved hjelp av gjenger 64 og er sikret ved hjelp av sneppertring 65. Del 62 omfatter ventilhus 66, stempeltetning 67, holdering 68, støttering 69, holdestykke 70, ventilsete 72, tetning 74 og ventilplugg 75. Del 66 er en avlang, avrundet del montert på ene enden med et føyelig pakningselement 67. Element 67 styres og holdes på plass av en holdering 68 og en støttering Inside the casing 4 0 is a part 6 2 which is a combined piston and one-way valve. Reference is also made to fig. 9 where an enlarged view of part 6 2 is shown. Part 6 2 is connected to piston rod 63 by means of threads 64 and is secured by means of snap ring 65. Part 62 comprises valve body 66, piston seal 67, retaining ring 68, support ring 69, retaining piece 70, valve seat 72, seal 74 and valve plug 75. Part 66 is an elongated, rounded part fitted at one end with a compliant packing element 67. Element 67 is guided and held in place by a retainer ring 68 and a support ring

69. Støttering 69 er festet ved hjelp av gjenger ved 71. Holde-stykket 70 holder videre et ventilsete 72 på plass. Ventilsete 72 er en sirkulær ringformet del med glatt herdet konisk overflate som inneholder pakning 74. Overflate 73 og pakning 74 er der for å motta en ventilplugg 75 som er glidende montert i et ringrom 76 i del 66. Ventilplugg 75 har en glatt herdet overflate 77 som er konisk for å passe til overflate 73 og pakning 74 for å danne en tetning mellom del 75 og del 72. Del 75 er videre utstyrt med en fjær 78 som utøver en svak kraft mot del 75 for å plassere del 75 i normalt tettende stilling mot flate 73, men som kan komprimeres for å tillate at del 75 inntar en ikke-tettende stilling i forhold til flate 73. Del 66 er utstyrt med gjennomgående slisser 79 som kommuniserer med ringrom 76. 69. Support ring 69 is attached by means of threads at 71. The holding piece 70 further holds a valve seat 72 in place. Valve seat 72 is a circular annular part with a smooth hardened conical surface containing gasket 74. Surface 73 and gasket 74 are there to receive a valve plug 75 which is slidably mounted in an annular space 76 in part 66. Valve plug 75 has a smooth hardened surface 77 which is tapered to fit surface 73 and gasket 74 to form a seal between part 75 and part 72. Part 75 is further provided with a spring 78 which exerts a slight force against part 75 to place part 75 in the normally sealing position against surface 73, but which can be compressed to allow part 75 to assume a non-sealing position relative to surface 73. Part 66 is provided with through slots 79 which communicate with annulus 76.

Del 70 har en gjennomgående utboring 80 som blokkeres når ventilplugg 75 er i tettende stilling mot flate 73, men som kommuniserer med slisser 79 når ventilpluggen ikke ligger tettende an mot flate 73. Når ventilplugg 75 ligger tettende an mot flate 73 Part 70 has a through bore 80 which is blocked when valve plug 75 is in a sealing position against surface 73, but which communicates with slots 79 when the valve plug is not in sealing contact with surface 73. When valve plug 75 is in sealing contact with surface 73

er foringens 40 ringrom delt i to helt adskilte kammere vist som et andre trykk-kammer 81 ved delens 62 stangende og som et første trykk-kammer 82 på delens 6 2 bakside. Enveis ventil 6 2 vil åpne når trykk påføres fra det første kammer 82 og tillate strømning fra kammer 82 inn i kammer 81. Ventildel 6 2 vil stenge og holde trykk når strømmen forsøker å gå fra kammer 81 til kammer 82. Pakning 67 kan gli innen sylinderf6ring 40. Stempelstang 6 3 strekker seg forover fra del 62 gjennom en stempelstangstetnings-del 83 og er forbundet med stempelstang 84 ved hjelp av gjenger 122. Stempelstang 84 er stempelstangen til en hydraulikksylin-dersammenstilling 85. Hydraulikksylindersammenstillingen 85 består av stempelstang 84, stempelstangstetning 86, stempelsammenstilling 87, stempelholdemutter 88, sylinderforing 89, endestykke 90, toppstykke 91, stagbolt 92 og stagboltmuttere 93. Stagbolter 92 går gjennom endestykket 90 og toppstykket 91 og er forbundet ved hjelp av gjenger til en overgangsflens 94. Overgangsflens 94 er konsentrisk montert på overgangsstykket 36 og holdes på plass av bolt 95. Når muttere 9 3 trekkes til vil således stempelsylinder 85 sikres og plasseres konsentrisk med stempelstang 63. Stempelsammenstilling 87 er glidende og tettende montert for å danne to trykk-kammere innen sylindersammenstil-ling 85, et bakre kammer 96 med fluidinnløpsåpninger 97 og et fremre kammer 98 med fluidinnløpsåpninger 99. Således vil stempel 87 og stempelstang 84 svare med å bevege seg i den retning som hydraulikkfluidets strømning og trykk tilsier når hydraulikkfluid under trykk ledes inn enten i kammer 96 eller i kammer 98. the liner's 40 annulus is divided into two completely separate chambers shown as a second pressure chamber 81 at the part 62's rod end and as a first pressure chamber 82 on the part 6 2's rear. One-way valve 6 2 will open when pressure is applied from the first chamber 82 and allow flow from chamber 82 into chamber 81. Valve member 6 2 will close and maintain pressure as flow attempts to pass from chamber 81 to chamber 82. Gasket 67 can slide within cylinder bearing 40. Piston rod 63 extends forward from part 62 through a piston rod seal part 83 and is connected to piston rod 84 by means of threads 122. Piston rod 84 is the piston rod of a hydraulic cylinder assembly 85. The hydraulic cylinder assembly 85 consists of piston rod 84, piston rod seal 86 , piston assembly 87, piston retaining nut 88, cylinder liner 89, end piece 90, top piece 91, strut bolt 92 and strut bolt nuts 93. Strut bolts 92 pass through end piece 90 and top piece 91 and are connected by means of threads to a transition flange 94. Transition flange 94 is concentrically mounted on the transition piece 36 and is held in place by bolt 95. When nuts 9 3 are tightened, piston cylinder 85 will thus be secured and is placed concentrically with piston rod 63. Piston assembly 87 is slidably and sealingly mounted to form two pressure chambers within cylinder assembly 85, a rear chamber 96 with fluid inlet openings 97 and a front chamber 98 with fluid inlet openings 99. Thus, piston 87 and piston rod 84 will respond by moving in the direction indicated by the flow and pressure of the hydraulic fluid when hydraulic fluid under pressure is led into either chamber 96 or chamber 98.

Det henvises videre til fig. 10 som er et forstørret riss av tetningssammenstilling 83. Sammenstilling 83 er konsentrisk og tettende montert på endetetningsdel 4 3 ved hjelp av bolter 100 og periferitetning 101. Sammenstilling 83 består av et hus 102, endestykke 103, glidepakningsring 104, endepakningsring 105, pakningsringer 106, topp-pakningsring 107 og holdering 108. Holdering 108 er en flat avrundet ring som holdes sentrisk innen del 83 ved hjelp av en skulder 110 og del 102. Ring 108 holder en avstrykerring 109 på plass og stopper del 107 fra å bevege seg i en retning. Hus 102 er en avrundet del med en gjennomgående utboring hvori topp-pakningsring 107, pakninger 106, endepakningsring 105, glidepakningsring 108 og endestykke 10 3 er montert. Endestykke 10 3 er tettende forbundet med del Further reference is made to fig. 10 which is an enlarged view of seal assembly 83. Assembly 83 is concentrically and sealingly mounted on end seal part 4 3 by means of bolts 100 and peripheral seal 101. Assembly 83 consists of a housing 102, end piece 103, sliding seal ring 104, end seal ring 105, seal rings 106, top packing ring 107 and retaining ring 108. Retaining ring 108 is a flat rounded ring held concentrically within part 83 by a shoulder 110 and part 102. Ring 108 holds a wiper ring 109 in place and stops part 107 from moving in one direction . Housing 102 is a rounded part with a continuous bore in which top sealing ring 107, gaskets 106, end sealing ring 105, sliding sealing ring 108 and end piece 103 are mounted. End piece 10 3 is sealingly connected to part

102 ved hjelp av tetning 111 og bolter 112 og er montert slik at det utøver et svakt kompresjonstrykk på del 108, 10 7, 106, 105 og 104 når bolter 112 trekkes til. Pakning 106 er en hylsepak-ning som gir glidende tetningskontakt med stempelstang 6 3 når kompresjonstrykk utøves mot pakningsendene. Del 104 er en flat avrundet plate med glidepakning 113 på sin ytre periferi og stangpakning 114 på sin indre periferi. Del 104 har også et gjennomgående hull 115 med liten diameter som gir kommunikasjon med et utsparet periferisk spor 116 tildannet på delens 103 overflate. Hull 115 gir kommunikasjon mellom spor 116 og overflaten som omgir del 105 og 106. Spor 116 står videre i forbindelse med en liten åpning 117 som går gjennom veggen i del 102. Åpning 117 har sin ytre del gjenget ved 118 for anslutning av hydraulikkforbindelse for tilførsel av hydraulikkfluid under trykk. Endestykket 103 er en til en viss grad avrundet del med en gjennomgående utboring som er utstyrt med pakninger 119 og 102 by means of seal 111 and bolts 112 and is mounted so that it exerts a slight compression pressure on parts 108, 107, 106, 105 and 104 when bolts 112 are tightened. Gasket 106 is a sleeve gasket which provides sliding sealing contact with piston rod 6 3 when compression pressure is applied to the gasket ends. Part 104 is a flat rounded plate with slide seal 113 on its outer periphery and rod seal 114 on its inner periphery. Part 104 also has a through hole 115 of small diameter which provides communication with a recessed circumferential groove 116 formed on the surface of part 103. Hole 115 provides communication between track 116 and the surface surrounding parts 105 and 106. Track 116 further communicates with a small opening 117 which passes through the wall of part 102. Opening 117 has its outer part threaded at 118 for connection of hydraulic connection for supply of hydraulic fluid under pressure. The end piece 103 is a to a certain extent rounded part with a through hole which is equipped with gaskets 119 and

120 for glidende tetning mot stempelstang 63.120 for sliding seal against piston rod 63.

Når således hydraulikkfluid under trykk leveres til tilkob-lingen 118 vil det strømme inn gjennom åpning 117 til spor 116 hvor det vil sette pakningsring 104 under trykk og således utøve et tilleggstrykk på pakning 106. Fluid under trykk vil videre strømme gjennom hull 115 og omgi og smøre pakning 106. Denne When hydraulic fluid under pressure is thus delivered to connection 118, it will flow in through opening 117 to groove 116 where it will pressurize sealing ring 104 and thus exert additional pressure on seal 106. Fluid under pressure will further flow through hole 115 and surround and grease seal 106. This

prosessen er kontinuerlig og med en minimal hydraulikkfluid-lekkasje forbi pakning 106 sålenge trykkforskjellen mellom spor 106 og trykk-kammer 81 holdes på et minimum. Pakning 106 kan tilføres hydraulikkfluid med gode smøreegenskaper, denne hydrau-likkoljetilførsel kan skje ved et kontrollert trykk litt høyere enn slamtrykket i kammer 81 og pakning 106 vil således tette effektivt mot lekkasje av slam fra kammer 81 når stempelstang 63 resiproserer. Pakning 106 vil fungere med mindre friksjon og slitasje og således vare lenger og tette bedre enn om den ikke ble smurt ved hjelp av hydraulikkfluid. Tap av hydraulikkfluid holdes på et minimum på grunn av kompresjonstrykket som virker mot tetning 106. the process is continuous and with minimal hydraulic fluid leakage past seal 106 as long as the pressure difference between groove 106 and pressure chamber 81 is kept to a minimum. Gasket 106 can be supplied with hydraulic fluid with good lubricating properties, this hydraulic oil supply can take place at a controlled pressure slightly higher than the mud pressure in chamber 81 and gasket 106 will thus effectively seal against leakage of mud from chamber 81 when piston rod 63 reciprocates. Gasket 106 will function with less friction and wear and thus last longer and seal better than if it was not lubricated with hydraulic fluid. Loss of hydraulic fluid is kept to a minimum due to the compression pressure acting against seal 106.

Som det fremgår av fig. 2 vil stempelstang 6 3 forårsake at sammenstilling 6 2 resiproserer sammen med denne når hydraulikkfluid under trykk tilføres åpninger 99 og 97 i hydraulikksylinder 85 på en slik måte at stempel 87 tvinges til å resiprosere. Når stempel 62 beveger seg i en slik retning at kammer 81 minsker vil plugg 55 innta lukket stilling og fluid under trykk vil presses ut av kammer 81 gjennom hull 60 i utløpsmanifold 57. Det vil samtidig skapes et undertrykk i kammer 82 på grunn av stempelets 62 bevegelse og fluid vil suges inn fra hull 14 i innløpsmanifold 11. Innstrømmende fluid vil strømme gjennom innløpsventil 17, gjennom hull 16, 22, 25 og 48 og inn i kammer 82 for å erstatte fluid som leveres ut gjennom hull 60. Mengden fluid som suges inn i kammer 82 vil være så mye større enn mengden som fjernes fra kammer 81 som det volumet som stempelstangens 63 tverrsnitt bestemmer. As can be seen from fig. 2, piston rod 6 3 will cause assembly 6 2 to reciprocate together with it when hydraulic fluid under pressure is supplied to openings 99 and 97 in hydraulic cylinder 85 in such a way that piston 87 is forced to reciprocate. When piston 62 moves in such a direction that chamber 81 decreases, plug 55 will assume a closed position and fluid under pressure will be forced out of chamber 81 through hole 60 in outlet manifold 57. At the same time, a negative pressure will be created in chamber 82 due to the piston's 62 motion and fluid will be sucked in from hole 14 in inlet manifold 11. Inflowing fluid will flow through inlet valve 17, through holes 16, 22, 25 and 48 and into chamber 82 to replace fluid delivered through hole 60. The amount of fluid sucked into chamber 82 will be as much greater than the amount removed from chamber 81 as the volume determined by the piston rod 63 cross-section.

Tilsvarende når stempel 62 beveger seg i en slik retning at kammer 82 minsker så vil delens 6 2 bevegelse være i en slik retning at fluidet som er fanget i kammer 82 komprimeres og således strømmer gjennom ventildel 62, inn i kammer 81 og ut gjennom hull 60. Når stempel 62 beveger seg i denne retningen vil trykket både i kammer 82 og kammer 81 være lik utløpstrykket i hull 60 og fluidstrømmen fra kammer 81 til hull 60 være lik fluidvolumet som fortrenges av stempelstang 63. Det er således vist at fluid vil fortrenges fra trykk-kammer 81 til utløpshull 60 for begge stempelstangens 6 3 bevegelsesretninger når stempelstang 6 3 resiproserer kontinuerlig. I tillegg at trykket i kammer 81 og utløpshull 60 vil være det samme uansett hvilken retning stempelstang 6 3 beveger seg. Correspondingly, when piston 62 moves in such a direction that chamber 82 decreases, the movement of part 6 2 will be in such a direction that the fluid trapped in chamber 82 is compressed and thus flows through valve part 62, into chamber 81 and out through hole 60 When piston 62 moves in this direction, the pressure in both chamber 82 and chamber 81 will be equal to the outlet pressure in hole 60 and the fluid flow from chamber 81 to hole 60 will be equal to the volume of fluid displaced by piston rod 63. It is thus shown that fluid will be displaced from pressure chamber 81 to outlet hole 60 for both piston rod 6 3 movement directions when piston rod 6 3 reciprocates continuously. In addition, the pressure in chamber 81 and outlet hole 60 will be the same regardless of which direction piston rod 6 3 moves.

I neste omgang henvises det til fig. 3 som er en skjemategning av en typisk hydraulikk-krets for krafttilførsel til denne slampumpens hydraulikksylindere 85. I denne kretsen er det bare vist to hydrauliske sylindere 85 av klarhetshensyn og tilføyelse av en tredje eller flere sylindere 85 forklares i senere beskrivelser. Hovedkomponentene i denne kretsen er: hovedpumpe 125 som drives av primærmotor 126, ladepumpe 127 som også drives av primærmotor 126, enveis tilbakeslagsventiler 128 og 12 9, avlastningsventil for høyt trykk 130, uavhengig drevet styreventil 132 som drives av kraftkilde 133, enveis tilbakeslagsventil 134, reguleringsventil 135, reguleringsventil 136, Next, reference is made to fig. 3 which is a schematic drawing of a typical hydraulic circuit for power supply to this mud pump's hydraulic cylinders 85. In this circuit, only two hydraulic cylinders 85 are shown for reasons of clarity and the addition of a third or more cylinders 85 is explained in later descriptions. The main components of this circuit are: main pump 125 driven by primary engine 126, charging pump 127 also driven by primary engine 126, one-way check valves 128 and 129, high pressure relief valve 130, independently operated control valve 132 driven by power source 133, one-way check valve 134, control valve 135, control valve 136,

enveis tilbakeslagsventil 137, avlastningsventil 138, pneumatisk akkumuleringsanordning 139, hydraulikkstempel 85, hydraulikk-reservoar 140, høytrykkstilførselsledning 141, lavtrykkshydrau-likkreturledning 142, hydraulikkledninger 143, 144, 145, 146, 147, 148 og 149 og lavtrykks avlastningsventil 131. Det viste hydrau-likksystemet er av typen med lukket kretsløp og med ladning og anvender en enveis hovedpumpe med variabelt volum. De fleste komponentene i denne hydraulikk-kretsen og bruken av disse er velkjente av alle med innsikt i faget slik at detaljbeskrivelse bare gis av unike og nye styremidler for fluid under trykk som åpenbares for denne hydraulikk-kretsen. one-way check valve 137, relief valve 138, pneumatic accumulator 139, hydraulic piston 85, hydraulic reservoir 140, high pressure supply line 141, low pressure hydraulic return line 142, hydraulic lines 143, 144, 145, 146, 147, 148 and 149 and low pressure hydraulic relief valve 131. It showed the body system is of the closed-circuit type with charging and uses a one-way main pump with variable volume. Most of the components in this hydraulic circuit and their use are well known to anyone skilled in the art so that detailed description is only given of unique and novel control means for fluid under pressure disclosed for this hydraulic circuit.

Det vil bemerkes at den hydrauliske kretsen som er vist i fig. 3 hovedsakelig er den samme som den som ble åpenbaret.tidligere i min patentsøknad nr. 06/133.948, Grp. Art unit 343, innlevert 25. mars 1980 som nå er trukket tilbake når unntas visse unike og nye særtrekk vedrørende trykk-kontroll. It will be noted that the hydraulic circuit shown in fig. 3 is essentially the same as that which was disclosed previously in my patent application No. 06/133,948, Grp. Art unit 343, submitted on 25 March 1980, which has now been withdrawn except for certain unique and new special features regarding pressure control.

Det henvises videre til fig. 4 som er et enderiss av styreventil 132. Fig. 5 er et snitt langs linjen 5-5 i fig. 4. Fig. 6 er et snitt langs linjen 6-6 i fig. 5. Fig. 7 er et snitt langs linjen 7-7 i fig. 5. Fig. 8 er en skjemategning over fig. 6 og fig. 7 som viser hydrauliske forbindelser mellom fig. Further reference is made to fig. 4 which is an end view of control valve 132. Fig. 5 is a section along the line 5-5 in fig. 4. Fig. 6 is a section along the line 6-6 in fig. 5. Fig. 7 is a section along the line 7-7 in fig. 5. Fig. 8 is a diagram of fig. 6 and fig. 7 which shows hydraulic connections between fig.

6, fig. 7 og hydraulikksylindere 85.6, fig. 7 and hydraulic cylinders 85.

Det vises nå til fig. 5 hvor ventil 132 omfatter et husReference is now made to fig. 5 where valve 132 comprises a housing

150 med en gjennomgående sentral utboring som har fått fin sluttbehandling. Hus 150 har en endeplate 152 på en ende som holder pakningen 153 på plass for å tette forbindelsen melLom dem. Endeplate 152 omfatter også et trykklager 154 plassert i en nedfelt utboring for å holdes på plass og en gjennomgående returfluid-åpning 155 som i sin ytre ende er utstyrt for å motta retur-hydraulikkfluidledning 142. Endeplate 152 holdes på plass av bolter 156. I den andre enden har hus 150 en andre endeplate 157 som holdes på plass av bolter 158 og som i sin tur holder pakning 159 på plass. Endeplate 157 har også en sentral gjennomgående utboring hvori et andre trykklager 160 og en lagerpakning 150 with a continuous central bore that has received a nice final treatment. Housing 150 has an end plate 152 on one end which holds the gasket 153 in place to seal the connection between them. End plate 152 also includes a thrust bearing 154 located in a recessed bore to be held in place and a through return fluid opening 155 which at its outer end is equipped to receive return hydraulic fluid line 142. End plate 152 is held in place by bolts 156. In the at the other end, housing 150 has a second end plate 157 which is held in place by bolts 158 and which in turn holds gasket 159 in place. End plate 157 also has a central through hole in which a second thrust bearing 160 and a bearing seal

161 er montert. Pakning 161 holdes på plass av sneppertring 162. 161 is mounted. Gasket 161 is held in place by snap ring 162.

Innen utboring 151 i hus 150 er det montert en avrundet roterbar ventilspindel 163 som er tilpasset for å gi roterbar tettende kontakt med utboringens 151 vegger. Spindel 16 3 har ut fra sin ene ende en drivaksel 165 med redusert diameter som går gjennom utboringen i plate 157 og således gjennom pakning 161 for å utgjøre driftsforbindelsesinnretning for å dreie spindel 163 om en rotasjonssenterlinje 176 ved hjelp av ytre drivinnret-ning. I ventilspindel 163 er det et spor 164 som omkretser periferien og som står i kontinuerlig forbindelse med en inn-løpsåpning 165 plassert i hus 150 og utstyrt for å motta trykk-ledning 141. Innover fra sporet 164 fører der et avrundet hull 166 som anslutter seg til hull 167. Hullets 167 senterlinje går gjennom spindelens 163 rotasjonssenterlinje og er vinkelrett på spindelens 163 rotasjonssenterlinje og tildanner således to like runde åpninger fra spindel 16 3 som er forskjøvet 180° i forhold til hverandre. Hulls 167 ytre ender har fått fin sluttbehandling slik at de utgjør vinkelrette og like utboringer 168 Within bore 151 in housing 150, a rounded rotatable valve spindle 163 is fitted which is adapted to provide rotatable sealing contact with the walls of bore 151. Spindle 16 3 has, from one end, a drive shaft 165 with a reduced diameter which passes through the bore in plate 157 and thus through gasket 161 to form an operating connection device for turning spindle 163 about a rotation center line 176 by means of an external drive device. In the valve spindle 163 there is a groove 164 which surrounds the periphery and which is in continuous connection with an inlet opening 165 located in the housing 150 and equipped to receive pressure line 141. Inwards from the groove 164 leads there a rounded hole 166 which connects to hole 167. The center line of the hole 167 passes through the center line of rotation of the spindle 163 and is perpendicular to the center line of rotation of the spindle 163 and thus forms two equally round openings from spindle 16 3 which are offset by 180° in relation to each other. The outer ends of the holes 167 have been nicely finished so that they form perpendicular and equal bores 168

i spindel 163. Hus 150 har en første gjennomgående utboring 169 og en andre gjennomgående utboring 170 i samme plan som utboringen 169, men forskjøvet 90° i forhold til utboring 169 og både utboring 16 9 og utboring 170 er vinkelrette på spindelens 163 rotasjonssenterlinje. Utboringer 169 og 170 er plassert slik at de alternerende innrettes overfor hull 167 i spindel 16 3 når spindel 163 roterer slik at de gir to alternative fluidutløpsforbin-delser for hull 167. Utboring 169 er i begge ender utstyrt for hydraulikkledningsanslutning til ledning 149. Utboring 170 er i begge ender utstyrt for hydraulikkledningsanslutning til ledning 148. Når spindel 163 dreies, og hydraulikkfluid under trykk tilføres innløpsåpning 165 vil dette således alternerende og likt fordeles til åpninger 169 og 170. Hydraulikkfluidet distribueres også uten at sidebelastning på grunn av hydraulikk-trykk påføres spindelen 16 3 ettersom trykkutløpene står direkte ovenfor hverandre. En videre kan relativt store fluidmengder fordeles fra spindel 163 da fordelingen skjer samtidig gjennom to utløp. in spindle 163. Housing 150 has a first through bore 169 and a second through bore 170 in the same plane as the bore 169, but offset 90° in relation to bore 169 and both bore 16 9 and bore 170 are perpendicular to the spindle 163's center line of rotation. Boreholes 169 and 170 are positioned so that they are alternately aligned opposite hole 167 in spindle 163 when spindle 163 rotates so that they provide two alternative fluid outlet connections for hole 167. Borehole 169 is equipped at both ends for hydraulic line connection to line 149. Borehole 170 is equipped at both ends for hydraulic line connection to line 148. When spindle 163 is turned, and hydraulic fluid under pressure is supplied to inlet opening 165, this will thus be alternately and equally distributed to openings 169 and 170. The hydraulic fluid is also distributed without side loading due to hydraulic pressure being applied to the spindle 16 3 as the pressure outlets are directly opposite each other. Furthermore, relatively large quantities of fluid can be distributed from spindle 163 as the distribution takes place simultaneously through two outlets.

Ventilspindel 163 har videre et andre gjennomgående hullValve spindle 163 also has a second through hole

171 hvis senterlinje går gjennom spindelens 163 rotasjonssenterlinje og står vinkelrett på spindelens 163 rotasjonssenterlinje. 171 whose center line passes through the center line of rotation of the spindle 163 and is perpendicular to the center line of rotation of the spindle 163.

Hull 171 er forskjøvet 90° i forhold til hulls 167 senterlinje. Hulls 171 ytre ender har fått fin sluttbehandling slik at de utgjør vinkelrette og like utboringer 172 i spindel 163, 180° forskjøvet i forhold til hverandre. Hus 150 har en tredje gjennomgående utboring 173 og en fjerde gjennomgående utboring 174 hvor utboring 173 er i samme planet som utboring 174, men for-skjøvet 90° i forhold til utboring 174. Begge utboringene 173 og 174 er i et plan som er vinkelrett på spolens 163 rotasjonssenterlinje. Utboring 173 er i begge ender utstyrt for hydrau-f likkledningsanslutning til ledning 149. Utboring 174 er i begge ender utstyrt for hydraulikkledningsanslutning til ledning 148. Utboringen 173 og 174 er plassert slik at de alternerende innrettes overfor hull 171 i spindel 163 når spindel 163 roterer slik at de gir to alternative fluidutløpsforbindelser for hull 171. Spindel 163 har videre en sentralt plassert endeåpning 175 som kommuniserer med åpning 171 og som kontinuerlig kommuniserer med fluidreturåpning 155 i endeplate 152. Utboring 169 Hole 171 is offset by 90° in relation to the center line of hole 167. The outer ends of the holes 171 have been given a fine finish so that they form perpendicular and equal bores 172 in the spindle 163, offset by 180° in relation to each other. Housing 150 has a third through bore 173 and a fourth through bore 174, where bore 173 is in the same plane as bore 174, but offset by 90° in relation to bore 174. Both bores 173 and 174 are in a plane that is perpendicular to the coil's 163 centerline of rotation. Drilling 173 is equipped at both ends for hydraulic line connection to line 149. Drilling 174 is equipped at both ends for hydraulic line connection to line 148. Drilling 173 and 174 are positioned so that they are alternately aligned opposite hole 171 in spindle 163 when spindle 163 rotates. so that they provide two alternative fluid outlet connections for hole 171. Spindle 163 further has a centrally located end opening 175 which communicates with opening 171 and which continuously communicates with fluid return opening 155 in end plate 152. Boring 169

og utboring 17 3 er plassert i det samme langsgående planet i forhold til rotasjonsakse 176. Når spindelen 163 dreies vil således fluidreturåpning 155 på samme måte og alternerende være i forbindelse med utløpsutboringer 173 og 174. Utsparing 168 og utsparing 172 kan utføres med en slik størrelse at de regulerer fluid-distribusjonen tidsforløp etter behov. and bore 17 3 are located in the same longitudinal plane in relation to axis of rotation 176. When the spindle 163 is turned, fluid return opening 155 will thus be in the same way and alternately in connection with outlet bores 173 and 174. Recess 168 and recess 172 can be made with such a size that they regulate the fluid distribution over time as needed.

Det henvises til fig. 8 og fig. 5 som klart viser at når spindel 163 dreies så kommuniserer trykkinnløpsåpning 165 i ventil 150 først via ledning 149 med trykk-kammeret i stangenden av en første sylinder 85 samtidig som fluidreturåpning 155 i ventil 150 først via ledninger 14 8 kommuniserer med trykk-kammeret i stangenden av en andre sylinder 85. I andre omgang kommuniserer innløpsåpning 165 via ledning 148 med trykk-kammeret i stangenden av den andre sylinder 85 mens fluidreturåpning 155 i ventil 150 i andre omgang via ledning 149 kommuniserer med trykk-kammeret i stangenden av den første sylinder 85. Når ventilens 132 spindel 163 således dreies og fluid under trykk tilføres innløpsåpning 165 så kan en sylinders 85 trykk-kammer tilføres fluid slik at det forårsakes å utvide seg mens en andre sylinders 85 trykk-kammer kan sende samme mengde fluid ut gjennom returåpning 155. Det vil bemerkes at en tredje sylinder i tillegg kan drives ved hjelp av ventil 132 ved å lage en tredje utboring gjennom hus 150 i planet i fig. 6 og i planet i fig. 7 og således plassere de tre gjennomgående utboringene 60° forskjøvet i forhold til hverandre i forhold til rotasjons-aksen. Det samme gjelder for en fjerde eller flere sylindere. Hvis en fjerde sylinder brukes så benyttes fire gjennomgående utboringer med innbyrdes forskyvning 4 5° etc. Men, tre sylindere 85 må anvendes, eller for å si det nøyaktigere så må tre eller flere trykk-kammere med likt fortrengningsvolum anvendes, hvis ikke ytre utjevningsfluid anvendes,for å tillate uavbrutt og kontinuerlig lik strømning til innløpsåpning 165 og fra utløps-åpning 155 i ventil 132 uten å lede fluid utenom nevnte sylindere 85. Denne oppfinnelsens slampumpe vil således normalt anvende tre eller flere sylindere 85 hvor kretsløpet ifølge fig. 3 viser to sylindere 85 av klarhetshensyn. I kretsen i fig. 3 er også utløp 169 og 173 bare vist fra en side av ventil 132 for å gjøre det enkelt og det samme gjelder for utløp 170 og 174. Det er klart at ledninger 148 og 149 kan legges inne i hus 150 for å unngå å overdrive det utvendige røropplegget. Reference is made to fig. 8 and fig. 5 which clearly shows that when spindle 163 is turned, pressure inlet opening 165 in valve 150 first communicates via line 149 with the pressure chamber at the rod end of a first cylinder 85 at the same time that fluid return opening 155 in valve 150 first communicates via lines 148 with the pressure chamber at the rod end of a second cylinder 85. In the second instance, inlet opening 165 communicates via line 148 with the pressure chamber in the rod end of the second cylinder 85, while fluid return opening 155 in valve 150 in the second instance via line 149 communicates with the pressure chamber in the rod end of the first cylinder 85 When the spindle 163 of the valve 132 is thus turned and fluid under pressure is supplied to the inlet opening 165, then one cylinder's 85 pressure chamber can be supplied with fluid so that it is caused to expand, while a second cylinder's 85 pressure chamber can send the same amount of fluid out through the return opening 155. It will be noted that a third cylinder can additionally be operated by means of valve 132 by making a third bore through housing 150 in the plane of fig. 6 and in the plane in fig. 7 and thus place the three through bores 60° offset in relation to each other in relation to the axis of rotation. The same applies to a fourth or more cylinders. If a fourth cylinder is used, four continuous bores are used with a mutual displacement of 4 5° etc. However, three cylinders 85 must be used, or to be more precise, three or more pressure chambers with the same displacement volume must be used, if no external equalizing fluid is used , to allow uninterrupted and continuous equal flow to inlet opening 165 and from outlet opening 155 in valve 132 without directing fluid outside said cylinders 85. The mud pump of this invention will thus normally use three or more cylinders 85 where the circuit according to fig. 3 shows two cylinders 85 for reasons of clarity. In the circuit in fig. 3, outlets 169 and 173 are also only shown from one side of valve 132 for simplicity and the same applies to outlets 170 and 174. It is clear that lines 148 and 149 can be placed inside housing 150 to avoid overdoing it external piping system.

For dette formålet drives ladepumpe 12 7 av primærmotor 12 6 for å forlade den hydrauliske kretsen med et trykk som bestemmes av avlastningsventilens 131 innstilling som fortrinnsvis er i området 14 bar. Motor 126 driver også hovedpumpe 125 som leverer fluid under trykk til ledning 141. Fluid under trykk går gjennom ledning 141 og inn i ventil 132 ved åpning 165. Ventil 132 dreies kontrollert av motor 133 og denne dreiingen er uavhengig av fluidstrøm eller fluidtrykk. Fluid under trykk ledes først til ledning 149 av ventil 132 for å trykke opp kammer 98 i en første hydraulikksylinder 85 mens kammer 98 i en andre hydraulikksylinder 85 avbløes ved hjelp av ventil 132 til hydraulikk-returledning 142 gjennom utløp 155. Sylinderes 85 kammere 96 For this purpose, charge pump 12 7 is driven by primary motor 12 6 to charge the hydraulic circuit with a pressure determined by the relief valve 131 setting, which is preferably in the range of 14 bar. Motor 126 also drives main pump 125 which supplies fluid under pressure to line 141. Fluid under pressure passes through line 141 and into valve 132 at opening 165. Valve 132 is rotated controlled by motor 133 and this rotation is independent of fluid flow or fluid pressure. Fluid under pressure is first led to line 149 by valve 132 to pressurize chamber 98 in a first hydraulic cylinder 85 while chamber 98 in a second hydraulic cylinder 85 is bled off by means of valve 132 to hydraulic return line 142 through outlet 155. Cylinders 85 chambers 96

er forbundet via en felles fluidledning 146 og når således fluid under trykk kommer inn i en første sylinders 85 kammer 98 vil det presse fluid ut av nevnte første sylinders kammer.96 og inn i en andre sylinders 85 kammer 96. Fluidet som kommer inn i nevnte andre sylinders 85 kammer 96 vil i sin tur presse fluid ut fra nevnte andre sylinders kammer 98 og dette fluidet vil returneres til ledning 142 gjennom åpning 155 slik at det igjen kan settes under trykk ved hjelp av pumpe 125. Mengden fluid som returnerer til ledning 142 vil være den samme som are connected via a common fluid line 146 and thus when fluid under pressure enters a first cylinder's 85 chamber 98, it will push fluid out of said first cylinder's chamber 96 and into a second cylinder's 85 chamber 96. The fluid that enters said second cylinder's 85 chamber 96 will in turn push fluid out from said second cylinder's chamber 98 and this fluid will be returned to line 142 through opening 155 so that it can again be pressurized using pump 125. The amount of fluid that returns to line 142 will be the same as

den som forlater ledning 141 minus lekkasje som utjevnendé til-føres av ladepumpe 12 7. Denne prosessen repeteres alternerende og kontinuerlig av sylindere 85 og sylinderes 85 sylinderstenger 84 tilføres således kraft kontinuerlig. Syliriderstangens 84 slaglengde bestemmes av den mengden fluid som går gjennom ledning 141 eller av ventilens 132 rotasjonshastighet. Trykket innen hydraulikkledning 146 og således innen sylinderes 85 kammere 96 styres av avlastningsventil 138. Fluidtrykk tilføres således en første sylinders 85 kammer 98 for med kraft å drive stempelstang 84. I en tilbakegående retning kan sekundærtrykket som skapes i kammer 86 med kraft drive en andre sylinders stempelstang 84 i en andre fremmadgående retning. På denne måten kan arbeid utføres samtidig av alle sylindere 85. Når tre sylindere 85 anvendes som er vanlig i denne oppfinnelsens slampumpe så kan to sylinderes 85 trykk-kammer 98 samtidig motta fluid under trykk mens den tredje sylinders 85 kammer 98 sender fluid ut. Motsatt kan en sylinders 85 trykk-kammer 98 motta fluid under trykk mens den andre og tredje sylinders 85 kammer 98 samtidig sender fluid ut. that which leaves line 141 minus leakage which is equalized is supplied by charge pump 12 7. This process is repeated alternately and continuously by cylinders 85 and cylinder 85's cylinder rods 84 are thus supplied with power continuously. The stroke length of the syliri rod 84 is determined by the amount of fluid that passes through line 141 or by the rotation speed of the valve 132. The pressure within hydraulic line 146 and thus within cylinder 85's chambers 96 is controlled by relief valve 138. Fluid pressure is thus supplied to a first cylinder's 85 chamber 98 to forcefully drive piston rod 84. In a backward direction, the secondary pressure created in chamber 86 can forcefully drive a second cylinder's piston rod 84 in a second forward direction. In this way, work can be carried out simultaneously by all cylinders 85. When three cylinders 85 are used, which is common in this invention's mud pump, two cylinder 85's pressure chambers 98 can simultaneously receive fluid under pressure while the third cylinder's 85 chamber 98 sends fluid out. Conversely, one cylinder's 85 pressure chamber 98 can receive fluid under pressure while the second and third cylinder's 85 chamber 98 simultaneously sends fluid out.

Det påpekes og fremheves igjen at denne oppfinnelsens ventil 132 har uavhengig drift, dvs. at dreiningen dens er full-stendig uavhengig av stempelets 87 bevegelse innen sylinder 85. Denne uavhengig drevne styreventilen 132 slik som den brukes It is pointed out and emphasized again that the valve 132 of this invention has independent operation, i.e. that its rotation is completely independent of the movement of the piston 87 within cylinder 85. This independently operated control valve 132 as it is used

i den hydrauliske kretsen i fig. 3 for å styre fritt flytende stempler 87 bevegelse effektivt er et nytt, nyhetlig og fordel-aktig konsept innen styring av hydraulisk drevne sylindere. in the hydraulic circuit in fig. 3 to control free-floating pistons 87 movement efficiently is a new, innovative and advantageous concept in the control of hydraulically driven cylinders.

De to hovedvanskelighetene som har hindret utvikling av hydraulisk drevne resiproserende stempler med høyt hestekraftuttak i fortiden har vært det tilsynelatende umulige i å levere store mengder ikke-pulserende strømning under trykk til sylindrene samtidig som sylinderslagets tidsinnstilling styres. Dette har jeg greid på en forholdsvis enkel og praktisk måte ved å bruke den uavhengig drevne styreventilen 132 kombinert med flere andre teknikker som blir beskrevet i det etterfølgende. The two main difficulties that have hindered the development of hydraulically driven high horsepower reciprocating pistons in the past have been the apparent impossibility of delivering large amounts of non-pulsating pressurized flow to the cylinders while simultaneously controlling the stroke timing. I managed this in a relatively simple and practical way by using the independently operated control valve 132 combined with several other techniques which will be described in the following.

Idet det henvises til hydraulikk-kretsen i fig. 3 påpekes at hvis kretsen i praksis skal kunne virke, så må sylinders 85 stempel 87 være i en slik stilling at det kan bevege seg når fluid under trykk slippes inn i kammer 98 eller sagt på en annen måte, siden stempel 87 ikke er direkte tidsmessig koblet til ventil 132 så vil ødeleggende trykkpulsering finne sted når trykket stiger til høytrykksavlastningsventilens 130 avlastnings-innstilling hvis stempel 87 ved oppstarting befinner seg i eks-' pansjonsenden av slaget sitt. For å sikre at denne situasjonen normalt ikke oppstår anvendes en pumpe 125 med variabelt volum som fluidkraftkilde og drivfluidet under trykk ledes til sylinders 85 stangende. Bemerk, for kretsen i fig. 3, at ved oppstarting eller når primærmotorene 126 og 133 er i drift og pumpe 125 er i nøytral eller ikke -leverende stilling så vil ladepumpe 127 lade hele systemet til et trykk som bestemmes av lavtrykks-avlastningsventilens 131 innstilling. Dette gir samme trykk i sylinderes 85 kammere 96 og 98 og kammer 96 vil således ha en tendens til å utvides på grunn av stempelstangens 84 tverr-snittsareal, noe som igjen gjør at stempel 87 således vil ha en tendens til å plassere seg slik at kammer 98 kan utvide seg og således automatisk komme i tidsmessig riktig stilling i forhold til ventil 132 når ventil 132 dreier uten at høytrykksstøt forårsakes. Et lavtrykksstøt som bestemmes av innstillingen til avlastningsventil 138 vil forekomme. Enn videre, da pumpen 125 har variabelt volum, vil strømmen som går til sylindere 85 økes gradvis med en tilsvarende gradvis økning av stempelets 87 slaglengde og dette tillater at stempel 87 automatisk kommer i tidsmessig riktig stilling i forhold til ventil 132 når stempel 87 begynner å resiprosere. Videre vil stempler 87 automatisk innta en stilling nær sentrum av sylindrene 85 når systemet er i drift og stempelslaglengden i sylinder 85 minskes til null ved å endre pumpens 125 leveranse til null, noe som således gjør at stempel 8 7 vil være i en slik stilling at det kan ekspandere og automatisk innta tidsmessig riktig stilling i forhold til ventil 132 når strømmen fra pumpe 125 igjen økes. Referring to the hydraulic circuit in fig. 3 it is pointed out that if the circuit is to work in practice, the piston 87 of the cylinder 85 must be in such a position that it can move when fluid under pressure is admitted into the chamber 98 or in other words, since the piston 87 is not directly temporal connected to valve 132 then destructive pressure pulsation will take place when the pressure rises to the high pressure relief valve 130's relief setting if piston 87 is at the expansion end of its stroke at startup. To ensure that this situation does not normally occur, a pump 125 with variable volume is used as a source of fluid power and the drive fluid under pressure is led to cylinder 85's rod end. Note, for the circuit in Fig. 3, that at start-up or when the primary engines 126 and 133 are in operation and pump 125 is in neutral or non-delivering position, charging pump 127 will charge the entire system to a pressure determined by the low-pressure relief valve 131 setting. This gives the same pressure in the chambers 96 and 98 of cylinder 85 and chamber 96 will thus tend to expand due to the cross-sectional area of piston rod 84, which in turn means that piston 87 will thus tend to position itself so that chamber 98 can expand and thus automatically come into the correct temporal position in relation to valve 132 when valve 132 rotates without causing a high-pressure shock. A low pressure surge determined by the setting of relief valve 138 will occur. Furthermore, since the pump 125 has variable volume, the current going to the cylinders 85 will be gradually increased with a corresponding gradual increase in the stroke length of the piston 87 and this allows the piston 87 to automatically come into the correct temporal position in relation to the valve 132 when the piston 87 starts to reciprocate. Furthermore, pistons 87 will automatically take a position near the center of the cylinders 85 when the system is in operation and the piston stroke length in cylinder 85 is reduced to zero by changing the delivery of the pump 125 to zero, which thus means that piston 87 will be in such a position that it can expand and automatically take the correct position in relation to valve 132 when the flow from pump 125 is increased again.

Som tidligere åpenbart er denne oppfinnelsens slampumpe en dobbeltvirkende pumpe som betyr at sylinderstang 84 leverer kraft i begge bevegelsesretninger. Dette kraftbehovet avhenger av trykket i slammet som pumpes og varierer derfor mye. Trykk-behovet innen trykk-kammer 96 og ledning 146 varierer derfor ganske mye. Fluidreservoaret som skapes av kammeret 96 og ledninger 146 har konstant volum for en gitt sylinderslaglengde og er hovedsakelig et lukket reservoar, men reservoaret i kammeret 96 har glidetetninger og lekkasje slik at utjevningsfluid må tilføres kontinuerlig til dette lukkede reservoaret fra en kilde med høyere trykk. Dette gjøres ved å tillate at et lite fluidvolum kontinuerlig strømmer fra høytrykksledning 141 til ledning 146 gjennom en justerbar doseringsventil 135. As previously obvious, this invention's slurry pump is a double-acting pump, which means that cylinder rod 84 delivers power in both directions of movement. This power requirement depends on the pressure in the sludge being pumped and therefore varies widely. The pressure requirement within pressure chamber 96 and line 146 therefore varies quite a lot. The fluid reservoir created by chamber 96 and lines 146 has constant volume for a given cylinder stroke and is essentially a closed reservoir, but the reservoir in chamber 96 has sliding seals and leaks so that equalizing fluid must be continuously supplied to this closed reservoir from a higher pressure source. This is done by allowing a small volume of fluid to continuously flow from high pressure line 141 to line 146 through an adjustable dosing valve 135.

Siden det ikke er noen praktisk måte å alltid levere den korrekte mengden utjevningsfluid til det lukkede reservoaret som utgjøres av kammer 96 og ledning 146 og da dette reservoaret må holdes på eller over det nødvendige volum, så må en overdreven fluidmengde tillates å strømme gjennom doseringsventil 135 og Since there is no practical way to always supply the correct amount of equalizing fluid to the closed reservoir formed by chamber 96 and line 146 and since this reservoir must be maintained at or above the required volume, an excessive amount of fluid must be allowed to flow through metering valve 135 and

en passende innretning anordnes for å tillate at dette overskuddsfluidet slippes ut av kammer 96 uten at for store trykk-støt forårsakes. Bemerk at overskuddsfluidet som passerer gjennom kammer 96 også anordner kjøling av kammer 96. a suitable device is provided to allow this excess fluid to be discharged from chamber 96 without excessive pressure surges being caused. Note that the excess fluid passing through chamber 96 also provides cooling of chamber 96.

Stempel 87 i sylinder 85 vil automatisk presse fluid fra kammer 96 over avlastningsventil 138 da stempelslagene og kammer 96 automatisk vil få riktig volum. Men det vil komme ødeleggende trykkstøt i hele høytrykkskretsen hvis ikke ventil 138 innstil-les slik at fluid bløes av ved et trykk bare såvidt over det trykket som er nødvendig i kammer 96. Trykket som er nødvendig i kammer 96 er det trykket som er nødvendig for å bevege stempelstang 84 mot belastningen sin. Denne belastningen varierer som tidligere beskrevet. Avlastningsventil 138 må således være i stand til å føle kammerets 96 belastningskrav og justere seg inn slik at fluid går forbi gjennom den ved et trykk som er såvidt høyere enn belastningskravet hvis dette systemet skal fungere med et minimum av trykkstøt. Det vil bemerkes at trykkstøtet som kreves for å fjerne fluid fra kammer 96 kan være meget stort, hvis det ikke styres, på grunn av stempelets 87 større overflate-areal som virker mot, og også på grunn av det faktum at støtet er plutselig fordi overskuddsfluidet vil sendes ut meget plutselig når et av stemplene 87 når enden av slaget sitt. Når ovenfor nevnte stempel 87 har nådd enden av slaget sitt som beskrevet, så vil trykket i kammeret 96 plutselig hoppe fra det som var det nødvendige trykket for å bevege stempelstand 84 til av-lastningstrykket til ventil 138. Piston 87 in cylinder 85 will automatically push fluid from chamber 96 over relief valve 138 as the piston strokes and chamber 96 will automatically have the correct volume. But there will be destructive pressure surges in the entire high-pressure circuit if valve 138 is not adjusted so that fluid is blown off at a pressure only slightly above the pressure required in chamber 96. The pressure required in chamber 96 is the pressure required for to move piston rod 84 against its load. This load varies as previously described. Relief valve 138 must thus be able to sense the chamber 96's load requirement and adjust itself so that fluid passes through it at a pressure slightly higher than the load requirement if this system is to function with a minimum of pressure surges. It will be noted that the pressure shock required to remove fluid from chamber 96 can be very large, if not controlled, due to the larger surface area of piston 87 acting against, and also due to the fact that the shock is sudden because the excess fluid will be emitted very suddenly when one of the pistons 87 reaches the end of its stroke. When the above-mentioned piston 87 has reached the end of its stroke as described, then the pressure in the chamber 96 will suddenly jump from what was the necessary pressure to move the piston stand 84 to the relief pressure of valve 138.

For å overvinne de ovenfor nevnte forhold og holde nevnte trykkstøt innen et akseptabelt og brukbart område, brukes unik kretsføring som anvender en gassdrevet akkumulator 139. Akkumulator 139 inneholder et trykk-kammer 177 som er fylt med komprimerbar gass, et trykk-kammer 178 for forbindelse til hydraulikkfluid og bevegelig stempel eller diafragmaelement 179 som tettende adskiller de to kamrene. Kammer 177 er fylt med To overcome the above-mentioned conditions and keep said pressure surge within an acceptable and usable range, unique circuitry is used that uses a gas-powered accumulator 139. Accumulator 139 contains a pressure chamber 177 which is filled with compressible gas, a pressure chamber 178 for connection to hydraulic fluid and movable piston or diaphragm element 179 which sealingly separates the two chambers. Chamber 177 is filled with

en komprimerbar gass og har et trykk som er ca. det samme trykket som ladeavlastningsventilen 131. Kammer 178 er via tilbakeslagsventil 137 og doseringsventil 136 forbundet med det lukkede reservoaret som utgjøres av kammer 96 i sylinder 85. En ledning 147 forbinder avlastningsventilens138 utløpsåpning med hydraulisk kammer 178. Som alle som er kjent med hydraulikkteknikk er oppmerksom på så kan en avlastningsventils138 utløpsåpning brukes for å styre det trykket hvorved nevnte avlastningsventil tillater gjennomstrømning. Nevnte avlastningsventil vil tillate gjennomstrømning ved et trykk som er lik eller rett over på grunn av et fjærbelastet stangstempel innen nevnte ventil, det trykket hvorved strømning tillates ut fra avbløingsåpningen. Avlastningsventil 138 eller dens virkemåte vil ikke bli beskrevet da dette er velkjent teknikk. Akkumulators 139 kammer 178 er forbundet med sylinders 85 kammer 96 via en enveis tilbakeslagsventil 137 som tillater strømning fra kammer 178 til kammer 96, men blokkerer strøm i motsatt retning.og kammer 178 er også forbundet med kammer 96 via en stillbar doseringsventil 136. a compressible gas and has a pressure of approx. the same pressure as the charge relief valve 131. Chamber 178 is connected via check valve 137 and dosing valve 136 to the closed reservoir formed by chamber 96 in cylinder 85. A line 147 connects the discharge opening of relief valve 138 with hydraulic chamber 178. As anyone familiar with hydraulic engineering is aware then a relief valve's 138 outlet opening can be used to control the pressure at which said relief valve allows flow through. Said relief valve will allow flow through at a pressure equal to or just above, due to a spring-loaded rod piston within said valve, the pressure at which flow is permitted out of the bleed opening. Relief valve 138 or its operation will not be described as this is well-known technology. Accumulator 139's chamber 178 is connected to cylinder 85's chamber 96 via a one-way check valve 137 which allows flow from chamber 178 to chamber 96, but blocks flow in the opposite direction. And chamber 178 is also connected to chamber 96 via an adjustable dosing valve 136.

Når pumpe 125 således leverer fluid under trykk til ledninger 141, så vil trykket som dannes av kammer 96 kontinuerlig holdes ved det trykket som er nødvendig for å forårsake at stempelstang 84 beveger seg mot belastningen sin ved å dosere trykkfluid over ventil 135. Trykket i akkumulatorens 139 kammer 178 vil også være likt med eller litt over det nevnte nødvendige trykket i kammer 96 ved hjelp av ventil 137 og ventil 136. Hvis kammeret 96 inneholder for mye fluid, så vil trykket i kammer 96 begynne å øke når en sylinders 85 stempel 87 når enden av sitt slag i stangenderetningen. Trykkøkningen vil forårsake at fluid strømmer fra avlastningsventilens 138 utløpsåpning til akkumulatorens 139 kammer 178 og således tillate at avlastningsventil 138 leverer fluid gjennom seg til lavtrykksledning 142, noe som således tillater at overskuddsfluidet fra kammer 96 dumpes ved et trykk som er såvidt høyere enn det nødvendige trykket i kammer 96. Kammer 178 vil få samme trykk som kammeret 96 via en ventil 137 og ventil 136, men kammer 178 vil ikke utsettes for plutselige trykkstøt på grunn av blokkering av strømmen ved ventil 137 og dosering av strømmen ved ventil 136 og avbløingsstrøm fra ventil 138 doseres også internt innen ventil 138. På grunn av at gassen i kammer 177 er komprimerbar, vil således fluidtrykket i kammer 178 øke langsommere enn trykket i kammer 96 og således tillate at ventil 138 dumper overskuddsfluid fra kammer 96. Denne prosessen repeteres kontinuerlig og således holdes kammerets 96 nødvendige krav til fluidvolum og fluidtrykk for kontinuerlig å drive sy]inderstang 84 med kraft på en resiproserende måte. When pump 125 thus supplies fluid under pressure to conduits 141, the pressure generated by chamber 96 will continuously be maintained at the pressure necessary to cause piston rod 84 to move toward its load by dosing pressurized fluid across valve 135. The pressure in the accumulator's 139 chamber 178 will also be equal to or slightly above the aforementioned required pressure in chamber 96 by means of valve 137 and valve 136. If chamber 96 contains too much fluid, then the pressure in chamber 96 will begin to increase when a cylinder's 85 piston 87 reaches the end of its stroke in the rod end direction. The increase in pressure will cause fluid to flow from the discharge opening of the relief valve 138 to the chamber 178 of the accumulator 139 and thus allow the relief valve 138 to deliver fluid through it to the low pressure line 142, which thus allows the excess fluid from chamber 96 to be dumped at a pressure that is slightly higher than the required pressure in chamber 96. Chamber 178 will receive the same pressure as chamber 96 via a valve 137 and valve 136, but chamber 178 will not be exposed to sudden pressure surges due to blocking of the flow at valve 137 and dosing of the flow at valve 136 and bleeding flow from valve 138 is also dosed internally within valve 138. Because the gas in chamber 177 is compressible, the fluid pressure in chamber 178 will thus increase more slowly than the pressure in chamber 96 and thus allow valve 138 to dump excess fluid from chamber 96. This process is repeated continuously and thus the chamber's 96 necessary requirements for fluid volume and fluid pressure to continuously drive sewing are maintained ]inner rod 84 with force in a reciprocating manner.

Det bemerkes således at når en mengde trykkfluid tilføres ventil 132 ved hjelp av pumpe 141 og ventil 132 fordeler dette fluidet til sylinders 85 kammer 89, så vil stempel 87 gjøre et slag som er synkronisert med ventilspindelens 163 dreining. Denne synkroniseringen vil finne sted uten pulsering sålenge kammer 98 kan ekspandere og stempelstang 84 har lik belastning og det riktige trykket bibeholdes i kammeret 96. Trykkfluidet innen kammeret 96 sikrer at stempel 87 enten inntar en tilnærmet midtstilling eller en stilling mot stangenden innen sylinder 85 når fluidstrømmen til sylindere 98 minskes og slaget dermed minskes. Stempel 87 vil således innta en stilling som tillater støtfri synkronisering med ventil 132 og tillater støtfri økning og minskning av slaglengden sin. Kravet om støtfri synkronisering mellom stempel 87 og ventil 132 er at stempels 87 slaglengde reduseres til en gitt lengde før stempler 87 slutter å slå og at når stempel 87 begynner å slå, skal tilførselen av trykkfluid til kammer 98 være på et gitt minimum. Dette gitte minimum er avhengig hovedsakelig av ventilens 132 rotasjonshastighet. Støtfri synkronisering kan imidlertid alltid sikres ved å senke tilførselen av trykkfluid til ventil 132 til en nullverdi ved en fornuftig reduksjonssenkning for å forårsake at stempel 87 slutter å slå og tilsvarende å øke trykkfluid-strømmen til ventil 132 med en fornuftig økningshastighet for at stempler 10 7 skal begynne å slå. It is thus noted that when a quantity of pressurized fluid is supplied to valve 132 by means of pump 141 and valve 132 distributes this fluid to chamber 89 of cylinder 85, piston 87 will make a stroke which is synchronized with the rotation of valve spindle 163. This synchronization will take place without pulsation as long as chamber 98 can expand and piston rod 84 has an equal load and the correct pressure is maintained in chamber 96. The pressure fluid within chamber 96 ensures that piston 87 either takes an approximate middle position or a position towards the rod end within cylinder 85 when the fluid flow to cylinders 98 is reduced and the stroke is thus reduced. Piston 87 will thus occupy a position which allows shock-free synchronization with valve 132 and allows shock-free increase and decrease of its stroke length. The requirement for shock-free synchronization between piston 87 and valve 132 is that piston 87's stroke length is reduced to a given length before piston 87 stops beating and that when piston 87 starts beating, the supply of pressure fluid to chamber 98 must be at a given minimum. This given minimum depends mainly on the rotational speed of the valve 132. However, shock-free synchronization can always be ensured by lowering the supply of pressure fluid to valve 132 to a zero value at a reasonable reduction rate to cause piston 87 to stop beating and correspondingly increasing the pressure fluid flow to valve 132 at a reasonable rate of increase so that pistons 10 7 should start hitting.

Det er således vist at uavhengig drevet ventil 132 kan motta, fordele og returnere en større eller variabel mengde trykkfluid uten strømningsavbrudd eller uten ødeleggende side-belastningsvirkning på nevnte ventil, at frittflytende stempel 87 og dermed sylinderstenger 84 kan resiproserende og alternerende tilføres kraft i begge bevegelsesretninger ved hjelp av nevnte store eller variable mengde trykkfluid, at stemplets 87 slaglengde kan styres som ønskelig og at nevnte stempelslag-lengde kan startes, stoppes eller drives kontinuerlig uten for høye trykkstøt og med automatisk inntatt synkronisering mellom ventils 132 dreining og stempels 87 slagsyklus. It is thus shown that independently operated valve 132 can receive, distribute and return a larger or variable amount of pressure fluid without flow interruption or without destructive side-loading effect on said valve, that free-flowing piston 87 and thus cylinder rods 84 can be reciprocatingly and alternately supplied with power in both directions of movement with the help of said large or variable amount of pressure fluid, that the stroke length of the piston 87 can be controlled as desired and that said piston stroke length can be started, stopped or operated continuously without too high pressure shocks and with automatic synchronization between valve 132 rotation and piston 87 stroke cycle.

Det er i tillegg vist i den foregående diskusjon at belastningen på alle stempelstenger 84 vil være den samme når det ovennevnte systemet med resiproserende stempler anvendes for å drive denne oppfinnelsens slampumpe. Denne like belastningen av stempelstenger 84 er innlysende ut fra åpenbaringen om at hvert stempel i nevnte slampumpe leverer utgående strøm direkte til et trykk-kammer som er felles for alle den nevnte slampumpens stempler. In addition, it has been shown in the preceding discussion that the load on all piston rods 84 will be the same when the above system of reciprocating pistons is used to drive the slurry pump of this invention. This equal loading of piston rods 84 is obvious from the revelation that each piston in said mud pump delivers outgoing current directly to a pressure chamber which is common to all of said mud pump's pistons.

Videre unike driftskarakteristika med denne pumpen er gitt ved hjelp av de i fig. 3 viste kretssystemer kombinert med den uavhengig drevne dreibare ventilen. Ved drift av det hydrauliske drivsystemet kan det faktisk være to distinkte driftsmåter avhengig av forholdene ved oppstarting mellom ventil og sylinder. Hvis alle sylindrene er fullt tilbaketrukket, så kan innbyrdes innstillingsforhold tidsmessig mellom ventil og stempel være litt forskjellig fra det den vil være hvis stemplene befinner seg i midtområdet og er fri til å bevege seg i begge retninger. Den foretrukne driftsmåten er med at stemplene starter fra en stilling ikke helt tilbaketrukket. Det finnes mange måter å sørge for at stemplene ved oppstarting befinner seg i den foretrukne stilling. Det vil normalt være tilfelle når kretssystemene er anordnet som vist i fig. 3 fordi ventil 131 normalt vil være innstilt på et trykk som er lavt nok til at friksjonskreftene på stempelsylinderstangen vil være nok til å holde stemplet i sylinder 85 i "stoppet" stilling hvis ikke drivtrykk ble tilført ledning 141. En annen måte som kan anvendes vil være å fjerne tilbakeslagsventil 134 og blokke-re ledning 146 i denne stillingen og deretter installere en avstengningsventil på den ene siden av ventil 135 og anordne denne avstengningsventilen slik at den åpnes når pumpe 125 leverer trykk til ledning 141 og slik at den lukker når pumpe 125 slutter å levere for således å "låse" stemplene i sylinder 85 i "stoppet" stilling inntil systemet igjen startes opp. Det vil også bemerkes at ledning 145 som fører fra høytrykksavlast-ningsventil 130 kan forbindes med ledning 142 om dette ønskes for å hindre trykkfall i ledning 142 når fluid ledes forbi ventil 130. Det bemerkes også at ledningen som fører fra avlastningsventil 138 kan forbindes med ledning 142 om ønskelig istedenfor til reservoar 140 som vist for å hjelpe til å hindre trykkfall i ledning 142. Furthermore, unique operating characteristics with this pump are given by means of those in fig. 3 showed circuit systems combined with the independently operated rotary valve. When operating the hydraulic drive system, there can actually be two distinct modes of operation depending on the conditions at start-up between valve and cylinder. If all cylinders are fully retracted, then the timing relationship between valve and piston may be slightly different from what it would be if the pistons were in the midrange and free to move in either direction. The preferred mode of operation is with the pistons starting from a position not fully retracted. There are many ways to ensure that the pistons are in the preferred position at start-up. This will normally be the case when the circuit systems are arranged as shown in fig. 3 because valve 131 will normally be set at a pressure low enough that the frictional forces on the piston cylinder rod will be enough to keep the piston in cylinder 85 in the "stopped" position if drive pressure was not applied to line 141. Another way that can be used would be to remove check valve 134 and block line 146 in this position and then install a shut-off valve on one side of valve 135 and arrange this shut-off valve so that it opens when pump 125 supplies pressure to line 141 and so that it closes when pump 125 stops delivering to thus "lock" the pistons in cylinder 85 in the "stopped" position until the system is restarted. It will also be noted that line 145 leading from high-pressure relief valve 130 can be connected to line 142 if this is desired in order to prevent a pressure drop in line 142 when fluid is led past valve 130. It is also noted that the line leading from relief valve 138 can be connected to line 142 if desired instead to reservoir 140 as shown to help prevent pressure drop in line 142.

Det påpekes i tillegg at de to driftsmåter som diskutertes ovenfor i virkeligheten omfatter to forskjellige fremgangsmåter for å dumpe overskuddsfluid fra det sammenhengende kammer 96. It is further pointed out that the two modes of operation discussed above actually comprise two different methods of dumping excess fluid from the contiguous chamber 96.

I et tilfelle, det foretrukne tilfellet, presses overskuddsfluidet fra de sammenhengende sylinderrommene når ventilen relativt sett stenger for strøm fra en sylinders 98 rom og i det andre tilfellet når systemet startes opp med sylindrene i fullt tilbaketrukket stilling så kan ventilen innta en slik relativ stilling at overskuddsfluidet dumpes før en sylinders 98 rom åpner. Graden av forskjell mellom ventils og stempels relative stilling er liten, men driftskarakteristikkgraden er stor da det foretrukne tilfellet, det første tilfellet, tillater at sylinderstempelhastighet og slaglengde kan justeres innen et mye større område uten at feil gjør seg gjeldende i systemet. In one case, the preferred case, the excess fluid is forced from the contiguous cylinder chambers when the valve relatively closes to flow from a cylinder's 98 chamber and in the other case when the system is started up with the cylinders in the fully retracted position, the valve can assume such a relative position that the excess fluid is dumped before a cylinder's 98 chambers open. The degree of difference between valve and piston relative position is small, but the degree of operating characteristics is large as the preferred case, the first case, allows cylinder piston speed and stroke length to be adjusted within a much larger range without errors affecting the system.

En pumpe ifølge den foreliggende oppfinnelsen har evnenA pump according to the present invention has the ability

til å operere effektivt ved stor effektbelastning. Slampumper på oljefelter må generelt operere ved effektbelastninger alt fra 100 til 2000 hestekrefter. Det er således et absolutt praktisk krav ved drift av denne typen hydraulikksystemer at det i systemet ikke blir plutselige blokkeringer av fluidstrøm-men eller at det ikke forekommer kontinuerlig forbiledning av større mengder trykkfluid. For eksempel kan et system med 1000 hestekrefter kreve en fluidstrøm på ca. 1900 liter i minuttet ved 211 bar trykk. Dette representerer en veldig stor strømmende energimengde og maskineriet som skal produsere denne energien kan ikke i realiteten motstå sjokk eller varme som genereres på grunn av slike ting som plutselig strømningsstopp for å tillate at en ventil flytter seg eller for at et stempel skal bevege seg fra en endestilling eller for å blø tilbake til tank en større mengde trykkfluid for å styre stempelslag-lengdev Hvis f.eks. halvdelen av den ovennevnte strømningen ble blødd tilbake til tank for å forårsake en halvering av stempelslaglengden, så ville der kreves 500 hestekrefter i tillegg for to operate efficiently at high power loads. Mud pumps on oil fields generally have to operate at power loads ranging from 100 to 2000 horsepower. It is thus an absolute practical requirement when operating this type of hydraulic system that there are no sudden blockages of fluid flow in the system or that there is no continuous bypassing of large amounts of pressurized fluid. For example, a system with 1000 horsepower may require a fluid flow of approx. 1900 liters per minute at 211 bar pressure. This represents a very large amount of flowing energy and the machinery that is supposed to produce this energy cannot realistically withstand the shock or heat generated due to such things as sudden stoppage of flow to allow a valve to move or for a piston to move from a end position or to bleed back to tank a larger amount of pressure fluid to control piston stroke lengthv If e.g. half of the above flow was bled back to the tank to cause a halving of the piston stroke, then an additional 500 horsepower would be required for

å styre avkjølingen av det avblødde fluidet. For dette formålet er pumpesystemet som jeg har åpenbart et meget smidig og styr-bart fluidpumpesystem som er forholdsvis enkelt og som effektivt og på en praktisk måte kan drives kontinuerlig for å overføre store effekter. to control the cooling of the bled fluid. For this purpose, the pump system that I have is obviously a very flexible and controllable fluid pump system which is relatively simple and which can be operated continuously efficiently and in a practical way to transmit large effects.

Det foranstående gjelder den foretrukne utførelsen, men den foreliggende oppfinnelsens omfang bestemmes av de følgende krav. The foregoing applies to the preferred embodiment, but the scope of the present invention is determined by the following claims.

Claims

1. Drive device, characterized in that it includes: (a) three or more essentially identical cylinders where in each cylinder there is a sliding and sealingly arranged driving piston, (b) wherein all said cylinders have a return piston slidingly and sealingly arranged therein wherein said drive piston and said return piston are connected and move as a unit, (c) where the return cylinder spaces formed by the return pistons in all said cylinders are connected to each other in a variable fluid volume circuit containing pressurized fluid for volumetric fluid flow between them in which fluid moved from one or more of said return cylinder spaces is either received in other said cylinder spaces by return piston movement or emitted from said expandable fluid circuit, (d) wherein the drive cylinder spaces formed by said drive pistons in all said cylinders are all connected to a fluid source having an inlet and a pressure outlet, (e) control valve means for independently of said drive piston position and movement, but in a temporal context, to connect said fluid source's outlet step by step with each of said drive cylinder spaces and to step by step connect said fluid source inlet in time-regulated sequence with other said drive cylinder spaces that do not receive pressurized fluid from said pressure outlet whereby the drive pistons are driven in step-by-step and synchronously overlapping and (f) whereby said drive pistons are returned synchronously in step-by-step rotation by the return pistons which are driven by means of said pressure fluid in said expandable fluid circuit where said pressure fluid is driven by means of one or more of the said other drive pistons.

2. Combination of claim 1, characterized in that said three or more essentially identical cylinders all have said drive piston and said return piston uniformly connected to each other.

3. Combination of claim 1, characterized in that said inlet of said fluid source is connected to a pressure inlet.

4. Combination of claim iL, characterized in that it includes means for supplying said pressure fluid and means for diverting said pressure fluid from said expandable fluid circuit without disturbing the sequential drive piston movement whereby said drive pistons are operated overlapping synchronously and in step-wise cycles.

5. Combination of claim 4, characterized in that said means for diverting said pressure fluid from said expandable fluid circuit consists of pressure relief means whereby said pressure fluid is automatically bled off from said expandable fluid circuit at a given pressure increase when said pressure fluid in said expandable fluid circuit expands sufficiently to to prevent movement of all said return pistons and thereby cause one or more of said driving pistons to provide said given pressure increase.

6. Combination of claim 5, characterized in that said drive device's normal mode of operation is with said expandable fluid circuit in an expanded fluid circuit position whereby said given pressure increase occurs with each stroke of each of said drive pistons.

7. Combination of claim 6, characterized in that it comprises means for counting said drive piston's number of strokes within a given period of time by counting the occurrences of said given pressure increase within a given period of time.

8. Combination of claim 1, characterized in that it comprises means for increasing the amount of said pressure fluid within said expandable fluid circuit to thereby cause an expanded said fluid circuit whereby said drive equipment can operate with a shorter stroke for each of said drive pistons.

9. Combination of claim 1, characterized in that it comprises source means for supplying said pressure fluid to said expandable fluid circuit to cause expansion thereof, means for measuring the pressure within said expandable fluid circuit which causes said expansion thereof, means for sending out excess fluid from said expandable fluid circuit where said excess fluid is sent out by a pressure increase in relation to said monitored pressure, where said monitored pressure is variable in step with requirements to comply with different and varying load conditions for said return pistons.

10. Combination of claim 8, characterized in that it comprises means for changing the frequency of said control valve's means of said temporally controlled sequence for changing said drive piston's stroke length.

11. Combination of claim 8, characterized in that it comprises means for changing said fluid source's said pressure outlet's delivery volume to thereby change said drive piston's stroke length.

12. Combination of claim 8, characterized in that it comprises means for enclosing said fluid source within a negative pressure standing closed circuit system in which drive fluid is circulated directly between said fluid means and said drive cylinders with means for maintaining charge pressure and circulating cooling fluid under pressure within said closed circuit.

13. Combination of claim 12, characterized in that it comprises means for varying and monitoring said fluid source's pressure and flow rate whereby said drive piston's stroke variations "consist" in either separate control or combined control of said pressure and said flow rate.

14. Drive device, characterized in that it includes: (a) three or more substantially identical cylinders with a driving piston slidingly and sealingly arranged therein; (b) wherein each of said pistons defines a drive cylinder space and a return cylinder space within each of said cylinders whereby all said return cylinder spaces are connected to each other in an expandable fluid circuit containing pressure fluid for volumetric fluid flow between them, whereby fluid is pushed out from one or several of the mentioned return cylinder spaces during movement are either received in other of the mentioned return cylinder spaces during movement of said drive pistons or are expelled from said expandable fluid circuit, (c) means for supplying pressure fluid to said drive cylinder space and means for ejecting used fluid from said drive cylinder space whereby said pressure fluid is directed to each of said drive cylinder spaces regardless of said drive piston's position or movement, but in a temporally coordinated sequence and whereby said used fluid is ejected from other of the aforementioned drive cylinder spaces which do not receive said pressure fluid, whereby said drive pistons are driven overlapping synchronously and in step-by-step rounds and (d) means for supplying said pressurized fluid to said expandable fluid circuit to cause expansion thereof and means for discharging fluid from said expandable fluid circuit to cause contraction thereof whereby said pressurized fluid is emitted from said expandable fluid circuit at a given pressure increase within said expandable fluid circuit where said given pressure increase is relative to the pressure within said expandable fluid circuit which causes expansion thereof, whereby said given pressure increase occurs automatically when said pressure fluid in said expandable fluid circuit expands sufficiently to prevent volumetric expansion of all said return cylinder spaces and thereby causes movement of one or several of said driving pistons to arrange said given pressure increase.

15. Combination of claim 14, characterized in that (a) each of said drive device's said drive cylinders for operation is drivingly connected to a direct displacement pump chamber with two or more one-way valves arranged to pump fluid through said chamber as said chamber's volume expands and contracts and (b) whereby a substantial part of said pressure fluid which is pumped through said chamber is drawn into said chamber by said drive piston's movement when said drive cylinder space expands.

16. Drive device, characterized in that it includes: (a) three or more substantially identical cylinders with a driving piston slidingly and sealingly arranged therein; (b) means connected to each of the said drive pistons whereby one or more of the said drive pistons are driven in one direction, while other of the said drive pistons are driven in the opposite direction to thereby return said drive pistons to again repeat operation in said one direction, (c) fluid source with an inlet and a pressure outlet, (d) control valve means for, independently of said drive piston position and drive piston movement, but in temporally controlled sequence, to connect said fluid source's outlet step by step to each drive piston's cylinder space and to connect said fluid source inlet stepwise and in time controlled sequence to other of said drive piston's cylinder spaces which does not receive pressure fluid from said pressure outlet whereby said drive pistons are driven in said one direction in step-by-step and overlapping synchronously and (e) means for enclosing said fluid source within a pressurized closed circuit system in which said pressurized fluid is circulated directly between said fluid source and said cylinder chamber of each said piston with means for maintaining charge pressure and circulating pressurized cooling fluid within said closed circuit.

17. Drive device comprising: (a) a plurality of drive cylinders where each cylinder has a drive piston slidingly and sealingly arranged therein, (b) wherein each said cylinder has a return piston slidingly and sealingly arranged therein and wherein said drive piston and said return piston are connected together for uniform movement, (c) where the return cylinder spaces formed by said return pistons in each of said cylinders are connected to each other in an expandable fluid circuit containing pressure fluid for volumetric fluid flow between them where said pressure fluid pushed out from one or more of said return cylinder spaces by drive piston movement is either received in other of the aforementioned return cylinder spaces by return piston movement or sent out of said expandable fluid circuit, (d) where the drive cylinder spaces formed by said drive pistons in each of said cylinders are all in communication with a fluid source having an inlet and a pressure outlet, (e) wherein said connection to a fluid source which is regulated by means of steering control means occurs independently of said return piston's position and movement, but in a temporally controlled sequence, connecting said fluid source's outlet stepwise with each of said drive cylinder spaces and to connect said fluid source inlet stepwise and in temporally controlled sequence to other of the aforementioned drive cylinder spaces which do not receive pressure fluid from said pressure outlet whereby said drive pistons are operated overlapping synchronously and in a stepwise sequence, (f) whereby said drive pistons are returned step by step synchronously by means of said return pistons which are driven by said pressure fluid in said expandable fluid circuit where said pressure fluid is driven by expansion in one or more of said drive cylinder spaces and (g) where said control valve means comprises a rotary valve with a continuously rotating fluid distribution spindle and said spindle is equipped with pressure openings emanating from its periphery and with lifting pressure chambers of equal size to hydrostatically balance said spindle for unimpeded rotation thereof under pressure.

18. Combination of claim 17, characterized in that said plurality of drive cylinders all have said drive piston and said return piston uniformly connected to each other.

19. Combination of claim 18, characterized in that it comprises means for enclosing said fluid source within a pressurized circuit system where drive fluid is circulated directly between said fluid source and said drive cylinder space with means for maintaining charging pressure and circulating cooling fluid under pressure within said closed circuit.

20. Cylinder drive device with three or more drive pistons and with means for power operation of said drive pistons in one direction and enclosed fluid means to drive said drive pistons in the other direction, characterized in that the improvement consists of: (a) a pressurized expandable fluid circuit where said confined fluid means are confined within said pressurized expandable fluid circuit so that, when one or more of said drive pistons moves in said one direction, other of said drive pistons are driven in said other direction by the pressure fluid within said expandable fluid circuits, (b) first means for supplying said expandable fluid circuit with pressure fluid where said pressure fluid is supplied at the pressure which causes volumetric expansion of said expandable fluid circuit whereby said volumetric expansion causes one or more of said drive pistons moving in said second direction to be accelerated and where said acceleration is in relation to the movement of said drive pistons in said one direction, (c) other means for ejecting excess fluid from said expandable fluid circuit where said excess fluid is ejected when said expandable fluid circuit expands to the volumetric size whereby the movement of all said drive pistons in said second direction is prevented, whereby further expansion of the expandable fluid circuit is prevented and (d) wherein said other means expels said excess fluid at a pressure greater than that which causes volumetric expansion of said expandable fluid circuit when one or more applied pistons moving in said first direction moves, said movement of one or several of said pistons moving in said one direction are not interrupted to a significant extent by said ejection of said excess fluid.

21. Combination of claim 20, characterized in that it comprises third means for driving said drive pistons in a sequential and overlapping manner whereby said sequential and overlapping manner is not interrupted to a significant extent by said first means for supplying pressure fluid or by said other means for ejecting said excess fluid.

22. Combination of claim 21, characterized in that it comprises fourth means for varying said drive piston's stroke length and fifth means for varying said expandable fluid circuits' said volumetric size in order to adapt to changes in said stroke length in which said expandable fluid circuits' said volumetric size decreases when said stroke length increases, wherein said third means for driving said drive pistons in a sequential and overlapping manner is not substantially interrupted by the change in said expandable fluid circuit's volumetric size.

23. Drive device, characterized in that it includes: (a) two or more cylinders, each cylinder having a driving piston slidingly and sealingly arranged therein, (b) where all said cylinders have a return piston slidingly and sealingly arranged therein and where said drive piston and said return piston are connected for uniform movement, (c) where the return cylinder spaces formed by said return pistons in each of said cylinders are connected to each other into an expandable fluid circuit containing pressure fluid for volumetric fluid flow between them whereby said pressure fluid which is pushed out from one or more of the said return cylinder spaces in motion is either received in other of the aforementioned return cylinder spaces by return piston movement or ejected from said expandable fluid circuit, (d) where the drive cylinder spaces formed by said drive pistons in all said cylinders are all in communication with a fluid source having an inlet and a pressure outlet, (e) wherein said connection to a fluid source which is controlled by control valve means for independently of said return piston's location and movement, but in temporally controlled sequence with this, to connect said fluid source's outlet stepwise with each of said drive cylinder spaces and to stepwise connect said fluid source's inlet in a temporally controlled sequence to other of the said drive cylinder spaces which do not receive pressure fluid from said pressure outlet, whereby said drive pistons are operated step by step and overlapping synchronously and (f) whereby said drive pistons are returned step by step synchronously using said return pistons which are in turn driven by said pressure fluid belonging to said expandable fluid circuit where said pressure fluid is driven by expansion of one or more of the said drive cylinder spaces.

24. Combination of claim 23, characterized in that it comprises a rotatable valve with a continuously rotating fluid distribution spindle and where said spindle is designed with pressure openings that come out from its periphery and which have equalizing pressure spaces to balance said spindle hydrostatically so that the can be turned freely under pressure.

25. Combination of claim 23, characterized in that it comprises first means for continuous supply of fluid to said expandable fluid circuit to cause said fluid circuit to expand and second means for ejecting fluid from said circuit to contract it and third means whereby said expansion and said contraction of said fluid circuit takes place without the sequential order of the drive piston movement being disturbed whereby said drive pistons are driven in said step-wise rotation and overlapping synchronously and fourth means whereby one or more of said pistons' return movement is accelerated by said expansion of said fluid circuits and fifth means whereby said one or the amount of acceleration of several return pistons is controlled by controlling the rate at which fluid is supplied to said fluid circuit and sixth means whereby said fluid circuit undergoes said expansion at a substantially constant pressure and seventh means whereby cooling fluid is circulated through said fluid circuit and the eighth the means by which replacement fluid for seal leakage is supplied to said circuit.

26. Combination of claim 25, characterized in that it comprises means for increasing or decreasing the stroke length of each of said drive pistons including said first means for continuous supply of fluid to expand, whereby said drive device can be driven with a shortened stroke length for each of the said drive pistons.

27. Combination of claim 26, characterized in that said drive device is connected to drive reciprocating fluid pumping means with direct displacement.

28. Combination of claim 27, characterized in that said fluid pumping means are arranged both to displace fluid and to receive fluid as a result of said drive device's said drive cylinder space expansion and thereby to a significant extent nullify the effect of said drive device's return piston movement in relation to the fluid flow that passes through said fluid pumping means.