SE465328B - COMPENSATION VALVE - Google Patents

COMPENSATION VALVE

Info

Publication number
SE465328B
SE465328B SE9000592A SE9000592A SE465328B SE 465328 B SE465328 B SE 465328B SE 9000592 A SE9000592 A SE 9000592A SE 9000592 A SE9000592 A SE 9000592A SE 465328 B SE465328 B SE 465328B
Authority
SE
Sweden
Prior art keywords
piston
chamber
pressure
valve
cylinder
Prior art date
Application number
SE9000592A
Other languages
Swedish (sv)
Other versions
SE9000592D0 (en
SE9000592A (en
Inventor
T Eriksson
Original Assignee
Duotech Innovation Ab
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Duotech Innovation Ab filed Critical Duotech Innovation Ab
Priority to SE9000592A priority Critical patent/SE465328B/en
Publication of SE9000592D0 publication Critical patent/SE9000592D0/en
Priority to PCT/SE1991/000119 priority patent/WO1991012449A1/en
Publication of SE9000592A publication Critical patent/SE9000592A/xx
Publication of SE465328B publication Critical patent/SE465328B/en

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B11/00—Servomotor systems without provision for follow-up action; Circuits therefor
    • F15B11/02—Systems essentially incorporating special features for controlling the speed or actuating force of an output member
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/20—Fluid pressure source, e.g. accumulator or variable axial piston pump
    • F15B2211/205—Systems with pumps
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/50—Pressure control
    • F15B2211/505—Pressure control characterised by the type of pressure control means
    • F15B2211/50509—Pressure control characterised by the type of pressure control means the pressure control means controlling a pressure upstream of the pressure control means
    • F15B2211/50518—Pressure control characterised by the type of pressure control means the pressure control means controlling a pressure upstream of the pressure control means using pressure relief valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/50—Pressure control
    • F15B2211/505—Pressure control characterised by the type of pressure control means
    • F15B2211/50509—Pressure control characterised by the type of pressure control means the pressure control means controlling a pressure upstream of the pressure control means
    • F15B2211/50536—Pressure control characterised by the type of pressure control means the pressure control means controlling a pressure upstream of the pressure control means using unloading valves controlling the supply pressure by diverting fluid to the return line
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/50—Pressure control
    • F15B2211/505—Pressure control characterised by the type of pressure control means
    • F15B2211/50554—Pressure control characterised by the type of pressure control means the pressure control means controlling a pressure downstream of the pressure control means, e.g. pressure reducing valve
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/50—Pressure control
    • F15B2211/515—Pressure control characterised by the connections of the pressure control means in the circuit
    • F15B2211/5153—Pressure control characterised by the connections of the pressure control means in the circuit being connected to an output member and a directional control valve
    • F15B2211/5154—Pressure control characterised by the connections of the pressure control means in the circuit being connected to an output member and a directional control valve being connected to multiple ports of an output member
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/50—Pressure control
    • F15B2211/515—Pressure control characterised by the connections of the pressure control means in the circuit
    • F15B2211/5159—Pressure control characterised by the connections of the pressure control means in the circuit being connected to an output member and a return line
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/50—Pressure control
    • F15B2211/52—Pressure control characterised by the type of actuation
    • F15B2211/528—Pressure control characterised by the type of actuation actuated by fluid pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/50—Pressure control
    • F15B2211/57—Control of a differential pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/70—Output members, e.g. hydraulic motors or cylinders or control therefor
    • F15B2211/705—Output members, e.g. hydraulic motors or cylinders or control therefor characterised by the type of output members or actuators
    • F15B2211/7051—Linear output members
    • F15B2211/7053—Double-acting output members

Description

465 528 2 så att kolven i ett axiellt förskjutet läge tillåter passage av tryckrnedimn från den första kammarenocllvianänuzdaavsnitt tilltanksanrtav att _ koluperlsationswrentilerls kolv och dess cylinder har en diameter i den ände som vetter mot den första kammaren som skiljer sig från motsvarande diameter ä i den ände som vetter mot den andra kammaren, vilken kompensationsventils första kammare är avsedd att vara förbunden med en hydraulisk komponent anordnad att styra trycket på nämnda första sida av hydraulcylinderns kolv, och vilken koarçpensationsventils andra kanunare är avsedd att vara förbunden med nämnda andra sida av hydraulcylinderns kolv. 465 528 2 so that the piston in an axially offset position allows the passage of the pressure tube from the first chamber of the reciprocating section, provided that the piston of the collocation valve and its cylinder have a diameter at the end facing the first chamber which differs from the corresponding diameter ä at the end which facing the second chamber, which first chamber of the compensation valve is intended to be connected to a hydraulic component arranged to control the pressure on said first side of the piston of the hydraulic cylinder, and which second gun of the compensating valve is intended to be connected to said second side of the piston of the hydraulic cylinder.

Nedan beskrives uppfinningen närmare delvis i anslutning till på bifogade ritning visade utföringsexenpel av Ilppfirmixlg, där - figur 1 visar ett utförande och en användning av uppfinningen - figur 2 visar ett annat utförande och användning av uppfinningen - figur 3 visar en ytterligare av uppfinningen.The invention is described in more detail below in part in connection with exemplary embodiments of Ilppfirmixlg shown in the accompanying drawing, in which - figure 1 shows an embodiment and an application of the invention - figure 2 shows another embodiment and use of the invention - figure 3 shows a further of the invention.

I figur 1 och 2 visas en kolrpensationsrentil 1,2 enligt uppfinningen i ett för tydlighets skull förenklat hydrauliskt system. I figur 1 har kompensa- tionsventilen ett annat utförande än i figur 2, men korrpensationsventilen har salnma principiella utförande. Skillnaden är, såsom förklaras nedan, att kompensatíonsventilen i figur 1 är avsedd för det fall den är avsedd att inkopplas vid en hydraulcylinder 3 där cylindern styrs ut med tryck på densida4avdesskolv5scm1hardenstörrearean. lfigLlrzstyrs istället hydraulcylindern ut med tryck på den sida 6 av dess kolv 5 som har den mirldre arean.Figures 1 and 2 show a carbon offset rentil 1,2 according to the invention in a hydraulic system simplified for the sake of clarity. In Figure 1, the compensation valve has a different design than in Figure 2, but the compensation valve has the same basic design. The difference is, as explained below, that the compensation valve in Figure 1 is intended for the case where it is intended to be connected to a hydraulic cylinder 3 where the cylinder is controlled by pressure on the side of the piston 5 cm of the hardening size area. Instead, the hydraulic cylinder is steered out by pressure on the side 6 of its piston 5 which has the muddy area.

Kompensationsverrtileli enligt uppfinningen är avsedd för hydrauliska servosystan där tryck är avsett att finnas på båda sidor om en dubbel- verkande hydraulcylinder 3. Kompensationventilen 1,2 är anordnad att kompensera en uyckförändrirlg på ena sidan om cylinderns 3 kolv 5 med en på andra sidan can kolven 5. Med till exemplet i figur 1 förefinns en tryckreduceringsventil 7 mellan en icke visad pump _ och en första sida 4 av kolven 5 där cylinderns 3 kraft regleras. Den i andra sidan 6 av kolven är ansluten till en iïycksatt hydraulisk ermet, vilket illustreras med ledningen 10. Ledningen från punp eller en trycksatt ledning inom nydraulsystenet till uyclcreduaerngsventilen 7,8 betecknas med siffran ll. 465 3231 " 3 I figurerna 1 och 2 har motsvarande delar av kompensationsventilen 1,2 givits samma hänvisningsbeteclmirxgar.The compensation valve according to the invention is intended for hydraulic servo systems where pressure is intended to be present on both sides of a double-acting hydraulic cylinder 3. The compensation valve 1,2 is arranged to compensate an accidental change on one side of the piston 5 of the cylinder 3 with a piston on the other side 5. With the example in Figure 1, there is a pressure reducing valve 7 between a pump (not shown) and a first side 4 of the piston 5 where the force of the cylinder 3 is regulated. The one on the other side 6 of the piston is connected to a loaded hydraulic sleeve, which is illustrated by the line 10. The line from the punch or a pressurized line within the new hydraulic system to the unloading valve 7,8 is denoted by the number ll. 465 3231 "3 In Figures 1 and 2, corresponding parts of the compensation valve 1,2 have been given the same reference numerals.

Enligt uppfinningen innefattar kompensationsventilen 1,2 en cylinder 20 innehållande en långsträckt kolv 21, vars ena ände 22 vetter mot en första kammare 23 oc11varsandraär1de24vetter1notenar1drakamrnare25. I figur 1 och 2 är den första kammaren 23 den som är ansluten till tryckreducerings- ventilen 7,8.According to the invention, the compensation valve 1,2 comprises a cylinder 20 containing an elongate piston 21, one end 22 of which faces a first chamber 23 and the other of which is the 24 facing notes of the dragon chamber 25. In Figures 1 and 2, the first chamber 23 is the one connected to the pressure reducing valve 7,8.

Ett avsnitt 26 av koxnpensationventilerls cylinder 20 har större diameter än kolvens 21 diameter vid nämnda avsnitt. Avsnittet 26 är förbundet med en kanal 27 avsedd att anslutas till tank 28. Nämnda avsnitt 26 är beläget mellan nämnda kamrar 23,25 så att kolven 21 i ett axiellt förskjutet läge tillåter passage av tryckmedim från den första kammaren 23 och via nämnda avsnitt 26 till tank 28.A section 26 of the cylinder 20 of the compensating valves has a larger diameter than the diameter of the piston 21 at said section. The section 26 is connected to a channel 27 intended to be connected to the tank 28. Said section 26 is located between said chambers 23, 25 so that the piston 21 in an axially displaced position allows passage of pressure medium from the first chamber 23 and via said section 26 to tank 28.

Kornpensationsrentilerxs kolv 21 och dess cylinder 20 har en diameter i den ände 22 som vetter mot den första kammaren 23 som skiljer sig från motsvar- ande diameter i den ände 24 som vetter mot den andra kammaren 25.The piston 21 of the grain expansion rentilerx and its cylinder 20 have a diameter at the end 22 facing the first chamber 23 which differs from the corresponding diameter at the end 24 facing the second chamber 25.

Kcrnperlsationsventileras första kammare 23 är således avsedd att vara förbunden, via en ledning 29, med en hydraulisk komponent anordnad att styra trycket på nämnda första sida 4 av hydraulcylirxderns kolv 5. I figurerna 1 och 2 exemiplifieras den hydrauliska komponenten med en tryck- reduceringsventil av känt slag. I detta fall är ledningen 29 ansluten till tryckreducerirxgsventilens kanal till tank, vilken således utgör en regle- ringskanal. 'Irycllnz-educerizigsventilen är på känt sätt så anordnad att trycket vid ytan 4 hos kolven 5 är lika med det med tryckreduceringsventilen 7 inställda gnmdztrycket plus trycket i ledningen 29. Komlpensationsvexïtileris andrakammare 25 äravsedd attvara förbundenmednämmxdaarxira sida 6 av hydraulcylinderns 3 kolv 5.The first chamber 23 of the ventilation valve is thus intended to be connected, via a line 29, to a hydraulic component arranged to control the pressure on said first side 4 of the piston 5 of the hydraulic cylinder. kind. In this case, the line 29 is connected to the channel of the pressure reducing valve to the tank, which thus constitutes a control channel. The pressure relief valve is arranged in a known manner so that the pressure at the surface 4 of the piston 5 is equal to the constant pressure set with the pressure reducing valve 7 plus the pressure in the line 29.

Kompensationsventilen innefattar ett hus 31 med ett cylinderlopp som innanför den första kammaren 23 har en diameter som skiljer sig från diametern innanför den andra kammaren 24. Mellan dessa partier av cylinder- loppet har detta ett vidgat parti 32 med en diameter större än nyssnämnda diametrar. Det vidgade partiet är anslutet till en kanal 33 avsedd att anslutas till tank 28. Genom det vidgade partiet 32 dräneras olja som 465 328 4 läcker förbi kolven, främst från den andra kammaren 25. Det ovan nämnda avsnittet 26 är beläget mellan det vidgade partiet 32 och den första kammaren 23.The compensation valve comprises a housing 31 with a cylinder bore which inside the first chamber 23 has a diameter which differs from the diameter inside the second chamber 24. Between these portions of the cylinder bore this has a widened portion 32 with a diameter larger than the just mentioned diameters. The widened portion is connected to a channel 33 intended to be connected to tank 28. Oil is drained through the widened portion 32 which leaks past the piston, mainly from the second chamber 25. The above-mentioned section 26 is located between the widened portion 32 and the first chamber 23.

' G' Enligt en första utföringsfonn av uppfinningen är förhållandet mellan den mindre och den större av kcmpereatioxeventilelns 1 kolvs 21 areor lika med förhållandet mellan den mindre och den större av hydraulcylinderns 3 kolvs 5 areor på ömse sidor om kolven.According to a first embodiment of the invention, the ratio between the smaller and the larger areas of the piston 21 of the piston dioxy valve 1 is equal to the ratio of the smaller and the larger areas of the piston 5 of the hydraulic cylinder 3 on either side of the piston.

TN Etnligt derma utföriimgsform kommer cylindern 3 alltid att utöva samma kraft F mot ett föremål, vilken bestämmas av tryckreducerirzgsventileris 7 gnJrxi- inställda tryck som verkar på cylinderns 3 kolvs större area 4, d.v.s på cylinderns s.k. plussida, oavsett om ett nxottryclc uppträder i ledningen 10 eller ej.According to this embodiment, the cylinder 3 will always exert the same force F against an object, which is determined by the pressure-reduced pressure of the valve 7 7 acting on the larger area 4 of the cylinder 3, i.e. on the so-called cylinder. plus side, whether or not a nxottryclc appears in the line 10.

Antag att tryckreduceriragsventilen 7 är inställd på ett visst tryck som resulterar i att kolvstången 30 verkar mot ett föremål med en viss kraft F och att inget tryck råder i ledningen 10, d.v.s på cylinderns s.k. minus- sida. Härvid trycks kolven 22 åt höger i figur 1, varvid tryckmediuin, såsom olja, dräneras via ledningen 29, den första kammaren 23 nämnda avsnitt 26 och kanalen 27 till tank 28. Det läckflöde som maximalt tzppträder ger att det medelst 'tryckreduceringsventilen 7 önskade trycket på cylinderns plussida Iipprätthålles.Assume that the pressure reducing lever valve 7 is set to a certain pressure which results in the piston rod 30 acting against an object with a certain force F and that no pressure prevails in the line 10, i.e. on the so-called cylinder. minus- side. In this case, the piston 22 is pushed to the right in Figure 1, the pressure medium, such as oil, being drained via the line 29, the first chamber 23 mentioned section 26 and the duct 27 to tank 28. The leakage flow which occurs at maximum gives the desired pressure on the pressure reducing valve 7 the positive side of the cylinder is maintained.

När ett inryck uppträder i ledningen 10, d.v.s på cylinderns minussida kommer en motkraft att Iippträda genom att sistnämnzia tryck verkar på cylinderns minussida.When an indentation occurs in the line 10, i.e. on the negative side of the cylinder, a counterforce will occur by the latter pressure acting on the negative side of the cylinder.

Emellertid komner samma tryck som i ledningen 10 att uppträda i den andra kammaren 25, vilket verkar mot kolven 21 och förskjuter denna mot vänster i figur 1. Detta får till följd att läckflödet från den första kammaren 23 till tank za minskar, varför trycket i ledningen 29 ökar. Härvid ökas trycket på hydraulcylirxierns plussida med trycket i ledningen 29. Kolvens 4; läge kommer att stabiliseras när mycket i den första kanunaren 23 multi- plicerat med kolvens 21 area i dess mot den första kammaren vettande ände är lika med trycket i den andra kammaren 25 multiplicerat med kolvens 21 area i dess mot den andra kanunaren vettande yta 24. Förutsatt att förhål- landet mellan arean 22 till arean 24 är lika ned förhållandet nellan den 465 5231 5 större ytans 4 area på cylinderns kolv 5 till dess mindre area 6, konuner Inottrycket att helt kompenseras, så att kraften F förblir dermsalmna, I detta fall sker således en fullständig utbalarlseririg. ' På motsvarande sätt kommmer om trycket i ledningen 10 sjunker, kolven 21 att förskjutas åt höger i figur 1, varvid trycket i ledningen 29 sjunker så att kraften F förblir konstant.However, the same pressure as in the line 10 will appear in the second chamber 25, which acts against the piston 21 and displaces it to the left in Figure 1. This has the consequence that the leakage flow from the first chamber 23 to the tank za decreases, so that the pressure in the line 29 increases. This increases the pressure on the positive side of the hydraulic cylinder with the pressure in the line 29. Piston 4; position will be stabilized when much in the first gun 23 multiplied by the area of the piston 21 at its end facing the first chamber is equal to the pressure in the second chamber 25 multiplied by the area of the piston 21 in its surface 24 facing the second gun. Assuming that the ratio between the area 22 to the area 24 is equal to the ratio between the area of the larger surface 4 on the piston 5 of the cylinder 5 to the smaller area 6, the impression is fully compensated, so that the force F remains intestinal, In this case thus takes place a complete utbalarlseririg. Correspondingly, if the pressure in the line 10 drops, the piston 21 will be displaced to the right in Figure 1, the pressure in the line 29 falling so that the force F remains constant.

Det sem Ovan sagts gäller även utförandet enligt figur 2. Skillnaden i är att enligt figur' 2 pålägges och regleras ett tryck på hydraulcylinderns minussida via en tryckreduceringsventil 8. Härvid dras hydraulcylinderns kolvståxug 30 in mot cylindern med en viss haft F när hydraulcyliziderns plussida är Härvid läcker olja via den första kanrmaren 23, nämnda avsnitt 26 och kanalen 27 till tank 28. När ett lnottnfycl: uppstår på cylinderns plussida, kcmuner mycket att medföra att detta verkar mot konperzsationsventilens mot den andra kammaren 25 vettande yta 24, varvid kolven 21 förskjutes åt höger i figur 2. När så sker stryps läckflö- det av olja till tank, varigenom trycket på hydraulcylinderns stiger, så att mottrycket kompenseras så att kraften F förblir konstant.What has been said above also applies to the embodiment according to figure 2. The difference is that according to figure '2 a pressure is applied and regulated on the negative side of the hydraulic cylinder via a pressure reducing valve 8. In this case the hydraulic cylinder piston shaft 30 is drawn towards the cylinder with a certain force F when the hydraulic cylinder leaking oil via the first chamber arm 23, said section 26 and the channel 27 to tank 28. When a note filling occurs on the plus side of the cylinder, it is very likely to cause it to act on the surface 24 of the conduction valve facing the second chamber 25, displacing the piston 21 right in figure 2. When this happens, the leakage flow of oil to the tank is restricted, whereby the pressure on the hydraulic cylinder rises, so that the back pressure is compensated so that the force F remains constant.

Enligt en andra utföringsform av xxppfiimingen är koxnpexusationsventilezas kolv 21 så utförd att förhållandet mellan den mindre och den. större av koluperïsationsrentilerxs kolvs areor 22,24 skiljer sig från förhållandet mellan den mindre 6 och den större 4 av hydraulcylincierns 3 kolvs 5 areor pâ ömse sidor dm kolven.According to a second embodiment of the invention, the piston 21 of the coaxial vent valve is designed so that the ratio between the smaller and the. larger of the piston 22,24 piston areas 22,24 differs from the ratio between the smaller 6 and the larger 4 of the 5 piston 5 piston areas on both sides dm the piston.

Härigenom kan-en under- respektive överkomperxsation erhållas när en tryckförändrirxg sker i ledningen 10. För det fall exempelvis kolvens 21 area 24 i figur 1 är större i förhållande till kolvens area 22 än vad som förhållandet mellan areorna 4,6 hos hydraulcyliraderns kolv 5, kommer vid en i ledningen 10 kompensationsventilerxs kolv 21 att förskjutas med Större kraft åt Vänster i figur 1 jämfört med det Ovan beskrivna fallet där en fullständig utbalanseriiig sker. Detta leder till att trycket på hydraulcyliiaderns plussida ökar mera än vad som motsvaras av mttrycket i ledningen 10, varför den kraft med vilken hydraulcylirxderns 3 kolv 5 trycks ut blir högre trots pålagt Inottryck. Det nu beskrivna är således en överkomperzsation. 465 328 6 På motsvarande sätt kan kompensationsventilens kolvs areor väljas så att en imderkozzpensation erhålles.As a result, an under- or over-compression can be obtained when a pressure change occurs in the line 10. In the case, for example, the area 24 of the piston 21 is larger in relation to the area 22 of the piston than the ratio between the areas 4,6 of the piston 5 of the hydraulic cylinder. at a piston 21 of a compensating valve x in the line 10 will be displaced with greater force to the left in figure 1 compared with the case described above where a complete balancing act takes place. This leads to the pressure on the positive side of the hydraulic cylinder increasing more than that corresponding to the medium pressure in the line 10, so that the force with which the piston 5 of the hydraulic cylinder 3 is pushed out becomes higher despite the applied pressure. What is now described is thus an overcompensation. 465 328 6 Correspondingly, the areas of the compensation valve piston can be selected so that an undercurrent compensation is obtained.

Det är uppelnbart att fackmannen på ett enkelt sätt kan välja korcperxsationsf ventilens kolvs areor för att emå önskad verkan.It is obvious that the person skilled in the art can in a simple manner select the areas of the corkscrew valve piston in order to obtain the desired effect.

Vad avser kcnnperlsatiorzsventilexis egenskap scan säkerhetsanordning, kan detta illustreras med vad som beskrivits i anslutning till figur 1.As for the property of the scanning safety device, this can be illustrated by what is described in connection with Figure 1.

Emellertid gäller detta även vid ett utförande enligt figur 2. Antag att i normalfallet tryck förefinns på båda sidor om hydraulcylirxierns kolv. Om nottrycket försvinner, skulle kraften på kolvstången öka på motsvarande sätt om inte kcmpensationsventilen fanns. Vad som i sådant fall händer är att kcmpensationsvelrtilerls kolv 'trycks åt höger i figur 1, varigenom olja dräneras till tank via den första kammaren 23 så att hydraulcylzirxderns kraft reduceras till vad som motsvaras av det med 'tryclcreducerirxgsventilen förinställda trycket. Någon sker således inte trots bortfallet av mttrycket.However, this also applies to an embodiment according to Figure 2. Assume that pressure is normally present on both sides of the piston of the hydraulic cylinder. If the groove pressure disappears, the force on the piston rod would increase correspondingly if the compensation valve were not present. What happens in such a case is that the compensating valve piston is pushed to the right in Figure 1, whereby oil is drained to the tank via the first chamber 23 so that the force of the hydraulic cylinder is reduced to what corresponds to the pressure preset with the pressure reducing valve. Thus, no one happens despite the loss of pressure.

I figur 3 exemplifieras en av lccmpensationsvenftilen i samband med en try til 40. Mcrtsvaraxide hänvisningsbeteclmizmgar som ifigur1ocl12haramräntsifig1r3. Idettautförandeärledningen29 ansluten till 40. Denna ventil är av lämpligt käntslag, ochsåutfördattdengrurædinställestillatttillåta attett visst maximalt tryck pålägges hydraulcylirxierns plussida 4 när inget tryck råder i ledningen 29. Vidare är den så anordnad att när ett tryck förefinns i ledningen 29, på grund av att ett Inottryck uppträder på hydraulcylinderns nünussich, ökas det Inaxinxala tryck som entilen tillåter.Figure 3 exemplifies one of the compensation valves in connection with a try to 40. The market response reference numerals as in Figure 1 and 12 are compound interest figures. This valve is connected to line 40. This valve is of a suitable type, and is also designed to allow a certain maximum pressure to be applied to the positive side 4 of the hydraulic cylinder when no pressure is present in line 29. Furthermore, it is so arranged that when a pressure is present in line 29, due to on the nünussich of the hydraulic cylinder, the Inaxinxal pressure allowed by the entil is increased.

'Trycket i ledningen 41 bringas härvid vara det grundinställda trydcet plus trycket i ledningen 29.The pressure in the line 41 is then brought to be the default pressure plus the pressure in the line 29.

På motsvarande sätt kan kcmperxsatiorasventilen användas för det fall att hydraulcylirxiern 3 matas med ett tryck vilket begñànsas av en tryck- begränsningsventil som istället är anordnad på hydraulcylirnderns nünussida.Correspondingly, the compressor shaft valve can be used in the event that the hydraulic cylinder 3 is supplied with a pressure which is limited by a pressure relief valve which is instead arranged on the nunus side of the hydraulic cylinder.

I-firvid skall givetvis en karpeiusationsventil principiellt utförd enligt figur 2 Det är ilppenbart att kcmpensationsrentilezi kan inkopplas parallellt över 465 5234." 7 en eller flera hydraulcylindrar i vilket som helst hydraulsystem där kørrnperlsation av uppträdande Inottryck In this case, of course, a carpal valve should in principle be designed according to Figure 2. It is obvious that compensatory rentilezi can be connected in parallel over 465 5234. "7 one or more hydraulic cylinders in any hydraulic system where cornering of occurring impressions

Claims (6)

4e5 328 i t>fS pätenflifâV.4e5 328 i t> fS päten fl ifâV. 1. Kompensationsventil för hydrauliska servosystem där tryck är avsett att finnas pá båda sidor om en dubbelverkande hydraulcylinder och anordnad att kompensera en tryckförändring pá ena sidan om cylinderns kolv med en tryckförändring på andra sidan om kolven, vilken kompensationsventil (1) innefattar en cylinder (20) innehållande en lángsträckt kolv (21). vars ena ände (22) vetter mot en första kammare (23) och vars andra ände (24) vetter mot en andra kammare (25) k ä n n e t e c k n a d a v, att ett avsnitt (26) av kompensationventilens cylinder har större diameter än kolvens (21) diameter vid nämnda avsnitt, vilket avsnitt (26) är förbundet med en kanal (27) avsedd att anslutas till tank (28), av att nämnda avsnitt (26) är beläget mellan nämnda kamrar (23,26) så att kolven i ett axiellt förskiutet läge tillåter passage av tryckmedium från den första kammaren (23) och via nämnda avsnitt (26) till tank samt av att kompensationsventilens kolv och - dess cylinder har en diameter i den ände (22) som vetter mot den första kammaren (23) som skiljer sig frán motsvarande diameter i den ände (24) som vetter mot den andra kammaren (25), vilken kompensationsventils första kammare (23) är avsedd att vara förbunden med en hydraulisk komponent anordnad att styra trycket på nämnda första sida (4) av hydraulcylinderns (3) kolv (5), och vilken kompensationsventils andra kammare (25) är avsedd att vara förbunden med nämnda andra sida (6) av hydraulcylinderns kolv.Compensation valve for hydraulic servo systems where pressure is intended to be present on both sides of a double-acting hydraulic cylinder and arranged to compensate a pressure change on one side of the piston of the cylinder with a pressure change on the other side of the piston, which compensation valve (1) comprises a cylinder (20 ) containing an elongated piston (21). one end (22) facing a first chamber (23) and the other end (24) facing a second chamber (25) characterized in that a section (26) of the cylinder of the compensation valve has a larger diameter than the piston (21) diameter at said section, which section (26) is connected to a channel (27) intended to be connected to tank (28), in that said section (26) is located between said chambers (23, 26) so that the piston in an axial offset position allows the passage of pressure medium from the first chamber (23) and via said section (26) to the tank and that the piston and cylinder of the compensation valve have a diameter at the end (22) facing the first chamber (23) which differs from the corresponding diameter in the end (24) facing the second chamber (25), which first chamber (23) of the compensation valve is intended to be connected to a hydraulic component arranged to control the pressure on said first side (4) of the hydraulic cylinder. (3) piston (5), and what compensation The second chamber (25) of the valve is intended to be connected to said second side (6) of the piston of the hydraulic cylinder. 2. Kompensationsventil enligt krav l, k ä n n e t e c k n a d a v, att förhållandet mellan den mindre och den större av kompensationsventilens kolvs (21) areor är lika med förhållandet mellan den mindre och den större av hydraulcylinderns kolvs (5) areor på ömse sidor om kolven (5).Compensation valve according to Claim 1, characterized in that the ratio between the smaller and larger areas of the piston (21) of the compensating valve is equal to the ratio of the areas of the smaller to the larger piston (5) of the hydraulic cylinder (5) on either side of the piston (5). ). 3. Kompensationsventil enligt krav 1, k ä n n e t e c k n a d a v. att förhållandet mellan den mindre och den större av kompensationsventilens kolvs (21) areor skilier sig från förhållandet mellan den mindre och den större av hydraulcylinderns kolvs (5) areor på ömse sidor om kolven (5).Compensation valve according to claim 1, characterized in that the ratio between the areas of the smaller and the larger of the piston (21) of the compensation valve differs from the ratio of the areas of the smaller and the larger of the piston (5) of the hydraulic cylinder (5) on either side of the piston ( 5). 4. Kompensationsventil enligt krav 1, 2 eller 3, k ä n n e t e c k n a d ¿ a v, att kompensationsventilen innefattar ett hus (31) med ett cylinder- lopp som innanför den första kammaren (23) har en diameter som skilier sig fràn diametern innanför den andra kammaren (25). av att mellan dessa kammare har cylinderloppet ett vidgat parti (32) med en diameter större än nyss- Q 465 szsji nämnda diametrar, vilket vidgade parti (32) är anslutet till en kanal (33) avsedd att anslutas till tank (28) och av att nämnda avsnitt (26) är beläget mellan det vidgade partiet (32) och den första kammaren (23).Compensation valve according to claim 1, 2 or 3, characterized in that the compensation valve comprises a housing (31) with a cylinder bore which inside the first chamber (23) has a diameter which differs from the diameter inside the second chamber (25). in that between these chambers the cylinder bore has a widened portion (32) with a diameter larger than the diameters just mentioned, which widened portion (32) is connected to a channel (33) intended to be connected to tank (28) and by that said section (26) is located between the widened portion (32) and the first chamber (23). 5. Kompensationsanordning enligt något av föregående krav. k ä n n e - t e c k n a d a v. att nämnda hydrauliska komponent är en tryckreducerings- ventil (7;BJ.Compensation device according to one of the preceding claims. k ä n n e - t e c k n a d a v. that said hydraulic component is a pressure reducing valve (7; BJ. 6. Kompensationsanordning enligt nagot av kraven 1 - 4, k ä n n e - t e c k n a d a v, att nämnda hydrauliska komponent är en tryckbegräns- ningsventil (7;8).Compensation device according to any one of claims 1 - 4, characterized in that said hydraulic component is a pressure relief valve (7; 8).
SE9000592A 1990-02-19 1990-02-19 COMPENSATION VALVE SE465328B (en)

Priority Applications (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
SE9000592A SE465328B (en) 1990-02-19 1990-02-19 COMPENSATION VALVE
PCT/SE1991/000119 WO1991012449A1 (en) 1990-02-19 1991-02-18 A compensation valve

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
SE9000592A SE465328B (en) 1990-02-19 1990-02-19 COMPENSATION VALVE

Publications (3)

Publication Number Publication Date
SE9000592D0 SE9000592D0 (en) 1990-02-19
SE9000592A SE9000592A (en) 1991-08-20
SE465328B true SE465328B (en) 1991-08-26

Family

ID=20378613

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
SE9000592A SE465328B (en) 1990-02-19 1990-02-19 COMPENSATION VALVE

Country Status (2)

Country Link
SE (1) SE465328B (en)
WO (1) WO1991012449A1 (en)

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO1996010204A1 (en) * 1994-09-26 1996-04-04 Ali Afshari Optical bench system
US5828502A (en) * 1994-09-26 1998-10-27 Afshari; Ali Optical bench system

Families Citing this family (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
TW517061B (en) 1996-03-29 2003-01-11 Pharmacia & Amp Upjohn Ab Modified/chimeric superantigens and their use

Family Cites Families (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3007593A (en) * 1958-11-21 1961-11-07 Electro Hydraulics Ltd Tilting mask assemblies for fork lift trucks
DE1406784A1 (en) * 1963-08-02 1969-04-17 Crede & Co Gmbh Geb Lift truck with hydraulic lifting mechanism
US3850323A (en) * 1972-12-27 1974-11-26 Eaton Corp Overload protection device with differential pressure sensing

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO1996010204A1 (en) * 1994-09-26 1996-04-04 Ali Afshari Optical bench system
US5828502A (en) * 1994-09-26 1998-10-27 Afshari; Ali Optical bench system

Also Published As

Publication number Publication date
SE9000592D0 (en) 1990-02-19
SE9000592A (en) 1991-08-20
WO1991012449A1 (en) 1991-08-22

Similar Documents

Publication Publication Date Title
EP1269003B1 (en) A fluid seal apparatus and method for dynamically controlling sealing-fluid pressure
EP1717508B1 (en) Lubricant injector with inlet valve responsive to outlet back pressure
US4463727A (en) Diesel engine fuel injection system
DE2827026C3 (en) Sealing device
EP0964153B1 (en) Control and safety valve arrangement in a fuel feeding system
GB2104250A (en) An electrohydraulic adjusting device for an hydrostatic machine
DE19952287A1 (en) Relief valve apparatus used in oil pump of internal combustion engine, has one of relief holes with maximum opening area, which are sequentially opened
DE102011051939A1 (en) Relief valve for an oil pump
US2433220A (en) Pressure control for pumps
GB2054757A (en) High-pressure pump with pressure regulator
SE459879B (en) TRYCKBEGRAENSNINGSVENTIL
GB2061414A (en) Sealing arrangements for piston pumps
US5409038A (en) Hydraulic circuit including pressure compensating valve
US4180089A (en) Thrust piston biasing means
ES8606682A1 (en) A fluid level control system.
SE465328B (en) COMPENSATION VALVE
US4412701A (en) Hydraulic brake system
GB2099085A (en) Engine fuel pump pressure valve
US5195556A (en) Pressure relief valve
DE2443236A1 (en) MEASURING SENSORS FOR RECURRING PRESSURE FLUCTUATIONS
CZ286074B6 (en) Hydraulic device for controlling pressure medium flow
NO157425B (en) ELECTRIC INSULATING OIL CONTAINING HETEROAROMATIC NITROGEN COMPOUNDS LIKE ANTIOXYDICTIONS / METAL DEACTIVATORS / ELECTRIC ISOLATORS.
SE440127B (en) VALVE ARRANGEMENT
DE10348617A1 (en) Brake hydraulic pressure generator
SE458629B (en) PROVIDED TO REGULATE THE GAP BETWEEN A CYLINDER CIRCUIT AND A PULLOVER, AND THE DEVICE FOR IMPLEMENTATION OF THE SET

Legal Events

Date Code Title Description
NAL Patent in force

Ref document number: 9000592-7

Format of ref document f/p: F

NUG Patent has lapsed

Ref document number: 9000592-7

Format of ref document f/p: F