Dispositif autorégulateur pour installation de commande hydraulique. La présente invention a pour objet un dispositif autorégulateur pour installation de commande hydraulique destinée notamment <B>à</B> la commande hydraulique de machines- outils, dispositif comportant un réservoir d'huile et une pompe alimentant un cylindre de travail par l'intermédiaire d'un orifice<B>de</B> section réglable, le dispositif autorégulateur comprenant un piston coulissant dans un<B>cy-</B> lindre et dont la position détermine le débit d'une conduite d'échappement, la position du- dit piston étant définie, d'une part, par l'ac tion d'un ressort et, d'autre part,
par les poussées exercées par le liquide sur les deux faces du piston dont l'une est reliée au<B>cy-</B> lindre de travail, tandis que l'autre est reliée <B>à</B> ladite conduite de refoulement.
Ce dispositif autorégulateur se distingue des dispositifs courants par le fait que le pis ton est un piston différentiel, que la conduite reliant l'une des faces du piston au cylindre de travail comporte un organe limitant son débit et que le tronçon de cette conduite si tué entre ledit organe et ladite face du piston est relié par un canal, muni d'un dispositif de réglage de son débit,<B>à</B> un point quelconque du circuit hydraulique pour autant que ce point soit situé<B>à</B> l'amont de l'orifice de ré glage du cylindre de travail, le tout étant prévu pour qu'une modification de la position dudit dispositif de réglage provoque une mo dification de la loi de la variation de la vitesse de déplacement de l'organe commandé en fonction de l'effort s'opposant<B>à</B> l'avancement de ce dernier.
Le dessin annexé montre schématiquement et<B>à</B> titre d'exemple un dispositif autorégula teur de type courant et diverses variantes d'exécation du dispositif objet de l'invention.
La fig. <B>1</B> est un schéma du circuit hydrau lique d'une installation de commande hydrau lique munie d'un dispositif autorégulateur de type courant.
Les fig. 2 et<B>à</B> montrent deux variantes d'exécution du dispositif autorégulateur com portant un piston différentiel.
Les fig. 4<B>à 6</B> montrent, vues en coupe, trois formes d'exécution du dispositif auto- régulateur.
La fig. <B>7</B> est une vue schématique d'un dispositif de commande hydraulique mono bloc muni du dispositif autorégulateur repré senté aux fig. 4<B>à 6.</B>
La fig. <B>8</B> est un diagramme donnant la courbe des variations de la vitesse de l'organe commandé en fonction de la résistance offerte <B>à</B> son avancement, dans le cas d'un dispositif autorégulateur selon la fig. 2.
La fig. <B>9</B> est un diagramme semblable<B>à</B> celui de la fig. <B>8</B> établi pour la variante d'exé cution du dispositif autorégulateur selon la fig. <B>3.</B>
La fig. <B>10</B> est un diagramme donnant le faisceau de courbes des variations de la vi tesse de l'organe commandé en fonction de la résistance offerte<B>à</B> son avancement obtenu par modification de la position de l'organe de réglage de l'effet de compensation représenté dans les variantes d'exécution du dispositif autorégalateur selon les fig. 4<B>à 6.</B>
En général, dans toutes les commandes hydrauliques de machines-outils, le déplace- nient d'un organe (table d'une, rectifieuse, chariot d'un tour, broche d'une perceuse, etc.), est provoqué par un piston se déplaçant dans un cylindre de travail alimenté en liquide par une pompe.
Le réglage de la vitesse de dépla cement de l'organe commandé est générale ment obtenu, dans les installations habituelles, en utilisant pour l'alimentation du cylindre <B>de</B> travail -une partie seulement du débit de la pompe, le débit excédent s'échappant par une conduite d'échappement munie d'un organe de réglage de son débit; la posi tion de cet organe de réglage, définissant le débit de cette conduite, étant réglée directe ment ou indirectement.
Ainsi, les installations de commande<B>hy-</B> draulique pour machines-outils habituelles sont de l'un des deux types suivants- a) Réglage de l'alimentation du cylindre <B>du</B> servo-moteur hydraulique par une modi fication de la position d'un by-pass monté dans une conduite d'échappement reliant les tubulures de refoulement et d'admission de la pompe.
<B>b)</B> Réglage de l'alimentation du cylindre du servo-moteur hydraulique par modification de la perte de charge dans sa conduite d'ali mentation par étranglement de cette dernière, un dispositif de décharge monté dans une con duite d'échappement relié<B>à</B> la tubulure de refoulement de la pompe permettant d'éva cuer le débit de cette dernière ne pouvant être utilisé pour l'alimentation<B>du</B> cylindre de tra vail.
Aucun de ces deux types d'installation ne peut donner satisfaction lorsque (comme c'est généralenient le cas pour une machine-outil,', on exige que la vitesse de déplacement de l'organe commandé soit constante, par exem ple, et indépendante de la force s'oppo sant au déplacement dudit organe commandé.
En effet, il est clair que dans un cas comme dans l'autre, la force s'opposant au déplacement de l'organe commandé provoque -une variation du débit de la conduite d'échap pement et donc une variation intempestive du débit d'alimentation du cylindre de travail, de sorte qu'en définitive la vitesse de déplace ment de l'organe commandé varie selon -une fonction inverse de la variation de la force s'opposant au déplacement de ce dernier.
Pour obvier<B>à</B> cet inconvénient les cons tructeurs ont muni les installations de com mande hydraulique de pompes surdimen- sionnées, c'est-à-dire dont le débit est souvent un multiple du débit maximum nécessaire pour l'alimentation du cylindre de commande. Dans ces installations, une faible partie seu lement du débit de la pompe étant -utilisée, la variation de la force s'opposant au déplace ment de l'organe commandé provoque une va riation plus réduite de la vitesse de déplace ment de ce dernier que lorsque la pompe est dimensionnée de manière<B>à</B> livrer le débit né cessaire<B>à</B> l'alimentation du cylindre.
Cet arti fice a permis d'obtenir un déplacement de l'organe commandé<B>à</B> une vitesse suffisam ment constante pour permettre l'utilisation de telles installations pour la commande de cer tains organes de certaines machines (table de rectifieuse par exemple) pour lesquels les va riations de la force s'opposant<B>à</B> leurs dépla cements présentent de faibles amplitudes.
Il n'en reste pas moins que les installa tions de commande hydraulique actuelle ment connues, malgré leurs grands avantages dus<B>à</B> leur simplicité, leur faible usure et la progressivité qu'elles permettent de réaliser dans la variation de la vitesse de déplacement de l'organe commandé, ne peuvent être envi sagées pour la commande des déplacements d'orcanes dont les variations de la force s'op posant<B>à</B> leurs déplacements présentent de grandes amplitudes. De plus, dans les quel ques cas où elles peuvent être envisagées, ces installations nécessitent une pompe capable de fournir un débit de beaucoup supérieur<B>à</B> celui strictement nécessaire<B>à</B> la commande en visagée.
Or, il est clair que le fonctionnement ininterrompu de cette pompe<B>à</B> son régime maximum est en fait un grand gaspillage d'énergie.
Cette inconstance de la vitesse de l'organe commandé est encore aggravée par deux autres facteurs indépendants du type<B>de</B> commande utilisé.
Le premier (le ces facteurs est le rende- nient variable de la pompe en fonction de la pression du liquide qu'elle débite, et en corré lation directe, l'étanchéité pl-Lis ou moins par faite et variable de toute l'installation<B>hy-</B> draulique.
Le deuxième de ces facteurs provient des variations de la température du liquide de commande, lorsque ce liquide est de l'huile comme c'est généralement le cas. Ainsi, si l'ou verture du pointeau ou de l'organe de réglage commandant la section de passage du liquide <B>à</B> travers l'orifice est réglée pour un certain débit dans des conditions déterminées, ce débit peut varier dans des propor tions assez grandes, faussant complète ment la vitesse de l'organe commandé, si la température varie. Avec l'huile, si la tempé rature augmente, la viscosité diminue et le<B>dé-</B> bit<B>à</B> travers l'orifice augmente en couse- quence.
L'inverse a naturellement lieu lorsque la température diminue.
En conclusion, les trois défauts impor tants auxquels se sont heurtés et se heurtent encore actuellement les constructeurs de com mande hydraulique pour machines-outils et qui ont en fait empêché la vulgarisation de ces commandes malgré tous leurs avantages re connus par ailleurs, sont: <B>10</B> Inconstance de la vitesse de l'organe commandé (table, chariot, broche, etc.), en raison même des variations des efforts aux quels sont soumis ces organes.
21, Variation du rendement de la pompe et de l'étanchéité de tout le circuit<B>hy-</B> draulique en fonction de la pression, variation qui se fait d'autant plus sentir que la pression de travail du liquide est plus élevée.
<B>30</B> Variation de la température interne du liquide (huile). Tous les spécialistes en la matière se heur tent<B>à</B> ces trois défauts fondamentaux et nom- bretix sont, les essais et les réalisations qui ont été tentés pour atténuer soit lun, soit l'autre de ces défauts, sans cependant que la ques tion ait été traitée dans son ensemble et qu#un dispositif nouveau ait apporté une solution homogène et complète du problème.
Dans certaines constructions courantes, différents dispositifs ont été employés pour améliorer la constance de la vitesse et rendre celle-ci indépendante des efforts variables agissant sur l'organe commandé. Malheureu sement, tous ces dispositifs ne sont pas égale ment efficaces, et la plupart sont empiriques et ne donnent que des résultats limités. Celui qui se rapproche le plus de la bonne solution est constitué par le dispositif autorégulateur dont est munie l'installation de commande hydrau lique représentée schématiquement<B>à</B> la fig. <B>1</B> du dessin annexé.
Un réservoir<B>1</B> pour le liquide de com mande est relié par une conduite 2<B>à</B> la tubu lure d'aspiration<B>3</B> d'une pompe 4. Sur la tubulure de refoulement<B>5</B> de cette pompe 4 est branchée, d'une part, une conduite d'ali mentation<B>6</B> d'un cylindre<B>de</B> travail<B>8</B> et, d'a-Litre part, une conduite d'échappement<B>7.</B> Dans ce cylindre<B>8</B> coulisse un piston<B>15</B> sur lequel. agit une poussée R de valeur variable et qui tend<B>à</B> s'opposer au déplacement du pis ton sous la poussée V qu'exerce sur lui le liquide provenant de la pompe.
La conduite d'alimentation<B>6</B> est munie d'un orifice<B>9</B> dont la section libre peut être modifiée<B>à</B> volonté au moyen d'un pointeau <B>10.</B> Ce dernier peut être actionné manuelle- nient ou automatiquement et permet de modi fier la vitesse de déplacement du piston<B>15.</B>
La conduite d'échappement<B>7</B> débouchant dans le réservoir<B>1</B> est pourvue d'un piston de réglage<B>Il</B> de son débit en liquide. La posi tion de ce piston de réglage<B>11</B> définit la sec tion libre d'un orifice 12 par lequel le liquide peut s'échapper. Comme dans d'autres înstal- lations de ce genre, le piston<B>11</B> est soumis<B>à</B> une poussée spécifique (par cm#) <B>P,</B> pratique- ment constante, qui tend<B>à</B> provoquer un<B>dé-</B> placement du piston<B>11</B> dans le sens dune fermeture de l'orifice d'échappement 12. Cette poussée spécifique<B>P,</B> de valeur pratiquement constante, est exercée par un ressort<B>13.</B>
Afin de rendre le débit de l'orifice<B>9</B> indé pendant de la force R tendant<B>à</B> s'opposer au déplacement du piston<B>15</B> dans le cylindre de travail<B>8,</B> l'installation comporte une conduite 14 reliant l'espace situé<B>à</B> l'aval de l'orifice<B>9</B> <B>à</B> une chambre de vol-Lune variable<B>16</B> délimi tée par le piston<B>Il.</B>
Le fonctionnement de l'installation<B>dé-</B> crite en référence<B>à</B> la fig. <B>1</B> du dessin est le suivant: Lorsque la pompe 4 est entraÎnée en rota tion, elle aspire du liquide par la conduite 2 qu'elle refoule par sa tubulure de refoulement <B>5.</B> Une partie du débit de cette dernière passe dans la conduite d'alimentation<B>6</B> et entre dans le cylindre<B>8.</B> Le débit de cette conduite d'alimentation est limité par la section libre de l'orifice<B>9</B> qui définit la vitesse de déplace ment du piston<B>15.</B>
L'excès du débit de la pompe s'écoule par la conduite d'échappement<B>7</B> en passant par l'orifice 12 dont la section est définie par la position du piston<B>11.</B> Or, ainsi qu'on peut aisément s'en rendre compte après l'examen de la fig. <B>1,</B> la position de ce piston<B>11</B> est définie par l'équilibre des poussées agissant sur ses deux laces opposées.
Ainsi, toute variation r de la force R, ten dant<B>à</B> s'opposer au déplacement du piston<B>15,</B> provoque une variation v de la pression spé cifique V régnant dans le cylindre<B>S.</B> Cette variation v de la pression se répercute sur le piston<B>Il</B> dont la position définit le débit de la conduite d'échappement<B>7.</B>
Pour obtenir une vitesse constante de l'or gane commandé constitué par le piston<B>15</B> quelles que soient les variations de R, il faut que le débit de liquide passant par l'orifice 9.de réglage de la vitesse de déplacement de l'organe commandé soit constant. Pour que cette condition soit satisfaite, il est indispen sable que la différence des pressions spécifi ques P qui existe entre l'espace situé<B>à</B> l'amont et celui situé<B>à</B> l'aval de l'orifice<B>9</B> soit cons tante.
Lorsque R est nul, c'est-à-dire qu'il<B>n'y</B> a pas de force s'opposant au déplacement du piston<B>15,</B> V est nul, de sorte que la pression régnant dans la conduite 14 et la chambre<B>16</B> est nulle. En conséquence, la pression dans la conduite<B>6</B> est égale<B>à</B><I>P.</I>
Lorsque R est constant et différent de<B>0</B> <B>là</B> pression dans le cylindre<B>8</B> est constante et égale<B>à</B> V. Cette pression V se transmet égale ment dans la chambre<B>16</B> et la conduite<B>6.</B> En conséquence, la différence de pression spécifi que P entre la conduite<B>6</B> et le cylindre<B>8</B> est égale<B>à</B> <I>P<B>=</B></I><B> P<I>+</I></B><I> V<B>-</B></I> V, d'où P<B><I>-_</I></B><I> F</I> Dès qu'une variation r de la résistance R se manifeste, celle-ci produit une variation v de la pression régnant dans le cylindre<B>8.</B>
La pression spécifique P est alors égale<B>à.</B> <I>P<B>=</B></I><B> P<I>+</I></B><I> (V</I> + v) <B>-</B><I>(V</I> + v), d'où P<B><I>=</I> P</B> Ainsi, P reste constant indépendamment des variations de R, ceci grâce au fait que la pression (V<B><I>+</I></B> v) agit simultanément sur la face inférieure s et sur la face supérieure<B>S</B> du piston<B>11.</B>
La vitesse de déplacement du piston<B>15</B> peut par contre être modifiée par la manceu- vre du pointeau<B>10</B> qui définit la section libre de l'orifice<B>9.</B>
Cette solution théorique exacte serait excellente si elle pouvait tenir compte des<B>dé-</B> fauts signalés ci-dessus sous chiffres 2 et<B>3</B> et les corriger. Malheureusement, elle néglige complètement ces deux facteurs fondamen taux, mais théoriquement, elle constitue un grand progrès en ce sens qu'elle assure la constance de la vitesse de l'organe commandé pour autant que le rendement de la pompe et l'étanchéité de l'installation hydraulique res tent constantes sur toute l'étendue de la va riation de la pression du liquide nécessaire<B>à</B> la commande de l'organe commandé. Or, mal heureusement en pratique, ce cas n'est jamais réalisé.
Si parfaites que soient les exécutions pratiques, si précis que soient les ajustements et serrées les tolérances dusinage, il est maté- riellement impossible d'obtenir une étanchéité absolue de l'installation hydraulique, soit pis tons, valves, inverseur, distributeur, presse- étoupe, etc. De même, toutes les pompes exis- tantes et même les meilleures ont un rende ment qui est fonction de, la pression sous la quelle elles travaillent et qui reste toujours très inférieure<B>à 1.00%.</B> Le moindre défaut d'étanchéité,
la moindre imperfection d'usi nage ne peut avoir qu'une importance minime lorsque la pression de travail du liquide est faible. Par contre, au fur et<B>à</B> mesure que la pression augmente, par suite des efforts frei- nants exercés sur l'organe commandé (table, chariot, broche, etc.), ces défauts deviennent de plus en plus sensibles, les fuites plus con sidérables et il est alors matériellement et mathématiquement impossible d'obtenir une vitesse constante de l'organe commandé. Les variations (le vitesse sont d'autant plus mar quées que les écarts de la pression de travail du liquide sont plus grands.
Or, dans la plui- part des machines-outils, ces écarts de pres- sien, nécessités par les exigences de la ma chine même, peuvent varier dans des propor tions courantes (le<B>1 à</B> 20.
Les très nombreux essais pratiques et de laboratoire exécutés avec de nombreux types de pompes et de commandes hydrauliques usuels ont prouvé que de très grands ëearts, de rendement existaient entre le travail sous faible pression du liquide et le travail sous forte pression. D'autres essais, effeetués éga lement sur une grande échelle et avec des puissances considérables pour des machines- outils ont également prouvé que le dispositif de commande précédemment décrit pour l'obtention de la vitesse constante était abso lument incapable de réaliser cette condition.
En effet, si l'on lie tient pas compte du ren dement de la pompe et des défauts d'étan chéité aux différentes pressions, si l'on n'y apporte pas un correctif, on constate que pour une ouverture donnée du pointeau de réglage <B>10,</B> la vitesse du piston<B>15</B> diminue, parfois dans des proportions considérables, lorsque l'effort R augmente. Cela s'explique aisément. Aux faibles pressions, le rendement de la pompe est assez élevé et les fuites qui peu vent se produire dans le circuit par défaut d'étanchéité sont minimes.
Mais, dès l'instant où la pression s'élève par suite des conditions de travail de la machine, le rendement de la pompe diminue, les fuites augnientent et, la répercussion directe se fait sentir par une diminution de la vitesse de l'organe coin- mandé <B>15,</B> ceci malgré le dispositif autorégu lateur décrit, muni du piston de compensa tion<B>11.</B>
Pour éliminer ce défaut, il est indispensa ble que le dispositif autorégulateur comporte un piston différentiel (fin-. 2), c'est-à-dire un piston dont la section s soumise<B>à</B> la pression régliant en amont du pointeau de réglage<B>10</B> est nettement inférieure<B>à</B> celle de la face<B><I>S</I></B> soumise<B>à</B> la pression d'aval. Sans cette con dition sine qua non , la variation du ren.- dement de la pompe et les défauts d'étan chéité faussent complètement l'action du pis ton de compensation d'un dispositif auto- régulateur muni d'un piston de sections agis santes égales sur les deux faces.
En complément de l'explication détaillée donnée pour le fonctionnement du dispositif décrit en. référence<B>à</B> la fi-.<B>1,</B> le fonctionne ment du piston différentiel du dispositif auto- régulateur est le suivant:
En. raison de la différence (les dimensions des faces frontales s et<B>8</B> da piston différen tiel<B>11,</B> la résultante des pressions qui s'exer cent sur ses, deux faces n'est plus constamment égale<B>à</B> la tension du ressort<B>M.</B> En faisant le raisonnement mathématique développé pré- eédemment, on constate que Feffort résultant stir la face supérieure<B>S</B> du piston différen- tieJ augmente en fonction de l'effort R s'exer- c-ant sur le piston<B>15,
</B> et cela d'autant pl-us intensément que la différence, des surfaces entre les deux faces du piston différentiel<B>11</B> est plus gTande. En conséquence,<B>à</B> mesure que, la résistance R augmente, le piston différen tiel<B>11</B> obture de plus en plus l'orifice de dé- ehargeil.2 par où le liquide retourne au réservoir <B>1</B> et, de ce<B>f</B> ait, la pression du liquide débité par la pompe et régnant<B>à</B> l'amont du poin teau<B>10</B> augmente dans une certaine propor- tion, corrigeant ainsi la diminution -dit ren dement de la pompe et les fuites inévitables dues au défaut d'étanchéité du circuit hydrau lique.
On voit donc que, selon les dimensions res pectives données aux deux surfaces frontales <I>s et</I> S du piston différentiel<B>11,</B> il est possible de rendre la vitesse de déplacement de l'or gane commandé variable suivant une fonc tion, choisie<B>à</B> l'avance, de la variation de la force R tendant<B>à</B> s'opposer au déplacement dudit organe commandé.
En effet, si comme représenté<B>à</B> la fig. 2, la surface<B>S</B> de la face frontale du piston<B>11</B> située dans la chambre <B>16</B> est plus grande que celle s soumise<B>à</B> la pression de la conduite d'alimentation<B>6,</B> la variation de la vitesse de déplacement de l# or gane commandé est proportionnelle<B>à</B> la va riation de la force R tendant<B>à</B> s'opposer<B>à</B> son déplacement. Ainsi,<B>à</B> une augmentation de R correspond une augmentation de la vitesse<B>de</B> l'organe commandé.
Ceci résulte du<B>f</B> ait que pour rétablir l'égalité des poussées agissant sur les deux laces S <I>et</I> s da piston<B>11</B> après -une variation r de la force R, il est nécessaire que la pression dans la conduite d'alimenta tion<B>6</B> subisse une variation du même signe, mais de plus grande amplitude que la varia tion de la pression dans le cylindre de com mande<B>8</B> due<B>à</B> la variation de la force R.
Ainsi, pour chaque valeur de la force R, le piston<B>11</B> prend une nouvelle position d'équi libre qui définit (la section libre de l'orifice <B>9</B> restant constante) la vitesse de déplacement de l'organe<U>commandé.</U> On obtient ainsi une hypercompensation représentée par la courbe a de la fig. <B>8.</B>
Par contre, si, comme représenté<B>à</B> la fig. <B>3,</B> la surface<B>S</B> est plus petite que la surface s, les variations de la pression dans la conduite <B>6</B> sont de plus faible amplitude que celles provoquées dans le cylindre<B>8</B> par les varia tions de la force R. Dans ce cas, la variation de la vitesse de l'organe commandé est inver sement proportionnelle<B>à</B> la variation de la force R, c'est-à-dire qu'à une augmentation de la force R correspond une réduction de la vitesse de déplacement de l'organe commandé.
Ce cas qui correspond <B>à</B> une hypocompensa- tion est représenté par la courbe<B>b</B> de la fig. <B>9.</B> Entre la courbe a (fig. <B>10)</B> d'hypercom- pensation et la courbe<B>b</B> d'hypocompensation se trouve la courbe<B>c</B> de compensation normale pour laquelle la vitesse de l'organe com mandé reste constante quelles que soient les variations de R.
Cette courbe<B>c</B> peut aisément être obtenue en choisissant le rapport des sur faces S et s tel que les variations du rende ment de la pompe et les défauts d'étanchéité soient exactement compensés.
Mais il<B>y</B> a plus encore. Il est évident que chaque dispositif liydraulique de machines- outils et chaque pompe ont leurs caractéristi ques propres et il est de -toute évidence que pour chaque cas le rapport des surfaces- des deux laces<I>s et</I><B>S</B> du piston différentiel doit être établi en conséquence.
Le dispositif<B>dé-</B> crit permet, par un simple réglage, d'adapter la compensation aux caractéristiques propres du circuit et ceci sans être obligé de modifier le rapport des surfaces des deux faces fron tales<B>8</B> et s du piston différentiel<B>11.</B> Pour cela, on prévoit, un piston différentiel<B>11</B> dont le rapport des surfaces<B>S</B><I>et s</I> est suffisant pour tenir compte d'un très mauvais rendement de la pompe et d'une mauvaise étanchéité du cir cuit hydraulique. Cela consiste<B>à</B> dire que la différence des surfaces entre les deux faces <B><I>S</I></B><I> et</I> s<B>du</B> piston<B>11</B> doit être très grande.
Si ce piston différentiel<B>11</B> est monté sans autre particularité, la vitesse du piston<B>15</B> de vient nettement plus grande lorsque l'effort R augmente et on obtient une hypercompen- sation. Pour atténuer cette action compensa trice trop forte et la ramener dans les normes désirées en rapport avec les caractéristiques du circuit, il est prévu un moyen de réglage simple et rapide représenté aux fig. 4<B>à 6.</B>
Dans la variante d'exécution représentée <B>à</B> la fig. 4, un diaphragme ou orifice calibré <B>19</B> est placé<B>à</B> l'entrée de la chambre<B>16,</B> mais il est évident que ce diaphragme pourrait être placé en n'importe quel point de la conduite 14. Cette chambre<B>16</B> est reliée par un canal 21, muni d'un dispositif de réglage de son débit 22,<B>à</B> la conduite de refoulement<B>5</B> de la pompe.
Dans la variante d'exécution représentée <B>à</B> la fig. <B>5,</B> le canal 20 muni du dispositif de réglage 21 est relié<B>à</B> la conduite d'alimenta tion<B>6</B> en amont du pointeau de réglage<B>10.</B>
Dans la variante d'exécution représentée <B>à</B> la fig. <B>6,</B> le canal 20 muni du dispositif de réglage 21 est relié<B>à</B> la conduite d'échappe ment<B>7.</B>
Dans d'autres variantes d'exécution non représentées,<B>ce</B> canal 20 muni du dispositif de réglage 21 pourrait déboucher dans le ré servoir<B>1</B> au-dessus du niveau de l'huile ou encore dans la conduite d'aspiration 2 de la pompe 4.
<B>11</B> est évident que la section libre du dia phragme<B>19</B> doit être plus petite que celle du canal 20 ou que celle maximum du dispositif de réglage 21.
Il est clair que le réglage de l'effet de compensation au moyen du dispositif 21 est d'autant plus fin que la différence de pres sion entre la chambre<B>16</B> et l'espace dans le quel débouche le canal 20 est petite. Ainsi, plus cette différence de pression est petite, plus les courbes a et<B>b</B> restent, proches l'une de l'autre, de sorte que l'effet de compensation du dispositif autorégulateur peut être réglé d'une manière très précise<B>à</B> l'aide du dispo sitif 21.
Le fonctionnement du dispositif autorégu lateur est le suivant: Si le dispositif de réglage 21 est entière ment fermé, le fonctionnement est analogue<B>à</B> celui décrit du piston différentiel représenté <B>à</B> la fil-. 2, c'est-à-dire que la vitesse du piston <B>15</B> augmente avec l'augmentation de la résis tance R. Dans ce cas, on obtient une hyper- compensation correspondant<B>à</B> la courbe a de la fig. <B>10.</B>
Par contre, si l'on ouvre complètement le dit dispositif de réglage 21, comme sa section libre de passage est prévue plus grande que celle du diaphragme<B>19,</B> le piston différentiel <B>11</B> est alors soumis<B>à</B> la seule action du ressort <B>13</B> et, tout naturellement, la vitesse du pis ton<B>15</B> diminue avec l'augmentation de résis- tance R. On obtient donc le même fonctionne ment qu'avec la variante de construction re présentée<B>à</B> la fig. <B>3,</B> c'est-à-dire qu'on obtient une hypocompensation selon la courbe b de la fic,. <B>1.0.</B> On a donc le cas classique des ins tallations ordinaires sans dispositif de com pensation.
Mais entre ces deux extrêmes vien nent s'intercaler toutes les possibilités de réglage de la vitesse du piston<B>15</B> en fonction de l'effort R. En obturant plus ou moins la section libre de passage du dispositif de ré glage 21, il est toujours possible d'ajLister très rapidement l'effet de compensation aux caractéristiques du circuit hydraulique, afin d'obtenir soit une vitesse constante du piston <B>15</B> indépendamment des variations de J'effort R, soit toute autre loi désirée de cette vitesse en fonction dudit effort R.
<B>Il</B> faut noter encore comme conséquence importante que le dispositif apporte une sini- plification d'usinage et un abaissement du prix de revient de toute l'installation de com mande hydraulique. En effet, jusqu'à main tenant l'usinage de toute la partie hydrauli que, pompe, piston, vanne, soupape, pointemi, cylindre, organe de commande, inverseur, ete., exigeait une précision remarqLiable, des 'tolé rances très serrées, toutes choses qui rendent cet usinage coûteLix. Grâce au dispositif décrit, qui permet de compenser les défauts d'étan chéité,
les tolérances d'usinage peuvent être relâchées et l'usinage devient ainsi plas facile et plus économique. En outre, l'usure des organes de l'installation, qui se fait immanquablement sentir avec le temps et qui fausse peu<B>à</B> peu le fonctionnement des ins tallations de commande hydraulique ordi naires, est pratiquement sans influence, car elle peut être facilement compensée en tout temps par un simple réglage du dispositif 21.
Pour corriger le défaut indiqué plus haut, sous chiffre<B>3,</B> c'est-à-dire pour supprimer les perturbations de fonctionnement dues aux va riations de la température du liqaide de com mande, le dispositif de commande autorégula teur comporte des moyens pour maintenir le liquide<B>à</B> une température pratiquement cons tante, de manière<B>à</B> éviter des variations in- tempestives de débit de l'orifice<B>9</B> dues<B>à</B> des variations de la viscosité du fluide de com mande.
<B>A</B> cet effet, l'installation comporte, comme représenté<B>à</B> la fig. <B>7,</B> un réservoir<B>1</B> muni d'un radiateur constitué par un faisceau tubu laire<B>25,</B> et d'Lui dispositif de chauffage cons titué par un corps de chauffe électrique<B>26.</B> Un relais thermostatique <B>27,</B> sensible<B>à</B> la tem pérature du liquide contenu dans le réservoir, commande automatiquement et selon la tem pérature du liquide la mise en et hors circuit du corps de chauffe.
Un ventilateur<B>28</B> en- trainé par le moteur<B>29</B> de la pompe 4 établit un courant d'air<B>à</B> travers le faisceau tubu laire.<B>Il</B> est évident que le ventilateur<B>28</B> pour rait aussi être entraîné par son moteur pro- pré, la mise en et hors circuit de ce dernier pouvant également être commandée par le relais thermostatique.
D'après toutes les explications précédentes se rapportant<B>à</B> chaque fonction partielle du dispositif de commande, il est possible main tenant d'avoir une idée exacte<B>du</B> fonctionne ment de Fensemble, ainsi que des multiples avantages qui en résultent. Il peut être décrit dans sa réalisation pratique et, d'après les explications précédentes, lutilité, le fonction nement et l'agencement de chaque élément ressortent clairement.
Dans le dispositif de commande représenté <B>à</B> la fig. <B>7,</B> tous les éléments de celui-ci sont réunis en un seul groupe monobloc compre nant le moteur électrique<B>29</B> accouplé<B>à</B> la pompe 4, laquelle est noyée dans le réservoir <B>1,</B> afin de supprimer la tubulure d'aspiration puisque la pompe, plongée au sein du fluide, est toujours en charge.
Le fluide parvient<B>à</B> la pompe<B>à</B> travers un filtre<B>30.</B> Du côté refou lement, la pompe est reliée directement au dispositif autorégulateur décrit en référence aux fig. 4<B>à 6.</B> Ce dispositif peut même faire partie intégrante de la pompe 4 et être agencé dans le corps de pompe.<B>Il</B> possède deux tubu lures, l'une<B>6,</B> la principale, qui conduit le fluide sous pression au pointeau de réglage<B>10</B> de la vitesse et de<B>là</B> au cylindre de travail<B>8.</B> L'autre tubulure 14 est reliée<B>à</B> l'aval dudit pointeau de réglage.
Comme décrit précédem ment, la seconde extrémité de l'arbre du mo teur<B>29</B> porte un ventilateur<B>28</B> créant un courant d'air<B>à</B> travers le faisceau tubulaire <B>25</B> dans lequel sont logés le corps de chauffe électrique<B>26</B> et le relais thermostatique <B>27.</B> Le retour de l'huile qui revient dit cylindre de travail se fait par une tubulure<B>17</B> débou chant<B>à</B> la partie supérieure du faisceau tubu laire. Le tout est protégé par un carter dont une partie, au point de vue constructif, peut être formée par les parois mêmes du réser voir.
De<B>ce</B> carter, qui peut ainsi avoir des for mes géométriques modernes, sortent seules trois tubulures<B>6,</B> 14 et<B>17</B> qui sont destinées <B>à</B> être raccordées comme indiqué précédem ment a-Li circuit hydraulique de la machine- outil <B>à</B> actionner.
Ainsi, non seulement ce groupe monobloc comprend en un bloc com pact, homogène et bien protégé, tous les orga nes apporta-nt une solution complète aux trois principaux défauts inhérents aux commandes hydrauliques classiques, mais encore, il forme -Lui tout autonome et indépendant qui, tel qu'un moteur électrique, peut être livré comme -un accessoire complet pouvant être raccordé<B>à</B> n'importe quel circuit hydraulique de ma chines-outils.
En construisant, par exemple, trois grandeurs de puissances différentes, ces groupes monobloc autorégalateurs pourront être utilisés sans autre, indifféremment pour rectifieuses, tours, perce-Lises, raboteuses, frai seuses, etc., prévus pour commandes hydrau liques, au même titre qu'un moteur électrique peut être utilisé indifféremment pour l'une ou l'autre de ces machines, pour autant que sa puissance convienne.
Par la création de ces groupes, les cons tructeurs de machines-outils sont délivrés de tout le souci du générateur hydraulique qui constitue la partie la plus difficile de l'ins tallation de commande hydraulique.
Self-regulating device for hydraulic control installation. The present invention relates to a self-regulating device for a hydraulic control installation intended in particular <B> for </B> the hydraulic control of machine tools, a device comprising an oil reservoir and a pump feeding a working cylinder via the intermediary of an orifice <B> of </B> adjustable section, the self-regulating device comprising a piston sliding in a <B> cylinder </B> and whose position determines the flow rate of an exhaust pipe, the position of said piston being defined, on the one hand, by the action of a spring and, on the other hand,
by the thrusts exerted by the liquid on the two faces of the piston, one of which is connected to the working <B> cylinder </B>, while the other is connected <B> to </B> said pipe of repression.
This self-regulating device differs from current devices by the fact that the pis ton is a differential piston, that the pipe connecting one of the faces of the piston to the working cylinder comprises a member limiting its flow rate and that the section of this pipe if killed between said member and said face of the piston is connected by a channel, provided with a device for adjusting its flow, <B> to </B> any point of the hydraulic circuit, provided that this point is located <B> at </B> upstream of the adjustment orifice of the working cylinder, the whole being provided so that a modification of the position of said adjustment device causes a modification of the law of the variation of the displacement speed of the controlled organ as a function of the force opposing <B> to </B> the advancement of the latter.
The appended drawing shows schematically and <B> by </B> by way of example a self-regulating device of common type and various variant embodiments of the device which is the subject of the invention.
Fig. <B> 1 </B> is a diagram of the hydraulic circuit of a hydraulic control installation fitted with a standard self-regulating device.
Figs. 2 and <B> to </B> show two variant embodiments of the self-regulating device com carrying a differential piston.
Figs. 4 <B> to 6 </B> show, in sectional views, three embodiments of the self-regulating device.
Fig. <B> 7 </B> is a schematic view of a single-block hydraulic control device provided with the self-regulating device shown in figs. 4 <B> to 6. </B>
Fig. <B> 8 </B> is a diagram giving the curve of the variations in the speed of the controlled organ as a function of the resistance offered <B> to </B> its advancement, in the case of a self-regulating device according to fig. 2.
Fig. <B> 9 </B> is a diagram similar <B> to </B> that of fig. <B> 8 </B> established for the variant embodiment of the self-regulating device according to fig. <B> 3. </B>
Fig. <B> 10 </B> is a diagram giving the bundle of curves of the variations in the speed of the controlled organ as a function of the resistance offered <B> to </B> its advancement obtained by modifying the position of the adjustment member for the compensation effect shown in the variant embodiments of the self-equalizing device according to FIGS. 4 <B> to 6. </B>
In general, in all hydraulic controls of machine tools, the movement of an organ (table of a, grinding machine, carriage of a lathe, spindle of a drill, etc.), is caused by a piston moving in a working cylinder supplied with liquid by a pump.
The adjustment of the displacement speed of the controlled member is generally obtained, in the usual installations, by using for the supply of the <B> working </B> cylinder - only part of the pump flow, the excess flow escaping through an exhaust pipe provided with a device for adjusting its flow; the position of this adjustment member, defining the flow rate of this pipe, being adjusted directly or indirectly.
Thus, the <B> hy- </B> hydraulic control systems for conventional machine tools are of one of the following two types- a) Adjustment of the cylinder feed <B> of the </B> servo hydraulic motor by modifying the position of a by-pass mounted in an exhaust pipe connecting the delivery and intake pipes of the pump.
<B> b) </B> Adjustment of the supply to the hydraulic servomotor cylinder by modifying the pressure drop in its supply line by throttling the latter, a relief device mounted in a line exhaust connected <B> to </B> the delivery pipe of the pump allowing to evacuate the flow of the latter which cannot be used for the supply <B> of the </B> working cylinder.
Neither of these two types of installation can be satisfactory when (as is generally the case for a machine tool, 'the speed of movement of the controlled member is required to be constant, for example, and independent. of the force opposing the movement of said controlled member.
In fact, it is clear that in either case, the force opposing the movement of the controlled member causes a variation in the flow rate of the exhaust pipe and therefore an untimely variation in the flow rate. supply of the working cylinder, so that ultimately the speed of movement of the controlled member varies according to an inverse function of the variation of the force opposing the movement of the latter.
To obviate <B> to </B> this drawback, the manufacturers fitted the hydraulic control installations with oversized pumps, that is to say, the flow rate of which is often a multiple of the maximum flow required for the pump. control cylinder supply. In these installations, only a small part of the pump flow rate being used, the variation in the force opposing the movement of the controlled member causes a smaller variation in the speed of movement of the latter than when the pump is sized to <B> </B> deliver the necessary flow <B> to </B> the cylinder supply.
This arti fice made it possible to obtain a displacement of the controlled member <B> at </B> a sufficiently constant speed to allow the use of such installations for the control of certain components of certain machines (grinding table for example) for which the variations of the force opposing <B> to </B> their displacements present small amplitudes.
The fact remains that the currently known hydraulic control installations, despite their great advantages due <B> to </B> their simplicity, their low wear and the progressiveness which they allow to achieve in the variation of the speed of movement of the controlled organ, cannot be envi saged for the control of the movements of orcanes whose variations of the force opposing <B> to </B> their movements present large amplitudes. In addition, in whatever cases they can be envisaged, these installations require a pump capable of providing a flow rate much greater <B> than </B> that strictly necessary <B> for </B> the control in view. .
However, it is clear that the uninterrupted operation of this pump <B> at </B> its maximum speed is in fact a great waste of energy.
This inconstancy of the speed of the controlled component is further aggravated by two other factors independent of the type of <B> of </B> control used.
The first (these factors are the variable rendering of the pump as a function of the pressure of the liquid it delivers, and in direct correlation, the tightness pl-Lis or less per made and variable of the whole installation. <B> hydraulic </B>.
The second of these factors arises from variations in the temperature of the control liquid, when this liquid is oil as is generally the case. Thus, if the opening of the needle or of the adjusting member controlling the section of passage of the liquid <B> to </B> through the orifice is adjusted for a certain flow rate under determined conditions, this flow rate may vary in sufficiently large proportions, completely distorting the speed of the controlled organ, if the temperature varies. With oil, if the temperature increases, the viscosity decreases and the <B> de- </B> bit <B> to </B> through the orifice increases in consequence.
The reverse naturally occurs when the temperature decreases.
In conclusion, the three major faults which have come up against and still face the manufacturers of hydraulic controls for machine tools and which have in fact prevented the popularization of these controls despite all their advantages recognized elsewhere, are: < B> 10 </B> Inconsistency of the speed of the controlled component (table, carriage, spindle, etc.), due to the variations in the forces to which these components are subjected.
21, Variation in pump efficiency and the tightness of the entire <B> hydraulic </B> circuit as a function of the pressure, a variation which is all the more noticeable as the working pressure of the liquid is higher.
<B> 30 </B> Variation of the internal temperature of the liquid (oil). All the specialists in the subject face <B> with </B> these three fundamental faults and many are the tests and the achievements which have been attempted to mitigate either one or the other of these faults, without however, that the question has been dealt with as a whole and that a new device has provided a homogeneous and complete solution of the problem.
In certain current constructions, different devices have been used to improve the constancy of the speed and make the latter independent of the variable forces acting on the controlled member. Unfortunately, not all of these devices are equally effective, and most are empirical and provide limited results. The one which comes closest to the correct solution is constituted by the self-regulating device with which the hydraulic control installation is shown schematically <B> to </B> in FIG. <B> 1 </B> of the attached drawing.
A reservoir <B> 1 </B> for the control liquid is connected by a pipe 2 <B> to </B> the suction pipe <B> 3 </B> of a pump 4. On the delivery pipe <B> 5 </B> of this pump 4 is connected, on the one hand, a supply pipe <B> 6 </B> of a <B> cylinder of </ B > work <B> 8 </B> and, from a-Litre, an exhaust pipe <B> 7. </B> In this cylinder <B> 8 </B> slides a piston <B> 15 </B> on which. A thrust R of variable value acts and which tends <B> to </B> to oppose the displacement of the pis ton under the thrust V exerted on it by the liquid coming from the pump.
The supply line <B> 6 </B> is fitted with an orifice <B> 9 </B> whose free section can be modified <B> at </B> as desired by means of a needle < B> 10. </B> The latter can be actuated manually or automatically and allows the displacement speed of the piston to be modified <B> 15. </B>
The exhaust pipe <B> 7 </B> opening into the tank <B> 1 </B> is provided with a piston for adjusting <B> Il </B> its liquid flow rate. The position of this adjustment piston <B> 11 </B> defines the free section of an orifice 12 through which the liquid can escape. As in other installations of this kind, the piston <B> 11 </B> is subjected <B> to </B> a specific thrust (per cm #) <B> P, </B> practical - constant, which tends <B> to </B> cause <B> displacement- </B> of the piston <B> 11 </B> in the direction of closing the exhaust port 12. This specific thrust <B> P, </B> of practically constant value, is exerted by a spring <B> 13. </B>
In order to make the flow of the orifice <B> 9 </B> independent of the force R tending <B> to </B> oppose the displacement of the piston <B> 15 </B> in the cylinder working <B> 8, </B> the installation comprises a pipe 14 connecting the space located <B> to </B> downstream of the orifice <B> 9 </B> <B> to </B> a variable moon-flight chamber <B> 16 </B> delimited by the piston <B> Il. </B>
The operation of the installation <B> described </B> with reference <B> to </B> in fig. <B> 1 </B> of the drawing is as follows: When the pump 4 is rotated, it sucks liquid through line 2 which it delivers through its discharge pipe <B> 5. </B> Part of the flow of the latter passes through the supply line <B> 6 </B> and enters the cylinder <B> 8. </B> The flow of this supply line is limited by the free section orifice <B> 9 </B> which defines the speed of movement of the piston <B> 15. </B>
The excess pump flow flows through the exhaust pipe <B> 7 </B> passing through the orifice 12, the section of which is defined by the position of the piston <B> 11. </ B > Now, as can easily be seen after examining FIG. <B> 1, </B> the position of this piston <B> 11 </B> is defined by the balance of the thrusts acting on its two opposite laces.
Thus, any variation r of the force R, tending <B> to </B> to oppose the displacement of the piston <B> 15, </B> causes a variation v of the specific pressure V prevailing in the cylinder <B> S. </B> This variation v in pressure affects the piston <B> Il </B> whose position defines the flow rate of the exhaust pipe <B> 7. </B>
To obtain a constant speed of the controlled organ constituted by the piston <B> 15 </B> whatever the variations of R, it is necessary that the flow of liquid passing through the speed adjustment orifice 9 displacement of the controlled member is constant. For this condition to be satisfied, it is essential that the difference in the specific pressures P which exists between the space located <B> at </B> upstream and that located <B> at </B> the downstream of port <B> 9 </B> is constant.
When R is zero, that is to say that there is <B> there </B> no force opposing the displacement of the piston <B> 15, </B> V is zero, of so that the pressure in line 14 and chamber <B> 16 </B> is zero. Consequently, the pressure in the line <B> 6 </B> is equal to <B> to </B> <I> P. </I>
When R is constant and different from <B> 0 </B> <B> there </B> pressure in the cylinder <B> 8 </B> is constant and equal to <B> to </B> V. This pressure V is also transmitted in chamber <B> 16 </B> and pipe <B> 6. </B> Consequently, the specific pressure difference P between pipe <B> 6 </B> and the cylinder <B> 8 </B> is equal <B> to </B> <I>P<B>=</B></I> <B> P <I> + </I> < / B> <I> V <B> - </B> </I> V, hence P <B> <I> -_ </I> </B> <I> F </I> From if a variation r in resistance R occurs, this produces a variation v in the pressure prevailing in the cylinder <B> 8. </B>
The specific pressure P is then equal to <B> à. </B> <I>P<B>=</B></I> <B> P <I> + </I> </B> <I > (V </I> + v) <B>-</B> <I> (V </I> + v), hence P <B> <I> = </I> P </ B > Thus, P remains constant independently of the variations of R, this thanks to the fact that the pressure (V <B> <I> + </I> </B> v) acts simultaneously on the lower face s and on the upper face <B> S </B> of piston <B> 11. </B>
The speed of movement of the piston <B> 15 </B> can, on the other hand, be modified by the operation of the needle <B> 10 </B> which defines the free section of the orifice <B> 9. </ B>
This exact theoretical solution would be excellent if it could take into account the <B> faults </B> indicated above under numbers 2 and <B> 3 </B> and correct them. Unfortunately, it completely neglects these two fundamental factors, but theoretically it constitutes a great progress in the sense that it ensures the constancy of the speed of the controlled member as far as the efficiency of the pump and the tightness of the pump. The hydraulic system remains constant over the entire range of the variation in the pressure of the liquid required <B> to </B> the control of the controlled component. However, unluckily in practice, this case is never realized.
However perfect the practical executions may be, however precise the adjustments and tight machining tolerances, it is materially impossible to obtain an absolute tightness of the hydraulic system, that is to say pisons, valves, reverser, distributor, press- tow, etc. Likewise, all existing pumps and even the best have an efficiency which is a function of the pressure under which they are working and which always remains much less <B> than 1.00%. </B> The smallest defect d 'sealing,
the slightest machining imperfection can only be of minimal importance when the working pressure of the liquid is low. On the other hand, as the pressure increases, as a result of the braking forces exerted on the controlled member (table, carriage, spindle, etc.), these faults become more and more more sensitive, more significant leaks and it is then materially and mathematically impossible to obtain a constant speed of the controlled member. The variations (the speed are all the more marked as the variations in the working pressure of the liquid are greater.
However, in most machine tools, these pressure differences, necessitated by the requirements of the machine itself, can vary in current proportions (<B> 1 to </B> 20.
The very numerous practical and laboratory tests carried out with many types of conventional pumps and hydraulic controls have shown that very large yields exist between working under low liquid pressure and working under high pressure. Other tests, also carried out on a large scale and with considerable powers for machine tools, have also shown that the control device previously described for obtaining the constant speed was absolutely incapable of achieving this condition.
Indeed, if we do not take into account the efficiency of the pump and the leaks at the various pressures, if we do not make a corrective, we see that for a given opening of the pressure needle. setting <B> 10, </B> the speed of the piston <B> 15 </B> decreases, sometimes in considerable proportions, when the force R increases. This is easily explained. At low pressures, the efficiency of the pump is quite high and the leaks which may occur in the circuit due to the lack of sealing are minimal.
But, as soon as the pressure rises as a result of the working conditions of the machine, the efficiency of the pump decreases, the leaks increase and, the direct repercussion is felt by a decrease in the speed of the organ. wedge <B> 15, </B> this despite the self-regulating device described, provided with the compensating piston <B> 11. </B>
To eliminate this defect, it is essential that the self-regulating device include a differential piston (end-. 2), that is to say a piston whose section s subjected <B> to </B> the regulating pressure in upstream of the adjustment needle <B> 10 </B> is clearly less <B> than </B> that of the face <B> <I> S </I> </B> subjected <B> to </ B> the downstream pressure. Without this sine qua non condition, the variation in pump efficiency and the leaks completely distort the action of the compensation pin of a self-regulating device provided with a piston of acting sections. equal health on both sides.
In addition to the detailed explanation given for the operation of the device described in. reference <B> to </B> fig. <B> 1, </B> the operation of the differential piston of the self-regulating device is as follows:
In. due to the difference (the dimensions of the front faces s and <B> 8 </B> of the differential piston <B> 11, </B> the resultant of the pressures exerted on its, two faces is more constantly equal to <B> to </B> the tension of the spring <B> M. </B> By doing the mathematical reasoning developed previously, we see that the resulting force on the upper face <B> S </ B > of the differential pistonJ increases as a function of the force R exerted on the piston <B> 15,
</B> and this all the more intensely as the difference in the surfaces between the two faces of the differential piston <B> 11 </B> is larger. Consequently, <B> to </B> as the resistance R increases, the differential piston <B> 11 </B> more and more closes the discharge port 2 through which the liquid returns to the reservoir <B> 1 </B> and, from this <B> f </B> ay, the pressure of the liquid delivered by the pump and prevailing <B> to </B> upstream of the point <B > 10 </B> increases to a certain extent, thus correcting the reduction in the efficiency of the pump and the inevitable leaks due to the lack of tightness of the hydraulic circuit.
It can therefore be seen that, according to the respective dimensions given to the two front surfaces <I> s and </I> S of the differential piston <B> 11, </B> it is possible to make the speed of movement of gold Variable controlled gane according to a function, chosen <B> in advance </B>, of the variation of the force R tending <B> to </B> oppose the displacement of said controlled member.
Indeed, if as represented <B> to </B> in fig. 2, the surface <B> S </B> of the front face of the piston <B> 11 </B> located in the chamber <B> 16 </B> is greater than that s subjected <B> to < / B> the pressure of the supply line <B> 6, </B> the variation of the displacement speed of the controlled organ is proportional <B> to </B> the variation of the force R tending <B> to </B> to oppose <B> to </B> its displacement. Thus, <B> to </B> an increase in R corresponds to an increase in the speed <B> of </B> the controlled organ.
This results from the <B> f </B> only to restore the equality of the thrusts acting on the two laces S <I> and </I> s of the piston <B> 11 </B> after a variation r of the force R, it is necessary that the pressure in the supply pipe <B> 6 </B> undergo a variation of the same sign, but of greater amplitude than the variation of the pressure in the control cylinder. command <B> 8 </B> due <B> to </B> the variation of the force R.
Thus, for each value of the force R, the piston <B> 11 </B> takes a new free equilibrium position which defines (the free section of the orifice <B> 9 </B> remaining constant) the speed of movement of the <U> controlled member. </U> A hypercompensation is thus obtained, represented by the curve a in FIG. <B> 8. </B>
On the other hand, if, as represented <B> to </B> in fig. <B> 3, </B> the surface <B> S </B> is smaller than the surface s, the pressure variations in the pipe <B> 6 </B> are of smaller amplitude than those caused in the cylinder <B> 8 </B> by variations in force R. In this case, the variation in the speed of the controlled member is inversely proportional <B> to </B> the variation in the force R, that is to say that an increase in the force R corresponds to a reduction in the speed of movement of the controlled member.
This case which corresponds <B> to </B> a hypocompensation is represented by the curve <B> b </B> in fig. <B> 9. </B> Between the hypercompensation curve a (fig. <B> 10) </B> and the hypocompensation curve <B> b </B> is the curve <B > c </B> of normal compensation for which the speed of the controlled component remains constant whatever the variations of R.
This <B> c </B> curve can easily be obtained by choosing the ratio of the surfaces S and s such that the variations in the efficiency of the pump and the leaks are exactly compensated.
But there is more to it. It is obvious that each hydraulic device of machine tools and each pump has its own characteristics and it is quite evident that in each case the ratio of the surfaces of the two laces <I> s and </I> <B> S </B> of the differential piston should be set accordingly.
The <B> de- </B> crit device allows, by a simple adjustment, to adapt the compensation to the specific characteristics of the circuit and this without having to modify the ratio of the surfaces of the two front faces <B> 8 < / B> and s of the differential piston <B> 11. </B> For this, a differential piston <B> 11 </B> is provided whose surface ratio <B> S </B> <I> and s </I> is sufficient to take account of very poor pump performance and poor sealing of the hydraulic circuit. This consists <B> in </B> saying that the difference of the surfaces between the two faces <B><I>S</I></B> <I> and </I> s <B> of the </ B> piston <B> 11 </B> must be very large.
If this differential piston <B> 11 </B> is fitted without any other particularity, the speed of the piston <B> 15 </B> becomes markedly greater when the force R increases and hypercompensation is obtained. To attenuate this excessively strong compensatory action and bring it back to the desired standards in relation to the characteristics of the circuit, a simple and rapid adjustment means shown in FIGS. 4 <B> to 6. </B>
In the variant embodiment shown <B> to </B> in FIG. 4, a diaphragm or calibrated orifice <B> 19 </B> is placed <B> at </B> the entrance to chamber <B> 16, </B> but it is obvious that this diaphragm could be placed at any point of the pipe 14. This chamber <B> 16 </B> is connected by a channel 21, provided with a device for adjusting its flow 22, <B> to </B> the pipe discharge pressure <B> 5 </B> of the pump.
In the variant embodiment shown <B> to </B> in FIG. <B> 5, </B> channel 20 fitted with adjustment device 21 is connected <B> to </B> the supply pipe <B> 6 </B> upstream of the adjustment needle <B > 10. </B>
In the variant embodiment shown <B> to </B> in FIG. <B> 6, </B> the channel 20 provided with the adjustment device 21 is connected <B> to </B> the exhaust pipe <B> 7. </B>
In other variant embodiments not shown, <B> this </B> channel 20 provided with the adjustment device 21 could open into the tank <B> 1 </B> above the oil level. or in the suction line 2 of pump 4.
<B> 11 </B> is obvious that the free section of diaphragm <B> 19 </B> must be smaller than that of channel 20 or the maximum that of adjuster 21.
It is clear that the adjustment of the compensation effect by means of the device 21 is all the finer than the pressure difference between the chamber <B> 16 </B> and the space into which the channel opens. 20 is small. Thus, the smaller this pressure difference, the closer the curves a and <B> b </B> remain to each other, so that the compensating effect of the self-regulating device can be adjusted accordingly. very precisely <B> with </B> the aid of device 21.
The operation of the self-regulating device is as follows: If the adjustment device 21 is completely closed, the operation is analogous <B> to </B> that described of the differential piston shown <B> at </B> the wire- . 2, that is to say that the speed of the piston <B> 15 </B> increases with the increase of the resistance R. In this case, we obtain an hyper-compensation corresponding to <B> to </ B> the curve a in fig. <B> 10. </B>
On the other hand, if the said adjustment device 21 is fully opened, as its free passage section is provided greater than that of the diaphragm <B> 19, </B> the differential piston <B> 11 </B> is then subjected <B> to </B> the sole action of the spring <B> 13 </B> and, quite naturally, the speed of the udder <B> 15 </B> decreases with the increase in resistance. tance R. The same operation is therefore obtained as with the construction variant shown <B> in </B> in fig. <B> 3, </B> that is to say that we obtain a hypocompensation according to the curve b of the fic ,. <B> 1.0. </B> We therefore have the classic case of ordinary installations without a compensation device.
But between these two extremes come interposed all the possibilities of adjusting the speed of the piston <B> 15 </B> as a function of the force R. By closing more or less the free passage section of the valve. adjustment 21, it is always possible to very quickly add the compensation effect to the characteristics of the hydraulic circuit, in order to obtain either a constant speed of the piston <B> 15 </B> independently of the variations of the force R, or any other desired law of this speed as a function of said force R.
<B> It </B> should also be noted as an important consequence that the device brings a machining simplification and a lowering of the cost price of the entire hydraulic control installation. Indeed, until now the machining of all the hydraulic part, pump, piston, valve, valve, pointemi, cylinder, control member, reverser, etc., required remarkable precision, very tight tolerances. , all things that make this machining costLix. Thanks to the device described, which makes it possible to compensate for sealing defects,
machining tolerances can be relaxed and machining becomes easier and more economical. In addition, the wear of the components of the installation, which inevitably makes itself felt over time and which slightly <B> to </B> distorts the operation of ordinary hydraulic control installations, is practically without influence, because it can be easily compensated at any time by a simple adjustment of the device 21.
To correct the fault indicated above, under number <B> 3, </B> that is to say to eliminate operating disturbances due to variations in the temperature of the control liquid, the control device self-regulates. tor comprises means for maintaining the liquid <B> at </B> a practically constant temperature, so as <B> to </B> avoid unwanted variations in flow rate from the orifice <B> 9 </ B> due <B> to </B> variations in the viscosity of the control fluid.
<B> A </B> this effect, the installation comprises, as shown <B> to </B> in fig. <B> 7, </B> a tank <B> 1 </B> fitted with a radiator consisting of a tube bundle <B> 25, </B> and a heating device consisting of a electric heating body <B> 26. </B> A thermostatic relay <B> 27, </B> sensitive <B> to </B> the temperature of the liquid contained in the tank, controls automatically and according to the temperature liquid temperature switching the heating body on and off.
A fan <B> 28 </B> driven by the motor <B> 29 </B> of the pump 4 establishes a current of air <B> through </B> through the tube bundle. <B > It is </B> obvious that the fan <B> 28 </B> could also be driven by its own motor, the switching on and off of the latter can also be controlled by the thermostatic relay.
From all the previous explanations relating to <B> </B> each partial function of the control device, it is now possible to have an exact idea <B> of </B> the functioning of the whole, thus that of the multiple advantages which result from it. It can be described in its practical realization, and from the foregoing explanations, the usefulness, operation and arrangement of each element becomes clear.
In the control device shown <B> to </B> in FIG. <B> 7, </B> all the elements thereof are united in a single monobloc group comprising the electric motor <B> 29 </B> coupled <B> to </B> the pump 4, which is embedded in the reservoir <B> 1, </B> in order to eliminate the suction pipe since the pump, immersed in the fluid, is still under load.
The fluid arrives <B> to </B> the pump <B> to </B> through a filter <B> 30. </B> On the discharge side, the pump is connected directly to the self-regulating device described with reference to fig. 4 <B> to 6. </B> This device can even be an integral part of the pump 4 and be arranged in the pump body. <B> It </B> has two pipes, one <B> 6, </B> the main one, which leads the pressurized fluid to the speed control needle <B> 10 </B> and from <B> there </B> to the working cylinder <B> 8. < / B> The other pipe 14 is connected <B> to </B> downstream of said adjustment needle.
As described above, the second end of the motor shaft <B> 29 </B> carries a fan <B> 28 </B> creating an air flow <B> through </B> through the tube bundle <B> 25 </B> in which are housed the electrical heating body <B> 26 </B> and the thermostatic relay <B> 27. </B> The return of the oil which returns said cylinder The work is carried out via a tube <B> 17 </B> opening out <B> to </B> the upper part of the tube bundle. The whole is protected by a casing, part of which, from a construction point of view, can be formed by the walls of the tank.
From <B> this </B> casing, which can thus have modern geometric shapes, only three tubes <B> 6, </B> 14 and <B> 17 </B> emerge which are intended <B> to </B> be connected as indicated above a-Li hydraulic circuit of the machine-tool <B> to </B> actuate.
Thus, not only does this monobloc unit include in a compact, homogeneous and well-protected block, all the components provide a complete solution to the three main faults inherent in conventional hydraulic controls, but also, it forms it completely autonomous and independent. which, such as an electric motor, can be delivered as a complete accessory which can be connected <B> to </B> any hydraulic circuit of my machine tools.
By constructing, for example, three sizes of different powers, these self-equalizing monobloc units could be used without other, indifferently for grinding machines, lathes, drills, planers, milling machines, etc., intended for hydraulic controls, in the same way as 'An electric motor can be used interchangeably for either of these machines, as long as its power is suitable.
By creating these groups, machine tool builders are relieved of all the worry about the hydraulic generator, which is the most difficult part of the hydraulic control installation.