Bei hydraulischen und pneumatischen Arbeitszylindern mit einer Hubgeschwindigkeit von mehr als 0,1 m/s muss die Vorschubgeschwindigkeit am Ende des Kolbenweges abgebremst werden, um einen Aufprall des Kolbens auf die Aufschlagscheibe der Zylinderkappen und den damit verbundenen Verschleiss zu verhindern und das Aufprallgeräusch zu vermeiden. Üblicherweise wird das mit irgendwelchen der Endlager-Dämpfung dienenden Hilfsmitteln gemacht, beispielsweise durch eine Drossel, die das beim Verschieben des Kolbens an sich ungehinderte Abströmen des Druckmediums kurz vor dem Hubende behindert, so dass sich vor dem Kolben ein Gegendruck, der sogenannte Dämpfungsdruck, aufbaut, der die Hubgeschwindigkeit herabsetzt. Für dieses Abbremsen durch Drosselung sind konstruktiv verschiedene Varianten in Gebrauch.
So ist z.B. ein Dämpfungskolben oder Bremskolben aus Stahl bekannt, der in eine Bohrung der Endkappe tauchend eintritt, wodurch das Druckmedium zwischen Kolben und Endkappe eingeschlossen wird und nur durch eine seitlich vorgesehene Drosselbohrung abströmen kann, wodurch sich der Dämpfungsdruck aufbaut. Wenn die Drosselbohrung mit einer Verstelleinrichtung versehen ist, kann der Aufbau des Dämpfungsdrucks verändert werden. Obwohl diese Art der Endlage-Dämpfung weit verbreitet ist, weist sie mehrere an sich bekannte Nachteile auf:
Einerseits entsteht beim Eintreten des Dämpfungskolbens in die Bohrung der Endkappe schlagartig eine sehr hohe Druckspitze, wie das in der Fig. 1 dargestellt ist. Eine derartige Druckspitze kann unter Umständen schädlich sein.
Andererseits kann der Dämpfungsdruck, abgesehen von der unerwünschten Druckspitze, wegen des Druckübersetzungsverhältnisses i der Kolbenfläche zur Ringfläche, also wegen
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mit D = Kolbenfläche und d = Ringfläche, auch an sich so hohe Werte annehmen, dass bei starker Drosselung die Gefahr des Aufweitens des Zylinderrohres besteht. Dies hat zur Folge, dass die Endlager-Dämpfung aus Sicherheitsgründen so konstruiert sein muss, dass für sie ein verhältnismässig langer Bremsweg vorgesehen wird.
Der dritte Nachteil besteht darin, dass bei der Konstruktion des Dämpfungskolbens davon ausgegangen wird, dass dieser mit Passung dichtend in die Bohrung eingeführt wird. Je nach den vorgeschriebenen Fertigungstoleranzen ist es ohne weiteres möglich, dass ein Kolben mit einem Minimaldurchmesser mit einer Bohrung von maximalem Durchmesser zusammengesetzt wird, wodurch ein zu grosser und dadurch den Aufbau des Dämpfungsdrucks störender Ringspalt entsteht. Dieser Nachteil lässt sich nur mit entsprechend hohem, sich in den Kosten widerspiegelndem Aufwand an Präzision vermeiden.
Die Fig. 2 zeigt den an sich gewünschten, optimalen Verlauf des Bremsdrucks in Funktion des Bremsweges. Dieser Druckverlauf ist dadurch gekennzeichnet, dass er nach einem weichen Anfang anschliessend einen konstanten Wert aufweist, der eine gleichmässige Verzögerung über den gesamten Resthub bewirkt.
Die Fig. 3 zeigt nun einen Druckverlauf, wie er sich beim Arbeitszylinder nach der vorliegenden Erfindung erreichen lässt. Dieser erfindungsgemässe Arbeitszylinder mit Zylinderkolben und Kolbenstange sowie einem Bremszylinder und einer Bremsbüchse zur Endlage-Dämpfung und mit einer zur Endlagerung beim Anfahren aus der abgebremsten Stellung dienenden Rückschlagventil ist dadurch gekennzeichnet, dass das Rückschlagventil dadurch gebildet wird, dass der Bremskolben eine sich vom Arbeitskolben weg konisch erweiternde Bohrung aufweist und durch Federdruck elastisch auf einem entsprechend konisch ausgestalteten Abschnitt der Kolbenstange festgehalten wird, und zusätzlich dadurch, dass der Bremskolben aus einem Material besteht, das derart elastisch ist,
dass sich der Bremskolben beim Eintauchen in die Bohrung der Bremshülse durch den sich aufbauenden Bremsdruck auf dem Kolbenstangenkonus unter elastischer Aufweitung seiner Bohrung und damit auch seines Durchmessers vom Arbeitskolben weg verschiebt und infolgedessen durch Reibung an der Innenwand der Bremshülse kinetische Energie in Wärme umsetzt.
Nachfolgend wird anhand der beiliegenden Zeichnung ein Ausführungsbeispiel der Erfindung beschrieben. In der Zeichnung zeigen
die Fig. 1-3 den Verlauf des Dämpfungsdrucks in Funktion des Bremsweges und zwar die Fig. 1 den Verlauf bei Verwendung der bekannten Konstruktion für eine Endlage-Dämpfung, die Fig. 2 den Verlauf im Idealfall, die Fig. 3 den Verlauf bei der Ausgestaltung nach der vorliegenden Erfindung;
die Fig. 4 zeigt einen Längsschnitt durch das eine Ende eines Arbeitszylinders mit dem Arbeitskolben und den Dämpfungsmitteln;
die Fig. 5 zeigt eine Variante des Dämpfungskolbens im Schnitt.
Der in der Fig. 4 dargestellte Arbeitszylinder weist einen Zylindermantel 1 auf, auf dessen einem Ende der Zylinderkopf 2 aufgeschraubt ist, der wie üblich eine mit den nötigen Dichtungen versehene Durchführung 3 für die Kolbenstange 4 sowie die Anschlussbohrung 2a für das Druckmedium enthält. Auf dieser Kolbenstange 4 sitzt der Arbeitskolben 5, der durch eine auf das Ende der Kolbenstange 4 aufgesetzte Mutter 6 festgehalten wird. Auf dem Ende des Zylindermantels 1 sitzt die mit einem Kragen 7a versehene Bremshülse 7, deren Aussendurchmesser etwas kleiner ist als der Innendurchmesser des Zylindermantels 1, damit sich ihre Lage selbständig an allenfalls vorhandene, kleine Fluchtfehler des Bremskolbens 8 anpassen kann.
Diese Hülse 7 kann, wie das aus der Zeichnung ersichtlich ist, mit mehreren radialen Bohrungen 7b versehen sein, die an axial verschiedenen Stellen die Hülse durchdringen. Der Bremskolben 8 selbst hat eine konische, sich gegen den Arbeitskolben 5 hin verjüngende Bohrung 8a deren Konizität mit der Konizität des ebenfalls konisch ausgestalteten Abschnitts 4a der Kolbenstange 4 übereinstimmt. Durch eine Feder 9 wird der Bremskolben 8 auf dem Kolbenstangenabschnitt 4a festgehalten. Auf seiner Mantelfläche kann der Bremskolben 8 mit einer Rille 8b versehen sein, deren Querschnitt in Richtung gegen den Arbeitskolben 5 hin abnimmt. Diese Rille 8b dient, wie nachfolgend noch ausgeführt wird, als Drossel, gleich wie auch die Gesamtheit der radialen Bohrungen 7b, so dass je nach den Abmessungen dieser beiden Drosseln auf die eine oder andere verzichtet werden kann.
Der Bremskolben 8 besteht aus einem elastischen, verschleissfesten, spanabhebend bearbeitbaren Werkstoff mit einer Shore-Härte, wie sie bei Kolben- und Stangendichtungen üblich ist, also beispielsweise aus dem unter der Bezeichnung Polyurethan bekannten Material.
Aus dem vorstehend beschriebenen Aufbau ergibt sich die gewünschte Funktionsweise zwangsläufig wie folgt: Wenn sich der Arbeitskolben 5 im Zylindermantel 1 gegen den Zylinderkopf 2 hin verschiebt, strömt das Druckmedium ungehindert durch die Anschlussbohrung 2a aus, so dass im Zylinder keinerlei Behinderung der Kolbenbewegung stattfindet, bis sich der Arbeitskolben 5 dem Zylinderkopf 2 soweit nähert, dass der Bremskolben 8 in die Bremshülse 7 eintritt. Da nun das Druckmedium nur noch durch die Rille 8b und die Bohrungen 7b wegströmen kann, bildet sich im Raum zwischen dem Arbeitskolben 5 und der Bremshülse 7 ein Überdruck, der einerseits als Dämpfungsdruck die Vorschubgeschwindigkeit des Arbeitskolbens 5 reduziert und andererseits ein Verschieben des Bremskolbens 8 auf der Kolbenstange 4 vom Arbeitskolben 5 weg zur Folge hat.
Da sich der Bremskolben auf dem konischen Abschnitt 4a der Kolbenstange 4 etwas aufweitet, nimmt auch sein äusserer Durchmesser zu, wodurch eine die kinetische Energie des Arbeitskolbens 5 vernichtende Reibung an der Bremshülse 7 entsteht. Beim vorschreitenden Eindringen des Bremskolbens 8 in die Bremshülse 7 nimmt auch die Drosselwirkung der Rille 8a im Bremskolben und der Bohrungen 7b in der Bremshülse 7 zu, so dass die Bremswirkung weniger stark abnimmt als die sich vermindernde Vorschubgeschwindigkeit. Man erhält dann für den Verlauf des Dämpfungsdrucks als Funktion des Bremsweges die in der Fig. 3 dargestellte Kurve, also - ähnlich wie aus der Idealkurve nach Fig. 2 - eine Kurve ohne die schädliche Anfangsspitze nach Fig. 1.
Dann aber entsteht, abweichend von der theoretischen Idealkurve, der Vorteil eines kürzeren Bremsweges, da sich die Wirkung des die Arbeitskolben-Vorschub-Geschwindigkeit reduzierenden Dämpfungsdruckes zur Bremswirkung der die kinetische Energie vernichtenden Reibung addiert. Die erfindungsgemässe Konstruktion hat aber noch einen weiteren, nicht zu unterschätzenden Vorteil: Wenn der Arbeitskolben 5 durch das durch die Anschlussbohrung 2a wieder zurückströmende Medium in der Richtung vom Zylinderkopf 2 weg verschoben werden soll, so wird der Arbeitsdruck dieses Mediums den Bremskolben 8 entgegen der Kraft der Feder 9 gegen den Arbeitskolben 5 hin verschieben.
Wegen der konischen Bohrung 8a des Bremskolbens 8 und der entsprechend konischen Ausgestaltung des Abschnitts 4a der Kolbenstange 4 entsteht zwischen dem Bremskolben 8 und der Kolbenstange 4 ein Ring-Spalt, durch den das Druckmedium in den Raum zwischen den Arbeitskolben 5 und der Bremshülse 7 strömen und so direkt auf den Arbeitszylinder 5 einwirken kann. Dadurch wird nicht nur das Entstehen eines schädlichen Überdrucks im Zylinderkopf und im Bremszylinder vermieden, sondern es wird auch ein sicheres Anfahren des Arbeitskolbens 5 erreicht.
Wie aus der Zeichnung ersichtlich ist, hat die Mutter 6 einen Fortsatz 6a, der zum konischen Abschnitt 4a der Kolbenstange 4 symmetrisch ausgebildet ist. Auf ihr sitzt ein Bremskolben 10, der genau gleich wie der Bremskolben 8 ausgebildet, aber zu ihm spiegelsymmetrisch angeordnet ist. Er wird durch eine Feder 11 auf dem Fortsatz 6a festgehalten und dient dazu, wie ohne weiteres verständlich ist, die Bewegung des Arbeitskolbens 5 am anderen Ende des Zylinders abzubremsen, welches natürlich mit einem Zylinderboden versehen sein muss, der mit Ausnahme der Durchführung für die Kolbenstange gleich ausgebildet ist wie der in der Zeichnung dargestellte und vorstehend beschriebene Zylinderkopf.
Es ist nun nicht nötig, zum elastischen Festhalten der Bremszylinder 8 und 10 Federn 9 bzw. 11 zu verwenden. Man kann, wie das aus der Fig. 5 ersichtlich ist, auch je einen Bremszylinder 12 verwenden, der mit einem federnden, sich auf dem Arbeitskolben 5 abstützenden Rand 12a versehen ist.
In the case of hydraulic and pneumatic working cylinders with a stroke speed of more than 0.1 m / s, the feed speed must be braked at the end of the piston travel in order to prevent the piston from hitting the impact disc of the cylinder caps and the associated wear and to avoid the impact noise. This is usually done with any of the end bearing damping aids, for example by a throttle, which hinders the unimpeded flow of the pressure medium shortly before the end of the stroke when the piston is displaced, so that a counter pressure, the so-called damping pressure, builds up in front of the piston that reduces the lifting speed. Various variants are used for this braking by throttling.
For example, a damping piston or brake piston made of steel is known which enters into a bore in the end cap, whereby the pressure medium is enclosed between the piston and the end cap and can only flow out through a throttle bore provided on the side, as a result of which the damping pressure builds up. If the throttle bore is provided with an adjusting device, the build-up of the damping pressure can be changed. Although this type of end position damping is widespread, it has several disadvantages known per se:
On the one hand, when the damping piston enters the bore of the end cap, a very high pressure peak suddenly arises, as is shown in FIG. 1. Such a pressure spike can be harmful under certain circumstances.
On the other hand, the damping pressure, apart from the undesirable pressure peak, can be due to the pressure transmission ratio i of the piston surface to the ring surface, that is to say because of
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with D = piston area and d = ring area, also assume such high values that there is a risk of expansion of the cylinder tube in the event of severe throttling. The consequence of this is that, for safety reasons, the end bearing damping must be constructed in such a way that a relatively long braking distance is provided for it.
The third disadvantage is that the design of the damping piston assumes that it will be inserted into the bore with a seal. Depending on the prescribed manufacturing tolerances, it is easily possible for a piston with a minimum diameter to be assembled with a bore of maximum diameter, which creates an annular gap that is too large and thus disturbs the build-up of the damping pressure. This disadvantage can only be avoided with a correspondingly high level of precision, which is reflected in the costs.
2 shows the optimal course of the brake pressure as a function of the braking distance, which is desired per se. This pressure curve is characterized by the fact that after a soft start it then has a constant value which causes a uniform deceleration over the entire remaining stroke.
3 now shows a pressure curve as can be achieved in the working cylinder according to the present invention. This working cylinder according to the invention with cylinder piston and piston rod as well as a brake cylinder and a brake sleeve for damping the end position and with a check valve serving for final storage when starting from the braked position is characterized in that the check valve is formed in that the brake piston is conical away from the working piston has widening bore and is held elastically by spring pressure on a correspondingly conical section of the piston rod, and additionally in that the brake piston consists of a material which is so elastic,
that the brake piston moves when immersed in the bore of the brake sleeve due to the brake pressure building up on the piston rod cone with the elastic expansion of its bore and thus also its diameter away from the working piston and consequently converts kinetic energy into heat by friction on the inner wall of the brake sleeve.
An exemplary embodiment of the invention is described below with reference to the accompanying drawing. Show in the drawing
1-3 shows the course of the damping pressure as a function of the braking distance, and FIG. 1 shows the course when using the known construction for end-position damping, FIG. 2 shows the course in the ideal case, FIG. 3 shows the course of the Embodiment according to the present invention;
4 shows a longitudinal section through one end of a working cylinder with the working piston and the damping means;
5 shows a variant of the damping piston in section.
The working cylinder shown in FIG. 4 has a cylinder jacket 1, on one end of which the cylinder head 2 is screwed, which, as usual, contains a bushing 3 provided with the necessary seals for the piston rod 4 and the connection bore 2a for the pressure medium. The working piston 5 sits on this piston rod 4 and is held by a nut 6 placed on the end of the piston rod 4. At the end of the cylinder jacket 1 sits the brake sleeve 7 provided with a collar 7a, the outside diameter of which is somewhat smaller than the inside diameter of the cylinder jacket 1, so that its position can adapt itself independently to any small misalignments of the brake piston 8.
As can be seen from the drawing, this sleeve 7 can be provided with a plurality of radial bores 7b which penetrate the sleeve at axially different locations. The brake piston 8 itself has a conical bore 8a tapering towards the working piston 5, the conicity of which corresponds to the conicity of the likewise conical section 4a of the piston rod 4. The brake piston 8 is held on the piston rod section 4a by a spring 9. On its outer surface, the brake piston 8 can be provided with a groove 8b, the cross section of which decreases in the direction toward the working piston 5. As will be explained below, this groove 8b serves as a throttle, as does the entirety of the radial bores 7b, so that one or the other can be dispensed with, depending on the dimensions of these two throttles.
The brake piston 8 consists of an elastic, wear-resistant, machinable material with a Shore hardness, as is common with piston and rod seals, for example from the material known under the name polyurethane.
The desired mode of operation inevitably results from the structure described above: If the working piston 5 in the cylinder jacket 1 moves against the cylinder head 2, the pressure medium flows unhindered through the connection bore 2a, so that there is no obstruction of the piston movement in the cylinder until the working piston 5 approaches the cylinder head 2 so far that the brake piston 8 enters the brake sleeve 7. Since the pressure medium can now only flow away through the groove 8b and the bores 7b, an overpressure is formed in the space between the working piston 5 and the brake sleeve 7, which on the one hand reduces the feed speed of the working piston 5 as a damping pressure and on the other hand moves the brake piston 8 the piston rod 4 away from the working piston 5.
Since the brake piston widens somewhat on the conical section 4a of the piston rod 4, its outer diameter also increases, as a result of which friction on the brake sleeve 7 which destroys the kinetic energy of the working piston 5 occurs. As the brake piston 8 penetrates into the brake sleeve 7, the throttling action of the groove 8a in the brake piston and the bores 7b in the brake sleeve 7 also increases, so that the braking action decreases less than the decreasing feed rate. The curve shown in FIG. 3 is then obtained for the course of the damping pressure as a function of the braking distance, that is to say, similar to the ideal curve according to FIG. 2, a curve without the harmful initial peak according to FIG. 1.
But then, deviating from the theoretical ideal curve, the advantage of a shorter braking distance arises, since the effect of the damping pressure reducing the working piston feed speed is added to the braking effect of the friction that kills the kinetic energy. The construction according to the invention has yet another advantage, which should not be underestimated: If the working piston 5 is to be displaced in the direction away from the cylinder head 2 by the medium flowing back through the connection bore 2a, the working pressure of this medium becomes the brake piston 8 against the force move the spring 9 against the working piston 5.
Because of the conical bore 8a of the brake piston 8 and the correspondingly conical configuration of the section 4a of the piston rod 4, an annular gap is formed between the brake piston 8 and the piston rod 4, through which the pressure medium flows into the space between the working piston 5 and the brake sleeve 7 and can act directly on the working cylinder 5. This not only prevents the occurrence of harmful excess pressure in the cylinder head and in the brake cylinder, but also ensures that the working piston 5 is reliably started up.
As can be seen from the drawing, the nut 6 has an extension 6a which is symmetrical to the conical section 4a of the piston rod 4. On it sits a brake piston 10, which is designed exactly the same as the brake piston 8, but is arranged mirror-symmetrically to it. It is held on the extension 6a by a spring 11 and, as is readily understandable, serves to brake the movement of the working piston 5 at the other end of the cylinder, which of course must be provided with a cylinder base which, with the exception of the bushing for the piston rod is of the same design as the cylinder head shown in the drawing and described above.
It is now not necessary to use springs 9 and 11 to hold the brake cylinders 8 and 10 elastically. As can be seen from FIG. 5, it is also possible to use a brake cylinder 12, which is provided with a resilient edge 12a which is supported on the working piston 5.