Die Erfindung bezieht sich auf ein Steuerventil mit einer federbelasteten Spindel, die einen im Betrieb vom Systemdruck belasteten Ventilteller gegen einen Ventilsitz einer Sitzbuchse presst, wobei der Ventilteller mit einem Spiel an der Spindel gelagert ist.
Eigenmediumbetätigte Sicherheitsventile können sowohl nach dem Arbeits- als auch nach dem Ruheprinzip ihrer Steuerventile geöffnet und wieder geschlossen werden. Bei einer Anordnung von mehreren Sicherheitsventilen, z.B. von drei parallelen Sicherheitsventilen, darf nur ein Sicherheitsventil nach dem Arbeitsprinzip arbeiten, während zwei Sicherheitsventile nach dem Ruheprinzip arbeiten müssen.
Ein federbelastetes Steuerventil der oben genannten Art ist beispielsweise aus der deutschen Patentschrift 4 034 531 bekannt und arbeitet nach dem Ruheprinzip. Sein Aufbau ist im Allgemeinen derart, dass eine Ventilfeder über eine Spindel einen mit Spiel an ihr gelagerten Ventilteller gegen den anstehenden Systemdruck von z.B. 155 bar in geschlossener Ventilstellung oder Ventillage hält. Die Ventilfeder ist hierbei derart vorgespannt, dass im Ansprechpunkt des Steuerventils, z.B. bei 170 bar Systemdruck, Kräftegleichgewicht herrscht.
Um nun die Dichtkraft im Normalbetrieb, d.h. bei einem Systemdruck von 155 bar, und somit die spezifische Sitzpressung zu erhöhen, wird üblicherweise mit einer Zusatzbelastung oder Zusatzlast mittels eines Elektromagneten gearbeitet, der die Feder unterstützt. Diese Zusatzlast wird bei Erreichen des Ansprechpunktes durch Wegschalten des Elektromagneten abgeworfen. Da nicht sichergestellt ist, dass dieser Abwurfvorgang stets absolut sicher gelingt, darf ein hieraus resultierendes verspätetes \ffnen des Sicherheitsventils bei erhöhtem Sy stemdruck nicht zu einer Gefährdung der abgesicherten, Druck führenden Umschliessung des Systems führen. Die Kraft der Zusatzbelastung ist deshalb begrenzt auf z.B. 10 bis 12% des Ansprechdrucks des Sicherheitsventils.
Für die Dichthaltung des Steuerventils, d.h. für die spezifische Sitzpressung, steht somit nicht eine beliebig hohe Kraft zur Verfügung. Eine ausreichende Dichtheit des Ventilsitzes des Steuerventils über mindestens einen Betriebszyklus, z.B. in einem Kernkraftwerk mit einem Druckwasserreaktor, ist deshalb keine Selbstverständlichkeit. Hierbei muss unterschieden werden zwischen einem geschlossenen Steuerventil, auf das beim Anfahrvorgang der Systemdruck, z.B. unter Sattdampfbedingungen, ohne Ansprechvorgang oder einem Ansprechen bei relativ niedrigem Systemdruck (z.B. 40 bar) graduell aufgebracht wird, und einem geschlossenen Steuerventil, auf das beim Ansprechvorgang ein hoher Systemdruck (z.B. 150 bar) wirkt.
Während im erstgenannten Fall bei günstigen Bedingungen, d.h. bei richtiger Materialwahl für den Ventilteller und die Sitzbuchse, im Allgemeinen eine ausreichende Dichtheit des Steuerventils zu Stande kommt, ist dies im letzteren Fall ohne Zusatzmassnahmen nicht sichergestellt. Dabei sind die angeführten Ansprechvorgänge bei Systemdrücken von 40 bar und 150 bar in einem Kernkraftwerk mit einem Druckwasserreaktor üblicherweise durchgeführte Prüfvorgänge, bei denen zum Ansprechen des Steuerventils eine Hilfsvorrichtung, z.B. eine Hubhilfe, benutzt wird.
Ein undichtes Steuerventil führt nicht nur zu betrieblichen Problemen hinsichtlich der Auslegung des Kühlsystems eines für derartige Sicherheitsmassnahmen vorgesehenen Abblasebehälters. Vielmehr kann ein undichtes Steuerventil im Grenzfall dafür verantwortlich sein, dass eine Fehlbetätigung erfolgt, z.B. ein fehlerhaftes \ffnen oder ein fehlerhaftes Offenbleiben des Sicherheitsventils nach einem Ansprechfall.
Fig. 2 zeigt eine bekannte Ausführungsform eines Steuerventils 1; dargestellt ist der Kontaktbereich zwischen einer Spindel 2 und einem Ventilteller 4 einerseits und dem Ventilteller 4 und einer Sitzbuchse 8 andererseits. Der Ventilteller 4 ist mit Spiel an der Spindel 2 gelagert, sodass zwischen Ventilteller 4 und der Spindel 2 eine Relativbewegung möglich ist. Die Kontaktstelle A zwischen der Spindel 2, auf die - wie durch den Kraftpfeil F angedeutet - von oben eine Einstellfeder und gegebenenfalls eine elektromagnetische Zusatzbelastung wirkt, und dem Ventilteller 4 liegt deutlich über dem eigentlichen Ventilsitz 6. Dabei ist das Spiel zwischen einem Zapfen 10 des Ventiltellers 4 und einer Bohrung 12 in der Spindel 2 übertrieben dargestellt.
Bei einem Schliessvorgang des Steuerventils 1 mit schief oder schräg aufsetzendem Ventilteller 4 können zwischen der Spindel 2, dem Ventilteller 4 und der Sitzbuchse 8 bis zum Ende des Aufsetzvorgangs mehrere Zwängungen oder Rutschbewegungen auftreten. Diese erfolgen an der mit A bezeichneten Kraftübertragungsstelle oder Kontaktstelle zwischen der Spindel 2 und dem Ventilteller 4, an der mit B bezeichneten Rutschstelle sowie am mit C bezeichneten Berührungspunkt, der bei einer Abwärtsbewegung des Ventiltellers 4 gemäss der Darstellung in Fig. 2 nach links wegrutscht. Dabei kann noch erschwerend hinzukommen, dass bedingt durch die erforderliche Lateralbewegung des Ventiltellers 4 eine - wenn auch geringe - Beschädigung der Dichtstelle am Ort der Berührung zwischen dem Ventilteller 4 und dem Ventilsitz 6 erfolgen kann.
Eine Senkrechtstellung des Ventiltellers 4 mit gleichmässiger Sitzpressungsverteilung ist nicht zu erreichen, da die Schliesskraft bei anstehendem Systemdruck p begrenzt ist, und da das Rückstellmoment gegenüber dem vorherrschenden Reibmoment in der Endphase des Aufsetzvorgangs kontinuierlich abnimmt; ein gleichmässiger Aufsetzvorgang vor Erreichen des Ziels wird also regelrecht abgebremst. Eine wesentliche Rolle spielt hierbei der der Aufsetzbewegung des Ventiltellers 4 entgegenwirkende Systemdruck p, da hierdurch die auf den Ventilteller 4 wirkende Rückstellkraft empfindlich verringert wird.
Um dies zu umgehen, wäre folgender Weg denkbar: Nach erfolgtem Aufsetzvorgang wird der Systemdruck p unter dem Ventilteller 4 kurzzeitig abgebaut. Dies kann z.B. durch Absperren einer mit dem Innenraum der Sitzbuchse 8 verbundenen Druckentlastungsleitung erfolgen, wobei der Raum zwischen dieser Absperrung und dem Ventilsitz 6 des Steuerventils 1 druckentlastet wird. Eine derartige Druckentlastung ist jedoch entweder bei Steuerventilen 1 bestimmter Bauart nicht oder nur bedingt möglich, da ein Vor-Ort-Einsatz im Kontrollbereich eines Kernkraftwerks damit verbunden wäre.
Der Erfindung liegt daher die Aufgabe zu Grunde, bei einem derartigen Steuerventil die Sitzdichtheit weiter zu verbessern, wobei diese auch nach mehreren Ansprechfällen reproduzierbar bleiben soll.
Diese Aufgabe wird erfindungsgemäss dadurch gelöst, dass die Schliesskraftübertragungsstelle zwischen der Spindel und dem Ventilteller und die Sitzfläche des Ventiltellers im Wesentlichen in der gleichen Ebene liegen.
In vorteilhafter Weiterbildung ist die Sitzbuchse im Bereich des Ventilsitzes derart ausgebildet, dass während eines Schliessvorgangs eine weitere Berührungsstelle zwischen dem Ventilteller und dem Ventilsitz als Drehpunkt wirkt infolge Schiefstellung des Ventiltellers innerhalb des Lagerspiels. Dieser Drehpunkt ist insbesondere dann wirksam, wenn bei einem Schliessvorgang des Steuerventils der Ventilteller einseitig aufsetzt.
Gemäss einer zweckmässigen Ausgestaltung weist die Spindel einen Zapfen auf, der in eine Bohrung des Ventiltellers hineinragt. Das durch die Bohrung verbleibende ringförmige Mantel stück des Ventiltellers ragt dann in einen entsprechenden Ringraum der Spindel. Das zwischen diesem ringförmigen Mantelstück und dem Ringraum vorhandene Spiel wird bei einer weiteren Aufsetzbewegung zwar aufgebraucht, zu einer lateralen Rutschbewegung des Ventiltellers kommt es jedoch nicht. Dies gilt auch für die Kontaktstelle zwischen der Spindel und dem Ventilteller. Bei zweckmässigerweise kugelförmiger Ausbildung des in die Bohrung des Ventiltellers ragenden Zapfens der Spindel kommt es lediglich zu einem Abwälzvorgang, wobei eine reibungsbehaftete Gleitbewegung vermieden ist.
Um die Kontaktstelle zwischen dem Ventilteller und dem Ventilsitz als besonders wirksamen Drehpunkt auszubilden, ist zweckmässigerweise die Sitzbuchse in Richtung auf den Ventilsitz stufig ausgebildet, wobei der ringförmige Ventilsitz eine Sitzbreite von 0,3 bis 0,5 mm aufweist. Die Sitzgegenfläche am Ventilteller ist zweckmässigerweise als ca. 3 mm breiter Ringflansch ausgebildet.
Eine Anpassung bei einer gegebenen Pressung kann dadurch erreicht werden, dass ein Teil der Abdichtelemente elastischer ist als der andere. In zweckmässiger Ausgestaltung ist daher die Spindel an ihrem dem Ventilteller zugewandten Ende mit einer Schürze versehen. Innerhalb des dabei gebildeten Ringraums weist dann der Ventilteller einen entsprechend reduzierten Aussendurchmesser auf. Die an die Spindel angesetzte Schürze hält während des Ansprechvorgangs des Steuerventils eventuell auftretende Pulsationen und deren Rückwirkungen im Bereich des Ventiltellers von diesem fern, während der Ventilteller selbst in der Art einer Tellerfeder wirkt.
Ausführungsbeispiele der Erfindung werden anhand einer Zeichnung näher erläutert. Darin zeigen:
Fig. 1 in vereinfachter Darstellung ein federbelastetes Steuerventil mit elektromagnetischer Zusatzlast, und
Fig. 2 einen Ausschnitt II aus Fig. 1 in grösserem Massstab mit in bekannter Weise ausgeführtem Ventilteller und
Fig. 3 den gleichen Ausschnitt III aus Fig. 1 in grösserem Massstab mit in Höhe des Ventilsitzes liegender Kontaktstelle.
Einander entsprechende Teile sind in allen Figuren mit den gleichen Bezugszeichen versehen.
Das Steuerventil 1 gemäss Fig. 1 umfasst eine Spindel 2, die innerhalb eines Ventilgehäuses 3 angeordnet ist und dort einen mit Spiel an ihr gelagerten Ventilteller 4 - belastet durch eine Ventilfeder 5 - gegen einen Ventilsitz 6 einer vom Systemdruck p belasteten Sitzbuchse 8 presst. Das Ventilgehäuse 3 weist im Bereich des Ventiltellers 4 einen Impulsraum 7 auf. Am Ventilgehäuse 3 ist oberhalb der Spindel 2 ein mit dieser in Wirkverbindung stehender Elektromagnet 9 befestigt. Dieser wirkt als Zusatzlast und unterstützt die gegen den Systemdruck p von ca. 155 bar bis 170 bar arbeitende Ventilfeder 5.
Der Bereich zwischen der Spindel 2 und dem Ventilteller 4 einerseits und dem Ventilteller 4 sowie der Sitzbuchse 8 andererseits ist in den Fig. 2 und 3 vergrössert und mit übertriebenem Spiel dargestellt. Im Gegensatz zu der bekannten Ausführungsform nach Fig. 2 weist bei dem in Fig. 3 gezeigten Ausführungsbeispiel nicht die Spindel 2, sondern der Ventilteller 4 eine Bohrung 13 auf, die sich bis in Höhe des Ventilsitzes 6 erstreckt. In diese Bohrung 13 ist ein am freien Ende der Spindel 2 angeformter Zapfen 14 geführt, der an seinem Ende 15 kugelförmig ausgebildet ist. Alternativ kann dort auch eine Kugel vorgesehen sein, gegen die ein entsprechend kürzer ausgebildeter Zapfen der Spindel 2 drückt.
Mit anderen Worten: Im Gegensatz zur bekannten Ausführungsform nach Fig. 2 liegt beim Ausführungsbeispiel gemäss Fig. 3 die Kontaktstelle A zwischen der Spindel 2 und dem Ventilteller 4 in Höhe des Ventilsitzes 6. Es hat sich herausge stellt, dass abweichend von dieser gewünschten oder idealen Lage die Kontaktstelle A herstellungsbedingt geringfügig oberhalb und somit praktisch in der Nähe des Ventilsitzes 6 liegen wird. Ebenso kann die Kontaktstelle A auch geringfügig unterhalb des Ventilsitzes 6 liegen, wobei dann die Bohrung 13 entsprechend tiefer und der Zapfen 14 entsprechend länger ausgebildet sind.
Die Sitzbuchse 8 ist an ihrem dem Ventilteller 4 zugewandten oberen Ende, d.h. auf der der Unterseite des Ventiltellers 4 gegenüberliegenden Seite, stufig ausgebildet. Dabei beträgt die Sitzbreite der obersten Stufe 16 etwa 0,3 bis 0,5 mm, vorzugsweise 0,4 bis 0,5 mm. Die Sitzgegenfläche auf der Unterseite des Ventiltellers 4 ist als etwa 3 mm breite Ringfläche 17 ausgebildet.
Während bei einer vollständigen Abwärtsbewegung des Ventiltellers 4 infolge der Kraftwirkung durch die federbelastete Spindel 2 in Richtung des Kraftpfeils F bei der bekannten Ausführungsform nach Fig. 2 die Berührungsstelle C zwischen dem Ventilteller 4 und der Sitzbuchse 8 nach links wegrutschen kann, bildet die Berührungsstelle C der Ausführungsform nach Fig. 3 einen Drehpunkt des Ventiltellers 4 auf der obersten Stufe 16 der Sitzbuchse 8. Im Gegensatz zur bekannten Ausführungsform nach Fig. 2, bei der zusätzlich zu der Rutschbewegung der Berührungsstelle C auch eine Rutschbewegung der Kraftübertragungs- oder Kontaktstelle A und der Rutschstelle B stattfindet, erfolgt bei der Ausführungsform nach Fig. 3 an der Kontaktstelle A lediglich ein Abwälzvorgang ohne Rutschbewegung.
Es hat sich herausgestellt, dass eine formelastische Ausgestaltung mindestens eines Teils der Abdichtelemente, d.h. der Spindel 2, des Ventiltellers 4 oder der Sitzbuchse 8, gegenüber dem jeweils anderen Teil der Abdichtelemente sich vorteilhaft auf eine während eines Schliessvorgangs auftretende Pressung auswirkt. Zu diesem Zweck ist der Aussendurchmesser d1 des in einen Ringraum 18 der Spindel 2 ragenden ringförmigen Teils 19 kleiner gewählt als der Aussendurchmesser d2 des die Ringfläche 17 bildenden Teils 20 des Ventiltellers 4. In den dadurch frei gewordenen Raum ragt eine an der Spindel 2 angesetzte Schürze 21. Der Ventilteller 4 wirkt dann während eines Ansprechvorgangs des Steuerventils 1 wie eine Tellerfeder, und die Schürze 21 hält dabei eventuell auftretende Pulsationen und deren Rückwirkungen im Ventilteller 4 von diesem fern.
The invention relates to a control valve with a spring-loaded spindle, which presses a valve plate loaded during operation by the system pressure against a valve seat of a seat bushing, the valve plate being mounted on the spindle with play.
Self-operated safety valves can be opened and closed again according to the working as well as the resting principle of their control valves. With an arrangement of several safety valves, e.g. of three parallel safety valves, only one safety valve may work according to the working principle, while two safety valves must work according to the resting principle.
A spring-loaded control valve of the type mentioned above is known, for example, from German patent specification 4,034,531 and works according to the principle of rest. Its structure is generally such that a valve spring, via a spindle, supports a valve disc with play against the system pressure of e.g. 155 bar in closed valve position or valve position. The valve spring is preloaded in such a way that at the response point of the control valve, e.g. at 170 bar system pressure, there is a balance of forces.
Now the sealing force in normal operation, i.e. at a system pressure of 155 bar, and thus to increase the specific seat pressure, an additional load or additional load is usually used by means of an electromagnet that supports the spring. This additional load is released when the response point is reached by switching off the electromagnet. Since it is not ensured that this ejection process is always absolutely safe, the resulting delayed opening of the safety valve at increased system pressure must not endanger the secured, pressure-carrying enclosure of the system. The force of the additional load is therefore limited to e.g. 10 to 12% of the response pressure of the safety valve.
For keeping the control valve tight, i.e. For the specific seat pressure, there is not an arbitrarily high force available. Adequate tightness of the valve seat of the control valve over at least one operating cycle, e.g. in a nuclear power plant with a pressurized water reactor is therefore not a matter of course. A distinction must be made here between a closed control valve to which the system pressure, e.g. is applied gradually under saturated steam conditions, without a response process or a response at a relatively low system pressure (e.g. 40 bar), and a closed control valve which is acted upon by a high system pressure (e.g. 150 bar).
While in the former case under favorable conditions, i.e. with the right choice of material for the valve plate and the seat bush, generally sufficient control valve tightness is achieved, this is not ensured in the latter case without additional measures. The listed response processes at system pressures of 40 bar and 150 bar in a nuclear power plant with a pressurized water reactor are usually test processes in which an auxiliary device, e.g. a lifting aid is used.
A leaky control valve not only leads to operational problems with regard to the design of the cooling system of a blow-off container provided for such safety measures. Rather, a leaking control valve in the borderline case can be responsible for incorrect operation, e.g. an incorrect opening or an incorrect opening of the safety valve after a response.
Fig. 2 shows a known embodiment of a control valve 1; the contact area between a spindle 2 and a valve plate 4 on the one hand and the valve plate 4 and a seat bushing 8 on the other hand is shown. The valve plate 4 is mounted with play on the spindle 2, so that a relative movement between the valve plate 4 and the spindle 2 is possible. The contact point A between the spindle 2, on which - as indicated by the force arrow F - an adjusting spring and possibly an additional electromagnetic load acts from above, and the valve plate 4 is clearly above the actual valve seat 6. The play between a pin 10 of the Valve plates 4 and a bore 12 in the spindle 2 shown exaggerated.
When the control valve 1 closes with the valve plate 4 placed obliquely or obliquely, several constraints or sliding movements can occur between the spindle 2, the valve plate 4 and the seat bushing 8 until the end of the placement process. These take place at the power transmission point or contact point between the spindle 2 and the valve plate 4, at the slip point designated B and at the contact point designated C, which slips to the left when the valve plate 4 moves downward, as shown in FIG. 2. This can make it even more difficult that, due to the required lateral movement of the valve plate 4, the sealing point can be damaged, albeit slightly, at the point of contact between the valve plate 4 and the valve seat 6.
A vertical position of the valve plate 4 with a uniform seat pressure distribution cannot be achieved, since the closing force is limited when the system pressure p is present, and since the restoring torque continuously decreases compared to the prevailing frictional torque in the final phase of the mounting process; a smooth touchdown before reaching the target is literally slowed down. The system pressure p which counteracts the mounting movement of the valve plate 4 plays an important role here, since the restoring force acting on the valve plate 4 is thereby significantly reduced.
To avoid this, the following route would be conceivable: after the attachment process has been completed, the system pressure p below the valve plate 4 is briefly reduced. This can e.g. by shutting off a pressure relief line connected to the interior of the seat bushing 8, the space between this shutoff and the valve seat 6 of the control valve 1 being depressurized. However, such a pressure relief is either not possible or only possible to a limited extent in the case of control valves 1 of a certain type, since on-site use in the control area of a nuclear power plant would be associated with this.
The invention is therefore based on the object of further improving the seat tightness in such a control valve, which should remain reproducible even after several responses.
This object is achieved according to the invention in that the closing force transmission point between the spindle and the valve plate and the seat surface of the valve plate lie essentially in the same plane.
In an advantageous further development, the seat bushing in the region of the valve seat is designed such that during a closing process a further point of contact between the valve plate and the valve seat acts as a fulcrum due to the inclination of the valve plate within the bearing play. This fulcrum is particularly effective when the valve disk touches one side when the control valve closes.
According to an expedient embodiment, the spindle has a pin which projects into a bore in the valve plate. The remaining through the hole annular shell piece of the valve plate then protrudes into a corresponding annular space of the spindle. The play present between this ring-shaped jacket piece and the annular space is used up in a further touchdown movement, but there is no lateral sliding movement of the valve disk. This also applies to the contact point between the spindle and the valve plate. If the spindle of the spindle protruding into the bore of the valve plate is expediently spherical, only a rolling process occurs, with a frictional sliding movement being avoided.
In order to design the contact point between the valve plate and the valve seat as a particularly effective fulcrum, the seat bushing is expediently designed to be stepped in the direction of the valve seat, the annular valve seat having a seat width of 0.3 to 0.5 mm. The seat counter surface on the valve plate is expediently designed as an approximately 3 mm wide ring flange.
An adaptation to a given pressure can be achieved in that one part of the sealing elements is more elastic than the other. In an expedient embodiment, the spindle is therefore provided with an apron at its end facing the valve plate. The valve disk then has a correspondingly reduced outside diameter within the annular space formed in the process. The apron attached to the spindle keeps any pulsations and their repercussions in the area of the valve plate during the response of the control valve away from it, while the valve plate itself acts like a plate spring.
Embodiments of the invention are explained in more detail with reference to a drawing. In it show:
Fig. 1 shows a simplified representation of a spring-loaded control valve with additional electromagnetic load, and
Fig. 2 shows a detail II of FIG. 1 on a larger scale with a valve plate and executed in a known manner
Fig. 3 shows the same detail III from Fig. 1 on a larger scale with the contact point lying at the level of the valve seat.
Corresponding parts are provided with the same reference symbols in all figures.
The control valve 1 according to FIG. 1 comprises a spindle 2, which is arranged within a valve housing 3 and there presses a valve disk 4, which is mounted on it with play - loaded by a valve spring 5 - against a valve seat 6 of a seat bushing 8 loaded by the system pressure p. The valve housing 3 has a pulse space 7 in the area of the valve plate 4. An electromagnet 9, which is operatively connected to the latter, is attached to the valve housing 3 above the spindle 2. This acts as an additional load and supports the valve spring 5, which works against the system pressure p from approx. 155 bar to 170 bar.
The area between the spindle 2 and the valve plate 4 on the one hand and the valve plate 4 and the seat bush 8 on the other hand is enlarged in FIGS. 2 and 3 and shown with exaggerated play. In contrast to the known embodiment according to FIG. 2, in the exemplary embodiment shown in FIG. 3 it is not the spindle 2 but the valve disk 4 which has a bore 13 which extends to the level of the valve seat 6. In this bore 13 is a molded on the free end of the spindle 2 pin 14 is guided, which is spherical at its end 15. Alternatively, a ball can also be provided there, against which a correspondingly shorter pin of the spindle 2 presses.
In other words: in contrast to the known embodiment according to FIG. 2, in the exemplary embodiment according to FIG. 3, the contact point A between the spindle 2 and the valve plate 4 is at the level of the valve seat 6. It has been found that, contrary to this, desired or ideal Location of the contact point A will be slightly above due to the production and thus practically close to the valve seat 6. Likewise, the contact point A can also be located slightly below the valve seat 6, in which case the bore 13 is made correspondingly deeper and the pin 14 is made correspondingly longer.
The seat bush 8 is at its upper end facing the valve plate 4, i.e. on the side opposite the underside of the valve plate 4, stepped. The seat width of the top step 16 is about 0.3 to 0.5 mm, preferably 0.4 to 0.5 mm. The seat counter surface on the underside of the valve plate 4 is designed as an approximately 3 mm wide ring surface 17.
While with a complete downward movement of the valve plate 4 due to the force acting by the spring-loaded spindle 2 in the direction of the force arrow F in the known embodiment according to FIG. 2, the contact point C between the valve plate 4 and the seat bushing 8 can slip to the left, the contact point C forms the 3 shows a fulcrum of the valve plate 4 on the top step 16 of the seat bushing 8. In contrast to the known embodiment according to FIG. 2, in which, in addition to the sliding movement of the contact point C, a sliding movement of the force transmission or contact point A and the sliding point B takes place, in the embodiment according to FIG. 3 there is only a rolling process at the contact point A without a sliding movement.
It has been found that a shape-elastic configuration of at least part of the sealing elements, i.e. the spindle 2, the valve plate 4 or the seat bushing 8, in relation to the other part of the sealing elements, has an advantageous effect on a pressure occurring during a closing process. For this purpose, the outer diameter d1 of the annular part 19 protruding into an annular space 18 of the spindle 2 is selected to be smaller than the outer diameter d2 of the part 20 of the valve disk 4 forming the annular surface 17. An apron attached to the spindle 2 projects into the space thus freed up 21. The valve disk 4 then acts as a plate spring during a response process of the control valve 1, and the apron 21 keeps any pulsations and their effects in the valve disk 4 away from it.