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Die Erfindung betrifft ein Sitzventil, insbesondere ein
Druckbegrenzungsventil gemäß dem Oberbegriff des
Patentanspruchs 1.
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Aus der DE 198 04 752 A1 ist ein Druckbegrenzungsventil
bekannt, bei dem ein kegelförmiger Schließkörper durch eine
Schließfeder gegen einen Ventilsitz vorgespannt ist. Die
Einstellung des Sytemdrucks erfolgt über eine
Verstellschraube, über die die Vorspannung der Druckfeder und damit
die Andruckkraft des Schließkörpers auf den Ventilsitz
einstellbar ist. Beim Überschreiten eines voreingestellten
Maximaldrucks am Eingangsanschluß wird der Schließkörper
gegen die Kraft der Druckfeder von seinem Ventilsitz
abgehoben, so dass eine Verbindung zu einem Ausgangsanschluß,
beispielsweise einem Tankanschluß hergestellt und der
Systemdruck auf seinen voreingestellten Wert beschränkt
ist.
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Bei Schwankungen des an einem Einganganschluß
anliegenden Systemdruckes kann es zu Axialbewegungen des
Schließkörpers kommen, so dass dieser hochfrequente Schwingungen
ausführt und dabei gegen den Ventilsitz schlägt. Dieses
unerwünschte "Rattern" des Schließkörpers führt einerseits
zu einer erheblichen Lärmbelästigung, andererseits kann die
Sitzkannte des Ventilsitzes beschädigt werden. Um ein
derartiges Rattern zu vermeiden kann dem Schließkörper ein
Dämpfungszapfen zugeordnet werden, der entweder einstückig
oder - wie in der DE 198 04 752 A1 vorgeschlagen - als
getrennt vom Ventilkörper ausgebildeter Dämpfungsschieber
mit einer eigenen Steuerkannte ausgeführt sein kann.
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Es zeigte sich jedoch das sich auch mit derart
ausgebildeten Druckbegrenzungsventil insbesondere bei hohen
Drücken nicht das gewünschte Durchflussverhalten einstellt.
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Dem gegenüber liegt der Erfindung die Aufgabe zugrunde,
ein Sitzventil, insbesondere ein Druckbegrenzungsventil zu
schaffen, bei dem das Durchflussverhalten gegenüber
herkömmlichen Lösungen verbessert ist.
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Diese Aufgabe wird durch ein Sitzventil mit den
Merkmalen des Patentanspruchs 1 gelöst.
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Erfindungsgemäß ist ein Schließkörper des Sitzventils
stromabwärts des Ventilsitzes mit einem Staukörper
ausgebildet, der Abströmöffnungen zumindest abschnittsweise
überdeckt. D. h., eine Umfangskante des Staukörpers wirkt
als Steuerkante über die der Durchmesser der
Abströmöffnungen auf- oder zugesteuerbar ist. Durch die erfindungsgemäße
Ausgestaltung sind praktisch dem variablen
Sitz-Steuerwiderstand gleichsinnig verstellbare
Schieber-Steuerwiderstände (wirksamer Teil der Abströmöffnungen)
nachgeschaltet, die zu einer wesentlichen Verbesserung des
Durchflußverhaltens führt, so dass ein Druckverlust-Volumenstrom-
Kennlinie (pQ-Kennlinie) gegenüber den bekannten Lösungen
wesentlich verbessert werden kann, d. h. es stellt sich eine
dem Idealzustand sehr nahe Kennlinie mit nahezu linearem
Verlauf ein. Es zeigte sich desweiteren, dass sich durch
die Wirkung des Staukörpers die Hysterese beim Öffnen und
Schließen des Ventils sowie die Geräuschentwicklung
reduzieren lassen.
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Bei einer besonders bevorzugten Variante wird der
Dämpfungszapfen durch Abstufen des Schließkörpers ausgebildet,
der somit praktisch als Stufenkolben ausgeführt ist.
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Der Staukörper wird vorteilhafterweise mit einer
Prallfläche für das Druckmittel ausgeführt. Bei abgehobenem
Schließkörper staut sich das Druckmittel an der Prallfläche
des Staukörpers auf, wobei der entstehende Staudruck eine
Hubverstärkung bewirkt. Das Durchflussverhalten lässt sich
weiter verbessern, wenn die Prallfläche über eine Stufe
zurückgestuft ist, wobei eine Aussenumfangskante der Stufe
die Steuerkante zur Auf-/Zusteuerung der Abströmöffnungen
bildet.
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Vorzugsweise wird an einer vom Ventilsitz entfernten
Rückseite des Staukörpers ein Federteller für eine
Schließfeder abgestützt. Die Geometrie des Staukörpers ist so
gewählt, daß der Federteller nicht direkt vom austretenden
Flüssigkeitsstrahl beaufschlagt ist.
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Die Radialführung des Schließkörpers erfolgt bei einer
vorteilhaften erfindungsgemäßen Variante durch einen
Aussenumfangsabschnitt des Staukörpers und/oder einem
Endabschnitt des Dämpfungskolbens.
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Vorteilhafterweise wird der Ventilsitz mit einem
größeren Durchmesser als die den Dämpfungskolben aufnehmende
Dämpfungsbohrung ausgeführt, so dass dieser bei geöffnetem
Ventil die Zulaufbohrung nicht zusteuern kann.
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Der Schließkörper ist besonders einfach aufgebaut, wenn
dieser einen Ventilkegel hat, der sich hin zu einer Ringnut
des Dämpfungskolbens verjüngt. Der vorzugsweise als
Axialanschluß ausgeführte Eingangsanschluß des
Druckbegrenzungsventils mündet im Bereich dieser Ringnut.
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Es zeigte sich, dass sich mit einem
Durchmesserverhältnis zwischen Ventilsitz und Dämpfungsbohrung von 10 : 9 ein
optimales Durchflussverhalten einstellen läßt.
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Die Baulänge des Sitzventils lässt sich minimieren,
wenn der Federteller mit einem Konus abschnittsweise in
einen Innenkonus des Staukörpers eintaucht. Der
Anlagebereich wird vorzugsweise in Axialrichtung zwischen die
Steuerkante des Staukörpers und den Ventilsitz gelegt, so
dass eine stabile Abstützung zwischen den
Führungsabschnitten am Aussenumfang des Staukörpers und am Dämpfungskolben
gewährleistet ist.
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Sonstige vorteilhafte Weiterbildungen in der Erfindung
sind Gegenstand der weiteren Unteransprüche.
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Im Folgenden werden bevorzugte Ausführungsbeispiele der
Erfindung anhand schematischer Zeichnungen näher erläutert.
Es zeigen:
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Fig. 1 einen Schnitt durch ein erfindungsgemäßes
Sitzventil, das als direkt gesteuertes Druckbegrenzungsventil
ausgeführt ist;
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Fig. 2 eine Detaildarstellung einer Variante des
Druckbegrenzungsventils aus Fig. 1 und
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Fig. 3 ein weiteres Ausführungsbeispiel eines
Druckbegrenzungsventils.
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Das in Fig. 1 in Längsschnitt dargestellte
Druckbegrenzungsventil 1 ist in Patronenbauweise ausgeführt und
wird in eine Ventilbohrung 2 eines Gehäuses oder
Steuerblocks 4 eingeschraubt. Ein Systemdruck des hydraulischen
Systems liegt an einem stirnseitigen Einganganschluß P an.
Dieser Systemdruck wird durch das Druckbegrenzungsventil 1
auf einen Maximalwert begrenzt. Bei Überschreiten des
Maximalwertes öffnet das Druckbegrenzungsventil 1, so dass
Druckmittel zu einem radialen Ausgangsanschluß T abströmen
kann.
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Das Druckbegrenzungsventil 1 hat eine Ventilhülse 6,
die mit einem Außengewinde in den Steuerblock 4
eingeschraubt ist. Die Ventilhülse 6 hat eine als
Sacklochbohrung ausgeführte Axialbohrung 8, die über einen
Abstromöffnungen bildenden Radialbohrungsstern 10 mit dem
Ausgangsanschluß T und über Zuströmöffnungen bildende Schrägbohrungen
12 mit dem Eingangsanschluß P verbunden ist.
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Die Axialbohrung 8 ist an ihrem in Fig. 1 rechten
Endabschnitt über eine Radialschulter 14 zurückgestuft, wobei
der Bereich mit verringerten Durchmesser eine
Dämpfungsbohrung 16 bildet. Der Mündungsbereich der Dämpfungsbohrung 16
in der Radialschulter 14 ist als Ventilsitz 18 ausgebildet,
gegen den ein Schließkörper 20 vorgespannt ist. Dies
erfolgt über eine Schließfeder 22, deren Vorspannung mittels
einer Spannschraube 24 veränderbar ist. Diese ist in dem
erweiterten Teil der Axialbohrung 8 geführt und steht im
Gewindeeingriff mit einer in die Axialbohrung 8
eingeschraubten Gewindebuchse 26. Die Schließfeder 22 greift an
einem Federteller 44 an, der bei dem dargestellten
Ausführungsbeispiel zweistückig mit einem Staukörper 36
ausgebildet ist. Bei den Ausführungsbeispielen gemäß den Fig. 2
und 3 ist der Federteller 44 getrennt vom Staukörper 36
ausgebildet. Hierauf wird im Folgenden noch näher
eingegangen.
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An einem axial aus der Gewindebuchse 26 hervorstehenden
Endabschnitt der Spannschraube 24 ist ein Innensechskannt
28 ausgebildet, an dem ein Werkzeug zum Verstellen der
Spannschraube 24 ansetzbar ist. Die eingestellte
Axialposition der Spannschraube 24 wird mittels einer Kontermutter
30 fixiert.
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Weitere Einzelheiten des Druckbegrenzungsventils 1
werden anhand Fig. 2 erläutert. Bei dem in Fig. 2
dargestellten Ausführungsbeispiel ist der Schließkörper 20 als
stufenförmiger Kegel ausgeführt, wobei der in Fig. 2
rechte Endabschnitt einen Dämpfungskolben 32 bildet, an den
sich nach links hin ein Schließkegel 34 anschließt. Der in
Fig. 2 linke Endabschnitt des Schließkörpers 20 wird durch
den vorgenannten in Radialrichtung vorspringenden
Staukörper 36 gebildet, der in Radialrichtung etwa entlang der
durch den Radialbohrungsstern 10 aufgespannten Ebene
verläuft. Durch die Radialschulter 14 der Axialbohrung 8 und
eine gegenüberliegende Prallfläche 38 des Staukörpers 36
wird ein Abströmquerschnitt 40 für das abströmende
Druckmittel definiert. Die Stirnfläche ist im
Aussenumfangsbereich durch eine Umfangstufe 40 in Radialrichtung
zurückgestuft. Diese Umfangsstufe 40 öffnet sich zu den
Abströmöffnungen des Radialbohrungssterns 10 hin. Wie Fig. 2 weiter
entnehmbar ist, überdeckt der Staukörper 36 mit seinem
Aussenumfang abschnittsweise die Abströmöffnungen des
Radialbohrungssterns 10. Der Schließkörper 20 ist mit der
Außenumfangsfläche 52 des Staukörpers 36 in dem radial
erweiterten Teil der Axialbohrung 8 geführt, so daß die
Aussenumfangskante eine Steuerkante 53 ausbildet, über die
der Radialbohrungsstern 10 beim Abheben des Schließkörpers
20 vom Ventilsitz 18 aufgesteuert wird. Die
Druckmittelströmung wird somit - wie in der Beschreibungseinleitung
erwähnt - durch zwei in Reihe geschaltete Steuerwiderstände
(Ventilsitz-Steuerwiderstand und
Staukörper-Steuerwiderstand), die gleichsinnig verstellbar sind, bestimmt.
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Bei dem in Fig. 2 dargestellten Ausführungsbeispiel
ist an einer rückwärtigen Stirnfläche 42 des Schließkörpers
20 der Federteller 44 über eine Zentrierkugel 46
abgestützt. An diesem greift die Schließfeder 22 zur
Vorspannung des Schließkörpers 20 an.
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Wie desweiteren Fig. 2 entnehmbar ist, hat der
Dämpfungskolben 32 eine umlaufende Ringnut 48, in der der
Schließkegel 34 ausläuft. Im Bereich dieser Ringnut 48
münden die Schrägbohrungen 12 des Eingangsanschlusses P.
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Der Dämpfungskolben 32 ist mit einem gewissen Spiel in
der Dämpfungsbohrung 16 geführt, so dass Druckmittel von
der Ringnut 48 in einen rückseitigen Dämpfungsraum 50
einströmen bzw. aus diesem heraus strömen kann. Beim
Abheben des Schließkörpers 20 vom Ventilsitz 18 kann
Druckmittel aus der Ringnut 48 entlang des Außenumfangs des
Dämpfungskolbens 32 in den Dämpfungsraum 50 einströmen. Die
Geometrie des Dämpfungskolbens 32 ist dabei so gewählt,
dass dieser Öffnungshub des Schließkörpers 20 nicht
behindert wird. Beim Schließen des Schließkörpers 20 muß das
Druckmittel aus dem Dämpfungsraum 50 verdrängt werden, so
dass eine Dämpfung hoch frequenter Schwingungen erfolgt. An
Stelle des Radialspiels können auch durch in Axialrichtung
verlaufende Abflachungen gebildete Strömungskanäle am
Außenumfang des Dämpfungskolbens 32 vorgesehen werden. Der
Schließkörper 20 neben der in der Axialbohrung 6 geführten
Aussenumfangsfläche 52 auch über Umfangsbereiche des
Dämpfungszapfens 32 in der Dämpfungsbohrung 16 geführt. Die
Abdichtung des Eingangsanschlusses P gegenüber dem
Ausgangsanschluß T erfolgt über Dichtungen 54 die am
Außenumfang der Ventilhülse angeordnet sind.
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Bei dem erfindungsgemäßen Druckbegrenzungsventil ist
der Durchmesser der Dämpfungsbohrung 16 geringer als der
Durchmesser des Ventilsitzes 18 ausgeführt, so dass der
Dämpfungskolben 32 bei geöffnetem Ventil den Ventilsitz 18
und auch den Zuströmungsquerschnitt zum Ventilsitz 18 nicht
verschließen kann. Dies ist bei dem eingangs genannten
Stand der Technik möglich, da die Dämpfungsbohrung den
gleichen Durchmesser wie der Ventilsitz hat. Entsprechend
ist selbstverständlich auch der Durchmesser des
Dämpfungskolbens 32 geringer als der auf den Ventilsitz 18
aufliegende Durchmesser des Schließkegels 34 ausgebildet. Das
Durchmesserverhältnis Ventilsitz/Dämpfungsbohrung liegt im
Bereich 10 : 9.
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Bei Überschreiten des über die Spannschraube 24
eingestellten Systemdruckes hebt der Schließkörper 20 vom
Ventilsitz 18 ab, so dass Druckmittel über die Schrägbohrungen
12 zuströmt und über die Steuerkannte des Ventilsitzes 18
abströmt. Der Abströmquerschnitt stromabwärts des
Ventilsitzes wird zumindest im Anfangsbereich der
Öffnungsbewegung des Schließkegels 20 durch die Axialposition der
Steuerkante 53 bestimmt. Durch das auf die Prallfläche 38
und die Ringstirnfläche der Stufe 40 auftreffende
Druckmittel entsteht ein Staudruck, der eine Hubverstärkung
bewirkt. Die Druckverlust-Volumenstrom-Kennlinie
(pQ-Kennlinie) des Druckbegrenzungsventils lässt sich dadurch
gegenüber der eingangs beschriebenen Lösung wesentlich
verbessern. Bei hohen Drücken oberhalb 100 bar ist der
Volumenstrom bei gleichem Druckverlust um nahezu 100% vergrößert.
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Es zeigte sich überraschender Weise, das insbesondere
die den Abströmquerschnitt bestimmende Stufe 40 zur
Verbesserung des Durchflussverhaltens beiträgt.
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Fig. 3 zeigt eine Variante des in Fig. 2
dargestellten Ausführungsbeispiels, wobei sich beide Konstruktionen
im Prinzip nur durch die Ausgestaltung des Federtellers 44
der Ventilhülse 6 und des Staukörpers 36 unterscheiden.
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Bei dem in Fig. 2 dargestellten Ausführungsbeispiel
sind die einander zuweisenden Stirnflächen des Staukörpers
36 und des Federtellers 44 als Radialflächen ausgeführt,
die in geringem Abstand zueinander liegen. Der
Aussendurchmesser des in der Axialbohrung 8 geführten Staukörpers 36
ist dabei größer als der maximale Aussendurchmesser des
Federtellers 44 ausgebildet, so dass dieser nicht direkt
mit Druckmittel beaufschlagt wird.
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Bei dem in Fig. 3 dargestellten Ausführungsbeispiel
ist in der rückwärtigen Stirnfläche 42 des Staukörpers 36
ein sich zum Ventilsitz 18 hin verjüngender Innenkegel 56
ausgebildet, an dessen Senke die Zentrierkugel 46
abgestützt ist. Die benachbarte Stirnfläche des Federtellers 44
ist entsprechend als in den Innenkegel 56 eintauchender
Konus 58 ausgebildet, dessen Konuswinkel allerdings etwas
kleiner als der Kegelwinkel des Innenkegels 56 gewählt ist.
Auch bei diesem Ausführungsbeispiel ist der
Aussendurchmesser des Staukörpers 36 größer als der maximale
Aussendurchmesser des Federtellers 44 gewählt, so dass dieser
praktisch vom Staukörper in Abströmrichtung abgedeckt ist. Der
Anlagebereich der Zentrierkugel 46 am Innenkegel 56 liegt
in Axialrichtung im Bereich zwischen den von der
Steuerkante 53 und dem Ventilsitz 18 aufgespannten Radialebenen.
Da diese Abstützung des Federtellers 44 in einem Bereich
zwischen den radialen Abstützpunkten des Staukörpers 36
(Aussenumfangsfläche 52, Ventilsitz 18, Dämpfungskolben 32)
liegt, und der Federteller 44 nicht direkt mit
Strömungskräften beaufschlagt ist, kann das Durchflussverhalten, mit
reduzierter Hysterese, einer guten Linearität der
pQ-Kennlinie bei extrem niedriger Regelabweichung und mit
wesentlich verringerten Strömungsgeräuschen wesentlich verbessert
werden. Durch die exakte Radialführung des Staukörpers kann
des weiteren die Dichtheit des Ventils verbessert werden.
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Bei der in Fig. 3 dargestellten Variante ist
darüberhinaus die Ventilhülse 6 zweiteilig mit einer Federhülse 60
und einer darin eingesetzten Sitzhülse 62 ausgeführt. Diese
hat im wesentlichen die gleiche Geometrie wie der in Fig.
2 dargestellte Teilbereich der Ventilhülse 6, so dass
weitere Erläuterungen entbehrlich sind. Diese zweiteilige
Ausgestaltung der Ventilhülse 6 erleichtert die Fertigung
und Funktionskontrolle des Sitzventils, da die für das
Durchflussverhalten maßgeblichen Bauelemente
(Radialbohrungsstern 10, Schrägbohrungen 12, Ventilsitz 18,
Dämpfungsbohrung 16) in der Sitzhülse 62 angeordnet sind.
Diese kann aus einem anderen Material als die Federhülse 60
gefertigt werden, so dass der Ventilsitz 18 mit den
gewünschten Eigenschaften ausführbar ist.
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Bei dem in Fig. 3 dargestellten Ausführungsbeispiel
hat die Stufe 40 eine größere Radial- und Axialerstreckung
als die Stufe 40 des in Fig. 2 dargestellten
Ausführungsbeispiels so dass die aussenliegende Ringstirnfläche der
Stufe 50 eine größere Fläche als beim vorbeschriebenen
Ausführungsbeispiel aufweist. Entsprechend ist die
Prallfläche 38 bei der in Fig. 3 dargestellten Variante
verringert. Sowohl die Prallfläche 48 als auch die
Ringstirnfläche der Stufe 40 wirken als Stauflächen, die die eingangs
genannte Hubverstärkung beim Abheben des Schließkörpers
bewirken.
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Allen vorbeschriebenen Varianten ist gemein, dass
zumindest zwei Steuerwiderstände hintereinander geschaltet
sind. Diese Steuerwiderstände sind zum einen der variable
Ventilsitz-Steuerwiderstand und der von der Steuerkante 53
bestimmte Abströmquerschnitt des Radialbohrungssterns 10.
Es zeigte sich, dass mit dieser neuartigen Anordnung ein
besonders gutes Durchflussverhalten erzielbar ist. Die
Anmelderin behält sich jedoch vor, auf eine weitere
Besonderheit der vorliegenden Konstruktion eigene, unabhängige
Patentansprüche zu richten. Diese Besonderheit liegt darin,
dass der Ventilsitz 18 mit einem größeren Durchmesser als
der den Dämpfungskolben 32 aufnehmende Teil der
Dämpfungsbohrung 16 ausgeführt ist. Wie bereits erwähnt, kann durch
diese Maßnahme verhindert werden, dass bei abgehobenem
Ventilkörper der Ventilsitz 18 durch den Dämpfungskolben 32
zugesteuert wird.
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Offenbart ist ein Sitzventil, insbesondere ein
Druckbegrenzungsventil, bei dem ein Ventilkörper stromabwärts
eines Ventilsitzes mit einem Staukörper versehen ist, der
an einer Umfangsfläche eine Steuerkante hat, über die
Abströmöffnungen des Sitzventils auf- bzw. zusteuerbar
sind.
Bezugszeichenliste
1 Druckbegrenzungsventil
2 Ventilbohrung
4 Steuerblock
6 Ventilhülse
8 Axialbohrung
10 Radialbohrungsstern
12 Schrägbohrungen
14 Radialschulter
16 Dämpfungsbohrung
18 Ventilsitz
20 Schließkörper
22 Schließfeder
24 Spannschraube
26 Gewindebuchse
28 Innensechskant
30 Kontermutter
32 Dämpfungskolben
34 Schließkegel
36 Staukörper
38 Prallfläche
40 Umfangsstufe
42 rückwärtige Stirnfläche
44 Federteller
46 Zentrierkugel
48 Ringnut
50 Dämpfungsraum
52 Aussenumfangsfläche
53 Steuerkante
54 Dichtung
56 Innenkegel
58 Konus
60 Federhülse
62 Sitzhülse