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Die
Erfindung betrifft eine Ventilbaugruppe, bestehend aus einem Druckbegrenzungsventil
mit zwei Arbeitsanschlüssen – einem Primäranschluss, verbunden
mit einem externen Steuerventil und einem Sekundäranschluss,
verbunden mit einem Verbraucher – sowie einem Steuerdruckanschluss
zur Beeinflussung der Druckeinstellung des Druckbegrenzungsventils,
sowie einem Umgehungsrückschlagventil mit freiem Durchfluss
vom Primär- zum Sekundäranschluss und gesperrter
Durchflussrichtung vom Sekundär- zum Primäranschluss.
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Solche
Ventilbaugruppen sind unter den Bezeichnungen Senkbremsventil, Lasthalteventil, Bremsventil,
Overcenterventil oder auch Senkbremssperrventil bekannt und werden
zur Erfüllung von Sicherheitsfunktionen z. B. in hydraulisch
arbeitenden Maschinen mit Hebe- und Senkfunktionen oder Drehbewegungen
eingesetzt. Dabei ist die Ventilbaugruppe als Sicherheitsorgan zwischen
Steuerventil und Hydraulikzylinder geschaltet und verhindert ungewollte
und dadurch gefährliche Senkbewegungen der angeschlossenen
Lastmittel unter äußeren, sich ändernden
Lastwirkungen bzw. Lastwechsel sowie bei Störungen im Hydrauliksystem.
Eine Senkbremsventilbaugruppe beinhaltet mehrere Funktionen: Verhinderung
von Kavitation im Ölzufluss zum Verbraucher bei sogen.
ziehender Last durch kontrollierte Senkbremsfunktion; bei Stillstand
der Anlage eine Lasthaltefunktion; beim Einwirken von unzulässig
hohen äußeren Kräften auf das Lastmittel,
Begrenzung des Maximaldruckes als Schockabsorber; Begrenzung des
Sekundärdruckes bei Ölerwärmung im Zylinder, besonders
bei doppeltwirkendem Zylinder mit überkreuz geschalteten
Senkbremsventilen, im Stillstand; als Overcenterventil, in Dreh-
oder Schwenkantrieben mit doppeltwirkendem Zylinder, Verhinderung
einer Geschwindigkeitszu- oder -abnahme bei Lastwechsel; bei Schlauch-
oder Rohrbruch im Zufluss zum Primäranschluss als Rohrbruchsicherung.
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Stand der Technik:
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Aus
der
DE 298 13 971
U1 ist eine Ventilbaugruppe nach dem Oberbegriff des Anspruchs
1 bekannt, die die vorstehend geschilderten Funktionen weitestgehend
erfüllt. Offenbart ist hier ein, an einem Steueranschluss
steuerbares hydraulisches Druckbegrenzungsventil mit einer Doppelfederanordnung, wobei
sich in der Grundstellung die resultierende Federkraft der zwei
hintereinandergeschalteten Druckfedern auf den Schließkörper
des Druckbegrenzungsventils abstützt und dadurch den Öffnungsdruck
des Druckbegrenzungsventils bestimmt. Mit einem zwischengeschalteten
Stellkolben, zwischen den zwei Federn der Doppelfederanordnung,
der wiederum gegen einen federbelasteten Anschlag verfahrbar ist,
im Sinne der Minderung der Federkraft der Doppelfederanordnung auf
den Schließkörper des Druckbegrenzungsventils
und somit der Verringerung des Öffnungsdrucks. Beim Anschlagen
des Stellkolbens an dem federbelasteten Anschlag ist nur noch die
direkt auf den Schließkörper drückende
Feder der Doppelfederanordnung mit ihrer Kraftwirkung für
den Öffnungsdruck bestimmend. Zur Erreichung einer weiteren Öffnungsdruckminderung
am Schließkörper des Druckbegrenzungsventils kann
der Zwischenkolben gegen die Vorspannkraft der Anschlagfeder weiter
verschoben werden, bei entspr. steigendem Steuerdruck. Aufgrund
der vorgeschlagenen, einseitigen Doppelfederanordnung mit zwischengeschaltetem
Stellkolben muss der Stellkolben mit einer druckbeaufschlagbaren
Steuerfläche in der Form einer Differenzfläche
ausgeführt werden. Das bedeutet ein Steuerkolbenbauteil
mit zwei geringfügig unterschiedlichen Außendurchmessern,
durch die die erforderliche Steuerfläche in der Form einer
Ringfläche gebildet wird und demgegenüber im Gehäuse der
Ventilbaugruppe, zur Aufnahme und Führung des Steuerkolbens,
zwei abgesetzte Bohrungen mit denselben Nennmaßen der Innendurchmesser
aber geringfügig größer, so dass sich
der Stellkolben klemmfrei bewegen kann. Es ist bekannt, dass solche,
notwendig sehr enge, Stufenpassungen zwischen zwei Bauteilen hohe
Anforderungen an die Maß- und Formgenauigkeit, sowie geringste
Exzentrizität der zwei Innen- bzw. Außendurchmesser
zueinander bedingen. Eine seriensichere Fertigung ist bei diesen hohen
Anforderungen aufwendig und dadurch kostenintensiv. Für
eine sichere Funktion ist es aber unerlässlich, dass ein
geringstmöglicher Leckölanfall bei dennoch reibungsarmer
Stellbewegung des Stellkolbens erreicht wird. Beim Einsatz der vorstehend beschriebenen
Ventilbaugruppe in einem doppeltwirkenden System, z. B. Schwenkantrieb
als sogen. Overcenterventil, ist üblicherweise und wie
in
1b der
DE 298 13 971 U1 gezeigt,
die Ventilbaugruppe zweifach in einem Ventilgehäuse zusammengefasst, somit
ist die präzise zu fertigende Stufenbohrung ebenfalls zweimal
in einem nicht rotationssymmetrischen Gehäuse vorhanden,
was die Fertigungsproblematik und damit die Gestehungskosten noch
zusätzlich erhöht.
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Durch
die konstruktive Festlegung der Differenzfläche ist der
Verlauf der Minderung des Bremsdruckes in Abhängigkeit
des Steuerdruckes in der Form einer Ventil-Entlastungskennlinie
festgelegt und am fertigen Ventil nicht mehr änderbar.
Sind für verschiedene Einsatzfälle andere Kennlinien
des Druckverlaufs erforderlich, so ist bei der vorgeschlagenen Konzeption
eine weitere Gehäuseversion mit einer anderen Stufenbohrung
zur Aufnahme einer dafür neu ausgelegten Stellkolbenversion
erforderlich, was besonders durch die dadurch erzeugte Gehäusevielfalt
erhöhte Kosten bei der Serienfertigung verursacht. Ebenfalls
werden notwendige Anpassungen bei der Optimierung von Prototypanlagen
zeitaufwendig und erhöhen die Entwicklungskosten zusätzlich.
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Der
Sitzkörper für den Schließkörper
des Druckbegrenzungsventils ist in einem einstückigen Bauteil über
eine Gewindeverbindung mit dem Ventilgehäuse verbunden,
so dass dadurch eine Verstellmöglichkeit der Druckbegrenzungsventil-Baugruppe, mit
Auswirkung auf die Federvorspannung der Doppelfederanordnung, geschaffen
wurde.
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Zur
Einstellung der erforderlichen Betriebskennwerte sind somit bei
der vorgeschlagenen Ventilbaugruppe insgesamt drei Einstellmöglichkeiten vorgesehen.
Eine erste Einstellung ist an der mit Primär-Einstellschraube
bezeichneten Einstellschraube zur Änderung der Federvorspannung
der Doppelfederanordnung möglich, wodurch der Öffnungsdruck des
Druckbegrenzungsventils vorgegeben wird; die Ventilbaugruppe insgesamt
befindet sich dabei in ihrer Grundstellung. Eine weitere Einstellung
betrifft den Hub des Stellkolbens bis zu seinem federbelasteten
Anschlag der durch Veränderung der Position des Schließkörpers
zum Ventilgehäuse, mit Hilfe des Einschraubgewindes am
Sitzkörper, eingestellt wird. Es ist aber leicht erkennbar,
dass durch die Lageveränderung des Schließkörpers
ebenfalls die Vorspannung der Doppelfederanordnung verändert
wird und somit der zuvor eingestellte Öffnungsdruck des Überdruckventils
der in der Folge an der Primär-Einstellschraube wieder
korrigiert werden muss, wodurch sich wiederum der Stellkolben-Hub
verändert und evtl. ebenfalls wieder korrigiert werden
muss usw.
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Mit
der dritten Einstellung an der sogen. Tertiär-Einstellschraube
wird die Steuerdruckhöhe bestimmt ab der eine weitere Absenkung
des Ansprechdruckes des Druckbegrenzungsventils erreicht wird, z.
B. beim Einsatz als Overcenterventil. Da die Primär-Einstellschraube
in die Tertiär-Einstellschraube eingeschraubt ist, wird
beim Verstellen der Tertiär-Einstellschraube auch die Einstellposition
der Primär-Einstellschraube verändert und somit
auch der zuletzt erreichte Einstellwert des Öffnungsdruckes des
Druckbegrenzungsventils. Es ist also ein iteratives Vorgehen für
alle drei Einstellmöglichkeiten erforderlich, um zu den
gewünschten Einstellwerten zu kommen. Das ist sehr zeitaufwendig
und mit den entsprechenden Kosten verbunden und zielgerichtet nur an
einem dafür geeigneten Prüfstand mit Messmitteln
sicher erreichbar. Eingebaut in einer Maschine ist eine Einstellung
aller Werte nahezu unmöglich, selbst kleinere Korrekturen
der Einstellwerte vor Ort erfordern eine umfassende Kenntnis der
Ventilfunktionen und der gegenseitigen Abhängigkeiten bei
der Verstellung der drei Einstellschrauben was für einen normalen
Anlagenmonteur oder Wartungsmonteur, mit wesentlich breiterem Aufgabengebiet,
kaum beherrschbar ist und somit zu gefährlichen Fehleinstellungen
bei unzulässig hohem Zeitaufwand führen kann.
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Aufgabe
der Erfindung ist, unter Vermeidung der genannten Nachteile, eine
Ventilbaugruppe mit beeinflussbarer Bremsfunktion, für
den eingangs beschriebenen Anwendungsbereich zu schaffen, die durch
ein modulares Ventilkonzept, mit sich daraus ergebendem modularen
Kennlinienfeld kostengünstig herstellbar, einfach einstellbar
und mit geringstem Aufwand für unterschiedliche Einsatzzwecke
umrüst- bzw. anwendbar ist.
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Die
Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die Merkmale
des Anspruchs 1 gelöst. Der Schließkörper
des Druckbegrenzungsventils wird in axialer Richtung mit zwei beidseitig,
entgegengesetzt wirkenden Federkräften beaufschlagt.
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In
vorteilhafter Weiterbildung der Erfindung wirkt die Kraft der Druckentlastungsfeder
auf den Schließkörper, entgegen der Kraft der
Schließfeder und mindert dadurch die resultierende Schließkraft am
Schließkörper.
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In
weiterer Ausbildung der Erfindung ist die Vorspannung der Druckentlastungsfeder über
einen ersten Hilfskolben durch Steuerdruck veränderbar.
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Eine
weitere vorteilhafte Weiterbildung der Erfindung ergibt sich aus
der Anordnung eines zweiten, mit Steuerdruck beaufschlagbaren Hilfskolbens der
sich, gleichwirkend zur Kraft der Druckentlastungsfeder, auf dem
Schließkörper abstützt und die resultierende
Schließkraft am Schließkörper zusätzlich
mindert. Vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung sind in weiteren
Unteransprüchen beschrieben.
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Mit
dieser Erfindung wird eine Ventilbaugruppe für den eingangs
beschriebenen Anwendungsbereich als Druckbegrenzungsventil mit durch
Steuerdruck beeinflussbarer Druckeinstellung für Lasthalte- und
Bremsfunktionen in Maschinen vorgeschlagen, die sich durch einen
einfachen und modularen Aufbau auszeichnet und dadurch kostengünstig
herstellbar ist, sowie mit geringstem Aufwand in ihrer Kennlinie
den verschiedensten Maschinenanforderungen angepasst werden kann.
Weiterhin ist die Einstellung der maßgebenden Druckwerte
gegenüber dem geschilderten Stand der Technik wesentlich
vereinfacht, wodurch gefährliche Fehleinstellungen vermieden werden
und die Einstellung bzw. Einstellungskorrektur vor Ort an der Maschine
auch von weniger geübten Personen möglich ist,
was letztendlich auch die Inbetriebnahmekosten verringert.
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Weitere
Vorteile und Ausführungen der Erfindung ergeben sich aus
der Beschreibung und den Zeichnungen. Ebenso können die
vorstehend genannten und die noch weiter aufgeführten Merkmale erfindungsgemäß jeweils
einzeln für sich oder zu mehreren in beliebigen Kombinationen
Verwendung finden.
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Die
gezeigten und beschriebenen Ausführungsformen sind nicht
als abschließende Aufzählung zu verstehen, sondern
haben vielmehr beispielhaften Charakter für die Schilderung
der Erfindung.
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Die
Ausführungsbeispiele der erfindungsgemäßen
Ventilbaugruppe sind in den Zeichnungen vereinfacht dargestellt
und in den nachfolgenden Beschreibungen näher erläutert.
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Es
zeigen:
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1 Prinzipdarstellung
eines ersten Ausführungsbeispiels der Erfindung.
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2 Hydraulischer
Schaltplan des Ausführungsbeispiels nach 1.
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3 Hydraulischer
Schaltplan bei doppeltwirkender Anordnung des Ausführungsbeispiels nach 1 bzw. 2,
z. B. bei einem Schwenkantrieb.
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4 Modulares
Kennlinienfeld des ersten Ausführungsbeispiels nach 1.
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5 Prinzipdarstellung
eines zweiten Ausführungsbeispiels der Erfindung.
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6 Modulares
Kennlinienfeld des zweiten Ausführungsbeispiels nach 5.
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Ein
erstes Ausführungsbeispiel nach 1 zeigt
die Ventilbaugruppe 1 in der erfindungsgemäßen
modularen Anordnung der funktionsbestimmenden Bauteile bzw. Teilbaugruppen.
Die Darstellung ist dabei schematisiert und auf das Wesentliche
reduziert, um den Erfindungsgedanken klar erkennbar darzustellen.
Die Ventilbaugruppe 1 hat die drei Anschlüsse:
Primäranschluss A, Sekundäranschluss B und den
Steuerdruckanschluss X. Die Darstellung geht aus von einem gemeinsamen
Gehäuse 2 in dem die Funktionsbaugruppen in der
vorliegenden Form zueinander angeordnet sein können. Verschlussteile sind
vereinfachend nicht gezeigt da diese jedem Fachmann als Schraub-
oder Flanschausführungen mit den entspr. Abdichtungen bekannt
sind. Das Druckbegrenzungsventil 3 als eine Teilbaugruppe
besteht aus dem Schließkörper 4 und der
Sitzbohrung 5 als Teil des Gehäuses 2.
Die Schließfeder 6 erzeugt die Schließkraft
auf den Schließkörper 4 gegen den durch
das rechte Ende der Sitzbohrung gebildeten Sitz 8 und ist über
einen Einstellmechanismus 7 in ihrer Vorspannung verstellbar.
Der symbolisch dargestellte Einstellmechanismus 7 wird üblicherweise durch
eine nach außen abgedichtete Verstellschraube gebildet.
Der Schließkörper 4 ist insgesamt, wie für
direkt gesteuerte Druckbegrenzungsventile allgemein bekannt, in
der bewährten Form eines Ventilkegels mit Verbindungsstück 9 und
Dämpfungskolben 10 gestaltet. Der durch den Durchmesserunterschied zwischen
Sitzbohrung 5 und Verbindungsstück 9 gebildete
Hohlraum 11 ist einerseits über die Verbindungsleitung 12 mit
dem Sekundäranschluss B hydraulisch verbunden und andererseits
führt eine Verbindungsleitung 13 zur Sperrseite
des Rückschlagventils 14. Auf der gegenüberliegenden
Seite ist das Rückschlagventil 14 über
eine weitere Verbindungsleitung 15 mit dem Primäranschluss
A verbunden. Der Federraum 16 des Druckbegrenzungsventils 3 ist über
eine Verbindungsleitung 17 und der Verbindungsleitung 15 ebenfalls
mit dem Primäranschluss A hydraulisch verbunden.
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Eine
weitere Teilbaugruppe 20 besteht aus einem Stößelbolzen 21 der
in einem Führungsteil 22 geführt ist.
Das Führungsteil 22 wird hierbei als einfach austauschbares
Teil innerhalb des Gehäuses 2 vorgeschlagen, könnte
aber auch entfallen und der Stößelbolzen 21 direkt
im Gehäuse 2 geführt werden. Eine Abdichtung 23 zwischen
Führungsteil 22 und Stößelbolzen 21 kann
vorhanden sein. Über die Teilbaugruppe 30 und
deren Steueranschluss X kann, abhängig von der Steuerdruckhöhe
am Steuerdruckanschluss X, der Öffnungsdruck des Druckbegrenzungsventils 3 gemindert
und dessen druckabhängige Kennlinie, abweichend von der
Grundeinstellung der Schließfeder 6, bestimmt
werden. Diese Teilbaugruppe 30 besteht aus einem ersten
Hilfskolben 31, geführt in der zugeordneten Bohrung 32 und
einer ersten Feder 33 und einer zweiten Feder 34 die
sich beide in einem gemeinsamen Federraum 35 befinden,
einem zweiten Hilfskolben 36 dessen Führungsbohrung 37 mittig
im ersten Hilfskolben 31 angeordnet ist. Beide Federn 33 und 34 stützen
sich einerseits, stirnseitig am ersten Hilfskolben 31 und
andererseits die erste Feder 33 an einem ortsfesten Anschlag
am Führungsteil 22, bzw. alternativ an der entsprechenden
Gehäusewand 38 und die zweite Feder 34 an
einem Federteller 39 ab. Der Federteller 39 ist am
Stößelbolzen 21 zentrisch gelagert, somit
wirkt die Vorspannkraft der zweiten Feder 34, über
den Federteller 39 und den Stößelbolzen 21 stirnseitig
auf den Dämpfungskolben 10 des Schließkörpers 4 und somit
entgegen der Vorspannkraft der Schließfeder 6.
Der zweite Hilfskolben 36 schlägt einerseits stirnseitig
ebenfalls am Federteller 39 an und wird auf seiner entgegengesetzten
Stirnseite vom Steuerdruck beaufschlagt der über den Steueranschluss
X eingespeist wird. Der erste Hilfskolben 31 hat einerseits den
festen Anschlag 40 am Gehäuse 2, oder
der durch ein Verschlussteil analog gebildeten Anschlagfläche,
und andererseits den einstellbaren Anschlag 41. Der Federraum 35 ist über
die Verbindungsleitung 42 mit dem Primäranschluss
A hydraulisch wirksam verbunden.
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Es
sind insgesamt vier funktionsbestimmende Steuerflächen
vorhanden: F1 gebildet aus dem Querschnitt des Stößelbolzens 21;
F2 gebildet aus dem Durchmesser der Sitzbohrung 5; F3 gebildet
aus dem Querschnitt des Hilfskolbens 36 und F4 gebildet aus
der Flächendifferenz der Querschnittsfläche des Hilfskolbens 31 abzüglich
der Querschnittsfläche des Hilfskolbens 36. Wie
später noch näher erläutert wird bestimmen
die Flächenverhältnisse der Flächen F1 ...F4
zueinander, in Abstimmung mit den gewählten Federraten
und Federkräften, den Aufbau der modularen Ventilkennlinie.
Durch die erfindungsgemäß vorgeschlagene Ventilkonzeption
mit der Aufteilung in Teilbaugruppen ist es einfach möglich
eine bedarfsgerechte, alternative Gesamtfunktion lediglich durch
Austausch einfach zu fertigender Alternativteile, wie z. B. der
Teilbaugruppe 20 mit alternativem Durchmesser des Stößelbolzens 21 oder
innerhalb der Teilbaugruppe 30 eine alternative Durchmesserkombination
des Hilfskolbens 36 im Hilfskolben 31. Im Rahmen
des vorgesehenen Einbauraums sind auch die Federn 6, 33 und 34 in
alternativen Abmessungen möglich.
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2 zeigt
das hydraulische Ersatzschaltbild des Einzelventils nach 1.
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Ventile
gemäß der im Oberbegriff des ersten Patentanspruchs
beschriebenen Gattung werden vorzugsweise zweifach in doppeltwirkender
Anordnung in einem gemeinsamen Gehäuse, mit überkreuz
geschalteten Steuerdruckanschlüssen, in doppeltwirkenden
Systemen eingesetzt deren Betriebsverhalten durch wechselnde Kraftwirkungen
auf das Stellsystem gekennzeichnet ist. Ein beispielhafter Schaltplan
einer doppeltwirkenden Anordnung der erfindungsgemäßen
Ventilbaugruppe zeigt 3. Der symbolisch dargestellte
mechanische Schwenkantrieb 50 übt, je nach Lage
und Höhe der Last, unterschiedliche Kräfte auf
den hydraulischen Stellantrieb in der Form eines doppeltwirkenden
Zylinders 55 aus, in diesem Beispiel als doppeltwirkender
Differentialzylinder 55 dargestellt. Alternative Anordnungen
mit Gleichgangzylinder, Schwenkzylinder oder drehenden Hydraulikmotoren
sind bekannt und mit derselben Ventilansteuerung möglich.
Innerhalb eines gemeinsamen Gehäuses 60 sind die
erfindungsgemäßen Ventilbaugruppen V1 und V2,
entsprechend dem Schaltplan als Einzelventil nach 2,
so eingebaut, dass die Überkreuzschaltung der Steuerdruckanschlüsse
X1 bzw. X2 bereits integriert ist und nur noch die Hauptanschlüsse,
Primäranschluss A1 bzw. A2, sowie Sekundäranschluss
B1 bzw. B2 beim Einbau in eine Anlage montiert werden müssen.
Dabei ist, in dem vorliegenden Beispiel, die Ventilbaugruppe V1 über
ihren Sekundäranschluss B1 mit dem Druckanschluss C1 der
Bodenseite und die Ventilbaugruppe V2 über ihren Sekundäranschluss
B2 mit dem Druckanschluss C2 der Stangenseite des Differentialzylinders 55 hydraulisch
verbunden. Analog sind die Primäranschlüsse A1
bzw. A2 mit den entspr. Ausgangs-Anschlüssen eines für
diese Anwendung geeigneten und üblichen Wegeventils WV
hydraulisch verbunden. Das Wegeventil WV ist andererseits über
Eingangsanschlüsse mit einer Druckquelle P und einem Hydrauliktank
T, wie allgemein üblich, verbunden. In seiner Mittelstellung,
als Grund- bzw. Ruhestellung, verbindet das Wegeventil WV die Primäranschlüsse
A1 bzw. A2 mit dem Hydrauliktank T, so dass diese Anschlüsse
in dieser Betriebssituation drucklos sind. Dem Hydraulikschaltplan
nach 3 ist ebenfalls zu entnehmen, dass der Steuerdruckanschluss
X1 der Ventilbaugruppe V1 mit dem Primäranschluss A2 der
Ventilbaugruppe V2 und der Steuerdruckanschluss X2 der Ventilbaugruppe
V2 mit dem Primäranschluss A1 der Ventilbaugruppe V1 hydraulisch
verbunden ist und somit die sogen. Überkreuzschaltung der
Steuerdruckanschlüsse realisiert.
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Anhand
der 1 ...3 kann nun in der Folge die
Funktion und die sich dabei ergebenden Vorteile der Erfindung erklärt
werden. In der gezeichneten Position der Last, bei Schwenkwinkel
+α, gelangt der dadurch verursachte Lastdruck über
C1-B1 auf die Sekundärseite der Ventilbaugruppe V1 und wirkt über
die Verbindungsleitung 12 auf die Steuerfläche
F2 des Schließkörpers 4 des Druckbegrenzungsventils 3 entgegen
der Vorspannkraft der Schließfeder 6. Die Steuerfläche
F1 des Stößelbolzens 21 wird ebenfalls
mit demselben Lastdruck beaufschlagt. Ebenso wirkt derselbe Lastdruck über
die Verbindungsleitung 13 auf die Sperrseite des Rückschlagventils 14.
Befindet sich das Wegeventil WV in der Mittelstellung, so sind die
Primärseiten beider Ventilbaugruppen V1 und V2 drucklos
und somit auch die Steuerdruckanschlüsse X1 bzw. X2 und ebenfalls
die jeweiligen Federräume 16 bzw. 35.
Im Normalbetrieb wird in der gezeichneten Lastposition auch die
Stangenseite des Differentialzylinders 55 drucklos sein
und somit der Zylinderanschluss C2 und damit auch die Sekundärseite
der Ventilbaugruppe V2.
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Die
durch die Lastdruckbeaufschlagung der Steuerfläche F1 erzeugte,
axial wirkende Kraft des Stößelbolzens 21 wird über
den Federteller 39 und den Hilfskolben 36 auf
die Anschlagfläche 40 des Gehäuses 2 oder
einem entspr. Verschlussteil abgestützt und hat somit in
dieser Betriebssituation keinen Einfluss auf die Ventilfunktionen.
Der mit dem Einstellmechanismus 7 gewählte Einstellwert
des Öffnungsdruckes des Druckbegrenzungsventils 3.1 bestimmt
die Sicherheit gegen das ungewollte Absenken der Last und muss deshalb
mit ausreichendem Sicherheitsabstand zum maximalen Betriebsdruck bei
bestimmungsgemäßer Nutzung des Lastschwenkantriebes 50 eingestellt
sein. Andererseits schützt das Druckbegrenzungsventil 3.1 die
druckbeaufschlagten Teile der hydraulischen Anlagenteile gegen einen
zu hohen Gesamt-Lastdruck, bei der Einwirkung unplanmäßig
auftretender zusätzlich von außen wirkenden Kräften
im Sinne der Lasterhöhung, vor einer Beschädigung.
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Da
es sich beim Beispiel um ein geschlossenes Hydrauliksystem auf der
Zylinderseite handelt, muss durch die Druckbegrenzungsventile 3.1 bzw. 3.2,
in der Ventilbaugruppe V1 oder V2, auch der Fall der Druckerhöhung,
verursacht durch Flüssigkeitsausdehnung bei thermischer
Einwirkung, abgesichert werden, was bei der erfindungsgemäßen
Anordnung ebenfalls gewährleistet ist.
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Soll
der Schwenkantrieb
50 aus der gezeigten Position nach rechts,
also im Sinne der Verkleinerung des Schwenkwinkels +α,
bewegt werden, so wird die Bewegung durch das Schalten des Wegeventils
WV in die sogen. Parallelstellung eingeleitet, wodurch die Druckquelle
P mit dem Primäranschluss A1 und der Primäranschluss
A2 mit dem Tank verbunden werden. Übersteigt die Druckhöhe
der Druckquelle P den Lastdruck an B1 kann das Rückschlagventil
14.1 öffnen
und den Ölfluss zum Zylinderanschluss C1 frei geben. Eine
Bewegung des Zylinders ist aber erst dann möglich wenn
am Zylinderanschluss C2 eine dem Zylinder-Flächenverhältnis entsprechende Ölmenge
abfließen kann, dies wird durch die Ventilbaugruppe V2
beeinflusst deren Öffnungsdruck am Druckbegrenzungsventil
3.2,
in dieser Situation als Bremsventil, zusätzlich überwunden werden
muss und dessen Druckwert sich dem Zulaufdruck an A1 zu einem Gesamtzulaufdruck
addiert, so dass dieser höher ist als allein durch die
Last verursacht. Da, wie bereits erläutert, beide Druckbegrenzungsventile
3.1 und
3.2 in
ihrer Grundeinstellung mit einem Sicherheitsabstand zum erforderlichen
Maximalbetriebsdruck eingestellt sind, wäre ohne die Druckbeaufschlagung
zusätzlicher Steuerflächen innerhalb der Ventilbaugruppe,
in diesem Fall V2, ein weit höherer als der zweifache Wert
nur des durch die Last (bei max. +α) verursachten Betriebsdruckes
erforderlich. Es ist aus dem Stand der Technik bekannt das als Bremsventil
wirkende Druckbegrenzungsventil durch Beaufschlagung mit dem Gesamtzulaufdruck
zu entlasten, wie auch bei der
DE 298 13 971 U1 offenbart. Die erfindungsgemäße
Anordnung zeichnet sich demgegenüber dadurch aus, dass
durch gezielte Krafteinleitung eine zusätzliche Kraft auf
den Schließkörper
4 des aktiven Druckbegrenzungsventils
3 als
Bremsventil wirkt, wodurch die resultierende Schließkraft
und somit der wirksame Bremsdruck vermindert wird. Das erlaubt einen modularen
Aufbau mit vereinfachten Fertigungsanforderungen und verringertem
Aufwand für Varianten durch den Einsatz einfachster Bauteile.
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Der
durch den Gesamtlastdruck bestimmte Druck an A1 wirkt über
den Steuerölanschluss X2 auf die Steuerflächen
F3 und F4 der Ventilbaugruppe V2 und gleichzeitig wirkt der am Zylinderanschluss
C2 über B2 herrschende Druck auf die Steuerflächen
F1 und F2, ebenfalls der Ventilbaugruppe V2. In Abhängigkeit
der Steuerdruckhöhe an X2, was gleichzeitig dem aktuellen
Arbeitsdruck an A1 bzw. an P entspricht, werden zuerst über
die Steuerfläche F4, in Verbindung mit der Feder 34 und
in der Folge zunehmend über die Steuerfläche F3
eine gegen die Wirkungsrichtung der Schließkraft der Schließfeder 6 wirkende
Gesamtgegenkraft am Schließkörper 4 wirksam
die den resultierenden Öffnungsdruck am Druckbegrenzungsventil 3.2 entsprechend
mindert und somit den aktuell wirkenden Bremsdruck am Sekundäranschluss
B2. Aus der beispielhaft gewählten Darstellung der Lastbewegung über
einen Schwenkantrieb 50 ist ersichtlich, dass in der Position
max. +α ein maximaler Lastdruck von der Zylinderbodenseite über
den Anschluss C1 auf die Ventilbaugruppe V1 einwirkt, der mit abnehmendem
Winkel +α entsprechend kontinuierlich geringer wird bis
in der Position α = 0° die Last, im Idealfall,
theoretisch keinen Lastdruck im angeschlossenen Hydrauliksystem
erzeugt. Im allgemeinen Sprachgebrauch wird die Betriebssituation
im Bereich des Schwenkwinkels +α, bei der gewählten
Bewegungsrichtung, als Antrieb mit 'drückender' Last bezeichnet
und ist bestimmend für die Auslegung der Antriebsleistung
zur Erzeugung des Fluiddruckes P bei der erforderlichen Fluid-Fördermenge
aufgrund der max. gewünschten Verstellgeschwindigkeit der
Last. Mit weiterer Schwenkbewegung in Richtung –α wechselt
die vom Schwenkantrieb 50 ausgeübte Kraft auf
das angeschlossene Hydrauliksystem, in der Weise, dass nun der wirkende Lastdruck
von der Stangenseite des Zylinders 55, bzw. dessen Anschluss
C2 über den Sekundäranschluss B2, im gemeinsamen
Gehäuse 60, auf die Ventilbaugruppe V2 und deren
Steuerflächen F1 und F2 zusätzlich einwirkt und
mit zunehmendem negativen Schwenkwinkel –α kontinuierlich
zunimmt, gleichzeitig wird dadurch der erforderliche Förderdruck
an P entsprechend abnehmen. Diese Betriebssituation im Bereich des
Schwenkwinkels –α wird im allgemeinen Sprachgebrauch
als Antrieb mit 'ziehender' Last bezeichnet. In dieser Betriebssituation
ist, wie allgemein bekannt, auf der negativen Lastseite eine Bremsfunktion
erforderlich, um das Voreilen der Last gegenüber der an
P eingespeisten Ölfördermenge zu verhindern, diese
Funktion als Bremsventil übernimmt im gezeigten Beispiel
die Ventilbaugruppe V2.
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In
umgekehrter Bewegungsrichtung, also durch Schalten des Wegeventils
WV in die sogen. Kreuzstellung, erfolgt der Bewegungsablauf der
Last von max. –α über α = 0° bis
max. +α wodurch die Abläufe innerhalb der Gesamtbaugruppen
im Gehäuse 60 spiegelbildlich entsprechend gleich
ablaufen, d. h. die Bremsfunktion muss nun im Schwenkbereich des Schwenkwinkels
+α wirksam werden, was innerhalb der Ventilbaugruppe V1
erfolgt. Alle für V2 geschilderten Funktionen sind für
den Fachmann auch für die Ventilbaugruppe V1 leicht ableitbar
und erkennbar, dass die Entlastungswirkungen nun über den Steuerdruckanschluss
X1 auf die Steuerflächen F3 und F4 der Ventilbaugruppe
V1 in gleicher Weise wirksam sind und den Öffnungsdruck
des Druckbegrenzungsventils 3.1 entsprechend beeinflussen.
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Die
zwei Bewegungsrichtungen mit wechselnden Lastrichtungen stellen
einen sogen. 4-Quadrantenbetrieb dar der in unterschiedlichsten
Anwendungen gebräuchlich ist und dadurch auch unterschiedlichste
Anforderungen an das Betriebsverhalten z. B. eines für
eine bestimmte Anlage ausgelegten Overcenterventils, wie z. B. in 3 gezeigt,
bedingen. Betriebsbestimmend sind dabei die Druckwerte des max.
Druckes und der Verlauf des wirksamen Bremsdruckes in Abhängigkeit
des Zulaufdrucks an P, der wiederum von der Einwirkung der zu bewegenden
Nutzlast auf das Antriebsystem insgesamt abhängt. Die Erfindung
ermöglicht aufgrund ihrer modularen Anordnung die Auslegung
'maßgeschneiderter' Druckkennlinien, individuell angepasst an
den Anwendungsfall, bei geringstem Konstruktions- und Fertigungsaufwand.
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Die
modulare Konzeption der erfindungsgemäßen Ventilbaugruppe
ergibt ebenfalls eine Ventilkennlinie mit modularem Aufbau und dadurch
gezielt planbaren Wirkungsabschnitten in Abhängigkeit eines
auf die Steuerflächen wirkenden Steuerdruckes. Dies wird
beispielhaft anhand der Darstellung eines Kennlinienfeldes in 4 erläutert.
Durch die normierte Darstellung ist das Diagramm allgemein gültig und
unabhängig von einer Baugröße und wird
in der Erklärung auf das Einzelventil entspr. der 1 bezogen.
Auf der Ordinate ist mit pDBV der durch
das Druckbegrenzungsventil 3 am Sekundäranschluss
B bestimmte Druck und auf der Abszisse mit px der
am Steuerdruckanschluss X eingespeiste Steuerdruck. Der normierte
Wert 1 stellt auf beiden Achsen jeweils dieselbe Druckhöhe
dar, dabei entspricht der Wert px = 1 bzw.
pDBV = 1 der max. Einstellung des Öffnungsdruckes am
Druckbegrenzungsventil 3. Der Bereich des konstanten Druckes
px bis zum ersten beginnenden Druckabfall
am Punkt 65 wird bestimmt durch die Steuerfläche
F4 in Abhängigkeit der Vorspannkraft der Feder 33.
Die Steigung des Druckabfall zwischen Punkt 65 bis zum
Punkt 66 ist bestimmt durch die Steuerfläche F4
in Abhängigkeit der Federkonstanten der Federn 33 und 34.
Die Höhe des konstanten Bremsdruckes 67 ergibt
sich aus der Hubhöhe des Hilfskolbens 31, der
durch den Anschlag 41 begrenzt wird und damit in seiner
Druckhöhe einstellbar ist, in Abhängigkeit der
durch den Hub erreichten Vorspannung der Feder 34.
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Anlagenabhängig
kann ein Einstellwert größer oder kleiner der
Hälfte (0,5) des max. eingestellten pDBV =
1 gewählt werden ohne die Beeinflussung anderer Druckwerte,
so dass auch vor Ort, an der Anlage, ohne besondere Spezialkenntnisse
problemlos Einstellkorrekturen vorgenommen werden können. Solange
pDBV größer ist als px, ist, bei F1 = F3, die resultierende Kraft
aus der jeweils stirnseitigen Druckbeaufschlagung am Hilfskolben 21 durch
pDBV und am Hilfskolben 36 durch
px, bezogen auf den Schließkörper 4 negativ,
d. h. es wird noch keine zusätzliche hydraulische Entlastung
am Druckbegrenzungsventil 3 wirksam. Die hydraulische Entlastung
beginnt mit px ≥ pDBV (eingestellter
Bremsdruck 67) wirksam zu werden, so dass sich der wirksame
Bremsdruck ab dem Punkt 68 in Abhängigkeit von
px, weiter vermindern kann, bis zum Wert
0.
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Die
Steigung dieses Druckabfalls ist bestimmt durch die gewählte
Größe der, in diesem Fall, gleichen Flächen
F1 und F3, eine Verkleinerung ergibt eine flacher abfallende Kennlinie
wie beispielhaft mit (F1 = F3) ≜ 0,8 und eine steiler abfallende
Kennlinie bei (F1 = F3) ≙ 1,2 einer auf (F1 = F3) = 1 bezogenen
Vergleichsfläche. Eine weitere Funktionserweiterung ergibt
sich aus ungleichen F1 und F3, also F1 ≠ F3. Wird F1 > F3 gewählt
so verschiebt sich der Beginn der zusätzlichen, hydraulischen
Entlastung zu einem höheren px,
wobei px im Falle einer Schaltung nach 3 dem
notwendigen Zulaufdruck an A1 oder A2, je nach Bewegungsrichtung
und Lastfall, entspricht. Ist F1/F3 ≈ 1,2 so beginnt der
Abfall des Bremsdruckes 67 bei höherem px am Punkt 69 mit einer flacher
abfallenden Kennlinie. Wird F1/F3 ≈ 1,6 gewählt,
so verschiebt sich der beginnende Abfall des Bremsdruckes 67 zu
einem noch höheren px, in diesem
Beispiel bei Punkt 70 mit einer steiler abfallenden Kennlinie.
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Im
alternativen Fall, also bei F1 < F3,
beginnt die zusätzliche hydraulische Entlastung des Bremsdruckes 67 früher,
bei dem beispielhaft gewählten Flächenverhältnis
von F1/F3 ≈ 0,65 beim Punkt 71 mit der sich daraus
ergebenden Steigung des Druckabfalls. Andere Druckwerte und Steigungen
sind bei anderen Flächenverhältnissen bei F1 < F3 ebenso möglich,
je nach den Erfordernissen der speziellen Maschinenfunktionen.
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Diese
sehr unterschiedlichen Kennlinienverläufe werden, wie gezeigt,
lediglich durch die hydraulisch wirksamen Flächen F1 bzw.
F3 und deren Größenverhältnisse zueinander
gebildet, wobei der Stößelbolzen 21 und
der Hilfskolben 36 einfachste, zylindrische Bauteile darstellen
und z. B. auch aus standardisierten Wälzlagerteilen (z.
B. Nadelrollen) gewählt werden können. Bei einer
Variante ist dann lediglich eine Teilbaugruppe, bestehend aus Stößelbolzen 21 mit
seinem Führungsteil 22 bzw. dem Hilfskolben 31 mit
dem Hilfskolben 36, auszutauschen. Dadurch ist es möglich
auf den Einsatzfall hin optimierte Ventilbaugruppen, im Anwendungsbereich
gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruches 1,
mit geringstem Konstruktions- und Fertigungsaufwand bei geringer
Teilevielfalt für ein gesamtes Ventilbaureihenkonzept herzustellen.
Eine weiter vorteilhafte Konzeption besteht darin, die erfindungsgemäße Ventilbaugruppe
in einer konzentrischen Anordnung aller Teilbaugruppen innerhalb
eines sogen. Cartridgeventils auszuführen. Die gezeigte
Modularität ermöglicht es auch Optimierungen vor
Ort aus bereits bestehenden Teilbaugruppen an betriebsfertigen Anlagen,
ebenfalls mit geringstem Aufwand, vorzunehmen. Ein Ziel dieser Optimierungen
ist, dass die Entlastung, d. h. die Minderung des wirksamen Bremsdruckes,
so früh wie möglich beginnt und auf das notwendige
Maß begrenzt wird – aber ohne Sicherheitseinbußen,
so dass die Antriebsleistung der Maschine nicht unnötigerweise
zusätzlich erhöht wird und somit auch eine weitere
Verringerung der Verlustleistung bzw. des Energiebedarfs erreicht
wird.
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Die
Nenn-Baugröße einer erfindungsgemäßen
Ventilbaugruppe wird in erster Linie durch den Nenndurchfluss bestimmt.
Daraus ergeben sich die notwendigen Abmessungen des Druckbegrenzungsventils 3,
gekennzeichnet durch die Größe von Sitzbohrung 5 und
Schließkörper 4, woraus sich dann die Steuerfläche
F2 ergibt. Eine Variation der Steuerflächen F1 und/oder
F3 im Bezug zur Steuerfläche F2 ist in gleicher und einfacher
Weise möglich und für den Fachmann erkennbar,
so dass weitere Erklärungen hierzu nicht notwendig sind,
aber der Vollständigkeit halber erwähnt ist.
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Ein
zweites Ausführungsbeispiel der erfindungsgemäßen
Ventilbaugruppe zeigt 5. Der Funktionsunterschied
zum Ausführungsbeispiel nach 1 ergibt
sich daraus, dass der Stößelbolzen 21, jetzt
mit der Bezeichnung 21.1 mit dem ebenfalls dafür
geänderten Dämpfungsbolzen 10.1 axial
kraftschlüssig miteinander verbunden sind.
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Aus
der ursprünglichen Steuerfläche F2 wird somit
die Ringfläche FR2 womit die hydraulisch wirksame Kraftwirkung,
durch PDBV, in Axialrichtung auf den Stößelbolzen 21 beim
alternativen Stößelbolzen 21.1 nicht
vorhanden ist. Es ist selbstverständlich, dass die Konstruktionswerte
der Schließfeder 6.1 hierbei nun von der Ringfläche
FR2 bestimmt werden. Die funktionellen Auswirkungen der alternativen Anordnung
nach 5 zeigt das Kennlinienfeld in 6.
Der auf die Steuerfläche F3 wirkende Steuerdruck px ist von Beginn an wirksam, ab px > 0.
Mit zunehmendem px wird der Hilfskolben 31 gegen
seinen Anschlag 41 verschoben, so dass in gleicher Weise, wie
beim ersten Ausführungsbeispiel, ab dem Punkt 65.1 die
Entlastungsfunktion der Entlastungsfeder 34 wirksam wird
und am Punkt 66.1 die maximale Kraftwirkung entsprechend
der Einstellung des Anschlags 41 erreicht. Der weitere
Abfall der Druckentlastungskennlinie ist durch das Flächenverhältnis
der Steuerflächen F3 zu FR2 bestimmt. Im Diagramm, 6, wurde
beispielhaft F3/FR2 ≈ 0,5 gewählt. Es ist auch hier
erkennbar, dass alternative Kennlinienverläufe mit geringem
Aufwand herstellbar sind.
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Die
Beschreibung des modularen Aufbaus der erfindungsgemäßen
Ventilbaugruppe (1) als Einzelventil gemäß 1 bzw. 5,
oder die schaltungstechnische Verbindung zweier Ventilbaugruppen
(1) in einem gemeinsamen Gehäuse (60)
gemäß 3 zeigt, dass nahezu alle Kennlinienverläufe
innerhalb der Diagrammfläche – pDBV über
px – allein durch Durchmesserkombinationen
austauschbarer Baugruppen 30, 20 und 3,
sowie deren Federn 33, 34 und 3, sowie
des konstruktiv vorgegebenen Einstellbereichs, möglich
sind. Die Einstellung der, lediglich noch zwei, betriebswichtigen
Druckeinstellwerte, max. Öffnungsdruck am Druckbegrenzungsventil
(3) sowie dem, gegenüber dem Maximaldruck geminderten,
Bremsdruck (67) ist jeweils eindeutig und die Einstellwerte
beeinflussen sich nicht gegenseitig. Das ist ein großer
Vorteil gegenüber dem Stand der Technik und führt
zu höherer Einstell- und Betriebssicherheit bei gleichzeitig
verringerten Gesamtkosten.
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ZITATE ENTHALTEN IN DER BESCHREIBUNG
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Zitierte Patentliteratur
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- - DE 29813971
U1 [0003, 0003, 0032]