DE4225698A1 - Dämpfungsventil kleinster Bauart - Google Patents

Description

Die Erfindung betrifft ein direkt gesteuertes Druckbegrenzungsventil kleinster Bauart, insbesondere ein Dämpfungsventil für hydraulische Zylinder bzw. Anlagen mit hohen Drücken.

Die Dämpfungsventile in hydraulischen Bauteilen (wie z. B. in hydrau­ lischen Zylindern), haben zur Aufgabe stoßartige Beschleunigungen (wie z. B. Stöße gegen Anschläge) zu verhindern, um u. a. diese bzw. die gesamte Maschine gegen Beschädigungen zu schützen. Dabei können Drücke von 60 (MPa) und mehr vorkommen.

Dämpfungen werden bewirkt, indem die kinetische Energie der in Frage kommenden Massen- und Massenträgheitsmomenten in Wärme umgewandelt werden, wodurch die Energie dieser Massen reduziert und damit ihre Geschwindigkeit bis auf einen zulässigen Wert verringert wird.

Bei Endlagendämpfungen wird kurz vor dem Endanschlag, im Dämpfungs­ bereich, der Abflußquerschnitt stark verringert, so daß der Bremsdruck erheblich steigt und die Geschwindigkeit der bewegten Massen entsprechend verringert wird. Meistens soll der Kolben seine Endlage mit einer vorgegebenen tolerierten Geschwindigkeit erreichen.

Die Querschnittverringerung kann in Abhängigkeit einer Steuerung (als Funktion des Weges, falls der Querschnitt nicht konstant sein soll) oder einer Regelung (als Funktion des Druckes) erfolgen.

Steuerungen sind relativ einfach und erfordern weniger Platz, haben aber den Nachteil, daß der Bremsdruck nicht kontrolliert wird und gegebenenfalls, zum Nachteil der Dichtungen, sehr hohe Spitzendrücke vorkommen können, die bei Spaltformen zusätzlich noch viskositätsab­ hängig sind. Oft ist viel Versuchsaufwand erforderlich, damit über dem gesamten Dämpfungsweg eine konstante Bremsbeschleunigung erzielt werden kann, die bekanntlich bei einen vorgegebenen Druck die größte Dämpfungswirkung ermöglicht: Spaltdämpfungen können durchaus teuer und störanfällig gegen Schmutz sein.

Druckbegrenzungsventile regeln den Dämpfungsdruck, so daß eine vorgegebene Grenze nicht überschritten wird. Außerdem sind sie viskosi­ tätsunabhängig. Diese Vorteile bedingen jedoch erheblich mehr Raumbedarf und insgesamt meistens einen größeren Aufwand.

Bei direkt geregelten Ventilen muß die Druckfeder sehr groß dimensioniert sein und ist kaum unterzubringen.

Bei indirekt geregelten Ventilen ist der Raumbedarf relativ kleiner aber immer noch verhältnismäßig groß, und die Herstellungskosten sind erheblich höher. Da mehr Teile erforderlich werden, dürfte die Störanfälligkeit ebenfalls größer sein.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein Dämpfungssystem zu schaffen, das die Vorteile der beiden bekannten Dämpfungssysteme aufweist: Geringer Raumbedarf, geregelter Druck, Viskositätsunabhängig­ keit, geringe Störanfälligkeit gegen Schmutz und geringe Kosten.

Die Aufgabe wird erfindungsmäßig dadurch gelöst, daß zwischen dem Eingangkanal 1 und der Federkammer 2 eine Blende 3 und zwischen dieser und dem Abflußkanal 4 eine weitere Blende 7 angeordnet ist, die den Druckabfall P14 zwischen den Kanälen 1 und 4 teilen, wobei der Druckabfall P12 an der Blende 3 einen Gegenkraftverlust F12 am Ventilkolben 6 erzeugt, der von der Kraft FMF der Meßfeder 5 ausgeglichen wird und der Druckabfall P24 zwischen der Federkammer 2 und dem Abflußkanal 4 an der Blende 7 die Anpassungskraft F24 in gleicher Richtung wie FMF erzeugt und F24 bzw. P24 die Höhe der zu regelnden Druckdifferenz P14 bestimmt, und die Summe der Druckabfälle P12 und P24 gleich dem Druckabfall P14 ist, und der Absolutwert der Kraft F14 gleich aber die Richtung entgegengesetzt dem der Summe der Kräfte FMF und F24 ist und die Federkraft FMF vom Öffnungsweg an der Drossel 8 abhängig ist, wobei deren Federkonstante 9 die Kennlinie des Druckreglers bestimmt.

Mit höher werdenden Drücken werden auch die Reibungskräfte größer und die Betätigung des Schiebers bzw. Ventilkolbens durch Federkraft bedingt entsprechend eine größere Feder, die viel Raum erfordert. Da bei der angemeldeten Lösung die Feder u. a. klein bleiben soll, müssen die Reibwerte bzw. die Reibmöglichkeiten unterdrückt werden. Deshalb:
Um die Reibungskräfte möglichst gering zu halten, ist der Abfluß an der Drosselstelle 8 so gestaltet, daß er mindestens aus zwei symmetrisch angeordneten Abflußkanälen 10 und 11 besteht, die vorzugsweise als einfache Bohrungen ausgelegt werden. Durch diese Symmetrie heben sich die hier entstehenden axialen Störkräfte weitgehend auf, so daß sie auch bei hohen Dämpfungsdrücken wirksam unterdrückt werden können.

Ebenfalls wird zur Unterdrückung der Reibungskräfte eine Druckzentrie­ rung vorgesehen, indem der mittlere Teil des Ventilkolbens 6 mit einem größeren Spalt 15 als bei seinen beiden Enden ausgelegt ist, und dieser durch mehrere kleine symmetrisch angeordnete Bohrungen 14, die quer zur Flußrichtung von der Blende 3 liegen, mit dem inneren Kanal 12 des Ventilkolbens 6 verbunden ist. Es läßt sich mathematisch beweisen, daß diese Zentrierungsmethode die Reibungskräfte am Ventil wirksam mindert, besonders wenn der Ventilkolben durch Verkantungsmomente belastet wird, und daß es günstig ist, zwischen dem Spalt 15 des mittleren Teils des Ventilkolbens 6 und den anderen Räumen, den Kanälen 10 und 11 und dem Federraum 2, einen möglichst großen Druckabfall zu haben: Deshalb werden mehrere kleine Bohrungen 14 vorgesehen, damit zwischen Kanal 12 und dem Spalt 15 der Druckverlust klein bleibt.

Beide Methoden zur Minderung der Reibungskräfte werden mit größer werdenden Verhältnis = Länge/Durchmesser des Ventilkolbens effektiver.

Obwohl die in axialer Richtung wirkende Kraft der Druckfeder relativ zu den hydraulischen Druckkräften gering ist, sollte diese nicht mit dem Ventilkolben geführt werden, um auch daraus entstehende Verkantungs­ kräfte möglichst zu meiden.

Die mit der Erfindung erzielten Vorteile bestehen insbesondere darin, daß man weit weniger Raum als bei herkömmlichen Druckreglern benötigt. Als Beispiel: Für eine Durchflußmenge zwischen 10 und 100 (dm3/s) und Drücken zwischen 10 und 80 (MPa) würde ein Kernraum von ca. 50_*20_*20 = 20 000 (mm3) genügen, bei herkömmlicher Bauweise als direkt gesteuertes Druckbegrenzungsventil und Drücken von nur 20 (MPa) würden es schon ca. 80_*50_*50 = 200 000 (mm3) sein; d. h. rund 10 mal mehr. Bei 60 (MPa) würde der Raum für diese Bauweise nicht mehr vertretbar sein, da der benötigte Raum für die Feder erheblich wächst: Hier wird etwa ein Raum von insgesamt 80_*80_*120 = 768 000 (mm3) geschätzt.

Indirekt gesteuerte Druckbegrenzungsventile sind kleiner, erreichen aber bei weitem nicht die Gedrungenheit des hier vorgeschlagenen Systems, außerdem ist ihr Preis höher, da ihr Aufbau wesentlich aufwendiger ist. Wegen der größeren Zahl der Teile sind sie auch störan­ fälliger.

Bei Drücken von rund 60 (MPa) würde man beim vorgeschlagenen System den Raumbedarf um mindestens eine Zehner-Potenz reduzieren: Bedingung für seine Anwendung ist jedoch, daß bei geschlossenem Ventilkolben ein kleiner Teil des maximalen Flusses weiterhin fließen darf, wie es z. B. bei Dämpfungen gefordert wird, wenn die Endlage stets erreicht werden soll.

Ein weiterer Vorteil ist die sehr flache Kennlinie, Druck=Funktion (Durchfluß), die bei gleichbleibender Geometrie und Mechanik über einen sehr großen Bereich, z. B. 10 bis 100(dm3/min), und darüber hinaus, möglich ist. Die "genaue" Endgeschwindigkeit wird dabei mit den Blenden 3 und 7 gemeinsam (es genügt eine Berechnung) eingestellt, und die Höhe des zu regelnden Druckes mit der Blende 7 (meistens genügt ebenfalls eine Berechnung) justiert.

Von großem Vorteil ist auch, daß die Anpassung an die Höhe des zu regelnden Druckes nur durch Auswechseln der Blende 7 erfolgt: Alles andere (einschließlich der Feder 5 und der Federvorspannung) bleibt unverändert. Wegen des "steilen Parabelastes" bei den hohen Dämpfungsdrücken variiert die Endgeschwindigkeit bei unveränderter Blende 3 verhältnismäßig wenig zur Druckänderung, die durch die Justierung an der Blende 7 erfolgt. Beides ist sehr wichtig, wenn man die Einsatzbedingungen (z. B. bei Dämpfungen) vor der Auslieferung nicht kennt.

Durch die Verwendung im Steuerkreis des Ventilkolbens 6 von zwei in Reihe geschalteten Blenden 3 und 7, wird eine günstige Dämpfung des Ventilkolbens 6 zusätzlich erreicht, die durch die Wirkung der Bohrungen 16 und der Kammer 9 verstärkt wird.

Außerdem wird der Herstellungspreis dieses Druckbegrenzungsventils wesentlich geringer als die anderer Bauarten von Druckbegrenzungsven­ tilen sein, besonders wenn auch die Einsparungen an den mitwirkenden Bauteilen berücksichtigt werden.

In vielen Fällen dürfte der Einsatz dieses Systems zur Erzeugung von Dämpfungswirkungen, selbst günstiger als die Spaltdämpfungen sein, da die Spaltherstellung (z. B. bei größeren Hydraulikzylindern) teuer und (bei verschmutztem Öl) störanfälliger ist.

Da die Zentrierungsprobleme des Ventilkolbens 6 günstig gelöst werden können und da ein Minimum an bewegten Teilen (Ventilkolben und Feder) erforderlich ist, sind die Störanfälligkeit und die Wartung wahrschein­ lich geringer als bei anderen bekannten Systemen.

Bei Störungen durch Verklemmungen entstehen automatisch relativ große axiale Kräfte am Ventilkolben, die zur Aufhebung derselben wirksam sind: Auch ein wichtiger Vorteil dieses Systems.

Ein Ausführungsbeispiel der Erfindung ist in der Zeichnung dargestellt und wird im folgendem näher beschrieben. Es zeigt

Fig. 1 das Grundschaltschema und

Fig. 2 ein Auslegungsbeispiel.

Beschreibung zu Fig. 1:
Der zu regelnde Druck PE wirkt im Eingangskanal 1 und ist gleich dem Druckabfall P14, wenn der Ausgangsdruck PA einfachshalber gleich 0 angenommen wird. Gleichgewicht der Kräfte am Ventilkolben 6 mit der gleichen Fläche A6 an beiden Enden, liegt vor, falls die Kräfte die Gleichung F14=F24+FMF erfüllen. Für die Drücke gilt entsprechend die Gleichung P14=P12+P24. Dabei sind F14=P14_*A6, F24=P24_*A6, F12=P12_*A6, und FMF=F12.

Die Drosselstelle 8 wird durch den Ventilkolben 6 gesteuert. Es sei hier bemerkt, daß die Blenden 3 und 7 auch als verstellbare Drosseln auslegbar sind. Die Flußrichtungen werden mit Pfeilen angezeigt.

Die Justierung des zu regelnden Druckes PE bzw. P14 erfolgt einmalig durch Anpassung (Auswechseln) an der Blende 7.

Die Blenden 3, die Meßfeder 5 und der Durchmesser vom Ventilkolben 6 sind unabhängig von PE bzw. P14: Sie dienen nur der Druckregelung, und können für alle in Frage kommenden PE Drücke die gleichen Standardteile sein: Ein großer Vorteil. Das Verhältnis P12/P14 kann 10 (bis 40) sein, und wird in erster Näherung von den Toleranzen der Blenden und ihrem Einfluß auf E begrenzt. Die Toleranzen der Federkonstante und ihrer Vorspannungskraft haben einen geringen Einfluß auf dieses Verhältnisse, indem PE u. a. ebenfalls beeinflußt wird. Der Einfluß dieser Faktoren ist anhand von den den Schaltkreis beschreibenden Gleichungen abschätzbar.

Beschreibung zu Fig. 2:
Die in Fig. 1 schon bezeichneten Elemente werden hier vorzugsweise durch ihre Nummern genannt. Die weiteren Nummern bedeuten: 22 Eingangsraum, 13 Scheibe für Federsitz, 16 Ausgleichsbohrungen, 15 Spalt zwischen 17 und 6, 17 Block, in dem der Druckregler untergebracht ist, 19 Ausgangsverschraubung, 18 Dichtung, 20 Scheibe für Federsitz, 21 Raum, 27 Sammelringkanal, 23 Bohrungen. Die Flußteilungen sind in Fig. 2 angegeben.

Durch den Kanal 1 wird die Eingangsflüssigkeit QE mit dem zu regulierenden Eingangsdruck PE an die gesteuerte Drossel 8 (Stellglied für PE) herangeführt. PE wirkt "praktisch" auch an der Blende 3 (bestimmt die augenblickliche Istkraft der Meßfeder 5) und an den Drosseln 14 (für die Zentrierungshilfe).

Die Flüssigkeit Q14 (dm3/s), die bei 8 über die Kanäle 10 oder 11 abfließt, gelangt über den Ring- und Sammelkanal 27 und den Bohrungen 23 in den Raum 21, der in den Abflußkanal 4 mündet.

Die Flüssigkeit Q12=Q24 (dm3/s) fließt durch die Blende 3 und die Bohrung 24 in den Raum 2, und durch die Blende 7 (Justierblende für den Druckbereich, d. h. die Druckhöhe von PE) in den Raum 21 und danach ebenfalls in den Abflußkanal 4. (QE=Q12+Q14=QA am Ausgang).

Die interne Flußmenge QZ für die Zentrierung wird vernachlässigt.

Funktionsbeschreibung: Wenn PE kleiner oder gleich als der Solldruck ist, schließt 6 die Drosselstelle 8 und die Flüssigkeit (hier ist QE=Q12) fließt nur durch 3 und 7 nach 4 ab.

Beim Beginn der Endgeschwindigkeit VENDZ (die Drossel 8 ist gerade geschlossen) ist der Druckabfall P12 gerade so groß, daß die von ihm erzeugte Kraft F12 an der Eingangseite E noch das Gleichgewicht mit der Federkraft FMF (bei einem Federweg X0 und einer Federkonstante C folgen FMF=C_*X0=FMF0 und F12=FMF0) die entgegengesetzt am anderem Ende A des Ventilkolbens 6 wirkt, hält. VENDZ entspricht im Augenblick des Schließens von 8 einer Flüssigkeitsmenge Q12S=Q12=QE und einem Druck PE.

Wird Q12=Q12K=QE kleiner als Q13S, so wird auch VENDZ parabelförmig bis zum Stillstand kleiner.

Wird VENDZ größer, dann wird auch F12 größer als FMF und das neue Gleichgewicht stellt sich bei FMFX=C_*(X0+X)=F12X ein. Dadurch steigt auch P12 geringfügig auf P12X. Die Drossel 8 ist jetzt um den Weg X geöffnet worden, durch 10 und 11 fließt die Flüssigkeit Q14 ab. Der Druckabfall P24 erhöht sich auf P24X. Insgesamt erhöht sich der Druck PE auf PEX, wie es der Auslegung der Kennlinie dieses Druckbegrenzungs­ ventils entspricht. Der Weg X ist dabei sehr klein.

Ein entgegengesetzter Vorgang findet statt, wenn der Eingangsdruck von PEX auf PE sinkt.

Man kann diesen Vorgang für größere X anhand der Kennlinie nachvoll­ ziehen. Bei einem Dämpfungsprozeß beginnt das Gleichgewicht am Anfang bei dem größten Öffnungsweg X, da dann die Geschwindigkeit VENDZX am höchsten ist, und wird dann in Abhängigkeit der Abbremsung kleiner bis bei X=0 die Geschwindigkeit VENDZ erreicht ist.

Der Raum 2 muß gegenüber den Raum 21 abgedichtet werden. Die Fläche von E und die Geometrieform der Abflüsse 10 und 11 sollten so abgestimmt sein, daß die Strahlkräfte an der Drossel 8 möglichst senkrecht radial gerichtet sind.

Die Wirkung der Bohrungen 14 und des Spaltes 15 wurde schon beschrieben. Die Dämpfungsbohrungen 16 an der Scheibe 13 sollen das Flattern zwischen 13 und dem Ventilkolben 6 verhindern, und mithelfen mögliche Schwingungen von 6 zu dämpfen.

Claims (6)

1. Die Erfindung betrifft ein direkt gesteuertes Druckbegrenzungs­ ventil kleinster Bauart, insbesondere ein Dämpfungsventil für hydraulische Zylinder bzw. Anlagen mit hohen Drücken, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen dem Eingangkanal 1 und der Federkammer 2 eine Blende 3 und zwischen dieser Federkammer und dem Abflußkanal 4 eine weitere Blende 7 angeordnet ist, die den Druckabfall P14 zwischen den Kanälen 1 und 4 teilen, wobei der Druckabfall P12 an der Blende 3 einen Gegenkraftverlust F12 an der Federkammerseite A des Ventilkolbens 6 erzeugt, der von der Kraft FMF der Meßfeder 5 ausgeglichen wird und wobei der Druckabfall P24 zwischen der Federkammer 2 und dem Abflußkanal 4 an der Blende 7 die Anpassungskraft F24 in gleicher Richtung wie FMF erzeugt, und F24 bzw. P24 die Höhe der zu regelndem Druckdifferenz P14 bestimmt, und die Summe der Druckabfälle P12 und P24 gleich dem Druckabfall P14 ist, und der Absolutwert der Kraft F14 gleich aber in Richtung entgegengesetzt zu dem der Summe der Kräfte FMF und F24 ist, und die Federkraft FMF vom Öffnungsweg an der Drossel 8 abhängig ist, wobei deren Federkonstante 9 die Kennlinie des Druckreglers bestimmt.

2. Druckbegrenzungsventil nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Abflußbohrungen 10 und 11 symmetrisch bezüglich des Ventilkolbens 6 im Gehäuse 17 angeordnet sind.

3. Druckbegrenzungsventil nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen dem Kanal 12 und dem mittleren Spalt 15 mehrere symmetrisch liegende Bohrungen 14 angeordnet sind.

4. Druckbegrenzungsventil nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Meßfeder 5 durch eine Führungsscheibe 13 gestützt ist, die an den Wänden der Bohrung bzw. des Federraumes 2 geführt ist.

5. Druckbegrenzungsventil nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen dem Federraum 2 und dem Sammelraum 21 eine Dichtung 18 angeordnet ist.

6. Druckbegrenzungsventil nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Führungsscheibe 13 mit Dämpfungsbohrungen 16 versehen ist.