EP0870931A1 - Actuator with end-of-stroke-cushioning - Google Patents

Actuator with end-of-stroke-cushioning Download PDF

Info

Publication number
EP0870931A1
EP0870931A1 EP98101226A EP98101226A EP0870931A1 EP 0870931 A1 EP0870931 A1 EP 0870931A1 EP 98101226 A EP98101226 A EP 98101226A EP 98101226 A EP98101226 A EP 98101226A EP 0870931 A1 EP0870931 A1 EP 0870931A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
piston
damping
working cylinder
control
fluid
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Granted
Application number
EP98101226A
Other languages
German (de)
French (fr)
Other versions
EP0870931B1 (en
Inventor
Josef Büter
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Buemach Engineering International BV
Original Assignee
Buemach Engineering International BV
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Buemach Engineering International BV filed Critical Buemach Engineering International BV
Publication of EP0870931A1 publication Critical patent/EP0870931A1/en
Application granted granted Critical
Publication of EP0870931B1 publication Critical patent/EP0870931B1/en
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Lifetime legal-status Critical Current

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B15/00—Fluid-actuated devices for displacing a member from one position to another; Gearing associated therewith
    • F15B15/20—Other details, e.g. assembly with regulating devices
    • F15B15/22—Other details, e.g. assembly with regulating devices for accelerating or decelerating the stroke
    • F15B15/222—Other details, e.g. assembly with regulating devices for accelerating or decelerating the stroke having a piston with a piston extension or piston recess which throttles the main fluid outlet as the piston approaches its end position
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B15/00—Fluid-actuated devices for displacing a member from one position to another; Gearing associated therewith
    • F15B15/20—Other details, e.g. assembly with regulating devices
    • F15B15/22—Other details, e.g. assembly with regulating devices for accelerating or decelerating the stroke
    • F15B15/223—Other details, e.g. assembly with regulating devices for accelerating or decelerating the stroke having a piston with a piston extension or piston recess which completely seals the main fluid outlet as the piston approaches its end position

Definitions

  • the invention relates to an end position damped working cylinder which can be used in all fields of fluid technology in which working cylinders have to be damped in the end positions.
  • Systems are known in which the main piston of a working cylinder is braked at the respective stroke end by reducing the flow cross-section for the flowing fluid flow, often supplemented by an externally adjustable throttle.
  • the most varied variants are implemented. They can be divided into systems which have the throttled discharge cross section in fixed parts of the working cylinder or those in which the throttling discharge cross section is present in moving parts thereof.
  • the damping basically aims at braking the entire kinetic energy of the moving parts of the working cylinder with the aim of keeping the impact energy as low as the respective application allows.
  • a non-return valve in the piston and outlet openings with a small cross-section in the jacket of the cylinder, which the piston passes over in part.
  • a special location-controlled contour function is implemented, which is optimally proportional to the square of the stroke in the outlet cross-section.
  • the damping is achieved here by a special shape of the piston, in which an undersized ring with Subsequent free space forms an annular space with the cylinder.
  • the outlet of the pressure medium from this is throttled and the damping area corresponds to the piston area.
  • the publication US 4207800 achieves damping with the aid of a special piston ring, which sits at the end of the piston, is axially somewhat displaceable and somewhat undersized, as a result of which a check valve is formed by the surface of the ring broken on one side, and the compression of the pressure medium in the cylinder space results in pressure-controlled damping an annular gap is achieved.
  • An equally simple damping is described in US 4425836.
  • the damping is achieved by an annular groove located between the piston and the cylinder. It is a function of the position in this way, since the closer the piston is to the end, the longer the effective spiral.
  • a residual cylinder space with an attenuator is embodied within a second pressure medium bore, which acts directly as an attenuation element. Overlapping is also pressure-controlled damping by means of the annular gap in the area of the undersized piston ring and position-controlled damping by the effective length of the spiral groove which increases towards the end. In this case, the spiral groove is made in the range of motion of the piston ring.
  • the object of the invention is to develop an end position damped working cylinder, which eliminates the disadvantages of the prior art by the technical and constructive Effort to ensure the damping and the application-related adjustment the damping, is simple.
  • the damping should be without additional damping-related Sealing elements can be achieved. Furthermore, the wear of the damping-related Components can be excluded.
  • the damping should be soft and reliable under full load take place, the damping should be regulated from the outside. Furthermore should damping is used in all areas of fluid technology (liquids and gases) in which working cylinders must be damped in the end positions.
  • a master piston 1 of the working cylinder is arranged coaxially in front of a piston rod 2, in the respectively adjacent cylinder spaces 3 and a control piston 5, which is positively connected to the piston rod 2 and the control piston 5 by a conical spring 6.
  • the advance distance of the control piston 5 corresponds at the same time to a damping distance 7 which arises as the main piston 1 moves in the direction of the end stops 8 and 9 on the base and guide side.
  • this leading control piston 5 closes, depending on its direction of movement, an outflow channel I 10 of a base 11, or an outflow channel II 12 of a guide 13, by abutment of a control piston end face 14 on the base-side end stop 9 or on the guide-side end stop 8.
  • the throttled outflow bore 15 has a radially arranged, threaded bore 16, in which a throttle adjusting screw 17 is located.
  • the damping back pressure can be influenced (see also FIG. 4).
  • the control piston 5 is at the same time also a carrier of a ring magnet 18, the field lines of which serve to activate the sensors 19 arranged in the region of the outflow channels I and II 10, 12, whereby a signal is initiated. which serves to switch the fluid flow.
  • the sensor 19 is activated without contact.
  • the directional valve units customary in hydraulic systems are controlled, which initiates the reversal of the direction of the fluid flow.
  • the fluid inflow is blocked in this way in the respective feed, which serves the direction of movement of the piston, in favor of the feed of the same into the cylinder space 3 or 4, in which, according to FIG. 3, a damping space 20 is provided by flat contact of the control piston end face 14 on the bottom or guide side Forms end stop 8 or 9 and at the same time a valve is formed.
  • the back pressure that forms within the damping space 20, inside the cylinder spaces 3 or 4, depending on the ratio of the cross section of the outflow channel I 10 or the outflow channel II 12 to the cross section of the throttled outflow bore 15, can be superimposed in this way on a counterpressure which Influences the damping.
  • This damping is thus adjustable via the throttle adjusting screw 17 and the specification of the fluid pressure.
  • the time of signaling for the purpose of switching is predetermined by the choice of the length of the conical spring 6, which thus also defines the damping path 7, as shown in FIG. 1. The duration of the signaling of the sensor 19 is thus also dependent on this damping path 7 and the speed of the main piston 1.
  • the damping characteristic curve can be structurally influenced simply by selecting the conical spring 6.
  • the arrangement of the sensor 19 is exclusively dependent on the intensity of the flux through the magnetic field on the one hand and the accessibility in practical use on the other.
  • the sensors 19 according to FIG. 3 are embedded in paramagnetic housing 21.
  • the function of the invention is characterized according to Figure 1 to Figure 4 in that the master piston 1 of the working cylinder, in each case adjacent, is preceded by the control piston 5, which on its radial control piston end face 14 carries the ring magnet 18 which transmits the contactless signal through the magnetic field of its permanent magnet enables.
  • the control piston 5 consists of a paramagnetic material (primarily austenitic Cr-Ni steel) or a fluid-resistant plastic material which corresponds to the static loads (polyamides, polyvinylchloride, polytetrafluoroethylene or also phenolic resins provided with fillers).
  • the arrangement of the sensor 19 is dependent on the application, a radial or male version being possible with regard to the location relative to the piston rod 2.
  • the through Characterized parameter is the dynamic pressure build-up as a function of the geometric size of the working cylinder and its outflow conditions.
  • damping principle applied to compressible fluids, these are dependent on the value of the polytropic change in state of the system, corrected by the outflow ratio of the throttled outflow cross section to the unrestricted and in the case of application to incompressible liquids, depending on the dynamic pressure which forms as a result of the outflow ratio.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Fluid Mechanics (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Actuator (AREA)
  • Springs (AREA)
  • Glass Compositions (AREA)
  • Soil Working Implements (AREA)
  • Fluid-Damping Devices (AREA)

Abstract

An end dampened working cylinder for a fluid which serves as a fluid power medium for transmission of energy, the working cylinder comprising a main piston; control plungers carrying ring magnets and mounted on both sides of the main piston; springs form-locking the control plungers with the main piston and piston rod; sensors incorporated in a topside end and a bottom end and reacting to a contactless magnetic field, so that on approaching the ring magnet but at least on reaching a sealing rest position of the control plunger at each of the end stops a signal of a respective one of the sensors is generated and serves for controlling the fluid power, the control plungers sliding along the piston rod so as to provide adjustable and guaranteed sealing, outlet channels and a throttled flow-off channel, the control plungers serving as a shut-off component and valve for the outlet channels, so that when the control plungers rest on the topside end and the bottom end a dampening space is formed, from which a dampened fluid outlet through the throttled flow-off channel provides an external means of adjustment in form of a throttle adjustment screw.

Description

Die Erfindung betrifft einen endlagengedämpften Arbeitszylinder, der auf allen Gebieten der Fluidtechnik eingesetzt werden kann, bei denen Arbeitszylinder in den Endlagen gedämpft werden müssen.
Bekannt sind Systeme, bei denen das Abbremsen des Hauptkolben eines Arbeitszylinders am jeweiligen Hubende dadurch erfolgt, daß der Durchflußquerschnitt für den abfließenden Fluidstrom verkleinert wird, vielfach ergänzt durch eine von außen einstellbare Drossel. Konstruktiv sind hierbei die verschiedensten Varianten ausgeführt. Sie lassen sich einteilen in Systeme, die den gedrosselten Abflußquerschnitt in feststehenden Teilen des Arbeitszylinders aufweisen oder solche, bei denen der die Drosselung bewirkende Abflußquerschnitt in sich bewegenden Teilen desselben vorhanden ist. Die Dämpfung zielt hierbei grundsätzlich auf die Abbremsung der gesamten Bewegungsenergie der bewegten Teile des Arbeitszylinders mit der Zielstellung, die Aufprallenergie so gering zu halten als es der jeweilige Einsatzfall erlaubt. Die Funktion der Querschnittsminderung im Fortlauf der Bewegung des Kolbens auf die Endlagen zu - vom Zeitpunkt der Einleitung der Dämpfung an betrachtet-, bestimmt hierbei den Charakter derselben. Bekannt sind Dämpfungssysteme, die den Abströmquerschnitt abrupt verschließen und den Abstrom über den gedrosselten Querschnitt leiten oder auch solche, bei denen der Dämpfungsverlauf progressiv im Sinne einer allmählichen Anpassung an den Zustand der Ruhe des Kolbens erfolgt, wobei der gedrosselte Querschnitt im Fortlauf der Bewegung des Kolben allmählich verringert wird.
Die folgenden Druckschriften belegen diese Aussage:
Die Druckschrift DE-OS 1925166 nimmt in ihren Ausführungen zum Stand der Technik Bezug auf die Druckschrift DE-AS 1256296, bei welcher ein spezielles Dämpfungselement beschrieben wird, bei welchem der Kolben das Druckmittel durch einen engen Spalt preßt und somit druckgesteuert die Bewegung des Kolbens dämpft.
Ebenfalls beschrieben wird ein Rückschlagventil im Kolben sowie Auslaßöffnungen mit kleinem Querschnitt im Mantel des Zylinders, die der Kolben zum Teil überfährt. Dabei wird eine spezielle ortsgesteuerte Konturfunktion, welche im Auslaßquerschnitt optimal proportional zum Quadrat des Hubes ist, realisiert. The invention relates to an end position damped working cylinder which can be used in all fields of fluid technology in which working cylinders have to be damped in the end positions.
Systems are known in which the main piston of a working cylinder is braked at the respective stroke end by reducing the flow cross-section for the flowing fluid flow, often supplemented by an externally adjustable throttle. In terms of design, the most varied variants are implemented. They can be divided into systems which have the throttled discharge cross section in fixed parts of the working cylinder or those in which the throttling discharge cross section is present in moving parts thereof. The damping basically aims at braking the entire kinetic energy of the moving parts of the working cylinder with the aim of keeping the impact energy as low as the respective application allows. The function of the reduction in cross-section as the piston moves towards the end positions - from the moment the damping is initiated - determines the character of the latter. Damping systems are known which abruptly close the outflow cross-section and direct the outflow over the throttled cross-section, or also those in which the damping course takes place progressively in the sense of a gradual adaptation to the state of the piston at rest, the throttled cross-section as the piston continues to move is gradually reduced.
The following publications support this statement:
The publication DE-OS 1925166 refers to the state of the art with reference to the publication DE-AS 1256296, in which a special damping element is described, in which the piston presses the pressure medium through a narrow gap and thus pressure-controlled dampens the movement of the piston .
Also described is a non-return valve in the piston and outlet openings with a small cross-section in the jacket of the cylinder, which the piston passes over in part. A special location-controlled contour function is implemented, which is optimally proportional to the square of the stroke in the outlet cross-section.

In der Druckschrift DE-G 6943765 wird eine Austrittöffnung für Druckmittel vor dem Ende des Zylinders zur Dämpfung beschrieben, dessen Austrittsöffnung in den Anschlußstutzen übergeht. Ein Ringspalt, der durch einen untermaßigen Ring mit dahinter befindlichen Freiraum und dem Zylinder gebildet wird, wirkt als druckgesteuertes Dämpfungselement. Des weiteren befindet sich ein Ringkanal im Kolben sowie ein Rückschlagventil zwischen dem Ringkanal und dem Zylinderraum innerhalb des Kolbens zur richtungsabhängigen Steuerung.
Bekannt ist eine Dämpfung durch ein Drosselventil im Druckmittelaustritt nach der Druckschrift DE-OS 2206410, in welches eine Verlängerung des Kolbens eintritt sowie ein Rückschlagventil im Kolben selbst. Erfindungsgemäß wird hierbei die Dämpfung durch eine spezielle Form des Kolbens erzielt, bei dem ein untermaßiger Ring mit anschließendem Freiraum mit dem Zylinder einen Ringraum bildet. Der Austritt des Druckmittels aus diesem ist gedrosselt und der Dämpfungsbereich entspricht dem Kolbenbereich.
Die Druckschrift US 4207800 erzielt eine Dämpfung mit Hilfe eines speziellen Kolbenringes, welcher am Ende des Kolbens sitzt, axial etwas verschiebbar und etwas untermaßig ist, wodurch ein Rückschlagventil durch die einseitig gebrochene Oberfläche des Ringes gebildet und die Komprimierung des Druckmittels im Zylinderraum eine druckgesteuerte Dämpfung über einen Ringspalt erzielt wird.
Eine gleichermaßen einfache Dämpfung ist in der Druckschrift US 4425836 beschrieben. Hier wird die Dämpfung durch eine Ringnut, die sich zwischen dem Kolben und dem Zylinder befindet, erreicht. Sie ist auf diese Weise eine Funktion der Lage, da die wirksame Spirale länger wird, je näher sich der Kolben am Ende befindet.
In der Druckschrift DE-G 9418042.3 ist ein Restzylinderraum mit Dämpfungsglied innerhalb einer zweiten Druckmittelbohrung ausgeführt, welches unmittelbar als Dämpfungselement wirkt. Überlagernd erfolgt eine ebenfalls druckgesteuerte Dämpfung mittels des Ringspaltes im Bereich des untermaßigen Kolbenringes sowie eine positionsgesteuerte Dämpfung durch die sich zum Ende hin vergrößernde wirksame Länge der Spiralnut. In diesem Fall ist die Spiralnut im Bewegungsbereich des Kolbenringes eingebracht. In the document DE-G 6943765 an outlet opening for pressure medium before the end of the cylinder for damping is described, the outlet opening merges into the connecting piece. An annular gap, which is formed by an undersized ring with free space behind it and the cylinder, acts as a pressure-controlled damping element. There is also an annular channel in the piston and a check valve between the annular channel and the cylinder space within the piston for direction-dependent control.
Damping by a throttle valve in the pressure medium outlet is known according to DE-OS 2206410, into which an extension of the piston occurs and a check valve in the piston itself. According to the invention, the damping is achieved here by a special shape of the piston, in which an undersized ring with Subsequent free space forms an annular space with the cylinder. The outlet of the pressure medium from this is throttled and the damping area corresponds to the piston area.
The publication US 4207800 achieves damping with the aid of a special piston ring, which sits at the end of the piston, is axially somewhat displaceable and somewhat undersized, as a result of which a check valve is formed by the surface of the ring broken on one side, and the compression of the pressure medium in the cylinder space results in pressure-controlled damping an annular gap is achieved.
An equally simple damping is described in US 4425836. Here the damping is achieved by an annular groove located between the piston and the cylinder. It is a function of the position in this way, since the closer the piston is to the end, the longer the effective spiral.
In document DE-G 9418042.3, a residual cylinder space with an attenuator is embodied within a second pressure medium bore, which acts directly as an attenuation element. Overlapping is also pressure-controlled damping by means of the annular gap in the area of the undersized piston ring and position-controlled damping by the effective length of the spiral groove which increases towards the end. In this case, the spiral groove is made in the range of motion of the piston ring.

Nachteilig an allen aufgeführten Varianten ist der hohe konstruktive Aufwand, um eine stoßfreie Verzögerung der bewegten Massen zu erreichen. Eine konstruktiv einfache Möglichkeit, die Dämpfung einem konkreten Einsatzfall entsprechend anzupassen, liegt nicht vor.A disadvantage of all the variants listed is the high level of design effort required to achieve a to achieve a smooth deceleration of the moving masses. A structurally simple one Possibility to adjust the damping according to a specific application is not before.

Die Dämpfung folgt im herkömmlichen Sinne der Funktion: P2 x z ≥ Wk + Wd ± Wp Hierbei bedeuten:

p2
= Dämpfungsdruck
z
= Zylinderkonstante
Wk
= kinetische Energie
Wd
= Druckenergie der Dämpfungsstrecke
Wp
= potentielle Energie der Lage
The damping follows the function in the conventional sense: P 2nd xz ≥ W k + W d ± W p Here mean:
p 2
= Damping pressure
e.g.
= Cylinder constant
W k
= kinetic energy
W d
= Pressure energy of the damping section
W p
potential energy of the situation

Um den angestrebten Dämpfungseffekt - bei gleichzeitigem Erhalt der erforderlichen Betriebskraft - zu erreichen, muß p2 erhöht werden.
Das geschieht durch:

  • a) Erhöhung des Betriebsdruckes, da dann p2 als Dämpfungsstaudruck gleichermaßen erhöht werden kann,
    oder
  • b) durch Vergrößerung des Arbeitszylinders, da dann der Staudruck an der Drossel höher eingestellt werden kann.
    • Beide Versionen sind energetisch ungünstig und verursachen bei plötzlicher Querschnittsminderung die Gefahr der schwingungsbelasteten Verzögerung der Massen. Diese Dämpfungsvarianten gewährleisten keine zeitfunktionsbezogene Ortslagenzuordnung der Dämpfung.
    Strebt man eine progressive Dämpfung an, ist der hohe konstruktive Aufwand dominant und häufig kommerziell nicht mehr vertretbar.In order to achieve the desired damping effect - while maintaining the required operating force - p 2 must be increased.
    This is done by:
  • a) increasing the operating pressure, since p 2 can then be increased equally as a damping back pressure,
    or
  • b) by enlarging the working cylinder, because then the dynamic pressure at the throttle can be set higher.
    • Both versions are energetically unfavorable and, in the event of a sudden reduction in cross-section, create the risk of the masses being delayed by vibrations. These damping variants do not guarantee a time function-related assignment of the damping location.
    If you are aiming for progressive damping, the high design effort is dominant and often no longer commercially viable.

    Die Aufgabe der Erfindung ist es, einen endlagengedämpften Arbeitszylinder zu entwickeln, der die Nachteile des Standes der Technik beseitigt, indem der technische und konstruktive Aufwand zur Gewährleistung der Dämpfung sowie die einsatzbezogene Anpassung der Dämpfung, einfach ist. Die Dämpfung soll ohne zusätzliche dämpfungsbezogene Dichtelemente erreicht werden. Weiterhin soll der Verschleiß der dämpfungsbezogenen Bauteile ausgeschlossen sein. Die Dämpfung soll unter Vollast weich und funktionssicher erfolgen, wobei die Dämpfung von außen geregelt werden soll. Des weiteren soll die Dämpfung auf allen Gebieten der Fluidtechnik (Flüssigkeiten und Gase) eingesetzt werden, bei denen Arbeitszylinder in den Endlagen gedämpft werden müssen.The object of the invention is to develop an end position damped working cylinder, which eliminates the disadvantages of the prior art by the technical and constructive Effort to ensure the damping and the application-related adjustment the damping, is simple. The damping should be without additional damping-related Sealing elements can be achieved. Furthermore, the wear of the damping-related Components can be excluded. The damping should be soft and reliable under full load take place, the damping should be regulated from the outside. Furthermore should damping is used in all areas of fluid technology (liquids and gases) in which working cylinders must be damped in the end positions.

    Erfindungsgemäß wird die Aufgabe mit den im Schutzanspruch 1 angegebenen Merkmale gelöst. Vorteilhafte Weiterbildungen sind aus den Unteransprüchen ableitbar.
    Die Vorteile der Erfindung bestehen darin,

  • daß der technische und konstruktive Aufwand zur Gewährleistung der Dämpfung einfach ist,
  • daß der technische und konstruktive Aufwand zur einsatzbezogenen Anpassung der Dämpfung einfach ist,
  • daß die Dämpfung ohne zusätzliche dämpfungsbezogene Dichtelemente vorgenommen wird und somit ein zusätzlicher Verschleiß von Bauteilen ausgeschlossen ist,
  • daß die Dämpfung unter Vollast weich und funktionssicher erfolgt und von außen regulierbar ist,
  • daß die Dämpfung auf allen Gebieten der Fluidtechnik (Flüssigkeiten und Gase) eingesetzt werden kann, bei denen Arbeitszylinder in den Endlagen gedämpft werden müssen,
  • daß die Umkehr der Bewegungsrichtung des den Hauptkolben treibenden Fluids vollständig oder gepulst veranlaßt wird.
    • According to the invention the object is achieved with the features specified in claim 1. Advantageous further developments can be derived from the subclaims.
    The advantages of the invention are
  • that the technical and design effort to ensure the damping is simple,
  • that the technical and design effort for adapting the damping to the application is simple,
  • that the damping is carried out without additional damping-related sealing elements and thus additional wear of components is excluded,
  • that the damping takes place softly and reliably under full load and can be regulated from the outside,
  • that the damping can be used in all areas of fluid technology (liquids and gases) in which working cylinders have to be damped in the end positions,
  • that the reversal of the direction of movement of the fluid driving the main piston is caused completely or pulsed.

    • Die Erfindung wird anhand von Ausführungsbeispielen nachstehend dargestellt:

    mit Figur 1
    als Schnitt durch den Arbeitszylinder bei einer Kolbenmittelstellung,
    mit Figur 2
    als Bodenendlage des Kolbens mit axial eingebautem Sensor,
    mit Figur 3
    als Bodenendlage des Kolbens mit radial eingebauten Sensor und Darstellung des Dämpfungsraumes,
    mit Figur 4
    als Seitenansicht des Arbeitszylinders mit radial eingebauten Sensor und Stellschraube für den gedrosselten Abstrom.
    The invention is illustrated below using exemplary embodiments:
    with Figure 1
    as a section through the working cylinder with a piston center position,
    with Figure 2
    as the bottom end position of the piston with an axially installed sensor,
    with Figure 3
    as the bottom end position of the piston with radially installed sensor and representation of the damping space,
    with Figure 4
    as a side view of the working cylinder with radially installed sensor and adjusting screw for the throttled outflow.

    Nach Figur 1 ist einem Hauptkolben 1 des Arbeitszylinders koaxial zu einer Kolbenstange 2, in den jeweils benachbarten Zylinderräumen 3 und ein Steuerkolben 5 vorgelagert, der durch eine Kegelfeder 6, formschlüssig mit der Kolbenstange 2 und dem Steuerkolben 5 verbunden ist. Die Vorlaufstrecke des Steuerkolbens 5 entspricht zugleich einer Dämpfungsstrecke 7, die im Fortlauf der Bewegung des Hauptkolbens 1 in Richtung auf boden- und führungsseitige Endanschläge 8 und 9 entsteht.
    Dieser vorlaufende Steuerkolben 5 verschließt nach Figur 2, je nach seiner Bewegungsrichtung, einen Abströmkanal I 10 eines Bodens 11, oder einen Abströmkanal II 12 einer Führung 13, durch Anlage einer Steuerkolbenstirnfläche 14 an den bodenseitigen Endanschlag 9, oder an den führungsseitigen Endanschlag 8. Bei der jeweiligen Anlage ist dafür gesorgt, daß jeweils eine gedrosselte Abströmbohrung 15 frei bleibt, die im Boden 11 aus zeichentechnischem Grund nicht dargestellt ist.
    Nach Figur 1 besitzt die gedrosselte Abströmbohrung 15 eine radial angeordnete, ein Gewinde aufweisende Bohrung 16, in der sich eine Drosselstellschraube 17 befindet. Durch Einstellung der Drosselstellschraube 17 kann Einfluß auf den Dämpfungsstaudruck genommen werden (siehe auch Figur 4).
    Nach Figur 1, Figur 2 und Figur 3 ist der Steuerkolben 5 zugleich auch Träger eines Ringmagneten 18, dessen Feldlinien dazu dienen, die jeweils im Bereiche der Abströmkanäle I und II 10, 12, angeordneten Sensoren 19 zu aktivieren, wodurch eine Signalgabe eingeleitet wird, die der Umschaltung des Fluidstromes dient. Die Aktivierung des Sensors 19 erfolgt kontaktlos. Bei der Umschaltung werden die in Hydrauliksystemen üblichen Wegeventileinheiten gesteuert, wodurch die Richtungsumkehr des Fluidstromes eingeleitet wird. Der Fluidzustrom wird auf diese Weise in der jeweiligen Zuführung gesperrt, die der Bewegungsrichtung des Kolbens dient, zugunsten der Zuführung desselben in den Zylinderraum 3 oder 4, in dem sich nach Figur 3 ein Dämpfungsraum 20 durch flächige Anlage der Steuerkolbenstirnfläche 14 an den bodenseitigen oder führungsseitigen Endanschlag 8 oder 9 ausbildet sowie gleichzeitig ein Ventil gebildet wird. Dem sich innerhalb des Dämpfungsraumes 20, im Inneren der Zylinderräume 3 oder 4, bildenden Staudruck, in Abhängigkeit vom Verhältnis des Querschnittes des Abströmkanals I 10 oder des Abströmkanals II 12 zum Querschnitt der gedrosselten Abströmbohrung 15, kann auf diese Weise ein Gegendruck überlagert werden, der Einfluß auf die Dämpfung nimmt. Diese Dämpfung ist somit einstellbar über die Drosselstellschraube 17 und der Vorgabe des Fluiddruckes. Der Zeitpunkt der Signalgabe zum Zwecke der Umschaltung ist vorbestimmt durch die Wahl der Länge der Kegelfeder 6, die damit zugleich auch die Dämpfungsstrecke 7, wie in Figur 1 dargestellt, festlegt. Die Zeitdauer der Signalgabe des Sensors 19 ist somit zugleich abhängig von dieser Dämpfungsstrecke 7 und der Geschwindigkeit des Hauptkolbens 1. In Abhängigkeit von den Kenngrößen des Arbeitszylinders und dessen praktischen Einsatzfall, kann die Beeinflussung der Dämpfungskennlinie konstruktiv einfach durch die Wahl der Kegelfeder 6 vorgenommen werden. Bei Variation der Einflußgrößen ist auf diese Weise ein breites Anwendungsfeld mit geringem konstruktiven Aufwand erschlossen.
    Die Anordnung des Sensors 19 ist hierbei ausschließlich abhängig von der Intensität der Durchflutung durch das Magnetfeld einerseits und der Zugänglichkeit im praktischen Gebrauch andererseits. Um den Einfluß von Magnetstreufeldern auf den Zeitpunkt der Signalgabe zu verhindern, werden die Sensoren 19 nach Figur 3 in paramagnetische Gehäuse 21 eingelagert.    According to Figure 1, a master piston 1 of the working cylinder is arranged coaxially in front of a piston rod 2, in the respectively adjacent cylinder spaces 3 and a control piston 5, which is positively connected to the piston rod 2 and the control piston 5 by a conical spring 6. The advance distance of the control piston 5 corresponds at the same time to a damping distance 7 which arises as the main piston 1 moves in the direction of the end stops 8 and 9 on the base and guide side.
    According to FIG. 2, this leading control piston 5 closes, depending on its direction of movement, an outflow channel I 10 of a base 11, or an outflow channel II 12 of a guide 13, by abutment of a control piston end face 14 on the base-side end stop 9 or on the guide-side end stop 8. Bei the respective system ensures that a throttled outflow bore 15 remains free, which is not shown in the floor 11 for technical reasons.
    According to FIG. 1, the throttled outflow bore 15 has a radially arranged, threaded bore 16, in which a throttle adjusting screw 17 is located. By adjusting the throttle adjusting screw 17, the damping back pressure can be influenced (see also FIG. 4).
    According to FIG. 1, FIG. 2 and FIG. 3, the control piston 5 is at the same time also a carrier of a ring magnet 18, the field lines of which serve to activate the sensors 19 arranged in the region of the outflow channels I and II 10, 12, whereby a signal is initiated. which serves to switch the fluid flow. The sensor 19 is activated without contact. During the switchover, the directional valve units customary in hydraulic systems are controlled, which initiates the reversal of the direction of the fluid flow. The fluid inflow is blocked in this way in the respective feed, which serves the direction of movement of the piston, in favor of the feed of the same into the cylinder space 3 or 4, in which, according to FIG. 3, a damping space 20 is provided by flat contact of the control piston end face 14 on the bottom or guide side Forms end stop 8 or 9 and at the same time a valve is formed. The back pressure that forms within the damping space 20, inside the cylinder spaces 3 or 4, depending on the ratio of the cross section of the outflow channel I 10 or the outflow channel II 12 to the cross section of the throttled outflow bore 15, can be superimposed in this way on a counterpressure which Influences the damping. This damping is thus adjustable via the throttle adjusting screw 17 and the specification of the fluid pressure. The time of signaling for the purpose of switching is predetermined by the choice of the length of the conical spring 6, which thus also defines the damping path 7, as shown in FIG. 1. The duration of the signaling of the sensor 19 is thus also dependent on this damping path 7 and the speed of the main piston 1. Depending on the parameters of the working cylinder and its practical application, the damping characteristic curve can be structurally influenced simply by selecting the conical spring 6. When the influencing variables are varied, a broad field of application is opened up with little design effort.
    The arrangement of the sensor 19 is exclusively dependent on the intensity of the flux through the magnetic field on the one hand and the accessibility in practical use on the other. In order to prevent the influence of magnetic stray fields on the time of signaling, the sensors 19 according to FIG. 3 are embedded in paramagnetic housing 21.

    Die Funktion der Erfindung ist nach Figur 1 bis Figur 4 dadurch charakterisiert, daß dem Hauptkolben 1 des Arbeitszylinders, jeweils benachbart, der Steuerkolben 5 vorgelagert ist, der auf seiner radialen Steuerkolbenstirnfläche 14 den Ringmagneten 18 trägt, der die berührungslose Signalgabe durch das Magnetfeld seines Dauermagneten ermöglicht.
    Der Steuerkolben 5 besteht aus einem paramagnetischen Werkstoff (vornehmlich austenitischer Cr-Ni-Stahl) oder einem fluidresistenten sowie den statischen Belastungen entsprechenden Plastwerkstoff (Polyamide, Polyvenylchloride, Polytetrafluorethylen oder auch mit Füllstoffen versehene Phenolharze). Hierbei ist die Anordnung des Sensors 19 abhängig von der Anwendung, wobei eine radiale oder auch male Version hinsichtlich der Ortslage zur Kolbenstange 2 möglich ist.    The function of the invention is characterized according to Figure 1 to Figure 4 in that the master piston 1 of the working cylinder, in each case adjacent, is preceded by the control piston 5, which on its radial control piston end face 14 carries the ring magnet 18 which transmits the contactless signal through the magnetic field of its permanent magnet enables.
    The control piston 5 consists of a paramagnetic material (primarily austenitic Cr-Ni steel) or a fluid-resistant plastic material which corresponds to the static loads (polyamides, polyvinylchloride, polytetrafluoroethylene or also phenolic resins provided with fillers). The arrangement of the sensor 19 is dependent on the application, a radial or male version being possible with regard to the location relative to the piston rod 2.

    Die Vorteile dieser Dämpfungsart bestehen darin,

  • daß der Zeitpunkt der Signalgabe konstruktiv einfach durch die Größe der vorlaufenden Dämpfungsstrecke 7 des Steuerkolbens 5 über die Kegelfeder 6 vorbestimmt ist,
  • daß die Signalgabe des Sensors 19 unabhängig von der Geschwindigkeit des Hauptkolbens 1 über die Dämpfungsstrecke 7 erfolgt, wobei die Signalgabe durch die Einwirkung des Magnetfeldes des Ringmagneten 18 auf den Sensor 19 auf den Zeitraum bestimmt ist, bei dem der Ringmagnet 18 an der Endlage 8, 9 anliegt,
  • daß eine Kopplung zwischen der Dämpfung der Bewegung des Hauptkolbens 1 und der gleichzeitigen Umsteuerung des Fluidstroms erfolgt,
  • daß die Dämpfung ohne zusätzliche dämpfungsbezogene Dichtelemente erfolgt, wodurch der Verschleiß derselben ausgeschlossen ist,
  • daß die Dämpfung auch unter Vollast weich und funktionssicher arbeitet,
  • daß der gekapselte Einbau der Sensoren 19 in den feststehenden Teil der Endlagen 8, 9 des Arbeitszylinders einen Schutz darstellt, der jegliche Beschädigung ausschließt,
  • daß die Dämpfung durch eine Drosselschraube 17 von außen einstellbar ist,
  • daß der Steuerkolben 5 mit den Abströmkanälen I, II 10, 12 eine Ventilwirkung aufweist,
  • daß die Dämpfung auf allen Gebieten der Fluidtechnik eingesetzt werden kann, bei denen Arbeitszylinder in den Endlagen gedämpft werden müssen,
  • daß über die Steuerung der Strömungsrichtung des Fluids die Umkehr der Bewegungsrichtung des Hauptkolbens 1 veranlaßt oder eine gesteuerte aktive Dämpfung durch eine dämpfungsstaudruckerhöhende Impulsschaltung der Strömungsrichtung des Fluids eingeleitet wird.
    • The advantages of this type of damping are
  • that the time of the signal is structurally predetermined simply by the size of the leading damping section 7 of the control piston 5 via the conical spring 6,
  • that the signaling of the sensor 19 takes place independently of the speed of the main piston 1 via the damping path 7, the signaling being determined by the action of the magnetic field of the ring magnet 18 on the sensor 19 over the period in which the ring magnet 18 at the end position 8, 9 is present
  • that there is a coupling between the damping of the movement of the main piston 1 and the simultaneous reversal of the fluid flow,
  • that the damping takes place without additional damping-related sealing elements, which prevents wear and tear of the same,
  • that the damping works softly and reliably even under full load,
  • that the encapsulated installation of the sensors 19 in the fixed part of the end positions 8, 9 of the working cylinder constitutes protection which prevents any damage,
  • that the damping is adjustable from the outside by means of a throttle screw 17,
  • that the control piston 5 with the outflow channels I, II 10, 12 has a valve effect,
  • that the damping can be used in all areas of fluid technology in which working cylinders have to be damped in the end positions,
  • that the reversal of the direction of movement of the main piston 1 is caused by the control of the flow direction of the fluid or a controlled active damping is initiated by a pulse circuit increasing the flow direction of the fluid.

    • Der sich überlagernde Außendruck kann allerdings nur wirksam werden, wenn der sich im inneren Dämpfungsraum einstellende Gegendruck kleiner oder gleich demselben ist. Entspricht der Innendruck dem Betriebsdruck, erfolgt eine Kompensation der Druckenergie, die längs der Dämpfungsstrecke wirkt. Die mathematische Beziehung läßt den Vorteil dieser Lösung gegenüber dem im Stand der Technik dargelegten Lösungen eindeutig erkennen.
    Unter der Voraussetzung das p2 = pB , gilt: p2 = m (v2 + 2 x g x lD) x (2 x z)-1 Ist der Außendruck größer als pB, d.h. pA = pB + ΔpA , dann gilt: 2 (p2 x z + ΔpA x lD x A) = m (v2 + g x lD x 2)     The overlapping external pressure can, however, only be effective if the counterpressure which arises in the inner damping space is less than or equal to the same. If the internal pressure corresponds to the operating pressure, the pressure energy that acts along the damping path is compensated. The mathematical relationship clearly shows the advantage of this solution over the solutions presented in the prior art.
    Provided that p 2nd = p B applies: p 2nd = m (v 2nd + 2 xgxl D ) x (2 xz) -1 If the external pressure is greater than p B , ie p A = p B + Δp A then: 2 (p 2nd xz + Δp A xl D x A) = m (v 2nd + gxl D x 2)

    Hierbei bedeuten:

    p2
    = Dämpfungsstaudruck
    pB
    = Betriebsdruck
    pA
    = äußerer Druck der zur Dämpfung überlagert wird
    m
    = die bewegte Masse des Systems
    v
    = die Geschwindigkeit der bewegten Massen
    lD
    = die Dämpfungsstrecke
    z
    = einen Arbeitszylinder bezogenen Parameter
    g
    = die Erdbeschleunigung
    A
    = die Fläche des Hauptkolbens
    Here mean:
    p 2
    = Damping back pressure
    p B
    = Operating pressure
    p A
    = external pressure which is superimposed for damping
    m
    = the moving mass of the system
    v
    = the speed of the moving masses
    l D
    = the damping distance
    e.g.
    = a parameter related to a working cylinder
    G
    = the acceleration due to gravity
    A
    = the area of the main piston

    Handelt es sich um ein gasförmiges Fluid, ist p2 durch die polytrope Zustandsänderung bestimmt, dem sich der äußere differentielle Druck überlagert.
    Wie hieraus erkennbar, unterscheidet sich das Dämpfungsprinzip gegenüber herkömmlich bekannten Systemen dadurch, daß

  • a) der Betriebsdruck des Hauptkolbens längs der Dämpfungsstrecke mindestens kompensiert wird
    oder
  • b) bei höherem Außendruck ein zusätzlicher Gegendruck wirksam ist.
    • If it is a gaseous fluid, p 2 is determined by the polytropic change of state, on which the external differential pressure is superimposed.
    As can be seen from this, the damping principle differs from conventionally known systems in that
  • a) the operating pressure of the main piston along the damping path is at least compensated
    or
  • b) an additional back pressure is effective at higher external pressure.

    • In der durch

    Figure 00080001
    z" charakterisierten Kenngröße ist die Staudruckbildung in Abhängigkeit von der geometrischen Größe des Arbeitszylinders und dessen Abströmbedingungen erfaßt. Diese sind im Falle der Anwendung des Dämpfungsprinzips auf kompressible Fluide abhängig vom Wert der polytropen Zustandsänderung des Systems, korrigiert durch das Abströmverhältnis des gedrosselten Abströmquerschnittes zum ungedrosselten, und im Falle der Anwendung auf inkompressible Flüssigkeiten abhängig vom sich bildenden Staudruck infolge des Abströmverhältnisses.In the through
    Figure 00080001
    Characterized parameter is the dynamic pressure build-up as a function of the geometric size of the working cylinder and its outflow conditions. When the damping principle is applied to compressible fluids, these are dependent on the value of the polytropic change in state of the system, corrected by the outflow ratio of the throttled outflow cross section to the unrestricted and in the case of application to incompressible liquids, depending on the dynamic pressure which forms as a result of the outflow ratio.

    Durch die Anordnung eines Sensors 19 in den jeweiligen Endanschlägen 8; 9 des Hauptkolbens 1 des Arbeitszylinders erfolgt in dargelegter Weise eine Signalgabe, dessen Befehl die Einleitung der Gegenschaltung eines äußeren Fluidstromes zur Folge hat. Die dem Hauptkolben 1 des Arbeitszylinders vorlaufenden Steuerkolben 5 sind koaxial zur Kolbenstange 2 angeordnet und werden in einem definierten Abstand zu den Stirnflächen des Hauptkolbens 1 formschlüssig durch die Kegelfelder 6 gehalten, wodurch zugleich der Abstand zur Steuerkolbenstirnfläche 14 gegeben ist, die zum Zweck einer raumsparenden Gestaltung eine solche Ausnehmung erhält, daß die Kegelfelder 6, die als Kopplungselement zwischen Hauptkolben 1 und Steuerkolben 5 fungiert, und der Steuerkolben 5 selbst, in dieser Ausnehmung aufgenommen werden können. Im Fortlauf der Bewegung wird der vorlaufende Steuerkolben 5 zugleich dazu benutzt, den Abströmkanal I 10 bzw. II 12 für das Fluid zu verschließen, wodurch die Abströmung des Fluids nur noch über den gedrosselten Querschnitt möglich ist; infolge der Querschnittsminderung der gewünschte Dämpfungsstaudruck des inneren Systems des Arbeitszylinders eintritt. Diesem Dämpfungsstaudruck wird ein zum äußeren System zugehöriger Druck überlagert, der mindestens dem Betriebsdruck entspricht.
    Hierbei erfolgt zeitgleich mit dem Verschluß der Abströmkanals 10 oder 12 durch den Steuerkolben 5 die Signalgabe für die Einleitung des Fluides in den Dämpfungsraum 20 des inneren Systems, infolge der magnetischen Durchflutung des berührungslosen Sensors 19, wodurch in Abhängigkeit von der Schaltungsart

  • a) entweder die Umkehr der Strömungsrichtung des Fluids zur Bewegungsrichtung des Hauptkolbens 1
    oder
  • b) eine impulsmäßige Gegenschaltung der Strömungsrichtung des Fluids zu gesteuerten Dämpfung, wobei in Abhängigkeit von der Dauer des Impulses eine Intensitätsregelung derselben gegeben ist.
    • In beiden Fällen wird Einfluß auf den inneren Staudruck genommen, dessen Dämpfungskennlinie somit gesteuert werden kann. By arranging a sensor 19 in the respective end stops 8; 9 of the master piston 1 of the working cylinder, a signal is given in the manner set out, the command of which results in the initiation of the counter-switching of an external fluid flow. The control piston 5 leading to the main piston 1 of the working cylinder are arranged coaxially to the piston rod 2 and are held at a defined distance from the end faces of the main piston 1 by the conical fields 6, whereby at the same time the distance to the control piston end face 14 is given, which is for the purpose of space-saving design receives such a recess that the cone fields 6, which acts as a coupling element between the main piston 1 and the control piston 5, and the control piston 5 itself, can be received in this recess. As the movement continues, the leading control piston 5 is also used to close the outflow channel I 10 or II 12 for the fluid, as a result of which the outflow of the fluid is only possible via the restricted cross section; due to the reduction in cross-section, the desired damping back pressure of the inner system of the working cylinder occurs. A pressure belonging to the external system, which corresponds at least to the operating pressure, is superimposed on this damping back pressure.
    Here, at the same time as the discharge channel 10 or 12 is closed by the control piston 5, the signal for the introduction of the fluid into the damping chamber 20 of the inner system occurs as a result of the magnetic flooding of the contactless sensor 19, which means that depending on the type of circuit
  • a) either the reversal of the flow direction of the fluid to the direction of movement of the main piston 1
    or
  • b) an impulse counter-switching of the flow direction of the fluid to controlled damping, the intensity of which is given as a function of the duration of the impulse.
    • In both cases, the internal dynamic pressure is influenced, the damping characteristic of which can thus be controlled.

    Verwendete BezugszeichenReference symbols used

    11
    HauptkolbenMain piston
    22nd
    KolbenstangePiston rod
    33rd
    linker Zylinderraumleft cylinder space
    44th
    rechter Zylinderraumright cylinder space
    55
    SteuerkolbenControl piston
    66
    KegelfederCone spring
    77
    DämpfungsstreckeDamping path
    88th
    führungsseitiger Endanschlagend stop on the guide side
    99
    bodenseitiger Endanschlagbottom stop
    1010th
    Abströmkanal IOutflow channel I
    1111
    Bodenground
    1212th
    Abströmkanal IIOutflow channel II
    1313
    Führungguide
    1414
    SteuerkolbenstirnflächeControl piston face
    1515
    gedrosselte Abströmbohrungthrottled outflow bore
    1616
    Bohrungdrilling
    1717th
    DrosselstellschraubeThrottle adjustment screw
    1818th
    RingmagnetRing magnet
    1919th
    Sensorsensor
    2020th
    DämpfungsstauraumDamping storage space
    2121
    paramagnetisches Gehäuseparamagnetic housing

    Claims (6)

    Endlagengedämpfter Arbeitszylinder, deren strömendes Fluid als Druckmittel zur Energieübertragung dient, dadurch gekennzeichnet, daß dem Hauptkolben (1) des Arbeitszylinders, jeweils benachbart, ein einen Ringmagnet (18) tragender Steuerkolben (5) vorgelagert ist, daß die Steuerkolben (5) über Kegelfedern (6) formschlüssig mit dem Hauptkolben (1), sowie in der Nähe desselben mit der Kolbenstange (1) verbunden sind, daß im führungsseitigen Endanschlag (8) und im bodenseitigen Endanschlag (9) derselben auf berührungslose magnetische Durchflutung wirkende Sensoren (19) eingebracht sind, daß bei Annäherung des Ringmagneten (18), mindestens jedoch bei der abdichtenden Anlage des Steuerkolbens (5) an den jeweiligen Endanschläge (8); (9), die Signalgabe des Sensors (19) erfolgt, daß die Signalgabe des Sensors (19) der Steuerung des Fluidstromes dient, daß der Steuerkolben (5) verschiebbar und dichtungssicher auf der Kolbenstange (2) gleitet, daß der Steuerkolben (5) als Absperrorgan und Ventil für die Abstromkanäle I; II (10; 12) dient, daß sich bei Anlage des Steuerkolbens (5) im führungsseitigen Endanschlag (8) und im bodenseitigen Endanschlag (9) jeweils ein Dämpfungsstauraum (20) ausbildet, deren gedämpfte Fluidabströmung über eine gedrosselte Abströmbohrung (15) durch eine Drosselstellschraube (17) von außen einstellbar ist. End-position damped working cylinder, the flowing fluid of which serves as pressure medium for energy transmission, characterized in that that the main piston (1) of the working cylinder, in each case adjacent, is preceded by a control piston (5) carrying a ring magnet (18), that the control pistons (5) are connected to the main piston (1) by means of conical springs (6) and, in the vicinity thereof, to the piston rod (1), that sensors (19) acting on contactless magnetic flooding are introduced in the guide end stop (8) and in the bottom end stop (9) thereof, that when the ring magnet (18) approaches, but at least when the control piston (5) seals against the respective end stops (8); (9), the signal from the sensor (19) takes place, that the signal from the sensor (19) is used to control the fluid flow, that the control piston (5) slides and seals securely on the piston rod (2), that the control piston (5) as a shut-off device and valve for the outflow channels I; II (10; 12) serves that when the control piston (5) is in the guide-side end stop (8) and in the bottom end stop (9), a damping stowage space (20) is formed, the damped fluid outflow of which is adjustable from outside via a throttled outflow bore (15) by means of a throttle adjusting screw (17) . Endlagengedämpfter Arbeitszylinder nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Sensoren (19) in radialer oder axialer Weise innerhalb eines paramagnetischen Gehäuses (21) in die jeweiligen Endanschläge (8; 9) derart eingebaut sind, daß eine die Signalgabe auslösende magnetische Durchflutung durch den auf dem Steuerkolben (5) befindlichen Ringmagneten (18) gegeben ist. End position damped working cylinder according to claim 1, characterized in that the sensors (19) are installed in a radial or axial manner within a paramagnetic housing (21) in the respective end stops (8; 9), that a magnetic flow triggering the signal is given by the ring magnet (18) located on the control piston (5). Endlagengedämpfter Arbeitszylinder nach einem der Ansprüche 1 bis Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß der Ringmagnet (18) an der Stirnseite des Steuerkolbens (5) angeordnet ist. End-position damped working cylinder according to one of claims 1 to claim 2, characterized in that that the ring magnet (18) is arranged on the end face of the control piston (5). Endlagengedämpfter Arbeitszylinder nach einem der Ansprüche 1 bis Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß in der Endlage des Hauptkolbens (1) der Steuerkolben (5) und die Kegelfeder (6) in einer Ausnehmung des Hauptkolbens (1) aufgenommen wird. End position damped working cylinder according to one of claims 1 to claim 3, characterized in that in the end position of the main piston (1) the control piston (5) and the conical spring (6) are received in a recess in the main piston (1). Endlagengedämpfter Arbeitszylinder nach einem der Ansprüche 1 bis Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Dämpfungsstrecke (7) konstruktiv einfach durch Änderung der als formschlüssiges Kopplungselement wirkenden, vornehmlich als Kegelfeder (6) ausgebildeten, Federlänge vorgenommen wird. End-position damped working cylinder according to one of claims 1 to claim 4, characterized in that that the damping section (7) is made structurally simple by changing the spring length acting as a positive coupling element, primarily designed as a conical spring (6). Endlagengedämpfter Arbeitszylinder nach einem der Ansprüche 1 bis Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß durch eine gezielte Beeinflussung des Gegensteuerdrucks eine geregelte (ideale) Dämpfung in Abhängigkeit von der zu dämpfenden Energie über eine Steuerung/Gegensteuerung der Strömungsrichtung des Fluids zur Erzielung einer gewünschten Dämpfungskennlinie erreicht wird. End-position damped working cylinder according to one of claims 1 to claim 5, characterized in that that controlled (ideal) damping as a function of the energy to be damped is achieved by controlling / counter-controlling the direction of flow of the fluid to achieve a desired damping characteristic by specifically influencing the counter-control pressure.
    EP98101226A 1997-04-10 1998-01-24 Actuator with end-of-stroke-cushioning Expired - Lifetime EP0870931B1 (en)

    Applications Claiming Priority (2)

    Application Number Priority Date Filing Date Title
    DE29706364U 1997-04-10
    DE29706364U DE29706364U1 (en) 1997-04-10 1997-04-10 End position damped working cylinder

    Publications (2)

    Publication Number Publication Date
    EP0870931A1 true EP0870931A1 (en) 1998-10-14
    EP0870931B1 EP0870931B1 (en) 2001-05-23

    Family

    ID=8038706

    Family Applications (1)

    Application Number Title Priority Date Filing Date
    EP98101226A Expired - Lifetime EP0870931B1 (en) 1997-04-10 1998-01-24 Actuator with end-of-stroke-cushioning

    Country Status (4)

    Country Link
    US (1) US5953976A (en)
    EP (1) EP0870931B1 (en)
    AT (1) ATE201483T1 (en)
    DE (2) DE29706364U1 (en)

    Cited By (3)

    * Cited by examiner, † Cited by third party
    Publication number Priority date Publication date Assignee Title
    DE10305954B3 (en) * 2003-02-12 2004-07-01 Rexroth Mecman Gmbh End of stroke damping system for pneumatic cylinder uses coil springs on either side of piston, together with permanent magnets passing near electromagnets fastened to outside of cylinder
    DE102005049852A1 (en) * 2005-05-03 2006-11-09 Liebherr-Aerospace Lindenberg Gmbh End position damper for hydraulic cylinder has plate which is movably installed on piston in such way that it is in advance of piston movement, and when lying against bottom of cylinder at least partially covers drain openings
    CN103148053A (en) * 2013-03-04 2013-06-12 长沙理工大学 Stroke control energy-saving buffering method of pumping oil cylinder used for concrete pump

    Families Citing this family (17)

    * Cited by examiner, † Cited by third party
    Publication number Priority date Publication date Assignee Title
    DE19735979B4 (en) * 1997-08-19 2007-04-12 Zf Friedrichshafen Ag Power steering
    DE10246573B4 (en) * 2002-10-05 2005-08-11 Dr.Ing.H.C. F. Porsche Ag Measuring device and method for non-contact position detection
    DE10246766B3 (en) * 2002-10-07 2004-07-01 Bosch Rexroth Ag Pneumatic cylinder damped in the end position
    DE20219451U1 (en) 2002-12-13 2003-04-24 Trw Fahrwerksyst Gmbh & Co hydraulic cylinders
    DE102004024226B4 (en) * 2004-05-15 2008-10-09 FIP Forschungsinstitut für Produktionstechnik GmbH Braunschweig Device for transmitting forces or moments to a workspace
    US20060022667A1 (en) * 2004-07-28 2006-02-02 Nyce David S Limited travel position magnet
    KR100598852B1 (en) * 2004-11-24 2006-07-11 현대자동차주식회사 Apparatus for changing position
    DE102005032853B3 (en) * 2005-07-14 2007-02-08 Norgren Gmbh Working cylinder with cushioning
    JP4114684B2 (en) * 2005-08-11 2008-07-09 コベルコ建機株式会社 Control device for hydraulic cylinder and work machine equipped with the same
    US7421946B1 (en) 2007-05-30 2008-09-09 Pontus John J Two stage oil filter press
    CN101504019B (en) * 2008-12-17 2012-05-02 国营第三八八厂 Permanent magnet buffering hydraulic cylinder
    DE102009034790B4 (en) * 2009-07-25 2024-02-01 Aventics Gmbh Cylinder with end position cushioning
    US9027461B2 (en) * 2012-11-02 2015-05-12 Chanto Air Hydraulics Co., Ltd. Rodless power cylinder
    CN103759002B (en) * 2013-12-31 2016-07-06 中冶海水淡化投资有限公司 The fool proof water hydraulic cylinder piston of a kind of band
    CN105090159A (en) * 2015-08-29 2015-11-25 济南大学 Low-friction and quick-start hydraulic cylinder based on flutter mechanism
    CN112228424B (en) * 2020-10-20 2022-08-12 山东金逸机械有限公司 Hydraulic oil cylinder
    CN116292494B (en) * 2023-02-08 2023-09-08 广东天恒液压机械有限公司 Self-locking hydraulic cylinder

    Citations (4)

    * Cited by examiner, † Cited by third party
    Publication number Priority date Publication date Assignee Title
    US2556698A (en) * 1945-02-05 1951-06-12 G F Goodson Piston construction
    US3136225A (en) * 1962-01-29 1964-06-09 Harold K Rader Piston cushioning structure
    DE4201464A1 (en) * 1992-01-21 1993-07-22 Festo Kg Controlled damping for end stops of damping cylinder - having sensors to monitor piston travel and with programmed damping control
    DE4322255A1 (en) * 1993-07-05 1995-01-19 Festo Kg Damping device

    Family Cites Families (14)

    * Cited by examiner, † Cited by third party
    Publication number Priority date Publication date Assignee Title
    DE1256296B (en) * 1958-01-16 1967-12-14 Westinghouse Electric Corp Hydraulic drive for an electric circuit breaker
    US3157095A (en) * 1962-04-12 1964-11-17 Elmer F Heiser Piston and cylinder device
    DE1925166C3 (en) * 1969-05-14 1978-05-18 Siemens Ag, 1000 Berlin Und 8000 Muenchen Hydraulic actuator for high-voltage electrical switches
    DE6943765U (en) * 1969-11-07 1970-03-26 Montan Hydraulik Gmbh & Co Kg HYDRAULIC CYLINDERS WITH END POSITION DAMPING
    DE2206410A1 (en) * 1972-02-11 1973-08-16 Erling Mangseth DEVICE FOR DAMPING THE MOVEMENT OF THE PISTON IN A HYDRAULIC CYLINDER
    US4176586A (en) * 1975-01-31 1979-12-04 Manfred Rudle Piston and cylinder device
    US4316145A (en) * 1976-10-01 1982-02-16 Electro-Mechanical Products Fluid pressure actuator with proximity position sensor
    ES476002A1 (en) * 1977-12-20 1979-07-16 Bradford Cylinders Ltd Hydraulic ram damper unit - comprises cylindrical seal on piston and annular face with leakage passage in cylinder
    US4207800A (en) * 1978-11-02 1980-06-17 Homuth Kenneth C Single directional sealing piston ring
    US4425836A (en) * 1981-02-20 1984-01-17 Government Innovators, Inc. Fluid pressure motor
    DK150225C (en) * 1984-05-30 1987-07-06 Niels Hvilsted HYDRAULIC CYLINDER EQUIPPED TO RECOVER AT LEAST ONE ELECTRIC POSITIONER
    JPS6482604A (en) * 1987-09-25 1989-03-28 Matsushita Electric Ind Co Ltd Composite magnetic material and magnetic head
    DE8904361U1 (en) * 1989-04-07 1989-06-15 Prewa Verpackungsmaschinenbau GmbH, 6305 Buseck Compressed air cylinder
    DE9418042U1 (en) * 1994-11-12 1994-12-22 Hydraulik Techniek, Emmen Hydraulic cylinder with end position damping

    Patent Citations (4)

    * Cited by examiner, † Cited by third party
    Publication number Priority date Publication date Assignee Title
    US2556698A (en) * 1945-02-05 1951-06-12 G F Goodson Piston construction
    US3136225A (en) * 1962-01-29 1964-06-09 Harold K Rader Piston cushioning structure
    DE4201464A1 (en) * 1992-01-21 1993-07-22 Festo Kg Controlled damping for end stops of damping cylinder - having sensors to monitor piston travel and with programmed damping control
    DE4322255A1 (en) * 1993-07-05 1995-01-19 Festo Kg Damping device

    Cited By (3)

    * Cited by examiner, † Cited by third party
    Publication number Priority date Publication date Assignee Title
    DE10305954B3 (en) * 2003-02-12 2004-07-01 Rexroth Mecman Gmbh End of stroke damping system for pneumatic cylinder uses coil springs on either side of piston, together with permanent magnets passing near electromagnets fastened to outside of cylinder
    DE102005049852A1 (en) * 2005-05-03 2006-11-09 Liebherr-Aerospace Lindenberg Gmbh End position damper for hydraulic cylinder has plate which is movably installed on piston in such way that it is in advance of piston movement, and when lying against bottom of cylinder at least partially covers drain openings
    CN103148053A (en) * 2013-03-04 2013-06-12 长沙理工大学 Stroke control energy-saving buffering method of pumping oil cylinder used for concrete pump

    Also Published As

    Publication number Publication date
    ATE201483T1 (en) 2001-06-15
    DE59800746D1 (en) 2001-06-28
    US5953976A (en) 1999-09-21
    EP0870931B1 (en) 2001-05-23
    DE29706364U1 (en) 1997-06-19

    Similar Documents

    Publication Publication Date Title
    EP0870931B1 (en) Actuator with end-of-stroke-cushioning
    EP0484648B1 (en) Limit stop with damping device
    EP0602121B1 (en) Controllable valve arrangement for adjustable double-tube dashpots
    EP1215414B1 (en) Piston-cylinder aggregate with a damping force proportional to the speed
    DE19547374A1 (en) Electrically controllable valve esp. for installation in hydraulic motor vehicle brake system
    EP0405123A2 (en) Two-way solenoid valve for bypass control
    EP1332282A2 (en) Electromagnetic valve for controlling an injection valve of an internal combustion engine
    DE102006013072B3 (en) Self-pumping hydropneumatic spring damper unit with internal levelling control has at least one restrictor, acting in pressure-dependent manner, in pump chamber between high pressure gas cushion and low pressure gas cushion
    DE9402206U1 (en) Electro proportional solenoid valve unit
    DE4035286C2 (en) Stop with a damping device
    EP1087109B1 (en) Valve drive for internal combustion engine
    WO2011079989A1 (en) Electromagnetically actuated volume control valve, in particular for controlling the delivery volume of a high-pressure fuel pump
    EP0901577B1 (en) Manually operable hydraulic pilot control
    EP1081408B1 (en) Fluid damper
    DE68909903T2 (en) Pressure control device for a wheel suspension.
    DE10120643B4 (en) Pilot operated pressure valve
    EP0500534B1 (en) Adjustable shock-absorber
    EP1105651A1 (en) Working cylinder actuated by hydraulic fluid
    EP0617202B1 (en) End-of-stroke-cushioning device for a movable system
    EP0974769A2 (en) Device for the braking of a piston in a hydraulic cylinder
    EP1738985B1 (en) Damping device for drawing and/or buffing devices of railway vehicles
    EP1729015A1 (en) Fluid acted device
    DE3740670A1 (en) Pneumatic shock absorber
    DE4407264A1 (en) Vibration damper with hydraulic pressure
    EP1616771B1 (en) Buffer for railway vehicles

    Legal Events

    Date Code Title Description
    PUAI Public reference made under article 153(3) epc to a published international application that has entered the european phase

    Free format text: ORIGINAL CODE: 0009012

    17P Request for examination filed

    Effective date: 19980124

    AK Designated contracting states

    Kind code of ref document: A1

    Designated state(s): AT DE FR GB IT NL

    AX Request for extension of the european patent

    Free format text: AL;LT;LV;MK;RO;SI

    GBC Gb: translation of claims filed (gb section 78(7)/1977)
    ITCL It: translation for ep claims filed

    Representative=s name: JACOBACCI CASETTA & PERANI S.P.A.

    TCNL Nl: translation of patent claims filed
    EL Fr: translation of claims filed
    AKX Designation fees paid

    Free format text: AT DE FR GB IT NL

    17Q First examination report despatched

    Effective date: 20000327

    GRAG Despatch of communication of intention to grant

    Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOS AGRA

    GRAG Despatch of communication of intention to grant

    Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOS AGRA

    GRAH Despatch of communication of intention to grant a patent

    Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOS IGRA

    GRAH Despatch of communication of intention to grant a patent

    Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOS IGRA

    GRAA (expected) grant

    Free format text: ORIGINAL CODE: 0009210

    AK Designated contracting states

    Kind code of ref document: B1

    Designated state(s): AT DE FR GB IT NL

    REF Corresponds to:

    Ref document number: 201483

    Country of ref document: AT

    Date of ref document: 20010615

    Kind code of ref document: T

    ITF It: translation for a ep patent filed

    Owner name: JACOBACCI & PERANI S.P.A.

    GBT Gb: translation of ep patent filed (gb section 77(6)(a)/1977)

    Effective date: 20010523

    REF Corresponds to:

    Ref document number: 59800746

    Country of ref document: DE

    Date of ref document: 20010628

    ET Fr: translation filed
    REG Reference to a national code

    Ref country code: GB

    Ref legal event code: IF02

    PLBE No opposition filed within time limit

    Free format text: ORIGINAL CODE: 0009261

    STAA Information on the status of an ep patent application or granted ep patent

    Free format text: STATUS: NO OPPOSITION FILED WITHIN TIME LIMIT

    26N No opposition filed
    PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

    Ref country code: NL

    Payment date: 20090131

    Year of fee payment: 12

    PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

    Ref country code: GB

    Payment date: 20090121

    Year of fee payment: 12

    PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

    Ref country code: FR

    Payment date: 20090129

    Year of fee payment: 12

    PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

    Ref country code: IT

    Payment date: 20100123

    Year of fee payment: 13

    PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

    Ref country code: AT

    Payment date: 20091210

    Year of fee payment: 13

    REG Reference to a national code

    Ref country code: NL

    Ref legal event code: V1

    Effective date: 20100801

    GBPC Gb: european patent ceased through non-payment of renewal fee

    Effective date: 20100124

    REG Reference to a national code

    Ref country code: FR

    Ref legal event code: ST

    Effective date: 20100930

    PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

    Ref country code: NL

    Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

    Effective date: 20100801

    Ref country code: FR

    Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

    Effective date: 20100201

    PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

    Ref country code: GB

    Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

    Effective date: 20100124

    PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

    Ref country code: AT

    Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

    Effective date: 20110124

    PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

    Ref country code: IT

    Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

    Effective date: 20110124

    PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

    Ref country code: DE

    Payment date: 20170131

    Year of fee payment: 20

    REG Reference to a national code

    Ref country code: DE

    Ref legal event code: R071

    Ref document number: 59800746

    Country of ref document: DE