EP0949422B1 - Endlagendämpfung - Google Patents

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EP0949422B1
EP0949422B1 EP98123678A EP98123678A EP0949422B1 EP 0949422 B1 EP0949422 B1 EP 0949422B1 EP 98123678 A EP98123678 A EP 98123678A EP 98123678 A EP98123678 A EP 98123678A EP 0949422 B1 EP0949422 B1 EP 0949422B1
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EP
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damping
piston
pressure medium
piston ring
end position
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EP98123678A
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Josef Büter
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Buemach Engineering International BV
Original Assignee
Buemach Engineering International BV
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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
    • F15B15/224—Other details, e.g. assembly with regulating devices for accelerating or decelerating the stroke having a piston which closes off fluid outlets in the cylinder bore by its own movement

Definitions

  • the invention relates to an end position damping of a pressure medium-operated device, in particular a pneumatic or hydraulic working cylinder.
  • IPC International Patent Classification
  • fluid operated devices are classified in the IPC F15B15 / 00, details of the delay in stroke are recorded in the IPC F15B15 / 22.
  • the pressure medium itself can delay or dampen the stroke of a piston in a cylinder.
  • the damping force which is preferably proportional to the speed of movement of the piston, is achieved via a corresponding counterpressure on the piston.
  • a throttled pressure medium flow offers itself as a passive variant, in which the pressure medium crosses a throttle. There is approximately a proportional relationship between the pressure medium volume flowing through the throttle and the pressure difference on both sides of the throttle.
  • the proportionality factor as a characteristic value is essentially determined by the geometry of the throttle.
  • the desired throttling should only take effect when the end position is approached. Accordingly, the flow state must change depending on the position of the piston in the cylinder, in particular with regard to the end position. This can be achieved through various measures.
  • damping space which is arranged behind the actual outlet opening with respect to the direction of movement of the piston.
  • the pressure medium located in this damping space can only escape throttled into the actual outlet opening when the piston is immersed in this damping space.
  • the throttle itself is formed by the annular gap between the piston and the cylinder and remains constant in its characteristic value with regard to the immersion depth.
  • a solution previously known from US4425836 uses a helical recess on the outer surface of the piston as a throttle. Due to the piston position in the damping chamber, the effective length of the throttle geometry determining the characteristic value changes accordingly, whereby this increases linearly with the depth of penetration.
  • a disadvantage is the compulsory linear increase in the characteristic value, unless one realizes complex helical structures with a variable gradient value and / or cross section.
  • an extension-side end position brake for hydraulic or pneumatic working cylinders with disc pistons based on the principle of path-dependent throttling of the escaping fluid by means of an orifice which consists of an annular throttle orifice blasted at one point with axial grooves on the inner jacket with a continuation exists on the flat surface facing the piston and sits in a groove of the piston rod.
  • the throttle disc is immersed in a bushing and throttles the cross-section for the exit of the fluid depending on the path through correspondingly ground axial grooves in the inner jacket of the bushing, the fluid flowing through these grooves and the axial gap between the piston rod and throttle orifice.
  • the disadvantages of this solution are, in particular, the throttle disk, which is very complex to manufacture, and the weakening of the piston rod by the groove for receiving the throttle disk.
  • the object of the invention is to develop an end position damping device of the type described above, with a structurally simple solution making it possible to implement any desired characteristic curve of the throttle with respect to the immersion depth and to change this curve easily.
  • the invention consists in the use of the existing gap of a piston ring as a throttle element and the change in its effective opening as a function of the immersion depth via the change in the cylinder inner diameter predetermined by a special bushing.
  • the piston ring has the smallest outflow cross-section when it is guided inside the cylinder tube or when it is in the end position of the damping bush.
  • the taper of the damping bush is only so great that the end face of the same is gripped by the end face of the cylinder tube, so that when the locking parts are tightened, the damping bushing or in the case of use in the differential working cylinder, the bushings are firmly clamped.
  • the entrained piston ring jumps open radially in the area of the largest diameter of the damping bush due to its internal internal stress and blocks the radial bores provided for the outflow, as a result of which the outflow described above is forced.
  • the piston ring gap is closed down to the smallest outflow cross section. Due to the radial flexibility of the piston ring and the taper of the damping bush, this moving infeed of the discharge cross-section is achieved.
  • the damping is progressive depending on the cone angle of the damping bush.
  • the interchangeability of the piston ring and the conical damping bush enables the damping characteristics to be changed in a simple manner, which makes it possible to easily take special requirements into account in the application.
  • the length of the cone of the damping bush determines the length of the damping path.
  • the damping path itself is part of the overall stroke.
  • Fig. 1 shows in connection with the detail according to Fig. 2, the detail piston ring according to Fig. 3 and the detail damping bushing according to Fig. 4, a differential working cylinder which is provided in the stroke end positions with damping bushings 1, which as part of the stroke 2, the Guide piston 3 in the end position area.
  • the piston 3 separates the working chamber of the differential working cylinder into the parts piston chamber 5.1 and annular piston chamber 5.2 by sealing by means of a piston seal 4.
  • the piston 3 is provided with piston rings 6, which are held in grooves 7 of the piston 3, the residual stress behavior of which enables them to expand slightly beyond the piston diameter. For this reason, the piston ring 6 is selected such that it has the smallest gap width 8 when it is guided in the cylinder tube 9.
  • the piston 3 is expanded radially as a result of its residual stress behavior to a maximum inner cone diameter 11 of the damping bush 1 as the movement continues.
  • the piston ring 6 is therefore always larger than the largest cone inner diameter 11 in the relaxed state, in order to lie securely on all the inner diameters along the stroke 2.
  • radial bores 12 are provided which guide the pressure medium in longitudinal grooves 13, where it reaches the drain connection 15 via an annular channel 14.
  • Crossing the piston ring 6 becomes the position of the radial bores 12 the amount of pressure medium located in front of the piston 3 is only discharged via the gap width 8 of the piston ring 6, as a result of which the damping sets in, which results in the progress of the movement of the piston 3 towards the end positions as a result of the effect of an inner cone 16 as damping with a progressive character.
  • the throttled pressure medium flowing out over the gap width 8 passes through the radial bores 12 and longitudinal grooves 13 into the annular channel 14 and in this way to the drain connection 15 Mistake.
  • the damping bushing 1 is clamped by screwing via a thread 19, an end face 20 of the cylinder tube 9 pressing against a damping bushing end face 21 and the same with an outer end face 22 against an inner face 23 of the closure part 17.1.
  • the low roughness of these surfaces ensures that the pressure medium flow does not reach the drain connection 15 in this way in order to obtain the necessary back pressure in the annular piston chamber 5.2.

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Description

  • Die Erfindung bezeichnet eine Endlagendämpfung einer druckmittelbetriebenen Vorrichtung, insbesondere eines pneumatischen oder hydraulischen Arbeitszylinders.
  • Nach der IPC (Internationale Patentklassifikation) werden druckmittelbetriebenen Vorrichtungen in der IPC F15B15/00 klassifiziert, wobei Einzelheiten zum Verzögern des Hubs in der IPC F15B15/22 erfaßt sind. Eine Verzögerung oder Dämpfung des Hubs eines Kolbens in einem Zylinder kann über das Druckmittel selbst erfolgen. Dabei wird über einen entsprechenden Gegendruck auf den Kolben die Dämpfungskraft erzielt, welche vorzugsweise proportional zur Bewegungsgeschwindigkeit des Kolbens ist. Neben einem aktiv geführten (gesteuerten) Druckmittel bietet sich als passive Variante ein gedrosselter Druckmittelfluß an, bei dem das Druckmittel eine Drossel durchquert. Dabei besteht näherungsweise ein proportionaler Zusammenhang zwischen des die Drossel durchströmenden Druckmittelvolumens und der Druckdifferenz beiderseits der Drossel. Der Proportionalitätsfaktor als Kennwert wird wesentlich durch die Geometrie der Drossel bestimmt.
  • Die gewünschte Drosselung soll erst bei Annäherung an die Endlage wirken. Entsprechend muß sich der Strömungszustand abhängig von der Lage des Kolbens im Zylinder, insbesondere bezüglich der Endlage, verändern. Dies kann durch verschiedene Maßnahmen erzielt werden.
  • Eine Möglichkeit besteht in der Veränderung der Auslaßöffnung, bsw. indem nach der Druckschrift DE 2206410 dessen wirksamer Querschnitt durch Einfahren eines Kolbenansatzes verringert wird. Nach der Druckschrift DE1925166A1 ist eine ähnlich wirkende Lösung bekannt, bei welcher von mehreren parallel geschalteten Auslaßöffnungen ein Teil durch den Kolben selbst verdeckt wird.
  • Bei einer geeigneten Anordnung und/oder Dimensionierung lassen sich verschiedene Dämpfungsfunktionen realisieren.
  • Eine andere Möglichkeit besteht in der Ausbildung eines Dämpfungsraumes, welche bezüglich der Bewegungsrichtung des Kolben hinter der eigentlichen Auslaßöffnung angeordnet ist. Das sich in diesem Dämpfungsraum befindliche Druckmittel kann nur gedrosselt in die eigentliche Auslaßöffnung entweichen, wenn der Kolben in diesen Dämpfungsraum eintaucht.
  • Eingeschränkt auf die letztere Möglichkeit sind eine Vielzahl von Ausführungen bekannt, bei denen die Drossel über spezielle Kanäle mit der Auslaßöffnung verbunden im Kolben oder im Zylinder angeordnet ist. Ebenfalls vorbekannt ist die Nutzung des sich zwischen dem Kolben und dem Zylinder ausbildenden Freiraumes zur Drosselung.
  • Nach der Druckschrift DEGM6943765 wird die Drossel selbst durch den ringförmigen Spalt zwischen dem Kolben und dem Zylinder ausgebildet und bleibt bezüglich der Eintauchtiefe in ihrem Kennwert konstant.
  • Eine nach der Druckschrift US4425836 vorbekannte Lösung verwendet eine helixartige Vertiefung auf der Mantelfläche des Kolbens als Drossel. Durch die Kolbenlage im Dämpfungsraum verändert sich entsprechend die wirksame Länge der den Kennwert bestimmenden Drosselgeometrie, wodurch dieser linear zur Eindringtiefe zunimmt. Nachteilig ist die zwingend lineare Kennwertzunahme, es sei denn, man realisiert konstruktiv aufwendig Helixstrukturen mit veränderlichem Steigungswert und/oder Querschnitt.
  • Aus der Druckschrift US4207800 ist ebenfalls die Verwendung eines speziellen Dämpfungselementes bekannt, welcher zwischen dem Kolben und dem Zylinder angeordnet und als ein Ring (Kolbenring) ausgebildet ist. Es weist an einer Stirnseite eine Vielzahl radiale offene Kanäle auf, ist axial etwas verschiebbar und liegt bei Drosselung an der gegenüberliegenden Ringnut des Kolbens an, wodurch das Druckmittel die radialen Drosselkanäle durchströmt sowie unterhalb und hinter dem Drosselring zur Auslaßöffnung gelangt. Der Vorteil einer derartigen modularen Lösung liegt in der einfachen Austauschbarkeit dieses Drosselringes. Der Nachteil dieser Lösung liegt in dem bezüglich der Eintauchtiefe konstanten Kennwert der Drossel.
  • Des Weiteren ist aus der Druckschrift DD 105 493 A eine ausfahrseitige Endlagenbremse für hydraulische oder pneumatische Arbeitszylinder mit Scheibenkolben nach dem Prinzip der wegabhängigen Drosselung des austretenden Fluids mittels Blende bekannt, die aus einer ringförmigen, an einer Stelle gesprengten Drosselblende mit axialen Nuten am Innenmantel mit Fortsetzung auf der dem Kolben zugewandten Planfläche besteht und in einer Nut der Kolbenstange sitzt. Bei Bremsbeginn taucht die Drosselscheibe in eine Buchse ein und drosselt den Querschnitt für den Austritt des Fluids durch entsprechend geschliffene axiale Nuten im Innenmantel der Buchse wegabhängig, wobei das Fluid über diese Nuten und den Axialspalt zwischen Kolbenstange und Drosselblende fließt. Die Nachteile dieser Lösung bestehen insbesondere in der nur sehr aufwändig herzustellenden Drosselscheibe sowie der Schwächung der Kolbenstange durch die Nut zur Aufnahme der Drosselscheibe.
  • Die Aufgabe der Erfindung ist die Ausbildung einer Endlagendämpfung der oben bezeichneten Art zu entwickeln, wobei durch eine konstruktiv einfache Lösung ein beliebiger stetiger Kennwertverlauf der Drossel bezüglich der Eintauchtiefe realisierbar und dieser Kennwertverlauf einfach veränderbar ist.
  • Die Aufgabe wird durch die im Schutzanspruch 1 aufgeführten Merkmale gelöst. Bevorzugte Weiterbildungen ergeben sich aus den Unteransprüchen.
  • Die Erfindung besteht in der Benutzung des vorhandenen Spaltes eines Kolbenringes als Drosselelement und der Veränderung dessen wirksamer Öffnung in Abhängigkeit von der Eintauchtiefe über die durch eine spezielle Buchse vorgegebene Änderung des Zylinderinnendurchmessers.
  • Der Kolbenring weist den kleinsten Abstromquerschnitt auf, wenn er innerhalb des Zylinderrohres geführt wird, oder sich in der Endlage der Dämpfungsbuchse befindet. Damit ist dem Prinzip involviert, daß die konische Dämpfungsbuchse in der Endlage dem Kolbendurchmesser zu entsprechen hat. Die Konizität der Dämpfungsbuchse ist nur so groß, daß die Stirnfläche derselben durch die Stirnfläche des Zylinderrohres erfaßt wird, wodurch beim Anzug der Verschlußteile, die Dämpfungsbuchse oder im Falle der Anwendung beim Differentialarbeitszylinder die Buchsen fest verspannt werden. Bei der Bewegung des Arbeitskolbens in Richtung zur Endlage springt der mitgeführte Kolbenring im Bereich des größten Durchmessers der Dämpfungsbuchse infolge seiner inneren Eigenspannung radial auf und versperrt die für den Abfluß vorgesehenen Radialbohrungen, wodurch der oben beschriebene Abstrom erzwungen ist. Im Fortlauf der Bewegung innerhalb der Dämpfungsbuchse wird der Kolbenringspalt, bis zum kleinsten Abstromquerschnitt hin, geschlossen. Infolge der radialen Flexibilität des Kolbenringes und der Konizität der Dämpfungsbuchse wird diese bewegte Zustellung des Abflußquerschnittes erreicht. Die Dämpfung ist progressiv in Abhängigkeit vom Kegelwinkel der Dämpfungsbuchse.
  • Das Grundprinzip ist wie bei allen Dämpfungsarten durch die mathematische Beziehung gegeben.
  • Der Gegendruck ist wie folgt bestimmt: p Br = p + v 2 ρ· A 2 2 2· A Dr 2 ·α
  • In den aufgeführten Formeln bedeuten:
    • p = Auslaufgegendruck
    • PBr = Bremsdruck
    • m = vom Kolben bewegte Masse
    • ρ= Druckmitteldichte
    • v = Kolbengeschwindigkeit bei Bremsbeginn
    • FBr = Bremskraft
    • s = Bremsweg
    • ADr = Drosselquerschnitt
    • A2 = Kolbenquerschnitt
  • Die Austauschbarkeit des Kolbenringes und der konischen Dämpfungsbuchse ermöglicht auf einfache Weise die Änderung der Dämpfungscharakteristik, wodurch es problemlos möglich ist, spezielle Anforderungen im Anwendungsfalle zu berücksichtigen. Die Konizität der Dämpfungsbuchse ist vorzugsweise in den Grenzen von Kegelwinkel tanαmin = 0, 01 bis Kegelwinkel tanαmax = 0,04 vorgesehen. Die Länge des Konusses der Dämpfungsbuchse bestimmt die Länge des Dämpfungsweges. Der Dämpfungsweg selbst ist Bestandteil des Gesamthubes.
  • In den genannten vorbekannten Fällen ist meist eine aufwendige Fertigungstechnik erkennbar, zudem ist das den Drosselquerschnitt tragende Element in seinem Querschnittswert vorbestimmt, während es im Falle der vorliegenden Erfindung sich im Fortlauf der Kolbenbewegung ändert. Das Neue der erfindungsgemäßen Lösung ist somit durch den im bewegten System angeordneten Durchflußquerschnitt charakterisiert, der seinen Wert innerhalb der Dämpfungsstrecke bis zum Endanschlag ändert, wodurch infolge der leichten Austauschbarkeit der dämpfungsbestimmenden Teile jede gewünschte Dämpfungscharakteristik vorgegeben werden kann. Auf diese Weise ist eine Lösung vorgegeben, die einfach in der Herstellung, flexibel in der dem Anwendungsfall gemäßen Dämpfungscharakteristik ausrüstbar und in seiner Wirksamkeit unabhängig von der fluidischen Substanz als Druckmittelträger ist.
  • Die Erfindung soll im Weiteren an einem Ausführungsbeispiel näher erläutert werden. Hierbei zeigen:
    • Fig. 1 einen Differentialarbeitszylinder mit Dämpfungsbuchsen in den Endlagen
    • Fig. 2 einen Ausschnitt des Dämpfungsraumes im Verschlußteil
    • Fig. 3 einen Kolbenring
    • Fig. 4 eine Dämpfungsbuchse
  • Fig. 1 zeigt in Verbindung mit dem Ausschnitt nach Fig. 2, der Einzelheit Kolbenring nach Fig. 3 und der Einzelheit Dämpfungsbuchse nach Fig. 4 einen Differentialarbeitszylinder, welcher in den Hubendlagen mit Dämpfungsbuchsen 1 versehen ist, die als Bestandteil des Hubes 2, den Kolben 3 im Endlagenbereich führen. Der Kolben 3 trennt durch Abdichtung vermittels einer Kolbendichtung 4 den Arbeitsraum des Differentialarbeitszylinders in die Teile Kolbenraum 5.1 und Ringkolbenraum 5.2. Zudem ist der Kolben 3 mit Kolbenringen 6 versehen, die in Nutungen 7 des Kolbens 3 gehalten werden, deren Eigenspannungsverhalten es ermöglicht, daß sie sich gering über den Kolbendurchmesser hinaus ausdehnen. Der Kolbenring 6 ist aus diesem Grunde so gewählt, daß er die kleinste Spaltweite 8 dann aufweist, wenn er im Zylinderrohr 9 geführt wird. Innerhalb eines Dämpfungsbereiches 10 wird der Kolbens 3 im Fortlauf der Bewegung infolge seines Eigenspannungsverhaltens radial bis auf einen größten Konusinnendurchmesser 11 der Dämpfungsbuchse 1 aufgeweitet. Der Kolbenring 6 ist daher im entspannten Zustand immer größer als der größte Konusinnendurchmesser 11, um längst des Hubes 2 an allen Innendurchmessern spannungssicher anzuliegen. In diesem Bereich der Dämpfungsbuchse 1 sind Radialbohrungen 12 vorgesehen, die das Druckmittel in Längsnuten 13 leiten, wo es über einen Ringkanal 14 zum Abflußanschluß 15 gelangt. Überfahrt der Kolbenring 6 die Position der Radialbohrungen 12 wird die vor dem Kolben 3 befindliche Druckmittelmenge nur noch über die Spaltweite 8 des Kolbenringes 6 abgeführt, wodurch die Dämpfung einsetzt, die sich im Fortgang der Bewegung des Kolbens 3 auf die Endlagen zu infolge der Wirkung eines Innenkonusses 16 als Dämpfung mit progressiven Charakter ergibt. Das über die Spaltweite 8 abfließende gedrosselte Druckmittel gelangt über die Radialbohrungen 12 und Längsnuten 13 in den Ringkanal 14 und auf diese Weise zum Abflußanschluß 15. Um die Gewähr für den Druckaufbau im Differentialarbeitszylinder zu haben, sind die Verschlußteile 17.1 und 17.2 jeweils mit einer Dichtung 18 versehen. Die Dämpfungsbuchse 1 wird durch Verschraubung über ein Gewinde 19 verspannt, wobei sich eine Stirnfläche 20 des Zylinderrohres 9 gegen eine Dämpfungsbuchsenstirnfläche 21 drückt und dieselbige mit einer Außenstirnfläche 22 gegen eine Innenfläche 23 des Verschlußteiles 17.1. Durch die geringe Rauhtiefe dieser Flächen ist dafür gesorgt, daß der Druckmittelstrom nicht über diesen Weg in den Abflußanschluß 15 gelangt, um den notwendigen Gegendruck im Ringkolbenraum 5.2 zu erhalten.
  • Verwendete Bezugszeichen
    • 1
    Dämpfungsbuchse
    2
    Hub
    3
    Kolben
    4
    Kolbendichtung
    5.1
    Kolbenraum
    5.2
    Ringkolbenraum
    6
    Kolbenring
    7
    Nutung
    8
    Spaltweite
    9
    Zylinderrohr
    10
    Dämpfungsbereich
    11
    Konusinnendurchmesser
    12
    Radialbohrung
    13
    Längsnut
    14
    Ringkanal
    15
    Abflußanschluß
    16
    Innenkonus
    17.1
    Verschlußteil I
    17.2
    Verschlußteil II
    18
    Dichtung
    19
    Gewinde
    20
    Stirnfläche
    21
    Dämpfungsbuchsenstirnfläche
    22
    Außenstirnfläche
    23
    Innenfläche

Claims (3)

  1. Endlagendämpfungsvorrichtung einer druckmittelbetriebenen Vorrichtung, bei welcher der Hub (2) eines Kolbens (3) in einem Zylinder (9) verzögert wird, indem innerhalb eines Dämpfungsbereiches (10) durch Drosselung des verdrängten Druckmittels ein Gegendruck erzeugt wird, bevor es über Kanäle in den Abflußanschluß (15) entweicht, wobei ein in Nutungen (7) des Kolbens (3) gehaltener, gespaltener Kolbenring (6) zur Drosselung verwendet wird,
    dadurch gekennzeichnet,
    • dass der Zylinder (9) in den Hubendlagen mit Dämpfungsbuchsen (1) versehen ist, die als Bestandteil des Hubes (2) den Kolben (3) im Endlagenbereich führen,
    • dass das Eigenspannungsverhalten des Kolbenringes (6) es ermöglicht, diese über den Kolbendurchmesser hinaus auszudehnen, und der Kolbenring (6) sich infolge seines Eigenspannungsverhaltens radial bis auf einen größten Konusinnend urchmesser (11) aufgeweitet,
    • dass ein Innenkonus (16) der Dämpfungsbuchse (1) eine Dämpfung mit progressiven Charakter ergibt,
    • dass die kleinste Spaltweite (8) des Kolbenringspaltes des Kolbenringes (6) im Zylinderrohr (9) erzielt wird
    • und dass im Bereich der Dämpfungsbuchse (1) Radialbohrungen (12) vorgesehen sind, die das Druckmittel in Längsnuten (13) leiten, wo es über einen Ringkanal (14) zum Abflußanschluß (15) gelangt.
  2. Endlagendämpfung einer druckmittelbetriebenen Vorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet,
    dass das über die Spaltweite (8) abfließende gedrosselte Druckmittel über die Radialbohrungen (12) und Längsnuten (13) in den Ringkanal (14) und auf diese Weise zum Abflußanschluß (15) gelangt.
  3. Endlagendämpfung einer druckmittelbetriebenen Vorrichtung nach Anspruch 1 oder Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet,
    dass die Dämpfungsbuchse (1) durch Verschraubung über ein Gewinde (19) verspannt wird, wobei sich eine Stirnfläche (20) des Zylinderrohres (9) gegen eine Dämpfungsbuchsenstirnfläche (21) drückt, und dieselbige mit einer Außenstirnfläche (22) gegen eine Innenfläche (23) des Verschlußteiles I (17.1) und
    dass durch die geringe Rauhtiefe dieser Flächen {(20), (21), (22), (23)} der Druckmittelstrom nicht über diesen Weg in den Abflußanschluß (15) gelangt.
EP98123678A 1998-03-04 1998-12-11 Endlagendämpfung Expired - Lifetime EP0949422B1 (de)

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Application Number Priority Date Filing Date Title
DE29803739U 1998-03-04
DE29803739U DE29803739U1 (de) 1998-03-04 1998-03-04 Endlagendämpfung

Publications (2)

Publication Number Publication Date
EP0949422A1 EP0949422A1 (de) 1999-10-13
EP0949422B1 true EP0949422B1 (de) 2001-09-19

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ID=8053522

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EP98123678A Expired - Lifetime EP0949422B1 (de) 1998-03-04 1998-12-11 Endlagendämpfung

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EP (1) EP0949422B1 (de)
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