EP1105651A1 - Druckmittelbetätigter arbeitszylinder - Google Patents

Druckmittelbetätigter arbeitszylinder

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Publication number
EP1105651A1
EP1105651A1 EP99942808A EP99942808A EP1105651A1 EP 1105651 A1 EP1105651 A1 EP 1105651A1 EP 99942808 A EP99942808 A EP 99942808A EP 99942808 A EP99942808 A EP 99942808A EP 1105651 A1 EP1105651 A1 EP 1105651A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
surface section
diameter
cylinder
damping element
piston
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.)
Withdrawn
Application number
EP99942808A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Xu Guo
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.)
Bosch Rexroth AG
Original Assignee
Mannesmann Rexroth AG
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 Mannesmann Rexroth AG filed Critical Mannesmann Rexroth AG
Publication of EP1105651A1 publication Critical patent/EP1105651A1/de
Withdrawn legal-status Critical Current

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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
    • F15B15/222—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

Definitions

  • the invention relates to a pressure-actuated working cylinder, which has the features from the preamble of claim 1, in which the piston is braked when it enters an end position by throttling the pressure medium outflow from the shrinking cylinder chamber. By throttling off the flowing pressure medium flow, a pressure is built up in the shrinking cylinder chamber, which generates a force on the piston which is opposite to the movement of the piston.
  • the so-called damping pressure building up in the cylinder chamber should not exceed a maximum value that is 1.5 to 2 times the nominal pressure of the working cylinder.
  • the working cylinder has maximum damping capacity if the damping pressure has the maximum value over the entire damping distance.
  • this ideal course of the damping pressure can only be achieved by designing the throttle cross sections and the throttle lengths between the damping element and the passage opening if the same boundary conditions are always met, i.e. if the working cylinder e.g. is always driven at the same speed and moves the same mass. An attempt is then made to obtain the ideal end position damping for the case of the maximum speed and the greatest mass, so that the damping pressure no longer reaches the maximum value at lower speeds and smaller masses.
  • EP 0 837 250 A2 shows a working cylinder in which the damping element axially extends on its outer surface. fende and narrowing in their cross-section throttle grooves. The throttle cross section over the throttle grooves becomes smaller and smaller when the damping element is immersed in the passage opening.
  • a pressure medium connection is connected via a throttle point, the hydraulic resistance of which is largely independent of the immersion depth of the damping element.
  • a pressure-operated cylinder with the features from the preamble of claim 1 is known from DE-OS 22 14 032.
  • the outer surface of the damping element is rotationally symmetrical.
  • an insertion bevel the effect of which for the end position damping is negligible, is followed by a surface section with a smaller diameter, followed by a surface section with a larger diameter approximately from the center of the damping element, which extends to the end of the damping element on the piston side .
  • the invention has for its object to develop a pressure-operated cylinder with the features from the preamble of claim 1 so that a high damping capacity is obtained, so that a large mass can be braked in a short distance without expecting damage from pressure peaks are.
  • a pressure-actuated working cylinder which, in addition to the features from the preamble, also has the features from the characterizing part of patent claim 1.
  • a working cylinder according to the invention viewed in the direction of immersion of the damping element into the passage opening, the damping element in front of the section with a smaller diameter has an average diameter that is between the maximum Diameter at the piston end of the damping element and the smaller diameter. This avoids that the damping pressure does not drop quickly after a steep increase at the beginning of the immersion of the damping element in the passage opening, but remains at a high level.
  • the mean diameter is only present over a short distance compared to the length of the surface section with a small diameter, which prevents the damping pressure from exceeding the maximum permissible pressure, and therefore the working cylinder from being damaged by pressure peaks. It has been shown that with a configuration of the damping element according to the invention for a certain speed and mass, a course of the damping pressure can be achieved close to the ideal curve.
  • Claims 2 and 3 contain information on advantageous configurations of the diameter.
  • surface sections each have a fixed large diameter, a fixed small diameter and a fixed medium diameter.
  • the diameter of the damping element does not change continuously as it progresses in the axial direction.
  • the second surface section advantageously merges into further surface sections with a diameter that changes continuously during the axial progression into the first surface section and into the third surface section.
  • FIG. 1 shows a longitudinal section through a hydraulic working cylinder according to the invention
  • FIG. 2 shows a longitudinal section rotated through 90 ° with respect to FIG. 1 through a damping bushing used in the working cylinder according to FIG. 1
  • FIG. 3 shows a detail from FIG. 2 with a partially exaggerated representation of the outer surface of the damping bushing
  • FIG. 4 shows the diagram in which the measured damping pressure is plotted against the damping path for two piston speeds.
  • the hydraulically operated working cylinder shown in FIG. 1 is a cylinder of the so-called circular design.
  • the cylinder housing 10 has a cylinder tube 11, a cylinder head 12 which is placed on one end, and a cylinder base 13 which is placed on the other end of the cylinder tube 11.
  • a flange 14 is screwed onto each of the two ends of the cylinder tube 11 which are provided with an external thread and has axial threaded holes 15 distributed over 360 ° into which screws tightening the cylinder head or the cylinder base against the cylinder tube 16 are screwed in.
  • a piston 20 is axially guided in a tightly sliding manner, which divides the interior of the cylinder tube into two cylinder chambers 21 and 22, the volumes of which change in opposite directions when the piston moves.
  • a cylinder connection 23 in the cylinder head 12 can supply hydraulic pressure medium to the cylinder chamber 21 and be discharged from this cylinder chamber.
  • the radially arranged cylinder connection 23 initially opens into a chamber 24 in the cylinder head 12, which is fluidly connected to the cylinder chamber 21 via an axial passage opening 25 of a certain diameter.
  • a pressure medium path runs similarly from a radial cylinder connection 26, a chamber 27 and an axial passage opening 28 of the cylinder bottom 13 to the cylinder chamber 22.
  • the two passage openings 25 and 28 in the cylinder head and in the cylinder bottom have the same diameter.
  • the piston 20 is assembled with a piston rod 35 which passes through the cylinder head 12 to the outside and allows the chamber 24 and the passage opening 25 of the cylinder head 12 to become annular spaces.
  • the piston 20 is pushed from the inner end over a reduced-diameter section of the piston rod 35 and is tensioned against a shoulder of the piston rod 35 with the interposition of a flange bushing 36 by means of a nut 37 screwed onto the threaded end of the piston rod 35.
  • a damping bushing 40 is arranged thereon with axial and radial play, which serves as a throttle body and a check valve body.
  • An identical damping bush 40 is arranged with axial and radial play between the piston 20 and a collar 39 of the nut 37.
  • a damping bush 40 has, apart from a recess 41 on its end 42 facing the piston 20, a constant inside diameter over its entire length, which is matched to the outside diameter of the collar bush 36 and the nut 37 in such a way that a radial play of, for example, 0.5 mm results.
  • the length of the damping bushing 40 is, for example, 0.3 mm shorter than the clear distance between the piston 20 and a collar 38, 39.
  • the damping bushing On its end face 42 the damping bushing has two diametrically opposed circular segment-like recesses 43 which are not quite as deep as the recess 41 are. At that
  • the damping bushing has a run-on slope 45, which ensures that the damping bushing, despite the radial play, threads into the passage opening 25 or 28. Even if one does not take into account the chamfer 45, the diameter of the outer surface 50 of the damping bush 40 is not constant over its length. The largest is the diameter in
  • the diameter in the surface section 51 is 30 ⁇ smaller than the 48 mm diameter of the through bores 25 and 28.
  • the first surface section 51 extends axially, in the present exemplary embodiment approximately 1 mm, further from the end face 42 of the damping
  • the outer surface 50 of the damping bushing 40 has a constant smallest diameter over a distance of approximately 8 mm, which is approximately 110 ⁇ m smaller than the diameter of the passage openings 25 and 28. Furthermore, a third axially extending surface section 53 with a constant diameter is provided.
  • the diameter in the surface section 53 is approximately 80 ⁇ m smaller than the diameter of the passage openings 25 and 28.
  • the surface section 53 directly adjoins the run-on slope 45 and extends over a length of approximately 1 to 2 mm. Its diameter lies between the diameters in the surface section 52 and in the surface section 51. Between the two surfaces
  • a frustoconical surface section 54 in which the diameter increases from the diameter in the surface section 52 to the diameter in the surface section 53.
  • a frustoconical surface section 55 the diameter of the outer surface 50 of the damping bush 40 increases from the diameter in the surface section 52 to the diameter knife in surface section 51.
  • the surface section 55 is axially longer than the surface section 54. Its length is approximately 6 to 7 mm, while the surface section 54 is only approximately 3 mm long. The total length of the damping bushing here is approximately 24.5 mm.
  • the damping bush 40 sits axially on the nut 37 on its collar 39. If pressure medium is now supplied to the cylinder connection 26, the damping bush 40 is displaced by its axial play towards the piston 20 by the force generated by the pressure present.
  • the diagram according to FIG. 4 shows various curves which show a damping pressure in a cylinder chamber plotted against the damping path 25, the zero point of the damping path being placed in the beginning of the immersion of the damping bushing in a passage opening.
  • the dashed curve 60 represents an ideal damping curve.
  • the damping pressure rises quickly to the maximum value, remains at this value almost throughout the entire damping path and only drops steeply at the end.
  • the curve 61 is below On the basis of certain boundary conditions, such as a maximum speed of the piston and on the basis of certain dimensions of a damping bushing designed according to the invention.
  • the curve 62 has been recorded in an experiment which has the same boundary conditions as at

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Abstract

Die Erfindung geht aus von einem druckmittelbetätigten Arbeitszylinder mit einem Kolben (20), an dem eine Kolbenstange (35) befestigt ist und der in einem Zylinderraum unter gegensinniger Veränderung des Volumens zweier Zylinderkammern (21, 22) auf seinen beiden Seiten axial zwischen zwei Endstellungen verschiebbar ist. Zumindest auf der einen Seite des Kolbens (20) ist ein Dämpfungselement (40) angeordnet, das beim Einlauf des Kolbens in die eine Endstellung in eine Durchtrittsöffnung zwischen der einen Zylinderkammer und einem Zylinderanschluß eintaucht und dabei mit der Durchtrittsöffnung einen ringförmigen Drosselspalt zum gedrosselten Abfluß von Druckmittel aus der Zylinderkammer zum Zylinderanschluß bildet. Um eine hohe Dämpfungskapazität zu erhalten, um also auf einem bestimmten Weg große mit dem Zylinder bewegte Massen abbremsen zu können, ist die Außenfläche des Dämpfungselements (40) in axialer Richtung derart geformt, daß sie, bei ganz eingetauchtem Dämpfungselement betrachtet, am kammerseitigen Beginn der Durchtrittsöffnung einen maximalen Durchmesser (52) hat und nach einem Flächenabschnitt mit kleinem Durchmesser oder kleinen Durchmessern in großer Eintauchtiefe des Dämpfungselements über eine kurze Strecke einen mittleren Durchmesser aufweist, der zwischen dem maximalen Durchmesser und dem kleinen Durchmesser liegt.

Description

Beschreibung
Druckmittelbetätigter Arbeitszylinder
Die Erfindung geht aus von einem druckmittelbetätigten Arbeitszylinder, der die Merkmale aus dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1 aufweist, bei dem also der Kolben beim Einlaufen in eine Endstellung durch Abdrosselung des Druckmittelabflusses aus der sich verkleinernden Zylinderkammer abgebremst wird. Durch die Abdrosselung des abfließenden Druckmittelstroms wird in der sich verklei- nernden Zylinderkammer ein Druck aufgebaut, der am Kolben eine Kraft erzeugt, die der Bewegung des Kolbens entgegengerichtet ist.
Der sich in der Zylinderkammer aufbauende sogenannte Dämpfungsdruck soll dabei einen Maximalwert, der 1 ,5 bis 2-fach so groß wie der Nenndruck des Ar- beitszylinders ist, nicht überschreiten. Andererseits hat der Arbeitszylinder maximale Dämpfungskapazität, wenn der Dämpfungsdruck während der gesamten Dämpfungsstrecke den Maximalwert hat. Selbst theoretisch läßt sich dieser ideale Verlauf des Dämpfungsdruckes durch die Gestaltung der Drosselquerschnitte und der Drossellängen zwischen dem Dämpfungselement und der Durchtrittsoffnung nur dann erreichen, wenn immer dieselben Randbedingungen eingehalten werden, wenn also der Arbeitszylinder z.B. immer mit derselben Geschwindigkeit gefahren wird und dieselbe Masse bewegt. Man versucht dann für den Fall der maximalen Geschwindigkeit und der größten Masse die ideale Endlagendämpfung zu erhalten, so daß bei kleineren Geschwindigkeiten und kleineren Massen der Dämpfungsdruck den Maximalwert nicht mehr erreicht.
Druckmittelbetätigte Arbeitszylinder mit einer Endlagendämpfung sind aus einer Reihe von Druckschriften bekannt. So zeigt z.B. die EP 0 837 250 A2 einen Arbeitszylinder, bei dem das Dämpfungselement an seiner Außenfläche axial verlau- fende und sich in ihrem Querschnitt verjüngende Drosselnuten aufweist. Der Drosselquerschnitt über die Drosselnuten wird beim Eintauchen des Dämpfungselements in die Durchtrittsoffnung immer kleiner. Zusätzlich zu den Drosselnuten ist nach dem Eintauchen des Dämpfungselments in die Durchtrittsoffnung zwi- sehen die Zylinderkammer und den Zylinderanschluß eine Druckmittelverbindung über eine Drosselstelle geschaltet, deren hydraulischer Widerstand weitgehend unabhängig von der Eintauchtiefe des Dämpfungselements ist.
Ein druckmittelbetätigter Arbeitszylinder mit den Merkmalen aus dem Oberbegriff des Anspruchs 1 ist aus der DE-OS 22 14 032 bekannt. Bei einem solchen Arbeitszylinder ist die Außenfläche des Dämpfungselements rotationssymmetrisch. Bei dem bekannten Arbeitszylinder schließt sich an eine Einführschräge, deren Wirkung für die Endlagendämpfung vernachlässigbar ist, ein Flächenabschnitt mit einem kleineren Durchmesser an, den etwa ab Mitte des Dämpfungselements ein Flächenabschnitt mit einem größeren Durchmesser folgt, der bis zum kolbenseiti- gen Ende des Dämpfungselements reicht.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, einen druckmittelbetätigten Arbeitszylinder mit den Merkmalen aus dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1 so weiter- zuentwickeln, daß eine hohe Dämpfungskapazität erhalten wird, daß also auf kurzem Weg eine große Masse abgebremst werden kann, ohne daß Schäden durch Druckspitzen zu erwarten sind.
Dieses Ziel wird mit einem druckmittelbetätigten Arbeitszylinder erreicht, der ne- ben den Merkmalen aus dem Oberbegriff zusätzlich die Merkmale aus dem kennzeichnenden Teil des Patentanspruchs 1 aufweist. Bei einem erfindungsgemäßen Arbeitszylinder besitzt also, in Eintauchrichtung des Dämpfungselements in die Durchtrittsoffnung betrachtet, das Dämpfungselement vor dem Abschnitt mit kleinerem Durchmesser einen mittleren Durchmesser, der zwischen dem maximalen Durchmesser am kolbenseitigen Ende des Dämpfungselements und dem kleineren Durchmesser liegt. Dadurch wird vermieden, daß der Dämpfungsdruck nach einem steilen Anstieg zu Beginn des Eintauchens des Dämpfungselements in die Durchtrittsoffnung nicht schnell wieder absinkt, sondern auf hohem Niveau verbleibt. Der mittlere Durchmesser ist nur auf einer gegenüber der Länge des Flächenabschnitts mit kleinem Durchmesser kurzen Strecke vorhanden, wodurch vermieden wird, daß der Dämpfungsdruck über den maximal zulässigen Druck hinausgeht, daß also der Arbeitszylinder durch Druckspitzen beschädigt wird. Es hat sich gezeigt, daß bei einer erfindungsgemäßen Ausbildung des Dämpfungselements für eine bestimmte Geschwindigkeit und Masse ein Verlauf des Dämpfungsdruckes nahe der Idealkurve erreicht werden kann.
Vorteilhafte Ausgestaltungen eines erfindungsgemäßen druckmittelbetätigten Arbeitszylinders kann man den Unteransprüchen entnehmen.
Die Patentansprüche 2 und 3 enthalten Angaben zu vorteilhaften Ausgestaltungen der Durchmesser.
Gemäß Patentanspruch 4 sind jeweils Flächenabschnitte mit einem festen großen Durchmesser, einem festen kleinen Durchmesser und einem festen mittleren Durchmesser vorhanden. Der Durchmesser des Dämpfungselements ändert sich also nicht fortlaufend beim Fortschreiten in axialer Richtung. Der zweite Flächenabschnitt geht gemäß Patentanspruch 5 vorteilhafterweise in weiteren Flächenabschnitten mit einem sich beim axialen Fortschreiten kontinuierlich ändernden Durchmesser in den ersten Flächenabschnitt und in den dritten Flächenabschnitt über.
Andere bevorzugte Ausgestaltungen ergeben sich aus den weiteren Unteransprüchen. Ein Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen druckmittelbetätigen Arbeitszylinders sowie ein Diagramm, in dem für verschiedene Geschwindigkeiten der Dämpfungsdruck über den Dämpfungsweg aufgetragen ist, sind in den Zeichnungen dargestellt. Anhand dieser Zeichnungen wird die Erfindung nun näher erläu- tert.
Es zeigen
Figur 1 einen Längsschnitt durch einen hydraulischen Arbeitszylinder gemäß der Erfindung, Figur 2 einen um 90° gegenüber Figur 1 gedrehten Längsschnitt durch eine in dem Arbeitszylinder nach Figur 1 verwendete Dämpfungsbuchse, Figur 3 einen Ausschnitt aus Figur 2 mit einer teilweise überhöhten Darstellung der Außenfläche der Dämpfungsbuchse und Figur 4 das Diagramm, in dem für zwei Kolbengeschwindigkeiten der gemessene Dämpfungsdruck über dem Dämpfungsweg aufgetragen ist.
Der in Figur 1 gezeigte hydraulisch betriebene Arbeitszylinder ist ein Zylinder der sogenannten Rundbauart. Das Zylindergehäuse 10 besitzt als wesentliche Bauteile ein Zylinderrohr 11 , einen Zylinderkopf 12, der auf das eine Ende, und einen Zylinderboden 13, der auf das andere Ende des Zylinderrohres 11 aufgesetzt ist. Zur Befestigung von Zylinderrohr, Zylinderkopf und Zylinderboden aneinander ist auf jedes der beiden mit einem Außengewinde versehenen Enden des Zylinderrohrs 11 ein Flansch 14 aufgeschraubt, der über 360° verteilt axiale Gewindebohrungen 15 aufweist, in die den Zylinderkopf bzw. den Zylinderboden gegen das Zylinderrohr verspannende Schrauben 16 eingeschraubt sind.
Im Inneren des Zylinderrohres 11 ist ein Kolben 20 dicht gleitend axial geführt, der das Innere des Zylinderrohrs in zwei Zylinderkammern 21 und 22 aufteilt, deren Volumina sich bei einer Bewegung des Kolbens gegensinnig verändern. Durch einen Zylinderanschluß 23 im Zylinderkopf 12 kann hydraulisches Druckmittel der Zylinderkammer 21 zugeführt und aus dieser Zylinderkammer abgeführt werden. Der radial angeordnete Zylinderanschluß 23 mündet dabei zunächst in eine Kammer 24 im Zylinderkopf 12, die mit der Zylinderkammer 21 über eine axiale Durchtrittsoffnung 25 bestimmten Durchmessers fluidisch verbunden ist. Ähnlich verläuft ein Druckmittelpfad von einem radialen Zylinderanschluß 26, einer Kammer 27 und einer axialen Durchtrittsoffnung 28 des Zylinderbodens 13 zur Zylinderkammer 22. Die beiden Durchtrittsöffnungen 25 und 28 im Zylinderkopf bzw. im Zylinderboden haben gleiche Durchmesser.
Der Kolben 20 ist mit einer Kolbenstange 35 zusammengebaut, die durch den Zylinderkopf 12 nach außen tritt und die Kammer 24 und die Durchtrittsoffnung 25 des Zylinderkopfes 12 zu Ringräumen werden läßt. Der Kolben 20 ist vom inneren Ende aus über einen im Durchmesser verkleinerten Abschnitt der Kolbenstange 35 geschoben und unter Zwischenlage einer Bundbuchse 36 mithilfe einer auf das mit einem Gewinde versehene Ende der Kolbenstange 35 aufgeschraubten Mutter 37 gegen eine Schulter der Kolbenstange 35 gespannt.
Axial zwischen dem Kolben 20 und dem Bund 38 der Bundbuchse 36 ist auf die- ser mit axialem und mit radialem Spiel eine Dämpfungsbuchse 40 angeordnet, die die Funktion eines Drosselkörpers und eines Rückschlagventilkörpers erfüllt. Eine identische Dämpfungsbuchse 40 ist mit axialem und radialem Spiel zwischen dem Kolben 20 und einem Bund 39 der Mutter 37 angeordnet.
Die Form der Dämpfungsbuchsen geht näher aus den Figuren 2 und 3 hervor. Eine Dämpfungsbuchse 40 hat bis auf eine Ausdrehung 41 an ihrer dem Kolben 20 zugewandten Stirnseite 42 über ihre gesamte Länge einen konstanten Innendurchmesser, der so auf den Außendurchmesser der Bundbuchse 36 und der Mutter 37 abgestimmt ist, daß sich ein radiales Spiel von z.B. 0,5 mm ergibt. In ihrer Länge ist die Dämpfungsbuchse 40 z.B. 0,3 mm kürzer als der lichte Abstand zwischen dem Kolben 20 und einem Bund 38, 39. An ihrer Stirnseite 42 besitzt die Dämpfungsbuchse zwei sich diametral gegenüberliegende kreissegmentartige Aussparungen 43, die nicht ganz so tief wie die Ausdrehung 41 sind. An der dem
5 Kolben 20 abgewandten Stirnseite 44 besitzt die Dämpfungsbuchse eine Anlaufschräge 45, die gewährleistet, daß die Dämpfungsbuchse trotz des radialen Spiels in die Durchtrittsoffnung 25 bzw. 28 einfädelt. Auch wenn man von der Anlaufschräge 45 absieht, ist der Durchmesser der Außenfläche 50 der Dämpfungsbuchse 40 über deren Länge nicht konstant. Am größten ist der Durchmesser in
I O einem unmittelbar an der Stirnseite 42 beginnenden, ersten Flächenabschnitt 51. Im betrachteten Ausführungsbeispiel ist der Durchmesser in dem Flächenabschnitt 51 30 μ kleiner als der 48 mm betragende Durchmesser der Durchtrittsbohrungen 25 und 28. Axial erstreckt sich der erste Flächenabschnitt 51 , im vorliegenden Ausführungsbeispiel etwa 1 mm, weiter von der Stirnseite 42 der Dämp-
15 fungsbuchse 40 weg als die Aussparungen 43. In einem zweiten Flächenabschnitt 52 hat die Außenfläche 50 der Dämpfungsbuchse 40 über eine Strecke von etwa 8 mm einen konstanten kleinsten Durchmesser, der etwa 110 μ kleiner als der Durchmesser der Durchtrittsöffnungen 25 und 28 ist. Weiterhin ist ein dritter sich axial erstreckender Flächenabschnitt 53 mit einem konstanten Durchmesser vor-
20 handen. Und zwar ist der Durchmesser im Flächenabschnitt 53 etwa 80 μ kleiner als der Durchmesser der Durchtrittsöffnungen 25 und 28. Der Flächenabschnitt 53 schließt sich unmittelbar an die Anlaufschräge 45 an und erstreckt sich über eine Länge von etwa 1 bis 2 mm. Sein Durchmesser liegt zwischen den Durchmessern im Flächenabschnitt 52 und im Flächenabschnitt 51. Zwischen den beiden Flä-
25 chenabschnitten 52 und 53 befindet sich ein kegelstumpfartiger Flächenabschnitt 54, in dem der Durchmesser vom Durchmesser im Flächenabschnitt 52 auf den Durchmesser im Flächenabschnitt 53 ansteigt. Schließlich steigt in einem kegel- stumpfförmigen Flächenabschnitt 55 der Durchmesser der Außenfläche 50 der Dämpfungsbuchse 40 vom Durchmesser im Flächenabschnitt 52 auf den Durch- messer im Flächenabschnitt 51 an. Dabei ist der Flächenabschnitt 55 axial länger als der Flächenabschnitt 54. Seine Länge beträgt etwa 6 bis 7 mm, während der Flächenabschnitt 54 nur etwa 3 mm lang ist. Die Gesamtlänge der Dämpfungsbuchse beträgt vorliegend etwa 24,5 mm.
5
In der in Figur 1 gezeigten Position des Kolbens 20 sitzt die Dämpfungsbuchse 40 an der Mutter 37 axial auf deren Bund 39 auf. Wird nun dem Zylinderanschluß 26 Druckmittel zugeführt, so wird die Dämpfungsbuchse 40 durch die durch den anstehenden Druck erzeugte Kraft um ihr axiales Spiel zum Kolben 20 hin verscho-
I O ben, bis sie mit ihrer Stirnseite 42 am Kolben anliegt. Nun kann Druckmittel durch den Axialspalt zwischen der Stirnseite 44 der Dämpfungsbuchse 40 und dem Bund 39 der Mutter 37, durch den aufgrund des Radialspiels vorhandenen Radialspalt zwischen der Dämpfungsbuchse 40 und der Mutter 37 und durch die Aussparungen 43 der Dämpfungsbuchse 40 in die Zylinderkammer 22 strömen.
15 Der hydraulische Widerstand des beschriebenen Strömungspfades entlang an der Innenwand der Dämpfungsbuchse 40 ist wesentlich geringer als der hydraulische Widerstand zwischen deren Außenfläche und der Wand der Durchtrittsoffnung 28. Der Kolben 20 bewegt sich nun mit einer der über den Zylinderanschluß 26 zufließenden Druckmittelmenge entsprechenden Geschwindigkeit auf den Zyiinderkopf
20 12 zu, wobei Druckmittel aus der sich verkleinernden Zylinderkammer 21 über die Durchtrittsoffnung 25 und den Zylinderanschluß 23 verdrängt wird. In einem bestimmten Abstand des Kolbens 20 vom Zylinderkopf 12 beginnt die andere Dämpfungsbuchse 40, die an der Bundbuchse 36 geführt ist, in die Durchtrittsoffnung 25 einzutauchen. Dadurch wird der für das Wegfließen des Druckmittels aus
25 der Zylinderkammer 21 zur Verfügung stehende Strömungsquerschnitt durch die Durchtrittsbohrung 25 verkleinert. Der Druck in der Zylinderkammer 21 wird dadurch höher als der Druck in der Kammer 12 und im Zylinderanschluß 23 des Zylinderkopfes 12, so daß die Dämpfungsbuchse 40 vom Kolben 20 weg an den Bund 38 der Bundbuchse 36 heranbewegt wird und mit ihrer Stirnseite 44 auf dem Bund aufsitzt. Wie der bewegliche Körper eines Rückschlagventils versperrt die Dämpfungsbuchse 40 dadurch den Strömungspfad entlang des Radialspaltes zwischen ihr und der Bundbuchse 36. Es gelangt dann der Flächenabschnitt 53 der Dämpfungsbuchse 40 in die Durchtrittsoffnung 25. Der Strömungspfad entlang
5 der Außenseite der Dämpfungsbuchse 40 wird sehr eng und der Druck in der Zylinderkammer 21 steigt relativ rasch an. Allerdings gelangen schon nach kurzem weiteren Weg des Kolbens 20 die Flächenabschnitte 54 und 52 der Dämpfungsbuchse 40 in die Durchtrittsoffnung 25, wodurch vermieden wird, daß der Dämpfungsdruck in der Zylinderkammer 21 über den vorgesehenen Maximalwert hinaus
I O ansteigt. Durch den in der Zylinderkammer 21 anstehenden Dämpfungsdruck wird der Kolben 20 abgebremst. Es tauchen dann die Flächenabschnitte 55 und 51 der Dämpfungsbuchse 40 in die Durchtrittsoffnung 25 ein, wodurch sich der hydraulische Widerstand entlang des Strömungspfades an der Außenseite der Dämpfungsbuchse 40 noch einmal stark erhöht und trotz der wegen der nun schon ge-
15 ringen Geschwindigkeit des Kolbens 20 auch nur geringen Menge von aus der Zylinderkammer 21 pro Zeiteinheit zu verdrängendem Druckmittel in der Zylinderkammer 21 ein Dämpfungsdruck nahe am Maximaldruck aufrechterhalten wird. Schließlich gelangt der Kolben 20 mit sehr geringer Geschwindigkeit in seine Endlage am Zylinderkopf 12. Das Ausfahren aus dieser Endlage in die in Figur 1
20 gezeigte Ausgangsposition geschieht analog wie das Ausfahren aus der Ausgangsposition.
In dem Diagramm nach Figur 4 sind verschiedene Kurven dargestellt, die einen Dämpfungsdruck in einer Zylinderkammer aufgetragen gegen den Dämpfungsweg 25 zeigen, wobei der Nullpunkt des Dämpfungsweges in den Beginn des Eintauchens der Dämpfungsbuchse in eine Durchtrittsoffnung gelegt ist. Die gestrichelte Kurve 60 stellt eine ideale Dämpfungskurve dar. Der Dämpfungsdruck steigt schnell auf den Maximalwert an, verbleibt fast während des gesamten Dämpfungsweges auf diesem Wert und fällt erst zuletzt steil ab. Die Kurve 61 ist unter Zugrundelegung bestimmter Randbedingungen, wie z.B. einer maximalen Geschwindigkeit des Kolbens und unter Zugrundelegung bestimmter Maße einer erfindungsgemäß ausgebildeten Dämpfungsbuchse berechnet. Die Kurve 62 ist bei einem Versuch aufgezeichnet worden, dem dieselben Randbedingungen, die bei
5 der Berechnung der Kurve 61 angenommen worden sind, insbesondere dieselbe Geschwindigkeit des Kolbens und dieselbe bewegte Masse zugrundelagen. Die Kurve 63 ist aufgenommen worden mit einer kleineren Geschwindigkeit des Kolbens zu Beginn der Dämpfung. Die Geschwindigkeit betrug hier etwa 300 mm/s, während für die Aufnahme der Kurve 62 eine Geschwindigkeit von 500 mm/s ge-
I O fahren worden ist. Man erkennt, daß mit niedrigerer Geschwindigkeit bei gleicher Dämpfungsbuchse und gleicher Durchtrittsoffnung der Dämpfungsdruck weniger schnell ansteigt. Dies ist nicht weiter verwunderlich, da entsprechend der niedrigeren Geschwindigkeit zunächst eine geringere Menge von Druckmittel durch den Drosselströmungspfad zwischen der Dämpfungsbuchse und der Wand der
15 Durchtrittsoffnung verdrängt wird.

Claims

Patentanspruch
1. Druckmittelbetätigter Arbeitszylinder mit einem Kolben (20) , an dem eine Kolbenstange (35) befestigt ist und der in einem Zylinderraum unter gegensinniger Veränderung des Volumens zweier Zylinderkammern (21 , 22) auf seinen beiden Seiten axial zwischen zwei Endstellungen verschiebbar ist, mit einem auf der einen Seite des Kolbens (20) angeordneten Dämpfungselement (40) , das eine rotationssymmetrische Außenfläche (50) mit Flächenabschnitten (51 , 52, 53, 54, 55) unterschiedlicher Durchmesser besitzt und beim Einlaufen des Kolbens (20) in die eine Endstellung in eine Durchtrittsoffnung (25, 28) zwischen der einen Zylinderkammer (21 , 22) und einem Zylinderanschluß (23, 26) eintaucht und dabei mit der Durchtrittsoffnung (25, 28) einen ringförmigen Drosselspalt zum gedrosselten Abfluß von Druckmittel aus der Zylinderkammer (21 , 22) zum Zylinderanschluß (23, 26) bildet, dadurch gekennzeichnet, daß die Außenfläche (50) des Dämpfungselements (40) in dem der Bildung des Drosselspaltes dienenden Bereich derart geformt ist, daß sie, bei ganz eingetauchtem Dämpfungselement (40) betrachtet, am kammerseitigen Beginn der Durchtrittsoffnung (25, 28) einen maximalen Durchmesser hat und nach einem Flächenabschnitt (52) mit kleinem Durchmesser oder kleinen Durchmessern in großer Eintauchtiefe des Dämpfungselements (40) über eine kurze Strecke einen mittleren Durchmesser aufweist, der zwischen dem maximalen Durchmesser und dem kleinen Durchmesser liegt.
2. Druckmittelbetätigter Arbeitszylinder nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeich- net, daß der Unterschied zwischen dem Durchmesser der Durchtrittsbohrung (25,
28) und dem mittleren Durchmesser des Dämpfungselements (40) 3 bis 4 mal und zwischen dem Durchmesser der Durchtrittsbohrung (25, 28) und dem kleinen Durchmesser 4,5 bis 6 mal so groß ist wie der Unterschied zwischen dem Durchmesser der Durchtrittsbohrung (25, 28) und dem größten Durchmesser.
3. Druckmittelbetätigter Arbeitszylinder nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß der Durchmesserunterschied zwischen der Durchtrittsbohrung (25, 28) und dem Dämpfungselement (40) im Bereich des großen Durchmessers 10 bis 40 Mikrometer, im Bereich des mittleren Durchmessers 40 bis 120 Mikrometer und im Bereich des kleinen Durchmessers 60 bis 180 Mikrometer beträgt.
4. Druckmittelbetätigter Arbeitszylinder nach einem vorhergehenden Anspruch, dadurch gekennzeichnet, daß die Außenfläche (50) des Dämpfungselements (40) einen ersten sich über eine gewisse axiale Erstreckung ausdehnenden Flächen- abschnitt (51) mit einem festen großen Durchmesser, einen zweiten sich über eine gewisse axiale Erstreckung ausdehnenden Flächenabschnitt (52) mit einem festen kleinen Durchmesser und einen dritten sich über eine gewisse axiale Erstreckung ausdehnenden Flächenabschnitt (53) mit einem festen mittleren Durchmesser aufweist.
5. Druckmittelbetätigter Arbeitszylinder nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß der zweite Flächenabschnitt (52) in weiteren Flächenabschnitten (54, 55) mit einem sich beim axialen Fortschreiten kontinuierlich ändernden Durchmesser in den ersten Flächenabschnitt (51) und in den dritten Flächenabschnitt (53) über- geht.
6. Druckmittelbetätigter Arbeitszylinder nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß die weiteren Flächenabschnitte (54, 55) Kegelstumpfmantelflächen sind.
7. Druckmittelbetätigter Arbeitszylinder nach Anspruch 5 oder 6, dadurch gekennzeichnet, daß der weitere Flächenabschnitt (55) zwischen dem zweiten Flächenabschnitt (52) und dem ersten Flächenabschnitt (51) axial länger ist als der weitere Flächenabschnitt (54) zwischen dem zweiten Flächenabschnitt (52) und dem dritten Flächenabschnitt (53).
8. Druckmittelbetätigter Arbeitszylinder nach einem der Ansprüche 4 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß die axiale Erstreckung des oder der sich zwischen dem ersten Flächenabschnitt (51) und dem dritten Flächenabschnitt (53) befindli- chen Flächenabschnitte (52, 54, 55) wesentlich größer ist als die axiale Erstrek- kung des ersten Flächenabschnitts (51) oder des dritten Flächenabschnitts (53).
9. Druckmittelbetätigter Arbeitszylinder nach einem der Ansprüche 5 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß die axiale Erstreckung des zweiten Flächenabschnitts (52) wesentlich größer ist als die axiale Erstreckung des ersten Flächenabschnitts (51) oder des dritten Flächenabschnitts (53).
10. Druckmittelbetätigter Arbeitszylinder nach einem der Ansprüche 4 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß die axiale Erstreckung des ersten Flächenabschnitts (51) und des dritten Flächenabschnitts (53) je nach Zylindergröße im Bereich zwischen 1 und 3 mm liegt.
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