EP1540191A1 - Hydraulisch gesteuertes ventil mit mindestens einem hydraulischen antrieb - Google Patents

Hydraulisch gesteuertes ventil mit mindestens einem hydraulischen antrieb

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EP1540191A1
EP1540191A1 EP04738137A EP04738137A EP1540191A1 EP 1540191 A1 EP1540191 A1 EP 1540191A1 EP 04738137 A EP04738137 A EP 04738137A EP 04738137 A EP04738137 A EP 04738137A EP 1540191 A1 EP1540191 A1 EP 1540191A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
valve
control
control pressure
pressure
chamber
Prior art date
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EP04738137A
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English (en)
French (fr)
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EP1540191B1 (de
Inventor
Josef ZÜRCHER
Hansruedi Brand
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.)
Bucher Hydraulics AG
Original Assignee
Bucher Hydraulics AG
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Publication date
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Application filed by Bucher Hydraulics AG filed Critical Bucher Hydraulics AG
Publication of EP1540191A1 publication Critical patent/EP1540191A1/de
Application granted granted Critical
Publication of EP1540191B1 publication Critical patent/EP1540191B1/de
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Revoked legal-status Critical Current

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    • 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
    • F15B11/00—Servomotor systems without provision for follow-up action; Circuits therefor
    • F15B11/003—Systems with load-holding valves
    • 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
    • F15B13/00—Details of servomotor systems ; Valves for servomotor systems
    • F15B13/01—Locking-valves or other detent i.e. load-holding devices
    • 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
    • F15B21/00—Common features of fluid actuator systems; Fluid-pressure actuator systems or details thereof, not covered by any other group of this subclass
    • F15B21/008—Reduction of noise or vibration
    • 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
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/50—Pressure control
    • F15B2211/505—Pressure control characterised by the type of pressure control means
    • F15B2211/50509—Pressure control characterised by the type of pressure control means the pressure control means controlling a pressure upstream of the pressure control means
    • F15B2211/50545—Pressure control characterised by the type of pressure control means the pressure control means controlling a pressure upstream of the pressure control means using braking valves to maintain a back pressure

Definitions

  • Hydraulically controlled valve with at least one hydraulic drive
  • the invention relates to a hydraulically controlled valve with at least one hydraulic drive according to the preamble of claim 1.
  • a load holding brake valve which can be controlled by a hydraulic drive.
  • the main piston of the load-holding brake valve is actuated by a plunger of a control piston.
  • This control piston is moved against the pressure of a control spring by a control pressure.
  • load-holding brake valves are suitable, for example, for controlling double-acting hydraulic consumers that are mechanically loaded. Depending on the type of mechanical load, such devices tend to vibrate. For example, are known
  • a directional control valve which is suitable for controlling double-acting hydraulic consumers. It is disclosed here that the slide piston of the directional valve can be moved by at least one drive. A solution with two hydraulic drives is also shown. In each of these drives, a drive piston movable against a spring by a control pressure is arranged. Through this, the slide piston of the directional control valve can be moved, for example, via a piston rod. Vibration problems can also arise with such arrangements.
  • the invention has for its object to provide a hydraulically controlled valve by at least one hydraulic drive, which against internal or external triggered vibrations is insensitive without the sensitivity being impaired.
  • FIG. 1 shows a diagram of the details essential to the invention using the example of a load holding brake valve
  • FIG. 2 shows an undue scale of a part of a control piston in a control pressure primary chamber
  • Fig. 1 which is a schematic illustration, 1 means a hydraulically controlled valve, which in this exemplary embodiment is a load holding brake valve.
  • This hydraulically controlled valve 1, designed as a load-holding brake valve is shown on the right in a view that does not reveal any details of the internal structure, since the internal structure is not essential to the invention and is known per se from WO-Al-97/32136. Dispensing with the representation of this internal structure is also appropriate because the parts of the hydraulically controlled valve 1 which are not essential to the invention can also be constructed differently than shown and described in WO-Al-97/32136.
  • the invention is therefore independent of a particular type of load-holding brake valve and generally independent of the type of valve 1. The only essential thing is that the
  • Valve 1 is hydraulically controllable by at least one hydraulic drive and that valve 1 has a flow control device 2, through which the flow of hydraulic oil can be controlled from and to a consumer.
  • This flow control device 2 can be controlled by a hydraulic drive 3.
  • the functionally essential parts of this drive 3 include a control tappet 4, which is part of a control piston 5, which on the
  • Flow control device 2 acts. If the valve 1 is a load-holding brake valve, also called a lowering brake valve, the flow control device 2 consists, for example, of a pilot valve and a main valve. In a different type of valve 1 are different designated parts available. In a directional control valve according to WO-Al-02/075162, for example, the control tappet 4 acts directly on a spool.
  • a load-holding brake valve also called a lowering brake valve
  • the flow control device 2 consists, for example, of a pilot valve and a main valve.
  • the control tappet 4 acts directly on a spool.
  • the control piston 5 is shown as a view. According to the invention, it is designed as a stepped piston, the characteristics of which are described below.
  • a control pressure connection X is provided on a housing part 6 on the left of the valve 1. At the control pressure port X there is a bore in the housing part 6, which is referred to here as the control pressure primary chamber 7.
  • the control piston 5 has at its end facing the control pressure port X a first stage 8, the diameter D 8 of which is only so much smaller than the inside diameter of the control pressure primary chamber 7 that it can be moved.
  • a control pressure Px present at the control pressure connection X and thus acting in the control pressure primary chamber 7 thus exerts a force F on the control piston 5 which corresponds to the product of control pressure Px and the end face A 8 of the first stage 8, the end face A 8 being the first stage 8 is the product of half the diameter D 8 squared and ⁇ .
  • the control pressure Px thus causes a force F with which the control piston 5 is pressed against a control spring 9.
  • the path that the control piston 5 travels depends on the spring rate of the control spring 9.
  • the control piston 5 has a second stage 10, the diameter D 0 of which is greater than the diameter D 8 .
  • the diameter D 10 is slightly smaller than the inside diameter of a bore in the housing part 6. This bore in the housing part 6 is referred to as the control pressure secondary chamber 11.
  • the hydraulically additionally effective surface A 10 of this second stage 10 is a circular ring with the outer diameter D 10 and the inner diameter D 8 .
  • control pressure primary chamber 7 and the control pressure secondary chamber 11 are connected by a connection 12 to a throttle point 13, which is shown schematically in FIG. 1. It is immaterial whether this control pressure primary chamber 7 and the control pressure secondary chamber 11 are formed by bores in a housing part 6 or whether they are realized in some other way. An alternative embodiment will be shown. It is only essential to the invention that the hydraulic drive 3 has the control pressure primary chamber 7 and the control pressure secondary chamber 11.
  • a higher control pressure Px only acts on the smaller end face A 8 . Only after the pressure equalization via throttle point 13 does the higher control pressure Px also act on the hydraulically effective area of the second stage 10, that is to say on an area A 10 which results directly from the diameter D 10 . It follows that the movement of the control piston 5 is delayed, that is, damped. In this way, the object of the invention is achieved in a surprisingly simple manner, because this damping makes the valve 1 insensitive to vibrations triggered internally or externally, without the sensitivity being impaired, which is the case when using a metering valve according to WO-Al-97/32136 could not be ruled out.
  • the diameter D 8 is, for example, 14 mm
  • the diameter D 10 is 20 mm.
  • the hydraulically effective end faces A 8 and A 10 are respectively 153.9 and 314.2 mm 2 , which gives an area ratio of 1 to 2.04. This indicates how large the amplitude of controllable vibrations can be.
  • the first stage 8 of the control piston 5 in connection with the associated bore in the housing part 6, which forms the control pressure primary chamber 7, can advantageously be used as the connection 12 with the throttle point 13. This is shown in Figure 2, which is not to scale in terms of clarity.
  • the control pressure primary chamber 7 has an inner diameter D.
  • the first stage 8 of the control piston 5 has an outer diameter D 8 .
  • the tolerances of the inside diameter D 7 and outside diameter D 8 are of great importance. These tolerances are chosen so that the annular gap 14 has a gap height of advantageously approximately 0.01 mm to 0.04 mm.
  • a pairing of control piston 5 and housing part 6 can optionally be carried out by selecting matching manufacturing parts.
  • a hydraulic circuit with a consumer 20 is shown, which in the example shown is a double-acting cylinder with a bottom pressure chamber and a rod pressure chamber.
  • a hydraulic motor can also be operated as a consumer 20.
  • the hydraulic circuit is shown in three operating states, namely in FIG. 3 a in the neutral position, in FIG. 3 b in the load-lifting operation and in FIG. 3 c in the load-lowering operation.
  • the existing individual elements of the hydraulic circuit are the same in all cases.
  • the hydraulic circuit is known per se and is shown here because this circuit can be used to describe the effect according to the invention of the hydraulically controlled valves designed according to the invention. In all three FIGS.
  • a directional control valve 21 and a load holding brake valve 22 are shown, which are used to control the consumer 20.
  • the load holding brake valve 22 can be of the type shown in WO-Al-97/32136, for example, but is equipped with a hydraulic drive 3 designed according to the invention.
  • the directional control valve 21 can, for example, be of one of the types shown in WO-Al-02/075162, but is also equipped with hydraulic drives 3 'designed according to the invention.
  • the hydraulic oil can be conveyed between the tank 25 and the consumer 20 by means of a pump 24 driven by a motor 23.
  • the pump 24 is assigned a first check valve 26 and a pressure relief valve 27 in a known manner.
  • the flow of the hydraulic oil is determined by the positions of the directional valve 21 and the load holding brake valve 22.
  • a second check valve 28 is arranged in a line to the floor pressure chamber of the consumer 20. This separate check valve 28 can be omitted if the load holding brake valve 22 contains such a check valve, which is denoted by the reference number 28 ′ in the illustration of the load holding brake valve 22.
  • the directional control valve 21 is controlled in a known manner in that its two drives 3 'can be controlled. If none of the drives 3 'is actuated, that is to say subjected to a control pressure Ps t , the directional control valve 21 assumes the neutral position.
  • control pressure Px corresponds approximately to the pressure in the rod pressure chamber of the consumer 20, which in turn corresponds approximately to the atmospheric pressure, because the connection to the tank 25 is open.
  • 3b shows the load-lifting operation. This is achieved in that one of the drives 3 'of the directional control valve 21 is controlled with a control pressure Ps t .
  • the spool of the directional control valve 21 is moved so that the flow of hydraulic oil from the pump 24 through the directional control valve 21 to the bottom pressure chamber of the consumer 20 and from the rod pressure chamber of the consumer 20 to the tank 25 is possible.
  • the pump 24 thus delivers hydraulic oil from the tank 25 to the bottom side of the consumer 20, the first check valve 26 and the second Check valve 28 or the check valve 28 'are automatically opened by the pump pressure. Characterized in that hydraulic oil is delivered to the floor pressure chamber of the consumer 20, hydraulic oil is simultaneously displaced from the rod pressure chamber of the consumer 20, which flows through the directional control valve 21 to the tank 25.
  • the load holding brake valve 22 has no function. This is in the
  • the drives 3 'of the directional control valve 21 are designed according to the invention, they develop the described damping effect, which is advantageous if the control pressure Ps t , as is often the case, is derived from the load pressure at the consumer 20 or from the pump pressure. Fluctuations in this load or pump pressure are thus damped in the drive 3 'of the directional valve.
  • the advantageous effect of the damping also occurs when the consumer 20 or the device driven by it, for example, runs against an obstacle during load-lifting operation, as a result of which the load pressure changes momentarily.
  • 3 c shows the load-lowering operation.
  • the pump 24 delivers hydraulic oil to the rod pressure chamber of the consumer 20.
  • the connection from the pump 24 to the rod pressure chamber of the consumer 20 is open in the directional control valve 21 and also the connection from the bottom pressure chamber of the consumer 20 to the tank 24.
  • the control pressure Px effective at the load holding brake valve 22 is now high. It is determined by the pressure generated by the pump and the pressure loss across the directional control valve 21.
  • the drives 3 'of the directional control valve 21 are also designed in accordance with the invention, this has a damping effect with regard to the effect of the control pressure Ps t on the directional control valve 21, with the result that the tendency to vibrate at the consumer 20 is also eliminated thereby. Vibrations at the consumer 20 by rapidly increasing the control pressure Ps t cannot arise in the first place. Vibrations, which are excited by changing loads on the consumer 20, are simultaneously damped by the drive 3 of the load holding brake valve 22.
  • FIG. 4 shows an advantageous embodiment of a drive 3, which can be used in a load-holding brake valve 22 (FIGS. 3 a to 3 c).
  • FIG. 4 corresponds to FIG. 1 per se, but also contains this advantageous embodiment.
  • This consists in that a relief check valve 30 is arranged between the control pressure primary chamber 7 and the control pressure secondary chamber 11. This enables the pressure reduction from the control pressure secondary chamber 11 to the control pressure primary chamber 7, the pressure difference at which the relief check valve 30 opens being determined by a spring 31.
  • This relief check valve 30 has the effect described below. If the control pressure Px is reduced, as has already been mentioned initially, the control piston 5 is moved to the left by the action of the control spring 9. First of all, this means that the pressure in the control pressure secondary chamber 11 cannot drop immediately. The pressure drop can only take place under the effect of the connection 12 with the Throttle point 13 enter. In the load-lifting state according to FIG. 3b, however, as previously stated, the load holding brake valve 22 has no effect. It is therefore not at all sensible if the damping effect occurs in this operating state due to the inventive design of the drive 3. This is achieved by the relief check valve 30.
  • Fig. 5 which corresponds to Fig. 4, but in which instead of the connection 12 with the throttle point 13 of the annular gap 14 is shown, it is shown as an additional advantageous embodiment that in the cylindrical surface of the first stage 8 on the Control pressure secondary chamber 11 facing end a longitudinal groove 33 is inserted.
  • This measure limits the effective length of the annular gap 14, facilitates the flow of hydraulic oil between the primary pressure chamber 7 and the secondary pressure control chamber 11, and thus limits the effect of the damping.
  • the damping effect of a valve 1 can be adapted very easily with regard to the respective application, in that the length of the longitudinal groove 33 is selected differently depending on the application.
  • FIG. 6 shows a further advantageous embodiment of a drive 3, which can be used in a load-holding brake valve 22 (FIGS. 3a to 3c).
  • the relief check valve 30 shown in FIGS. 4 and 5 is integrated directly into the drive 3. Only the functionally important parts according to the invention are shown, but not, for example, those parts which serve to transmit power to the flow control device 2 to be actuated (FIG. 1), nor the control spring 9 (FIG. 1).
  • the control piston 5 Shown is the control piston 5 with its first stage 8 and its second stage 10, which, as previously shown, have diameters D 8 and D 10 , respectively.
  • the control pressure primary chamber 7 and the control pressure secondary chamber 11 are also shown.
  • the relief check valve 30 is arranged within the hydraulic drive 3 in this exemplary embodiment.
  • the hydraulic drive 3 has no special housing part 6. Rather, the hydraulic drive 3 is arranged inside the housing of the valve 1 to be controlled (FIG. 1), this housing being designated by the reference number 40 in FIG. 6.
  • a cover 41 can be screwed into the housing 40, which is open to the left. In this cover 41 there is an opening which represents the control pressure connection X, which, as in the previous exemplary embodiments, is connected to the control pressure primary chamber 7.
  • a diaphragm 42 is now advantageously arranged between the control pressure connection X and the control pressure primary chamber 7, namely within the cover 41.
  • a limitation of the flow is achieved through this diaphragm 42. This has the consequence that with a rapidly increasing control pressure Px, the increase in pressure in the control pressure primary chamber 7 is delayed. Since this delay in the pressure rise means a damping, this means an advantageous additional measure with regard to the solution of the task.
  • the damping according to the invention takes place through the throttle point 13 (FIG. 1) or the annular gap 14 and the damping through the diaphragm 42 also acts, it is advantageous if the damping through the diaphragm 42 is significantly less than the damping through the throttle point 13 (Fig. 1) or the annular gap 14. It has been found that there is an optimal effect if, for example, the annular gap 14 is dimensioned so that it corresponds to a nozzle of 0.1 mm diameter, while the aperture 42 one Corresponds to the nozzle diameter of 0.3 to 0.6 mm. With a diameter ratio of 1: 3 to 1: 6, the area ratio is 1: 9 to 1:36. This clearly shows that the damping by the throttle point 13 (FIG. 1) or the annular gap 14 is dominant. A further improvement is achieved through the aperture 42.
  • the relief check valve 30 integrated in the hydraulic drive 3 is formed by a check disc 45 sealing against a seat surface 44, which is pressed against the seat surface 44 by the spring 31 already shown in FIGS. 4 and 5.
  • the check disc 45 has a central bore 46. Within this bore 46 is that part of the control piston 5 which forms the first stage 8.
  • the annular gap 14 is thus limited on the one hand by this bore 46 and on the other hand by the diameter D 8 of the first stage 8 of the control piston 5. With regard to the dimensioning of the annular gap 14, the rules already mentioned can be applied.
  • the function of this relief check valve 30 has already been described.
  • the closed position is shown in FIG. 6.
  • the relief check valve 30 opens when the control pressure Px is reduced, as has already been described in connection with FIG. 4.
  • the check disc 45 then moves against the spring 31 to the left, that is to say it lifts off the seat surface 44. Hydraulic oil can thus flow directly from the control pressure secondary chamber 11 into the control pressure primary chamber 7.
  • the relief check valve 30 lies parallel to the annular gap 14 between the control pressure primary chamber 7 and the control pressure secondary chamber 11. This is also the case in the exemplary embodiment in FIG. 6. 6 advantageously results in a compact design.
  • the invention is applicable to all types of hydraulically controlled valves 1, if due to the control and / or operated by the consumer 20 Equipment such as a crane or shovel loader, the occurrence of vibrations cannot be excluded.

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Description

Hydraulisch gesteuertes Ventil mit mindestens einem hydraulischen Antrieb
Die Erfindung bezieht sich auf ein hydraulisch gesteuertes Ventil mit mindestens einem hydraulischen Antrieb gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 1.
Aus WO-Al-97/32136 ist ein Lasthalte-Bremsventil bekannt, das durch eine hydraulischen Antrieb steuerbar ist. Der Hauptkolben des Lasthalte-Bremsventils wird dabei von einem Stößel eines Aufsteuerkolbens betätigt. Dieser Aufsteuerkolben wird gegen den Druck einer Aufsteuerfeder durch einen Steuerdruck bewegt. Solche Lasthalte- Bremsventile eignen sich beispielsweise zur Ansteuerung doppeltwirkender hydraulischer Verbraucher, die mechanisch belastet sind. Je nach der Art der mechanischen Belastung neigen solche Vorrichtungen zu Schwingungen. Bekannt sind beispielsweise
Anordnungen mit sehr langem Hebelarm, zum Beispiel bei Kranen. Beispielsweise durch einen Stoß kann hierbei eine Schwingung entstehen, durch die der Volumenstrom des Hydrauliköls schwankt. Schwingungen können aber auch im Hydrauliksystem selbst ausgelöst werden, wenn die Steuerung einer Bewegung begonnen wird und/oder die Bewegung beschleunigt oder verzögert wird. Aufgrund solcher Schwingungen ist die Geschwindigkeit des hydraulischen Verbrauchers nicht mehr konstant. Auf diese Weise wird eine präzise Steuerung von Bewegungen erschwert oder gar verhindert.
Aus WO-Al -02/075162 ist ein Wegeventil bekannt, das zur Ansteuerung doppeltwirkender hydraulischer Verbraucher geeignet ist. Offenbart ist hier, daß der Schieberkolben des Wegeventils durch wenigstens einen Antrieb bewegbar ist. Gezeigt ist auch eine Lösung mit zwei hydraulischen Antrieben. In jedem dieser Antriebe ist ein durch einen Steuerdruck gegen eine Feder bewegbarer Antriebskolben angeordnet. Durch diesen ist beispielsweise über eine Kolbenstange der Schieberkolben des Wegeventils bewegbar. Schwingungsprobleme können auch bei solchen Anordnungen entstehen.
Aus DE-Al-24 31 785 ist ein hydraulisches direkt gesteuertes Druckbegrenzungsventil in Schieberausiuhrung bekannt. Dieses Ventil besitzt wegen der Direktsteuerung des vorhandenen Differentialkolbens keinen hydraulischen Antrieb.
Aus US-A-2,361,881 ist ein Ventil bekannt, das als Druckbegrenzungsventil verwendet werden kann. Auch dieses Ventil besitzt keinen hydraulischen Antrieb.
Aus DE-AS-1 254 925 ist ein federbelastetes Überdruckventil bekannt, das gleichfalls keinen hydraulischen Antrieb aufweist.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein durch mindestens einen hydraulischen Antrieb hydraulisch gesteuertes Ventil zu schaffen, das gegen intern oder extern ausgelöste Schwingungen unempfindlich ist, ohne daß die Ansprechempfindlichkeit verschlechtert wird.
Die genannte Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die Merkmale des Anspruchs 1 gelöst. Vorteilhafte Weiterbildungen ergeben sich aus den abhängigen Ansprüchen.
Nachfolgend werden Ausführungsbeispiele der Erfindung anhand der Zeichnung näher erläutert.
Es zeigen: Fig. 1 ein Schema der erfindungswesentlichen Details am Beispiel eines Lasthalte-Bremsventils,
Fig. 2 eine unmäßstäbliche Darstellung eines Teils eines Steuerkolbens in einer Steuerdruck-Primärkammer,
Fig. 3 a bis 3 c hydraulische Schemata für die verschiedene Betriebszustände eines Verbrauchers,
Fig. 4 und 5 vorteilhafte Ausgestaltungen eines Antriebs eines Lasthalte- Bremsventils und Fig. 6 eine alternative vorteilhafte Ausgestaltung.
In der Fig. 1, die eine schematische Darstellung ist, bedeutet 1 ein hydraulisch gesteuertes Ventil, das in diesem Ausführungsbeispiel ein Lasthalte-Bremsventil ist. Dieses als Lasthalte-Bremsventil gestaltete hydraulisch gesteuerte Ventil 1 ist rechts in einer Ansicht dargestellt, die keine Details des inneren Aufbaus erkennen läßt, denn der innere Aufbau ist nicht erfindungswesentlich und an sich aus WO-Al -97/32136 bekannt. Der Verzicht auf die Darstellung dieses inneren Aufbaus ist auch deshalb angebracht, weil die nicht erfindungswesentlichen Teile des hydraulisch gesteuerten Ventils 1 durchaus auch anders aufgebaut sein können als in WO-Al -97/32136 gezeigt und beschrieben. Die Erfindung ist also unabhängig von einer bestimmten Bauart des Lasthalte-Bremsventils und überhaupt unabhängig von der Bauart des Ventils 1. Wesentlich ist lediglich, daß das
Ventil 1 durch mindestens einem hydraulischen Antrieb hydraulisch steuerbar ist und daß das Ventil 1 eine Flußsteuervorrichtung 2 aufweist, durch die der Fluß von Hydrauliköl von und zu einem Verbraucher steuerbar ist. Diese Flußsteuervorrichtung 2 ist von einem hydraulischen Antrieb 3 steuerbar. Zu den funktionswesentlichen Teilen dieses Antriebs 3 gehört ein Steuerstößel 4, der Teil eines Steuerkolbens 5 ist, der auf die
Flußsteuervorrichtung 2 wirkt. Ist das Ventil 1 ein Lasthalte-Bremsventil, auch Senkbremsventil genannt, so besteht die Flußsteuervorrichtung 2 beispielsweise aus einem Vorsteuer- und einem Hauptventil. Bei anderer Bauart des Ventils 1 sind anders bezeichnete Teile vorhanden. Bei einem Wegeventil gemäß WO-Al -02/075162 wirkt beispielsweise der Steuerstößel 4 direkt auf einen Schieberkolben.
Der Steuerkolben 5 ist als Ansicht gezeigt. Erfindungsgemäß ist er als Stufenkolben gestaltet, dessen erfindungsgemäße Merkmale nachstehend beschrieben sind. Zuvor sei erwähnt, daß links am Ventil 1 ein Steuerdruckanschluß X an einem Gehäuseteil 6 vorhanden ist. Am Steuerdruckanschluß X ist im Gehäuseteil 6 eine Bohrung vorhanden, die hier als Steuerdruck-Primärkammer 7 bezeichnet ist.
Erfindungsgemäß weist der Steuerkolben 5 an seinem dem Steuerdruckanschluß X zugewandten Ende eine erste Stufe 8 auf, deren Durchmesser D8 nur so viel kleiner als der Innendurchmesser der Steuerdruck-Primärkammer 7, daß er sich bewegen läßt. Ein am Steuerdruckanschluß X vorhandener und somit in der Steuerdruck-Primärkammer 7 wirkender Steuerdruck Px übt somit auf den Steuerkolben 5 eine Kraft F aus, die dem Produkt von Steuerdruck Px und der Stirnfläche A8 der ersten Stufe 8 entspricht, wobei die Stirnfläche A8 der ersten Stufe 8 das Produkt aus halbem Durchmesser D8 im Quadrat und π ist. Der Steuerdruck Px bewirkt also eine Kraft F, mit der der Steuerkolben 5 gegen eine Steuerfeder 9 gedrückt wird. Dabei hängt der Weg, den der Steuerkolben 5 zurücklegt, von der Federrate der Steuerfeder 9 ab.
Erfindungsgemäß weist der Steuerkolben 5 eine zweite Stufe 10 auf, deren Durchmesser Dι0 größer ist als der Durchmesser D8. Dabei ist der Durchmesser D10 geringfügig kleiner als der Innendurchmesser einer Bohrung im Gehäuseteil 6. Diese Bohrung im Gehäuseteil 6 ist als Steuerdruck-Sekundärkammer 11 bezeichnet. Die hydraulisch zusätzlich wirksame Fläche A10 dieser zweiten Stufe 10 ist ein Kreisring mit dem äußeren Durchmesser D10 und dem inneren Durchmesser D8.
Erfindungswesentlich ist, daß die Steuerdruck-Primärkammer 7 und die Steuerdruck- Sekundärkammer 11 durch eine Verbindung 12 mit einer Drosselstelle 13 verbunden sind, was in der Fig. 1 schematisch gezeichnet ist. Unwesentlich ist, ob diese Steuerdruck- Primärkammer 7 und die Steuerdruck-Sekundärkammer 11 durch Bohrungen in einem Gehäuseteil 6 gebildet sind oder ob sie auf andere Weise realisiert sind. Ein alternatives Ausführungsbeispiel wird noch gezeigt werden. Erfindungswesentlich ist lediglich, daß der hydraulische Antrieb 3 die Steuerdruck-Primärkammer 7 und die Steuerdruck- Sekundärkammer 11 aufweist.
Bei der nachfolgenden Funktionsbeschreibung wird von einem Gleichgewichtszustand ausgegangen, bei dem aufgrund eines bestimmten Steuerdruckes Px der Steuerkolben 5 eine bestimmte Lage eingenommen hat. Gleichgewichtszustand heißt auch, daß der Steuerdruck Px sowohl in der Steuerdruck-Primärkammer 7 als auch in der Steuerdruck- Sekundärkammer 11 herrscht, weil über die Verbindung 12 mit der Drosselstelle 13 ein Druckausgleich stattgefunden hat. Wird nun der Steuerdruck Px erhöht, so erzeugt dieser eine größere Kraft auf die Stirnfläche A8, was zur Folge hat, daß sich der Steuerkolben 5 nach rechts gegen die Steuerfeder 9 bewegt. Der höhere Steuerdruck P herrscht in dem Moment aber nur in der Steuerdruck-Primärkammer 7. Wegen der Drosselstelle 13 kann der Druck in der Steuerdruck-Sekundärkammer 11 nicht sogleich auch erhöht sein. Im Gegenteil: Bewirkt der höhere Steuerdruck Px in der Steuerdruck-Primärkammer 7 eine Bewegung des Steuerkolbens 5 nach rechts, so wird zunächst der Druck in der Steuerdruck-Sekundärkammer 11 fallen, was der Bewegung des Steuerkolbens 5 nach rechts entgegen wirkt. Erst dadurch, daß über die Verbindung 12 mit der Drosselstelle 13 Hydrauliköl von der Steuerdruck-Primärkammer 7 in die Steuerdruck- Sekundärkammer 11 nachfließen kann, wird dieser Druckabfall ausgeglichen und durch weiteres Nachfließen von Hydrauliköl wird schließlich erreicht, daß der Druck in der Steuerdruck-Sekundärkammer 11 genau so groß ist wie der Steuerdruck Pχ5 der auch in der Steuerdmck-Primärkammer 7 herrscht. Dann ist wieder der Gleichgewichtszustand erreicht, bei dem der Steuerkolben 5 eine dem höheren Steuerdruck Px entsprechende neue Lage eingenommen hat.
Im ersten Moment wirkt also ein höherer Steuerdruck Px nur auf die kleinere Stirnfläche A8. Erst nach dem Druckausgleich über Drosselstelle 13 wirkt der höhere Steuerdruck Px auch auf die hydraulisch wirksame Fläche der zweiten Stufe 10, also insgesamt auf eine Fläche A10, die sich aus dem Durchmesser D10 unmittelbar ergibt. Daraus folgt, die Bewegung des Steuerkolbens 5 verzögert, also gedämpft wird. Auf diese Weise wird die Aufgabe der Erfindung auf überraschend einfache Weise gelöst, denn durch diese Dämpfung wird das Ventil 1 gegen intern oder extern ausgelöste Schwingungen unempfindlich, ohne daß die Ansprechempfindlichkeit verschlechtert wird, was bei Anwendung eines Dosierventils gemäß WO-Al-97/32136 nicht auszuschließen wäre.
Der Durchmesser D8 beträgt beispielsweise 14 mm, der Durchmesser D10 20 mm. Die hydraulisch wirksamen Stirnflächen A8 und A10 betragen entsprechend 153,9 bzw. 314,2 mm2, was ein Flächenverhältnis von 1 zu 2,04 ergibt. Dies deutet an, wie groß die Amplitude von ausregelbaren Schwingungen sein kann.
Bei abnehmendem Steuerdruck Px ist die Dämpfung in analoger Weise wirksam. Wird der Steuerdruck Px verringert, so kann sich der Druck in der Steuerdruck- Sekundärkammer 11 nur dadurch langsam verringern, daß Hydrauliköl über die Verbindung 12 mit der Drosselstelle 13 von der Steuerdruck-Sekundärkammer 11 in die Steuerdruck-Primärkammer 7 abfließt. Die in WO-Al -97/32136 beschriebenen Maßnahmen zur Verhinderung der Anregung von Schwingungen, beispielsweise die Anwendung einer Düse und eines mittels einer Verstellspindel einstellbaren Dosierventils, sind somit entbehrlich. Insoweit ist die erfindungsgemäße Lösung außerordentlich einfach. Damit entfällt auch im Hinblick auf die jeweilige Anwendung das Erfordernis, die Größe der Düse zu wählen und einzubauen. Zeitraubende Einstellarbeiten des Dosierventils entfallen ebenfalls.
In vorteilhafter Weise kann als Verbindung 12 mit der Drosselstelle 13 die erste Stufe 8 des Steuerkolbens 5 in Verbindung mit der zugehörigen Bohrung im Gehäuseteil 6, die die Steuerdruck-Primärkammer 7 bildet, genutzt werden. Dies ist in der Fig. 2 gezeigt, wobei diese Darstellung im Hinblick auf die Klarheit unmaßstäblich ist. Die Steuerdruck- Primärkammer 7 hat einen Innendurchmesser D . Die erste Stufe 8 des Steuerkolbens 5 hat, wie schon in Fig. 1 gezeigt, einen Außendurchmesser D8. Somit ergibt sich dazwischen ein Ringspalt 14, dessen Maße durch den Innendurchmesser D7 und den Außendurchmesser D8 gegeben sind. Wenn dieser Ringspalt 14 als Drosselstelle 13 benutzt wird, so hat das einen bemerkenswerten Vorteil. Während sich eine als Drosselstelle 13 benutze Düse durch Schwebstoffablagerungen im Laufe der Zeit verändern kann, so daß sich die Drosselwirkung verändert, wird der Ringspalt 14 durch die Bewegung des Steuerkolbens 5 während der Betriebs des Ventils 1 (Fig. 1) immer wieder von allfälligen Schwebstoffablagerungen gereinigt. Somit bleibt die Drosselwirkung besser konstant.
Da der Ringspalt 14 funktionswesentlich ist, kommt den Toleranzen von Innendurchmesser D7 und Außendurchmesser D8 große Bedeutung zu. Diese Toleranzen werden so gewählt, daß der Ringspalt 14 eine Spalthöhe von vorteilhaft etwa 0,01 mm bis 0,04 mm aufweist. Um dies zu erreichen kann gegebenenfalls eine Paarung von Aufsteuerkolben 5 und Gehäuseteil 6 durch Auswahl von zueinander passenden Fertigungsteilen erfolgen.
In den Fig. 3a bis 3c ist eine hydraulische Schaltung mit einem Verbraucher 20 gezeigt, der im dargestellten Beispiel ein doppeltwirkender Zylinder mit einem Boden-Druckraum und einem Stangen-Druckraum ist. Anstelle des doppelt wirkenden Zylinders kann aber auch ein Hydromotor als Verbraucher 20 betrieben werden. Die hydraulische Schaltung ist in drei Betriebszuständen gezeigt, nämlich in der Fig. 3 a in der Neutralstellung, in der Fig. 3b im lasthebenden Betrieb und in der Fig. 3 c im lastsenkenden Betrieb. Die vorhanden Einzelelemente der hydraulischen Schaltung sind in allen Fällen gleich. Die hydraulische Schaltung ist an sich bekannt und wird hier gezeigt, weil sich anhand dieser Schaltung die erfindungsgemäße Wirkung der erfindungsgemäß ausgestalteten hydraulisch gesteuerten Ventile beschreiben läßt. In allen drei Fig. 3 a bis 3 c sind ein Wegeventil 21 und ein Lasthaltebremsventil 22 gezeigt, die der Steuerung des Verbrauchers 20 dienen. Das Lasthaltebremsventil 22 kann beispielsweise von der in WO-Al-97/32136 gezeigten Bauart sein, ist aber mit einem erfindungsgemäß ausgestalteten hydraulischen Antrieb 3 ausgestattet. Das Wegeventil 21 kann beispielsweise von einer der in WO-Al -02/075162 gezeigten Bauarten sein, ist aber ebenfalls mit erfindungsgemäß ausgestalteten hydraulischen Antrieben 3 ' ausgestattet.
Das Hydrauliköl ist mittels einer von einem Motor 23 angetriebenen Pumpe 24 zwischen dem Tank 25 und dem Verbraucher 20 förderbar. Der Pumpe 24 sind in bekannter Weise ein erstes Rückschlagventil 26 und ein Druckbegrenzungsventil 27 zugeordnet. Der Fluß des Hydraulilöls wird dabei bestimmt durch die Stellungen des Wegeventils 21 und des Lasthaltebremsventils 22. In einer Leitung zum Boden-Druckraum des Verbrauchers 20 ist ein zweites Rückschlagventil 28 angeordnet. Dieses separate Rückschlagventil 28 kann dann entfallen, wenn das Lasthalte-Bremsventil 22 ein solches Rückschlagventil beinhaltet, was in der Darstellung des Lasthalte-Bremsventils 22 mit der Bezugszahl 28' bezeichnet ist.
Das Wegeventil 21 wird in bekannter Weise dadurch gesteuert, daß dessen beide Antriebe 3 ' ansteuerbar sind. Ist keiner der Antriebe 3 ' angesteuert, d.h. mit einem Steuerdruck Pst beaufschlagt, so nimmt das Wegeventil 21 die Neutralstellung ein.
In der in der Fig. 3 a gezeigten Neutralstellung des Wegeventils 21 ist im Wegeventil 21 die Verbindung zwischen der Pumpe 24, dem Boden-Druckraum des Verbrauchers 20, dem Stangen-Druckraum des Verbrauchers und dem Rückfluß zum Tank 25 offen. Dies gilt nicht generell und ist beispielsweise beim Wegeventil gemäß WO-Al -02/075162 anders. Daraufkommt es aber im Hinblick auf die Erfindung nicht an. Für die vorliegende Schaltung ist im Hinblick auf korrekte Steuerung des Verbrauchers 20 nur bedeutsam, daß in der Neutralstellung das Lasthaltebremsventil 22 geschlossen ist, so daß der
Verbraucher 20 in seiner Stellung verbleibt. Daß das Lasthaltebremsventil 22 geschlossen bleibt, ergibt sich unmittelbar daraus, daß der Steuerdruck Px (Fig. 1) etwa dem Druck im Stangen-Druckraum des Verbrauchers 20 entspricht, der seinerseits etwa dem atmosphärischen Druck entspricht, weil die Verbindung zum Tank 25 offen ist.
In der Fig. 3b ist der lasthebende Betrieb gezeigt. Erreicht wird dies dadurch, daß der eine der Antriebe 3' des Wegeventils 21 mit einem Steuerdruck Pst angesteuert wird. Der Schieberkolben des Wegeventils 21 wird dadurch so bewegt, daß der Fluß von Hydrauliköl von der Pumpe 24 durch das Wegeventil 21 zum Boden-Druckraum des Verbrauchers 20 sowie vom Stangen-Druckraum des Verbrauchers 20 zum Tank 25 möglich ist. Die Pumpe 24 fördert also Hydrauliköl aus dem Tank 25 zur Bodenseite des Verbrauchers 20, wobei das erste Rückschlagventil 26 sowie das zweite Rückschlagventil 28 bzw. das Rückschlagventil 28' durch den Pumpendruck automatisch aufgesteuert werden. Dadurch, daß Hydrauliköl zum Boden-Druckraum des Verbrauchers 20 gefördert wird, wird gleichzeitig Hydrauliköl aus dem Stangen- Druckraum des Verbrauchers 20 verdrängt, das über das Wegeventil 21 zum Tank 25 abfließt. Das Lasthaltebremsventil 22 ist funktionslos. Dies steht damit im
Zusammenhang, daß der wirksame Steuerdruck Px sehr klein ist, denn das Hydrauliköl fließt von der Stangenseite des Verbrauchers 20 zum drucklosen Tank 25 ab, wie dies bei der Neutralstellung erläutert worden ist. Damit bleibt auch die schwingungsdämpfende Wirkung des Antriebs 3 des Lasthaltebremsventils 22 wirkungslos.
Sind die Antriebe 3' des Wegeventils 21 erfindungsgemäß gestaltet, so entfalten diese die beschriebene dämpfende Wirkung, was dann vorteilhaft ist, wenn der Steuerdruck Pst, wie vielfach üblich, aus dem Lastdruck am Verbraucher 20 oder aus dem Pumpendruck abgeleitet ist. Schwankungen dieses Last- bzw. Pumpendrucks werden also im Antrieb 3 ' des Wegeventils gedämpft. Die vorteilhafte Wirkung der Dämpfung tritt auch dann auf, wenn im lasthebenden Betrieb der Verbraucher 20 bzw. die von ihm angetriebene Vorrichtung, beispielsweise gegen ein Hindernis läuft, wodurch der Lastdruck sich momentan ändert.
In der Fig. 3 c ist der lastsenkende Betrieb gezeigt. Hierbei fördert die Pumpe 24 Hydrauliköl zum Stangen-Druckraum des Verbrauchers 20. Erreicht wird dies dadurch, daß nun der andere Antrieb 3 ' des Wegeventils 21 mit einem Steuerdruck Pst beaufschlagt wird. Dadurch ist im Wegeventil 21 die Verbindung von der Pumpe 24 zum Stangen- Druckraum des Verbrauchers 20 offen und außerdem die Verbindung vom Boden- Druckraum des Verbrauchers 20 zum Tank 24. Der am Lasthalte-Bremsventil 22 wirksame Steuerdruck Px ist nun hoch. Er ist bestimmt durch den von der Pumpe erzeugten Druck und den Druckverlust über dem Wegeventil 21.
Weil Hydrauliköl zum Stangen-Druckraum des Verbrauchers 20 strömt, muß nun Hydrauliköl vom Boden-Druckraum des Verbrauchers 20 zum Tank 24 abfließen. Das zweite Rückschlagventil 28, das parallel zum Lasthalte-Bremsventil 22 angeordnet ist, bzw. das Rückschlagventil 28' ist jedoch in diesem Lastfall geschlossen. Hydrauliköl kann also nur dann aus dem Boden-Druckraum des Verbrauchers 20 abfließen, wenn das Lasthalte-Bremsventil 22 geöffnet wird. Dies geschieht durch den Steuerdruck Pχ5 der sich aufgrund der proportionalen Verstellung des Wegeventils 21 durch den Steuerdruck Pst einstellt. Damit wird in bekannter Weise erreicht, daß aus dem Boden- Druckraum des Verbrauchers 20 das Hydrauliköl abfließen kann. Diese aus dem Verbraucher 20 abfließende Menge ist größer als die gleichzeitig in den Stangen- Druckraum einfließende Menge, weil die Querschnitte auf der Stangenseite und auf der Bodenseite unterschiedlich groß sind.
In diesem Betriebzustand kommt nun die erfindungsgemäße Wirkung der Gestaltung des Antriebs 3 des Lasthalte-Bremsventils 22 zur Geltung. Wird der Steuerdruck Pst sehr schnell erhöht, so erhöht sich auch der Steuerdruck Px sehr schnell. Die schnelle
Erhöhung des Steuerdruck Pst könnte Schwingungen am Verbraucher 20 auslösen, doch wird diese Schwingung durch die erfinderungsgemäße Gestaltung des Antriebs 3 des Lasthalte-Bremsventils 22 stark gedämpft.
Sind auch die Antriebe 3 ' des Wegeventils 21 erfindungsgemäß gestaltet, so wirkt dieser dämpfend hinsichtlich der Wirkung des Steuerdrucks Pst auf das Wegeventil 21, was zur Folge hat, daß auch dadurch die Neigung zu Schwingungen am Verbraucher 20 eliminiert wird. Schwingungen am Verbraucher 20 durch schnelle Erhöhung des Steuerdrucks Pst können so gar nicht erst entstehen. Schwingungen, die durch wechselnde Last am Verbraucher 20 angeregt werden, werden aber gleichzeitig durch den Antrieb 3 des Lasthalte-Bremsventils 22 gedämpft.
Dieses Beispiel zeigt, daß die erfindungsgemäße Gestaltung des Antriebs 3 beim Lasthalte-Bremsventil 22 Schwingungen beim lastsenkenden Betrieb verhindern kann. Wird die erfindungsgemäße Gestaltung, die an sich zunächst nur für die Anwendung bei einem Lasthalte-Bremsventil 22 gedacht war, auch bei den hydraulischen Antrieben 3 ' des Wegeventils 21 angewendet, ergibt sich auch dadurch eine wirksame Dämpfung. Es ist also vorteilhaft, auch die Antriebe 3' des Wegeventils 21 nach der Lehre der Erfindung zu gestalten.
In der Fig. 4 ist eine vorteilhafte Ausgestaltung eines Antriebs 3 gezeigt, die bei einem Lasthalte-Bremsventil 22 (Fig. 3 a bis 3 c) zur Anwendung kommen kann. Die Fig. 4 entspricht an sich der Fig. 1 , enthält aber darüber hinaus diese vorteilhafte Ausgestaltung. Diese besteht darin, daß zwischen der Steuerdruck-Primärkammer 7 und der Steuerdruck- Sekundärkammer 11 ein Entlastungs-Rückschlagventil 30 angeordnet ist. Dieses ermöglicht den Druckabbau von der Steuerdruck-Sekundärkammer 11 zur Steuerdruck- Primärkammer 7 hin, wobei die Druckdifferenz, bei der das Entlastungs- Rückschlagventil 30 öffnet, durch eine Feder 31 bestimmt ist.
Dieses Entlastungs-Rückschlagventil 30 hat die nachfolgend beschriebene Wirkung. Wird der Steuerdruck Px verringert, wie dies anfänglich schon erwähnt wurde, so wird durch die Wirkung der Steuerfeder 9 der Steuerkolben 5 nach links bewegt. Das bedeutet zunächst, daß der Druck in der Steuerdruck-Sekundärkammer 11 nicht sogleich fallen kann. Der Druckabfall kann erst unter der Wirkung der Verbindung 12 mit der Drosselstelle 13 eintreten. Im lasthebenden Zustand gemäß Fig. 3b hat aber, wie zuvor ausgeführt, das Lasthalte-Bremsventil 22 keine Wirkung. Es ist deshalb gar nicht sinnvoll, wenn in diesem Betriebszustand der dämpfende Wirkung durch die erfindungsgemäße Ausgestaltung des Antriebs 3 eintritt. Durch das Entlastungs-Rückschlagventil 30 wird dies erreicht.
In der Fig. 5, die an sich der Fig. 4 entspricht, bei der aber anstelle der Verbindung 12 mit der Drosselstelle 13 der Ringspalt 14 gezeigt ist, ist als zusätzliche vorteilhafte Ausgestaltung gezeigt, daß in der zylindrischen Mantelfläche der ersten Stufe 8 am der Steuerdruck-Sekundärkammer 11 zugewandten Ende eine Längsnut 33 eingestochen ist. Durch diese Maßnahme wird die wirksame Länge des Ringspalts 14 begrenzt, der Fluß des Hydrauliköls zwischen der zur Steuerdruck-Primärkammer 7 und der Steuerdruck- Sekundärkammer 11 erleichtert und somit die Wirkung der Dämpfung begrenzt. Auf diese Weise läßt sich die Dämpfungs Wirkung eines Ventils 1 im Hinblick auf die jeweilige Anwendung sehr einfach anpassen, indem die Länge der Längsnut 33 je nach Anwendung unterschiedlich gewählt wird.
In der Fig. 6 ist eine weitere vorteilhafte Ausgestaltung eines Antriebs 3 gezeigt, die bei einem Lasthalte-Bremsventil 22 (Fig. 3a bis 3c) zur Anwendung kommen kann. Hier ist das in der Fig. 4 und 5 gezeigte Entlastungs-Rückschlagventil 30 unmittelbar in den Antrieb 3 integriert. Dargestellt sind nur die erfindungsgemäßen funktionswichtigen Teile, nicht hingegen beispielsweise jene Teile, die der Kraftübertragung auf die zu betätigende Flußsteuervorrichtung 2 (Fig. 1) dienen, ebenso nicht die Steuerfeder 9 (Fig 1).
Gezeigt ist der Steuerkolben 5 mit seiner ersten Stufe 8 und seiner zweiten Stufe 10, die, wie zuvor gezeigt, die Durchmesser D8 bzw. D10 aufweisen. Dargestellt sind auch die Steuerdruck-Primärkammer 7 und die Steuerdruck-Sekundärkammer 11. Abweichend von der Fig. 5 ist bei diesem Ausführungsbeispiel das Entlastungs-Rückschlagventil 30 innerhalb des hydraulischen Antriebs 3 angeordnet. Dabei weist im Gegensatz zu den Ausführungen gemäß den Figuren 1, 4 und 5 der hydraulische Antrieb 3 kein besonderes Gehäuseteil 6 auf. Vielmehr wird der hydraulische Antrieb 3 innerhalb des Gehäuses des zu steuernden Ventils 1 (Fig. 1) angeordnet, wobei dieses Gehäuse in der Fig. 6 mit der Bezugszahl 40 bezeichnet ist. In das nach links offene Gehäuse 40 ist ein Deckel 41 einschraubbar. In diesem Deckel 41 befindet sich eine Öffnung, die den Steuerdruckanschluß X darstellt, der, wie auch bei den vorherigen Ausführungsbeispielen, mit der Steuerdruck-Primärkammer 7 verbunden ist.
Vorteilhaft ist hier nun zwischen dem Steuerdruckanschluß X und der Steuerdruck- Primärkammer 7 eine Blende 42 angeordnet, nämlich innerhalb des Deckels 41. Durch diese Blende 42 wird eine Begrenzung des Durchflusses erreicht. Dies hat zur Folge, daß bei schnell ansteigendem Steuerdruck Px der Anstieg des Druckes in der Steuerdruck- Primärkammer 7 verzögert wird. Da diese Verzögerung des Druckanstiegs eine Dämpfung bedeutet, bedeutet dies eine vorteilhafte zusätzliche Maßnahme im Hinblick auf die Lösung der Aufgabe.
Da die erfindungsgemäße Dämpfung durch die Drosselstelle 13 (Fig. 1) bzw. den Ringspalt 14 erfolgt und die Dämpfung durch die Blende 42 zusätzlich wirkt, ist es vorteilhaft, wenn die Dämpfung durch die Blende 42 deutlich geringer ist als die Dämpfung durch die Drosselstelle 13 (Fig. 1) bzw. den Ringspalt 14. Es hat sich herausgestellt, daß sich eine optimale Wirkung dann ergibt, wenn beispielsweise der Ringspalt 14 so bemessen ist, daß er einer Düse von 0,1 mm Durchmesser entspricht, während die Blende 42 einem Düsendurchmesser von 0,3 bis 0,6 mm entspricht. Bei einem Durchmesserverhältnis von 1 :3 bis 1 :6 ergibt sich ein Flächenverhältnis von 1 :9 bis 1:36. Dies zeigt deutlich, daß die Dämpfung durch die Drosselstelle 13 (Fig. 1) bzw. den Ringspalt 14 dominierend ist. Durch die Blende 42 wird eine weitere Verbesserung erreicht.
Das in den hydraulischen Antrieb 3 integrierte Entlastungs-Rückschlagventil 30 wird gebildet durch eine gegen eine Sitzfläche 44 dichtende Rückschlagscheibe 45, wobei diese durch die schon in Fig. 4 und 5 gezeigte Feder 31 gegen die Sitzfläche 44 gedrückt wird. Die Rückschlagscheibe 45 weist eine zentrale Bohrung 46 auf. Innerhalb dieser Bohrung 46 befindet sich jener Teil des Steuerkolbens 5, der die erste Stufe 8 bildet. Der Ringspalt 14 wird somit einerseits begrenzt durch diese Bohrung 46 und andererseits durch den Durchmesser D8 der ersten Stufe 8 des Steuerkolbens 5. Hinsichtlich der Dimensionierung des Ringspalts 14 sind die schon erwähnten Regeln anwendbar. Die Funktion dieses Entlastungs-Rückschlagventils 30 ist zuvor schon beschrieben worden. In der Fig. 6 ist die Schließstellung gezeigt. Das Entlastungs-Rückschlagventil 30 öffnet, wenn der Steuerdruck Px verringert wird, wie dies schon im Zusammenhang mit der Fig. 4 beschrieben worden ist. Die Rückschlagscheibe 45 bewegt sich dann gegen die Feder 31 nach links, hebt also von der Sitzfläche 44 ab. Damit kann Hydrauliköl direkt aus der Steuerdruck-Sekundärkammer 11 in die Steuerdruck-Primärkammer 7 fließen.
Wie in der Fig. 5 gezeigt, liegt das Entlastungs-Rückschlagventil 30 parallel zum Ringspalt 14 zwischen der Steuerdruck-Primärkammer 7 und der Steuerdruck- Sekundärkammer 11. Das ist auch beim Ausfuhrungsbeispiel der Fig. 6 so. Die Konstruktion gemäß Fig. 6 ergibt vorteilhaft eine kompakte Bauweise.
Die Erfindung ist bei allen Bauarten von hydraulisch gesteuerten Ventilen 1 anwendbar, wenn aufgrund der Ansteuerung und/oder der vom Verbraucher 20 betriebenen Einrichtung wie etwa Kran, oder Schaufellader das Entstehen von Schwingungen nicht auszuschließen ist.

Claims

Patentansprüche
1. Hydraulisch gesteuertes Ventil (1) mit mindestens einem hydraulischen Antrieb (3; 3') mit einem Steuerkolben (5), mit dem ein Steuerstößel (4) verbunden ist, der auf eine Flußsteuervorrichtung (2) des Ventils (1) einwirkt, durch die der Fluß von Hydrauliköl von bzw. zu einem Verbraucher (20) steuerbar ist, wobei der Steuerkolben (5) durch einen an einem Steuerdruckanschluß (X) anstehenden Steuerdruck Px gegen eine Steuerfeder (9) bewegbar ist, dadurch gekennzeichnet, daß
- der Steuerkolben (5) ein Stufenkolben ist,
- der eine erste Stufe (8) mit einem Durchmesser D8 aufweist, wobei seine Stirnfläche A8 dem Steuerdruck Px unmittelbar ausgesetzt ist, und
- der eine zweite Stufe (10) mit einem Durchmesser Dio und einer hydraulisch wirksamen Stirnfläche A10 aufweist,
- daß der hydraulische Antrieb (3; 3') eine Steuerdruck-Primärkammer (7) und eine Steuerdruck-Sekundärkammer (11) aufweist, - wobei die Stirnfläche A8 der ersten Stufe (8) dem Druck in der Steuerdruck- Primärkammer (7) ausgesetzt ist, und
- die Stirnfläche A10 der zweiten Stufe (10) dem Druck in der Steuerdruck- Sekundärkammer (11) ausgesetzt ist,
- und daß zwischen der Steuerdruck-Primärkammer (7) und der Steuerdruck- Sekundärkammer (11) eine Verbindung (12) mit einer Drosselstelle (13) besteht.
2. Ventil (1) nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Verbindung (12) mit der Drosselstelle (13) gebildet ist durch einen Ringspalt (14), der gegeben ist durch den Innendurclimesser der Steuerdruck-Primärkammer (7) und den Durchmesser D8 der ersten Stufe (8) des Steuerkolbens (5).
3. Ventil (1) nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß der Ringspalt (14) eine Höhe von 0,01 mm bis 0,04 mm aufweist.
4. Ventil (1) nach Anspruch 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, daß das Ventil (1) ein Lasthalte-Bremsventil (22) ist.
5. Ventil (1) nach Anspruch 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, daß das Ventil ein Wegeventil (21) ist.
6. Ventil (22) nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen der Steuerdruck- Primärkammer (7) und der Steuerdruck-Sekundärkammer (11) ein Entlastungs- Rückschlagventil (30) angeordnet ist, das den Druckabbau von der Steuerdruck- Sekundärkammer (11) zur Steuerdruck-Primärkammer (7) hin bewirkt.
7. Ventil (22) nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Druckdifferenz, bei der das Entlastungs-Rückschlagventil (30) öffnet, durch eine Feder (31) bestimmbar ist.
8. Ventil (1; 21; 22) nach einem der Ansprüche 3 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß in der zylindrischen Mantelfläche der ersten Stufe (8) am der Steuerdruck- Sekundärkammer (11) zugewandten Ende eine Längsnut (33) eingestochen ist.
9. Ventil (22) nach Anspruch 6 oder 7, dadurch gekennzeichnet, daß das Entlastungs- Rückschlagventil (30) innerhalb des hydraulischen Antriebs (3) zwischen der Steuerdruck-Primärkammer (7) und der Steuerdruck-Sekundärkammer (11) angeordnet ist.
10. Ventil (22) nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen dem
Steuerdruckanschluß (X) und der Steuerdruck-Primärkam er (7) eine Blende (42) angeordnet ist.
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