EP2241764A1 - Sitzventil mit Umlaufventil- und Druckwaagefunktion - Google Patents

Sitzventil mit Umlaufventil- und Druckwaagefunktion Download PDF

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EP2241764A1
EP2241764A1 EP09005478A EP09005478A EP2241764A1 EP 2241764 A1 EP2241764 A1 EP 2241764A1 EP 09005478 A EP09005478 A EP 09005478A EP 09005478 A EP09005478 A EP 09005478A EP 2241764 A1 EP2241764 A1 EP 2241764A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
pressure
valve
control piston
line
control
Prior art date
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Granted
Application number
EP09005478A
Other languages
English (en)
French (fr)
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EP2241764B1 (de
Inventor
Harald Klemens
Josef Poldinger
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Hawe Hydraulik SE
Original Assignee
Hawe Hydraulik SE
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Publication date
Application filed by Hawe Hydraulik SE filed Critical Hawe Hydraulik SE
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Priority to AT09005478T priority patent/ATE522728T1/de
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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
    • F15B13/00—Details of servomotor systems ; Valves for servomotor systems
    • F15B13/02—Fluid distribution or supply devices characterised by their adaptation to the control of servomotors
    • F15B13/024—Pressure relief valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
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    • F15B13/02—Fluid distribution or supply devices characterised by their adaptation to the control of servomotors
    • F15B13/04—Fluid distribution or supply devices characterised by their adaptation to the control of servomotors for use with a single servomotor
    • F15B13/0401—Valve members; Fluid interconnections therefor
    • F15B13/0405—Valve members; Fluid interconnections therefor for seat valves, i.e. poppet 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
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    • F15B13/04—Fluid distribution or supply devices characterised by their adaptation to the control of servomotors for use with a single servomotor
    • F15B13/0416—Fluid distribution or supply devices characterised by their adaptation to the control of servomotors for use with a single servomotor with means or adapted for load sensing
    • F15B13/0417—Load sensing elements; Internal fluid connections therefor; Anti-saturation or pressure-compensation valves

Definitions

  • the invention relates to a seat valve according to the preamble of patent claim 1.
  • Hydraulic control systems with pressure and volume flow adaptation to the current requirements of one or more consumers are realized in so-called LS systems.
  • Such LS systems can be realized, for example, with constant pump and 3-way pressure compensator.
  • the highest pressure occurring in the system in the lines to the actuators is compared to an inlet pressure compensator, such as the 3-way pressure compensator, and compared with the system pressure that the pump currently supplies.
  • the system pressure and volume flow is then regulated according to demand.
  • the unused volume flow with system pressure is discharged via the pressure compensator to the tank. If no hydraulic consumers are switched on, there is no pressure requirement and the entire pressure medium flow is diverted from the pressure compensator into the reservoir.
  • the 3-way pressure compensator acts as a circulation valve.
  • 3-way pressure compensators for example, are realized with a 2/2-way proportional valve with a hydraulic control input, which is therefore sometimes referred to as a 3/2-way valve.
  • Fig. 1 shows a hydraulic equivalent circuit diagram of such usable for this purpose 3/2-way proportional seat valve.
  • Fig. 1 shows a symbolic representation of the three-way seat valve V according to the prior art.
  • the three-way seat valve V has an input for connection to a pressure line P and an output for connection to a return line R.
  • a control input LS, on the z. B. the load pressure of a consumer is pressing the slide of the valve V in position b, so that the connection between the pressure line P and the return line R is interrupted.
  • a spring 17 supports the force effect of the pressure in the control line LS.
  • the pressure of the pressure line P is directed to the control piston of the valve V that he Compressive force from the control input LS and the spring force of the spring 17 counteracts. In FIG. 1 this is done symbolically by the line 19.
  • the line 19 may be a valve internal or external conduction path or may be omitted due to the design.
  • the spring force of the spring 17 is selected so that, when the control input LS is unpressurized, the control piston is pushed into position a due to the pressure in the pressure line P, so that a connection is established between the pressure line P and the return line R.
  • hydraulic actuators load control pressure equal to zero
  • the overpressure in the pressure lines to the consumers will be reduced to near zero when no hydraulic loads are applied (load control pressure equal to zero).
  • load control pressure load control pressure equal to zero
  • the opening cross section of the passage between the pressure line P and the return line R can be varied proportionally to the pressure on the control line LS, so that a proportional valve function can be realized.
  • the valve described above for example, in the European patent application EP-A-0965763 disclosed.
  • the EP-A-0965763 shows a hydraulically actuated 2/2-idle directional seat valve V, which is used as a circulation valve, and having the features of the introductory part of claim 1.
  • Fig. 2 a sectional view of this valve V of EP-A-0965763
  • Fig. 2 shows a pump line section P and a return line section R and a connection 12 between these line sections.
  • the directional seat valve V includes a valve seat 14 and at the return side a closing member 15, for example a ball.
  • the closing member 15 is acted upon in the return line section R by a piston 16, which is sealed sealed leakage in a chamber 18.
  • the piston 16 is loaded in the closing direction of the closing member 15 by a weak spring 17 and by the load pressure of one of the control lines 13.
  • a disadvantage of this type of valve is that, when the control piston of the valve V is in the orbital position (position a), only the back pressure of the pump, which arises when the pressure medium is pumped directly into the reservoir with the least possible line resistance in the circulation position, must be overcome before the spool can enter a proportional control range. Ie., If consumers are switched on from the circulation position with low pressure requirement, the pressure in the load control circuit is not enough to move the valve out of the circulation position.
  • hydraulic component component manufacturers are provided with ready-to-use valve combinations enabling two-stage recirculation operation, high-speed recirculation mode pressure change, and lower sensitivity to recirculation mode pressure changes.
  • HAWE Hydraulik SE offers a PSL.U connection block for connecting a pump to a large number of hydraulic consumers, which combines several valve functions.
  • the connection block is used for load-independent, stepless control of the speed of movement of hydraulic consumers.
  • Several consumers can be driven simultaneously and independently.
  • the field of application of this valve type is mainly in the field of mobile hydraulics (for example crane controls, etc.).
  • the automatic reduction of the pump pressure depending on the consumer demand and an automatic activation of the system for reducing the Umlaufwiederstandes and the function shutdown with a circulation valve guarantee a good adaptation to the respective control tasks. In this case, the control operation and the circulation operation of separate valves are carried out in a valve block.
  • FIG. 3 a hydraulic diagram of the PSL.U connection block from HAWE Hydraulik SE is shown.
  • Fig. 3 shows as essential components a 3-way pressure compensator 1 and a self-switching circulation valve 2.
  • the pressure compensator 1 operates in an internal control loop as a differential pressure regulator whose movable control edge changes so that the pressure difference between the pump pressure, which is applied to the control input 1-1 , and load pressure (load-sensing pressure) applied to the control input 1-2 is always constant regardless of the load pressure.
  • the control input 1-2 is a damping element 4 for improving the Control characteristic upstream.
  • a pressure relief valve 3 limits the maximum pressure at the control input 1-2.
  • the pressure compensator 1 lowers the pressure on the pressure line P depending on the load pressure on the load pressure line LS. If no consumer is active, the load pressure line LS is depressurized and the slide in the pressure compensator 1 is pushed against the spring force of the spring 1-3 in the position b, so that hydraulic fluid can flow from the pressure line directly via the pressure compensator 1 in the return and the pressure on the pressure line is thereby reduced. If the pressure on the load pressure line increases, the slide is increasingly pushed in the direction of position a, so that the pressure drop on the pressure line P is lower.
  • the hydraulically actuated self-switching circulating valve 2 is held in the rest position by a spring 2-3, supported by the pressure in the load-sensing line LS at the control input 2-2, in position a (closed state). If no consumers are active and the load-sensing line LS is depressurized, the valve 2 switches into circulation position. If hydraulic consumers are switched on again, the valve 2 switches back into blocking position, so that the proportional valve 1 can take over the control again.
  • a desired high sensitivity to pressure changes at the control input 2-2 can be achieved.
  • valve blocks A disadvantage of such valve blocks, however, is the complicated structure and the high production costs, since two independently acting control piston must be used.
  • a poppet valve is provided with a control piston for interrupting a connection between an input and an output, wherein the input is provided for connection to a pressure line and the output for connection to a line with lower pressure than the pressure in the pressure line, wherein a first pressure of the pressure line on a first loading surface of the control piston and wherein a second pressure in a control line acts on a second loading surface of the control piston in the opposite direction to the force acting on the first loading surface, and wherein the first and second loading surface are of different sizes.
  • the seat valve acts as a differential pressure regulator, as is known in the prior art.
  • a first channel is provided in the seat valve, which directs the first pressure of the pressure line to a third loading surface, which is opposite to the first loading surface.
  • a second channel is provided in the poppet valve to direct the first pressure from the pressure line to the second impingement surface in an open state of the poppet valve.
  • valve in the open state has a higher sensitivity to pressure changes at the control input than in the closed state.
  • the valve can be adjusted so that in orbit almost no back pressure has to be overcome to operate the valve. Complicated valve combinations as described in the prior art are not necessary.
  • the first impingement area is larger than the second and third impingement areas to achieve appropriate differential pressure control characteristics.
  • first channel and the second channel are formed in the control piston.
  • the channels are necessary to bring pressure medium to different loading surfaces.
  • the arrangement of the channels in the control piston has manufacturing advantages.
  • closing edges of the control piston are designed so that the passage cross section between input and output in dependence on a pressure difference between the first pressure of the pressure line and the second pressure in the control line can change continuously in accordance with a predetermined characteristic.
  • This control characteristics can be set individually depending on the design of the control edges on the control piston
  • the first channel is a first bore through the control piston parallel to a direction of movement of the control piston
  • the second passage is a second bore oblique or perpendicular to the direction of movement of the control piston which breaks through a side wall of the control piston to correspond to the pressure in the pressure line to bring to the correct pressure areas.
  • control piston is biased by a spring in the closing direction.
  • the switching characteristic of the valve can be influenced by the spring when it switches from the circulation mode to the regular mode. Depending on the conditions of the three pressurization surfaces, the switching and control characteristics can be adjusted via the spring.
  • the spring force of the spring is designed to compensate for frictional forces. If the control piston is designed so that the first surface is as large as the sum of the second and third surfaces only frictional forces must be overcome to change the valve position from the open state to the control position. To increase the switching sensitivity, the frictional forces are compensated by the spring.
  • first, second, and third apply surfaces are associated with a respective first, second, and third pressure chambers within the seat valve, wherein the first and third pressure chambers are fluidly interconnected by the first channel.
  • the valve housing In order for the pressurization surfaces to exert effective forces on the control piston, the valve housing must be designed so that the spatially separated pressure surfaces and spatially separated pressure chambers are assigned.
  • the second pressure chamber in the poppet valve is arranged so that the second channel moves towards the second pressure chamber when the passage between the inlet and outlet opens.
  • the relative position of the second channel in the control piston is set to obtain the desired 2-stage characteristic of the valve.
  • the second channel in the control piston is arranged so that it establishes a connection between the second pressure chamber and the first or third pressure chamber, when the control piston reaches at least 70% of the maximum stroke in the opening direction, wherein at maximum stroke, the passage between input and output is fully open.
  • the absolute position of the second channel is set to achieve the desired two-stage operation of the valve.
  • other lift heights e.g. 80% or 90%, be required, from which the connection is made.
  • Fig. 4 shows a symbolic representation of the three-way seat valve 100 according to the present invention.
  • Fig. 4 symbolizes a two-stage three-way valve 100 that combines two three-way valves 100a and 100b.
  • the valve member 100a corresponds schematically to the three-way valve of the prior art of Fig. 1 ,
  • valve portion 100a of FIG Fig. 4 an input for connection to a pressure line P and an output for connection to a return line R.
  • a control input LS, on the z. B. the load pressure of a consumer is pressing the slide of the valve 100 in position b, so that the connection between the pressure line P and the return line R is interrupted.
  • a spring 110 supports the force effect of the pressure in the control line LS. Furthermore, the pressure of the pressure line P is directed to the control piston of the valve 100 so that it counteracts the pressure force from the control input LS and the spring force of the spring 110.
  • the spring force of the spring 110 is selected such that, when the control input LS is unpressurized, the control piston is pushed into position a due to the pressure in the pressure line P, so that a connection is established between the pressure line P and the return line R.
  • hydraulic actuators will not pump hydraulic loads (load control pressure equal to zero) directly back into the reservoir and the pressure in the pressure lines to the consumers will be reduced to near zero.
  • the energy consumption can be reduced by circulating pressure losses.
  • the opening cross section of the passage between the pressure line P and the return line R can be varied proportionally to the pressure on the control line LS, so that a proportional valve function can be realized.
  • the three-way valve 100 in Fig. 4 is further extended to the valve member 100b, which is symbolically represented by an extension of the spool with a smaller diameter.
  • the expansion of the spool about a piston part with a smaller diameter results in two surfaces F2 and F3, which can be pressurized.
  • the surface F1 opposite the surfaces F1 and F2 can be uniformly pressurized (here with the pressure from the pressure line P) exerting a force on the spool opposite to the force of the pressures on the surfaces F2 and F3.
  • the surface F2 is acted upon by the load pressure from the control input LS.
  • the surface F3 as well as the surface F1 is acted upon by the pressure from the pressure line P.
  • the valve 100 moves in position a and the valve 100 is in a circulating position, in which the pressure lines are relieved to the consumers.
  • the connection 140 in position a of the dynamic pressure in the pressure line P is directed to the surface F2, whereby the initial resistance is greatly reduced to bring the valve 100 from the orbital position a in the proportional directional range. If the slider was moved out of position a, z. B. by supplying pressure on the control line LS, the valve moves gradually in position b and the connection in the pressure line P and the pressurizing surface F2 is interrupted, so that only the load pressure at the control input LS of the surface F2 is acted upon.
  • the valve 100 has two sensitivity levels. As long as the valve is in the vicinity of the position a and the pressure of the pressure line P is directed to the pressurizing surface F2, the valve 100 is sensitive to lower pressure changes of the differential pressure between the pressure in the control line LS and the pressure line P. Once the connection 140 is interrupted, since the control piston has moved in the direction B, the control sensitivity is reduced because the pressure of the pressure line P is no longer on the pressurization surface F2, which acts as a control surface lies.
  • the spring force of the spring force 110 serves to further reduce the initial resistance for moving the valve from the circulation position A into the control range B. In particular, the spring 110 can be used to compensate for frictional forces. However, the valve remains functional even without spring 110.
  • Fig. 5 shows in a particular embodiment, a realization of the three-way valve 100, which is shown schematically in FIG Fig. 4 was shown.
  • Fig. 5 shows by reference numeral 150 a valve seat with a cylindrical bore having a first diameter, in which a control piston 120 is arranged to match the first diameter movable in the longitudinal direction to the bore along an axis X (symmetry longitudinal axis of the bore).
  • the valve seat 150 further has an input bore E, which is formed axially to the axis X at the opposite end of the valve seat 150 to the cylindrical bore, and which has a second diameter which is smaller than the first diameter of the cylindrical bore.
  • the input bore E is designed so that it can be connected to a pressure line.
  • the valve seat 105 has a further bore A, which is designed radially to the cylindrical bore (to the axis X) and which forms a passage through the lateral valve seat wall to the cylindrical bore.
  • the axial bore E of the second diameter forms a passage through a bottom surface of the valve seat 150 and strikes the cylindrical bore.
  • the seating surfaces between the control piston and the bottom of the valve seat 150 serve as a seal between the bore E and the bore A.
  • Specially shaped control edges 200 at the bottom of the control piston 120 are formed so that the cross-sectional area of the passage between the bore E and the bore A. continuously changes when the control piston 110 moves relative to the valve seat 150 in the cylindrical bore.
  • the control piston 120 has an axial to the axis X bore, which in the in Fig. 5 is shown open upwards, and in which a spring 110 is inserted.
  • At the bottom of the control piston 120 is also an axially to the axis X, which is also a piston axis of symmetry, located bore 130, which is a Input chamber F1A at the input bore E with a valve chamber F3A, in which the spring 110 is connected to each other.
  • a lid 160 is screwed on the valve seat 150 such that the control piston 120 is movable in the axial direction to the axis X by at least a maximum movement stroke H0 for opening and closing the connection between the input bore E and the output bore A.
  • the input bore E defines a surface F1, via which the control piston 120 can be pressurized.
  • the control piston 120 has a step along its longitudinal direction, above which the diameter of the control piston 120 is reduced.
  • the area at the stage of the control piston 120 defines a second pressure area F2.
  • the area on the face of the portion of the smaller diameter control piston 120 defines a third pressurizing area F3.
  • the valve seat 150 is formed so as to form a chamber F2A together with the step of the control piston 120.
  • a control port LS for connection to a load pressure control circuit (load sensing) is provided.
  • In the control piston 120 is located below the step defining the surface F2, an axial bore 140 which breaks through the side wall of the control piston.
  • the control piston 120 moves in the in Fig. 5 As shown, the axial bore 140 is at about 84% of the maximum lift height H0 in communication with the chamber F2A, so that the pressure at the input bore E can act on the second pressurization surface F2.
  • the valve 100 is close to fully open and the valve will then have an increased sensitivity to load pressure changes, as already associated with FIG FIG. 4 has been described.
  • Various seals 101 seal the different parts of the valve 100 to each other and to adjacent housings and conduit components.
  • the valve 100 is shown so that it z. B. can be used as a plug valve.
  • Fig. 5 also shows a spring plate 170 which is fixed to the screw 160, and whereby the spring 110 is fixed to the valve housing.
  • a pressure-tight seal 180 (seal-lock) of the valve housing is provided.
  • Fig. 5 shows a concrete execution, with which all functions, in connection with Fig. 4 described, can be realized.
  • the valve of Fig. 5 a 2-stage characteristic. Same reference numerals in the
  • FIGS. 4 and 5 means that these elements perform the same function.
  • the explanatory notes to the Fig. 4 and 5 are therefore to be understood as complementary and can be combined freely.

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Abstract

Die vorliegende Erfindung betrifft ein Sitzventil (100) mit einem Steuerkolben (120) zur Unterbrechung einer Verbindung zwischen einem Eingang (E) und einem Ausgang (A), wobei der Eingang (E) zum Anschluss an eine Druckleitung (P) und der Ausgang (A) zum Anschluss an eine Leitung mit niedrigerem Druck als dem Druck in der Druckleitung (P) vorgesehen ist, wobei ein erster Druck der Druckleitung (P) auf eine erste Beaufschlagungsfläche (F1) des Steuerkolben (120) und wobei ein zweiter Druck in einer Steuerleitung (LS) auf eine zweite Beaufschlagungsfläche (F2) des Steuerkolbens (120) in entgegengesetzter Richtung zur Kraftwirkung auf die erste Beaufschlagungsfläche (F1) wirkt, und wobei die erste und zweite Beaufschlagungsfläche (F1, F2) unterschiedlich groß sind. Weiterhin ist im Sitzventil (100) ein erster Kanal (130) vorgesehen, der den ersten Druck der Druckleitung (P) auf eine dritte Beaufschlagungsfläche (F3), die der erste Beaufschlagungsfläche (F1) gegenüberliegt, lenkt. Ein zweiter Kanal (140) ist im Sitzventil (100) vorgesehen, um in einem offenen Zustand des Sitzventils (100) den ersten Druck aus der Druckleitung (P) auf die zweite Beaufschlagungsfläche (F2) zu lenken.

Description

  • Die Erfindung betrifft ein Sitzventil gemäß Oberbegriff des Patentanspruchs 1.
  • Hydraulische Steuerungssysteme mit Druck- und Volumenstromanpassung an die momentanen Anforderungen eines oder mehrerer Verbraucher werden in sogenannten LS-Systemen realisiert. Solche LS-Systeme lassen sich beispielsweise mit Konstantpumpe und 3-Wege-Druckwaage realisieren. Der höchste im System auftretende Druck in den Leitungen zu den Aktuatoren (Hydromotoren, hydraulische Kolben etc.) wird auf eine Eingangsdruckwaage, beispielsweise die 3-Wege-Druckwaage, zurückgeführt und mit dem Systemdruck, den die Pumpe aktuell liefert, verglichen. Der Systemdruck und Volumenstrom wird dann entsprechen dem Bedarf geregelt. Der nicht benötigte Volumenstrom mit Systemdruck wird über die Druckwaage zum Tank hin abgeführt. Sind keine hydraulischen Verbraucher zugeschaltet, besteht kein Druckbedarf und der gesamte Druckmittelstrom wird von der Druckwaage in das Reservoir umgeleitet. Die 3-Wege-Druckwaage fungiert als Umlaufventil.
  • 3-Wege-Druckwaagen werden beispielsweise mit einem 2/2-Wege ProportionalVentil mit einem hydraulischen Steuereingang realisiert, das deshalb manchmal auch als 3/2 Wege Ventil bezeichnet wird. Fig. 1 zeigt ein hydraulisches Ersatzschaltbild eines solchen für diesen Zweck verwendbaren 3/2-Wege Proportional-Sitzventils.
  • Fig. 1 zeigt eine symbolische Darstellung des Dreiwegesitzventils V gemäß des Standes der Technik. Gemäß der Ventilanordnung von Fig. 1 weist das Dreiwegesitzventil V einen Eingang zum Anschluss an eine Druckleitung P und einen Ausgang zum Anschluss an eine Rücklaufleitung R auf. Ein Steuereingang LS, auf dem z. B. der Lastdruck eines Verbrauchers liegt, drückt den Schieber des Ventils V in Stellung b, so dass die Verbindung zwischen der Druckleitung P und der Rücklaufleitung R unterbrochen ist. Eine Feder 17 unterstützt die Kraftwirkung des Druckes in der Steuerleitung LS. Weiterhin wird der Druck der Druckleitung P so auf den Steuerkolben des Ventils V gelenkt, dass er der Druckkraft vom Steuereingang LS und der Federkraft der Feder 17 entgegenwirkt. In Figur 1 wird dies symbolisch durch die Leitung 19 bewerkstelligt. Die Leitung 19 kann ein ventilinterner oder externer Leitungspfad sein oder kann bauartbedingt entfallen.
  • Die Federkraft der Feder 17 wird so gewählt, dass bei drucklosem Steuereingang LS der Steuerkolben auf Grund des Druckes in der Druckleitung P in Stellung a geschoben wird, so dass eine Verbindung zwischen der Druckleitung P und der Rücklaufleitung R hergestellt wird. In diesem Fall wird bei Nichtbetätigung von hydraulischen Verbrauchern (Laststeuerdruck gleich Null) hydraulische Flüssigkeit direkt in das Reservoir zurückgepumpt und der Überdruck in den Druckleitungen zu den Verbrauchern wird auf nahe zu Null abgesenkt. Dadurch kann der Energieverbrauch durch Umlaufdruckverluste vermindert werden. Je nach Gestaltung des Schieberkolbens kann der Öffnungsquerschnitt des Durchgangs zwischen der Druckleitung P und der Rücklaufleitung R proportional zum Druck auf der Steuerleitung LS variiert werden, so dass eine Proportionalventilfunktion realisiert werden kann. Dies wird durch die beiden Linien an der Seite des Ventils V symbolisch dargestellt. Bei der Zuschaltung von zusätzlichen hydraulischen Verbrauchern verändert sich unter Umständen die Druckdifferenz zwischen dem Steuereingang LS und dem Druck in der Druckleitung P, so dass das Proportionalventil den Querschnitt des Durchgangs zwischen der Druckleitung P und der Rücklaufleitung R verkleinert, d. h. der Steuerkolben verschiebt sich mehr in Richtung Stellung b, so dass ein größerer Volumenstrom für die Druckleitungen zu den Verbrauchern zur Verfügung steht.
  • Das oben beschriebene Ventil wird beispielsweise in der europäischen Patentanmeldung EP-A-0965763 offenbart. Die EP-A-0965763 zeigt ein hydraulisch betätigbares 2/2-Leerlauf-Wegesitzventil V, das als Umlaufventil verwendet wird, und das die Merkmale des einleitenden Teils des Anspruches 1 aufweist. Zur näheren Erläuterung zeigt Fig. 2 eine Schnittdarstellung dieses Ventils V der EP-A-0965763 . Fig. 2 zeigt einen Pumpenleitungsabschnitt P und einen Rücklaufleitungsabschnitt R und eine Verbindung 12 zwischen diesen Leitungsabschnitten. Da das 2/2-Wegesitzventil V eine hydraulische Betätigung aufweist, die einen dritten Anschluss darstellt, wird auch die Bezeichnung 3/2-Wegesitzventil verwendet. Das Wegesitzventil V enthält einen Ventilsitz 14 und an der Rücklaufseite ein Schließglied 15, beispielsweise eine Kugel. Das Schließglied 15 wird im Rücklaufleitungsabschnitt R von einem Kolben 16 beaufschlagt, der in einer Kammer 18 leckagefrei abgedichtet verschiebbar ist. Der Kolben 16 wird in Schließrichtung des Schließgliedes 15 durch eine schwache Feder 17 und durch den Lastdruck einer der Steuerleitungen 13 belastet.
  • Ist kein hydraulischer Verbraucher aktiv, herrscht in der Kammer 18 Rücklaufdruck bzw. ist die Kammer 18 druckentlastet. Der Kolben 16 wird nur durch den Rücklaufdruck und die Feder 17 belastet. Der Druck in der Pumpenleitung P hebt das Schließglied 15 vom Sitz 12 ab, so dass das Druckmittel (z.B. hydraulische Flüssigkeit) aus der Pumpenleitung P mit geringem Widerstand direkt in die Rücklaufleitung R strömt. Das Ventil V steht in Umlaufstellung.
  • Wird ein hydraulischer Verbraucher zugeschaltet, baut sich in den Load-Sensing Leitungen Druck auf, der über die Steuerleitung 13 in der Kammer 18 wirksam wird. Da die Beaufschlagungsfläche des Kolbens 16 größer ist als die Querschnittsfläche des Sitzes 14, wird das Sitzventil 15,14 in seine Absperrstellung verstellt, so dass der volle Pumpenleitungsdruck bzw. die gesamte Fördermenge in eine Verbraucherleitung gelangt. Je nach Ausbildung des Schließgliedes 15 kann man mehr oder weniger lineare Druckregelcharakteristiken erhalten. Ist das Schließglied 15 als Scheibe ausgebildet erhält man nur eine Schaltcharakteristik (schwarz-weiß-Ventil). Ein als Kegel ausgebildetes Schließglied 15 kann den Öffnungsquerschnitt kontinuierlich variieren. Die Kugel aus Figur 2 als Schließglied 15 liefert eine Öffnungscharakteristik, die zwischen der Schaltcharakteristik der Scheibe und der linearen Regelcharakteristik des Kegels liegt.
  • Ein Nachteil dieser Ventilbauart ist, dass, wenn der Steuerkolbendes Ventils V in Umlaufstellung steht (Stellung a), erst der Staudruck der Pumpe, der entsteht, wenn das Druckmittel direkt bei geringst möglichem Leitungswiderstand in der Umlaufstellung in das Reservoir gepumpt wird, überwunden werden muss, bevor der Steuerkolben in einen proportionalen Regelbereich gelangen kann. D. h., wenn aus der Umlaufstellung Verbraucher mit geringem Druckbedarf zugeschaltet werden, reicht der Druck im Laststeuerkreis nicht aus, das Ventil aus der Umlaufstellung heraus zu bewegen.
  • Für diesen Fall werden deshalb von Komponentenherstellern für Hydrauliksysteme Eingangsventilkombinationen fertig konfiguriert bereitgestellt, die einen zweistufigen Umlauf/Regelbetrieb ermöglichen, nämlich einen Umlaufbetrieb mit einer hohen Empfindlichkeit auf Druckänderungen am Steuereingang im Umlaufbetrieb und einer niedrigeren Empfindlichkeit auf Druckänderungen am Steuereingang im Umlaufbetrieb.
  • Beispielsweise bietet HAWE Hydraulik SE einen Anschlussblock vom Typ PSL.U zum Anschließen einer Pumpe an eine Vielzahl von hydraulischen Verbrauchern an, der mehrere Ventilfunktionen vereint. Der Anschlussblock dient der lastunabhängigen, stufenlosen Regelung der Bewegungsgeschwindigkeit von Hydroverbrauchern. Mehrere Verbraucher können gleichzeitig und unabhängig voneinander gefahren werden. Das Einsatzgebiet dieses Ventiltyps liegt hauptsächlich im Bereich der Mobilhydraulik (z.B. Kransteuerungen etc.). Die selbsttätige Reuzierung des Pumpendrucks je nach Verbraucheranforderung sowie eine selbsttätige Freischaltung des Systems zur Reduzierung des Umlaufwiederstandes und zur Funktionsabschaltung mit einem Umlaufventil garantieren eine gute Anpassung an die jeweiligen Steuerungsaufgaben. Dabei werden der Regelbetrieb und der Umlaufbetrieb von getrennten Ventilen in einem Ventilblock ausgeführt.
  • Zur Verdeutlichung dieses Standes der Technik wird in Fig. 3 ein hydraulisches Schema des Anschlussblockes PSL.U von HAWE Hydraulik SE gezeigt. Fig. 3 zeigt als wesentliche Komponenten eine 3-Wege-Druckwaage 1 und ein selbstschaltendes Umlaufventil 2. Die Druckwaage 1 arbeitet in einem internen Regelkreis als Differenzdruckregler, dessen bewegliche Steuerkante sich so verändert, dass die Druckdifferenz zwischen Pumpendruck, der auf den Steuereingang 1-1 gelegt wird, und Lastdruck (Load-Sensing-Druck), der auf den Steuereingang 1-2 gelegt wird, immer konstant ist, unabhängig vom Lastdruck. Dem Steuereingang 1-2 ist ein Dämpfungselement 4 zum Verbessern der Regelcharakteristik vorgeschaltet. Ein Druckbegrenzungsventil 3 begrenzt den Maximaldruck am Steuereingang 1-2.
  • Im Betrieb senkt die Druckwaage 1 den Druck auf der Druckleitung P abhängig vom Lastdruck auf der Lastdruckleitung LS. Wenn kein Verbraucher aktiv ist, ist die Lastdruckleitung LS drucklos und der Schieber in der Druckwaage 1 wird gegen die Federkraft der Feder 1-3 in die Position b geschoben, so dass hydraulische Flüssigkeit von der Druckleitung direkt über die Druckwaage 1 in den Rücklauf strömen kann und der Druck auf der Druckleitung damit reduziert wird. Erhöht sich der Druck auf der Lastdruckleitung, wird der Schieber zunehmend in Richtung Stellung a geschoben, so dass der Druckabfall auf der Druckleitung P geringer wird.
  • Das hydraulisch betätigte selbstschaltende Umlaufventil 2 wird in Ruhestellung von einer Feder 2-3, unterstützt durch den Druck in der Load-Sensing Leitung LS am Steuereingang 2-2, in Stellung a (geschlossener Zustand) gehalten. Wenn keine Verbraucher aktiv sind und die Load-Sensing Leitung LS drucklos ist, schaltet das Ventil 2 in Umlaufstellung. Werden wieder hydraulische Verbraucher zugeschaltet, schaltet das Ventil 2 wieder in Sperrstellung, so dass das Proportionalventil 1 wieder die Regelung übernehmen kann. Bei entsprechender Auslegung der Feder 2-3 und dem hydraulischen Betätigungselement mit Vorsteuerung 5 kann eine gewünschte hohe Empfindlichkeit auf Druckänderungen am Steuereingang 2-2 erreicht werden.
  • Ein Nachteil solcher Ventilblöcke ist jedoch der komplizierte Aufbau und der hohe Herstellungsaufwand, da zwei unabhängig voneinander agierende Steuerkolben eingesetzt werden müssen.
  • Es ist deshalb eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung ein Ventil bereitzustellen, das einfach und zuverlässig eine Druckwaage und ein Umlaufventil vereint und das in der Umlaufstellung empfindlich auch auf kleine Druckänderungen am Steuereingang reagieren kann.
  • Die gestellte Aufgabe wird mit den Merkmalen des Anspruchs 1 gelöst.
  • Demgemäß wird ein Sitzventil bereitgestellt, mit einem Steuerkolben zur Unterbrechung einer Verbindung zwischen einem Eingang und einem Ausgang, wobei der Eingang zum Anschluss an eine Druckleitung und der Ausgang zum Anschluss an eine Leitung mit niedrigerem Druck als dem Druck in der Druckleitung vorgesehen ist, wobei ein erster Druck der Druckleitung auf eine erste Beaufschlagungsfläche des Steuerkolben und wobei ein zweiter Druck in einer Steuerleitung auf eine zweite Beaufschlagungsfläche des Steuerkolbens in entgegengesetzter Richtung zur Kraftwirkung auf die erste Beaufschlagungsfläche wirkt, und wobei die erste und zweite Beaufschlagungsfläche unterschiedlich groß sind. Durch diese Anordnung wirkt das Sitzventil als Differenzdruckregler, wie er aus dem Stand der Technik bekannt ist.
  • Weiterhin ist im Sitzventil ein erster Kanal vorgesehen, der den ersten Druck der Druckleitung auf eine dritte Beaufschlagungsfläche, die der erste Beaufschlagungsfläche gegenüberliegt, lenkt. Ein zweiter Kanal ist im Sitzventil vorgesehen, um in einem offenen Zustand des Sitzventils den ersten Druck aus der Druckleitung auf die zweite Beaufschlagungsfläche zu lenken.
  • Dadurch erreicht man einen zweistufigen Betrieb des Ventils, bei dem das Ventil im geöffneten Zustand eine höhere Empfindlichkeit auf Druckänderungen am Steuereingang aufweist als im geschlossenen Zustand. Das Ventil kann so eingestellt werden, dass in Umlaufstellung nahezu kein Staudruck überwunden werden muss, um das Ventil zu betätigen. Komplizierte Ventilkombinationen wie im Stand der Technik beschrieben sind nicht nötig.
  • In verschiedenen Ausführungsformen ist die erste Beaufschlagungsfläche größer als die zweite und dritte Beaufschlagungsfläche um geeignete Differenzdruckregeleigenschaften zu erzielen.
  • In einer weiteren Ausführungsform sind der erste Kanal und der zweite Kanal in dem Steuerkolben ausgebildet. Die Kanäle sind nötig Druckmittel auf verschiedene Beaufschlagungsflächen zu bringen. Die Anordnung der Kanäle im Steuerkolben hat dabei fertigungstechnische Vorteile.
  • In einer Ausführungsform sind Schließkanten des Steuerkolbens so ausgebildet, dass sich der Durchgangsquerschnitt zwischen Eingang und Ausgang in Abhängigkeit von einer Druckdifferenz zwischen dem ersten Druck der Druckleitung und dem zweiten Druck in der Steuerleitung kontinuierlich gemäß einer vorgegebenen Charakteristik ändern kann. Damit können Regelcharakteristiken je nach Ausführung der Steuerkanten am Steuerkolben individuell vorgegeben werden
  • In verschiedenen Ausführungsformen ist der erste Kanal eine erste Bohrung durch den Steuerkolben parallel zu einer Bewegungsrichtung des Steuerkolbens, und der zweite Kanal ist eine zweite Bohrung schräg oder senkrecht zur Bewegungsrichtung des Steuerkolbens, die eine Seitenwand des Steuerkolbens durchbricht, um den Druck in der Druckleitung entsprechend an die richtigen Druckbeaufschlagungsflächen zu bringen.
  • In einer Ausführungsform ist der Steuerkolben durch eine Feder in Schließrichtung vorgespannt. Durch die Feder kann die Schaltcharakteristik des Ventils, wenn es von dem Umlaufbetrieb in den Regelbetrieb schaltet beeinflusst werden. Abhängig von den Verhältnissen der drei Druckbeaufschlagungsflächen kann die Schalt- und Regelcharakteristik über die Feder eingestellt werden.
  • In einer anderen Ausführungsform ist die Federkraft der Feder so ausgelegt, dass sie Reibungskräfte kompensiert. Wenn der Steuerkolben so ausgelegt ist, dass die erste Fläche so groß ist wie die Summe aus zweiter und dritter Fläche müssen nur noch Reibungskräfte überwunden werden, um die Ventilstellung aus dem geöffneten Zustand in die Regelstellung zu ändern. Zur Erhöhung der Schaltempfindlichkeit werden die Reibungskräfte mit der Feder kompensiert.
  • In einer noch anderen Ausführungsform sind die erste, zweite und dritte Beaufschlagungsfläche einer entsprechenden ersten, zweiten und dritten Druckkammer im Innern des Sitzventil zugeordnet, wobei die erste und dritte Druckkammer fluidisch durch den ersten Kanal miteinander verbunden sind. Damit die Druckbeaufschlagungsflächen wirksam Kräfte auf den Steuerkolben ausüben können, muss das Ventilgehäuse so gestaltet werden, dass den räumlich getrennten Druckflächen auch räumlich getrennte Druckkammern zugeordnet sind.
  • In einer weiteren Ausführungsform ist die zweite Druckkammer im Sitzventil so angeordnet, dass sich der zweite Kanal auf die zweite Druckkammer zubewegt, wenn sich der Durchgang zwischen Eingang und Ausgang öffnet. Dadurch wird die relative Position des zweiten Kanals im Steuerkolben festgelegt, um die gewünschte 2-stufige Charakteristik des Ventils zu erhalten.
  • In einer Ausführungsform davon ist der zweite Kanal im Steuerkolben so angeordnet, dass er eine Verbindung zwischen der zweiten Druckkammer und der ersten oder dritten Druckkammer herstellt, wenn der Steuerkolben mindestens 70 % der maximalen Hubbewegung in Öffnungsrichtung erreicht, wobei bei maximaler Hubbewegung der Durchgang zwischen Eingang und Ausgang vollständig geöffnet ist. Durch diese Anordnung wird die absolute Position des zweiten Kanals festgelegt um den gewünschten zweistufigen Betrieb des Ventils zu erreichen. Je nach Durchmesser des Zweiten Kanals und der Größe der zweiten Kammer können andere Hubhöhen, z.B. 80 % oder 90 %, erforderlich sein, ab der die Verbindung hergestellt wird.
  • Anhand der Zeichnungen werden nun Ausführungsformen der Erfindung erläutert. Es zeigen:
    • Fig. 1
    beispielhaft ein hydraulisches Ersatzschaltbild eines 3/2 Wege Sitzventils gemäß dem Stand der Technik, das als Druckwaage und Umlaufventil verwendet werden kann;
    Fig. 2
    ein Schnitt durch die Realisierung des 3/2 Wege Sitzventils aus Fig. 1;
    Fig. 3
    ein hydraulisches Fluidschema einer Ventilkombination gemäß dem Stand der Technik, die als Druckwaage und Umlaufventil verwendet werden kann;
    Fig. 4
    ein hydraulisches Ersatzschaltbild eines 3/2 Wege Sitzventils gemäß der vorliegenden Erfindung;
    Fig. 5
    ein Schnitt durch die Realisierung des 3/2 Wege Sitzventils aus Fig. 4;
  • Fig. 4 zeigt eine symbolische Darstellung des Dreiwegesitzventils 100 gemäß der vorliegenden Erfindung. Fig. 4 symbolisiert ein zweistufiges Dreiwegeventil 100, das zwei Dreiwegeventile 100a und 100b kombiniert. Der Ventilteil 100a entspricht schematisch dem Dreiwegeventil des Standes der Technik von Fig. 1.
  • Wie in der Ventilanordnung von Fig. 1 weist der Ventilabschnitt 100a von Fig. 4 einen Eingang zum Anschluss an eine Druckleitung P und einen Ausgang zum Anschluss an eine Rücklaufleitung R auf. Ein Steuereingang LS, auf dem z. B. der Lastdruck eines Verbrauchers liegt, drückt den Schieber des Ventils 100 in Stellung b, so dass die Verbindung zwischen der Druckleitung P und der Rücklaufleitung R unterbrochen ist. Eine Feder 110 unterstützt die Kraftwirkung des Druckes in der Steuerleitung LS. Weiterhin wird der Druck der Druckleitung P so auf den Steuerkolben des Ventils 100 gelenkt, dass er der Druckkraft vom Steuereingang LS und der Federkraft der Feder 110 entgegenwirkt. Die Federkraft der Feder 110 wird so gewählt, dass bei drucklosem Steuereingang LS der Steuerkolben auf Grund des Druckes in der Druckleitung P in Stellung a geschoben wird, so dass eine Verbindung zwischen der Druckleitung P und Rücklaufleitung R hergestellt wird. In diesem Fall wird bei Nichtbetätigung von hydraulischen Verbrauchern (Laststeuerdruck gleich Null) Hydraulikflüssigkeit direkt in das Reservoir zurückgepumpt und der Überdruck in den Druckleitungen zu den Verbrauchern wird auf nahe zu Null abgesenkt. Dadurch kann der Energieverbrauch durch Umlaufdruckverluste vermindert werden. Je nach Gestaltung des Schieberkolbens kann der Öffnungsquerschnitt des Durchgangs zwischen der Druckleitung P und der Rücklaufleitung R proportional zum Druck auf der Steuerleitung LS variiert werden, so dass eine Proportionalventilfunktion realisiert werden kann. Dies wird durch die beiden Linien an der Seite des Ventilabschnittes 100a symbolisch dargestellt. Bei der Zuschaltung von zusätzlichen hydraulischen Verbrauchern verändert sich unter Umständen die Druckdifferenz zwischen dem Steuereingang LS und dem Druck in der Druckleitung P, so dass das Proportionalventil den Querschnitt des Durchgangs zwischen der Druckleitung P und der Rücklaufleitung R verkleinert, d. h. der Steuerkolben verschiebt sich mehr in Richtung Stellung b, so dass ein größerer Volumenstrom für die Druckleitungen zu den Verbrauchern zur Verfügung steht.
  • Das Dreiwegeventil 100 in Fig. 4 ist weiterhin um den Ventilteil 100b erweitert, der symbolisch durch eine Verlängerung des Schieberkolbens mit kleinerem Durchmesser dargestellt wird. Durch die Erweiterung des Schieberkolbens um einen Kolbenteil mit geringerem Durchmesser entstehen zwei Flächen F2 und F3, die mit Druck beaufschlagt werden können. Die den Flächen F1 und F2 gegenüberliegende Fläche F1 kann einheitlich mit einem Druck beaufschlagt werden (hier mit dem Druck aus der Druckleitung P), der eine Kraft auf den Schieberkolben entgegengesetzt zur Kraftwirkung der Drücke auf die Flächen F2 und F3 ausübt. In der in Fig. 4 gezeigten Darstellung wird die Fläche F2 mit dem Lastdruck vom Steuereingang LS beaufschlagt. Die Fläche F3 wird ebenso wie die Fläche F1 mit dem Druck aus der Druckleitung P beaufschlagt. Da die Fläche F3 kleiner ist als die Fläche F1, ist die resultierende Kraftwirkung bei vernachlässigbarem Druck auf der Fläche F2 und bei vernachlässigbarer Federkraft der Feder 110 in Richtung Stellung a des Ventils 100. D. h., bei fehlendem Lastdruck am Steuereingang LS und bei vernachlässigbarer Federkraft der Feder 110 bewegt sich das Ventil 100 in Stellung a und das Ventil 100 steht in einer Umlaufstellung, bei der die Druckleitungen zu den Verbrauchern entlastet sind. Gleichzeitig wird über die Verbindung 140 in Stellung a der Staudruck in der Druckleitung P auf die Fläche F2 geleitet, wodurch der Anfangswiderstand stark verringert wird, um das Ventil 100 aus der Umlaufstellung a in den proportionalen Wegebereich zu bringen. Wurde der Schieber aus der Stellung a herausbewegt, z. B. durch Zuführen von Druck auf der Steuerleitung LS, bewegt sich das Ventil allmählich in Stellung b und die Verbindung in der Druckleitung P und der Druckbeaufschlagungsfläche F2 wird unterbrochen, so dass nur noch der Lastdruck am Steuereingang LS der Fläche F2 beaufschlagt wird.
  • D. h., das Ventil 100 weist zwei Empfindlichkeitsstufen auf. Solange sich das Ventil in der Nähe der Stellung a befindet und der Druck der Druckleitung P auf die Druckbeaufschlagungsfläche F2 geleitet wird, reagiert das Ventil 100 empfindlich auf geringere Druckänderungen des Differenzdruckes zwischen dem Druck in der Steuerleitung LS und der Druckleitung P. Sobald die Verbindung 140 unterbrochen ist, da der Steuerkolben sich in Richtung B bewegt hat, ist die Regelempfindlichkeit reduziert, da der Druck der Druckleitung P nicht mehr auf der Druckbeaufschlagungsfläche F2, die als Steuerfläche wirkt, liegt. Die Federkraft der Federkraft 110 dient dazu, den Anfangswiderstand zum Bewegen des Ventils von der Umlaufstellung A in den Regelbereich B weiter zu reduzieren. Insbesondere kann die Feder 110 dazu verwendet werden, Reibungskräfte zu kompensieren. Das Ventil bleibt jedoch auch ohne Feder 110 funktionsfähig.
  • Fig. 5 zeigt in einer besonderen Ausführungsform eine Realisierung des Dreiwegeventil 100, das schematisch in Fig. 4 gezeigt wurde. Fig. 5 zeigt mit dem Bezugszeichen 150 einen Ventilsitz mit einer zylinderförmigen Bohrung mit einem ersten Durchmesser, in der ein Steuerkolben 120 passend zu dem ersten Durchmesser beweglich in Längsrichtung zur Bohrung entlang einer Achse X (Symmetrielängsachse der Bohrung) angeordnet ist. Der Ventilsitz 150 weist weiterhin eine Eingangsbohrung E auf, die axial zur Achse X am entgegengesetzten Ende des Ventilsitzes 150 zur zylinderförmigen Bohrung ausgeführt ist, und die einen zweiten Durchmesser aufweist, der kleiner ist als der erste Durchmesser der zylinderförmigen Bohrung. Die Eingangsbohrung E ist so ausgeführt, dass sie an eine Druckleitung anschließbar ist. Der Ventilsitz 105 weist eine weitere Bohrung A auf, die radial zur zylinderförmigen Bohrung (zur Achse X) ausgeführt ist und die einen Durchgang durch die seitliche Ventilsitzwand bis zur zylinderförmigen Bohrung bildet. Die axiale Bohrung E mit dem zweiten Durchmesser bildet einen Durchgang durch eine Bodenfläche des Ventilsitzes 150 und trifft auf die zylinderförmige Bohrung. Auf dem Boden der zylinderförmigen Bohrung sitzt der Steuerkolben 120 auf. Die Aufsitzflächen zwischen dem Steuerkolben und dem Boden des Ventilsitzes 150 dienen als Abdichtung zwischen der Bohrung E und der Bohrung A. Speziell geformte Steuerkanten 200 am Boden des Steuerkolbens 120 sind so ausgebildet, dass sich die Querschnittsfläche des Durchgangs zwischen der Bohrung E und der Bohrung A kontinuierlich ändert, wenn sich der Steuerkolben 110 relativ zum Ventilsitz 150 in der zylinderförmigen Bohrung bewegt. Der Steuerkolben 120 weist eine zur Achse X axiale Bohrung auf, die in der in Fig. 5 gezeigten Darstellung nach oben offen ist, und in der eine Feder 110 eingesetzt ist. Am Boden des Steuerkolbens 120 ist weiterhin eine axial zur Achse X, die auch eine Kolbensymmetrieachse ist, gelegene Bohrung 130 ausgeführt, die eine Eingangskammer F1A an der Eingangsbohrung E mit einer Ventilkammer F3A, indem sich die Feder 110 befindet, miteinander verbindet. Ein Deckel 160 ist auf dem Ventilsitz 150 so aufgeschraubt, dass der Steuerkolben 120 in axialer Richtung zur Achse X um mindestens einen maximalen Bewegungshub H0 zum Öffnen und Schließen der Verbindung zwischen der Eingangsbohrung E und der Ausgangsbohrung A beweglich ist. Die Eingangsbohrung E definiert eine Fläche F1, über die der Steuerkolben 120 mit Druck beaufschlagt werden kann. Der Steuerkolben 120 weist entlang seiner Längsrichtung eine Stufe auf, oberhalb der sich der Durchmesser des Steuerkolbens 120 verringert. Die Fläche an der Stufe des Steuerkolbens 120 definiert eine zweite Druckfläche F2. Die Fläche an der Stirnseite des Teils des Steuerkolbens 120 mit dem geringeren Durchmesser definiert eine dritte Druckbeaufschlagungsfläche F3. Der Ventilsitz 150 ist so ausgebildet, dass er zusammen mit der Abstufung des Steuerkolbens 120 eine Kammer F2A bildet. An der Kammer F2A ist ein Steueranschluss LS zum Verbinden mit einem Lastdrucksteuerkreis (Load Sensing) vorgesehen. In dem Steuerkolben 120 befindet sich unterhalb der Stufe, die die Fläche F2 definiert, eine axiale Bohrung 140, die die Seitenwand des Steuerkolbens durchbricht.
  • Bewegt sich der Steuerkolben 120 in der in Fig. 5 gezeigten Darstellung nach oben, kommt die axiale Bohrung 140 bei etwa 84% der maximalen Hubhöhe H0 in Verbindung mit der Kammer F2A, so dass der Druck an der Eingangsbohrung E auf die zweite Druckbeaufschlagungsfläche F2 wirken kann. Das Ventil 100 ist nahe zu vollständig geöffnet und das Ventil weist dann eine erhöhte Empfindlichkeit auf Lastdruckänderungen auf, wie bereits in Verbindung mit Figur 4 beschrieben wurde.
  • Verschiedene Dichtungen 101 dichten die unterschiedlichen Teile des Ventils 100 zueinander und zu angrenzenden Gehäuse und Leitungsbauteilen ab. In der Fig. 5 ist das Ventil 100 so dargestellt, dass es z. B. als Einsteckventil verwendet werden kann. Fig. 5 zeigt auch noch einen Federteller 170, der an der Schraube 160 befestigt ist, und wodurch die Feder 110 am Ventilgehäuse fixiert wird. Mit einer Schraube 190 wird eine druckdichte Abdichtung 180 (Seal-Lock) des Ventilgehäuses bereitgestellt.
  • Fig. 5 zeigt eine konkrete Ausführung, mit der alle Funktionen, die in Verbindung mit Fig. 4 beschrieben wurden, realisiert werden können. Insbesondere weist das Ventil von Fig. 5 eine 2-stufige Charakteristik auf. Gleiche Bezugszeichen in den
  • Figuren 4 und 5 bedeutet, das diese Elemente die gleiche Funktion ausüben. Die Erläuterungen zu den Fig. 4 und 5 sind deshalb als sich gegenseitig ergänzend aufzufassen und können frei kombiniert werden.

Claims (12)

  1. Sitzventil (100) mit einem Steuerkolben (120) zur Unterbrechung einer Verbindung zwischen einem Eingang (E) und einem Ausgang (A), wobei der Eingang (E) zum Anschluss an eine Druckleitung (P) und der Ausgang (A) zum Anschluss an eine Leitung mit niedrigerem Druck als dem Druck in der Druckleitung (P) vorgesehen ist, wobei ein erster Druck der Druckleitung (P) auf eine erste Beaufschlagungsfläche (F1) des Steuerkolben (120) und wobei ein zweiter Druck in einer Steuerleitung (LS) auf eine zweite Beaufschlagungsfläche (F2) des Steuerkolbens (120) in entgegengesetzter Richtung zur Kraftwirkung auf die erste Beaufschlagungsfläche (F1) wirkt, und wobei die erste und zweite Beaufschlagungsfläche (F1, F2) unterschiedlich groß sind,
    dadurch gekennzeichnet, dass
    ein erster Kanal (130) im Sitzventil (100) vorgesehen ist, der den ersten Druck der Druckleitung (P) auf eine dritte Beaufschlagungsfläche (F3), die der ersten Beaufschlagungsfläche (F1) gegenüberliegt, lenkt, und dass
    ein zweiter Kanal (140) im Sitzventil (100) vorgesehen ist, der in einem offenen Zustand des Sitzventils (100) den ersten Druck aus der Druckleitung (P) auf die zweite Beaufschlagungsfläche (F2) lenkt.
  2. Sitzventil (100) nach Anspruch 1, worin die erste Beaufschlagungsfläche (F1) größer als die zweite Beaufschlagungsfläche (F2) ist.
  3. Sitzventil (100) nach Anspruch 1 oder 2, worin die erste Beaufschlagungsfläche (F1) größer als die dritte Beaufschlagungsfläche (F3) ist.
  4. Sitzventil (100) nach zumindest einem der Ansprüche 1 bis 3, worin der erste Kanal (130) und der zweite Kanal (140) in dem Steuerkolben (120) ausgebildet sind.
  5. Sitzventil (100) nach zumindest einem der Ansprüche 1 bis 4, worin Schließkanten (200) des Steuerkolbens (120) so ausgebildet sind, dass sich der Durchgangsquerschnitt zwischen Eingang (E) und Ausgang (A) in Abhängigkeit von einer Druckdifferenz zwischen dem ersten Druck der Druckleitung (P) und dem zweiten Druck in der Steuerleitung (LS) gemäß einer vorgegebenen Charakteristik kontinuierlich ändern kann.
  6. Sitzventil (100) nach zumindest einem der Ansprüche 4 bis 5, worin der erste Kanal (130) eine erste Bohrung durch Steuerkolben (120) parallel zu einer Bewegungsrichtung des Steuerkolbens (120) ist.
  7. Sitzventil (100) nach zumindest einem der Ansprüche 4 bis 6, worin der zweite Kanal (140) eine zweite Bohrung schräg oder senkrecht zur Bewegungsrichtung des Steuerkolbens (120) ist, die eine Seitenwand des Steuerkolbens (120) durchbricht.
  8. Sitzventil (100) nach zumindest einem der Ansprüche 4 bis 7, der Steuerkolben (120) durch eine Feder (110) in Schließrichtung vorgespannt ist.
  9. Sitzventil (100) nach Anspruch 8, worin die Federkraft der Feder (110) so ausgelegt ist, dass sie Reibungskräfte kompensiert.
  10. Sitzventil (100) nach zumindest einem der Ansprüche 1 bis 9, wobei die erste, zweite und dritte Beaufschlagungsfläche (F1, F2, F3) einer entsprechenden ersten, zweiten und dritten Druckkammer (F1A, F2A, F3A) im Innern des Sitzventil (100) zugeordnet sind, wobei die erste und dritte Druckkammer (F1A, F3A) fluidisch durch den ersten Kanal (130) miteinander verbunden sind.
  11. Sitzventil (100) nach Anspruch 10, worin die zweite Druckkammer (F2A) im Sitzventil (100) so angeordnet ist, dass sich der zweite Kanal (140) auf die zweite Druckkammer (F2A) zubewegt, wenn sich der Durchgang zwischen Eingang (E) und Ausgang (A) öffnet.
  12. Sitzventil (100) nach Anspruch 11, worin der zweite Kanal (140) im Steuerkolben (120) so angeordnet ist, dass er eine Verbindung zwischen der zweiten Druckkammer (F2A) und der ersten oder dritten Druckkammer (F1A, F3A) herstellt, wenn der Steuerkolben (120) mindestens 70 % der maximalen Hubbewegung in Öffnungsrichtung erreicht, wobei bei maximaler Hubbewegung der Durchgang zwischen Eingang (E) und Ausgang (A) vollständig geöffnet ist.
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