EP3992469A1 - Endlagengedämpfter arbeitszylinder - Google Patents

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Publication number
EP3992469A1
EP3992469A1 EP21000286.1A EP21000286A EP3992469A1 EP 3992469 A1 EP3992469 A1 EP 3992469A1 EP 21000286 A EP21000286 A EP 21000286A EP 3992469 A1 EP3992469 A1 EP 3992469A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
piston
piston ring
ring
damping
cylinder
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Pending
Application number
EP21000286.1A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Josef Bueter
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Buemach Engineering International BV
Original Assignee
Buemach Engineering International BV
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Buemach Engineering International BV filed Critical Buemach Engineering International BV
Publication of EP3992469A1 publication Critical patent/EP3992469A1/de
Pending legal-status Critical Current

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Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B15/00—Fluid-actuated devices for displacing a member from one position to another; Gearing associated therewith
    • F15B15/20—Other details, e.g. assembly with regulating devices
    • F15B15/22—Other details, e.g. assembly with regulating devices for accelerating or decelerating the stroke

Definitions

  • the invention relates to a working cylinder with end position damping and a high-precision damping behavior.
  • controlled hydraulic throttles are used in the inlets and outlets. In this way, the outflowing or inflowing volume flow of the working cylinder is throttled.
  • the throttling is controlled, for example, by electronic control systems as a function of the travel of the working cylinder. Disadvantages of this solution are a high design effort, the low robustness and a large hysteresis effect due to the inertia of the hydraulic system.
  • EP 0 949 422 B1 describes a solution as progressive throttling via a variable annular gap of a piston ring, which is arranged on the piston and at one end of the cylinder passes over the laterally arranged fluid connection and enters a conicity, where it encloses the fluid in a pressure chamber formed in this way.
  • the outflow of fluid is increasingly throttled at the end of the piston movement via an annular gap that becomes ever narrower. It is a very tried and tested solution, but technically demanding and requires great precision in setting the piston ring preload in order to define the damping zone.
  • the object of the invention is to show end position damping for a working cylinder, which provides high precision and easy adjustability of the damping characteristics and the damping path, is suitable for different types of cylinders, has a high level of robustness and operational reliability, is particularly low-wear and is simple and inexpensive to produce .
  • the working cylinder with end position damping has a cylinder and a piston unit as basic components, with a piston ring limiter being assigned to the piston unit according to the invention.
  • a generic cylinder has a cylinder tube, a first closure part and a second closure part, the cylinder tube having a first and a second cylinder tube end.
  • the first closure part is arranged at the first end of the cylinder tube and the second closure part is arranged at the second end of the cylinder tube.
  • the cylinder tube and the closure parts form a cylinder interior.
  • the closure parts are connected to the cylinder tube in a fluid-tight manner, for example welded or screwed. However, other joining methods for the connection are also possible.
  • the closure parts also form a axial limitation and define by their distance the working path of the piston unit of the working cylinder.
  • the cylinder has a damping zone in at least one end area.
  • the cylinder has at least one lateral pressure medium connection, which is associated with the damping zone and is spaced axially from an axial boundary of the cylinder interior.
  • the damping zone is defined by the distance between the pressure medium connection and the end stop in the closure part. Damping is understood to mean a force effect that develops over the displacement path of the piston unit in the damping zone and counteracts the movement and delays it.
  • the piston unit slides through the first closure part and forms at least one working space in the cylinder interior.
  • there may only be one working space in particular in the case of a plunger cylinder, but also, for example, two working spaces, in particular in the case of a differential cylinder or synchronous cylinder.
  • the piston unit is sealingly guided in a bore in the first closure part.
  • the piston unit can be designed, for example, as a plunger piston, as in a plunger cylinder, or as a unit made up of a piston and piston rod, as in a differential cylinder or double-rod cylinder.
  • the piston unit has a piston body which is guided in an axially displaceable manner by means of a guide in the cylinder interior.
  • the piston body can be, for example, the piston in a piston-piston rod assembly, a plunger piston or the piston rod.
  • the piston body has a circumferential inner annular groove on a radial outer lateral surface.
  • the piston unit also has a piston ring. This is located in the inner ring groove. It is resilient and has an annular gap.
  • the inner ring groove is sufficiently deep, so that the piston ring a reduction in circumference with a reduction in the annular gap opening can dip into the inner ring groove.
  • the piston unit is designed to overrun the pressure medium connection during an inward movement in the direction of the end position and to enclose a damping pressure medium volume in a damping zone space in the damping zone.
  • the piston unit During the retraction movement within the damping zone, the piston unit has a first operating state. During an extension movement within the damping zone, the piston unit has a second operating state. A third operating state occurs when there is a movement in the area outside the damping zone.
  • the piston ring In the first and the second operating state, the piston ring rests with its outer lateral surface against the inner wall of the cylinder and blocks a flow of pressure medium between the outer lateral surface and the inner wall of the cylinder. All wall sections of the cylinder that are opposite the outer lateral surface of the piston ring are understood to be the cylinder inner wall. This can involve both sections of the cylinder tube and the closure parts.
  • the annular gap is also designed for an inflow of a pressure medium into the damping zone space.
  • the inflow occurs when pressure is applied to the pressure medium via the annular gap or preferably via the release of a bypass.
  • the pressure medium can flow into the damping chamber much more quickly via an optional bypass than via the annular gap, thus avoiding damping of the extension movement, which is usually not desired.
  • the working cylinder with end position damping according to the invention is characterized in particular in that the piston unit has a piston ring limiter.
  • This is designed to limit a spring deflection of the piston ring in a relaxation direction and to set the piston ring in a prestressed position.
  • the piston ring is resilient. It is thus designed to assume a working position in the first operating state and in the second operating state and to bear resiliently against the cylinder inner wall in the damping zone. In the working position, the piston ring is under tension and is compressed against its spring direction by the inner wall of the cylinder.
  • the piston ring is also designed to assume a prestressed position in the third operating state.
  • a prestressed position in the context of the present invention is understood to mean that the expansion of the piston ring is not limited by the inner wall of the cylinder but by another means, with the spring tension of the piston ring being less in the prestressed position than in the working position.
  • the piston ring is set to an exactly definable outer diameter by the preload position, undefined starting areas of the attenuation bypassed. Rather, the axial starting position of the damping is precisely defined by the limited expansion diameter of the piston ring in conjunction with the axial progression of the inner diameter of the cylinder.
  • the piston ring When the axial position is reached, in which the outer diameter of the piston ring in its prestressed position corresponds to the cylinder inner diameter in the area of the conicity, the piston ring does not start with a spring force of zero, as in the prior art, but with a definable spring force and ensures so already from this axial point on a spring-loaded tight fit to the inner wall of the cylinder.
  • the spring force can be determined by the spring constant and the position of the prestressing layer in relation to the spring deflection of the piston ring.
  • the damping zone can advantageously be made structurally shorter.
  • the piston ring limiter is designed as a radial piston ring limiter.
  • a radial piston ring limiter is understood to mean that the widening is limited by a radial definition of the preload position. This means that the maximum radial distance between the outer surface area of the piston ring and the main longitudinal axis of the piston is specified.
  • the piston ring has a base flange and a piston ring limiter.
  • the base flange provides a radial annular surface set back from an outer lateral surface.
  • the piston ring has a stepped outer contour, with the radial ring surface of the base flange section having a smaller outer diameter than the outer ring surface of the main section.
  • the radial piston ring limiter is designed as a hold-down ring. For this purpose, it has a radial overlapping surface.
  • the radial overlapping surface limits a radial expansion of the piston ring by means of a radial form fit with the radial ring surface of the piston.
  • the piston ring limiter is designed as a circumferential limiter.
  • This circumference limiter can be designed as an additional shaped element on the piston rod or as an additional component.
  • the molding or component may be formed of a continuous or split shape. The circumferential limiter absorbs the tangential tensile forces in the area of the annular gap due to the spring action and thus limits the expansion of the annular gap.
  • the piston ring which is limited in expansion in this way, has the advantage of compensating for play when entering the damping zone. Any manufacturing tolerances in the synchronism between the piston unit and the cylinder tube can be compensated for in this way. Furthermore, there is a defined starting point for the damping due to the piston ring diameter, which always remains the same in the preload position and is limited in circumference. The start-up zone of the damping is clearly defined in its characteristic by the specified piston ring gap
  • the piston ring has a tension connection on the piston ring gap, which is designed to limit an opening width of the piston ring gap.
  • the tangential expansion of the piston ring is limited to a certain amount with a tension element.
  • the tension element can be designed in the form of a tie rod, but also in another form.
  • the circumference limiter is formed by two shaped pins which engage in two axial elongated holes in the piston ring on both sides of the piston ring gap.
  • the piston ring limiter is designed as a tangentially acting expansion limiter.
  • the expansion limiter is formed as an arrangement of two mold pins.
  • the piston ring has two elongated holes in the axial direction on both sides of the piston ring gap.
  • the piston body has two axial bores and is designed to accommodate the form pins in the two bores Have bores of the piston body and the slots of the piston ring overlapping positions.
  • This design of the deflection limiter is also referred to below as a pin lock.
  • the pin lock has the advantage that a tangentially acting widening limitation determines a maximum opening width of the annular gap particularly precisely and at the same time a radial and rotational positional relationship between the piston ring and the piston can also be defined.
  • the piston ring has a tensile connection at the piston ring gap. This is designed to limit the opening width of the piston ring gap.
  • the piston body has a piston base body. This is guided in an axially displaceable manner by means of a guide in the cylinder interior.
  • the piston base body has at least one annular body. This has a circumferential inner ring groove on a radial outer lateral surface, the piston ring being arranged in the inner ring groove and the piston ring resting resiliently against the inner wall of the cylinder.
  • the piston ring has a piston ring gap.
  • the ring body accommodates a guide pin of the piston base body in a ring opening, with an annular gap being formed between a radial inner lateral surface of the ring body and the guide pin.
  • the annular body has an axial and a radial play of movement relative to the piston body.
  • the annular body has an axial annular surface on the piston base body side. Matching this, the piston base body has an opposite axial mating ring surface on the ring body side.
  • the piston body is designed such that, in the first operating state, the axial annular surface on the piston base body side and the axial mating annular surface on the annular body side rest against one another and form a sealing plane.
  • the axial ring surface on the piston base body side and the axial mating ring surface on the ring body side have an axial gap relative to one another.
  • the axial gap and the annular gap form a pressure medium inflow channel.
  • the pressure medium channel is designed for an inflow of pressure medium into the damping zone space.
  • the piston ring gap can thus be overflown via a bypass. As a result, an undamped extension movement of the piston unit out of the damping zone is possible. This ensures a quick extension movement of the cylinder at the beginning of the movement.
  • the cylinder has a further damping zone in a further end region axially opposite the end region.
  • the further damping zone is designed in the same way as the damping zone, so that all of the description content for the damping zone, in particular for the axially spaced lateral pressure medium connection, for the piston ring with piston ring limiter and for the operating states also apply to the further damping zone in a corresponding manner.
  • the working cylinder is designed as a working cylinder that is damped in both end positions.
  • the figure 1 shows an embodiment of the working cylinder 1, which is designed here as a double-sided damped differential cylinder, as a sectional view. Shown is the cylinder tube 3 with the two closure parts 6, 7, the first closure part 6 being the base closure part and the second closure part 7 being the guide closure part. Piston unit 2 is guided in it.
  • the working space 10 is located within the cylinder interior 8, the working space 10 being present here as a piston bottom space 10.1 and as a piston rod space 10.2.
  • the damping zone 9 is introduced in the closure parts 6, 7 at the cylinder tube ends 4, 5, the damping zone 9 is introduced.
  • the parts required for end position cushioning are placed in cushioning zone 9.
  • a piston ring limiter 14 is mounted to position the piston ring 11 and to limit it radially from springing out.
  • the pressure medium for the working movement of the piston unit 2 is supplied via the pressure medium connection 16 for the extension movement and via the further pressure medium connection 16.1 for the retraction movement. Due to the serial activation of the pressure medium connections 16, 16.1, the piston unit 2 moves linearly alternating in the axial direction in the cylinder tube 3.
  • the piston unit 2 has a piston rod which passes through the second closure part 7, here as a guide closure part. Furthermore, the piston unit 2 has a guide piston which guides the piston unit 2 radially in the cylinder tube 3 . The seal of the guide piston separates the two working spaces 10.1, 10.2, ie the piston head space 10.1 and the piston rod space 10.2, from one another.
  • the piston unit 2 has an annular body 25 that can be displaced axially with respect to the piston rod.
  • the piston rod forms the basic piston body.
  • the inner ring groove 13 which accommodates the piston ring 14 , is arranged in the ring body 25 .
  • the ring body is arranged on the piston.
  • the piston forms the main body of the piston.
  • the figure 2 1 shows the damping zone 9 of the cylinder 1 in a detailed sectional view.
  • the piston ring 14 is received by the ring body 25 .
  • the ring body 25 is coupled to the piston rod with a slight axial and radial play.
  • the piston ring 14 rests in the end position with its outer lateral surface resiliently against the inner wall in the damping zone 9 and is thus in the working position in the first and second operating state.
  • the ring body 25 also accommodates the piston ring limiter 17, which in this embodiment is designed as a radial piston ring limiter. If the piston ring 14 in the third operating state outside of the Damping zone is, it is limited by the piston ring limiter 17 in its radial deflection and at the same time radially positioned and centered. At the same time, in the present exemplary embodiment, the piston ring 14 is also fixed on one side in its axial position by the piston ring limiter 17 .
  • the annular body 25 is guided on a guide pin 28 with axial and radial movement.
  • the guide pin 28 is a section of the piston rod of the piston unit 2.
  • the axial annular surface 27 of the annular body 25 on the piston base body side and the mating annular surface 22 of the piston base body, here the piston rod, are opposite and form the sealing plane 21.
  • the annular body 25 is pressed axially against the mating ring surface 22 by the overpressure in the damping pressure medium volume compared to the pressure medium connection 16, so that the sealing plane seals and the pressure medium can only pass via the piston ring gap.
  • the pressure conditions are reversed and an axial annular gap opens between the axial annular surface 27 and the mating annular surface 22.
  • the pressure medium can also flow as a bypass into the damping chamber via the overflow channel (no reference number), see above that an undesired extension damping is avoided.
  • the figure 3 shows the piston ring 14 and the piston ring limiter 17 in a schematic oblique representation.
  • the piston ring limiter 17 is designed as a radial piston ring limiter.
  • a base flange 14a is formed on the piston ring 14 .
  • This has a radial annular surface 18 towards the outside in the radial direction.
  • the piston ring limiter 17 has a radial overlap ring surface 19 .
  • the radial annular surface 18 of the piston ring 14 rests against this in the spring-open state. The spring deflection of the piston ring 14 is thus limited.
  • the sealing plane 21 seals the pressure medium from the damping zone space to the rest of the piston head space 10.1 onwards. As a result, a defined overflow of the pressure medium is only ensured through the piston ring gap 15 .
  • the figure 4 shows a further variant of the expansion limitation of the piston ring 14 in the form of a pin lock in detail in a schematic sectional view.
  • the piston limiter 17 is designed as a circumferential limiter.
  • the piston ring 14 is prevented from springing open radially by two axially arranged shaped pins 23 .
  • the two shaped pins 23 are positioned in the annular body 25 in two axial bores 24 in an annular shoulder. The axial movement of the piston ring 14 is blocked by the inner ring groove 13 .
  • Another locking ring secures the shaped pins 23 axially with a positive fit.
  • the figure 5 shows in a detailed oblique view the geometric design of the piston ring 14 in the embodiment as a pin lock. It's about the in figure 4 illustrated embodiment.
  • the shaped pins 23 engage in two oblong holes placed opposite one another on the circumference of the piston ring 14 at the piston ring gap 15 and thus define the maximum spring-opening travel of the piston ring 14 in the circumferential direction. In this way, the piston ring gap 15 is defined in its maximum opening gap and the maximum overflowing volume flow of the pressure medium is determined.
  • a further embodiment variant of the piston ring 14 is shown as a schematic oblique view as a detailed view.
  • the circumference and thus at the same time the radial spring-opening travel of the piston ring 14 is limited by the tension connector 20 in this variant.
  • the pull connector 20 has a limiting effect on the circumferential expansion of the piston ring 14.
  • two slots are provided on the circumference in the axial direction.
  • the elongated holes are open with an opening in the circumferential direction.
  • the tension connection 20 is inserted in the form of a tie rod after assembly. So the annular gap is 15 in limited to its maximum opening width.
  • the piston ring gap 15 thus has a defined gap that enables a determinable volume flow of the pressure medium for the damping.
  • figure 7 shows schematically the effect of the piston ring limiter 17 on the force-spring travel relationship.
  • the spring deflection s is plotted on the abscissa axis, with a relaxation position present without the piston ring limiter 17 lying at the origin of the coordinates.
  • the piston ring 14 is maximally deflected and the piston ring gap 15 is largest.
  • S max the piston ring gap 15 is closed and the piston ring 14 is maximally tensioned.
  • the force F is entered on the ordinate axis.
  • the spring deflection s of the piston ring 14 is limited in the direction of the relaxation position by the piston ring limiter 17 at the point s v .
  • the bias condition is in the third regime.
  • the piston ring 14 rests against the piston ring limiter with the force F v . If the piston ring 14 comes into sliding contact with the inner wall of the cylinder during an entry movement into the damping zone and continues to deform on the spring deflection from point s v in the direction of s max , in contrast to the prior art, this is already in contact with the piston ring limiter 17 from the beginning of the damping predefined force F v on the inner wall of the cylinder.
  • the piston ring 14 is compressed more and more in the spring deflection range between points s v and s max , so that the force F continues to increase from point F v to point F max .
  • the area between the point s v and s max or between the point F v and F max corresponds to the first operating state with a course in the direction s max or F max and the second operating state with a course in the opposite direction.

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Abstract

Die Erfindung betrifft einen endlagengedämpften Arbeitszylinder der in mindestens einem Endbereich eine Dämpfungszone aufweist, wobei ein Druckmittelanschluss der Dämpfungszone zugeordnet ist und von einer axialen Begrenzung des Zylinderinnenraums axial beabstandet ist, wobei eine Kolbeneinheit einen Kolbenkörper, einen federnd ausgebildeten Kolbenring mit einem Kolbenringspalt und einen Kolbenringbegrenzer aufweist, wobei die Kolbeneinheit ausgebildet ist, bei einer Einfahrbewegung in die Dämpfungszone den Druckmittelanschluss mit dem Kolbenring axial zu überfahren und in der Dämpfungszone ein Dämpfungsdruckmittelvolumen in einem Dämpfungszonenraum einzuschließen und wobei dabei ein Überdruck des Dämpfungsdruckmittelvolumens gegenüber dem Druckmittelanschluss vorliegt und der Kolbenringspalt für einen gedrosselten Abstrom des Dämpfungsdruckmittelvolumens ausgebildet ist, sowie wobei der Kolbenringbegrenzer ausgebildet ist, außerhalb der Dämpfungszone einen Federweg des Kolbenrings in einer Entspannungsrichtung zu begrenzen und den Kolbenring in einer Vorspannungslage festzulegen.

Description

  • Die Erfindung betrifft einen endlagengedämpften Arbeitszylinder mit einem hochpräzisen Dämpfungsverhalten.
  • Der Stand der Technik beschreibt Lösungen für Endlagendämpfungen in verschiedenen Varianten.
  • Zum einen werden gesteuerte hydraulische Drosseln in den Zu- und Abgängen eingesetzt. So wird der abströmende oder einströmende Volumenstrom des Arbeitszylinders gedrosselt. Die Drosselung wird beispielsweise durch elektronische Steuerungssysteme als Abhängigkeit vom Weg des Arbeitszylinders gesteuert. Nachteile dieser Lösung sind ein hoher konstruktiver Aufwand, die geringe Robustheit sowie einer großer Hysterese-Effekt aufgrund der Trägheit des hydraulischen Systems.
  • Ferner sind Lösungen bekannt, bei denen die Kolbenbewegung unmittelbar selbst genutzt wird, um eine Volumenstromdrosselung des Hydraulikfluids im Inneren des Zylinders zu bewirken.
  • So ist aus EP 0779 435 B1 eine Lösung insbesondere für Plungerzylinder bekannt, bei der der Kolben einen zylindrischen bodenseitigen Raum und das bodenseitige Zylinderverschlussteil einen korrespondierenden Dorn aufweist. In der Endlage fährt der Kolben auf den Dorn zu und nimmt diesen in dem bodenseitigen Raum auf. Zwischen dem Dorn und dem bodenseitigen Raum bildet sich an der Wandung ein Ringspalt, über den das in dem bodenseitigen Raum eingeschlossene und durch den Dorn zu verdrängende Fluidvolumen gedrosselt abströmt und so die Kolbenbewegung abbremst. Diese Lösung hat sich bewährt, kann aber nicht angewandt werden, soweit der Bauraum keine Ausbildung eines bodenseitigen Raums zulässt.
  • EP 0 949 422 B1 beschreibt eine Lösung als progressive Drosselung über einen veränderlichen Ringspalt eines Kolbenrings, der an dem Kolben angeordnet ist und an einem Zylinderende den seitlich angeordneten Fluidanschluss überfährt sowie in eine Konizität einfährt und dort das Fluid in einem so gebildeten Druckraum einschließt. Damit wird der Fluidabstrom über einen sich immer weiter einengenden Ringspalt am Ende der Kolbenbewegung zunehmend gedrosselt. Es handelt sich um eine sehr bewährte Lösung, die jedoch technisch anspruchsvoll eine hohe Präzision bei der Festlegung der Vorspannung des Kolbenrings erfordert, um die Dämpfungszone zu definieren.
  • Die Aufgabe der Erfindung ist es, eine Endlagendämpfung für einen Arbeitszylinder aufzuzeigen, welche eine hohe Präzision und leichte Einstellbarkeit der Dämpfungscharakteristik sowie des Dämpfungsweges bereitstellt, für unterschiedliche Zylinderbauarten geeignet ist, eine hohe Robustheit und Betriebssicherheit aufweist, besonders verschleißarm ist sowie einfach und kostengünstig herstellbar ist.
  • Die Aufgabe wird durch die im Patentanspruch 1 aufgeführten Merkmale gelöst. Bevorzugte Weiterbildungen ergeben sich aus den Unteransprüchen.
  • Der endlagengedämpfte Arbeitszylinder weist als Grundkomponenten einen Zylinder und eine Kolbeneinheit auf, wobei der Kolbeneinheit erfindungsgemäß ein Kolbenringbegrenzer zugeordnet ist.
  • Ein gattungsgemäßer Zylinder weist ein Zylinderrohr, ein erstes Verschlussteil, sowie ein zweites Verschlussteil auf, wobei das Zylinderrohr ein erstes und ein zweites Zylinderrohrende aufweist. Das erste Verschlussteil ist an dem ersten Zylinderrohrende und das zweite Verschlussteil ist an dem zweiten Zylinderrohrende angeordnet. Das Zylinderrohr und die Verschlussteile bilden einen Zylinderinnenraum aus. Hierfür werden die Verschlussteile mit dem Zylinderrohr druckmitteldicht verbunden, beispielsweise verschweißt oder verschraubt. Es sind aber auch andere Fügeverfahren zur Verbindung möglich. Die Verschlussteile bilden zudem eine axiale Begrenzung und definieren durch deren Abstand den Arbeitsweg der Kolbeneinheit des Arbeitszylinders.
  • Weiterhin weist der Zylinder erfindungsgemäß in mindestens einem Endbereich eine Dämpfungszone auf. Zur hydraulischen Betätigung weist der Zylinder mindestens einen seitlichen angeordneten Druckmittelanschluss auf, wobei dieser der Dämpfungszone zugeordnet ist und von einer axialen Begrenzung des Zylinderinnenraums axial beabstandet ist. Die Dämpfungszone wird durch den Abstand zwischen dem Druckmittelanschluss und dem Endanschlag im Verschlussteil definiert. Als Dämpfung wird eine, sich über den Verfahrweg der Kolbeneinheit in der Dämpfungszone ausbildende, der Bewegung entgegenwirkende und diese verzögernde Kraftwirkung verstanden.
  • Die Kolbeneinheit durchsetzt gleitend das erste Verschlussteil und bildet in dem Zylinderinnenraum mindestens einen Arbeitsraum aus. Es kann sich beispielsweise um lediglich einen Arbeitsraum, insbesondere bei einem Plungerzylinder, aber auch beispielsweise um zwei Arbeitsräume, insbesondere bei einem Differenzialzylinder oder Gleichgangzylinder, handeln. Die Kolbeneinheit wird in einer Bohrung in dem ersten Verschlussteil dichtend geführt. Die Kolbeneinheit kann je nach Bauart des Arbeitszylinders beispielsweise als ein Tauchkolben, wie bei einem Plungerzylinder, oder als eine Einheit aus Kolben und Kolbenstange, wie bei einem Differenzialzylinder oder Gleichgangzylinder, ausgebildet sein.
  • Die Kolbeneinheit weist einen Kolbenkörper auf, der mittels einer Führung in dem Zylinderinnenraum axial verschieblich geführt wird. Bei dem Kolbenkörper kann es sich beispielsweise um den Kolben bei einer Kolben-Kolbenstangen-Baugruppe, um einen Tauchkolben oder auch um die Kolbenstange handeln. Erfindungsgemäß weist der Kolbenkörper auf einer radialen Außenmantelfläche eine umlaufende Innenringnut auf.
  • Weiterhin weist die Kolbeneinheit auch einen Kolbenring auf. Dieser ist in der Innenringnut angeordnet. Er ist federnd ausgebildet und weist einen Ringspalt auf. Hierfür ist die Innenringnut ausreichend tief ausgebildet, sodass der Kolbenring bei einer Umfangsreduzierung unter Reduzierung der Ringspaltöffnung in die Innenringnut eintauchen kann.
  • Erfindungsgemäß ist die Kolbeneinheit ausgebildet, bei einer Einfahrbewegung in Richtung Endlage den Druckmittelanschluss zu überfahren und in der Dämpfungszone ein Dämpfungsdruckmittelvolumen in einem Dämpfungszonenraum einzuschließen.
  • Während der Einfahrbewegung innerhalb der Dämpfungszone weist die Kolbeneinheit einen ersten Betriebszustand auf. Bei einer Ausfahrbewegung innerhalb der Dämpfungszone weist die Kolbeneinheit einen zweiten Betriebszustand auf. Bei einer Bewegung im Bereich außerhalb der Dämpfungszone liegt ein dritter Betriebszustand vor.
  • In dem ersten und dem zweiten Betriebszustand liegt der Kolbenring mit seiner Außenmantelfläche an der Zylinderinnenwandung an und versperrt einen Druckmittelstrom zwischen der Außenmantelfläche und der Zylinderinnenwandung. Als Zylinderinnenwandung werden alle Wandungsabschnitte des Zylinders verstanden, die der Außenmantelfläche des Kolbenrings gegenüberliegen. Es kann sich dabei sowohl um Abschnitte des Zylinderrohrs als auch der Verschlussteile handeln.
  • In dem ersten Betriebszustand liegt ein Überdruck des Dämpfungsdruckmittelvolumens gegenüber dem Druckmittelanschluss vor und der Ringspalt des Kolbenrings ist für einen gedrosselten Abstrom des Dämpfungsdruckmittelvolumens ausgebildet. Durch den Ringspalt wird ein definierter Überstromkanal für das Druckmedium gebildet. Durch den Querschnitt des Kolbenringspalts wird der Druckverlust und somit der Volumenstrom des Druckmediums geregelt.
  • In dem zweiten Betriebszustand liegt ein Überdruck des Druckmittelanschlusses gegenüber dem Dämpfungsmittelvolumen vor. Der Ringspalt ist zudem für einen Zustrom eines Druckmittels in den Dämpfungszonenraum ausgebildet. Der Zustrom erfolgt bei Druckbeaufschlagung des Druckmittels über den Ringspalt oder vorzugsweise über die Freigabe eines Bypasses. Über einen optionalen Bypass kann das Druckmedium wesentlich schneller in den Dämpfungsraum einströmen als über den Ringspalt und so eine in der Regel nicht gewünschte Dämpfung der Ausfahrbewegung vermieden werden.
  • Der erfindungsgemäße endlagengedämpfte Arbeitszylinder ist insbesondere dadurch gekennzeichnet, dass die Kolbeneinheit einen Kolbenringbegrenzer aufweist.
  • Dieser ist dazu ausgebildet, einen Federweg des Kolbenrings in einer Entspannungsrichtung zu begrenzen und den Kolbenring in einer Vorspannungslage festzulegen.
  • Dem liegt zu Grunde, dass der Kolbenring federnd ausgebildet ist. Damit ist dieser ausgebildet, in dem ersten Betriebszustand und in dem zweiten Betriebszustand eine Arbeitslage einzunehmen und federnd an der Zylinderinnenwandung in der Dämpfungszone anzuliegen. In der Arbeitslage ist der Kolbenring gespannt und wird durch die Zylinderinnenwandung gegen seine Federrichtung zusammengedrückt.
  • Erfindungsgemäß ist der Kolbenring zudem in dem dritten Betriebszustand ausgebildet, eine Vorspannungslage einzunehmen.
  • Als Vorspannungslage im Sinne der vorliegenden Erfindung wird verstanden, dass der Kolbenring in seiner Aufweitung nicht durch die Zylinderinnenwandung, sondern durch ein anderes Mittel begrenzt wird, wobei die Federspannung des Kolbenrings in der Vorspannungslage geringer ist als in der Arbeitslage.
  • Es wurde damit überraschend eine Lösung gefunden, die Dämpfungseigenschaften gegenüber dem Stand der Technik wesentlich zu verbessern.
  • Da der Kolbenring durch die Vorspanungslage auf einen exakt definierbaren Außendurchmesser festgelegt ist, werden undefinierten Anfahrbereiche der Dämpfung umgangen. Vielmehr ist die axiale Startposition der Dämpfung durch den begrenzten Aufweitungsdurchmesser des Kolbenrings in Verbindung mit dem axialen Verlauf des Zylinderinnendurchmessers exakt definiert.
  • Mit dem Erreichen der axialen Position, in der der Außendurchmesser des Kolbenrings in seiner Vorspannungslage dem Zylinderinnendurchmesser im Bereich der Konizität entspricht, legt sich der Kolbenring nicht wie bei dem Stand der Technik mit einer Federkraft von Null beginnend, sondern mit einer festlegbaren Federkraft an und gewährleistet so bereits von diesem axialen Punkt an ein federbelastet dichtes Anliegen an die Zylinderinnenwandung. Die Federkraft ist dabei durch die Federkonstante und die Lage der Vorspannungslage bezogen auf den Federweg des Kolbenrings festlegbar.
  • Auf diese Weise kann die Dämpfungszone vorteilhaft konstruktiv kürzer ausgebildet werden.
  • Weiterhin besteht der Vorteil, dass der Kolbenring außerhalb der Dämpfungszone nicht an der Zylinderinnenwandung schleift, so dass insoweit ein Verschleiß vermieden wird.
  • Zudem werden das Verkanten oder ein zunächst einseitiges Anlegen des Kolbenrings an die Zylinderinnenwandung vermieden, da der Kolbenring durch den Kolbenringbegrenzer vorzugsweise radial zentriert wird. Temporäre parasitäre Druckmittelströme durch undefinierte Ringspalten sind so ausgeschlossen.
  • Die grundlegenden Vorteile dieser erfindungsgemäßen Lösung sind demnach die präzise steuerbare Dämpfung und die besser definierten Arbeitspunkte. Insbesondere der Arbeitspunkt am Beginn der Dämpfung und der Arbeitspunkt am Wiederanfahren der Umkehrbewegung der Kolbeneinheit können exakt eingestellt werden.
  • Gemäß einer erfindungsgemäßen Weiterbildung ist der Kolbenringbegrenzer als radialer Kolbenringbegrenzer ausgebildet.
  • Als radialer Kolbenringbegrenzer wird verstanden, dass durch eine radiale Festlegung der Vorspannungslage die Aufweitung begrenzt wird. Dies bedeutet, dass die maximale radiale Entfernung der Außenmantelfläche des Kolbenrings zu der Hauptlängsachse des Kolbens festgelegt wird.
  • Gemäß einer hierauf beruhenden erfindungsgemäßen Weiterbildung der radialen Aufweitungsbegrenzung weist der Kolbenring einen Fußflansch und einen Kolbenringbegrenzer auf.
  • Der Fußflansch stellt eine gegenüber einer äußeren Mantelfläche zurückgesetzte radiale Ringfläche bereit. Der Kolbenring hat auf diese Weise eine gestufte Außenkontur, wobei die radiale Ringfläche des Fußflanschabschnitts einen kleineren Außendurchmesser als die äußere Ringfläche des Hauptabschnitts aufweist.
  • Der radiale Kolbenringbegrenzer ist als ein Niederhalterring ausgebildet. Hierfür weist dieser eine radiale Übergreifungsfläche auf. Die radiale Übergreifungsfläche begrenzt, mittels eines radialen Formschlusses mit der radialen Ringfläche des Kolbens, eine radiale Aufweitung des Kolbenrings.
  • Durch diese erfindungsgemäße Weiterbildung erhält der Kolbenring nicht nur eine Aufweitungsbegrenzung, sondern mit demselben und zudem einfachen und störunanfälligen konstruktiven Mittel eine zusätzliche Zentrierung relativ zu der Kolbeneinheit. Dadurch ist die Anfahrposition des Kolbenrings bei einem Einfahren in die Dämpfungszone exakt bestimmt. Ein Verkanten oder eine undefinierte Abdichtung des Kolbenrings gegenüber dem Druckmedium sind ausgeschlossen. Der Volumenstrom durch den Kolbenringspalt ist ab der axial genau bestimmbaren Startposition der Dämpfung immer exakt definiert.
  • Gemäß einer weiteren vorteilhaften Weiterbildung ist der Kolbenringbegrenzer als Umfangsbegrenzer ausgebildet.
  • Hierbei handelt es sich um eine alternative Weiterbildung zu einer radialen Aufweitungsbegrenzung.
  • Dieser Umfangsbegrenzer kann als zusätzliches Formelement an der Kolbenstange oder als weiteres Bauteil ausgeführt sein. Das Formteil oder Bauelement kann zudem aus einer durchgehenden oder geteilten Form ausgebildet sein. Der Umfangsbegrenzer nimmt die durch die Federwirkung bestehenden tangentialen Zugkräfte im Bereich des Ringspalts auf und begrenzt so die Aufweitung des Ringspalts.
  • Der so in der Aufweitung begrenzte Kolbenring weist den Vorteil eines Spielausgleichs beim Einfahren in die Dämpfungszone auf. Eventuelle Fertigungstoleranzen beim Gleichlauf zwischen Kolbeneinheit und Zylinderrohr können so ausgeglichen werden. Ferner ist ein definierter Anfahrpunkt der Dämpfung aufgrund des in der Vorspannungslage immer gleichbleibenden, umfangsbegrenzten Kolbenringdurchmessers gegeben. Die Anfahrzone der Dämpfung ist in seiner Kennlinie durch den vorgegebenen Kolbenringspalt klar definiert
  • Gemäß einer nächsten vorteilhaften Weiterbildung weist der Kolbenring an den Kolbenringspalt eine Zugverbindung auf die ausgebildet ist, eine Öffnungsweite des Kolbenringspalts zu begrenzen.
  • Dazu wird mit einem Zugelement die tangentiale Aufweitung des Kolbenrings auf ein bestimmtes Maß begrenzt. Das Zugelement kann in Form eines Zugankers, aber auch in anderer Form ausgeführt sein.
  • Entsprechend einer fortführenden Weiterbildung ist der Umfangsbegrenzer durch zwei Formstifte ausgebildet, die in zwei axiale Langlöcher des Kolbenrings beidseits des Kolbenringspalts eingreifen.
  • Hierbei ist der Kolbenringbegrenzer als tangential wirkender Aufweitungsbegrenzer ausgebildet. Der Aufweitungsbegrenzer ist als eine Anordnung zweiter Formstifte ausgebildet. Der Kolbenring weist zwei Langlöcher in axialer Richtung beidseits des Kolbenringspalts auf. Der Kolbengrundkörper weist zwei axiale Bohrungen auf und ist ausgebildet, die Formstifte in den zwei Bohrungen aufzunehmen wobei die Bohrungen des Kolbengrundkörpers und die Langlöcher des Kolbenrings überdeckende Positionen aufweisen. Diese Bauform der Auffederungsbegrenzung wird nachfolgend auch als Stiftschloss bezeichnet.
  • Das Stiftschloss weist den Vorteil auf, dass eine tangential wirkende Aufweitungsbegrenzung eine maximale Öffnungsweite des Ringspalts besonders exakt festlegt und zugleich auch eine radiale und rotatorische Lagebeziehung zwischen Kolbenring und Kolben festlegbar ist.
  • Gemäß einer anderen vorteilhaften Weiterbildung weist der Kolbenring an dem Kolbenringspalt eine Zugverbindung auf. Diese ist ausgebildet, eine Öffnungsweite des Kolbenringspalts zu begrenzen.
  • Gemäß einer anderen vorteilhaften Weiterbildung weist der Kolbenkörper einen Kolbengrundkörper auf. Dieser wird mittels einer Führung in dem Zylinderinnenraum axial verschieblich geführt. Zudem weist der Kolbengrundkörper mindestens einen Ringkörper auf. Dieser weist auf einer radialen Außenmantelfläche eine umlaufende Innenringnut auf, wobei in der Innenringnut der Kolbenring angeordnet ist und wobei der Kolbenring federnd an der Zylinderinnenwandung anliegt. Zudem weist der Kolbenring einen Kolbenringspalt auf.
  • Der Ringkörper nimmt in einer Ringöffnung einen Führungszapfen des Kolbengrundkörpers auf, wobei zwischen einer radialen Innenmantelfläche des Ringkörpers und dem Führungszapfen ein Ringspalt ausgebildet ist. Dazu weist der Ringkörper gegenüber dem Kolbengrundkörper ein axiales und ein radiales Bewegungsspiel auf. Außerdem weist der Ringkörper eine kolbengrundkörperseitige axiale Ringfläche auf. Dazu passend weist der Kolbengrundkörper gegenüberliegend eine ringkörperseitige axiale Gegenringfläche auf.
  • Demzufolge ist der Kolbenkörper ausgebildet, dass in dem ersten Betriebszustand die kolbengrundkörperseitige axiale Ringfläche und die ringkörperseitige axiale Gegenringfläche einander anliegen und eine Dichtebene ausbilden.
  • So wird die druckfeste Abdichtung der Druckmittel zwischen dem Arbeitsraum und dem Dämpfungszonenraum erreicht. Lediglich ein Überströmen des Kolbenringspalts als Druckausgleich ist möglich. Durch die Drosselung des Druckmediums über den Querschnitt des Kolbenringspalts wird durch Umwandeln der Bewegungsenergie in Dissipationsenergie eine Dämpfung erreicht.
  • In dem zweiten Betriebszustand weisen die kolbengrundkörperseitige axiale Ringfläche und die ringkörperseitige axiale Gegenringfläche zueinander einen axialen Spalt auf. Der axiale Spalt und der Ringspalt bilden einen Druckmitteleinströmkanal aus. Der Druckmittelkanal ist für einen Zustrom des Druckmittels in den Dämpfungszonenraum ausgebildet. Der Kolbenringspalt kann somit über einen Bypass überströmt werden. Dadurch ist eine ungedämpfte Ausfahrbewegung der Kolbeneinheit aus der Dämpfungszone möglich. Dies gewährleistet eine schnelle Ausfahrbewegung des Zylinders am Beginn der Bewegung.
  • Gemäß einer nächsten vorteilhaften Weiterbildung weist der Zylinder in einem dem Endbereich axial gegenüberliegenden weiteren Endbereich eine weitere Dämpfungszone auf.
  • Die weitere Dämpfungszone ist in gleicher Weise wie die Dämpfungszone ausgebildet, so dass alle Beschreibungsinhalte zur Dämpfungszone, insbesondere zu dem axial beabstandeten seitlichen Druckmittelanschluss, zum Kolbenring mit Kolbenringbegrenzer sowie zu den Betriebszuständen in entsprechender Weise auch für die weitere Dämpfungszone gelten.
  • Gemäß dieser Weiterbildung ist der Arbeitszylinder als ein in beiden Endlagen gedämpfter Arbeitszylinder ausgebildet.
  • Die Erfindung wird als Ausführungsbeispiel anhand von
    • Fig. 1
    schematische Schnittdarstellung des Arbeitszylinders
    Fig.
    2-schematische Schnittdarstellung der Dämpfungszone mit Kolbenring und radialen Kolbenringbegrenzer
    Fig. 3
    schematische Schrägdarstellung von Kolbenring und radialen Kolbenringbegrenzer
    Fig. 4
    schematische Schnittdarstellung der Dämpfungszone mit Kolbenring und Formstift als Umfangsbegrenzer
    Fig. 5
    schematische Schrägdarstellung des Kolbenrings mit Formstiften als Umfangsbegrenzer
    Fig. 6
    schematische Schrägansicht des Kolbenrings mit Zugverbindung als Umfangsbegrenzer
    Fig. 7
    Kraft-Federweg-Diagramm für den Kolbenring näher erläutert.
  • Die Figur 1 zeigt ein Ausführungsbeispiel des Arbeitszylinders 1, der hier als beidseitig gedämpfter Differenzialzylinder ausgebildet ist, als Schnittdarstellung. Dargestellt ist das Zylinderrohr 3 mit den beiden Verschlussteilen 6, 7, wobei das erste Verschlussteil 6 das Bodenverschlussteil und das zweite Verschlussteil 7 das Führungsverschlussteil ist. Darin geführt wird die Kolbeneinheit 2.
  • Innerhalb des Zylinderinnenraums 8 befindet sich der Arbeitsraum 10, wobei der Arbeitsraum 10 hier vorliegt als Kolbenbodenraum 10.1 und als Kolbenstangenraum10.2. In den Verschlussteilen 6, 7 an den Zylinderrohrenden 4, 5 ist die Dämpfungszone 9 eingebracht. In der Dämpfungszone 9 sind die zur Endlagendämpfung benötigten Teile platziert. Dazu gehört der Kolbengrundkörper 11, der an der Kolbeneinheit 2 montiert ist. Dieser nimmt den Kolbenring 14 auf. Um den Kolbenring 11 zu positionieren und radial am Auffedern zu begrenzen, ist in dieser Variante ein Kolbenringbegrenzer 14 montiert.
  • Das Druckmittel für die Arbeitsbewegung der Kolbeneinheit 2 wird für die Ausfahrbewegung über den Druckmittelanschuss 16 und für die Einfahrbewegung über den weiteren Druckmittelanschluss 16.1 zugeführt. Durch das serielle Ansteuern der Druckmittelanschlüsse 16, 16.1 bewegt sich die Kolbeneinheit 2 linear alternierend in axialer Richtung im Zylinderrohr 3.
  • Im vorliegenden Ausführungsbeispiel ist die Kolbeneinheit 2 mit einer Kolbenstange, die das zweite Verschlussteil 7, hier vorliegend als Führungsverschlussteil, durchsetzt. Ferner weist die Kolbeneinheit 2 einen Führungskolben auf, der die Kolbeneinheit 2 radial in dem Zylinderrohr 3 führt. Die Dichtung des Führungskolben trennt die beiden Arbeitsräume 10.1, 10.2, also den Kolbenbodenraum 10.1 und den Kolbenstangenraum 10.2, voneinander. Zudem weist die Kolbeneinheit 2 einen axial zu der Kolbenstange verschieblichen Ringkörper 25 auf. Die Kolbenstange bildet in diesem Ausführungsbeispiel den Kolbengrundkörper aus. In dem Ringkörper 25 ist die Innenringnut 13 angeordnet, die den Kolbenring 14 aufnimmt.
  • In einem anderen Ausführungsbeispiel - hier nicht dargestellt - ist der Ringkörper auf dem Kolben angeordnet. Bei dieser Ausführung bildet der Kolben den Kolbengrundkörper aus.
  • Die Figur 2 zeigt in einer Detail-Schnittansicht die Dämpfungszone 9 des Zylinders 1. Die Dämpfungszone 9 ist in dieser Ausführungsvariante mit einer axialen Bohrung in dem ersten Verschlussteil 6 ausgeführt. Der Kolbenring 14 wird von dem Ringkörper 25 aufgenommen. Der Ringkörper 25 ist mit der Kolbenstange mit einem leichten axialen und radialen Spiel gekoppelt. Der Kolbenring 14 liegt in der Endlage mit seiner Außenmantelfläche federn an der Innenwandung in der Dämpfungszone 9 an und befindet sich somit in der Arbeitslage im ersten und zweiten Betriebszustand. Der Ringkörper 25 nimmt ferner den Kolbenringbegrenzer 17 auf, der in dieser Ausführung als radialer Kolbenringbegrenzer ausgebildet ist. Wenn sich der Kolbenring 14 im dritten Betriebszustand außerhalb der Dämpfungszone befindet, wird er durch den Kolbenringbegrenzer 17 in seiner radialen Auffederung begrenzt und zugleich radial positioniert und zentriert. Zugleich wird im vorliegenden Ausführungsbeispiel der Kolbenring 14 auch in seiner axialen Position durch den Kolbenringbegrenzer 17 einseitig festgelegt.
  • In Fig. 2 ist zugleich dargestellt, dass gemäß diesem Ausführungsbeispiel der Ringkörper 25 auf einem Führungszapfen 28 mit axialem und radialem Bewegungsspiel geführt wird. Im vorliegenden Ausführungsbeispiel ist der Führungszapfen 28 ein Abschnitt der Kolbenstange der Kolbeneinheit 2. Hierbei liegen sich die kolbengrundkörperseitige axiale Ringfläche 27 des Ringkörpers 25 und die Gegenringfläche 22 des Kolbengrundkörpers, hier der Kolbenstange, gegenüber und bilden die Dichtebene 21 aus. Bei einer Einfahrbewegung, also im ersten Betriebszustand, wird der Ringkörper 25 durch den Überdruck im Dämpfungsdruckmittelvolumen gegenüber dem Druckmittelanschluss 16 axial gegen die Gegenringfläche 22 gepresst, so dass die Dichtebene abdichtet und das Druckmittel ausschließlich über den Kolbenringspalt übertreten kann. Bei einer Ausfahrbewegung, also im zweiten Betriebszustand, liegen umgekehrte Druckverhältnisse vor und es öffnet sich ein axialer Ringspalt zwischen der axialen Ringfläche 27 und der Gegenringfläche 22. Über den Überströmkanal (ohne Bezugszeichen) kann das Druckmittel zusätzlich als ein Bypass in den Dämpfungsraum strömen, so dass eine ungewünschte Ausfahrdämpfung vermieden wird.
  • Die Figur 3 zeigt in einer schematischen Schrägdarstellung den Kolbenring 14 und den Kolbenringbegrenzer 17. Der Kolbenringbegrenzer 17 ist in dieser Variante als radialer Kolbenringbegrenzer ausgelegt. Am Kolbenring 14 ist ein Fußflansch 14a ausgebildet. Dieser weist in radialer Richtung nach außen hin eine radiale Ringfläche 18 auf. Dieser gegenüberliegend weist der Kolbenringbegrenzer 17 eine radiale Übergreifungsringfläche 19 auf. Daran liegt im aufgefederten Zustand die radiale Ringfläche 18 des Kolbenrings 14 an. So wird der Federweg des Kolbenrings 14 begrenzt. Die Dichtebene 21 dichtet im Zusammenwirken mit dem Ringkörper 25 das Druckmittel aus dem Dämpfungszonenraum zum übrigen Kolbenbodenraum 10.1 ab. Dadurch ist ein definiertes Überströmen des Druckmittels nur noch durch den Kolbenringspalt 15 gewährleistet.
  • Die Figur 4 zeigt in einer schematischen Schnittdarstellung im Detail eine weitere Variante der Aufweitungsbegrenzung des Kolbenrings 14 in der Ausbildung als Stiftschloss. In diesem Ausführungsbeispiel ist der Kolbenbegrenzer 17 als Umfangsbegrenzer ausgebildet.
  • Hier wird der Kolbenring 14 am radialen Auffedern durch zwei axial angeordnete Formstifte 23 gehindert. Die beiden Formstifte 23 sind im Ringkörper 25 in zwei axialen Bohrungen 24 in einer Ringschulter positioniert. Die Sperrung der axialen Bewegung des Kolbenrings 14 wird durch die Innenringnut 13 gesichert. Ein weiterer Sicherungsring sichert formschlüssig axial die Formstifte 23.
  • Die Figur 5 zeigt in einer Detail-Schrägansicht die geometrische Ausgestaltung des Kolbenrings 14 in dem Ausführungsbeispiel als Stiftschloss. Es handelt sich um das in Figur 4 dargestellte Ausführungsbeispiel. Die Formstifte 23 greifen in zwei auf dem Umfang des Kolbenrings 14 am Kolbenringspalt 15 gegenüberliegend platzierte Langlöcher ein und definieren so den maximalen Auffederweg des Kolbenrings 14 in Umfangsrichtung. So wird der Kolbenringspalt 15 in seinem maximalen Öffnungsspalt definiert und der maximal überströmende Volumenstrom des Druckmediums festgelegt.
  • In Figur 6 als schematische Schrägansicht als Detailansicht dargestellt ist eine weitere Ausführungsvariante des Kolbenrings 14. Der Kolbenringbegrenzer 17 ist als Zugverbinder 20 ausgebildet. Der Umfang und damit zugleich der radiale Auffederweg des Kolbenrings 14 wird in dieser Variante durch den Zugverbinder 20 begrenzt. Hierfür wirkt der Zugverbinder 20 begrenzend auf die Umfangsweitung des Kolbenrings 14. Im Kolbenring 14 sind zwei Langlöcher auf dem Umfang in axialer Richtung angebracht. Zum Kolbenringspalt 15 hin sind die Langlöcher mit einem Durchbruch in Umfangsrichtung geöffnet. Hier wird die Zugverbindung 20 in Form eines Zugankers nach der Montage eingelegt. So ist der Ringspalt 15 in seiner maximalen Öffnungsweite begrenzt. Der Kolbenringspalt 15 besitzt so einen definierten Spalt, der einen bestimmbaren Volumenstrom des Druckmediums für die Dämpfung ermöglicht.
  • Figur 7 zeigt schematisch die Wirkung des Kolbenringbegrenzers 17 auf die Kraft-Federweg-Beziehung.
  • Der Federweg s ist auf der Abszissenachse eingetragen, wobei eine ohne den Kolbenringbegrenzer 17 vorliegende Entspannungslage im Koordinatenursprung liegt. Hier ist der Kolbenring 14 maximal aufgefedert und der Kolbenringspalt 15 am größten. Am Punkt Smax ist der Kolbenringspalt 15 geschlossen und der Kolbenring 14 maximal gespannt. Die Kraft F ist auf der Ordinatenachse eingetragen.
  • Der Federweg s des Kolbenrings 14 wird erfindungsgemäß in Richtung der Entspannunglage jedoch durch den Kolbenringbegrenzer 17 am Punkt sv begrenzt. An diesem Punkt besteht die Vorspannungslage im dritten Betriebszustand. Hier liegt der Kolbenring 14 mit der Kraft Fv am Kolbenringbegrenzer an. Wenn der Kolbenring 14 bei einer Einfahrbewegung in die Dämpfungszone mit der Zylinderinnenwandung in Gleitkontakt tritt und sich auf dem Federweg weiter vom Punkt sv in Richtung smax verformt, liegt dieser im Gegensatz zum Stand der Technik bereits von Dämpfungsbeginn an mit der durch den Kolbenringbegrenzer 17 vordefinierten Kraft Fv an der Zylinderinnenwandung an. Im Falle einer Konizität der Zylinderinnenwandung für eine progressive Dämpfung wird der Kolbenring 14 in dem Federwegbereich zwischen Punkt sv und smax immer weiter zusammengepresst, so dass die Kraft F weiter vom Punkt Fv bis zum Punkt Fmax ansteigt. Der Bereich zwischen dem Punkt sv und smax beziehungsweise zwischen dem Punkt Fv und Fmax entspricht dem ersten Betriebszustand bei einem Verlauf in Richtung smax beziehungsweise Fmax und dem zweiten Betriebszustand bei einem Verlauf in umgekehrter Richtung.
  • Die Fortsetzung des Graphen in umgekehrter Richtung bis zum Koordinatenursprung durch die Strich-Punkt-Linie zeigt den hypothetischen Kraft-Federweg-Verlauf, sofern der Kolbenringbegrenzer nicht bestehen würde. Wegen des Kolbenringbegrenzers 17 wird der Kolbenring 14 jedoch in der Lage sv gehalten, so dass die auf die Zylinderinnenwandung wirkende Kraft F praktisch sofort auf 0 abfällt.
  • Verwendete Bezugszeichen
    • 1
    Zylinder
    2
    Kolbeneinheit
    3
    Zylinderrohr
    4
    erstes Zylinderrohrende
    5
    zweites Zylinderrohrende
    6
    erstes Verschlussteil
    7
    zweites Verschlussteil
    8
    Zylinderinnenraum
    9
    Dämpfungszone
    10
    Arbeitsraum
    10.1
    Kolbenbodenraum
    10.2
    Kolbenstangenraum
    11
    Kolbenkörper
    12
    Führung
    13
    Innenringnut
    14
    Kolbenring
    14a
    Fußflansch
    15
    Kolbenringspalt
    16
    Druckmittelanschluss
    16.1
    weiterer Druckmittelanschluss
    17
    Kolbenringbegrenzer
    18
    radiale Ringfläche
    19
    radiale Übergreifungsringfläche
    20
    Zugverbindung
    21
    Dichtebene
    22
    Gegenringfläche
    23
    Formstift
    24
    axiale Bohrung
    25
    Ringkörper
    26
    Ringspalt
    27
    axiale Ringfläche
    28
    Führungszapfen

Claims (8)

  1. Endlagengedämpfter Arbeitszylinder,
    aufweisend einen Zylinder (1) und eine Kolbeneinheit,
    wobei, der Zylinder (1) ein Zylinderrohr (3), ein erstes Verschlussteil (6) sowie ein zweites Verschlussteil (7) aufweist,
    wobei das Zylinderrohr (3) ein erstes Zylinderrohrende (4) und ein zweites Zylinderrohrende (5) aufweist,
    wobei das erste Verschlussteil (6) an dem ersten Zylinderrohrende (4) und das zweite Verschlussteil (7) an dem zweiten Zylinderrohrende (5) angeordnet ist,
    wobei das Zylinderrohr (3) und die Verschlussteile (6, 7) einen Zylinderinnenraum (8) ausbilden,
    wobei der Zylinder (1) in mindestens einem Endbereich eine Dämpfungszone (9) aufweist,
    wobei der Zylinder (1) mindestens einen Druckmittelanschluss (16) aufweist, der der Dämpfungszone (9) zugeordnet ist und von einer axialen Begrenzung des Zylinderinnenraums (8) axial beabstandet ist,
    wobei die Kolbeneinheit (11) das erste Verschlussteil (6) gleitend durchsetzt und in dem Zylinderinnenraum (8) mindestens einen Arbeitsraum (10) ausbildet,
    wobei die Kolbeneinheit (2) einen Kolbenkörper (11), einen Kolbenring (14) und einen Kolbenringbegrenzer (17) aufweist,
    wobei die Kolbeneinheit (11) mittels einer Führung (12) in dem Zylinderinnenraum (8) axial verschieblich geführt wird und auf einer radialen Außenmantelfläche eine umlaufende Innenringnut (13) aufweist wobei der Kolbenring (14) in der Innenringnut (13) angeordnet sowie federnd ausgebildet ist und einen Kolbenringspalt (15) aufweist,
    wobei die Kolbeneinheit (2) ausgebildet ist, bei einer Einfahrbewegung in die Dämpfungszone (9) den Druckmittelanschluss (16) mit dem Kolbenring (14) axial zu überfahren und in der Dämpfungszone (9) ein Dämpfungsdruckmittelvolumen in einem Dämpfungszonenraum einzuschließen,
    wobei die Kolbeneinheit ausgebildet ist, bei einer Einfahrbewegung innerhalb der Dämpfungszone (9) einen ersten Betriebszustand, bei einer Ausfahrbewegung innerhalb der Dämpfungszone (9) einen zweiten Betriebszustand und bei einer Bewegung außerhalb der Dämpfungszone (9) einen dritten Betriebszustand aufzuweisen,
    wobei in dem ersten Betriebszustand ein Überdruck des Dämpfungsdruckmittelvolumens gegenüber dem Druckmittelanschluss (16) vorliegt und der Kolbenringspalt (15) für einen gedrosselten Abstrom des Dämpfungsdruckmittelvolumens ausgebildet ist,
    wobei in dem zweiten Betriebszustand ein Überdruck des Druckmittelanschlusses (16) gegenüber dem Dämpfungsmittelvolumen vorliegt und der Kolbenringspalt (15) für einen Zustrom eines Druckmittels in den Dämpfungszonenraum ausgebildet ist,
    wobei der Kolbenringbegrenzer (17) ausgebildet ist, einen Federweg des Kolbenrings (14) in einer Entspannungsrichtung zu begrenzen und den Kolbenring (14) in einer Vorspannungslage festzulegen.
    wöbei der Kolbenring (14) ausgebildet ist, in dem ersten und zweiten Betriebszustand eine Arbeitslage einzunehmen und federnd an der Zylinderinnenwandung in der Dämpfungszone (9) anzuliegen und wobei der Kolbenring (14) ausgebildet ist, in dem dritten Betriebszustand die Vorspannungslage einzunehmen.
  2. Endlagengedämpfter Arbeitszylinder nach Anspruch 1,
    dadurch gekennzeichnet,
    dass der Kolbenringbegrenzer (17) als radialer Kolbenringbegrenzer (17) ausgebildet ist.
  3. Endlagengedämpfter Arbeitszylinder nach einem der vorhergehenden Ansprüche 1 oder 2,
    dadurch gekennzeichnet,
    dass der Kolbenring (14) einen Fußflansch (14a) aufweist, der eine gegenüber einer äußeren Mantelfläche zurückgesetzte radiale Ringfläche (18) ausbildet und
    dass der radiale Kolbenringbegrenzer (17) als Niederhalterring ausgebildet ist, der eine radiale Übergreifungsringfläche (19) aufweist, wobei die radiale Übergreifungsringfläche (19) eine radiale Aufweitung des Kolbenringes (14) mittels eines Formschlusses mit der radialen Ringfläche (18) des Kolbenrings (14) begrenzt.
  4. Endlagengedämpfter Arbeitszylinder nach Anspruch 1,
    dadurch gekennzeichnet,
    dass der Kolbenringbegrenzer (17) als Umfangsbegrenzer ausgebildet ist.
  5. Endlagengedämpfter Arbeitszylinder nach Anspruch 4,
    dadurch gekennzeichnet,
    dass der Kolbenring (14) an dem Kolbenringspalt (15) eine Zugverbindung (20) aufweist die ausgebildet ist, eine Öffnungsweite des Kolbenringspalts (15) zu begrenzen.
  6. Endlagengedämpfter Arbeitszylinder nach Anspruch 4,
    dadurch gekennzeichnet,
    dass der Kolbenringbegrenzer (17) zwei Formstifte aufweist, die lagefest zu dem Kolbenkörper (11) angeordnet sind und in jeweils eines von zwei Langlöcher des Kolbenrings (14) eingreifen, wobei die Langlöcher gegenüberliegend an dem Kolbenringspalt (15) angeordnet sind und ausgebildet sind, dass die Formstifte in dem dritten Betriebszustand jeweils an einer ringspaltseitigen Wandung des jeweiligen Langlochs anliegen und die radiale Aufweitung des Kolbenrings begrenzen.
  7. Endlagengedämpfter Arbeitszylinder nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
    dadurch gekennzeichnet,
    dass die Kolbeneinheit (2) einen Kolbengrundkörper, der mit einer Führung (12) in dem Zylinderinnenraum (8) axial verschieblich geführt wird, und mindestens einen Ringkörper (25) aufweist,
    wobei der Ringkörper (25) die umlaufende Innenringnut (13) auf einer radialen Außenmantelfläche aufweist,
    wobei in der Innenringnut (13) der Kolbenring (14) angeordnet ist,
    wobei der Ringkörper (25) in einer Ringöffnung einen Führungszapfen (28) des Kolbengrundkörpers aufnimmt und wobei zwischen einer radialen Innenmantelfläche des Ringkörpers (25) und dem Führungszapfen (28) ein Ringspalt (26) ausgebildet ist,
    wobei der Ringkörper (25) gegenüber dem Kolbengrundkörper ein axiales Bewegungsspiel und ein radiales Bewegungsspiel aufweist wobei der Ringkörper eine kolbengrundkörperseitige axiale Ringfläche (27) und der Kolbengrundkörper gegenüberliegend eine ringkörperseitige axiale Gegenringfläche (22) aufweist,
    wobei bei dem Kolbenkörper (11) in dem ersten Betriebszustand die kolbengrundkörperseitige axiale Ringfläche (18) und die ringkörperseitige axiale Gegenringfläche (22) aneinander anliegen und eine Dichtebene (21) ausbilden,
    wobei in dem zweiten Betriebszustand die kolbengrundkörperseitige axiale Ringfläche (18) und die ringkörperseitige axiale Gegenringfläche (22) einen axialen Spalt aufweisen
    und wobei der axiale Spalt und der Ringspalt einen Druckmitteleinströmkanal ausbilden, der für einen Zustrom eines Druckmittels in den Dämpfungszonenraum ausgebildet ist.
  8. Endlagengedämpfter Arbeitszylinder nach den vorhergehenden Ansprüchen, dadurch gekennzeichnet,
    dass der Arbeitszylinder in einem dem Endbereich axial gegenüberliegenden weiteren Endbereich eine weitere Dämpfungszone (9) aufweist.
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