EP4081714A1 - Endlagengedämpfter arbeitszylinder - Google Patents

Endlagengedämpfter arbeitszylinder

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Publication number
EP4081714A1
EP4081714A1 EP20848691.0A EP20848691A EP4081714A1 EP 4081714 A1 EP4081714 A1 EP 4081714A1 EP 20848691 A EP20848691 A EP 20848691A EP 4081714 A1 EP4081714 A1 EP 4081714A1
Authority
EP
European Patent Office
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ring
piston
axial
cylinder
pressure medium
Prior art date
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Granted
Application number
EP20848691.0A
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English (en)
French (fr)
Other versions
EP4081714B1 (de
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
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Filing date
Publication date
Application filed by Buemach Engineering International BV filed Critical Buemach Engineering International BV
Publication of EP4081714A1 publication Critical patent/EP4081714A1/de
Application granted granted Critical
Publication of EP4081714B1 publication Critical patent/EP4081714B1/de
Active legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

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Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B15/00—Fluid-actuated devices for displacing a member from one position to another; Gearing associated therewith
    • F15B15/20—Other details, e.g. assembly with regulating devices
    • F15B15/22—Other details, e.g. assembly with regulating devices for accelerating or decelerating the stroke
    • F15B15/224—Other details, e.g. assembly with regulating devices for accelerating or decelerating the stroke having a piston which closes off fluid outlets in the cylinder bore by its own movement
    • 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
    • F15B15/08—Characterised by the construction of the motor unit
    • F15B15/14—Characterised by the construction of the motor unit of the straight-cylinder type
    • F15B15/1423—Component parts; Constructional details
    • F15B15/1447—Pistons; Piston to piston rod assemblies
    • F15B15/1452—Piston sealings

Definitions

  • the invention relates to an end position damped working cylinder.
  • the object of the invention is to show a damping for an end position damped working cylinder, which provides high precision and easy adjustment of the damping, is also suitable for high bending loads on the piston unit and for different cylinder types, has a high level of robustness and operational safety and is also simple and inexpensive can be produced.
  • the end position damped working cylinder has a cylinder and a piston unit.
  • the cylinder has a cylinder tube, a first and a second closure part.
  • the first closure part is arranged on the first cylinder tube end and the second closure part is arranged on the second cylinder tube end of the cylinder tube.
  • the arrangement of the two closure parts is designed in such a way that they are connected to the respective cylinder tube ends in a pressure-tight manner.
  • the two closure parts are preferably each welded to the cylinder tube along the circumferential common contact surface. Other connections, such as screwing, are also possible.
  • the cylinder tube and the closure parts form a cylinder interior.
  • the cylinder interior is to be understood as the interior of the cylinder, which is formed by the closure parts and the cylinder tube and in which the pressure medium is located when used as intended. Furthermore, the piston is arranged in the cylinder interior.
  • the cylinder has a damping zone in at least one end area.
  • the damping zone is the area of the cylinder interior in which damping takes place when the piston unit enters. Damping is understood to be a force effect that delays the movement of the piston unit.
  • the damping zone is located at at least one end region of the cylinder tube and comprises the part of the cylinder interior between a pressure medium connection and an axial delimitation by the closure part arranged at this end region.
  • the cylinder has a laterally arranged pressure medium connection, the pressure medium connection being assigned to the damping zone and axially spaced from the axial delimitation of the cylinder interior.
  • the damping zone extends between the pressure medium connection and the axial limitation.
  • the axial limitation physically blocks further movement of the piston unit and thus defines the maximum movement path of the piston unit axially on one side.
  • the axial limitation is preferably formed by the closure part.
  • the closure part has a corresponding stop surface against which the piston unit can rest so that it assumes its end position.
  • the end position of the piston unit during operation can also be before the axial limit is reached.
  • the piston unit has a piston base body and an annular body.
  • the piston unit is preferably composed of a piston rod and a piston, the piston then having the piston base body and the ring body.
  • the piston base body and the ring body are also referred to collectively as the piston below.
  • the piston base body can be designed differently.
  • the piston rod can thus be guided completely through or only partially into the piston base body.
  • the piston unit can be designed monolithically and then have only one piston rod and one piston section. According to the invention, the piston unit slidably penetrates the first closure part and forms at least one working space in the cylinder interior.
  • the first closure part is designed to receive the piston unit in a sliding manner and has sealing and guide elements for this purpose.
  • the piston base body is guided in an axially displaceable manner by means of a guide in the cylinder interior.
  • the piston base body has at least one receptacle for a guide.
  • the receptacle is preferably designed as a groove into which a guide ring is inserted as a guide.
  • the ring body has a circumferential inner ring groove on a radial outer jacket surface.
  • a piston ring is arranged in this inner ring groove.
  • the circumferential inner ring groove is designed to accommodate the piston ring and to fix it in its axial position. Furthermore, the circumferential inner ring groove is designed to allow a radial movement of the piston ring at least to the extent that it can be resiliently deformed. This is achieved by a sufficient depth of the circumferential inner ring groove.
  • the piston ring rests resiliently on the inner wall of the cylinder and has a piston ring gap.
  • the piston ring is designed to be resilient, in particular radially elastic, and in a relaxed state has an outer diameter which is greater than the inner diameter of the cylinder tube.
  • the piston ring assumes a state of tension in the circumferential inner ring groove and lies against the inner wall of the cylinder. In this state of tension, the piston ring deforms elastically and reduces its outer diameter and the size of the piston ring gap.
  • the ring body receives a guide pin of the piston base body in a ring opening and forms an annular gap between a radial inner circumferential surface of the ring body and the guide pin.
  • the ring opening is a preferably hollow cylindrical recess. However, it can also have a different geometry if it is designed to be guided by the guide pin.
  • the ring body is designed so that it can be arranged with its ring opening on the guide pin of the piston base body.
  • the guide pin is part of the piston body.
  • the guide pin is preferably a tapered section of the piston base body. However, it can also be a connected component.
  • the guide pin is arranged at the end of the piston unit which faces the end position to be damped.
  • the guide pin is preferably cylindrical. The outside diameter of the guide pin is then smaller than the inside diameter of the ring opening.
  • the guide pin can, however, also have any other geometry that is suitable for guiding the ring body.
  • the solution according to the invention is in particular characterized in that the ring body has an axial movement play and a radial movement play with respect to the piston base body. Due to the radial play, the ring body is also referred to below as a floating ring body.
  • the ring body is limited in its position on the guide pin in its axial mobility by means of a locking body.
  • the locking body is preferably designed as a Seeger ring, which is inserted into an annular groove correspondingly arranged on the guide pin.
  • Other locking body shapes are also possible, which can be arranged on the piston base body and axially limit the freedom of movement of the ring body.
  • the ring body has an axial ring surface on the piston base body side, and the piston base body has an axial counter-ring surface on the opposite side.
  • the piston unit is designed to move axially over the pressure medium connection with the piston ring when moving into the damping zone and to enclose a damping pressure medium volume in a damping zone space in the damping zone.
  • the damping zone space refers to the part of the cylinder interior that is delimited by the piston unit, the closure part and the cylinder tube after the pressure medium connection has been passed over by the piston ring. As the axial movement of the piston unit progresses in the direction of the axial end position, the damping zone space is reduced.
  • the part of the pressure medium that is enclosed in the damping zone space and flows out of it is referred to as the damping pressure medium volume.
  • the piston unit is designed to have a first operating state in the event of a retraction movement within the damping zone and a second operating state in the event of an extension movement within the damping zone.
  • the first operating state is also referred to below as the damping operating state.
  • the second operating state is also referred to below as the exit operating state.
  • the axial ring surface on the piston base body side and the axial mating ring surface on the ring body side are in contact with one another and form a sealing plane.
  • the volume of the damping pressure medium is enclosed by the piston unit, which also increases the pressure in the damping zone space compared to the pressure at the pressure medium connection.
  • the piston ring gap is designed according to the invention for a throttled outflow of the damping pressure medium volume.
  • the pressure of the enclosed pressure medium i.e. of the damping pressure medium volume
  • the operating pressure is understood to be the pressure of the pressure medium which is present at the pressure medium connection and which corresponds to the pressure in the rest of the working space.
  • the pressure medium can only flow out through the piston ring gap.
  • a force is generated which counteracts the retraction movement of the piston unit.
  • an axial gap is formed between the axial ring surface on the piston base body side and the axial mating ring surface on the ring body side.
  • This axial gap between the axial ring surface on the piston base body side and the axial mating ring surface on the ring body side is also referred to below for short as the axial gap.
  • the ring body moves away from the axial mating ring surface of the piston base body on the ring body side and an axial gap is formed between the piston base body and the ring body.
  • the axial gap and the annular gap form a pressure medium inflow channel.
  • the pressure medium inflow channel is designed for an inflow of the pressure medium into the damping zone space.
  • the axial gap between the axial ring surface of the ring body on the piston base and the axial mating ring surface on the ring body side of the piston base as well as the radial ring gap between the radial inner surface of the ring and the guide pin form a pressure medium channel with a cross-section that can be designed in a structurally configurable manner, which, regardless of the cross-section of the piston ring gap, provides an inflow of pressure medium in the damping zone space.
  • the piston unit is moved out of its end position and the damping zone without undesired damping.
  • the piston unit thus executes the extension movement.
  • the extension movement can be initiated practically without delay by means of the ring body and its axial movement play.
  • This is based on the fact that when pressure is applied to the pressure medium connection, the ring body is actively moved axially away from the piston base body. The force causing this results from the surface area of the ring surface on the piston base body side and the pressure difference between the pressure at the pressure medium connection and the pressure of the damping pressure medium in the damping zone space.
  • the ring body is designed as a volume body and thus designed to displace a partial volume of the damping pressure medium in the damping zone space, whereby the pressure medium presses on the piston body and the piston unit is immediately displaced from the end position.
  • the ring body is decoupled from the exact radial position of the piston base body due to its floating mounting.
  • the ring body By means of the radially elastic piston ring, the ring body always exactly follows the inner wall of the cylinder in its radial position in the sense of self-adjustment. This also applies in particular when the piston base body is adversely affected in its radial position, in particular as a result of deformations of the piston rod in the event of buckling loads.
  • the ring body does not have to transmit any radial forces to the inner wall of the cylinder.
  • a particularly small gap dimension can also advantageously be provided between the outer circumferential surface of the ring body and the inner wall of the cylinder, without the risk of grinding on the inner wall of the cylinder, as would not be possible according to the prior art.
  • the floating ring body can advantageously be provided with axial play at the same time, with a particularly low structural effort, and two different operating states can be provided with a damping operating state and an exit operating state, which on the one hand have a precise damping effect during a retraction movement and on the other hand, bypassing the damping enable an active extension movement.
  • the cross section of the annular gap is also advantageously independent of the relative radial positional relationship of the ring body and guide pin within the radial movement always constant and can easily be determined by the difference between the inner diameter of the ring body and the outer diameter of the guide pin.
  • damping characteristics and the extension characteristics can be adapted to the respective requirements with simple constructive means such as the choice of the axial distance of the pressure medium connection, the shape of the cylinder inner wall in the damping zone, the width of the piston ring gap or the width of the radial gap and the ring gap . This can also - if provided - take place separately for each end position.
  • the end position damping can be provided both in only one end position and in both end positions.
  • the solution can be used in different cylinder types, such as in particular differential working cylinders, synchronous cylinders, pull cylinders or plunger cylinders.
  • the elastic piston ring which is tensioned against the inner wall of the cylinder, can also advantageously compensate for manufacturing-related deviations in the cylinder tube and thus enable high damping precision.
  • the constant distance between the ring body and the inner wall of the cylinder has the advantage that magnetic position sensors can be used very reliably and provide precise axial position data for the piston unit.
  • the axial play of the ring body is limited axially against the piston center by a locking ring.
  • the locking ring is inserted into a groove in the guide pin, the locking ring not being completely received by the groove.
  • the securing ring can in particular be a circlip that is inexpensive and available as a standard component.
  • the axial play of movement of the ring body is limited in one direction by the axial counter-ring surface of the piston base body and in the other direction by the locking ring.
  • the advantage is that by means of a structurally very simple and at the same time reliable means by means of the axial distance between the locking ring and the ring body, the axial movement play of the ring body and thus the possible width of the axial gap between the axial ring surface on the piston base body side and the axial mating ring surface on the ring body side as a section of the pressure medium inflow channel can be determined.
  • the guide pin has an axial groove.
  • the axial groove is designed as part of the pressure medium inflow channel.
  • the axial groove is at least one groove which runs axially along the guide pin.
  • the axial groove can also be formed by several grooves.
  • the cross section of the annular gap can be expanded with a simple means and thus advantageously used in connection with the axial gap for the targeted adjustment of the pressure medium inflow in the second operating state. In this way, the achievable speed of the extension movement in the damping zone can be determined.
  • the cross section of the pressure medium inflow channel can advantageously be expanded independently of the radial movement play of the ring body.
  • the cylinder has a position encoder.
  • the position transmitter is designed to record a position of the ring body.
  • the position transmitter detects the position of the piston unit by means of a measuring method that registers and evaluates a capacitive, magnetic, mechanical or electromagnetic change in properties during the piston movement.
  • a measuring method that registers and evaluates a capacitive, magnetic, mechanical or electromagnetic change in properties during the piston movement.
  • different position sensors for determining the piston position are known from the prior art. For example, in the case of a magnetic design, detection can take place using a reed switch.
  • the cylinder inner wall has a conicity in the damping zone and in the first operating state the piston ring is designed to narrow the piston ring gap as the retraction movement progresses.
  • the piston ring is tightened more and more during the retraction movement, since its outer diameter has to adapt to the increasingly smaller inner diameter of the cylinder inner wall.
  • the piston ring gap is thus also progressively reduced and the cross section for the outflow of the damping pressure medium volume is reduced.
  • the damping effect of the damping zone increases up to a maximum.
  • the strength of the conicity determines the increase in the damping effect depending on the travel distance covered.
  • the inner wall of the cylinder can, however, also initially have a conical section and then a cylindrical section in the damping zone along the retraction movement.
  • the damping effect is increased to a maximum in the conical area, while in the subsequent cylindrical section of the damping zone the maximum damping effect achieved continues to have an effect until the end position is reached.
  • the course of the damping effect can also be adapted to specific requirements.
  • the cylinder has a further damping zone in a further end region axially opposite the end region.
  • the cylinder has a further laterally arranged pressure medium connection, the further pressure medium connection being assigned to the further damping zone and axially spaced from a further axial delimitation of the cylinder interior opposite the axial delimitation.
  • the further pressure medium connection, the further damping zone and the further axial limitation basically correspond in function and design to the pressure medium connection, the damping zone and the axial limitation.
  • the further damping zone and the further pressure medium connection are arranged in spatial proximity to the second closure part on the second end of the cylinder tube.
  • the piston unit has a further ring body axially opposite the ring body and the piston base body has a further guide pin axially opposite the guide pin.
  • the further ring body is designed analogously to the ring body and is arranged on the opposite side of the piston unit.
  • the further guide pin also has at least one further locking body, which limits the axial freedom of movement of the further ring body.
  • This further locking body is also preferably designed as a further locking ring which is inserted into a further groove in the further guide pin.
  • the further ring body and the further guide pin can differ in their dimensions from the ring body and the guide pin in spite of the basically identical structure. For example, different damping characteristics can be implemented at the two end positions of the piston unit become. This is particularly useful in the case of a working cylinder that is heavily loaded asymmetrically.
  • the piston unit is designed to have a third operating state in the event of a retraction movement within the further damping zone and a fourth operating state in the event of an extension movement within the further damping zone.
  • the third operating state is also referred to below as the further damping operating state.
  • the fourth operating state is also referred to below as the further extended operating state.
  • the third operating state is also referred to as the further damping operating state and has the features of the first operating state in a corresponding manner in relation to the further damping zone.
  • the fourth operating state is also referred to as the further extended operating state and has the features of the second operating state in a corresponding manner in relation to the further damping zone.
  • damping characteristics in each of the two end position damping can be set independently of that of the other end position damping.
  • the invention is illustrated as an exemplary embodiment on the basis of Fig. 1 End position damped working cylinder as differential cylinder with end position damping on one side (sectional view)
  • Fig. 7 piston unit (isometric view) explained in more detail.
  • Fig. 1 shows an overview of a first embodiment of the end position damped differential working cylinder.
  • the end position damping is arranged at the end position assigned to the second closure part 5. It is an end position cushioning on the piston crown, which cushions the retraction movement.
  • the end position damped working cylinder has a cylinder 1 and a piston unit 2.
  • the cylinder 1 is composed of the cylinder tube 3, the first closure part 4 and the second closure part 5.
  • the cylinder tube 3 and the two closure parts 4, 5 are connected to one another in such a way that they enclose a cylinder interior 8.
  • the first closure part 4 is assigned to the first cylinder tube end 6 and the second closure part 5 is assigned to the second cylinder tube end 7.
  • the inside of the second closure part 5 forms an axial delimitation 11 and the inside of the first closure part 5 forms a further axial delimitation 27, which delimits the axial movement space of the piston unit 2 arranged in the cylinder interior 8.
  • the axial delimitations 11, 27 are designed as stop surfaces for the piston unit 2, which moves axially during operation.
  • the pressure medium connection 10 is arranged at the second cylinder tube end 7 and the further pressure medium connection 26 is arranged at the first cylinder tube end 6.
  • the piston unit 2 has a piston base body 12 and an annular body 13.
  • the piston unit 2 is composed of a piston rod and a piston, which are firmly connected to one another.
  • the piston base body and the ring body together form the piston.
  • the piston rod of the piston unit 2 is guided through the first closure part 4 and slidably mounted therein.
  • the ring body 13 is pushed onto the guide pin 18, which is designed as a taper on the piston base body 12.
  • the piston base body 12 is guided in the cylinder tube 3 by means of a guide 14.
  • FIG. 2 shows an enlargement of FIG. 1 in the area of the second closure part 5. Furthermore, the piston base body 12 is in an end position, as a result of which the piston base body 12 rests with its guide pin 18 on the axial delimitation 11.
  • the arrangement and the design of the ring body 13 is shown in more detail.
  • the ring body 13 is designed as a metal ring which, on its outer circumferential surface 13c, has an inner ring groove 15 in which the piston ring 16 is inserted.
  • the inner ring groove 15 is formed in such a way that the piston ring 16 has greater freedom of movement in the radial direction, so that it can be elastically deformed radially.
  • the elastic piston ring has a piston ring gap 16a (see in particular FIG. 7 in this regard) and is clamped against the cylinder inner wall 17.
  • the ring body 13 is pushed onto the guide pin 18 and rests with an axial ring surface 13d on the piston base body side on the counter ring surface 12a of the piston base 12 on the ring body side. Axially opposite the axial freedom of movement of the annular body 13 is limited by a locking ring 22 be.
  • the ring opening 13a of the ring body is designed in such a way that it exceeds the diameter of the guide pin 18, so that the ring body has a radial freedom of movement with respect to the guide pin 18.
  • the damping zone 9 represents an axial section and extends from the pressure medium connection 10 to the end position of the piston ring 16 in front of the second closure part 5.
  • damping zone 9 when the piston unit 2 moves in, there is a damping effect which is opposite to the moving in movement of the piston unit 2 and this decelerates. This is further described in detail in FIG.
  • a second embodiment is shown. It is a differential working cylinder with damping in both end positions.
  • Another ring body 28 is also present.
  • the further ring body 28 is structurally identical to the ring body 13 and is pushed onto a further guide pin 29 and fixed there by a further locking ring 30.
  • Both ring bodies 13, 28 and both guide pins 18, 29 are axially opposite one another on the piston base body 12.
  • a damping effect is also brought about in the further damping zone 25 by the further ring body in a manner corresponding to that in the damping zone 9.
  • the further damping zone 25 extends between the further pressure medium connection 26 and the end position of the further piston ring 31 in front of the further axial delimitation 27 on the first closure part 4.
  • a synchronous working cylinder is shown, which is also end-position damped on both sides.
  • the difference to the differential working piston from FIG. 3 is that the piston rod section of the piston base body 12 is guided through both closure parts 4, 5 and is mounted in a sliding manner.
  • the second closure part 5 is therefore also designed as a guide closure part in this exemplary embodiment.
  • the piston base body 12 is designed similarly to that from FIG. 3, but it differs in that the piston rod extends through it. Both sections of the piston unit 2 are firmly connected to one another here as well.
  • the first operating state which is the damping operating state
  • the second operating state which is the exit operating state
  • the piston unit is in the retraction movement and the piston ring 16 in the inner ring groove 15 of the ring body 13 has just passed the pressure medium connection 10 and encloses a damping pressure medium volume in the damping zone space 20.
  • the pressure in the damping fluid volume is greater than the pressure at the pressure fluid connection 10.
  • the ring body 13 is pressed with its piston base body-side axial ring surface 13d against the ring body-side axial mating ring surface 12a, whereby an annular sealing plane is formed there.
  • the pressure medium from the damping pressure medium volume can now only flow back to the pressure medium connection 10 via the piston ring gap 16a in the piston ring 16, whereby the retraction movement of the piston unit 2 is counteracted by a damping force.
  • the retraction movement is delayed until the piston unit 2 reaches the axial limit 11.
  • the second operating state is shown in FIG. 6.
  • the piston unit 2 completes a Ausfahrbewe movement. This is caused by the pressure medium flowing into the damping zone space 20 from the pressure medium connection 10 (as soon as the pressure at the pressure medium connection 10 is greater than that in the damping pressure medium volume).
  • the ring body 13 also has a radial freedom of movement. This is provided by an annular gap 19 between the inner circumferential surface 13b and the guide pin 18.
  • the axial gap 21 and the annular gap 19 form a continuous pressure medium inflow channel for the pressure medium flowing into the damping zone space 20.
  • an axial groove 24 in the guide pin additionally increases the flow cross-section of the pressure medium inflow channel.
  • the pressure medium can thus flow into the damping zone space 20 with a low pressure loss and the extension movement is hardly delayed.
  • the mode of operation shown in FIGS. 5 and 6 corresponds, in the case of an embodiment with end position damping on both sides, to the interaction of the third and fourth operating states in the further damping zone 25 by means of the further annular body 28.
  • the third operating state is during the retraction movement into the further damping zone 25 and the fourth operating state is during the extension movement taken from the further damping zone 25.
  • the third operating state is the damping operating state and the fourth operating state is the exit operating state.
  • FIGS. 5 and 6 a position transmitter 23 arranged on the cylinder tube is shown in FIGS. 5 and 6.
  • FIG. 7 shows the piston unit 2 of an exemplary embodiment of a differential working cylinder with end position damping on both sides in an oblique view.
  • the ring body 13, the piston ring 16 with its piston ring gap 16a, the locking ring 22, the guide 14 and the axial groove 24 are shown. Furthermore, axially opposite on the piston base body 12, the further ring body 28 and the further piston ring 31 arranged there with its further piston ring gap 31a are shown.
  • the piston rings 16, 31 and the safety ring 22 are each formed by an elastic metal ring.
  • the further securing ring and the further guide pin are covered and therefore have no reference symbols in FIG. 7.
  • the ring body 13 receives the piston ring 16 in the inner ring groove 15 and is fixed with the safety ring 22 on the guide pin 18.
  • the guide 14 is arranged in a groove in the piston base body 12.

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Abstract

Die Erfindung betrifft einen endlagengedämpften Arbeitszylinder, wobei die Kolbeneinheit einen Kolbengrundkörper und einen Ringkörper aufweist. Der Ringkörper nimmt außen einen Kolbenring mit einem Kolbenringspalt auf. Der Ringkörper nimmt in einer Ringöffnung einen Führungszapfen des Kolbengrundkörpers auf, wobei zwischen dem Ringkörper und dem Führungszapfen ein Ringspalt ausgebildet ist und wobei der Ringkörper gegenüber dem Kolbengrundkörper ein axiales und ein radiales Bewegungsspiel aufweist. Der Ringkörper weist eine kolbengrundkörperseitige axiale Ringfläche und der Kolbengrundkörper gegenüberliegend eine ringkörperseitige axiale Gegenringfläche auf. Die Kolbeneinheit ist ausgebildet, bei einer Einfahrbewegung in die Dämpfungszone den Druckmittelanschluss mit dem Kolbenring axial zu überfahren und ein Dämpfungsdruckmittelvolumen einzuschließen und bei einer Einfahrbewegung einen ersten Betriebszustand und bei einer Ausfahrbewegung einen zweiten Betriebszustand aufzuweisen, wobei in dem ersten Betriebszustand die kolbengrundkörperseitige axiale Ringfläche und die ringkörperseitige axiale Gegenringfläche aneinander anliegen und eine Dichtebene ausbilden und der Kolbenringspalt für einen gedrosselten Abstrom des Dämpfungsdruckmittelvolumens ausgebildet ist und wobei in dem zweiten Betriebszustand die kolbengrundkörperseitige axiale Ringfläche und die ringkörperseitige axiale Gegenringfläche einen axialen Spalt für einen Druckmittelzustrom aufweisen.

Description

Endlagengedämpfter Arbeitszylinder
Die Erfindung betrifft einen endlagengedämpften Arbeitszylinder.
Aus dem Stand der Technik sind in verschiedenen Varianten Lösungen bekannt, welche die Bewegung eines Kolbens innerhalb eines hydraulischen Arbeitszylinders in einem definierten Bereich konstant oder progressiv verzögern. Die Verzögerung der Bewegung erfolgt in der Regel über ein Drosseln des Abstroms der Hydraulikflüssigkeit mittels eines Dämpfungsglieds. Dieses Dämpfungsglied reduziert den Querschnitt, über den die Hydraulikflüssigkeit abfließen kann.
So ist beispielsweise aus EP 0949422 B1 eine Lösung bekannt, bei der ein Ringspalt eines Dämpfungsringes, welcher federnd an der Zylinderinnenwandung anliegt, als durchflussbegrenzende Engstelle dient. Für eine progressive Dämpfung ist der Dämpfungsbereich des Zylinders konisch ausgebildet. Somit wird mit fortschreitender Bewegung in dem Dämpfungsbereich der Dämpfungsring zusammengedrückt und der Ringspalt des Dämpfungsringes fortschreitend verkleinert. Es handelt sich hierbei um eine bewährte Lösung, die einen wichtigen Beitrag zum Stand der Technik leistet, auf der anderen Seite aber wegen der erforderlichen Präzision der Spaltmaßausbildung von Kolben und Zylinderinnenwandung in der Fertigung technologisch sehr anspruchsvoll ist.
Ein Problem nach dem Stand der Technik ergibt sich bei Knickbelastungen, da diese zu Verformungen in den Führungen des Führungsverschlussteils und in den Führungsbändern des Kolbens führen und ein relativ hohes Spaltmaß zwischen dem Kolben und der Zylinderinnenwandung bedingen um sicherzustellen, dass der Kolben nicht an der Zylinderinnenwandung schleift. Dies steht dann einer möglichst exakten Dämpfung entgegen.
Bestätigungskopie Die Aufgabe der Erfindung ist es, eine Dämpfung für einen endlagengedämpften Arbeitszylinder aufzuzeigen, welche eine hohe Präzision und leichte Einsteilbarkeit der Dämpfung bereitstellt, auch für hohe Biegebeanspruchungen der Kolbeneinheit sowie für unterschiedliche Zylinderbauarten geeignet ist, eine hohe Robustheit und Betriebssicherheit aufweist und zudem einfach und kostengünstig herstellbar ist.
Die Aufgabe wird durch die im Patentanspruch 1 aufgeführten Merkmale gelöst. Bevorzugte Weiterbildungen ergeben sich aus den Unteransprüchen.
Erfindungsgemäß weist der endlagengedämpfte Arbeitszylinder einen Zylinder und eine Kolbeneinheit auf.
Der Zylinder weist gemäß der Erfindung ein Zylinderrohr, ein erstes und ein zweites Verschlussteil auf.
Erfindungsgemäß ist das erste Verschlussteil an dem ersten Zylinderrohrende und das zweite Verschlussteil an dem zweiten Zylinderrohrende des Zylinderrohrs angeordnet. Die Anordnung der beiden Verschlussteile ist dabei so ausgebildet, dass sie mit den jeweiligen Zylinderrohrenden druckdicht verbunden sind. Zum Verbinden werden die beiden Verschlussteile vorzugsweise jeweils entlang der umlaufenden gemeinsamen Kontaktfläche mit dem Zylinderrohr verschweißt. Es sind auch andere Verbindungen, wie beispielsweise ein Verschrauben, möglich.
Das Zylinderrohr und die Verschlussteile bilden erfindungsgemäß einen Zylinderinnenraum aus. Als Zylinderinnenraum ist der von den Verschlussteilen und dem Zylinderrohr gebildete Innenraum des Zylinders zu verstehen, in dem sich bei bestimmungsgemäßer Verwendung das Druckmittel befindet. Ferner ist in dem Zylinderinnenraum der Kolben angeordnet.
Erfindungsgemäß weist der Zylinder in mindestens einem Endbereich eine Dämpfungszone auf. Die Dämpfungszone ist der Bereich des Zylinderinnenraums, in welchen beim Einlaufen der Kolbeneinheit eine Dämpfung erfolgt. Als Dämpfung wird eine die Bewegung der Kolbeneinheit verzögernde Kraftwirkung verstanden.
Die Dämpfungszone befindet sich an mindestens einem Endbereich des Zylinderrohrs und umfasst den Teil des Zylinderinnenraumes zwischen einem Druckmittelanschluss und einer axialen Begrenzung durch das an diesem Endbereich angeordnete Verschlussteil.
Der Zylinder weist erfindungsgemäß einen seitlich angeordneten Druckmittelanschluss auf, wobei der Druckmittelanschluss der Dämpfungszone zugeordnet und von der axialen Begrenzung des Zylinderinnenraums axial beabstandet ist.
Die Dämpfungszone erstreckt sich zwischen dem Druckmittelanschluss und der axialen Begrenzung. Die axiale Begrenzung blockiert physisch die weitere Bewegung der Kolbeneinheit und definiert so axial einseitig den maximalen Bewegungsweg der Kolbeneinheit.
Die axiale Begrenzung wird vorzugsweise durch das Verschlussteil gebildet. Hierzu besitzt das Verschlussteil eine entsprechende Anschlagfläche, gegen die die Kolbeneinheit sich anlegen kann, so dass sie ihre Endlage einnimmt.
Bei besonderen Ausbildungen kann die Endlage der Kolbeneinheit im Betrieb auch vor dem Erreichen der axialen Begrenzung liegen.
Die Kolbeneinheit weist erfindungsgemäß einen Kolbengrundkörper und einen Ringkörper auf. Vorzugsweise setzt sich die Kolbeneinheit aus einer Kolbenstange und einem Kolben zusammen, wobei dann der Kolben den Kolbengrundkörper und den Ringkörper aufweist. Der Kolbengrundkörper und der Ringkörper werden nachfolgend zusammengefasst auch als der Kolben bezeichnet.
Je nach Typ des Arbeitszylinders kann der Kolbengrundkörper unterschiedlich ausgeführt sein. So kann die Kolbenstange komplett durch oder nur teilweise in den Kolbengrundkörper geführt sein. Ferner kann die Kolbeneinheit monolithisch ausgebildet sein und dann lediglich einen Kolbenstangen- und einen Kolbenabschnitt aufweisen. Erfindungsgemäß durchsetzt die Kolbeneinheit das erste Verschlussteil gleitend und bildet in dem Zylinderinnenraum mindestens einen Arbeitsraum aus.
Das erste Verschlussteil ist dabei ausgebildet, die Kolbeneinheit gleitend aufzunehmen und weist hierzu Dicht- und Führungselemente auf.
Der Kolbengrundkörper wird erfindungsgemäß mittels einer Führung in dem Zylinderinnenraum axial verschieblich geführt.
Der Kolbengrundkörper weist hierzu mindestens eine Aufnahme für eine Führung auf. Die Aufnahme ist vorzugsweise als eine Nut ausgebildet, in welche ein Führungsring als Führung eingesetzt ist.
Der Ringkörper weist gemäß der Erfindung an einer radialen Außenmantelfläche eine umlaufende Innenringnut auf. In dieser Innenringnut ist ein Kolbenring angeordnet.
Flierzu ist die umlaufende Innenringnut ausgebildet, den Kolbenring aufzunehmen und ihn in seiner axialen Position zu fixieren. Weiterhin ist die umlaufende Innenringnut ausgebildet eine radiale Bewegung des Kolbenringes zumindest soweit zuzulassen, dass sich dieser federnd verformen kann. Dies wird durch eine ausreichende Tiefe der umlaufenden Innenringnut erreicht.
Erfindungsgemäß liegt der Kolbenring federnd an der Zylinderinnenwandung an und weist einen Kolbenringspalt auf.
Der Kolbenring ist hierfür federnd, insbesondere radial elastisch ausgebildet und besitzt in einem Entspannnungszustand einen Außendurchmesser, welcher größer als der Innendurchmesser des Zylinderrohrs ist.
Wird die Kolbeneinheit in das Zylinderrohr eingesetzt, nimmt der Kolbenring einen Spannungszustand in der umlaufenden Innenringnut ein und liegt an der Zylinderinnenwandung an. In diesem Spannungszustand verformt sich der Kolbenring elastisch und verkleinert seinen Außendurchmesser sowie die Größe des Kolbenringspalts. Der Ringkörper nimmt erfindungsgemäß in einer Ringöffnung einen Führungszapfen des Kolbengrundkörpers auf und bildet zwischen einer radialen Innenmantelfläche des Ringkörpers und dem Führungszapfen einen Ringspalt aus. Die Ringöffnung ist eine vorzugsweise hohlzylindrische Ausnehmung. Sie kann aber auch eine andere Geometrie aufweisen soweit diese ausgebildet ist, von dem Führungszapfen geführt zu werden. Der Ringkörper ist so ausgebildet, dass er mit seiner Ringöffnung auf den Führungszapfen des Kolbengrundkörpers angeordnet werden kann.
Der Führungszapfen ist ein Bestandteil des Kolbengrundkörpers. Bei dem Führungszapfen handelt es sich vorzugsweise um einen verjüngten Abschnitt des Kolbengrundkörpers. Es kann sich aber auch um ein verbundenes Bauteil handeln. Der Führungszapfen ist an dem Ende der Kolbeneinheit angeordnet, die der zu dämpfenden Endlage zugewandt ist. Der Führungszapfen ist vorzugsweise zylinderförmig ausgebildet. Der Außendurchmesser des Führungszapfens ist dann kleiner als der Innendurchmesser der Ringöffnung. Der Führungszapfen kann aber auch jede andere Geometrie aufweisen die geeignet ist, den Ringkörper zu führen.
Die erfindungsgemäße Lösung ist insbesondere dadurch gekennzeichnet, dass der Ringkörper gegenüber dem Kolbengrundkörper ein axiales Bewegungsspiel und ein radiales Bewegungsspiel aufweist. Aufgrund des radialen Bewegungsspiels wird der Ringkörper nachfolgend auch als schwimmender Ringkörper bezeichnet.
Der Ringkörper wird in seiner Position auf dem Führungszapfen in seiner axialen Beweglichkeit mittels eines Sperrkörpers begrenzt. Der Sperrkörper ist vorzugsweise als ein Seegerring ausgebildet, welcher in eine entsprechend an dem Führungszapfen angeordnete Ringnut eingesetzt wird. Es sind auch andere Sperrkörperformen möglich, welche an dem Kolbengrundkörper angeordnet werden können und den Bewegungsspielraum des Ringkörpers axial begrenzen. Der Ringkörper weist gemäß der Erfindung eine kolbengrundkörperseitige axiale Ringfläche auf und der Kolbengrundkörper weist gegenüberliegend eine ringkörperseitige axiale Gegenringfläche auf.
Erfindungsgemäß ist die Kolbeneinheit ausgebildet, bei einer Einfahrbewegung in die Dämpfungszone den Druckmittelanschluss mit dem Kolbenring axial zu überfahren und in der Dämpfungszone ein Dämpfungsdruckmittelvolumen in einem Dämpfungszonenraum einzuschließen.
Überfährt der Kolbenring in der Einfahrbewegung den Druckmittelanschluss, erreicht er die Dämpfungszone. Zugleich wird ein Dämpfungdruckmittelvolumen eingeschlossen. Das Druckmittel kann nun aus dem Arbeitsraum nicht mehr direkt über den Druckmittelanschluss ausströmen.
Der Dämpfungszonenraum bezeichnet den Teil des Zylinderinnenraums, der nach einer Überfahrung des Druckmittelanschlusses durch den Kolbenring durch die Kolbeneinheit, das Verschlussteil und das Zylinderrohr begrenzt wird. Mit fortschreitender axialer Bewegung der Kolbeneinheit in Richtung der axialen Endlage verkleinert sich der Dämpfungszonenraum.
Als Dämpfungsdruckmittelvolumen wird der Teil des Druckmittels bezeichnet, der in dem Dämpfungszonenraum eingeschlossen wird und aus diesem abströmt.
Die Kolbeneinheit ist erfindungsgemäß ausgebildet, bei einer Einfahrbewegung innerhalb der Dämpfungszone einen ersten Betriebszustand und bei einer Ausfahrbewegung innerhalb der Dämpfungszone einen zweiten Betriebszustand aufzuweisen. Der erste Betriebszustand wird nachfolgend auch als Dämpfungsbetriebszustand bezeichnet. Der zweite Betriebszustand wird nachfolgend auch als Ausfahrtbetriebszustand bezeichnet.
Gemäß der Erfindung liegen im ersten Betriebszustand die kolbengrundkörperseitige axiale Ringfläche und die ringkörperseitige axiale Gegenringfläche aneinander an und bilden eine Dichtebene aus. Bei der Einfahrbewegung wird das Dämpfungsdruckmittelvolumen von der Kolbeneinheit eingeschlossen, wodurch sich auch der Druck im Dämpfungszonenraum gegenüber dem Druck am Druckmittelanschluss erhöht.
Erfindungsgemäß liegt im Dämpfungsbetriebszustand somit ein Überdruck des Dämpfungsdruckmittelvolumens gegenüber dem Druck am Druckmittelanschluss vor. Ferner ist der Kolbenringspalt erfindungsgemäß für einen gedrosselten Abstrom des Dämpfungsdruckmittelvolumens ausgebildet.
Im Dämpfungsbetriebszustand übersteigt der Druck des eingeschlossenen Druckmittels, also des Dämpfungsdruckmittelvolumens, den im übrigen Arbeitsraum anliegenden Betriebsdruck, so dass der Ringkörper mit seiner kolbengrundkörperseitigen axialen Ringfläche an die ringkörperseitige axiale Gegenringfläche gepresst wird und dort eine Dichtebene ausbildet. Als Betriebsdruck wird der an dem Druckmittelanschluss anliegende Druck des Druckmittels verstanden, der dem Druck im übrigen Arbeitsraum entspricht.
In dem Dämpfungsbetriebszustand kann das Druckmittel lediglich durch den Kolbenringspalt abströmen. Durch das Verzögern des Abströmens des Dämpfungsdruckmittelvolumens wird eine Kraftwirkung erzeugt, welche der Einfahrbewegung der Kolbeneinheit entgegenwirkt.
In dem zweiten Betriebszustand bildet sich erfindungsgemäß zwischen der kolbengrundkörperseitigen axialen Ringfläche und der ringkörperseitigen axialen Gegenringfläche ein axialer Spalt aus. Dieser axiale Spalt zwischen der kolbengrundkörperseitigen axialen Ringfläche und der ringkörperseitigen axialen Gegenringfläche wird nachfolgend auch verkürzt als der axiale Spalt bezeichnet. Dem liegt zu Grunde, dass in dem Ausfahrtbetriebszustand der Betriebsdruck höher ist als der Druck des Dämpfungsdruckmittelvolumens im Dämpfungszonenraum. Der Ringkörper bewegt sich von der ringkörperseitigen axialen Gegenringfläche des Kolbengrundkörpers weg und es bildet sich ein axialer Spalt zwischen dem Kolbengrundkörper und dem Ringkörper aus. Erfindungsgemäß bilden der axiale Spalt und der Ringspalt einen Druckmitteleinströmkanal aus. Der Druckmitteleinströmkanal ist für einen Zustrom des Druckmittels in den Dämpfungszonenraum ausgebildet.
Zwar ist ein Zustrom des Druckmittels auch über den durch den Kolbenringspalt verbleibenden Querschnitt möglich. Insbesondere bei einer progressiven Dämpfung mit einem konischen Querschnitt in der Dämpfungszone kann der Querschnitt des Kolbenringspalts jedoch so gering sein, dass eine aktive Ausfahrt dann nur sehr verzögert möglich wäre und zudem hierfür der erhebliche Druckverlust über dem Kolbenringspalt überwunden werden müsste.
Der axiale Spalt zwischen der kolbengrundkörperseitigen axialen Ringfläche des Ringkörpers und der ringkörperseitigen axialen Gegenringfläche des Kolbengrundkörpers sowie der radiale Ringspalt zwischen radialer Innenmantelfläche des Ringkörpers und dem Führungszapfen bilden einen Druckmittelkanal mit einem konstruktiv gestaltbaren Querschnitt aus, welcher unabhängig von dem Querschnitt des Kolbenringspalts einen Zustrom des Druckmittels in den Dämpfungszonenraum ermöglicht.
Auf diese Weise wird die Kolbeneinheit aus ihrer Endlage und der Dämpfungszone ohne ungewünschte Dämpfung heraus bewegt. Die Kolbeneinheit führt somit die Ausfahrbewegung aus.
Zudem wurde überraschend gefunden, dass mittels des Ringkörpers und seines axialen Bewegungsspiels die Ausfahrbewegung praktisch verzögerungsfrei eingeleitet werden kann. Dem liegt zu Grunde, dass bei einer Druckbeaufschlagung an dem Druckmittelanschluss der Ringkörper aktiv von dem Kolbengrundkörper axial wegbewegt wird. Die dies bewirkende Kraft ergibt sich aus dem Flächeninhalt der kolbengrundkörperseitigen Ringfläche und der Druckdifferenz zwischen dem Druck am Druckmittelanschluss und dem Druck das Dämpfungsdruckmittels im Dämpfungszonenraum. Bei seiner axialen Bewegung ist der Ringkörper als ein Volumenkörper ausgebildet und somit ausgebildet ein Teilvolumen des Dämpfungsdruckmittels im Dämpfungszonenraum zu verdrängen, wodurch das Druckmittel auf den Kolbengrundkörper presst und die Kolbeneinheit unverzögert aus der Endlage verdrängt wird. Diese initiale Phase des Ausfahrtbetriebszustand wird zwar lediglich solange bereitgestellt, bis der Kolbenringkörper die Spielendlage seines axialen Bewegungsspiels an dem Sicherungsring erreicht hat. In diesem Zustand ist jedoch vorteilhaft der axiale Spalt vollständig geöffnet, so dass das Druckmittel über den Druckmitteleinströmkanal in den Dämpfungszonenraum einströmen und so eine ununterbrochene Ausfahrt ohne nachteilige Verzögerung fortgesetzt werden kann.
Der erfindungsgemäße endlagengedämpfte Arbeitszylinder weist insbesondere folgende Vorteile auf:
Mit dem schwimmenden Ringkörper wurde eine überraschend einfache Lösung gefunden, mehrere technische Probleme zugleich zu lösen.
Zum ersten ist der Ringkörper durch seine schwimmende Lagerung von der exakten radialen Lage des Kolbengrundkörpers entkoppelt. Der Ringkörper folgt mittels des radial elastischen Kolbenrings in seiner radialen Position im Sinne einer Selbstjustierung immer exakt der Zylinderinnenwandung. Dies gilt insbesondere auch dann, wenn der Kolbengrundkörper insbesondere infolge von Verformungen der Kolbenstange bei Knickbelastungen in seiner radialen Position negativ beeinflusst wird.
Weiterhin besteht der Vorteil, dass der Ringkörper keine radialen Kräfte auf die Zylinderinnenwandung übertragen muss.
Damit kann ferner vorteilhaft ein besonders geringes Spaltmaß zwischen der Außenmantelfläche des Ringkörpers und der Zylinderinnenwandung bereitgestellt werden, ohne dass die Gefahr eines Schleifens an der Zylinderinnenwandung besteht, wie dies nach dem Stand der Technik nicht möglich wäre.
Vorteilhaft ist zudem, dass mittels des Ringkörpers und damit mit ein und demselben Bauteil eine besonders präzise Endlagendämpfung bereitgestellt werden kann. Die besondere Präzision beruht darauf, dass der Ringkörper in seiner radialen Position auch in der Dämpfungszone der jeweiligen Form der Zylinderinnenwandung folgt, die hier insbesondere konisch ausgebildet sein kann.
Zudem kann vorteilhaft mit besonders geringem konstruktiven Aufwand der schwimmende Ringkörper zugleich mit einem axialen Spiel versehen werden, und es können so mit einem Dämpfungsbetriebszustand und einem Ausfahrtbetriebszustand zwei unterschiedliche Betriebszustände bereitgestellt werden, die einerseits eine präzise Dämpfungswirkung bei einer Einfahrbewegung und andererseits eine Umgehung der Dämpfung bei einer aktiven Ausfahrbewegung ermöglichen.
Der Querschnitt des Ringspalt ist zudem vorteihaft unabhänig von der relativen radialen Lagebeziehung von Ringkörper und Führungszapfen innerhalb des radialen Bewegungsspiels stets konstant und kann in einfacherWeise durch die Differenz des Innendurchmessers des Ringkörpers und des Außendurchmessers des Führungszapfens festgelegt werden.
Vorteilhaft ist ferner, dass mit einfachen konstruktiven Mitteln wie der Wahl des axialen Abstand des Druckmittelanschlusses, der Form der Zylinderinnenwandung in der Dämpfungszone, der Breite des Kolbenringspalt oder der Breite des radialen Spalts und des Ringspalt die Dämpfungscharakteristik und die Ausfahrcharakteristik den jeweiligen Anforderungen angepasst werden kann. Dies kann zudem - soweit vorgesehen - für jede Endlage gesondert erfolgen.
Weiterhin ist es vorteilhaft, dass mittel des Ringkörpers und seines axialen Bewegungsspiel in seiner Ausbildung als Volumenkörper eine verzögerungsfreie Ausfahrbewegung bereitgestellt werden kann.
Weiterhin ist es vorteilhaft, dass die Endlagendämpfung sowohl in nur einer Endlage als auch in beiden Endlagen bereitgestellt werden kann. Zudem ist die Lösung in unterschiedlichen Zylindertypen, wie insbesondere Differenzialarbeitszylinder, Gleichgangzylinder, Zugzylinder oder Plungerzylinder anwendbar. Der elastische Kolbenring, welcher gegen die Zylinderinnenwandung gespannt ist kann vorteilhaft zudem fertigungsbedingte Abweichungen des Zylinderrohrs ausgleichen und somit eine hohe Präzision der Dämpfung ermöglichen.
Durch den konstanten Abstand des Ringkörpers zur Zylinderinnenwandung ergibt sich der Vorteil, dass magnetische Positionsgeber sehr zuverlässlich eingesetzt werden können und präzise axiale Positionsdaten der Kolbeneinheit bereitstellen.
Letztlich besteht ein besonderer Vorteil in der hohen Robustheit, der hohen Betriebssicherheit und der technologisch guten Herstellbarkeit.
Gemäß einer vorteilhaften Weiterbildung wird das axiale Bewegungsspiel des Ringkörpers axial entgegen der Kolbenmitte durch einen Sicherungsring begrenzt. Hierzu wird der Sicherungsring in eine Nut des Führungszapfens eingesetzt, wobei der Sicherungsring nicht vollständig von der Nut aufgenommen wird. Bei dem Sicherungsring kann es sich insbesondere um einen kostengünstig und als Normbauteil verfügbaren Seegerring handeln.
So wird das axiale Bewegungsspiel des Ringkörpers in der einen Richtung durch die axiale Gegenringfläche des Kolbengrundkörpers und in der anderen Richtung durch den Sicherungsring begrenzt. Der Vorteil liegt darin, dass durch ein konstruktiv sehr einfaches und zugleich zuverlässiges Mittel mittels des axialen Abstands des Sicherungsringes zu dem Ringkörper das axiale Bewegungsspiel des Ringkörpers und somit die mögliche Breite des axialen Spalts zwischen der kolbengrundkörperseitigen axialen Ringfläche und der ringkörperseitigen axialen Gegenringfläche als ein Abschnitt des Druckmittelzustromkanals festlegbar ist. Somit kann auch die mögliche
Ausfahrgeschwindigkeit in dem zweiten Betriebszustand gezielt beeinflusst werden. Gemäß einer weiteren Weiterbildung weist der Führungszapfen eine Axialnut auf. Die Axialnut ist hierbei als Teil des Druckmitteleinströmkanals ausgebildet.
Die Axialnut ist mindestens eine Nut, welche axial entlang des Führungszapfens verläuft. Die Axialnut kann auch durch mehrere Nuten ausgebildet sein. Durch die Axialnut kann mit einem einfachen Mittel der Querschnitt des Ringspalts erweitert und so in Verbindung mit dem axialen Spalt vorteilhaft zum gezielten Einstellen des Druckmitteleinstroms im zweiten Betriebszustand genutzt werden. Somit kann die erreichbare Geschwindigkeit der Ausfahrbewegung in der Dämpfungszone bestimmt werden. Mittels der Axialnut kann vorteilhaft der Querschnitt des Druckmitteleinströmkanals unabhängig von dem radialen Bewegungsspiel des Ringkörpers erweitert werden.
Der Zylinder weist gemäß einer vorteilhaften Weiterbildung einen Positionsgeber auf. Der Positionsgeber ist ausgebildet, eine Position des Ringkörpers aufzunehmen.
Der Positionsgeber detektiert die Position der Kolbeneinheit mittels eines Messverfahrens, welches eine kapazitative, magnetische, mechanische oder eine elektromagnetische Eigenschaftsänderung während der Kolbenbewegung registriert und auswertet. Aus dem Stand der Technik sind hierzu unterschiedliche Positionsgeber für die Ermittlung der Kolbenposition bekannt. Beispielsweise kann bei einer magnetischen Ausbildung eine Erfassung mittels eines Reed-Schalters erfolgen.
Diese Weiterbildung ist insbesondere vorteilhaft, weil eine besonders präzise Positionserfassung bereitgestellt werden kann. Dem liegt zu Grunde, dass der Ringkörper gegenüber dem Kolbengrundkörper mit einem radialen Spiel, also schwimmend gelagert ist. Die exakte radiale Position des Ringkörpers relativ zu dem Zylinderrohr bleibt von radialen Positionsungenauigkeiten des Kolbengrundkörpers, die insbesondere infolge von Knickbelastungen, dynamischen Belastungen oder ungleichmäßigem Verschleiß der Führung auftreten können, unberührt, da der Ringkörper über den Kolbenring direkt von der Zylinderrohrinnenwandung geführt wird. Somit liegt stets ein exaktes Spaltmaß zwischen dem Ringkörper und der Zylinderinnenwandung vor, wobei das Spaltmaß zudem gegenüber dem Stand der Technik wesentlich geringer ausgelegt werden kann. Der Positionsgeber ist gegenüber dem Zylinderrohr lagefest angeordnet. Es wurde gefunden, dass durch den zuverlässigen radialen Abstand zwischen dem Ringkörper und dem Postionsgeber die Genauigkeit der axialen Positionserfassung erheblich gesteigert werden kann.
Gemäß einer anderen Weiterbildung weist die Zylinderinnenwandung in der Dämpfungszone eine Konizität auf und in dem ersten Betriebszustand ist der Kolbenring ausgebildet, den Kolbenringspalt mit fortschreitender Einfahrbewegung zu verschmälern.
Weist die Zylinderinnenwandung in der Dämpfungszone eine Konizität auf, wird bei der Einfahrbewegung der Kolbenring immer stärker gespannt, da sich sein Außendurchmesser dem immer geringer werdenden Innendurchmesser der Zylinderinnenwandung anpassen muss. Damit verkleinert sich auch der Kolbenringspalt fortschreitend und der Querschnitt für das Abströmen des Dämpfungsdruckmittelvolumens verringert sich.
Somit nimmt die Dämpfungswirkung der Dämpfungszone bis zu einem Maximum zu. Dabei bestimmt die Stärke der Konizität die Zunahme der Dämpfungswirkung in Abhängigkeit von dem zurückgelegten Einfahrweg.
Die Zylinderinnenwandung kann in der Dämpfungzone entlang der Einfahrbewegung aber auch zunächst einen konischen und nachfolgend wieder einen zylindrischen Abschnitt aufweisen. Hierbei wird im konischen Bereich die Dämpfungswirkung bis zu einem Maximum gesteigert während im nachfolgenden zylindrischen Abschnitt der Dämpfungszone die erreichte maximale Dämpfungswirkung bis zum Erreichen der Endlage kontinuierlich fortwirkt. Somit kann der Verlauf der Dämpfungswirkung auch an spezifische Anforderungen angepasst werden. Der Zylinder weist gemäß einer vorteilhaften Weiterbildung in einem dem Endbereich axial gegenüberliegenden weiteren Endbereich eine weitere Dämpfungszone auf.
Gemäß dieser vorteilhaften Weiterbildung weist der Zylinder einen weiteren seitlich angeordneten Druckmittelanschluss auf, wobei der weitere Druckmittelanschluss der weiteren Dämpfungszone zugeordnet und von einer der axialen Begrenzung gegenüberliegenden weiteren axialen Begrenzung des Zylinderinnenraums axial beabstandet ist.
Der weitere Druckmittelanschluss, die weitere Dämpfungszone und die weitere axiale Begrenzung entsprechen dem Grunde nach in Funktion und Ausbildung dem Druckmittelanschluss, der Dämpfungszone und der axialen Begrenzung.
Die weitere Dämpfungszone und der weitere Druckmittelanschluss sind in räumlicher Nähe des zweiten Verschlussteils am zweiten Zylinderrohrende angeordnet.
Gemäß der vorteilhaften Weiterbildung weist die Kolbeneinheit axial dem Ringkörper gegenüberliegend einen weiteren Ringkörper und der Kolbengrundkörper axial dem Führungszapfen gegenüberliegend einen weiteren Führungszapfen auf.
Der weitere Ringkörper ist analog zum Ringkörper ausgebildet und an der gegenüberliegenden Seite der Kolbeneinheit angeordnet. Der weitere Führungszapfen weist ebenfalls mindestens einen weiteren Sperrkörper auf, welcher den axialen Bewegungsspielraum des weiteren Ringkörpers beschränkt. Vorzugsweise ist auch dieser weitere Sperrkörper als ein weiterer Sicherungsring ausgebildet, welcher in eine weitere Nut im weiteren Führungszapfen eingesetzt wird.
Der weitere Ringkörper und der weitere Führungszapfen können sich trotz des dem Grunde nach gleichen Aufbaus in ihren Abmaßen von dem Ringkörper und dem Führungszapfen unterscheiden. So können an den beiden Endlagen der Kolbeneinheit beispielsweise verschiedene Dämpfungscharakteristika realisiert werden. Dies ist besonders bei einem stark asymmetrisch belasteten Arbeitszylinder sinnvoll.
Die Kolbeneinheit ist gemäß der vorteilhaften Weiterbildung ausgebildet, bei einer Einfahrbewegung innerhalb der weiteren Dämpfungszone einen dritten Betriebszustand und bei einer Ausfahrbewegung innerhalb der weiteren Dämpfungszone einen vierten Betriebszustand aufzuweisen. Der dritte Betriebszustand wird nachfolgend auch als weiterer Dämpfungsbetriebszustand bezeichnet. Der vierte Betriebszustand wird nachfolgend auch als weiterer Ausfahrbetriebszustand bezeichnet.
Der dritte Betriebszustand wird auch als weiterer Dämpfungsbetriebszustand bezeichnet und weist bezogen auf die weitere Dämpfungszone die Merkmale des ersten Betriebszustands in entsprechender Weise auf. Der vierte Betriebszustand wird auch als weiterer Ausfahrbetriebszustand bezeichnet und weist bezogen auf die weitere Dämpfungszone die Merkmale des zweiten Betriebszustands in entsprechender Weise auf.
Als Merkmale der Betriebszustände sind insbesondere die Druckverhältnisse, die Positionen des Ringkörpers und des weiteren Ringkörpers relativ zu dem Kolbengrundkörper sowie die Lagebeziehungen der Kolbeneinheit zu dem Druckmittelanschluss und dem weiteren Druckmittelanschluss zu verstehen.
Der besondere Vorteil der vorstehenden Weiterbildung liegt darin, dass auch für doppelt wirkende Arbeitszylinder eine in beiden Endlagen wirksame Endlagendämpfung bereitgestellt wird.
Zudem ist es vorteilhaft, dass die Dämpfungscharakteristik in jeder der beiden Endlagendämpfungen unabhängig von der der jeweils anderen Endlagendämpfung einstellbar ist.
Die Erfindung wird als Ausführungsbeispiel anhand von Fig. 1 Endlagengedämpfter Arbeitszylinder als Differenzialzylinder mit einseitiger Endlagendämpfung (Schnittansicht)
Fig. 2 Endlagengedämpfter Arbeitszylinder als Differenzialzylinder mit einseitiger Endlagendämpfung (vergrößerter Ausschnitt in Schnittansicht)
Fig. 3 Endlagengedämpfter Arbeitszylinder als Differenzialzylinder mit beidseitiger Endlagendämpfung (Schnittansicht)
Fig. 4 Endlagengedämpfter Arbeitszylinder als Gleichgangzylinder mit beidseitiger Endlagendämpfung (Schnittansicht)
Fig. 5 Endlagengedämpfter Arbeitszylinder als Differenzialzylinder mit beidseitiger Endlagendämpfung im ersten Betriebszustand (vergrößerter Ausschnitt in Schnittansicht)
Fig. 6 Endlagengedämpfter Arbeitszylinder als Differenzialzylinder mit beidseitiger Endlagendämpfung im ersten Betriebszustand (vergrößerter Ausschnitt in Schnittansicht)
Fig. 7 Kolbeneinheit (isometrische Ansicht) näher erläutert.
Fig. 1 zeigt eine Übersichtsansicht eines ersten Ausführungsbeispiels des endlagengedämpften Differenzialarbeitszylinders. In diesem Ausführungsbeispiel handelt es sich um einen einseitig endlagengedämpften Differenzialarbeitszylinder. Die Endlagendämpfung ist in diesem Ausführungsbeispiel an der dem zweiten Verschlussteil 5 zugeordneten Endlage angeordnet. Es handelt sich um eine Endlagendämpfung am Kolbenboden, welche die Einfahrbewegung dämpft. Der endlagengedämpfte Arbeitszylinder weist einen Zylinder 1 und eine Kolbeneinheit 2 auf.
Der Zylinder 1 setzt sich aus dem Zylinderrohr 3, dem ersten Verschlussteil 4 und dem zweiten Verschlussteil 5 zusammen. Das Zylinderrohr 3 und die beiden Verschlussteile 4, 5 sind so miteinander verbunden, dass sie einen Zylinderinneraum 8 umschließen. Dabei ist das erste Verschlussteil 4 dem ersten Zylinderrohrende 6 und das zweite Verschlussteil 5 dem zweiten Zylinderrohrende 7 zugeordnet. In dieser Ausführung bildet die Innenseite des zweiten Verschlussteils 5 eine axiale Begrenzung 11 und die Innenseite des ersten Verschlussteil 5 eine weitere axiale Begrenzung 27, welche den axialen Bewegungsraum der im Zylinderinnenraum 8 angeordneten Kolbeneinheit 2 begrenzt. Die axialen Begrenzungen 11, 27 sind als Anschlagflächen für die sich im Betrieb axial bewegende Kolbeneinheit 2 ausgebildet.
An dem Zylinderrohr 3 ist an dem zweiten Zylinderrohrende 7 der Druckmittelanschluss 10 und dem ersten Zylinderrohrende 6 der weitere Druckmittelanschluss 26 angeordnet.
Die Kolbeneinheit 2 weist einen Kolbengrundkörper 12 und einen Ringkörper 13 auf. Die Kolbeneinheit 2 setzt sich in dem Ausführungsbeispiel aus einer Kolbenstange und einem Kolben zusammen, welche fest miteinander verbunden sind. Im Ausführungsbeispiel bilden der Kolbengrundkörper und der Ringkörper zusammen den Kolben aus.
In dieser Ausführung ist die Kolbenstange der Kolbeneinheit 2 durch das erste Verschlussteil 4 geführt und darin gleitend gelagert.
Der Ringkörper 13 ist auf den Führungszapfen 18 aufgeschoben, welcher als eine Verjüngung am Kolbengrundkörper 12 ausgeführt ist.
Der Kolbengrundkörper 12 wird mittels einer Führung 14 im Zylinderrohr 3 geführt.
Fig. 2 zeigt eine Vergrößerung von Fig. 1 im Bereich des zweiten Verschlussteils 5. Weiterhin befindet sich der Kolbengrundkörper 12 in einer Endlagenposition, wodurch der Kolbengrundkörper 12 mit seinem Führungszapfen 18 an der axialen Begrenzung 11 anliegt. ln dieser Figur ist die Anordnung und die Bauform des Ringkörpers 13 detaillierter dargestellt. Der Ringkörper 13 ist in dem Ausführungsbeispiel als ein Metallring ausgebildet, welcher an seiner Außenmantelfläche 13c eine Innenringnut 15 besitzt, in welcher der Kolbenring 16 eingesetzt ist. Die Innenringnut 15 ist so ausge bildet, dass der Kolbenring 16 in radialer Richtung einen größeren Bewegungsspielraum besitzt, so dass er sich radial elastisch verformen kann. Der elastische Kolbenring weist einen Kolbenringspalt 16a auf (siehe hierzu insbesondere Fig. 7) und spannt sich gegen die Zylinderinnenwandung 17.
Der Ringkörper 13 ist auf den Führungszapfen 18 aufgeschoben und liegt mit einer kolbengrundkörperseitigen axialen Ringfläche 13d an der ringkörperseitigen Ge genringfläche 12a des Kolbengrungkörpers 12 an. Axial gegenüberliegend wird der axiale Bewegungsspielraum des Ringkörpers 13 von einem Sicherungsring 22 be grenzt.
Weiterhin ist die Ringöffnung 13a des Ringkörpers so ausgebildet, dass diese den Durchmesser das Führungszapfens 18 übersteigt, so dass der Ringkörper insoweit einen radialen Bewegungsspielraum gegenüber dem Führungzapfen 18 besitzt.
Die Dämpfungszone 9 stellt einen axialen Abschnitt dar und erstreckt sich vom Druckmittelanschluss 10 bis zur Endlage des Kolbenrings 16 vor dem zweiten Verschlussteil 5. In Dämpfungszone 9 herrscht bei einer Einfahrbewegung der Kolben einheit 2 eine Dämpfungswirkung, welche der Einfahrbewegung der Kolbeneinheit 2 entgegengerichtet ist und diese abbremst. Dies wird ferner in Fig. 5 detailliert beschrieben.
In Fig. 3 ist ein zweites Ausführungsbeispiel dargestellt. Es handelt sich hierbei um einen Differenzialarbeitszylinder mit einer Dämpfung in beiden Endlagen. Flierzu ist ein weiterer Ringkörper 28 vorhanden. Der weitere Ringkörper 28 ist baugleich zum Ringkörper 13 und ist auf einen weiteren Führungszapfen 29 aufgeschoben und dort von einem weiteren Sicherungsring 30 fixiert. Beide Ringkörper 13, 28 und beide Führungszapfen 18, 29 liegen sich am Kolbengrundkörper 12 axial gegenüber. Durch den weiteren Ringkörper wird in entsprechender Weise wie in der Dämpfungszone 9 zusätzlich eine Dämpfwirkung in der weiteren Dämpfungszone 25 bewirkt. Die weitere Dämpfungszone 25 erstreckt sich zwischen dem weiteren Druckmittelanschluss 26 und der Endlage des weiteren Kolbenrings 31 vor der weiteren axialen Begrenzung 27 an dem ersten Verschlussteil 4.
Im Übrigen sind die Diffenzialarbeitszylinder aus Fig. 1 und Fig. 3 in ihrem Grund aufbau baugleich.
In Fig. 4 ist ein Gleichlaufarbeitszylinder dargestellt, welcher ebenfalls beidseitig endlagengedämpft ist. Der Unterschied zu den Differenzialarbeitskolben aus Fig. 3 liegt darin, dass der Kolbenstangenabschnitt des Kolbengrundkörpers 12 durch beide Verschlussteile 4, 5 geführt und gleitend gelagert ist. Daher ist auch das zweite Verschlussteil 5 in diesem Ausführungsbeispiels als Führungsverschlussteil ausgebildet. Der Kolbengrundkörper 12 ist ähnlich dem aus Fig. 3 ausgebildet, er unterscheidet sich aber darin, dass die Kolbenstange durch ihn hindurch reicht. Beide Abschnitte der Kolbeneinheit 2 sind auch hier fest miteinander verbunden.
In Fig. 5 ist der erste Betriebszustand, bei dem es sich um den Dämpfungsbetriebszustand handelt, und in Fig. 6 der zweite Betriebszustand, bei dem es sich um den Ausfahrtbetriebszustand handelt, während des Betriebs des endlagengedämpften Arbeitszylinders dargstellt. Diese Figuren dienen der Darstellung der Funktionsweise der Dämpfung.
In Fig. 5 befindet sich die Kolbeneinheit in der Einfahrbewegung und der Kolbenring 16 in der Innenringnut 15 des Ringkörpers 13 hat den Druckmittelanschluss 10 gerade überfahren und schließt im Dämpfungszonenraum 20 ein Dämpfungsdruckmittelvolumen ein. Der Druck im Dämpfungsdruckmittelvolumen ist größer als der Druck am Druckmittelanschluss 10. Somit wird der Ringkörper 13 mit seiner kolbengrundkörperseitigen axiale Ringfläche 13d an die ringkörperseitige axiale Gegenringfläche 12a gepresst, wodurch sich dort eine ringförmige Dichtebene ausbildet. Das Druckmittel aus dem Dämpfungsdruckmittelvolumen kann nun nur noch über den Kolbenringspalt 16a im Kolbenring 16 zum Druckmittelanschluss 10 zurück strömen, wodurch der Einfahrbewegung der Kolbeneinheit 2 eine dämpfende Kraftwirkung entgegengesetzt wird. Die Einfahrbewegung wird solange verzögert, bis die Kolbeneinheit 2 die axiale Begrenzung 11 erreicht.
In Fig. 6 wird der zweite Betriebszustand dargestellt.
In diesem zweiten Betriebszustand vollzieht die Kolbeneinheit 2 eine Ausfahrbewe gung. Diese wird durch das vom Druckmittelanschluss 10 in den Dämpfungszonenraum 20 einströmende Druckmittel (sobald der Druck am Druckmittelanschluss 10 größer als der im Dämpfungsdruckmittelvolumen ist) hervorgerufen.
Sobald der Druck am Druckmittelanschluss 10 größer ist als der im Dämpfungsdruckmittelvolumen wird der Ringkörper 13 axial verschoben und an den Sicherungsring 22 gedrückt. Damit wird ein axialer Spalt 21 zwischen ringkörperseitiger axialer Gegenringfläche 12a und kolbengrundkörperseitiger axialen Ringfläche 13d geöffnet.
Der Ringkörper 13 besitzt zudem einen radialen Bewegungsspielraum. Dieser wird durch einen Ringspalt 19 zwischen der Innenmantelfläche 13b und dem Führungszapfen 18 bereitgestellt. Der axiale Spalt 21 und der Ringspalt 19 bilden einen durchgängigen Druckmitteleinströmkanal für das in den Dämpfungszonenraum 20 einströmende Druckmittel aus. Eine axiale Nut 24 im Führungszapfen vergrößert in diesem Ausführungsbeispiel zusätzlich den Strömungsquerschnitt des Druckmittel- einströmkanals.
So kann das Druckmittel mit einem geringen Druckverlust in den Dämpfungszonenraum 20 strömen und die Ausfahrbewegung wird kaum verzögert.
Die in Fig. 5 und 6 dargestellte Funktionsweise entspricht im Falle einer Ausführung mit beidseitiger Endlagendämpfung dem Zusammenspiel von drittem und viertem Betriebszustand in der weiteren Dämpfungszone 25 mittels des weiteren Ringkörpers 28.
Dabei wird der dritte Betriebszustand während der Einfahrbewegung in die weitere Dämpfungszone 25 und der vierte Betriebszustand während der Ausfahrbewegung aus der weiteren Dämpfungszone 25 eingenommen. In der weiteren Endlage ist der dritte Betriebszustand der Dämpfungsbetriebszustand und der vierte Betriebszustand der Ausfahrtbetriebszustand.
Zudem ist in Fig. 5 und Fig. 6 ein an dem Zylinderrohr angeordneter Positionsgeber 23 dargestellt.
Fig. 7 zeigt die Kolbeneinheit 2 eines Ausführungsbeispiels eines Differenzialarbeitszylinders mit beidseitiger Endlagendämpfung in einer Schrägansicht.
Es sind der Ringkörper 13, der Kolbenring 16 mit seinem Kolbenringspalt 16a, der Sicherungsring 22, die Führung 14 und die axiale Nut 24 gezeigt. Ferner ist axial an dem Kolbengrundkörper 12 gegenüberliegend der weitere Ringkörper 28 und der dort angeordnete weitere Kolbenring 31 mit seinem weiteren Kolbenringspalt 31a dargestellt. Die Kolbenringe 16, 31 und der Sicherheitsring 22 werden jeweils durch einen elastischen Metallring gebildet. Der weitere Sicherungsring und der weitere Führungszapfen sind verdeckt und daher in Fig. 7 ohne Bezugszeichen.
Der Ringkörper 13 nimmt den Kolbenring 16 in der Innenringnut 15 auf und ist mit dem Sicherheitsring 22 auf dem Führungszapfen 18 fixiert. Entsprechendes gilt für den weiteren Ringkörper 28 und den weiteren Kolbenring 31 sowie den weiteren Sicherungsring und den weiteren Führungszapfen.
Die Führung 14 ist in einer Nut des Kolbengrundkörpers 12 angeordnet.
Verwendete Bezugszeichen
1 Zylinder
2 Kolbeneinheit
3 Zylinderrohr
4 erstes Verschlussteil
5 zweites Verschlussteil
6 erstes Zylinderrohrende
7 zweites Zylinderrohrende
8 Zylinderinnenraum
9 Dämpfungszone
10 Druckmittelanschluss
11 axiale Begrenzung
12 Kolbengrundkörper
12a ringkörperseitige axiale Gegenringfläche
13 Ringkörper
13a Ringöffnung
13b Innenmantelfläche
13c Außenmantelfläche
13d kolbengrundkörperseitige axiale Ringfläche
14 Führung
15 Innenringnut
16 Kolbenring
16a Kolbenringspalt
17 Zylinderinnenwandung
18 Führungszapfen
19 Ringspalt
20 Dämpfungszonenraum
21 axiale Spalt
22 Sicherungsring
23 Positionsgeber 24 axiale Nut
25 weitere Dämpfungszone
26 weiterer Druckmittelanschluss
27 weitere axiale Begrenzung 28 weiterer Ringkörper
29 weiterer Führungszapfen
30 weiterer Sicherungsring
31 weiterer Kolbenring
31a weiterer Kolbenringspalt

Claims

Patentansprüche
1. Endlagengedämpfter Arbeitszylinder, aufweisend einen Zylinder (1) und eine Kolbeneinheit (2), wobei der Zylinder (1) ein Zylinderrohr (3), ein erstes Verschlussteil (4) und ein zweites Verschlussteil (5) aufweist, wobei das Zylinderrohr (3) ein erstes Zylinderohrende (6) und ein zweites Zylinderrohrende (7) aufweist, wobei das erste Verschlussteil (4) an dem ersten Zylinderrohrende (6) und das zweite Verschlussteil (5) an dem zweiten Zylinderrohrende (7) angeordnet ist, wobei Zylinderrohr (3) und die Verschlussteile (4, 5) einen Zylinderinnen- raum (8) ausbilden, wobei der Zylinder (1) in mindestens einem Endbereich eine Dämpfungszone (9) aufweist, wobei der Zylinder (1) mindestens einen seitlich angeordneten Druckmittelanschluss (10) aufweist, wobei der Druckmittelanschluss (10) der Dämpfungszone (9) zugeordnet und von einer axialen Begrenzung (11) des Zy- linderinnenraums (8) axial beabstandet ist, wobei die Kolbeneinheit (2) einen Kolbengrundkörper (12) und einen Ring körper (13) aufweist, wobei die Kolbeneinheit (2) das erste Verschlussteil (4) gleitend durchsetzt und in dem Zylinderinnenraum (8) mindestens einen Arbeitsraum (8a) ausbildet, wobei der Kolbengrundkörper (12) mittels einer Führung (14) in dem Zylinderinnenraum (8) axial verschieblich geführt wird, wobei der Ringkörper (13) an einer radialen Außenmantelfläche (13c) eine umlaufende Innenringnut (16) aufweist, wobei in der Innenringnut (15) ein Kolbenring (16) angeordnet ist, wobei der Kolbenring (16) federnd an einer Zylinderinnenwandung (17) anliegt und einen Kolbenringspalt (16a) aufweist, wobei der Ringkörper (13) in einer Ringöffnung (13a) einen Führungszapfen (19) des Kolbengrundkörpers (12) aufnimmt und zwischen einer radialen Innenmantelfläche des Ringkörpers (13b) und dem Führungszapfen (18) ein Ringspalt (19) ausgebildet ist, wobei der Ringkörper (13) gegenüber dem Kolbengrundkörper (12) ein axia les Bewegungsspiel und ein radiales Bewegungsspiel aufweist und wobei der Ringkörper (13) eine kolbengrundkörperseitige axiale Ringfläche (13d) und der Kolbengrundkörper gegenüberliegend eine ringkörperseitige axiale Gegenringfläche (12a) aufweist, wobei die Kolbeneinheit (2) ausgebildet ist, bei einer Einfahrbewegung in die Dämpfungszone (9) den Druckmittelanschluss (10) mit dem Kolbenring (16) axial zu überfahren und in der Dämpfungzone (9) ein Dämpfungsdruckmittelvolumen in einem Dämpfungszonenraum (20) einzuschließen, wobei die Kolbeneinheit (2) ausgebildet ist, innerhalb der Dämpfungszone (9) bei einer Einfahrbewegung einen ersten Betriebszustand und bei einer Ausfahrbewegung einen zweiten Betriebszustand aufzuweisen, wobei in dem ersten Betriebszustand die kolbengrundkörperseitige axiale Ringfläche (13d) und die ringkörperseitige axiale Gegenringfläche (12a) aneinander anliegen und eine Dichtebene ausbilden, wobei ein Überdruck des Dämpfungsdruckmittelvolumens gegenüber dem Druckmittelanschluss (10) vorliegt und der Kolbenringspalt (16a) für einen gedrosselten Abstrom des Dämpfungsdruckmittelvolumens ausgebildet ist, wobei in dem zweiten Betriebszustand die kolbengrundkörperseitige axiale Ringfläche (13d) und die ringkörperseitige axiale Gegenringfläche (12a) einen axialen Spalt (21) aufweisen, wobei der axiale Spalt (21) und der Ringspalt (19) einen Druckmittelein- strömkanal ausbilden und der Druckmitteleinströmkanal für einen Zustrom eines Druckmittels in den Dämpfungszonenraum (20) ausgebildet ist.
2. Endlagengedämpfter Arbeitszylinder nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass das axiale Bewegungsspiel des Ringkörpers (13) axial entgegen der Kolbenmitte durch einen Sicherungsring (22) begrenzt wird.
3. Endlagengedämpfter Arbeitszylinder nach Anspruch 1 und 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Führungszapfen (18) eine Axialnut aufweist, welche als Teil des Druckmitteleinströmkanals ausgebildet ist.
4. Endlagengedämpfter Arbeitszylinder nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Zylinder einen Positionsgeber (23) aufweist und der Positionsgeber (23) ausgebildet ist, eine Position des Ringkörpers (13) aufzunehmen.
5. Endlagengedämpfter Arbeitszylinder nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Zylinderinnenwandung (17) in der Dämpfungszone (20) eine Konizität aufweist und in dem ersten Betriebszustand der Kolbenring (16) ausgebildet ist, den Kolbenringspalt (16a) mit fortschreitender Einfahrbewegung zu verschmälern.
6. Endlagengedämpfter Arbeitszylinder nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Zylinder (1) in einem dem Endbereich axial gegenüberliegenden weiteren Endbereich eine weitere Dämpfungszone (25) aufweist, wobei der Zylinder (1) einen weiteren seitlich angeordneten Druckmittelan schluss (26) aufweist, wobei der weitere Druckmittelanschluss (26) der weiteren Dämpfungszone (25) zugeordnet und von einer der axialen Begren- - 21 zung gegenüberliegenden weiteren axialen Begrenzung (27) des Zylinderin- nenraums axial beabstandet ist, wobei die Kolbeneinheit (2) axial dem Ringkörper (13) gegenüberliegend einen weiteren Ringkörper (28) und der Kolbengrundkörper (12) axial dem Führungszapfen (18) gegenüberliegend einen weiteren Führungszapfen (29) aufweist; wobei die Kolbeneinheit (2) ausgebildet ist, bei einer Einfahrbewegung in die weitere Dämpfungszone (25) den weiteren Druckmittelanschluss (26) mit einem weiteren Kolbenring (30) axial zu überfahren und in der weiteren Dämpfungszone (25) ein weiteres Dämpfungsdruckmittelvolumen in einem weiteren Dämpfungszonenraum einzuschließen, wobei die Kolbeneinheit ausgebildet ist bei einer Einfahrbewegung innerhalb der weiteren Dämpfungszone (25) einen dritten Betriebszustand und bei einer Ausfahrbewegung innerhalb der weiteren Dämpfungszone (25) einen vierten Betriebszustand aufzuweisen, wobei der dritte Betriebszustand die Merkmale des ersten Betriebszustands und der vierte Betriebszustand die Merkmale des zweiten Betriebszustands bezogen auf die weitere Dämpfungszone (25) aufweist.
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