WO1997030306A2 - Wegeventil - Google Patents

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WO1997030306A2
WO1997030306A2 PCT/DE1997/000237 DE9700237W WO9730306A2 WO 1997030306 A2 WO1997030306 A2 WO 1997030306A2 DE 9700237 W DE9700237 W DE 9700237W WO 9730306 A2 WO9730306 A2 WO 9730306A2
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WO
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valve
main piston
pressure
way valve
pilot
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WO1997030306A3 (de
Inventor
Georg Rausch
Original Assignee
Mannesmann Rexroth Gmbh
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B13/00—Details of servomotor systems ; Valves for servomotor systems
    • F15B13/02—Fluid distribution or supply devices characterised by their adaptation to the control of servomotors
    • F15B13/04—Fluid distribution or supply devices characterised by their adaptation to the control of servomotors for use with a single servomotor
    • F15B13/0401—Valve members; Fluid interconnections therefor
    • F15B13/0402—Valve members; Fluid interconnections therefor for linearly sliding valves, e.g. spool valves
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y10—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC
    • Y10T—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER US CLASSIFICATION
    • Y10T137/00—Fluid handling
    • Y10T137/7722—Line condition change responsive valves
    • Y10T137/7758—Pilot or servo controlled
    • Y10T137/7762—Fluid pressure type
    • Y10T137/7764—Choked or throttled pressure type
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y10—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC
    • Y10T—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER US CLASSIFICATION
    • Y10T137/00—Fluid handling
    • Y10T137/7722—Line condition change responsive valves
    • Y10T137/7781—With separate connected fluid reactor surface
    • Y10T137/7784—Responsive to change in rate of fluid flow
    • Y10T137/7787—Expansible chamber subject to differential pressures
    • Y10T137/7788—Pressures across fixed choke

Definitions

  • the invention relates to a directional valve according to the preamble of claim 1 and pressure reducing and flow control valves provided with such a directional valve.
  • FIG. 1 shows an embodiment of such a directional control valve, which is designed as a 2-way cartridge valve 2.
  • This has a valve sleeve 4, in which a main piston 6 is guided axially.
  • the valve bushing 4 can be fastened in a known manner in a control block and can thus be part of a hydraulic circuit, which will be discussed in more detail below.
  • the valve bushing 4 has two connections A and B, the connection B usually being the input connection and being designed as a radial or branching connection.
  • the output port A is arranged coaxially with the main piston 6.
  • Radial bores 8 are provided on the peripheral wall of the main piston 6, via which the connection B can be connected to the connection A when the main piston 6 flows through.
  • the connection B and the radial bores 8 are each designed as a star.
  • the main piston 6 In the starting position shown in FIG. 1, the main piston 6 is biased by a spring 10 against a stop position in which the connection of B via the main piston 6 to the outlet port A is opened. That is, in the starting position of the main piston 6, the hydraulic fluid flows in the radial direction through the connection B, enters the interior of the main piston 6 through the radial bores 8 and is deflected by approximately 90 ° to the connection A.
  • a control pressure can be supplied to the spring side of the main piston 6, via which this is biased towards its starting position.
  • This control pressure can be applied, for example, via a control pressure line branching off the output connection A.
  • valve arrangements in a 2/2-way valve construction belong to the group of so-called logic elements which are used as a main stage, for example for pressure limiting, pressure regulating, pressure switching valves, etc.
  • pilot valves can be assigned to the main stage, which can be integrated, for example, on the valve cover, in the valve cover or at another location on a control block.
  • FIG. 3 shows a circuit example in which the built-in valve 2 is a component of a pilot-controlled pressure reducing valve 12. This consists essentially of the built-in valve 2 and a directly controlled pilot valve 14 which is designed as a pressure relief valve.
  • the direction of volumetric flow at the built-in valve 2 is from port B to port A, a free volumetric flow being ensured in the starting position as shown in FIG. 1.
  • the pressure at the outlet connection A is tapped off via a control line 16 and led to the spring side of the main piston 8 via two nozzles 18 and 20 connected in series.
  • the desired outlet pressure at outlet port A can be set via the spring of pilot valve 14. This output pressure acts on the piston underside of the main piston 6 and is guided to the spring side of the main piston 6 via the control line 16 and the nozzles 18 and 20. As long as the pressure at the outlet connection A is lower than the inlet pressure set at the pilot valve 14, the main piston 6 remains in its initial position by the spring 10, in which the connection between A and B is completely opened.
  • the pilot valve 14 is opened so that control fluid flows via the pilot valve 14 to a tank T.
  • a pressure gradient so that fluid pressure difference due to control the side between the piston base and the Fe ⁇ , the main piston 6 against the bias of spring 10 from its initial position to the top (view of FIG. 1 formed on the nozzle ) is moved and the connection from B to A is controlled until a pressure equilibrium is established. In this state, only enough hydraulic fluid can then flow from port B through main piston 6 to port A that the pressure set at A via pilot valve 14 is not exceeded.
  • control fluid constantly flows through the pilot valve 14 to the tank T.
  • the two nozzles 18 and 20 and the pilot valve 14 are formed in or on the valve cover 22.
  • FIG. 2 shows the outlet pressure at the outlet connection A above the volume flow which has passed through, the vertical lines drawn in dashed lines representing the performance limits which arise when different springs 10 are used.
  • the performance limit when using a 4bar spring at about 120 L / min, so that a stronger spring must be used for higher volume throughputs.
  • a stronger spring 10 harbors a number of disadvantages, such as, for example, a lack of response and a lack of fine control, which are particularly important in the case of low volume flows and are not acceptable.
  • the minimum adjustable pressure at port A increases disadvantageously through the use of stronger springs.
  • the invention has for its object to provide a directional control valve and pressure reducing / flow control valves provided with such a directional control valve, which have an increased performance limit with minimal expenditure on device technology and also show sufficient response behavior at low volume flows.
  • the impulse force Fj acting on the main piston can be at least partially compensated, so that the performance limit compared to conventional solutions is raised without the need to use a stronger spring.
  • This additional force which acts on the area difference effective area in the opening direction, arises due to the pressure drop occurring in the flowing hydraulic fluid as it flows through the radial bores.
  • the active surface is designed as a radial shoulder on the outer circumference of the main piston, so that the main piston is expanded formally. At. This design of the active surface is of course also followed by a corresponding configuration of the bore of the valve bushing.
  • the radial shoulder is preferably arranged in the area between the radial bore star and the underside of the piston.
  • the radial shoulder (area difference) is formed by means of an annular groove, the radial shoulder being an end face of the
  • Ring groove forms.
  • the other end face is then preferably designed as an inclined shoulder.
  • valve bore is facilitated if the corresponding step-like expansion of the valve bushing is also formed via a circumferential groove, one end face of which forms the step-like expansion.
  • FIG. 2 shows a diagram from which the performance limit of the cartridge valve from FIG. 1 is shown as a function of a valve spring used;
  • FIG. 3 shows a circuit in which the cartridge valve from FIG. 1 is the main stage of a pressure reducing valve
  • Fig. 4 shows a cartridge valve according to the invention, as can be used in a circuit according to FIG. 3 and
  • Fig. 5 shows another embodiment in which the cartridge valve of FIG. 4 is used in a flow control valve.
  • FIG. 4 shows a partial section of a built-in valve 2 according to the invention, the same reference numerals as in FIG. 1 being used in the following representations for corresponding components.
  • the built-in valve 2 according to the invention can be used, for example, in a pilot-controlled pressure reducing valve according to FIG. 3 or a flow control valve according to FIG. 5, which will be discussed below.
  • the built-in valve 2 has a valve bushing 4, in the valve bore 28 of which a main piston 6 is guided axially displaceably. This is biased by a spring 10 into its initial position, in which a stop ring 30 attached to the outer circumference of the main piston 6 bears against a stop surface of the valve bushing 4.
  • the valve bushing 4 is fastened in a control block 26 by means of a fastening bushing 32 and closed with a valve cover, not shown, in or on which the further components indicated in FIGS. 3 and 5 can be arranged.
  • the fastening bushing 32 has an inner bore which is coaxial to the valve bore 28 is arranged, and which has such a diameter that the spring-side part (at the top in FIG. 4) of the main piston 6 can dip into it without colliding.
  • valve bushing 4 could be constructed in accordance with FIG. 1.
  • An input connection B is formed on the valve bushing 4 as a bore star, that is to say as a plurality of radial bores 36.
  • several, preferably two smaller bores 38 are provided offset.
  • the main piston 6 is designed as a hollow piston, a piston crown 40 being formed approximately in the central region.
  • the spring 10 acts on this piston crown 40 in order to bias the main piston 6 into its open position (FIG. 4).
  • radial bores 8 are formed through which the hydraulic fluid can enter the interior of the piston from the connection B (bores 36, 38). These radial bores 8 are designed in the same way as shown in FIG. 1 as a star which penetrates the jacket of the main piston 6.
  • connection B In the initial position of the main piston 6 shown in FIG. 4, the bores 36, 38 of the connection B and the radial bores 8 overlap, so that the connection between the connections B and A is completely opened.
  • the main piston 6 is moved via a radial shoulder 42 from a spring-side main piston diameter d to a main piston diameter. knife D expanded.
  • the radial shoulder 42 is formed by means of an annular groove 44, in the base of which the radial bores 8 open and the other end face of which is designed as an inclined shoulder 46.
  • valve bore 28 of the valve bushing 4 is expanded radially above (view according to FIG. 4) of the connection B in accordance with the diameter ratio d / D, a circumferential groove 48 being formed in the region of the radial expansion, via which the lower, expanded part of the valve bore (Diameter D) is separated from the upper, narrowed part of the valve bore 28 (diameter d).
  • the circumferential groove 48 and the annular groove 44 are provided for manufacturing reasons, since the surfaces adjoining the two grooves (circumferential surface of the main piston 6; inner circumferential surface of the valve bore 28) are finely machined by grinding and are avoided by the grooves that the grinding wheel must be guided up to the radial shoulders when grinding the smaller piston diameter or the larger valve bore diameter.
  • Oblique shoulder 46 of the annular groove 44 is arranged at an axial distance from the adjacent end face of the circumferential groove 48, so that the two grooves 44, 48 do not overlap one another in the starting position.
  • annular gap 50 is formed between the main piston 6 and the valve bush 4.
  • the magnitude of the force F depends on the one hand on the diameter ratio d / D and on the other hand on the pressure drop in the radial bores 8. For this reason, efforts will be made to make the depth of the annular groove 44 as small as possible, since the pressure drop also depends on the remaining wall thickness of the main piston 6. The same applies to the depth of the circumferential groove 48 and for the annular gap 50, which should also be made as small as possible, so that the hydraulic fluid cannot flow through the annular gap 50 into the circumferential groove 48 to a significant extent when flowing through the installation valve 2, so that It is ensured that a suitable pressure is present on the outer circumference of the main piston 6 and thus the pressure drop along the radial bores also has the required size arrangement.
  • the built-in valve 2 installed in a control block is provided with a valve cover 22 in which the components described above, such as, for example, the nozzles 18, 20 and the pilot valve 14, can be provided.
  • the bores 36 and 38 are controlled by this closing movement, so that the connection from B to A is throttled accordingly and a pressure is established at the outlet connection A which corresponds to the pilot valve setting.
  • the installation valve 2 is in its closed position when the consumer connected to the connection A does not take off any hydraulic fluid.
  • the pressure at the outlet connection A then drops, so that the pilot valve 14 controls the connection to the tank T and the main piston 6 is moved back towards its starting position due to the control pressure building up on the spring side.
  • the smaller bores 38 are opened, which thus become effective at low volume flows and enable the consumer to be finely controlled with good response behavior.
  • the bores 36 with a larger diameter are also opened until the main piston 6 is moved back into its starting position (FIG. 4) and the maximum volume flow that can be achieved is reached, which is limited by the performance limit described above.
  • FIG. 5 schematically shows another application example of a cartridge valve according to FIG. 4.
  • the built-in valve 2 is used in a 2-way flow control, a throttle body for load compensation being assigned a pressure compensator which is formed by the built-in valve 2.
  • the throttle point is designed as an adjustable throttle valve 52, which is provided downstream of the built-in valve 2.
  • a control line 54 branches off downstream of the throttle valve 52 and is led via a throttle 18 to the spring side of the main piston.
  • the pressure at the outlet connection A of the installation valve 2 is - as in the embodiment described above - on the underside of the piston (outlet connection side).
  • the built-in valve 2 is thus used as a pressure compensator with a pressure reducing function.
  • the built-in valve 2 is open in the starting position, so that the hydraulic fluid from the connection B via the built-in valve 2 to A and from there via the throttle valve 52 to the consumer, for example a Hydraulic cylinder or a hydraulic motor (not shown) flows.
  • the pressure at the outlet of the throttle valve 52 is influenced by the axial displacement of the main piston 6 and the associated change in the volume flow cross section so that the pressure drop across the throttle valve 52 always remains constant. This pressure drop depends on the strength of the spring on the piston.
  • the pressure in the control line 54 which is guided to the spring side of the main piston 6 via the nozzle 18 acting as a damping element, decreases accordingly.
  • the pressure drop on the spring side of the main piston moves it against the bias of the spring in the direction of its closed position, so that the volume flow cross section, that is to say the effective cross section of the radial bores 36, is controlled. This also reduces the volume flow of the hydraulic fluid which is led to the throttle valve 52 via the built-in valve 2.
  • the movement of the main piston 6 continues until the pressure at the outlet connection A and thus also at the inlet of the throttle valve 52 has decreased by the same amount as the pressure at the outlet of the throttle valve 52 (control line 54).
  • the pressure drop across the throttle valve 52 is thus always kept at a constant value.
  • the maximum volume flow that can be passed through the built-in valve 2 is considerably increased by pushing the performance limit further than conventional solutions.
  • the solution according to the invention therefore enables the performance limit to be pushed upward with a minimal outlay on device technology, so that the installation valve according to the invention can be used in a further volume flow range without changing the spring 10.

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Abstract

Offenbart ist ein 2-Wege-Einbauventil (2) mit einem in einer Ventilbuchse (4) geführten und von einem Hydraulikfluid durchströmbaren Hauptkolben (6), über den ein Eingangsanschluß (B) mit einem Ausgangsanschluß (A) verbunden ist. Im Bereich einer Drosselstelle (8) des Hauptkolbens (6) ist eine Wirkfläche (D-d) vorgesehen, so daß aufgrund des Druckabfalls an der Drosselstelle (8) eine Druckkraft auf den Hauptkolben (6) wirkt, die diesen in seine Ausgangsstellung beaufschlagt.

Description

Beschreibung Wegeventil
Die Erfindung betrifft ein Wegeventil gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1 sowie mit einem derartigen Wegeventil versehene Druckreduzier- und Stromregelventile.
In Fig. 1 ist ein Ausführungsbeispiel eines derartigen We¬ geventils ausgeführt, das als 2-Wege-Einbauventil 2 ausgeführt ist. Dieses hat eine Ventilbuchse 4, in der ein Hauptkolben 6 axial verschiebbar geführt ist. Die Ventilbuchse 4 kann auf be- kannte Weise in einem Steuerblock befestigt werden und somit Teil einer hydraulischen Schaltung sein, auf die im weiteren noch näher eingegangen wird.
Die Ventilbuchse 4 hat zwei Anschlüsse A und B, wobei der Anschluß B üblicherweise der Eingangsanschluß ist und als ra¬ dialer oder seitlich abzweigender Anschluß ausgeführt ist. Der Ausgangsanschluß A ist koaxial zum Hauptkolben 6 angeordnet. An der Umfangswandung des Hauptkolbens 6 sind Radialbohrungen 8 vorgesehen, über die bei Durchströmung des Hauptkolbens 6 der Anschluß B mit dem Anschluß A verbindbar ist. Bei dem gezeigten Ausführungsbeispiel sind der Anschluß B und die Radialbohrungen 8 jeweils als Bohrungsstern ausgeführt. In der in Fig. 1 darge¬ stellten Ausgangsstellung ist der Hauptkolben 6 über eine Feder 10 gegen eine Anschlagposition vorgespannt, in der die Verbin- düng von B über den Hauptkolben 6 zum Ausgangsanschluß A geöff¬ net ist. Das heißt, in der Ausgangsstellung des Hauptkolbens 6 strömt das Hydraulikfluid in Radialrichtung durch den Anschluß B ein, tritt durch die Radialbohrungen 8 in das Innere des Hauptkolbens 6 ein und wird um etwa 90° zum Anschluß A hin um- gelenkt.
Durch geeignete Ausgestaltung des Steuerblockes und des Ventildeckels (nicht gezeigt) läßt sich ein Steuerdruck an die Federseite des Hauptkolbens 6 führen, über den dieser zusätz- lich in Richtung seiner Ausgangsstellung vorgespannt ist. Die¬ ser Steuerdruck kann beispielsweise über eine vom Ausgangsan¬ schluß A abzweigende Steuerdruckleitung aufgebracht werden.
Derartige Ventilanordnungen in 2/2-Wegeventil-Bauweise ge¬ hören zur Gruppe der sogenannten Logikelemente, die als Haupt¬ stufe, beispielsweise für Druckbegrenzungs-, Druckregel-, Druckschaltventile etc. Verwendung finden. Dabei können der Hauptstufe Vorsteuerventile zugeordnet werden, die beispiels- weise auf dem Ventildeckel, im Ventildeckel integriert oder an einer anderen Stelle eines Steuerblocks angeordnet sein können.
In Fig. 3 ist ein Schaltungsbeispiel dargestellt, bei dem das Einbauventil 2 eine Komponente eines vorgesteuerten Druck- reduzierventiles 12 darstellt. Dieses besteht im wesentlichen aus dem Einbauventil 2 und einem direktgesteuerten Pilotventil 14, das als Druckbegrenzungsventil ausgebildet ist. Die Volu¬ menstromrichtung am Einbauventil 2 ist von Anschluß B nach An¬ schluß A, wobei gemäß der Darstellung in Fig. 1 in der Aus- gangsstellung ein freier Volumenstrom gewährleistet ist.
Der Druck am Ausgangsanschluß A wird über eine Steuerlei¬ tung 16 abgegriffen und über zwei hintereinandergeschaltete Dü¬ sen 18 und 20 zur Federseite des Hauptkolbens 8 geführt. Der gewünschte Ausgangsdruck am Ausgangsanschluß A läßt sich über die Feder der Pilotventils 14 einstellen. Dieser Ausgangsdruck wirkt auf die Kolbenunterseite des Hauptkolbens 6 und wird über die Steuerleitung 16 und die Düsen 18 und 20 zur Federseite des Hauptkolbens 6 geführt. Solange der Druck am Ausgangsanschluß A kleiner ist als der am Pilotventil 14 eingestellte Eingangs¬ druck, bleibt der Hauptkolben 6 durch die Feder 10 in seiner Ausgangsstellung, in der die Verbindung zwischen A und B voll¬ ständig aufgesteuert ist. Wenn der Druck am Ausgangsanschluß A - und damit derjenige zwischen den beiden Düsen 18 und 20 - den voreingestellten Wert übersteigt, wird das Pilotventil 14 ge¬ öffnet, so daß Steuerfluid über das Pilotventil 14 zu einem Tank T hin strömt . Durch die entstehende^ Steuerflüssigkeitsströmung entsteht an der Düse 18 ein Druckgefälle, so daß aufgrund der Steuer- fluiddruckdifferenz zwischen der Kolbenunterseite und der Fe¬ derseite, der Hauptkolben 6 gegen die Spannung der Feder 10 aus seiner Ausgangsstellung heraus nach oben (Ansicht nach Fig. 1) bewegt wird und die Verbindung von B nach A zugesteuert wird bis sich ein Druckgleichgewicht einstellt. In diesem Zustand kann dann nur noch soviel Hydraulikfluid vom Anschluß B durch den Hauptkolben 6 hindurch zum Anschluß A strömen, daß der über das Pilotventil 14 bei A eingestellte Druck nicht überschritten wird. Falls ein am Ausgangsanschluß A angeschlossener Verbrau¬ cher kein Hydraulikfluid abnimmt, wird der Hauptkolben 6 in seine Schließstellung gebracht, in der die Verbindung zwischen B und A soweit geschlossen ist, daß nur noch der benötigte Steuerölvolumenstrom zum Anschluß A gelangt. Während der Regel¬ funktion fließt ständig Steuerfluid über das Pilotventil 14 zum Tank T. Bei dem in Fig. 3 dargestellten Ausführungsbeispiel sind die beiden Düsen 18 und 20 sowie das Pilotventil 14 im oder am Ventildeckel 22 ausgebildet.
Bei der Durchströmung des Einbauventils 2 wirkt ein Strö¬ mungsimpuls auf den Boden 24 des Hauptkolbens 6, so daß dieser mit einer Impulskraft Fj beaufschlagt wird, die entgegen der von der Feder 10 aufgebrachten Federkraft F^ wirkt (siehe Fig. 1). Bei hohen Volumenströmen kann es vorkommen, daß die Impuls¬ kraft Fj größer ist als die Federkraft Fι_, so daß der Hauptkol¬ ben allein durch den Impuls des strömenden Hydraulikfluids in seine Schließstellung bewegt wird. In diesem Fall ist die Lei¬ stungsgrenze des Einbauventils 2 erreicht, die den maximalen durchsetzbaren Volumenstrom begrenzt. Das heißt, bei Über¬ schreiten der Leistungsgrenze läßt sich der Volumenstrom nicht weiter vergrößern.
In Fig. 2 ist der Ausgangsdruck am Ausgangsanschluß A über dem durchgesetzten Volumenstrom dargestellt, wobei die senk¬ rechten, gestrichelt eingezeichneten Linien die Leistungsgren¬ zen darstellen, die sich beim Einsatz unterschiedlicher Federn 10 einstellen. In dem in Fig. 2 gezeigten Ausführungsbeispiel liegt die Leistungsgrenze . bei der Verwendung einer 4bar-Feder etwa bei 120 L/min, so daß bei höheren Volumendurchsätzen eine stärkere Feder eingesetzt werden muß.
Eine stärkere Feder 10 birgt allerdings eine Reihe von Nachteilen, wie beispielsweise ein mangelndes Ansprechen und eine mangelnde Feinsteuerung in sich, die insbesondere bei ge¬ ringen Volumenströmen zum Tragen kommen und nicht akzeptabel sind. Der minimal einstellbare Druck am Anschluß A erhöht sich nachteilig durch die Verwendung von stärkeren Federn.
Demgegenüber liegt der Erfindung die Aufgabe zugrunde, ein Wegeventil, sowie mit einem derartigen Wegeventil versehene Druckreduzier-/Stromregelventile zu schaffen, die bei minimalem vorrichtungstechnischen Aufwand eine erhöhte Leistungsgrenze aufweisen und auch bei niedrigen Volumenströmen ein hinreichen¬ des Ansprechverhalten zeigen.
Diese Aufgabe wird hinsichtlich des Wegeventils durch die Merkmale des Patentanspruchs 1, hinsichtlich des Druckreduzier¬ ventils durch die Merkmale des Patentanspruchs 8 und hinsicht¬ lich des Stromregelventils durch die Merkmale des Patentan¬ spruchs 10 gelöst.
Durch die Maßnahme, stromaufwärts einer Drosselstelle des Hauptkolbens eine Flächendifferenz auszubilden, über die bei der Durchströmung eine Kraftkomponente auf den Hauptkolben wirkt, die diesen in Richtung seiner Ausgangsstellung beauf¬ schlagt, kann die auf den Hauptkolben wirkende Impulskraft Fj zumindest teilweise kompensiert werden, so daß die Leistungs¬ grenze gegenüber den herkömmlichen Lösungen angehoben wird, ohne daß eine stärkere Feder verwendet werden muß. Diese zu¬ sätzliche, in Öffnungsrichtung auf die Flächendifferenz- Wirkfläche wirkende resultierende Kraft entsteht aufgrund des bei dem strömenden Hydraulikfluid auftretenden Druckabfalls beim Durchströmen der Radialbohrungen. Dabei ist es besonders bevorzugt, wenn die Wirkfläche als Radialschulter am Außenum¬ fang des Hauptkolbens ausgebildet wird, so daß dieser stufen- förmig erweitert ist. Bei. dieser Ausführung der Wirkfläche er¬ folgt selbstverständlich auch eine entsprechende Ausgestaltung der Bohrung der Ventilbuchse.
Wenn der Hauptkolben mit einem Radialbohrungsstern ausge¬ führt ist, wird die Radialschulter vorzugsweise in dem Bereich zwischen dem Radialbohrungsstern und der Kolbenunterseite ange¬ ordnet .
In umfangreichen Vorversuchen hat es sich gezeigt, daß eine Flächendifferenz von 3-10% bezogen auf den kleineren Hauptkol¬ bendurchmesser optimale Ergebnisse gewährleistet.
Aus fertigungstechnischen Gründen wird es bevorzugt, wenn die Radialschulter (Flächendifferenz) mittels einer Ringnut ausgebildet wird, wobei die Radialschulter eine Stirnfläche der
Ringnut bildet. Die andere Stirnfläche wird dann vorzugsweise als Schrägschulter ausgebildet.
Die Herstellung, insbesondere das Schleifen der Ventilboh¬ rung wird erleichtert, wenn auch die entsprechende stufenför¬ mige Erweiterung der Ventilbuchse über eine Umfangsnut ausge¬ bildet wird, deren eine Stirnfläche die stufenförmige Erweite¬ rung bildet.
Besonders vorteilhafte Anwendungen des erfindungsgemäßen Wegeventils ergeben sich bei einem vorgesteuerten Druckredu¬ zierventil gemäß Patentanspruch 8 oder einem Stromregelventil gemäß Patentanspruch 10.
Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung sind Ge¬ genstand der sonstigen Unteransprüche.
Im folgenden werden bevorzugte Ausführungsbeispiele der Er- findung anhand schematischer Zeichnungen näher erläutert. Es zeigen: Fig. 1 einen Schnitt durch ein aus dem Stand der Tech¬ nik bekanntes Einbauventil;
Fig. 2 ein Diagramm aus dem die Leistungsgrenze des Einbauventils aus Fig. 1 in Abhängigkeit von einer verwendeten Ventilfeder dargestellt ist;
Fig. 3 eine Schaltung, bei der das Einbauventil aus Fig. 1 die Hauptstufe eines Druckreduzierventils ist;
Fig. 4 ein erfindungsgemäßes Einbauventil, wie es in einer Schaltung gemäß Fig. 3 verwendbar ist und
Fig. 5 ein weiteres Ausführungsbeispiel, bei dem das Einbauventil gemäß Fig. 4 bei einem Stromregelventil verwendet wird.
In Fig. 4 ist ein Teilschnitt eines erfindungsgemäßen Ein¬ bauventils 2 dargestellt, wobei in den folgenden Darstellungen für einander entsprechende Bauelemente die gleichen Bezugszei¬ chen wie bei Fig. 1 verwendet werden sollen.
Das erfindungsgemäße Einbauventil 2 läßt sich beispiels¬ weise bei einem vorgesteuerten Druckreduzierventil gemäß Fig. 3 oder einem Stromregelventil gemäß Fig. 5 verwenden, auf die im folgenden eingegangen wird.
Gemäß Fig. 4 hat das erfindungsgemäße Einbauventil 2 eine Ventilbuchse 4, in deren Ventilbohrung 28 ein Hauptkolben 6 axial verschiebbar geführt ist. Dieser ist über eine Feder 10 in seine Ausgangsstellung vorgespannt, in der ein am Außenum¬ fang des Hauptkolbens 6 befestigter Anschlagring 30 an einer Anschlagfläche der Ventilbuchse 4 anliegt. Die Ventilbuchse 4 wird mittels einer Befestigungsbuchse 32 in einem Steuerblock 26 befestigt und mit einem nicht gezeigten Ventildeckel ver¬ schlossen, in oder an dem die weiteren, in den Fig. 3 und 5 an¬ gedeuteten Bauelemente angeordnet sein können. Die Befesti¬ gungsbuchse 32 hat eine Innenbohrung, die koaxial zur Ventil- bohrung 28 angeordnet ist, und die einen derartigen Durchmesser- aufweist, daß der federseitige Teil (oben in Fig. 4) des Haupt¬ kolbens 6 in sie eintauchen kann, ohne zu kollidieren.
Die Ventilbuchse 4 könnte einbaumäßig entsprechend Fig. 1 ausgebildet sein.
Ein Eingangsanschluß B ist an der Ventilbuchse 4 als Boh¬ rungsstern, das heißt als eine Vielzahl von Radialbohrungen 36 ausgebildet. Zusätzlich sind versetzt mehrere, vorzugsweise zwei kleinere Bohrungen 38 vorgesehen.
Über die kleineren Bohrungen 38 erfolgt eine Feinsteuerung bei geringen Volumenströmen, wenn die Verbindung von B nach A aufgesteuert wird.
Wie weiterhin aus Fig. 4 hervorgeht, ist der Hauptkolben 6 als Hohlkolben ausgeführt, wobei etwa im Mittelbereich ein Kol¬ benboden 40 ausgebildet ist. An diesem Kolbenboden 40 greift die Feder 10 an, um den Hauptkolben 6 in seine Öffnungsstellung (Fig. 4) vorzuspannen.
Unterhalb des Kolbenbodens 40, das heißt in dem von der Fe¬ der 10 abgewandten Teil des Kolbenmantels sind Radialbohrungen 8 ausgebildet, über die das Hydraulikfluid vom Anschluß B (Bohrungen 36, 38) in das Kolbeninnere eintreten kann. Diese Radialbohrungen 8 sind in der gleichen Weise wie in Fig. 1 dar¬ gestellt als Bohrungsstern ausgebildet, der den Mantel des Hauptkolbens 6 durchsetzt.
In der in Fig. 4 dargestellten Ausgangsstellung des Haupt¬ kolbens 6 überlappen sich die Bohrungen 36, 38 des Anschlusses B und die Radialbohrungen 8, so daß die Verbindung zwischen den Anschlüssen B und A vollständig aufgesteuert ist.
Unterhalb der Radialbohrungen 8 (Ansicht nach Fig. 4) ist der Hauptkolben 6 über eine Radialschulter 42 von einem feder- seitigen Hauptkolbendurchmesser d auf einen Hauptkolbendurch- messer D erweitert. Die .Radialschulter 42 ist mittels einer- Ringnut 44 ausgebildet, in deren Basis die Radialbohrungen 8 münden und deren andere Stirnfläche als Schrägschulter 46 aus¬ geführt ist.
Die Ventilbohrung 28 der Ventilbuchse 4 ist oberhalb (Ansicht nach Fig. 4) des Anschlusses B entsprechend des Durch¬ messerverhältnisses d/D radial erweitert, wobei im Bereich der radialen Erweiterung eine Umfangsnut 48 ausgebildet ist, über die der untere, erweiterte Teil der Ventilbohrung (Durchmesser D) vom oberen, verengten Teil der Ventilbohrung 28 (Durchmesser d) getrennt ist.
Die Umfangsnut 48 und die Ringnut 44 sind aus fertigungs- technischen Gründen vorgesehen, da die an die beiden Nuten an¬ grenzenden Flächen (Umfangsfläche des Hauptkolbens 6; Innenum- fangsflache der Ventilbohrung 28) durch Schleifen feinstbear- beitet werden und durch die Nuten vermieden wird, daß die Schleifscheibe beim Schleifen des kleineren Kolbendurchmessers bzw. des größeren Ventilbohrungsdurchmessers bis zu den Radial¬ schultern hingeführt werden muß.
In der in Fig. 4 dargestellten Ausgangsstellung ist die
Schrägschulter 46 der Ringnut 44 im Axialabstand zu der benach- barten Stirnfläche der Umfangsnut 48 angeordnet, so daß die beiden Nuten 44, 48 einander in der Ausgangsstellung nicht überlappen.
In dem Bereich zwischen den beiden Nuten 44, 48 ist ein Ringspalt 50 zwischen Hauptkolben 6 und Ventilbuchse 4 ausge¬ bildet.
Bei der Durchströmung des Einbauventils 2 mit Hydraulik- fluid entsteht entlang den Radialbohrungen 8 ein Druckabfall, der dazu führt, daß auf die Differenzfläche, die gekennzeichnet ist durch den Durchmesserunterschied D-d, an der Radialschulter 42 eine resultierende Druckkraft wirkt, die den Hauptkolben 6 in Richtung der Ausgangsstellung beaufschlagt. Das heißt, diese Druckkraft wirkt zusätzlich zur Kraft der Feder 10 in Öffnungs-- richtung, so daß die Leistungsgrenze erhöht wird.
Die Größe der Kraft F hängt einerseits vom Durchmesserver- hältnis d/D und andererseits vom Druckabfall in den Radialboh¬ rungen 8 ab. Aus diesem Grund wird man bemüht sein, die Tiefe der Ringnut 44 möglichst gering auszuführen, da der Druckabfall auch von der verbleibenden Wandstärke des Hauptkolbens 6 ab¬ hängt. Das gleiche gilt für die Tiefe der Umfangsnut 48 und für den Ringspalt 50, die ebenfalls möglichst gering ausgeführt werden sollten, so daß das Hydraulikfluid beim Durchströmen des Einbauventils 2 nicht in erheblichem Maße durch den Ringspalt 50 hindurch in die Umfangsnut 48 einströmen kann, so daß ge¬ währleistet ist, daß ein geeignete Druck am Außenumfang des Hauptkolbens 6 ansteht und somit der Druckabfall entlang der Radialbohrungen ebenfalls die erforderliche Größenanordnung aufweist.
Gemäß Fig. 3 wird das in einem Steuerblock eingebaute Ein- bauventil 2 mit einem Ventildeckel 22 versehen, in dem die vor¬ stehend beschriebenen Bauelemente, wie beispielsweise die Düsen 18, 20 und das Pilotventil 14 vorgesehen sein können.
In der gezeigten Ausgangsposition (Fig. 4) wird das Einbau- ventil 2 durchströmt, wobei die Wirkung der Feder 10 durch die auf die Flächendifferenz wirkende Kraft verstärkt wird, die aufgrund des Druckabfalls in den Radialbohrungen 8 ansteht. Die Leistungsgrenze wird dann entsprechend der zusätzlich aufge¬ brachten Druckkraft nach oben verschoben, so daß ein größerer Volumenstrom durchsetzbar ist. Bei Erreichen des voreingestell¬ ten Drucks an der Federseite des Hauptkolbens 6 öffnet das Pi¬ lotventil 14, so daß das Steuerfluid zum Tank T hin strömt und an der Drossel 18 ein Druckabfall entsteht, der zu einer Schließbewegung des Hauptkolbens (nach oben in Fig. 4) führt. Durch diese Schließbewegung werden die Bohrungen 36 und 38 zu¬ gesteuert, so daß die Verbindung von B nach A entsprechend an¬ gedrosselt wird und sich am Ausgangsanschluß A ein Druck ein¬ stellt, der der Pilotventileinstellung entspricht. Wie bereits eingangs erwähnt, befindet sich das Einbauven¬ til 2 in seiner Schließstellung, wenn der an den Anschluß A an¬ geschlossene Verbraucher kein Hydraulikfluid abnimmt. Bei einem Hydraulikfluidverbrauch sinkt dann der Druck am Ausgangsan¬ schluß A ab, so daß das Pilotventil 14 die Verbindung zum Tank T zusteuert und der Hauptkolben 6 aufgrund des sich an der Fe¬ derseite aufbauenden Steuerdruckes zurück in Richtung seiner Ausgangsstellung bewegt wird. Dabei werden zunächst die kleine- ren Bohrungen 38 aufgesteuert, die somit bei geringen Volumen¬ strömen wirksam werden und eine Feinansteuerung des Verbrau¬ chers mit gutem Ansprechverhalten ermöglichen.
Bei größeren Volumenströmen werden auch die Bohrungen 36 mit größerem Durchmesser aufgesteuert, bis der Hauptkolben 6 in seine Ausgangsstellung (Fig. 4) zurückbewegt ist und der maxi¬ mal durchsetzbare Volumenstrom erreicht ist, der durch die oben beschriebene Leistungsgrenze limitiert ist.
In Fig. 5 ist schematisch ein weiteres Anwendungsbeispiels eines Einbauventils gemäß Fig. 4 dargestellt. Dabei wird das Einbauventil 2 in einer 2-Wege-Stromregelung verwendet, wobei einer Drosselstelle zur Lastkompensation eine Druckwaage zuge¬ ordnet ist, die durch das Einbauventil 2 gebildet ist. Die Drosselstelle ist als einstellbares Drosselventil 52 ausge¬ führt, die stromabwärts des Einbauventils 2 vorgesehen ist.
Stromabwärts des Drosselventils 52 zweigt eine Steuerlei¬ tung 54 ab, die über eine Drossel 18 zur Federseite des Haupt- kolbens geführt ist. Der am Ausgangsanschluß A des Einbauven¬ tils 2 anliegende Druck liegt - wie beim vorbeschriebenen Aus¬ führungsbeispiel - an der Kolbenunterseite (Ausgangsanschlußseite) an. Somit wird bei diesem Ausführungs- beispiel das Einbauventil 2 als Druckwaage mit Druckreduzier- funktion eingesetzt. Bei dieser Variante ist das Einbauventil 2 in der Ausgangsstellung geöffnet, so daß das Hydraulikfluid vom Anschluß B über das Einbauventil 2 nach A und von dort weiter über das Drosselventil 52 zum Verbraucher, beispielsweise ein Hydraulikzylinder oder ein Hydromotor (nicht gezeigt) strömt.- Der Druck am Ausgang des Drosselventils 52 wird durch Axialver¬ schiebung des Hauptkolbens 6 und der damit verbundenen Veränderung des Volumenstromquerschnitts so beeinflußt, daß das Druckgefälle über dem Drosselventil 52 immer konstant bleibt. Dieses Druckgefälle ist abhängig von der Stärke der Feder am Kolben.
Sinkt durch eine Laständerung der Druck am Ausgang des Drosselventils 52, so verringert sich entsprechend der Druck in der Steuerleitung 54, der über die als Dämpfungselement wir¬ kende Düse 18 zur Federseite des Hauptkolbens 6 geführt ist. Durch die Druckabsenkung an der Federseite des Hauptkolbens wird dieser gegen die Vorspannung der Feder in Richtung seiner Schließstellung bewegt, so daß der Volumenstromquerschnitt, das heißt der wirksame Querschnitt der Radialbohrungen 36 zugesteu¬ ert wird. Dadurch sinkt auch der Volumenstrom des Hydraulik- fluids, das über das Einbauventil 2 zum Drosselventil 52 ge¬ führt wird. Die Bewegung des Hauptkolbens 6 erfolgt so lange, bis sich der Druck am Ausgangsanschluß A und somit auch am Ein¬ gang des Drosselventils 52 um das gleiche Maß verringert hat wie der Druck am Ausgang des Drosselventils 52 (Steuerleitung 54). Das Druckgefälle über dem Drosselventil 52 wird somit stets auf einem konstanten Wert gehalten.
Auch bei diesem Ausführungsbeispiel wird der maximal durch das Einbauventil 2 durchsetzbare Volumenstrom durch das Nach- obenschieben der Leistungsgrenze gegenüber herkömmlichen Lösun¬ gen erheblich vergrößert.
Die erfindungsgemäße Lösung ermöglicht daher bei minimalem vorrichtungstechnischen Aufwand ein Nachobenschieben der Lei¬ stungsgrenze, so daß das erfindungsgemäße Einbauventil ohne Wechsel der Feder 10 in einem weiteren Volumenstrombereich ein- setzbar ist.

Claims

Ansprüche
1. 2-Wegeventil mit einem in einer Ventilbuchse (4) geführten und von einem Hydraulikfluid durchströmbaren Hauptkolben (6), über den ein Eingangsanschluß (B) mit einem Ausgangs¬ anschluß (A) verbindbar ist und der mittels einer Feder (10) in seine Ausgangsstellung vorgespannt ist, dadurch ge- kennzeichnet, daß der Hauptkolben (6) stromaufwärts einer Drosselstelle (8) mit einer Flächendifferenz-Wirkfläche (42, D-d) versehen ist, über die bei der Durchströmung eine Druckkraftkomponente auf den Hauptkolben (6) wirkt, die diesen in Richtung seiner Ausgangsstellung beaufschlagt.
2-Wegeventil gemäß Patentanspruch 1, dadurch gekennzeich¬ net, daß die Wirkfläche als Radialschulter (42) am Außenum¬ fang des Hauptkolbens (6) ausgeführt ist und die Ventil¬ buchse (4) entsprechend stufenförmig erweitert ist.
3. 2-Wegeventil nach Patentanspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß der Hauptkolben (6) Radialbohrungen (8) als Drossel¬ stelle aufweist, durch die das Hydraulikfluid vom Eingangs¬ anschluß (B) zum Ausgangsanschluß (A) strömen kann, wobei die Radialschulter (42) im Bereich zwischen den Radialboh¬ rungen (8) und der dem Ausgangsanschluß (A) zugewandten Kolbenunterseite ausgebildet ist.
4. 2-Wegeventil nach Patentanspruch 2 oder 3, dadurch gekenn- zeichnet, daß der Durchmesser des Hauptkolbens durch die
Radialschulter (42) um 3-10% erweitert ist.
5. 2-Wegeventil nach einem der Patentansprüche 3 oder 4, da¬ durch gekennzeichnet, daß die Radialschulter (42) durch eine Ringnut (44) gebildet ist, in die die Radialbohrungen (44) des Hauptkolbens (6) münden.
6. 2-Wegeventil nach Patentanspruch 5, dadurch gekennzeichnet, - daß die von der Radialschulter (42) entfernte Stirnfläche als Schrägschulter (46) ausgebildet ist.
7. 2-Wegeventil nach einem der Patentansprüche 2 bis 6, da¬ durch gekennzeichnet, daß die Ventilbuchse (4) im Bereich der stufenförmigen Erweiterung eine Umfangsnut (48) hat.
8. Vorgesteuertes Druckreduzierventil mit einem 2-Wegeventil gemäß einem der vorhergehenden Patentansprüche, wobei der
Druck am Ausgangsanschluß (A) über eine Düse (18) zur Fe¬ derseite des Hauptkolbens (6) geführt ist und der Druck an der Federseite über ein Vorsteuerventil (14) begrenzbar ist .
9. Vorgesteuertes Druckreduzierventil nach Patentanspruch (8), dadurch gekennzeichnet, daß das Vorsteuerventil ein direkt- oder vorgesteuertes Druckbegrenzungsventil (14) ist.
10. Stromregelventil mit einem verstellbaren Drosselventil (52), der ein 2-Wegeventil (2) gemäß einem der Patentan¬ sprüche 1 bis 7 als Druckwaage vorgeschaltet ist, wobei der Druck stromabwärts des Drosselventils (52) zur Federseite des Hauptkolbens (6) des 2-Wegeventils (2) geführt ist.
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Families Citing this family (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE10145975A1 (de) * 2000-11-10 2002-08-29 Mannesmann Rexroth Ag Vorgesteuertes Druck-Einspeiseventil
EP3514418B1 (de) * 2018-01-22 2020-03-04 Parker Hannifin Emea S.A.R.L. Einbauventil für einen ventilblock
JP6621225B1 (ja) * 2018-12-07 2019-12-18 ニッタン株式会社 負圧湿式予作動スプリンクラー設備における流量制御弁

Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
FR1210120A (fr) * 1958-09-02 1960-03-07 Canadian Patents Dev Régulateur de pression pour canalisations de fluide
DE1500182A1 (de) * 1964-01-24 1969-06-12 Plessey Uk Ltd Drucksteuerventil
DE1650321A1 (de) * 1966-12-15 1970-10-22 Bendix Westinghouse Automotive Druckregelventil

Family Cites Families (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US2594626A (en) * 1946-09-09 1952-04-29 Clarence E Earle Safety valve
DE2949231C2 (de) * 1979-12-07 1984-12-13 Mannesmann Rexroth GmbH, 8770 Lohr Druckmittelventil, insbesondere Druckreduzierventil
JPS59112316A (ja) * 1982-12-20 1984-06-28 Kayaba Ind Co Ltd 減圧弁
DE3625428A1 (de) * 1985-08-10 1988-02-04 Rexroth Mannesmann Gmbh Proportional-drosselventil
DE3701572A1 (de) * 1987-01-21 1988-08-04 Danfoss As Druckbegrenzungsventil

Patent Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
FR1210120A (fr) * 1958-09-02 1960-03-07 Canadian Patents Dev Régulateur de pression pour canalisations de fluide
DE1500182A1 (de) * 1964-01-24 1969-06-12 Plessey Uk Ltd Drucksteuerventil
DE1650321A1 (de) * 1966-12-15 1970-10-22 Bendix Westinghouse Automotive Druckregelventil

Also Published As

Publication number Publication date
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US6068021A (en) 2000-05-30
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DE19605862A1 (de) 1997-08-21
JP2000505864A (ja) 2000-05-16
DE59700719D1 (de) 1999-12-23

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