WO1999008029A1 - Vorgesteuertes druckbegrenzungsventil - Google Patents

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WO1999008029A1
WO1999008029A1 PCT/DE1998/002248 DE9802248W WO9908029A1 WO 1999008029 A1 WO1999008029 A1 WO 1999008029A1 DE 9802248 W DE9802248 W DE 9802248W WO 9908029 A1 WO9908029 A1 WO 9908029A1
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WO
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pilot
valve
pressure relief
pressure
operated pressure
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Application number
PCT/DE1998/002248
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English (en)
French (fr)
Inventor
Karl Krug-Kussius
Original Assignee
Mannesmann Rexroth Ag
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
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Publication date
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Publication of WO1999008029A1 publication Critical patent/WO1999008029A1/de

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Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16K—VALVES; TAPS; COCKS; ACTUATING-FLOATS; DEVICES FOR VENTING OR AERATING
    • F16K17/00—Safety valves; Equalising valves, e.g. pressure relief valves
    • F16K17/02—Safety valves; Equalising valves, e.g. pressure relief valves opening on surplus pressure on one side; closing on insufficient pressure on one side
    • F16K17/04—Safety valves; Equalising valves, e.g. pressure relief valves opening on surplus pressure on one side; closing on insufficient pressure on one side spring-loaded
    • F16K17/10—Safety valves; Equalising valves, e.g. pressure relief valves opening on surplus pressure on one side; closing on insufficient pressure on one side spring-loaded with auxiliary valve for fluid operation of the main valve
    • F16K17/105—Safety valves; Equalising valves, e.g. pressure relief valves opening on surplus pressure on one side; closing on insufficient pressure on one side spring-loaded with auxiliary valve for fluid operation of the main valve using choking or throttling means to control the fluid operation of the main valve

Definitions

  • the invention relates to a pilot operated pressure relief valve.
  • Pilot operated pressure relief valves are used, for example, to protect hydraulic circuits for travel and slewing gear drives, which can be designed as a closed and open hydraulic circuit.
  • a known circuit diagram for a rotary and chassis drive is shown in a highly simplified manner.
  • the closed circuit has a hydraulic pump 1, which is designed as a variable displacement pump and via which a hydraulic motor 2 of the travel or rotary drive is driven.
  • the undercarriage / slewing gear drive is protected by pressure limiting valves 4, 4 ', which open to a low pressure side ND when a specified system pressure in the high pressure side HD is exceeded.
  • the hydraulic fluid is guided past the hydraulic motor 2 from the high pressure branch into the low pressure branch, so that pressure peaks in the high pressure circuit can be avoided.
  • the HP and LP branches are interchanged, so that the pressure relief valve 4 'connected in parallel develops its effect in order to safeguard this state.
  • a brake valve can also be assigned to such a circuit for securing the running gear / slewing gear drive through which the backflow in the LP branch can be influenced.
  • circuits described above are used, for example, in construction machines, such as mobile excavators etc., the caterpillars of the excavator being driven via the travel drive, while the rotary drive is responsible for the upper carriage rotation of the excavator.
  • EP 0 564 654 AI shows a directly controlled pressure relief valve in which a graduated valve cone is used to store a Ring is assigned, which is axially displaceable by the pressure in the spring chamber of the valve cone. Due to the axial displacement of the storage ring, the volume of the spring chamber is practically increased, so that a pressure drop takes place here, which enables the main cone to be opened against the force of the valve spring, so that the pressure build-up at the pressure relief valve is delayed until the axial displacement of the storage ring and thus the pressure drop in the spring chamber is complete. This opening due to the displacement of the storage ring takes place at a comparatively low pressure which is below the set point of the main valve.
  • the damping is essentially determined by the supply of the hydraulic fluid to the storage ring and by the spring rate of the valve spring.
  • the latter must be made comparatively high, since the setting point of such pressure relief valves can be several 100 bar, for example 400 bar.
  • the invention has for its object to provide a pressure relief valve that shows an improved response behavior with minimal expenditure on device technology.
  • This object is achieved by a pilot operated pressure relief valve with the features of claim 1.
  • the valve spring of the main valve element can be designed with a considerably lower spring rate, so that accelerations occurring due to early opening of the main valve element far below its opening point are reliable are damped so that damage to the components of the circuit or the structure of the mobile device being operated by excessive acceleration is excluded.
  • the axial movement of the damping element and thus the damping effect is essentially determined by a throttle point which is arranged on a connecting line between the spring chamber and a receiving space of the damping element.
  • the damping element is arranged between two throttles connected in series, so that a throttle point in the connection line between the spring chamber and the receiving space and a further damping throttle is arranged between the spring chamber and the output connection of the pressure relief valve.
  • the two throttle points connected in series damp the axial movement of the damping element in both directions, so that acceleration and deceleration of the drive can be reversibly influenced.
  • the arrangement of the damping member according to the invention allows a soft start or deceleration when initiating a change in the driving / turning state and a quick closing of the pressure limiting valve.
  • a particularly compact structure is obtained if the damping element is designed as a storage ring coaxial with the main valve element of the pressure relief valve.
  • the construction of the device can be reduced to a minimum if the storage ring is guided at least in sections on the outer circumference of the main valve member.
  • the setpoint of the pressure relief valve presented can be varied in a particularly simple manner by applying a pilot pressure to a pilot cone of the pilot valve, which pressure is preferably led to the pilot valve seat via a bore in a valve housing.
  • the receiving space for guiding the damping member is delimited on the one hand by the valve housing and on the other hand by the main valve member and a valve bushing which has an axial notch on its outer circumference, via which the receiving space is connected to the spring chamber and which acts as a throttle point works.
  • valve seat of the pilot control cone is also formed on the valve bushing.
  • the manufacturing outlay can be further reduced if the further damping throttle is (are) designed as a radial bore (s) in the valve housing.
  • the main valve element is preferably designed with an area ratio of 1: 1 and can be preloaded against a valve seat or can be designed as a valve slide.
  • Figure 1 is a greatly simplified circuit diagram of a rotary / chassis drive with secondary protection according to the prior art.
  • FIG. 2 shows a corresponding circuit diagram with a pilot operated pressure relief valve according to the invention
  • FIG. 3 shows a section through a first exemplary embodiment of a pressure limiting valve
  • FIG. 4 shows a section through a further exemplary embodiment of a pressure limiting valve according to the invention.
  • FIG. 5 is a characteristic curve of a pressure relief valve according to FIG. 3 or 4.
  • FIG. 2 shows a greatly simplified circuit diagram for rotary and chassis drives of a mobile device.
  • the respective drive takes place via the hydraulic motor 2, which is connected to two connections A, B of the circuit via inlet and outlet lines 6 and 8, respectively.
  • the connections A, B can optionally be connected to the pressure connection of a variable displacement pump, not shown, it being possible for the overall circuit to be designed as an open or closed hydraulic circuit.
  • the connection A is connected to the pressure connection of the variable pump, so that the pressurized hydraulic fluid is guided to the hydraulic motor 2 via the feed line 6.
  • the hydraulic motor 2 can of course be operated in the opposite direction, so that the line 6 becomes the drain line and the line 8 becomes the inlet line.
  • the pressure relief valves 10, 10 ' are pilot-operated versions in which the set point, i.e. the maximum pressure at which the pressure relief valve opens the connection between the two lines 6, 8 can be varied via a pilot control pressure.
  • an attenuator 12 is connected, which is arranged between two nozzles 14, 16 in a line 18. This line opens on the one hand in the spring chamber and on the other hand at the outlet of the pressure limiting valve 10 (10 ').
  • the damping member 12 with the two nozzles 14, 16 connected in series enables the pressure-limiting valve to be opened below the set point for a limited time, so that the pressure build-up in line A can be damped and an impact load on the structures of the mobile device can thus be prevented.
  • the circuit shown in FIG. 2 can still be used in a known manner Brake valve are added, which affects the backflow in the drain line 8.
  • FIG. 3 shows a longitudinal section through a pressure limiting valve 10, as can be used in a circuit according to FIG. 2.
  • the pilot-operated pressure relief valve 10 shown is designed in a cartridge design and has a valve housing 20 in which an axial inlet connection P, an outlet connection T designed as a radial bore star, and a control oil connection Y are formed.
  • the cartridge-shaped housing 20 is provided with an external thread, so that the left part of the pressure relief valve in FIG. 3 can be screwed into a valve block, the screw-in depth being limited by the application of a radial shoulder with an O-ring seal.
  • the valve housing 20 has an axial bore 22 in which a valve slide 24 is guided so as to be axially displaceable.
  • the connection from the input port P to the output port T can be controlled by the axial movement of the valve slide 24.
  • the valve slide 24 bears against a contact shoulder 26 of the axial bore 22.
  • the valve slide 24 is cup-shaped, a compression spring 28 acting on the inner end face, which prestresses the valve slide 24 against the contact shoulder 26.
  • the compression spring 28 is supported on a bush 30 which is screwed into a radially widened part 32 of the axial bore 22.
  • An axial throttle bore 34 is formed in a bottom of the cup-shaped valve slide 24, which opens on the one hand in the inlet connection P and on the other hand in the spring chamber 36.
  • the valve spool 24 is designed with an area ratio of 1: 1, ie the end face on the spring chamber side has the same size as the end face on the inlet connection side.
  • the axial bore 22 is radially widened in connection with the sliding seat surface, so that the ring jacket of the valve slide 24 projects into this radially widened space.
  • This forms an annular receiving space 38 for a sleeve-shaped storage ring, which is guided axially displaceably along the peripheral wall of the receiving space 38.
  • the clear width of the storage ring 40 is adapted to the outer diameter of the valve slide 24, so that its ring jacket section can slide into the inner bore of the storage ring 40.
  • the inner circumferential wall of the storage ring is furthermore guided on a hub-shaped projection 42 of the bushing 30, which projects from the fastening section of the bushing 30 into the spring chamber 36.
  • the hub-shaped projection 42 has on its outer circumference an axial notch 44, which opens on the one hand in the spring chamber 36 and on the other hand in a radially recessed annular groove 46, so that the pressure in the spring chamber 36 via the axial notch 44 and the annular groove 46 to the right side in FIG Storage rings 40 is feasible. This is sealingly guided on the housing 20 via an O-ring 48.
  • the receiving space 38 has at its end section on the left in FIG. 3 an abutment shoulder 50, by means of which the axial movement of the storage ring 40 towards the valve slide 24 is restricted. In the other direction, the axial movement of the storage ring 40 is limited by the ring end face of the bush 30.
  • one or more radially extending throttle bore (s) 53 opens, which on the one hand open into the receiving space 38 and on the other hand in the area of the outlet connection T, so that the part of the accommodation bore 38 on the left in FIG. 3 with the outlet connection (low pressure Branch) T is connected.
  • a central section of the hub-shaped projection 42 is designed as an axial projection and has a radial bore star 54 which opens on the one hand in the spring chamber 36 and on the other hand in an axial blind hole 56 of the bush 30.
  • the blind bore 56 is widened at the right end section of the bush 30 in FIG. 3, so that a valve seat 58 is formed for a pilot valve body 60.
  • pilot valve body 60 is designed as a ball, the pilot spring 62 engaging the spherical pilot valve body 60 via a spring plate 64.
  • the other end of the expensive spring 62 is supported on an adjusting screw 66 which can be screwed into the enlarged part 32 of the axial bore.
  • the preload of the pilot spring 62 can be varied by the screwing depth of the adjusting screw 66.
  • Radial control bores 68 which establish a fluid connection to the control connection Y, open into the radially widened part of the axial blind hole 56 of the bushing 30.
  • the end of the valve housing 20 on the pilot valve side is sealed by means of the adjusting screw 66 and an O-ring 70 arranged thereon.
  • the relative position of the set screw 66 with respect to the valve housing 20 and thus the bias of the pilot spring 62 can be determined via a lock nut 72 which can be screwed onto the external thread of the set screw 66.
  • the trigger point of the pilot valve can thus be set by the voltage of the pilot spring 62 and by the control pressure at the control port Y.
  • Fig. 3 The embodiment shown in Fig. 3 is connected in the circuit of FIG. 2 such that the Input port P is connected to the feed line 6 and the output port T is connected to the low-pressure side, ie the drain line 8, in which the throttle bore 52 also opens.
  • the storage ring 40 In the basic position, the storage ring 40 is in the position shown in FIG. 3, in which it rests on the ring end face of the bush 30. If the supply line 6 is now acted upon by a hydraulic pressure in order to initiate a change in the driving / turning state, this is also present at the input port P. About the throttle bore 34, this pressure is guided into the spring chamber 36 and acts via the axial notch 44 on the right end of the storage ring 40. This pressure is higher than that in the throttle bore 52 and the adjoining part of the receiving space 38, so that the Storage ring in the representation according to Fig.
  • valve 3 is moved to the left.
  • This axial displacement takes place against the dynamic pressure in the receiving space 38, which is built up by the throttle bore 52. Due to the axial displacement of the storage ring 40, the spring chamber 36 is practically enlarged, so that a pressure drop occurs here, so that there is a lower pressure in the spring chamber 36 than at the outlet port P.
  • the pressure force resulting from this pressure difference which acts on the valve slide 24 in the opening direction, is greater than the force of the compression spring 28, the valve slide 24 is lifted off the contact shoulder 26 and the output connection T is opened. In this state, the pilot valve is still closed.
  • the opening of the valve spool 24 is substantially determined by the spring rate of the compression spring 28, which can for example be designed such that they at a pressure p m i n of about
  • the maximum pressure specified by the pressure relief valve can be, for example, 400 bar. That is, the minimum pressure p m i n is essentially overall lower than the maximum pressure p max to be limited in the feed line 6.
  • the valve slide 24 remains open until the receiving space 38 is reduced to a minimum and the storage ring rests on the contact shoulder 50.
  • the axial movement of the storage ring is essentially determined by the chokes connected in series, which are formed by the axial notch 44 or the throttle bore 52.
  • the pressure 36 in the spring chamber rises until it corresponds to the pressure at the inlet port P. Due to the area ratio of 1: 1 of the valve slide 24 and the force of the compression spring 28, the valve slide 24 is moved back into its closed position and the connection between the input port P and the output port T is closed.
  • the pressure at the inlet port P and thus also in the spring chamber 36 subsequently increases until the maximum pressure p ma ⁇ preset on the pilot valve is reached, so that the pilot valve body 60 is lifted from its valve seat 58 and the hydraulic fluid in the spring chamber 36 passes through the radial bores 54, the axial bore 56, the control bores 68 and the control connection Y are discharged to the tank, for example.
  • the resulting pressure drop in the spring chamber 36 then moves the valve slide 24 against the force of the compression spring 28 to the right in the illustration in FIG. 3, so that the connection between the input port P and the output port T is opened.
  • the maximum pressure Pm a x is - as already mentioned above - considerably higher than the m i n, bi occurs the initial opening of the valve due to the axial displacement of the storage ring 40th
  • the corresponding time-dependent characteristic curve of such a valve is shown in FIG. 5. Accordingly, the pressure increases at the input terminal P first approximately linearly until it reaches the damping pressure p m i n ER ranges has, for example, can be about 4 bar.
  • the valve slide 24 is then lifted off, so that the pressure at the inlet port P and thus in the spring chamber 36 maintains approximately a constant level until the storage ring 40 has reached its contact position.
  • the valve spool 24 then closes the output port T again, so that the pressure at the input port P rises to its maximum value p max set on the pilot valve and is then kept at a constant level by the action of the valve spool 24.
  • the displacement of the storage ring 40 thus delays the build-up of pressure, so that the movement of the travel / rotary drive is damped and damage is prevented.
  • the total response time until the maximum pressure is reached is about 0.3 to 0.5 seconds, while it is about 0.04 to 0.1 ms for valves without damping.
  • the movement of the storage ring 40 is, of course, reversible, so that corresponding processes with a corresponding damping effect are brought about even when pressure builds up at the outlet connection T and the resulting return movement of the storage ring 40.
  • the set point can be set by selecting the control pressure at the control port Y and by the bias of the pilot spring 62, i.e. an increase in pressure at control connection Y increases the set pressure accordingly.
  • the pilot oil can be returned to the tank without pressure and calm. flow, which results in very good ⁇ p-Q behavior. Another advantage can be seen in the fact that there is no pressure accumulation when several hydraulic motors are connected in series.
  • the properties of the pressure relief valve according to the invention can also be used for an emergency function in difficult terrain.
  • FIG. 4 shows a further exemplary embodiment of the pilot-controlled pressure relief valve 10, which differs from the exemplary embodiment illustrated in FIG. 3 only in that, instead of a valve slide, a piston 78 is used, which is biased against a valve seat 80 in the axial bore 22.
  • the other components and the function of this exemplary embodiment correspond to those of the sliding seat valve from FIG. 3, so that further explanations can be dispensed with.
  • a pilot-controlled pressure limiting valve in which an damping element is assigned to an main valve that can be displaced by the pressure in the spring chamber.
  • the damping element is arranged between two throttles connected in series, so that the pressure in the spring chamber can be reduced by its movement and a main valve element for damping a pressure build-up at the input connection of the pressure limiting valve can be activated.

Abstract

Offenbart ist ein vorgesteuertes Druckbegrenzungsventil, bei dem einem Hauptventil (24, 78) ein Dämpfungsglied (40) zugeordnet ist, daß durch den Druck im Federraum (36) verschiebbar ist. Das Dämpfungsglied ist zwischen zwei in Reihe geschalteten Drosseln (44, 52) angeordnet, so daß durch dessen Bewegung der Druck im Federraum absenkbar und ein Hauptventilglied zur Dämpfung eines Druckaufbaus am Eingangsanschluß des Druckbegrenzungsventils aufsteuerbar ist.

Description

Beschreibung
VORGESTEUERTES DRUCKBEGRENZUNGSVENTIL
Die Erfindung betrifft ein vorgesteuertes Druckbegrenzungsventil .
Vorgesteuerte Druckbegrenzungsventile werden beispielsweise zur Absicherung von hydraulischen Schaltungen für Fahr- und Drehwerksantriebe verwendet, die wahlweise als geschlossener und offener Hydraulikkreislauf aus- geführt sein können.
In Fig. 1, auf die bereits jetzt Bezug genommen sei, ist in stark vereinfachter Weise ein bekannter Schaltplan für einen Dreh- und Fahrwerksantrieb dargestellt. Demge- maß hat der geschlossene Kreislauf eine Hydro-Pumpe 1, die als Verstellpumpe ausgeführt ist und über die ein Hydromotor 2 des Fahr- bzw. Drehantriebs angetrieben ist. Die Absicherung des Fahr-/Drehwerkantriebes erfolgt über Druckbegrenzungsventile 4, 4', die bei Überschreiten ei- nes vorgegebenen Systemdrucks in der Hochdruckseite HD zur Niederdruckseite ND hin öffnen. Dabei wird das Hy- draulikfluid am Hydromotor 2 vorbei vom Hochdruckzweig in den Niederdruckzweig geführt, so daß Druckspitzen im Hochdruckkreis vermieden werden können. Bei Umkehrung der Förderrichtung der Hydropumpe 1 werden der HD- und der ND-Zweig vertauscht, so daß zur Absicherung dieses Zu- standes das parallel geschaltete Druckbegrenzungsventil 4' Wirkung entfaltet.
Einer derartigen Schaltung zur Absicherung des Fahr- /Drehwerkantriebes kann noch ein Bremsventil zugeordnet werden, über das die Rückströmung im ND-Zweig beeinflußbar ist.
Vorstehend beschriebene Schaltungen werden beispiels- weise bei Baumaschinen, wie Mobilbagger etc. verwendet, wobei über den Fahrantrieb die Raupen des Baggers angetrieben werden, während der Drehantrieb für die Oberwagendrehung des Baggers zuständig ist.
Beim Anschwenken des Oberwagens oder beim Beschleunigen des Baggers wird der Hydromotor mit einem vergleichsweise hohen Hydraulikdruck beaufschlagt, so daß diese Bewegungen vergleichsweise schnell eingeleitet werden und die Aufbauten einer erheblichen Beschleunigung mit ent- sprechend hohen Massenträgheitskräften ausgesetzt sind. Diese schlagartigen Belastungen können zu einer Beschädigung der Aufbauten oder der Hydraulikkomponenten führen.
Man ist daher bestrebt, Geschwindigkeitsänderungen derart durchzuführen, daß weiche Übergänge zwischen den Fahr-/Drehzuständen hergestellt werden. Dabei wird beim Auftreten eines Hydraulikfluidmengensprunges der momentan arbeitende Verbraucher, beispielsweise das Drehwerk oder das Fahrwerk, gedämpft beschleunigt oder verzögert.
In der DE 195 24 900 AI wird vorgeschlagen, für die Absicherung des jeweiligen Hochdruckzweiges vorgesteuerte Druckbegrenzungsventile zu verwenden, die in der Fig. 1 entnehmbaren Weise über Kreuz geschaltet werden. Mit der- artigen Druckbegrenzungsventilen ist allerdings eine Dämpfung des Druckaufbaus beim Beschleunigen oder Verzögern nicht möglich.
In der EP 0 564 654 AI wird ein direkt gesteuertes Druckbegrenzungsventil gezeigt, bei dem zur Beschleunigungsdämpfung einem abgestuften Ventilkegel ein Speicher- ring zugeordnet ist, der durch den Druck im Federraum des Ventilkegels axial verschiebbar ist. Durch die Axialverschiebung des Speicherringes wird das Volumen des Federraumes praktisch vergrößert, so daß hier ein Druckabfall stattfindet, der ein Öffnen des Hauptkegels gegen die Kraft der Ventilfeder ermöglicht, so daß der Druckaufbau am Druckbegrenzungsventil so lange verzögert wird, bis die Axialverschiebung des Speicherringes und damit der Druckabfall im Federraum abgeschlossen sind. Dieses Öff- nen aufgrund der Verschiebung des Speicherringes erfolgt bei einem vergleichsweise niedrigen Druck, der unterhalb des Einstellpunktes des Hauptventils liegt.
Bei diesem direkt gesteuerten Druckbegrenzungsventil wird die Dämpfung im wesentlichen durch die Zuführung des Hydraulikfluids zum Speicherring und durch die Federrate der Ventilfeder bestimmt. Letztere muß jedoch vergleichsweise hoch ausgeführt werden, da der Einstellpunkt derartiger Druckbegrenzungsventile bei mehreren 100 bar, bei- spielsweise 400 bar liegen kann.
Bei einem Einsatz derartiger Druckbegrenzungsventile in Antriebsschaltungen für Fahr-/Drehwerksantriebe zeigte es sich, daß trotz der Absicherung des Sekundärkreises bei bestimmten Beschleunigungszuständen noch Druckspitzen oder übermäßige Beschleunigungen auftreten können, die im Hinblick auf die Betriebssicherheit des Gerätes nicht akzeptabel sind.
Demgegenüber liegt der Erfindung die Aufgabe zugrunde, ein Druckbegrenzungsventil zu schaffen, das bei minimalem vorrichtungstechnischen Aufwand ein verbessertes Ansprechverhalten zeigt. Diese Aufgabe wird durch ein vorgesteuertes Druckbegrenzungsventil mit den Merkmalen des Patentanspruchs 1 gelöst .
Durch die Maßnahme, das Druckbegrenzungsventil als vorgesteuertes Ventil auszuführen und dem Hauptventilglied dieses vorgesteuerten Druckbegrenzungsventils ein Dämpfungsglied zuzuordnen, kann die Ventilfeder des Hauptventilgliedes mit einer erheblich geringeren Feder- rate ausgeführt werden, so daß auftretende Beschleunigungen durch ein frühzeitiges Öffnen des Hauptventilgliedes weit unterhalb seines Öffnungspunktes zuverlässig gedämpft werden, so daß eine Beschädigung der Komponenten der Schaltung oder des Aufbaus des betriebenen Mobilgerä- tes durch übermäßige Beschleunigungen ausgeschlossen ist. Die Axialbewegung des Dämpfungsgliedes und damit die Dämpfungswirkung wird im wesentlichen durch eine Drosselstelle bestimmt, die an einer Verbindungsleitung zwischen dem Federraum und einem Aufnahmeraum des Dämpfungsgliedes angeordnet ist.
Bei einem bevorzugten Ausführungsbeispiel der Erfindung wird das Dämpfungsglied zwischen zwei in Reihe geschalteten Drosseln angeordnet, so daß eine Drosselstelle in der Vebindungsleitung zwischen dem Federraum und dem Aufnahmeraum und eine weitere Dämpfungsdrossel zwischen dem Federraum und dem Ausgangsanschluß des Druckbegrenzungsventils angeordnet ist. Die beiden hintereinander geschalteten Drosselstellen dämpfen die Axialbewegung des Dämpfungsgliedes in beiden Richtungen, so daß eine Beschleunigung und eine Verzögerung des Antriebs reversibel beeinflußbar ist. Die erfindungsgemäße Anordnung des Dämpfungsglieds erlaubt ein weiches Anfahren oder Verzögern beim Einleiten einer Änderung des Fahr-/Drehzustands und ein schnelles Schließen des Druckbegrenzungsventils. Einen besonders kompakten Aufbau erhält man, wenn das Dämpfungsglied als Speicherring koaxial zum Hauptventilglied des Druckbegrenzungsventiles ausgeführt ist.
Der vorrichtungstechnische Aufbau läßt sich auf ein Minimum reduzieren, wenn der Speicherring zumindest abschnittsweise auf dem Außenumfang des Hauptventilgliedes geführt ist.
Der Einstellpunkt des vorgestellten Druckbegrenzungsventiles läßt sich auf besonders einfache Weise variieren, indem ein Vorsteuerkegel des Vorsteuerventils mit einem Vorsteuerdruck beaufschlagt wird, der vorzugsweise über eine Bohrung eines Ventilgehäuses zum Vorsteuerven- tilsitz geführt wird.
Der Aufnahmeraum zur Führung des Dämpfungsgliedes wird bei einem besonders einfach ausgeführten Ausführungsbeispiel einerseits durch das Ventilgehäuse und an- dererseits durch das Hauptventilglied und eine Ventilbuchse begrenzt, die an ihrem Außenumfang eine Axialkerbe hat, über die der Aufnahmeraum mit dem Federraum verbunden ist und die als Drosselstelle wirkt.
Bei diesem Auführungsbeispiel wird es bevorzugt, wenn der Ventilsitz des Vorsteuerkegels ebenfalls an der Ventilbuchse ausgebildet wird.
Der fertigungstechnische Aufwand läßt sich weiter verringern, indem die weitere Dämpfungsdrossel als Radialbohrung (en) im Ventilgehäuse ausgebildet ist (sind). Das Hauptventilglied wird vorzugsweise mit einem Flächenverhältnis von 1:1 ausgeführt und kann gegen einen Ventilsitz vorgespannt oder aber als Ventilschieber ausge- führt werden. Sonstige vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung sind Gegenstand der weiteren Unteransprüche.
Im folgenden werden bevorzugte Ausführungsbeispiele der Erfindung anhand schematischer Zeichnungen näher erläutert. Es zeigen:
Fig. 1 einen stark vereinfachten Schaltplan eines Dreh- /Fahrwerkantriebes mit Sekundärabsicherung nach dem Stand der Technik;
Fig. 2 einen entsprechenden Schaltplan mit einem erfindungsgemäßen vorgesteuerten Druckbegrenzungsventil;
Fig. 3 einen Schnitt durch ein erstes Ausführungsbeispiel eines Druckbegrenzungsventiles ;
Fig. 4 einen Schnitt durch ein weiteres Ausführungsbei- spiel eines erfindungsgemäßen Druckbegrenzungsventiles; und
Fig. 5 eine Kennlinie eines Druckbegrenzungsventils gemäß Fig. 3 oder 4.
In Fig. 2 ist ein stark vereinfachter Schaltplan für Dreh- und Fahrwerksantriebe eines Mobilgerätes dargestellt. Der jeweilige Antrieb erfolgt über den Hydromotor 2, der über Zu- und Ablaufleitungen 6 bzw. 8 mit zwei An- Schlüssen A, B der Schaltung verbunden ist. Die Anschlüsse A, B sind wahlweise an den Druckanschluß einer nicht gezeigten Verstellpumpe anschließbar, wobei die Gesamtschaltung als offener oder geschlossener Hydraulikkreislauf ausgeführt sein kann. Bei dem in Fig. 2 dargestellten Ausführungsbeispiel ist der Anschluß A an den Druckanschluß der Verstellpumpe angeschlossen, so daß das druckbeaufschlagte Hydraulik- fluid über die Zulaufleitung 6 zum Hydromotor 2 geführt wird. Durch Umsteuerung der Verstellpumpe kann der Hydromotor 2 selbstverständlich in umgekehrter Richtung betrieben werden, so daß die Leitung 6 zur Ablaufleitung und die Leitung 8 zur Zulaufleitung wird. Zwischen den beiden Leitungen 6, 8 sind zwei entgegengesetzt öffnende Druckbegrenzungsventile 10, 10' angeordnet, die bei einem übermäßigen Druckaufbau in der Zulaufleitung 6 bzw. in der Ablaufleitung 8 eine Verbindung zur jeweils anderen Leitung aufsteuern.
Bei den erfindungsgemäßen Druckbegrenzungsventilen 10, 10' handelt es sich um vorgesteuerte Ausführungen, bei denen der Einstellpunkt, d.h. derjenige Maximaldruck, bei dem das Druckbegrenzungsventil die Verbindung zwischen den beiden Leitungen 6, 8 öffnet, über einen Vor- Steuerdruck variierbar ist. In Reihe zum eigentlichen Druckbegrenzungsventil 10, 10' ist ein Dämpfυngsglied 12 geschaltet, das zwischen zwei Düsen 14, 16 in einer Leitung 18 angeordnet ist. Diese Leitung mündet einerseits im Federraum und andererseits am Ausgang des Druckbegren- zungsventils 10 (10'). Hinsichtlich weiterer konstruktiver Details des Druckbegrenzungsventils sei auf die folgenden Ausführungen verwiesen. Das Dämpfungsglied 12 mit den beiden in Reihe geschalteten Düsen 14, 16 ermöglicht ein zeitlich begrenztes Öffnen des Druck- begrenzungsventils unterhalb des Einstellpunkts, so daß der Druckaufbau in der Leitung A gedämpft werden kann und somit eine Stoßbelastung der Aufbauten des Mobilgerätes verhinderbar ist .
Wie bereits eingangs erwähnt, kann der aus Figur 2 ersichtlichen Schaltung in bekannter Weise noch ein Bremsventil hinzugefügt werden, das die Rückströmung in der Ablaufleitung 8 beeinflußt.
Fig. 3 zeigt einen Längsschnitt durch ein Druckbe- grenzungsventil 10, wie es in einer Schaltung gemäß Fig. 2 verwendbar ist. Das dargestellte vorgesteuerte Druckbegrenzungsventil 10 ist in Patronenbauweise ausgeführt und hat ein Ventilgehäuse 20, in dem ein axialer Eingangsanschluß P, ein als Radial-Bohrungsstern ausgebildeter Aus- gangsanschluß T und ein Steuerolanschluß Y ausgebildet sind. Das patronenförmige Gehäuse 20 ist mit einem Außengewinde versehen, so daß der in Fig. 3 linke Teil des Druckbegrenzungsventils in einen Ventilblock einschraubbar ist, wobei die Einschraubtiefe durch Anlage einer Ra- dialschulter mit O-Ring-Dichtung begrenzt ist.
Das Ventilgehäuse 20 hat eine Axialbohrung 22, in der ein Ventilschieber 24 axial verschiebbar geführt ist. Durch die Axialbewegung des Ventilschiebers 24 kann die Verbindung vom Eingangsanschluß P zum Ausgangsanschluß T aufgesteuert werden. In der Grundposition liegt der Ventilschieber 24 an einer Anlageschulter 26 der Axialbohrung 22 an. Der Ventilschieber 24 ist tassenförmig ausgebildet, wobei an der inneren Stirnfläche eine Druckfeder 28 angreift, die den Ventilschieber 24 gegen die Anlageschulter 26 vorspannt. Die Druckfeder 28 ist an einer Buchse 30 abgestützt, die in einen radial erweiterten Teil 32 der Axialbohrung 22 eingeschraubt ist.
In einem Boden des tassenförmigen Ventilschiebers 24 ist eine Axial-Drosselbohrung 34 ausgebildet, die einerseits im Eingangsanschluß P und andererseits im Federraum 36 mündet. Der Ventilschieber 24 ist mit einem Flächenverhältnis von 1:1 ausgeführt, d.h. daß die federraumsei- tige Stirnfläche die gleiche Größe wie die eingangsan- schlußseitige Stirnfläche hat. Die Axialbohrung 22 ist im Anschluß an die Schiebe- sitzflache radial erweitert, so daß der Ringmantel des Ventilschiebers 24 in diesen radial erweiterten Raum vor- steht. Dieser bildet einen ringförmigen Aufnahmeraum 38 für einen hülsenförmigen Speicherring, der entlang der Umfangswandung des Aufnahmeraums 38 axial verschiebbar geführt ist. Die lichte Weite des Speicherrings 40 ist an den Außendurchmesser des Ventilschiebers 24 angepaßt, so daß dessen Ringmantelabschnitt gleitend in die Innenbohrung des Speicherrings 40 eintauchen kann. Die Innenum- fangswandung des Speicherringes ist desweiteren auf einem nabenförmigen Vorsprung 42 der Buchse 30 geführt, der vom Befestigungsabschnitt der Buchse 30 in den Federraum 36 auskragt. Der nabenförmige Vorsprung 42 hat an seinem Außenumfang eine Axialkerbe 44, die einerseits im Federraum 36 und andererseits in einer radial zurückgesetzten Ringnut 46 mündet, so daß der Druck im Federraum 36 über die Axialkerbe 44 und die Ringnut 46 zur in Fig. 3 rechten Stirnseite des Speicherrings 40 führbar ist. Dieser ist über einen O-Ring 48 dichtend am Gehäuse 20 geführt.
Der Aufnahmeraum 38 hat an seinem in Fig. 3 linken Endabschnitt eine Anlageschulter 50, durch die die Axial- bewegung des Speicherringes 40 zum Ventilschieber 24 hin beschränkt ist. In der anderen Richtung ist die Axialbewegung des Speicherrings 40 durch die Ringstirnfläche der Buchse 30 begrenzt.
Im Bereich der Radialschulter 50 mündet eine oder mehrere radial verlaufende Drosselbohrung (en) 53, die einerseits im Aufnahmeraum 38 und andererseits im Bereich des Ausgangsanschlusses T münden, so daß der in Fig. 3 linke Teil der Aufnahmebohrung 38 mit dem Ausgangsan- Schluß (Niederdruck-Zweig) T verbunden ist. Ein mittlerer Abschnitt des nabenförmigen Vorsprungs 42 ist als Axialvorsprung ausgebildet und hat der einen Radialbohrungsstern 54, der einerseits im Federraum 36 und andererseits in einer Axial-Sacklochbohrung 56 der Buchse 30 mündet. Die Sacklochbohrung 56 ist am in Fig. 3 rechten Endabschnitt der Buchse 30 erweitert, so daß ein Ventilsitz 58 für einen Vorsteuerventilkörper 60 ausgebildet wird. Letzterer ist mittels einer Vorsteuerfeder 62 gegen den Ventilsitz 58 vorgespannt. Beim gezeigten Ausführungsbeispiel ist der Vorsteuerventilkörper 60 als Kugel ausgebildet, wobei die Vorsteuerfeder 62 über einen Federteller 64 an den kugelförmigen Vorsteuerventilkörper 60 angreift. Das andere Ende der Vors teuerfeder 62 ist an einer Stellschraube 66 abgestützt, die in den erweiterten Teil 32 der Axialbohrung einschraubbar ist. Durch die Einschraubtiefe der Stellschraube 66 läßt sich die Vorspannung der Vorsteuerfeder 62 variieren.
In dem radial erweiterten Teil der Axial-Sacklochboh- rung 56 der Buchse 30 münden Radial-Steuerbohrungen 68, die eine Fluidverbindung zum Steueranschluß Y herstellen. Bei dem in Fig. 3 gezeigten Ausführungsbeispiel ist das vorsteuerventilseitige Ende des Ventilgehäuses 20 über die Stellschraube 66 und einem daran angeordneten O-Ring 70 abgedichtet. Die Relativposition der Stellschraube 66 mit Bezug zum Ventilgehäuse 20 und damit die Vorspannung der Vorsteuerfeder 62 kann über eine Kontermutter 72 festgelegt werden, die auf das Außengewinde der Stellschraube 66 aufschraubbar ist.
Der Auslösepunkt des Vorsteuerventils läßt sich somit durch die Spannung der Vorsteuerfeder 62 und durch den Steuerdruck am Steueranschluß Y einstellen.
Das in Fig. 3 dargestellte Ausführungsbeispiel wird derart in die Schaltung gemäß Fig. 2 verschaltet, daß der Eingangsanschluß P mit der Zulaufleitung 6 und der Ausgangsanschluß T mit der Niederdruckseite, d.h. der Ablaufleitung 8 verbunden ist, in der auch die Drosselbohrung 52 mündet.
In der Grundposition befindet sich der Speicherring 40 in der in Fig. 3 dargestellten Position, in der er an der Ringstirnfläche der Buchse 30 anliegt. Wird nunmehr die Zulaufleitung 6 zum Einleiten einer Fahr- /Drehzustandsänderung mit einem Hydraulikdruck beaufschlagt, so liegt dieser auch am Eingangsanschluß P an. Über die Drosselbohrung 34 wird dieser Druck in den Federraum 36 geführt und wirkt über die Axialkerbe 44 auch auf die rechte Stirnseite des Speicherrings 40. Dieser Druck ist höher als derjenige in der Drosselbohrung 52 und dem sich daran anschließenden Teil des Aufnahmeraums 38, so daß der Speicherring in der Darstellung nach Fig.
3 nach links verschoben wird. Diese Axialverschiebung erfolgt gegen den Staudruck im Aufnahmeraum 38, der durch die Drosselbohrung 52 aufgebaut wird. Durch die Axialverschiebung des Speicherrings 40 wird praktisch der Federraum 36 vergrößert, so daß hierin ein Druckabfall erfolgt, so daß im Federraum 36 ein geringerer Druck als am Ausgangsanschluß P herrscht. Sobald die aus dieser Druck- differenz resultierende Druckkraft, die den Ventilschieber 24 in Öffnungsrichtung beaufschlagt, größer als die Kraft der Druckfeder 28 ist, wird der Ventilschieber 24 von der Anlageschulter 26 abgehoben und der Ausgangsanschluß T aufgesteuert . In diesem Zustand ist das Vorsteu- erventil noch verschlossen. Das Öffnen des Ventilschiebers 24 wird im wesentlichen durch die Federrate der Druckfeder 28 bestimmt, die beispielsweise derart ausgelegt werden kann, daß sie bei einem Druck pmin von etwa
4 bar auslöst, während der vom Druckbegrenzungsventil vorgegebene Maximaldruck bei beispielsweise 400 bar liegen kann. D.h., der Minimaldruck pmin ist wesentlich ge- ringer als der zu begrenzende Maximaldruck pmax in der Zulaufleitung 6. Der Ventilschieber 24 bleibt so lange geöffnet, bis der Aufnahmeraum 38 auf ein Minimum verkleinert ist und der Speicherring an der Anlageschulter 50 anliegt. Die Axialbewegung des Speicherringes ist dabei im wesentlichen durch die hintereinander geschalteten Drosseln bestimmt, die durch die Axialkerbe 44 bzw. die Drosselbohrung 52 gebildet sind.
Sobald sich der Speicherring 40 in Anlage an der Anlageschulter 50 befindet, steigt der Druck 36 im Federraum an, bis er wieder dem Druck am Eingangsanschluß P entspricht. Aufgrund des Flächenverhältnisses von 1:1 des Ventilschiebers 24 und der Kraft der Druckfeder 28 wird der Ventilschieber 24 wieder in seine Schließposition zurückbewegt und die Verbindung zwischen dem Eingangsanschluß P und dem Ausgangsanschluß T geschlossen.
Der Druck am Eingangsanschluß P und damit auch im Fe- derraum 36 steigt in der Folge weiter an, bis der am Vorsteuerventil voreingestellte Maximaldruck pmaχ erreicht ist, so daß der Vorsteuerventilkörper 60 von seinem Ventilsitz 58 abgehoben wird und das Hydraulikfluid im Federraum 36 durch die Radialbohrungen 54, die Axialbohrung 56, die Steuerbohrungen 68 und den Steueranschluß Y beispielsweise zum Tank abgeführt wird. Durch den daraus resultierenden Druckabfall im Federraum 36 wird dann der Ventilschieber 24 gegen die Kraft der Druckfeder 28 in der Darstellung nach Fig. 3 nach rechts bewegt, so daß die Verbindung zwischen dem Eingangsanschluß P und dem Ausgangsanschluß T aufgesteuert wird. Der Maximaldruck Pmax liegt jedoch - wie bereits vorstehend erwähnt - erheblich über dem min, b i dem die erstmalige Öffnung des Ventils aufgrund der Axialverschiebung des Speicherrings 40 erfolgt. Die entsprechende zeitabhängige Kennlinie eines derartigen Ventils ist in Fig. 5 dargestellt. Demgemäß steigt der Druck am Eingangsanschluß P zunächst näherungsweise linear an, bis er den Dämpfungsdruck pmin er- reicht hat, der beispielsweise etwa 4 bar betragen kann. Durch das Verschieben des Speicherrings 40 wird dann der Ventilschieber 24 abgehoben, so daß der Druck am Eingangsanschluß P und damit im Federraum 36 etwa ein konstantes Niveau beibehält, bis der Speicherring 40 in sei- ne Anlageposition gelangt ist. Anschließend schließt der Ventilschieber 24 wiederum den Ausgangsanschluß T, so daß der Druck am Eingangsanschluß P auf seinen am Vorsteuerventil eingestellten Maximalwert pmax ansteigt und dann durch die Wirkung des Ventilschiebers 24 auf einem kon- stanten Niveau gehalten wird. Durch die Verschiebung des Speicherrings 40 erfolgt somit eine zeitliche Verzögerung des Druckaufbaus , so daß die Bewegung des Fahr- /Drehantriebes gedämpft und somit Beschädigungen verhindert sind. Die Gesamtansprechzeit bis zum Erreichen des Maximaldrucks beträgt etwa 0,3 bis 0,5 sek., während sie bei Ventilen ohne Dämpfung etwa 0,04 bis 0,1 ms beträgt.
Die Bewegung des Speicherringes 40 ist selbstverständlich reversibel, so daß entsprechende Vorgänge mit entsprechender Dämpfungswirkung auch bei einem Druckaufbau am Ausgangsanschluß T und die daraus resultierende Rückbewegung des Speicherrings 40 bewirkt werden.
Wie bereits vorstehend erwähnt, kann der Einstell- punkt durch Wahl des Steuerdrucks am Steueranschluß Y und durch die Vorspannung der Vorsteuerfeder 62 eingestellt werden, d.h. eine Druckerhöhung am Steueranschluß Y hebt den Einstelldruck entsprechend an.
Durch die Ausgestaltung des Steueranschlusses Y kann das Vorsteueröl drucklos und beruhigt zum Tank zurück- fließen, was ein sehr gutes Δp-Q-Verhalten zur Folge hat. Ein weiterer Vorteil ist darin zu sehen, daß bei einer Reihenschaltung mehrerer Hydromotoren keine Drucksummie- rung stattfindet. Die Eigenschaften des erfindungsgemäßen Druckbegrenzungsventils lassen sich auch für- eine Notfunktion in schwerem Gelände nutzen.
In Fig. 4 ist ein weiteres Ausführungsbeispiel des vorgesteuerten Druckbegrenzungsventils 10 gezeigt, das sich von dem in Fig. 3 dargestellten Ausführungsbeispiel lediglich darin unterscheidet, daß anstelle eines Ventilschiebers ein Kolben 78 verwendet wird, der gegen einen Ventilsitz 80 in der Axialbohrung 22 vorgespannt ist. Die sonstigen Bauelemente und die Funktion dieses Ausfüh- rungsbeispiels entsprechen denjenigen des Schiebesitzven- tils aus Fig. 3, so daß auf weitere Erläuterungen verzichtet werden kann.
Offenbart ist ein vorgesteuertes Druckbegrenzungsven- til, bei dem einem Ilauptventil ein Dämpfungsglied zugeordnet ist, daß durch den Druck im Federraum verschiebbar ist. Das Dämpfungsglied ist zwischen zwei in Reihe geschalteten Drosseln angeordnet, so daß durch dessen Bewegung der Druck im Federraum absenkbar und ein Hauptven- tilglied zur Dämpfung eines Druckaufbaus am Eingangsanschluß des Druckbegrenzungsventils aufsteuerbar ist.

Claims

Ansprüche
1. Vorgesteuertes Druckbegrenzungsventil mit einem Hauptventilglied (24, 78), über das eine Verbindung zwischen einem Eingangsanschluß (P) und einem Ausgangsanschluß (T) aufsteuerbar ist und das eine Drosselbohrung (34) hat, über die der Eingangsanschluß (P) mit einem Federraum (36) verbunden ist, wobei ein Vorsteuerventil zwischen dem Federraum (36) und einem Steueranschluß (Y) angeordnet ist und in einem Aufnahmeraum (38) ein Dämpfungsglied (40) verschiebbar geführt ist, dessen eine Stirnseite über eine eine Drosselstelle (44) bildende Verbindungsleitung mit einem dem Druck im Federraum (36) entsprechenden Dämpfungsdruck und dessen andere Stirnseite über eine Ablaufleitung (52) mit einem dem Druck am Ausgangsanschluß (T) entsprechenden Dämpfungsdruck beaufschlagt sind.
2. Vorgesteuertes Druckbegrenzungsventil nach Patentanspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß eine Dämpfungsdrossel (52) in Reihe zur Drosselstelle (44) geschaltet ist und vorzugsweise das Dämpfungsglied (40) zwischen Dämpfungsdrossel (52) und Drosselstelle (44) angeordnet ist.
3. Vorgesteuertes Druckbegrenzungsventil nach Patentanspruch 1 oder 2 , dadurch gekennzeichnet , daß das Dämpfungsglied ein Speicherring (40) ist, der koaxial zum Hauptventilglied (24, 78) angeordnet ist.
4. Vorgesteuertes Druckbegrenzungsventil nach Patentanspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß der Spei- cherring (40) zumindest abschnittsweise auf dem Au- ßenumfang des Hauptventilglieds (24, 78) geführt ist.
5. Vorgesteuertes Druckbegrenzungsventil nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das Vorsteuerventil einen Vorsteuerventilkörper (60) hat, der gegen einen im Federraum (36) mündenden Ventilsitz (58) vorgespannt ist und der zusätzlich mit einem Vorsteuerdruck beauf- schlagbar ist.
6. Vorsteuerventil nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Auf- nahmeraum (38) einerseits durch ein Ventilgehäuse (20) und andererseits durch das Hauptventilglied (24, 78) und eine Ventilbuchse (30) begrenzt ist, die an ihrem Außenumfang eine die Drosselstelle bildende Axialkerbe (44) hat, über die der Aufnah- meraum (38) mit dem Federräum (36) verbunden ist.
7. Vorgesteuertes Druckbegrenzungsventil nach Patentanspruch 5 und 6, dadurch gekennzeichnet, daß der Ventilsitz (58) des Vorsteuerventilkörpers (60) an der Ventilbuchse (30) ausgebildet ist.
8. Vorgesteuertes Druckbegrenzungsventil nach einem der Patentanspruch 2 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Dämpfungsdrossel durch eine oder mehrere Drosselbohrungen (52) im Ventilgehäuse (20) gebil- det ist.
9. Vorgesteuertes Druckbegrenzungsventil nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das Hauptventilglied (24, 78) mit ei- nem Flächenverhältnis von 1:1 ausgeführt ist.
10. Vorgesteuertes Druckbegrenzungsventil nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das Hauptventilglied als Kolben (78) ausgeführt und gegen einen Ventilsitz (80) vorge- spannt ist.
11. Vorgesteuertes Druckbegrenzungsventil nach einem der Patentansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß das Ventilglied als Ventilschieber 24 aus- geführt ist.
12. Vorgesteuertes Druckbegrenzungsventil nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das Ventilgehäuse (20) in Patronen- bauweise ausgeführt ist.
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