WO2002038990A2 - Vorgesteuertes druck-einspeiseventil - Google Patents

Vorgesteuertes druck-einspeiseventil Download PDF

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WO2002038990A2
WO2002038990A2 PCT/DE2001/003699 DE0103699W WO0238990A2 WO 2002038990 A2 WO2002038990 A2 WO 2002038990A2 DE 0103699 W DE0103699 W DE 0103699W WO 0238990 A2 WO0238990 A2 WO 0238990A2
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WO
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piston
pressure
pressure feed
pilot
feed valve
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PCT/DE2001/003699
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French (fr)
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WO2002038990A3 (de
Inventor
Karl Krug-Kussius
Original Assignee
Bosch Rexroth Ag
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Publication date
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    • 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
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
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    • F15B13/02—Fluid distribution or supply devices characterised by their adaptation to the control of servomotors
    • F15B13/04—Fluid distribution or supply devices characterised by their adaptation to the control of servomotors for use with a single servomotor
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    • F16H—GEARING
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    • F16H61/38—Control of exclusively fluid gearing
    • F16H61/40—Control of exclusively fluid gearing hydrostatic
    • F16H61/4043—Control of a bypass valve
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    • F16H61/40—Control of exclusively fluid gearing hydrostatic
    • F16H61/4078—Fluid exchange between hydrostatic circuits and external sources or consumers
    • F16H61/4139—Replenishing or scavenging pumps, e.g. auxiliary charge pumps

Definitions

  • the invention relates to a pressure feed valve according to the preamble of claim 1.
  • Such pressure feed valves are used, for example, as a working valve in hydrostatic drives, for example undercarriage and slewing gear drives, and for protecting linear consumers, for example cylinders in an open or closed hydraulic circuit.
  • these valves are used, for example, to open a connection from the high-pressure side to the low-pressure side when a predetermined system pressure is exceeded. Pressure medium is then guided past a hydraulic motor of the rotary / chassis drive from the high pressure branch into the low pressure branch, so that pressure peaks in the high pressure circuit can be avoided.
  • WO 99/08029 A1 discloses a pilot-controlled pressure valve, in which a piston is assigned to a main stage, an attenuator via which, when pressure peaks occur, the piston is turned open far below its opening point, which is predetermined by the pilot stage, so that high accelerations during driving are achieved - / slewing drive resulting pressure peaks can be damped by briefly opening the valve body of the main stage below the response point of the pilot stage.
  • This attenuator is used in the after-suction function to open the piston.
  • EP 0 908 653 A1 discloses a pilot-controlled pressure feed valve with a suction function, in which a pilot control stage has a booster piston, by the effect of which the pilot control stage can be controlled below the set maximum pressure, so that pressure fluctuations at the input connection can be damped.
  • the invention has for its object to provide a pilot-controlled pressure feed valve, in which the function is guaranteed even at high pressures.
  • a piston of the main stage of the pressure feed valve is designed with an area difference which additionally acts in the closing direction when the main stage is closed, so that the piston is pressed against its seat and the leakage is reduced.
  • the area difference acts in the opening direction, so that the main stage opens up very quickly and pressure peaks can thus be quickly released into the low-pressure branch or towards a tank.
  • the suction function is implemented via a suction ring, which is axially displaceable on the piston and on the inner circumferential wall of the valve bore receiving the piston.
  • An annular end face of the suction ring adjoining a pressure chamber leading to the low pressure is designed such that it can be sealingly brought to a sealing surface of the valve bore, so that the outer gap between the inner peripheral wall and the suction ring relative to the inner gap between the piston and the suction ring on the end face is sealed.
  • the suction ring is biased into its sealing position by the pressure in a rear chamber of the main stage and in the radial direction against that of it encompassed piston pressed so that the leakage can be further reduced compared to the previously known solutions.
  • the applicant expressly reserves the right to make its own independent claim regarding the configuration of the suction ring with an end sealing surface and radial pressure against the piston in the end-side contact position.
  • the piston has a collar-shaped axial stop for the suction ring at its rear end section.
  • the above-described advantageous effect of the suction ring can be further improved if the annular gap between the valve bore and the suction ring is larger than that between the suction ring and the piston.
  • the ring end face designed as a sealing face is stepped back in the axial direction and thus has a smaller end face than the rear end face, which faces the axial stop of the piston.
  • the function of the suction ring according to the invention can in principle also be implemented with a seat piston.
  • the area difference of the suction ring according to the invention can in principle also be implemented with a seat piston.
  • Piston formed by chamfering the peripheral edge, the piston being biased in the closed position with this chamfer against an annular shoulder of the valve bore.
  • the deflection of the pressure medium flow when the main stage is open can be guided by forming an axially protruding projection of the main piston, which is preferably rounded off towards the annular shoulder. This projection is penetrated by a bore forming a nozzle.
  • the pilot stage is provided with a damping device, via which a hard opening hitting a pilot valve body on a pilot valve seat when controlling the pilot stage is preventable.
  • the leakage of the pilot stage can be further reduced by making the pilot valve body spherical.
  • the setting behavior of such a ball on a cylindrical valve seat is significantly improved compared to solutions with conical valve bodies.
  • FIG. 1 shows a longitudinal section through a pilot-controlled pressure feed valve according to the invention
  • Figure 2 is an enlarged view of a main stage of the pressure feed valve in Figure 1 and Figure 3 shows the pressure forces occurring at a suction ring of the pressure feed valve.
  • FIG. 1 shows a longitudinal section through a pilot-controlled pressure feed valve 1.
  • the valve 1 has a main stage 2 and a pilot stage 4, which are formed in a cartridge-shaped housing 6.
  • the housing 6 has an axial connection P, which is connected, for example, to the high pressure side of a chassis drive.
  • An output port T formed by a radial bore stem is connected to the low pressure side of the system.
  • the housing 6 is penetrated by an axial bore 8, in which a piston 10 is axially displaceably guided.
  • the main stage 2 is designed with a sliding seat, the piston 10 being prestressed against an annular shoulder 14 of the axial bore 8 via a compression spring 12.
  • the piston 10 of the main stage 2 is designed with an area difference.
  • a hub-shaped projection 16 is formed on the bottom surface of the piston 10 and is penetrated by a bore forming a nozzle 18. This connects the part of the axial bore 8 on the inlet connection side to an interior 22 of the piston 10 delimited by the piston skirt 20.
  • the compression spring 12 engages an annular shoulder in the interior of the piston skirt 20, so that the piston 10 is biased into its closed position in which the radial bores 24 of the outlet port 10 are closed.
  • the axial bore 8 is widened in steps, so that an annular space is formed for receiving a suction ring 26, which is slidably guided between the outer periphery of the piston skirt 20 and a peripheral wall 28 of the radially expanded part of the axial bore 8.
  • a radially projecting stop collar 30 is formed on the rear end section of the piston 10, which is on the right in FIG. 2, and limits the axial movement of the suction ring 26 to the right , The axial movement in the opposite direction is limited by running up the suction ring 26 onto an annular shoulder designed as a sealing surface 32, via which the axial bore 8 is expanded radially.
  • At least one parallel bore 34 is formed in the housing 6, which is connected via an axial channel 36 to the annular space in which the suction ring 26 is axially displaceably guided.
  • the pressure at the outlet connection T can be applied to the adjacent end face of the suction ring 26 via this parallel bore 34 and the axial channel 36.
  • the end face of the suction ring 26 facing the axial channel 36 is axially stepped back towards the piston 10, the axially projecting ring end face 38 of the suction ring 26 being designed as a sealing surface, so that in the contact position of the suction ring 26 shown in FIG. 2, the radially outer axial gap 40 between the inner circumference of the radially ter part 28 of the axial bore 8 and the outer circumference of the suction ring 26 is hydraulically separated on the end face from the radially inner sealing gap 42.
  • the ring end face 38 has a smaller area than the rear end face 44 of the suction ring 26 facing the stop collar 30.
  • the clear width of the axial gap 40 is chosen to be larger than the clear width of the sealing gap 42, so that the external play of the suction ring 26 is greater than the internal play.
  • the inner clearance is approximately 10 to 18 ⁇ m, while the outer clearance can be approximately 25 to 46 with a width of the suction ring 26 of 1 mm.
  • deviations from these dimensions are also possible.
  • the main piston 10 has a projection 18 which is penetrated by the bore 8 acting as a nozzle. This projection merges into the main part of the piston 10 via a concavely curved guide surface 46, via which the pressure medium flowing in through the inlet port P when the piston 10 is lifted off is led to the controlled cross-section.
  • a chamfer 48 is formed on the outer peripheral edge of the main piston 10 on the valve seat side, with which the main piston 10 bears against the annular shoulder 14 in the closed position.
  • valve seat effective diameter d of the annular shoulder 14 and the part of the axial bore 8 adjoining it to the inlet port P is smaller than the outer diameter D of the piston 10, so that the annular surface with the width D - d in the closed position of the Piston 10 acts in the closing direction (pressure at port T neglected).
  • the piston 10 is thereby biased in addition to the force of the compression spring against the annular shoulder 14, so that the sealing effect is improved in this area and thus leakage is prevented.
  • the pressure at the inlet port P is also present in the rear space 50 of the valve 1 which is delimited by the radially enlarged part 28 of the axial bore 8.
  • the pressure at the outlet connection (tank pressure or low pressure of the system) is reported via the parallel bore 34 in the axial channel 36, so that the axially recessed part 52 of the in Figure 2 left end face of the suction ring 26 is acted upon by low pressure.
  • FIG. 3 shows, in a greatly simplified form, the pressure conditions which are present on the suction ring 26 in this closed position of the piston 10. It is assumed that a pressure PH acts at the inlet port P, while the pressure at the outlet port T corresponds to the tank pressure and is negligibly small compared to the pressure pj-j. In the steady state, the control oil located in the rear space 50 also has a pressure which corresponds to the value PH. As shown in FIG. 3, this pressure acts on the rear end face 44 of the suction ring 26.
  • this pressure PH also acts along the entire length of the axial gap 40.
  • the axially recessed part 52 lying at the bottom in FIG. 3 is acted upon by the tank pressure (negligible) via the axial channel 26. Accordingly, the pressure in the contact area between the ring end face 38 and the sealing face 32 drops from the value PH to 0. This means that the pressure force acting on the right end face 44 of the suction ring 26 is greater than the pressure force acting in the opposite direction, so that the suction ring 26 is pressed sealingly against the sealing surface 32. This contact pressure increases with the pressure at the input port P.
  • the pressure which acts in the sealing gap 42 and acts on the suction ring 26 radially outwards drops from the inlet pressure PH in the area of the end face 44 to the pressure in the area of the axially recessed part 52, so that an approximately triangular pressure profile is established.
  • This pressure drop in the inner sealing gap 42 means that they are in the radial direction
  • Suction ring 26 inward pressure forces greater than the pressure forces acting in the opposite direction, so that the suction ring 26 is pressurized in the direction of the piston 10. This reduces the internal play of the suction ring 26 and thus improves the seal between the piston 10 and the suction ring 26. Due to the increased radial pressure on the suction ring 26 in the area of the sealing surface 32 and the due to the difference in area of the piston 10 increased axial contact pressure of the piston 10 on the annular shoulder 14, the leakage of the pressure feed valve with a sliding seat is substantially reduced compared to conventional solutions, so that the valve arrangement is almost comparable in terms of leakage with seat valves.
  • the pilot stage 4 is inserted into the housing 6.
  • This has a base body 54, which is pressed via a reducing piece 56 against a contact shoulder formed by an annular space 58 of the axial bore 8.
  • a pilot valve seat 60 is formed in the base body 54, against which a pilot valve body 62 is biased via a control spring 64.
  • the bias of the control spring 64 can be adjusted by means of an adjusting screw 66 mounted in the reducer 56, on which the control spring 64 is supported.
  • a space downstream of the pilot valve seat 60 is connected to the annular space 58 via radial openings 68 in the base body 54.
  • the base body 54 has a hub-shaped projection in which a pilot valve bore 70 is formed, the end portion of which, on the right in FIG. 1, delimits the valve seat 60.
  • a small piston 72 which acts as an attenuator, is guided, via which the closing movement of the pilot valve body 62 is damped, so that the pilot stage 4 can be opened and damped quickly (half-wave damping).
  • the pilot valve bore 70 is connected to the rear space 50 via a plurality of connecting bores 74.
  • the piston 72 which interacts with the pilot valve body 62, forms a nozzle 76 with the circumference of the pilot valve body 70 and delimits a damping chamber 78 with the bottom of the pilot valve bore 70, wherein pressure medium passes through an annular gap (not shown) between the piston 72 and the circumference of the pilot valve bore 70 into the damping chamber 78 can occur, or is displaced from this to dampen the closing movement.
  • the annular space 58 of the housing 6 is connected to the output terminal T via a connecting channel 59.
  • the pressure feed valve 1 At pressure below the maximum pressure set via the pilot stage at the inlet port P, the pressure feed valve 1 is held in its closed position in the manner described at the beginning.
  • the pilot valve body 62 When the maximum pressure is exceeded, the pilot valve body 62 is lifted off the valve seat 60, so that control oil can flow out of the rear space 50 via the opened pilot stage to the outlet connection (low pressure). This relieves the back of the piston 10, so that it is brought into its open position by the pressure at the inlet port P, so that the connection between P and T is opened.
  • the valve arrangement is in its control position, in which the pressure at the inlet port P is kept at the preset maximum value.
  • the pilot stage 4 closes, the closing movement of the pilot valve body 62 being damped by the piston 42. Due to the pressure building up in the rear space 50, the piston 10 is moved back into its closed position shown in FIG.
  • the suction ring 26 is acted upon by the pressure tapped via the parallel bore 34 and the axial channel 36 at the outlet port T, which is greater than the pressure in the rear space 50.
  • the suction ring 26 is lifted from its contact position on the sealing surface 32 and moved to the right until it runs onto the stop collar 30 of the piston 10 and takes it along - the connection from T to P is opened, so that pressure medium flows from the outlet connection T to the inlet connection P. can (suction function).
  • the modular design of the pressure feed valve 1 according to the invention enables the realization of several valve variants, whereby depending on the configuration of the valve arrangement, an activation stage, a deactivation stage or a time delay etc. can be provided.
  • the valve arrangement is also characterized by a quick opening and closing behavior in reversing operation.
  • the annular space 58 can also be connected to a control connection, so that the force acting on the pilot valve body in the closing direction can be influenced by the force of the control spring 64 and by the control pressure.
  • a pilot-controlled pressure feed valve in which a piston of a main stage with a sliding seat is designed with a surface difference.
  • the suction function of the pressure feed valve is implemented via a suction ring, which can be pressed against a front sealing surface and against the circumferential surface of the piston of the main stage by a suitable choice of the inner play and the outer play of the suction ring as well as the end face conditions, so that the leakage is reduced ,

Abstract

Offenbart ist ein vorgesteuertes Druck-Einspeiseventil, bei dem ein Kolben (10) einer mit Schiebesitz ausgeführten Hauptstufe mit einer Flächendifferenz ausgeführt ist. Die Nachsaugfunktion des Druck-Einspeiseventils wird über einen Nachsaugring (26) realisiert, der durch geeignete Wahl des Innenspiels und des Dichtposition gegen eine stirnseitige Dichtfläche (32) und an die Umfangfläche des Kolbens der Hauptstufe anpreßbar ist, so daß die Leckage verringert ist.

Description

Beschreibung
Vorgesteuertes Druck-Einspeiseventil
Die Erfindung betrifft ein Druck-Einspeiseventil gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1.
Derartige Druck-Einspeiseventile werden beispielsweise als Arbeitsventil in hydrostatischen Antrieben, beispielsweise Fahr- und Drehwerksantrieben und zur Absicherung von Linearverbrauchern, beispielsweise Zylindern im offenen oder geschlossenen hydraulischen Kreislauf verwendet. Bei Fahr-/Drehwerkantrieben werden diese Ventile beispielsweise eingesetzt, um bei Überschreiten eines vorgegebenen Systemdrucks eine Verbindung von der Hochdruckseite zur Niederdruckseite hin aufzusteuem. Dabei wird dann Druckmittel an einen Hydromotor des Dreh-/Fahrwerkantriebs vorbei vom Hochdruckzweig in den Niederdruckzweig geführt, so daß Druckspitzen im Hochdruckkreis vermieden werden können.
In der WO 99/08029 A1 ist ein vorgesteuertes Druckventil offenbart, bei dem einem Kolben einer Hauptstufe ein Dämpfungsglied zugeordnet ist, über das bei Auftreten von Druckspitzen der Kolben weit unterhalb seines über die Vorsteuerstufe vorgegebenen Öffnungspunktes aufgesteuert wird, so daß aus hohen Beschleunigungen des Fahr-/Drehwerkantriebs resultierende Druckspitzen durch ein kurzes Aufsteuern des Ventilkörpers der Hauptstufe unterhalb des Ansprechpunktes der Vorsteuerstufe gedämpft werden können. Dieses Dämpfungsglied wird in der Nachsaugfunktion zum Aufsteuern des Kolbens verwendet.
Aus der EP 0 908 653 A1 ist ein vorgesteuertes Druck-Einspeiseventil mit Nachsaugfunktion bekannt, bei dem eine Vorsteuerstufe einen Übersetzerkolben hat, durch dessen Wirkung die Vorsteuerstufe unterhalb des eingestellten Maximaldruckes aufsteuerbar ist, so daß Druckschwankungen am Eingangsanschluß gedämpft werden können. Auch bei diesen Konstruktionen kann es bei bestimmten Betriebsbedingungen, beispielsweise beim Fahren der Pumpe in die Druckabschnei- dung oder bei impulsartigen Belastungen, beispielsweise im Hammerbetrieb vorkommen, daß die Haupt- oder Vorsteuerstufe aufgrund der extrem hohen Druckaufbaugeschwindigkeiten (bis 50.000 bar/sec) schlagartig auf- und zugesteuert wird. Diese hohen Druckstoßbelastungen können zu einem vorzeitigen Verschleiß der Ventilsitze in Haupt- und Vorsteuerstufe führen. Desweiteren sind die eingangs beschriebenen Ventilanordnungen als Schiebesitz- ventile ausgeführt, die insbesondere bei hohen Drücken nicht akzeptable Leckageraten aufweisen.
Demgegenüber liegt der Erfindung die Aufgabe zugrunde, ein vorgesteuertes Druck-Einspeiseventil zu schaffen, bei dem die Funktion auch bei hohen Drücken gewährleistet ist.
Diese Aufgabe wird durch ein vorgesteuertes Druck-Einspeiseventil mit den Merkmalen des Patentanspruchs 1 gelöst.
Erfind ungsgemäß ist ein Kolben der Hauptstufe des Druck-Einspeise- ventils mit einer Flächendifferenz ausgeführt, die bei geschlossener Hauptstufe zusätzlich in Schließrichtung wirkt, so daß der Kolben gegen seinen Sitz gepreßt und die Leckage verringert wird. Beim Abheben des Kolbens von seinem Ventilsitz wirkt die Flächendifferenz in Öffnungsrichtung, so daß die Hauptstufe sehr schnell aufsteuert und somit Druckspitzen schnell in den Niederdruckzweig bzw. zu einem Tank hin abgebaut werden können.
Die Nachsaugfunktion wird über einen Nachsaugring realisiert, der axial verschiebbar auf dem Kolben und an der Innenumfangswandung der den Kolben aufnehmenden Ventilbohrung geführt ist. Eine an einen den Nieder- druck führenden Druckraum angrenzende Ringstirnfläche des Nachsaugrin- ges ist so ausgeführt, daß sie dichtend an eine Dichtfläche der Ventilbohrung bringbar ist, so daß der Außenspalt zwischen der Innenumfangswandung und dem Nachsaugring gegenüber dem Innenspalt zwischen dem Kolben und dem Nachsaugring stirnseitig abgedichtet ist. Bei dieser Variante wird der Nachsaugring über den Druck in einem Rückraum der Hauptstufe in seine Dichtposition vorgespannt und in Radialrichtung gegen den von ihm umgriffenen Kolben gepreßt, so daß sich die Leckage gegenüber den vorbekannten Lösungen weiter verringern läßt.
Die Anmelderin behält sich ausdrücklich vor, auf die Ausgestaltung des Nachsaugringes mit stirnseitiger Dichtfläche und radialer Anpressung gegen den Kolben in der stimseitigen Anlageposition einen eigenen unabhängigen Anspruch zu richten.
Bei einem besonders einfach aufgebauten Ausführungsbeispiel hat der Kolben an seinem rückwärtigen Endabschnitt einen bundförmigen Axialanschlag für den Nachsaugring.
Die vorbeschriebene vorteilhafte Wirkung des Nachsaugringes läßt sich weiter verbessern, wenn der Ringspalt zwischen Ventilbohrung und Nach- saugring größer als derjenige zwischen Nachsaugring und Kolben ausgebildet ist.
Dabei wird es bevorzugt, wenn die als Dichtfläche ausgebildete Ringstirnfläche in Axialrichtung zurückgestuft wird und somit eine kleinere Stirn- fläche als die rückwärtige, zum Axialanschlag des Kolbens weisende Stirnfläche hat.
Die erfindungsgemäße Funktion des Nachsaugringes läßt sich prinzipiell auch bei einem Sitzkolben realisieren. Bei einer mit Schiebesitz ausge- führten vorteilhaften Variante der Hauptstufe wird die Flächendifferenz des
Kolbens durch eine Anfasung des Umfangsrandes ausgebildet, wobei der Kolben in der Schließstellung mit dieser Anfasung gegen eine Ringschulter der Ventilbohrung vorgespannt ist.
Die Umlenkung der Druckmittelströmung bei aufgesteuerter Hauptstufe läßt sich durch Ausbildung eines axial vorstehenden Vorsprungs des Hauptkolbens leiten, der vorzugsweise zur Ringschulter hin abgerundet ist. Dieser Vorsprung wird von einer eine Düse bildenden Bohrung durchsetzt.
Bei einem besonders bevorzugte Ausführungsbeispiel ist die Vorsteuerstufe mit einer Dämpfungseinrichtung versehen, über die ein hartes Auf- schlagen eines Vorsteuerventilkörpers auf einem Vorsteuerventilsitz beim Zusteuern der Vorsteuerstufe verhinderbar ist.
Die Leckage der Vorsteuerstufe läßt sich weiter verringern, indem der Vorsteuerventilkörper kugelförmig ausgeführt ist. Das Setzverhalten einer derartigen Kugel auf einem zylindrischen Ventilsitz ist gegenüber Lösungen mit kegeligen Ventilkörpern wesentlich verbessert.
Sonstige vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung sind Gegenstand der weiteren Unteransprüche.
Im folgenden wird ein bevorzugtes Ausführungsbeispiel der Erfindung anhand schematischer Zeichnungen näher erläutert.
Es zeigen:
Figur 1 einen Längsschnitt durch ein erfindungsgemäßes vorgesteuertes Druck-Einspeiseventil;
Figur 2 eine vergrößerte Darstellung einer Hauptstufe des Druck-Einspeiseventils auf Figur 1 und Figur 3 die an einem Nachsaugring des Druck-Einspeiseventils auftretenden Druckkräfte.
Figur 1 zeigt einen Längsschnitt durch ein vorgesteuertes Druck-Einspeiseventil 1. Das Ventil 1 hat eine Hauptstufe 2 und eine Vorsteuerstufe 4, die in einem patronenförmigen Gehäuse 6 ausgebildet sind. Das Gehäuse 6 hat einen axialen Anschluß P, der beispielsweise mit der Hochdruckseite eines Fahrwerkantriebs verbunden ist. Ein durch einen Radialbohrungsstem ausgebildeter Ausgangsanschluß T ist mit der Niederdruckseite des Systems verbunden. Das Gehäuse 6 ist von einer Axialbohrung 8 durchsetzt, in der ein Kolben 10 axial verschiebbar geführt ist. Die Hauptstufe 2 ist mit Schiebesitz ausgeführt, wobei der Kolben 10 über eine Druckfeder 12 gegen eine Ringschulter 14 der Axialbohrung 8 vorgespannt ist. Wie im folgenden noch weiter ausgeführt ist, ist bei dieser Konstruktion ist der Kolben 10 der Hauptstufe 2 mit einer Flächendifferenz ausgeführt. An der Bodenfläche des Kolbens 10 ist ein nabenförmiger Vorsprung 16 ausgebildet, der von einer eine Düse 18 bildenden Bohrung durchsetzt ist. Diese verbindet den eingangsanschlußseitigen Teil der Axialbohrung 8 mit einem vom Kolbenmantel 20 begrenzten Innenraum 22 des Kolbens 10.
Die Druckfeder 12 greift an einer Ringschulter im Innenraum des Kolbenmantels 20 an, so daß der Kolben 10 in seine Schließposition vorgespannt ist, in der die Radialbohrungen 24 des Ausgangsanschlußes 10 zugesteuert sind.
Im Bereich des Kolbenmantels 20 (Schließstellung) ist die Axialbohrung 8 stufenförmig erweitert, so daß ein Ringraum zur Aufnahme eines Nachsaugringes 26 ausgebildet ist, der gleitend zwischen dem Außenumfang des Kolbenmantels 20 und einer Umfangswandung 28 des radial erweiterten Teils der Axialbohrung 8 geführt ist.
Weitere Details der Hauptstufe 2 erschließen sich aus der vergrößerten Darstellung der Hauptstufe 2 in Figur 2. Demgemäß ist an dem rückwärtigen, in Figur 2 rechten Endabschnitt des Kolbens 10 ein radial vorstehender An- schlagbund 30 ausgebildet, der die Axialbeweguπg des Nachsaugrings 26 nach rechts begrenzt. Die Axialbewegung in die Gegenrichtung ist durch Auflaufen des Nachsaugrings 26 auf eine als Dichtfläche 32 ausgebildete Ringschulter begrenzt, über die die Axialbohrung 8 radial erweitert ist.
Etwa parallel zu den Radialbohrungen 24 ist im Gehäuse 6 zumindest eine Parallelbohrung 34 ausgebildet, die über einen Axialkanal 36 mit demjenigen Ringraum verbunden ist, in dem der Nachsaugring 26 axial verschiebbar geführt ist. Über diese Parallelbohrung 34 und den Axialkanal 36 kann die benachbarte Stirnfläche des Nachsaugrings 26 mit dem Druck am Ausgangsanschluß T beaufschlagt werden.
Die zum Axialkanal 36 weisende Stirnfläche des Nachsaugrings 26 ist axial zum Kolben 10 hin zurückgestuft, wobei die axial vorspringende Ringstirnfläche 38 des Nachsaugrings 26 als Dichtfläche ausgeführt ist, so daß in der in Figur 2 dargestellten Anlageposition des Nachsaugrings 26 der radial außen liegende Axialspalt 40 zwischen dem Innenumfang des radial erwei- terten Teils 28 der Axialbohrung 8 und dem Außenumfang des Nachsaugrings 26 stirnseitig von dem radial innen liegenden Dichtspalt 42 hydraulisch getrennt ist. Die Ringstimfläche 38 hat eine geringere Fläche als die hintere, dem Anschlagbund 30 zuweisende Stirnfläche 44 des Nachsaugrings 26.
Erfindungsgemäß ist die lichte Weite des Axialspaltes 40 größer als die lichte Weite des Dichtspalts 42 gewählt, so daß das Außenspiel des Nachsaugrings 26 größer als das Innenspiel ist. Bei einem besonders bevorzugten Ausführungsbeispiel beträgt das Innenspiel etwa 10 bis 18 μm, während das Außenspiel etwa 25 bis 46 bei einer Breite des Nachsaugrings 26 von 1 mm betragen kann. Selbstverständlich sind auch Abweichungen von diesen Maßen möglich.
Wie bereits vorstehend erwähnt, hat der Hauptkolben 10 einen von der als Düse wirkenden Bohrung 8 durchsetzten Vorsprung 18. Dieser geht über eine konkav gekrümmte Leitfläche 46 in den Hauptteil des Kolbens 10 über, über die das durch den Eingangsanschluß P einströmende Druckmittel bei abgehobenem Kolben 10 hin zum aufgesteuerten Querschnitt hin geführt wird. Am ventilsitzseitigen äußeren Umfangsrand des Hauptkolbens 10 ist eine Fase 48 ausgebildet, mit der der Hauptkolben 10 in der Schließstellung an der Ringschulter 14 anliegt. Der die Größe des Ventilsitzes bestimmende wirksame Durchmesser d der Ringschulter 14 bzw. des sich daran zum Eingangsanschluß P hin anschließenden Teils der Axialbohrung 8 ist geringer als der Außendurchmesser D des Kolbens 10, so daß die Ringfläche mit der Breite D - d in der Schließposition des Kolbens 10 in Schließrichtung wirkt (Druck am Anschluß T vernachlässigt). Der Kolben 10 wird dadurch zusätzlich zur Kraft der Druckfeder gegen die Ringschulter 14 vorgespannt, so daß die Dichtwirkung in diesem Bereich verbessert und somit eine Leckage verhindert ist.
In der dargestellten Schließposition liegt der Druck am Eingangsanschluß P auch in dem von dem radial erweiterten Teil 28 der Axialbohrung 8 begrenzten Rückraum 50 des Ventils 1 an. Der Druck am Ausgangsanschluß (Tankdruck oder Niederdruck des Systems) wird über die Parallelbohrung 34 in den Axialkanal 36 gemeldet, so daß der axial zurückgesetzte Teil 52 der in Figur 2 linken Stirnfläche des Nachsaugrings 26 mit Niederdruck beaufschlagt ist.
Figur 3 zeigt in stark vereinfachter Form die Druckverhältnisse, die sich in dieser Schließstellung des Kolbens 10 am Nachsaugring 26 anliegt. Es sei angenommen, daß am Eingangsanschluß P ein Druck PH wirkt, während der Druck am Ausgangsanschluß T dem Tankdruck entspricht und gegenüber dem Druck pj-j vernachlässigbar klein ist. Im stationären Zustand hat das sich im Rückraum 50 befindliche Steueröl ebenfalls einen Druck, der dem Wert PH entspricht. Dieser Druck wirkt gemäß der Darstellung in Figur 3 auf die rückwärtige Stirnfläche 44 des Nachsaugrings 26.
Aufgrund des vergleichsweise großen Außenspiels des Nachsaugrings 26 wirkt dieser Druck PH auch entlang der gesamten Länge des Axialspaltes 40.
Der in Figur 3 unten liegende, axial zurückgesetzte Teil 52 ist über den Axialkanal 26 mit dem Tankdruck (vernachlässigbar) beaufschlagt. Demgemäß fällt der Druck im Anlagebereich zwischen Ringstirnfläche 38 und Dicht- fläche 32 vom Wert PH auf 0 ab. Das heißt, die auf die rechte Stirnfläche 44 des Nachsaugrings 26 wirkende Druckkraft ist größer als die in Gegenrichtung wirkende Druckkraft, so daß der Nachsaugring 26 dichtend gegen die Dichtfläche 32 gepreßt wird. Dieser Anpreßdruck steigt mit dem Druck am Eingangsanschluß P an.
Der im Dichtspalt 42 wirksame, den Nachsaugring 26 radial nach außen beaufschlagende Druck fällt vom Eingangsdruck PH im Bereich der Stirnfläche 44 zum Taπkdruck im Bereich des axial zurückgesetzten Teils 52 ab, so daß sich ein etwa dreieckförmiges Druckprofil einstellt. Durch diesen Druckabfall in dem inneren Dichtspalt 42 sind die in Radialrichtung auf den
Nachsaugring 26 nach innen wirkenden Druckkräfte größer als die in Gegenrichtung wirkenden Druckkräfte, so daß der Nachsaugring 26 in Richtung auf den Kolben 10 druckbeaufschlagt ist-. Dadurch wird das Innenspiel des Nachsaugrings 26 verringert, und somit die Abdichtung zwischen dem Kol- ben 10 und dem Nachsaugring 26 verbessert. Durch die erhöhte radiale An- pressung des Nachsaugrings 26 im Bereich der Dichtfläche 32 sowie die auf- grund der Flächendifferenz des Kolbens 10 erhöhte axiale Anpreßkraft des Kolbens 10 auf die Ringschulter 14 wird die Leckage des mit Schiebesitz ausgeführten Druck-Einspeiseventils gegenüber herkömmlichen Lösungen wesentlich verringert, so daß die Ventilanordnung hinsichtlich der Leckage nahezu mit Sitzventilen vergleichbar ist.
Gemäß Figur 1 ist die Vorsteuerstufe 4 in das Gehäuse 6 eingesetzt. Diese hat einen Grundkörper 54, der über ein Reduzierstück 56 gegen eine durch einen Ringraum 58 der Axialbohrung 8 ausgebildete Anlageschulter gepreßt wird. Im Grundkörper 54 ist ein Vorsteuerventilsitz 60 ausgebildet, gegen den ein Vorsteuerventilkörper 62 über eine Steuerfeder 64 vorgespannt ist. Die Vorspannung der Steuerfeder 64 läßt sich mittels einer im Reduzierstück 56 gelagerten Stellschraube 66 einstellen, an der die Steuerfeder 64 abgestützt ist. Ein Raum stromabwärts des Vorsteuerventilsitzes 60 ist über Radialdurchbrüche 68 des Grundkörpers 54 mit dem Ringraum 58 verbunden.
Der Grundkörper 54 hat einen nabenförmigen Vorsprung, in dem eine sacklochartig ausgebildete Vorsteuerventilbohrung 70 ausgebildet ist, deren in Figur 1 rechter Endabschnitt den Ventilsitz 60 begrenzt. In der Vorsteuerventilbohrung 70 ist ein als Dämpfungsglied wirkendes Kölbchen 72 geführt, über das die Schließbewegung des Vorsteuerventilkörpers 62 gedämpft wird, so daß ein schnelles Öffnen und gedämpftes Schließen der Vorsteuerstufe 4 ermöglicht wird (halbwellenförmige Dämpfung).
Wie insbesondere Figur 2 entnommen werden kann, ist die Vorsteuerventilbohrung 70 über mehrere Verbindungsbohrungen 74 mit dem Rückraum 50 verbunden. Das mit dem Vorsteuerventilkörper 62 zusammenwirkende Kölbchen 72 bildet mit dem Umfang der Vorsteuerventilkörper 70 eine Düse 76 und begrenzt mit dem Boden der Vorsteuerventilbohrung 70 einen Dämpfungsraum 78, wobei Druckmittel über einen nicht dargestellten Ringspalt zwischen dem Kölbchen 72 und dem Umfang der Vorsteuerventilbohrung 70 in den Dämpfungsraum 78 eintreten kann, beziehungsweise zur Dämpfung der Schließbewegung aus diesem verdrängt wird. Der Ringraum 58 des Gehäuses 6 ist über einen Verbinduπgskanal 59 mit dem Ausgangsanschluß T verbunden.
Hinsichtlich weiterer Details dieser Dämpfung sei auf die parallel hinter- legte Patentanmeldung P 2000 (unser Zeichen: MA 7467) der Anmelderin verwiesen.
Bei Druck unterhalb des über die Vorsteuerstufe eingestellten Maximaldruckes am Eingangsanschluß P wird das Druck-Einspeiseventil 1 in der eingangs beschriebenen Weise in seiner Schließstellung gehalten. Bei Überschreiten des Maximaldruckes wird der Vorsteuerventilkörper 62 vom Ventilsitz 60 abgehoben, so daß Steueröl aus dem Rückraum 50 über die geöffnete Vorsteuerstufe zum Ausgangsanschluß (Niederdruck) abströmen kann. Dadurch wird die Rückseite des Kolbens 10 entlastet, so daß dieser durch den Druck am Eingangsanschluß P in seine Öffnungsstellung gebracht wird, so daß die Verbindung zwischen P und T aufgesteuert ist. Die Ventilanordnung befindet sich in ihrer Regelungsposition, in der der Druck am Eingangsanschluß P auf dem voreingestellten Maximalwert gehalten wird. Bei Absinken des Druckes am Eingangsanschluß P schließt die Vorsteuerstufe 4, wobei die Schließbewegung des Vorsteuerventilkörpers 62 durch das Kölbchen 42 gedämpft wird. Durch den sich aufbauenden Druck im Rückraum 50 wird der Kolben 10 zurück in seine in Figur 1 dargestellte Schließposition bewegt.
In dem Fall, in dem der Druck am Ausgangsanschluß T größer als der
Druck am Eingangsanschluß P ist, wird der Nachsaugring 26 durch den über die Parallelbohrung 34 und den Axialkanal 36 abgegriffenen Druck am Ausgangsanschluß T beaufschlagt, der größer als der Druck im Rückraum 50 ist. Der Nachsaugring 26 wird von seiner Anlageposition an der Dichtfläche 32 abgehoben und nach rechts bewegt, bis er auf den Anschlagbund 30 des Kolbens 10 aufläuft und diesen mitnimmt - die Verbindung von T nach P wird aufgesteuert, so daß Druckmittel vom Ausgangsanschluß T zum Eingangsanschluß P strömen kann (Nachsaugfunktion).
Selbstverständlich kann anstelle der vorbeschriebenen Vorsteuerstufe auch eine andere, herkömmliche Vorsteuerstufe eingesetzt werden. Der modulartige Aufbau des erfindungsgemäßen Druck-Einspeiseventils 1 ermöglicht die Realisierung mehrerer Ventilvarianten, wobei je nach Ausgestaltung der Ventilanordnung eine Zuschaltstufe, eine Abschaltstufe oder eine Zeitverzögerung etc. vorgesehen werden können.
Die vorbeschriebene Konstruktion zeichnet sich durch eine gute
Dämpfung von Schwingungen im Hochdruck- und im Niederdruckbereich aus, wobei die Leckagewerte äußerst gering sind. Die Ventilanordnung ist desweiteren durch ein schnelles Offnungs- und Schließverhalten im Rever- sierbetrieb gekennzeichnet.
Bei einer Variante der Vorsteuerstufe 4 kann der Ringraum 58 auch mit einem Steueranschluß verbunden sein, so daß die den Vorsteuerventilkörper in Schließrichtung beaufschlagende Kraft durch die Kraft der Steuerfeder 64 und durch den Steuerdruck beeinflußbar ist.
Offenbart ist ein vorgesteuertes Druck-Einspeiseventil, bei dem ein Kolben einer mit Schiebesitz ausgeführten Hauptstufe mit einer Flächendiffe- renz ausgeführt ist. Die Nachsaugfunktion des Druck-Einspeiseventils wird über einen Nachsaugring realisiert, der durch geeignete Wahl des Innenspiels und des Außenspiels des Nachsaugrings sowie der Stirnflächenverhältnisse in eine Dichtposition gegen eine stirnseitige Dichtfläche und an die Umfangfläche des Kolbens der Hauptstufe anpreßbar ist, so daß die Leckage verringert ist.
Bezugszeichenliste:
Druck-Einspeiseventil
Hauptstufe
Vorsteuerstufe
Gehäuse
Axialbohrung
Kolben
Druckfeder
Ringschulter
Vorsprung
Bohrung
Kolbenmantel
Innenraum
Radialbohrung
Nachsaugring radial erweiterter
Teil der Axialbohrung
Anschlagbund
Dichtfläche
Parallelbohrung
Axialkanal
Ringstirnfläche
Axialspalt
Dichtspalt
Stirnfläche
Leitfläche
Fase
Rückraum axial zurückgesetzter
Teil des Nachsaugrings 26
Grundkörper
Reduzierstück
Ringraum
Vorsteuerventilsitz Vorsteuerventilkörper
Steuerfeder
Stellschraube
Radialdurchbruch
Verbindungskanal
Vorsteuerventilbohrung
Kölbchen
Verbindungsbohrung
Düse
Dämpfungsraum

Claims

Ansprüche
1. Druck-Einspeiseventil mit einem Kolben (10), über den eine Verbindung zwischen einem Eingangsanschluß (P) und einem Ausgangsanschluß
T aufsteuerbar ist, und der mittels einer Druckfeder (12) in eine Schließstellung vorgespannt ist und der in der Nachsaugfunktion durch den Druck am Ausgangsanschluß (T) über einen Mitnehmer (26) in seine Öffnungsstellung bringbar ist, und mit einer Vorsteuerstufe (4) zum Entlasten der in Schließrichtung wirksamen Rückseite des Kolbens
(10) dadurch gekennzeichnet, daß der vorzugsweise mit Schiebesitz ausgeführte Kolben (10) mit einer Flächendifferenz (D - d) ausgebildet ist.
2. Druck-Einspeiseventil nach Patentanspruch 1 , wobei der Mitnehmer ein Nachsaugring (26) ist, der axial verschiebbar auf dem Außenumfang des Kolbens (10) und an der Innenumfangswandung der Ventilbohrung (8) geführt ist und dessen Ringstirnfläche (38) dichtend in Anlage an eine Dichtfläche (32) der Ventilbohrung (8) bringbar ist.
3. Druck-Einspeiseventil nach Patentanspruch 2, wobei ein von der Ringstirnfläche entfernter Endabschnitt des Nachsaugrings in der Nachsaugfunktion auf einen Axialanschlag (30) des Kolbens (10) aufläuft.
4. Druck-Einspeiseventil nach Patentanspruch 2 oder 3, wobei ein Außenspiel zwischen der Innenumfangswandung der Ventilbohrung (8) und dem Nachsaugring (26) größer ist als ein Innenspiel zwischen dem Umfang des Kolbens (10) und dem Nachsaugring (26) ist.
5. Druck-Einspeiseventil nach einem der Patentansprüche 2 bis 4, wobei die Ringstimfläche (38) zum Kolben (10) hin axial zurückgestuft ist.
6. Druck-Einspeiseventil nach einem der vorhergehenden Patentansprü- ehe, wobei der Kolben (10) über die Druckfeder (12) gegen eine Ringschulter (14) vorgespannt ist und die Flächendifferenz (D - d) durch eine Fase (48) des Umfangsrandes des Kolbens (10) ausgebildet ist.
7. Druck-Einspeiseventil nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, wobei der Kolben (10) einen axial vorstehenden Vorsprung (16) hat, der von einer im Rückraum mündenden Düsen-Bohrung (18) durchsetzt ist.
8. Druck-Einspeiseventil nach Patentanspruch 6 und 7, wobei die Um- fangsflächen des Vorsprungs (16) zur Fase (48) hin abgerundet sind.
9. Druck-Einspeiseventil nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, wobei einem Vorsteuerventilkörper (62) der Vorsteuerstufe (4) eine Dämpfungseinrichtung zugeordnet ist.
10. Druck-Einspeiseventil nach einem der vorhergehenden Patentansprü- ehe, dadurch gekennzeichnet, daß ein Vorsteuerventilkörper (62) der
Vorsteuerstufe (4) kugelförmig ausgebildet ist.
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Cited By (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN100447466C (zh) * 2003-10-01 2008-12-31 博世力士乐股份有限公司 压力补油阀
CN108930681A (zh) * 2018-08-21 2018-12-04 东莞海特帕沃液压科技有限公司 一种分段控制的平衡阀
WO2023150448A1 (en) * 2022-02-01 2023-08-10 Sun Hydraulics, Llc Pressure relief valve with a reverse free flow configuration integrated therewith

Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO1999008029A1 (de) 1997-08-06 1999-02-18 Mannesmann Rexroth Ag Vorgesteuertes druckbegrenzungsventil
EP0908653A1 (de) 1997-10-07 1999-04-14 Mannesmann Rexroth AG Vorgesteuertes Druckbegrenzungsventil

Family Cites Families (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE2848208C2 (de) * 1978-11-07 1986-01-02 Hydromatik Gmbh, 7900 Ulm Vorgesteuertes Druckbegrenzungsventil mit Einspeisefunktion
LU88390A1 (de) * 1993-08-02 1995-03-01 Hydrolux Sarl Vorsteuerstufe fuer Druckbegrenzungsventile
DE19524900C2 (de) * 1995-07-08 2000-12-28 Mannesmann Rexroth Ag Vorgesteuertes Druckbegrenzungsventil
DE19833489A1 (de) * 1998-07-24 2000-01-27 Mannesmann Rexroth Ag Hydraulische Schaltung

Patent Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO1999008029A1 (de) 1997-08-06 1999-02-18 Mannesmann Rexroth Ag Vorgesteuertes druckbegrenzungsventil
EP0908653A1 (de) 1997-10-07 1999-04-14 Mannesmann Rexroth AG Vorgesteuertes Druckbegrenzungsventil

Cited By (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN100447466C (zh) * 2003-10-01 2008-12-31 博世力士乐股份有限公司 压力补油阀
KR101118073B1 (ko) * 2003-10-01 2012-02-27 보쉬 렉스로트 아게 압력 이송 밸브
CN108930681A (zh) * 2018-08-21 2018-12-04 东莞海特帕沃液压科技有限公司 一种分段控制的平衡阀
WO2023150448A1 (en) * 2022-02-01 2023-08-10 Sun Hydraulics, Llc Pressure relief valve with a reverse free flow configuration integrated therewith

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