WO2004106751A1 - Druckreduzierventil - Google Patents

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WO2004106751A1
WO2004106751A1 PCT/DE2004/001044 DE2004001044W WO2004106751A1 WO 2004106751 A1 WO2004106751 A1 WO 2004106751A1 DE 2004001044 W DE2004001044 W DE 2004001044W WO 2004106751 A1 WO2004106751 A1 WO 2004106751A1
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WO
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damping
pressure
reducing valve
pressure reducing
piston
Prior art date
Application number
PCT/DE2004/001044
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English (en)
French (fr)
Inventor
Thomas Ewald
Walter Otter
Karl Josef Meyer
Gerard Laroze
Original Assignee
Bosch Rexroth Ag
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Filing date
Publication date
Application filed by Bosch Rexroth Ag filed Critical Bosch Rexroth Ag
Publication of WO2004106751A1 publication Critical patent/WO2004106751A1/de

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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B13/00—Details of servomotor systems ; Valves for servomotor systems
    • F15B13/02—Fluid distribution or supply devices characterised by their adaptation to the control of servomotors
    • F15B13/04—Fluid distribution or supply devices characterised by their adaptation to the control of servomotors for use with a single servomotor
    • F15B13/0401—Valve members; Fluid interconnections therefor
    • F15B13/0407—Means for damping the valve member movement
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B13/00—Details of servomotor systems ; Valves for servomotor systems
    • F15B13/02—Fluid distribution or supply devices characterised by their adaptation to the control of servomotors
    • F15B13/04—Fluid distribution or supply devices characterised by their adaptation to the control of servomotors for use with a single servomotor
    • F15B13/042—Fluid distribution or supply devices characterised by their adaptation to the control of servomotors for use with a single servomotor operated by fluid pressure
    • F15B13/043—Fluid distribution or supply devices characterised by their adaptation to the control of servomotors for use with a single servomotor operated by fluid pressure with electrically-controlled pilot valves
    • F15B13/0433—Fluid distribution or supply devices characterised by their adaptation to the control of servomotors for use with a single servomotor operated by fluid pressure with electrically-controlled pilot valves the pilot valves being pressure control valves

Definitions

  • the invention relates to a pressure reducing valve according to the preamble of claim 1 and a pilot control device equipped with such pressure reducing valves.
  • pilot control devices are used, for example, for the hydraulic actuation of continuously adjustable directional valves of a control block of a mobile working device.
  • the pilot control devices have pressure reducing valves which, depending on the actuation of a control lever of the pilot control device, can be brought into a position in which an input pressure provided by a control oil supply is brought to a reduced constant output pressure.
  • the pressure reducing valve is acted upon in one direction by the force of a control spring and acted on in the opposite direction by the outlet pressure acting on a measuring surface.
  • US Pat. No. 6,125,886 shows a pilot control device in which a plurality of pressure reducing valves can be actuated via an actuating mechanism.
  • the pistons of the pressure reducing valves are each biased into a basic position via a spring arrangement, in which the outlet or working connection is connected to a tank connection T and the pressure connection connected to the control oil supply is shut off. If the operating conditions are unfavorable, the piston of the pressure reducing valve may vibrate, which no longer guarantee sensitive control of the associated consumer.
  • the invention has for its object to provide a pressure reducing valve and a pilot control equipped with such pressure reducing valves, in which the occurrence of vibrations is largely prevented.
  • the pressure reducing valve is designed with a damping channel, via which a damping chamber is connected to a pressure chamber, for example a tank or a channel carrying the reduced pressure.
  • a damping pin is guided axially displaceably with a clearance that allows a pressure medium flow through the damping channel.
  • This axial displacement of the damping pin can be additionally or alternatively limited if an annular shoulder is formed in the damping channel, which represents a stop for the damping pin.
  • notches defining flow cross sections are then formed on the contact area of the damping pin on this annular shoulder.
  • the damping chamber can establish a connection between a rear damping chamber and the working connection.
  • the damping chamber can be connected to the tank connection via the damping channel.
  • a conventional nozzle is also provided in series with the damping gap formed by the damping pin, although this can have a larger diameter than in comparable conventional damped pressure reducing valves.
  • the radial play of the damping pin is between 0.05 and 0.2 mm, preferably 0.1 mm (based on the diameter).
  • Figure 2 shows a section through a pilot control unit, which is designed with a variant of a pressure reducing valve according to the invention.
  • FIG. 1 shows a longitudinal section through a pressure reducing valve 1.
  • This has a valve housing 2 which has a tank connection T, a pressure connection P connected to a control oil supply and a working or outlet connection P1.
  • a valve bore 4 is formed in the valve housing, in which a piston 6 is guided so as to be axially displaceable.
  • the end sections of the piston 6 are each formed with a piston collar 8 or 10, a tank control edge 12 or a pressure control edge 14 being formed on the mutually facing ring end faces.
  • the end face of the piston collar 10 on the right in FIG. 1 is radially stepped back to a projection which is connected to a
  • End face 16 of a screw plug 18 abuts, which is screwed into a radially widened part of the valve bore 4.
  • a control spring 24 engages via a centering ball 20 and a spring plate 22, which is accommodated in a radially enlarged spring chamber 26 of the valve bore 4 and is supported on a further screw plug 28 which supports the spring chamber 26 on the end face closes.
  • the tank connection T opens via radial tank bores 30 in the spring chamber 26, while the working connection P1 opens via an obliquely running working channel 32 in the region of the piston collar 8 (in the basic position of the piston 6) and the pressure connection P via a radially extending pressure channel 34 in the area of the right Piston collar 10 opens.
  • the piston 6 has an axial blind bore 36 which opens into the right end face of the piston 6 in FIG. 1 and extends approximately up to the radial area of the ring end face of the piston collar 8. Slightly axially offset from this end face of the blind bore 36 is a transverse bore 38 through which an annular gap 40, which is axially delimited by the two annular end faces of the piston collars 8, 10, is connected to the blind bore 36.
  • This transverse bore 38 opens approximately in the area of the working channel 32, so that the reduced working pressure is tapped via the transverse bore 38 and reported into the blind bore 36. This pressure is then also present in a damping space 42 which is delimited in the axial direction by the end face 16 of the locking screw 18 and the adjacent end face of the piston collar 10.
  • the end section of the blind bore 36 is on the damping chamber side extends radially somewhat to a guide section 44, in which a damping pin 46 is guided with a predetermined play.
  • the play between the inner circumferential surface of the blind hole 36 and the outer circumference of the damping pin 46 is approximately 0.1 mm in the illustrated embodiment.
  • the possible axial displacement of the damping pin 46 is limited on the one hand by the locking screw 18 and on the other hand by a shoulder 48 of the guide section 44.
  • flow notches 50 are provided on the shoulder-side end section, by means of which a sealing of the blind hole 36 is avoided.
  • the damping pin 46 is prestressed by a spring 52 in the direction of its contact position on the locking screw 18.
  • This spring 52 is not necessarily necessary and is only intended to prevent the damping pin 46 from moving within the blind bore 36.
  • the spring 52 can be supported on a shoulder of the blind hole 36.
  • the piston 6 is moved in the direction of its basic position by the force of the control spring 24 and in the closing direction, ie in the direction in which the connection between the pressure channel 34 and the annular space 40 is via the pressure control edge 14 is controlled by the pressure acting on the transverse bore 38, the blind bore 36 and the annular gap between the damping pin 46 and the inner circumferential surface of the blind bore 36 to the rear of the piston 10 in the damping chamber 42. That is, depending on the bias of the control spring 24, the input pressure is throttled via the control edge 14, so that in the working channel 32 and thus at the working port P1, a constant output pressure which is lower than the input pressure is effective.
  • the damping effect can be increased further if the transverse bore 38 is designed with a comparatively small diameter and thus also acts as a damping nozzle. However, it was found that only with such a damping nozzle alone - i.e. without the damping pin 46 according to the invention - the damping effect is significantly worse than in the described embodiment. As a rule, it should be sufficient to make the transverse bore 38 with a diameter in which the damping effect in this area is negligible.
  • a particular advantage of the solution according to the invention is that the damping pin 46 can only be integrated with minimal changes to the piston 10, so that a retrofit to this system is very easy with existing designs.
  • FIG. 2 shows another exemplary embodiment of a pressure reducing valve 1 which is used in a hydraulic pilot control device.
  • pilot control devices are disclosed, for example, in data sheet RD 64 552 (hydraulic valves for ' mobile applications) of the applicant.
  • the pilot control unit 56 has a control lever (not shown), by the deflection of which a plunger 58 is displaced in the axial direction.
  • the control spring 24 of the pressure reducing valve 1 can be tensioned by means of this tappet 58, so that proportional hydraulic control of directional valves and of control valves for hydraulic pumps and hydraulic motors is made possible via the pressure reducing valve depending on the position of the control lever and the spring rate of the control spring 24.
  • the pressure reducing valves 1 of the pilot control device 56 are accommodated in a multi-part housing 2 of the pilot control device, on which a central (in FIG. 2 only a partial section is shown) input or pressure connection P as well as several working connections Pl ' (one working connection for each pressure reducing valve) and a tank connection T are formed.
  • the piston 10 of the pressure reducing valve 1 is guided in the valve bore 4, in which a pressure channel 34, a working channel 32 and a tank channel 30 open. Similar to the exemplary embodiment described above, the tank channel 30 opens into a radially widened part of the valve bore 4, through which the spring chamber 26 for the control spring 24 is formed.
  • the tappet 58 acts on a spring plate 60, on which the control spring 24 is supported, which acts on an annular shoulder of the piston 10.
  • the plunger 58 is biased into its basic position shown by a return spring 62, which acts on the spring plate 60 and is supported on a shoulder of the valve housing 2.
  • a top in Figure 2 back radially stepped end portion of the piston 10 'extends through the spring plate 60 and has' at its end portion a radially expanded dog 66 which engages behind the spring plate 60, so that the Contact of the driver 66 on the spring plate 60 limits the axial end position downwards in FIG. 2 of the piston 10.
  • This driver 66 is biased into its contact position by the control spring 24.
  • the piston 10 has a circumferential annular groove 64, the lower end face of which in FIG. 2 is covered by the web between the pressure channel 34 and the working channel 32. This annular end face forms the pressure control edge 14 of the pressure reducing valve 1.
  • the upper end face of the annular groove 64 in FIG. 2 lies in the basic position of the piston 10 in the spring chamber 26 and forms the tank control edge 12.
  • a damping space 42 is delimited in the axial direction between the end face 16 of the locking screw and the adjacent end face of the piston 10. In the exemplary embodiment shown, this is connected to the spring chamber 26 via the blind bore 36 and the transverse bore 38. That in this exemplary embodiment, the damping takes place by connection to the spring chamber 26 and thus the tank, while in the above-described exemplary embodiment the damping takes place by connection to the working connection and thus via the outlet pressure.
  • the blind hole 36 at the end section on the damping chamber side is widened radially to a guide section 44 in which the damping pin 46 is guided.
  • the axial displacement of the damping pin 46 is also limited by the shoulder 48 in this variant.
  • the axial displacement can be carried out of the damping pin 46 via the one shown in Figure '1 spring 52nd In this case, the radially expanding th guide section 44 can be dispensed with and only provide support for the spring 52.
  • the lower end section of the piston 10 in FIG. 2 has a smaller diameter d than the part of the piston 10 on the tank chamber side which is identified by the diameter D. That the upper end face in FIG. 2 which forms the tank control edge 12 has a larger end face than the ring end face which forms the pressure control edge 14.
  • the inlet port P is shut off, while the outlet port P1 is connected to the tank space 26 via the annular groove 64 - the outlet port is thus relieved of pressure.
  • the piston 10 of the pressure compensator is moved downward against the force of the control spring 24 (the actuating lever is essentially operated against the force of the stronger return spring 62), so that the connection between the tank connection T and the working connection P1 is closed , At the same time, the connection between the input port P and the working port P1 is opened via the pressure control edge 14.
  • the control phase begins as soon as the piston 10 finds its balance between the force of the control spring 24 and the hydraulic forces acting in the opposite direction.
  • This hydraulic force acting in the opposite direction is essentially determined by the difference in area of the ring end faces of the ring groove 64, which are acted upon by the pressure at the working port P1.
  • an outlet pressure is set at the working port P1, which is proportional to the stroke of the tappet 58 and thus the position of the control lever.
  • Vibrations of the system pressure or the pressure at the working port P1 are in turn caused by the annular gap damped between the damping pin 46 and the inner circumferential wall of the blind bore 36, which represents a resistance for the equalizing flow between the damping space 42 and the spring space 26.
  • the pressure reducing valve is designed with a damping channel via which a pressure chamber is connected to a damping chamber.
  • a damping pin with play is used in the damping channel.

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Abstract

Offenbart sind ein Druckreduzierventil (1) und ein damit ausgebildetes Vorsteuergerät zur Ansteuerung eines hydraulischen Verbrauchers. Das Druckreduzierventil (1) ist mit einem Dämpfungskanal (36) ausgeführt, über den ein Druckraum (44) mit einem Dämpfungsraum (42) verbunden ist. In dem Dämpfungskanal ist erfindungsgemäss ein Dämpfungsstift (46) mit Spiel eingesetzt.

Description

Beschreibung
Druckreduzierventil
Die Erfindung betrifft ein Druckreduzierventil gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruches 1 und ein mit derartigen Druckreduzierventilen ausgerüstetes Vorsteuergerät .
Derartige Vorsteuergeräte werden beispielsweise zur hydraulischen Betätigung von stetig verstellbaren Wegeventilen eines Steuerblocks eines mobilen Arbeitsgerätes verwendet. Die Vorsteuergeräte haben Druckreduzierventile, die in Abhängigkeit von der Betätigung eines Steuerhebels des Vorsteuergerätes in eine Stellung bringbar sind, in der ein von einer Steuerölversorgung bereit gestellter Eingangsdruck auf einen reduzierten konstanten Ausgangsdruck gebracht wird. Das Druckreduzierventil ist dabei jeweils durch die Kraft einer Regelfeder in eine Richtung beaufschlagt und durch den auf eine Messfläche wirkenden Ausgangsdruck in die Gegenrichtung beaufschlagt.
In der US 6,125,886 ist ein Vorsteuergerät gezeigt, bei dem mehrere Druckreduzierventile über einen Stellhe- bei betätigbar sind. Die Kolben der Druckreduzierventile sind dabei jeweils über eine Federanordnung in eine Grundstellung vorgespannt, in der der Ausgangs- oder Arbeitsanschluss mit einem Tankanschluss T verbunden ist und der an die Steuerölversorgung angeschlossene Druckan- schluss abgesperrt ist. Bei ungünstigen Betriebsbedingungen kann es zu Schwingungen des Kolbens des Druckreduzierventils kommen, die ein feinfühliges Ansteuern des zugeordneten Verbrauchers nicht mehr gewährleisten.
Zur Dämpfung dieser Schwingungen wird in der US 6,125,886 vorgeschlagen, einen rückseitigen Dämpfungsraum über eine Dämpfungsdüse mit dem Tank zu verbinden, so dass das Druckmittel aus diesem Dämpfungsraum über die Dämpfungsdüse in den Tank verdrängt oder aus '" diesem nachgesaugt werden muss und so die Kolbenbewegung ge- dämpft ist. Es zeigte sich jedoch, dass die Druckmittelströmung durch die Dämpfungsdüse zu Strömungsgeräuschen (Pfeifen) führt und dass des weiteren trotz der Dämpfungsdüse noch Schwingungen auftreten können.
Demgegenüber liegt der Erfindung die Aufgabe zugrunde, ein Druckreduzierventil und ein mit derartigen Druckreduzierventilen ausgerüstetes Vorsteuergerät zu schaffen, bei dem das Auftreten von Schwingungen weitestgehend unterbunden ist.
Diese Aufgabe wird hinsichtlich des Druckreduzierventils mit den Merkmalen des Patentanspruches 1 und hinsichtlich des Vorsteuergerätes durch die Merkmale des Patentanspruches 9 gelöst .
Erfindungsgemäß ist das Druckreduzierventil mit einem Dämpfungskanal ausgeführt, über den ein Dämpfungsraum mit einem Druckraum, beispielsweise einem Tank oder einem den reduzierten Druck führenden Kanal verbunden ist. In diesem Dämpfungskanal ist ein Dämpfungsstift axial verschiebbar mit einem Spiel geführt, das eine Druckmittelströmung durch den Dämpfungskanal zulässt. Es zeigte sich überraschenderweise, dass durch diesen Stift sowohl die Pfeifgeräusche beseitigt als auch das Auftreten von Schwingungen nahezu vollständig verhindert werden kann. Es stellte sich heraus, dass der von dem in gewissen Umfang axial verschiebbaren Stift begrenzte Dämpfungs- spalt eine wesentlich effektivere und leisere Dämpfung ermöglicht als die herkömmlicherweise verwendeten Dämp- fungsdüsen. Bei einem bevorzugten Ausführungsbeispiel der Erfindung ist der Dämpfungsstift mit der Kraft einer Feder beaufschlagt, so dass dieser im Dämpfungskanal nicht wandern kann.
Diese Axialverschiebung des Dämpfungsstiftes kann zusätzlich oder alternativ begrenzt werden, wenn im Dämpfungskanal eine Ringschulter ausgebildet ist, die einen Anschlag für den Dämpfungsstift darstellt.
Um eine Druckmittelströmung zu ermöglichen, werden dann am Anlagebereich des Dämpfungsstiftes an diese Ringschulter Durchströ ungsquerschnitte definierende Kerben ausgebildet .
Dieser Stift lässt sich praktisch bei allen Druckre- duzierventilkonstruktionen einsetzen. So kann die Dämpfungskammer beispielsweise eine Verbindung zwischen einer rückseitigen Dämpfungskammer und dem Arbeitsanschluss herstellen. Alternativ kann die Dämpfungskammer über den Dämpfungskanal mit dem Tankanschluss verbunden sein.
Bei besonderen Betriebsbedingungen kann es vorteilhaft sein, wenn in Reihe zu dem durch den Dämpfungsstift gebildeten Dämpfungsspalt noch eine herkömmliche Düse vorgesehen ist, wobei diese allerdings einen größeren Durchmesser als bei vergleichbaren herkömmlichen gedämpften Druckreduzierventilen aufweisen kann.
Das Radialspiel des Dämpfungsstiftes beträgt zwischen 0,05 und 0,2 mm, vorzugsweise 0,1 mm (auf den Durchmesser bezogen) .
Sonstige vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung sind Gegenstand der weiterer Unteransprüche. Im folgenden wird ein bevorzugtes Ausführungsbeispiel der Erfindung anhand schematischer Zeichnungen näher erläutert. Es zeigen:
Figur 1 einen Schnitt durch ein Druckreduzierventil und
Figur 2 einen Schnitt durch ein Vorsteuergerät, das mit einer Variante eines erfindungsgemäßen Druckreduzier- ventils ausgeführt ist.
Figur 1 zeigt einen Längsschnitt durch ein Druckreduzierventil 1. Dieses hat ein Ventilgehäuse 2, das einen Tankanschluss T, einen an eine Steuerölversorgung ange- schlossenen Druckanschluss P sowie einen Arbeits- oder Ausgangsanschluss Pl hat . Im Ventilgehäuse ist eine Ventilbohrung 4 ausgebildet, in der ein Kolben 6 axial verschiebbar geführt ist. Die Endabschnitte des Kolbens 6 sind jeweils mit einem Kolbenbund 8 bzw. 10 ausgebildet, wobei an den einander zuweisenden Ringstirnflächen eine Tanksteuerkante 12 bzw. eine Drucksteuerkante 14 ausgebildet sind.
Die Stirnseite des in Figur 1 rechten Kolbenbundes 10 ist radial zu einem Vorsprung zurückgestuft, der an einer
Stirnfläche 16 einer Verschlussschraube 18 anliegt, die in einen radial erweiterten Teil der Ventilbohrung 4 eingeschraubt ist.
An der Stirnfläche des in Figur 1 linken Kolbenbundes 8 greift über eine Zentrierkugel 20 und einen Federteller 22 eine Regelfeder 24 an, die in einem radial erweiterten Federraum 26 der Ventilbohrung 4 aufgenommen ist und an einer weiteren Verschlussschraube 28 abgestützt ist, die den Federraum 26 stirnseitig verschließt. Der Tankanschluss T mündet über radiale Tankbohrungen 30 im Federraum 26, während der Arbeitsanschluss Pl über einen schräg verlaufenden Arbeitskanal 32 im Bereich des Kolbenbundes 8 mündet (in der Grundstellung des Kolbens 6) und der Druckanschluss P über einen radial verlaufenden Druckkanal 34 im Bereich des rechten Kolbenbundes 10 mündet .
In der in Figur 1 dargestellten Grundposition wird der Kolben 6 durch die Kraft der Regelfeder 24 in seine Anlageposition gegen die rechte Verschlussschraube 18 vorgespannt, wobei durch die Steuerkante 14 die Verbindung zwischen dem Druckanschluss P und dem Arbeitsanschluss Pl geöffnet und die Verbindung zwischen Arbeits- anschluss Pl und dem Tankanschluss T geschlossen ist.
Der Kolben 6 hat eine axiale Sacklochbohrung 36, die in der in Figur 1 rechten Stirnfläche des Kolbens 6 mündet und sich etwa bis in den Radialbereich der Ring- Stirnfläche des Kolbenbundes 8 erstreckt. Etwas axial versetzt zu dieser Stirnfläche der Sacklochbohrung 36 mündet eine Querbohrung 38, durch die ein axial von den beiden Ringstirnflächen der Kolbenbünde 8, 10 begrenzte Ringspalt 40 mit der Sacklochbohrung 36 verbunden ist.
Diese Querbohrung 38 mündet etwa im Bereich des Arbeitskanals 32, so dass entsprechend der reduzierte Arbeitsdruck über die Querbohrung 38 abgegriffen und in die Sacklochbohrung 36 gemeldet wird. Dieser Druck liegt dann auch in einem Dämpfungsraum 42 an, der in Axialrichtung von der Stirnfläche 16 der Verschlussschraube 18 und der benachbarten Stirnfläche des Kolbenbundes 10 begrenzt ist.
Wie des weiteren Figur 1 entnehmbar ist, ist der dämpfungsraumseitige Endabschnitt der Sacklochbohrung 36 radial etwas zu einem Führungsabschnitt 44 erweitert, in dem ein Dämpfungsstift 46 mit einem vorbestimmten Spiel geführt ist. Das Spiel zwischen der Innenumfangsfläche der Sacklochbohrung 36 und dem Außenumfang des Dämpfungs- Stiftes 46 beträgt beim dargestellten Ausführungsbeispiel etwa 0,1 mm.
Die mögliche Axialverschiebung des Dämpfungsstiftes 46 ist einerseits durch die Verschlussschraube 18 und andererseits durch eine Schulter 48 des Führungsabschnit- tes 44 begrenzt. Um ein dichtendes Aufsitzen des Dämp- fungsstiftes 46 auf der Schulter 48 zu vermeiden, sind am schulterseitigen Endabschnitt Durchflusskerben 50 vorgesehen, durch die eine Abdichtung der Sacklochbohrung 36 vermieden wird.
Gemäß Figur 1 wird der Dämpfungsstift 46 über eine Feder 52 in Richtung seiner Anlageposition an die Ver- schlussschraube 18 vorgespannt. Diese Feder 52 ist nicht • notwendigerweise erforderlich und soll nur ein Wandern des Dämpfungsstiftes 46 innerhalb der Sacklochbohrung 36 vermeiden. Die Feder 52 kann an einer Schulter der Sacklochbohrung 36 abgestützt sein.
Wird nun ein Druck an den Eingangsanschluss P angelegt, so wird der Kolben 6 in Richtung seiner Grundposition durch die Kraft der Regelfeder 24 und in Schließrichtung, d.h. in der Richtung, in der über die Drucksteuerkante 14 die Verbindung zwischen dem Druckkanal 34 und dem Ringraum 40 zugesteuert wird, von dem über die Querbohrung 38, die Sacklochbohrung 36 und über den Ringspalt zwischen Dämpfungsstift 46 und Innenumfangsflache der Sacklochbohrung 36 zur Rückseite des Kolbens 10 im Dämpfungsraum 42 wirkenden Druck beaufschlagt. D.h. in Abhängigkeit von der Vorspannung der Regelfeder 24 wird der Eingangsdruck über die Steuerkante 14 gedrosselt, so dass im Arbeitskanal 32 und damit am Arbeitsanschluss Pl ein konstanter, gegenüber dem Eingangsdruck verringerter Ausgangsdruck wirksam ist.
Hochfrequente Druckschwankungen des Systems werden über den vom Dämpfungsstift 46 gebildeten Ringspalt gedämpft, wobei es sich zeigte, dass nicht nur die Durchströmung dieses .Ringspaltes dämpfend wirkt, sondern auch die Adhäsion des Dämpfungsstiftes 46 an die Innenumfangs- fläche der Sacklochbohrung 36 zur verbesserten Dämpfungs- wirkung beiträgt .
Die Dämpfungswirkung kann weiter erhöht werden, wenn die Querbohrung 38 mit einem vergleichsweise geringen Durchmesser ausgebildet ist und somit ebenfalls als Dämpfungsdüse wirkt. Es zeigte sich jedoch, dass nur mit einer derartigen Dämpfungsdüse alleine - d.h. ohne den erfindungsgemäßen Dämpfungsstift 46 - die Dämpfungswirkung wesentlich schlechter ist als beim beschriebenen Ausführungsbeispiel. In der Regel dürfte es ausreichen, die Querbohrung 38 mit einem Durchmesser auszuführen, bei dem die Dämpfungswirkung in diesem Bereich vernachlässigbar ist.
Ein besonderer Vorteil der erfindungsgemäßen Lösung liegt darin, dass sich der Dämpfungsstift 46 nur mit minimalen Änderungen am Kolben 10 integrieren lässt, so dass eine Umrüstung auf dieses System bei bestehenden Konstruktionen sehr einfach ist.
In Figur 2 ist ein anderes Ausführungsbeispiel eines Druckreduzierventils 1 dargestellt, das in einem hydraulischen Vorsteuergerät verwendet wird. Derartige Vorsteuergeräte sind beispielsweise in dem Datenblatt RD 64 552 (Hydroventile für' mobile Anwendungen) der Anmelderin offenbart. Das VorSteuergerät 56 hat einen Steuerhebel (nicht dargestellt) , durch dessen Auslenkung ein Stößel 58 in Axialrichtung verschoben wird. Über diesen Stößel 58 kann die Regelfeder 24 des Druckreduzierventils 1 gespannt werden, so dass über das Druckreduzierventil in Abhängigkeit von der Lage des Steuerhebels und der Federrate der Regelfeder 24 eine proportional-hydraulische Ansteuerung von Wegeventilen sowie von Regelventilen für Hydropumpen und Hydromotoren ermöglicht ist.
Die Druckreduzierventile 1 des Vorsteuergerätes 56 sind in einem mehrteiligen Gehäuse 2 des Vorsteuergerätes aufgenommen, an dem ein mittiger (in Figur 2 ist nur ein Teilschnitt dargestellt) Eingangs- oder Druckanschluss P sowie mehrere Arbeitsanschlüsse Pl ' (für jedes Druckreduzierventil ein Arbeitsanschluss) und ein Tankanschluss T ausgebildet sind. Der Kolben 10 des Druckreduzierventils 1 ist in der Ventilbohrung 4 geführt, in der ein Druckka- nal 34, ein Arbeitskanal 32 und ein Tankkanal 30 münden. Ähnlich wie beim vorbeschriebenen Ausführungsbeispiel mündet der Tankkanal 30 in einem radial erweiterten Teil der Ventilbohrung 4, durch die der Federraum 26 für die Regelfeder 24 ausgebildet ist.
Der Stößel 58 wirkt bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel auf einen Federteller 60, an dem die Regelfeder 24 abgestützt ist, die an einer Ringschulter des Kolbens 10 angreift. Der Stößel 58 ist über eine Rück- stellfeder 62 in> seine dargestellte Grundposition vorgespannt, die an dem Federteller 60 angreift und an einer Schulter des Ventilgehäuses 2 abgestützt ist. Ein in Figur 2 oberer, radial zurückgestufter Endabschnitt des Kolbens 10' durchsetzt den Federteller 60 und hat' an seinem Endabschnitt einen radial erweiterten Mitnehmer 66 , der den Federteller 60 hintergreift, so dass die Anlage des Mitnehmers 66 an den Federteller 60 die axiale Endposition nach unten in Figur 2 des Kolbens 10 begrenzt. Dieser Mitnehmer 66 ist durch die Regelfeder 24 in seine Anlageposition vorgespannt.
Der Kolben 10 hat eine umlaufende Ringnut 64, deren in Figur 2 untere Ringstirnfläche von dem Steg zwischen dem Druckkanal 34 und dem Arbeitskanal 32 überdeckt ist. Diese Ringstirnfläche bildet die Drucksteuerkante 14 des Druckreduzierventils 1 aus. Die in Figur 2 obere Ringstirnfläche der Ringnut 64 liegt in der Grundstellung des Kolbens 10 im Federraum 26 und bildet die Tanksteuerkante 12.
Zwischen der Stirnfläche 16 der Verschlussschraube und der benachbarten Stirnfläche des Kolbens 10 ist in Axialrichtung ein Dämpfungsraum 42 begrenzt. Dieser ist bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel über die Sacklochbohrung 36 und die Querbohrung 38 mit dem Federraum 26 verbunden. D.h. bei diesem Ausführungsbeispiel erfolgt die Dämpfung durch Verbindung mit dem Federraum 26 und damit dem Tank, während beim vorbeschriebenen Ausführungsbeispiel die Dämpfung durch Verbindung mit dem Arbeitsanschluss und damit über den Ausgangsdruck erfolg- te.
Ähnlich wie beim vorbeschriebenen Ausführungsbeispiel ist die Sacklochbohrung 36 am dämpf ngsraumseitigen Endabschnitt radial zu einem Führungsabschnitt 44 erwei- tert, in dem der Dämpfungsstift 46 geführt ist. Die Axialverschiebung des Dämpfungsstiftes 46 wird bei dieser Variante ebenfalls durch die Schulter 48 begrenzt. Alternativ oder zusätzlich zu einer derartigen Schulter 48 kann die Axialverschiebung des Dämpfungsstiftes 46 auch über die in Figur' 1 dargestellte Feder 52 erfolgen. In diesem Fall kann auf eine Ausbildung des radial erweiter- ten Führungsabschnitts 44 verzichtet werden und es nur eine Abstützung der Feder 52 vorzusehen.
Der in Figur 2 untere Endabschnitt des Kolbens 10 hat einen kleineren Durchmesser d als der tankraumseitige Teil des Kolbens 10, der mit dem Durchmesser D gekennzeichnet ist. D.h. die in Figur 2 obere, die Tanksteuerkante 12 ausbildende Ringstirnfläche hat eine größere Stirnfläche als die die Drucksteuerkante 14 ausbildende Ringstirnfläche.
In der Grundposition des Druckreduzierventils 1 ist der Eingangsanschluss P abgesperrt, während der Ausgangs- anschluss Pl über die Ringnut 64 mit dem Tankraum 26 verbunden ist - der Ausgangsanschluss ist somit druckentlastet. Durch Betätigung des Steuerhebels wird der Kolben 10 der Druckwaage gegen die Kraft der Regelfeder 24 (die Betätigung des Stellhebels erfolgt im wesentlichen gegen die Kraft der stärkeren Rückstellfeder 62) nach unten verschoben, so dass die Verbindung zwischen dem Tankanschluss T und dem Arbeitsanschluss Pl zugesteuert wird. Gleichzeitig wird über die Drucksteuerkante 14 die Verbindung zwischen dem Eingangsanschluss P und dem Arbeitsanschluss Pl aufgesteuert . Die Regelphase beginnt, sobald der Kolben 10 sein Gleichgewicht zwischen der Kraft der Regelfeder 24 und der in Gegenrichtung wirkenden hydraulischen Kräfte findet. Diese in Gegenrichtung wirkende hydraulische Kraft ist im wesentlichen durch die Flächendifferenz der Ringstirnflächen der Ringnut 64 bestimmt, die vom Druck am Arbeitsanschluss Pl beaufschlagt sind. In der Regelposition stellt sich am Arbeitsanschluss Pl ein Ausgangsdruck ein, der proportional zum Hub des Stößels 58 und somit der Stellung des Steuerhebels ist.
Schwingungen des Systemdrucks oder des Drucks am Arbeitsanschluss Pl werden wiederum durch den Ringspalt zwischen dem Dämpfungsstift 46 und der Innenumfangswan- dung der Sacklochbohrung 36 gedämpft, die einen Widerstand für die Ausgleichsstrδmung zwischen dem Dämpfungsraum 42 und dem Federraum 26 darstellt.
Offenbart sind ein Druckreduzierventil und ein damit ausgebildetes Vorsteuergerät zur Ansteuerung eines hydraulischen Verbrauchers. Das Druckreduzierventil ist mit einem Dämpfungskanal ausgeführt, über den ein Druckraum mit einem Dämpfungsraum verbunden ist. In dem Dämpfungskanal ist erfindungsgemäß ein Dämpfungsstift mit Spiel eingesetzt.
Bezugszeichenliste :
Druckreduzierventil
Ventilgehäuse
Ventilbohrung
Kolben
Kolbenbund
Kolbenbund
Tanksteuerkante
Drucksteuerkante
Stirnfläche
Verschlussschraube
Zentrierkugel
Federteller
Regelfeder
Federräum
Verschlussschraube
Tankkanal
Arbeitskanal
Druckkanal
Sacklochbohrung
Querbohrung
Ringraum
Dä pfungsräum
Führungsabschnitt
Dämpfungsstift
Schulter
Kerben
Feder
Vorsteuergerät
Stößel
Federteller
Rückstellfeder
Ringnut
Mitnehmer

Claims

Patentansprüche
1. Druckreduzierventil mit einem Kolben (6), über den eine Verbindung eines Arbeitsanschlusses (Pl) mit einem
Tank (T) und einem Druckanschluss (P) auf- oder zusteuerbar ist und der über eine Federanordnung (24) in eine Grundposition vorgespannt ist, wobei der Kolben (10) in Gegenrichtung zur Federkraft vom Druck am Arbeitsanschluß (Pl) beaufschlagt ist und ein Dämpfungsraum (42) über einen Dämpfungskanal (36,38) mit einem Druckraum verbunden ist, dadurch gekennzeichnet, dass im Dämpfungskanal (36,38) ein Dämpfungsstift (46) mit einem eine Druckmittelströmung ermöglichenden Spiel geführt ist .
2. Druckreduzierventil nach Patentanspruch 1, wobei der Dämpfungsstift (46) über eine Feder lagefixiert ist.
3. Druckreduzierventil nach Patentanspruch 1 oder 2, wobei im Dämpfungskanal (36,38) eine Schulter (48) zur
Begrenzung einer Axialverschiebung des Dämpfungsstiftes (46) ausgebildet ist.
4. Druckreduzierventil nach Patentanspruch 3, wobei der Dämpfungsstift (46) ringschulterseitig Kerben (50) hat.
5. Druckreduzierventil nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, wobei die Dämpfungskammer (42) über den Dämpfungskanal (36,38) mit dem Tankanschluss (T) verbun- den ist, wobei der Kolben (10) mit einer größeren, in Öffnungsrichtung wirksamen Ringstirnfläche versehen ist, die vom Druck am Arbeitsanschluss (Pl) beaufschlagt ist.
6. Druckreduzierventil nach einem der' vorhergehenden Patentansprüche 1 'bis 4, wobei die Dämpfungskämmer (42) über den Dämpfungskanal (36,38) mit dem Arbeitsanschluss (Pl) verbunden ist.
7. • Druckreduzierventil nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, wobei das Spiel zwischen dem Dämpfungs- stift (46) und der Innenumfangswandung des Dämpfungskanals (36,38) zwischen 0,05 und 0,2 mm, vorzugsweise 0,1 mm beträgt .
8. Druckreduzierventil nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, wobei der Dämpfungskanal (36) eine Düse (38) hat.
9. Vorsteuergerät mit zumindest einem Druckreduzierven- til (1) nach einem der vorhergehenden Patentansprüche.
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Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US11242041B2 (en) * 2018-04-23 2022-02-08 Safran Landing Systems Canada Inc. Slow response solenoid hydraulic valve, and associated systems and methods

Families Citing this family (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102010006196A1 (de) * 2010-01-29 2011-08-04 Robert Bosch GmbH, 70469 Hydraulisches Vorsteuergerät
CN108278240B (zh) * 2018-01-24 2020-01-10 浙江鸣一阀门科技有限公司 一种自动调节阻尼阀

Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP0149743A1 (de) * 1983-12-14 1985-07-31 Robert Bosch Gmbh Hydraulische Steuereinrichtung
FR2606841A1 (fr) * 1986-11-15 1988-05-20 Bosch Gmbh Robert Dispositif de commande hydraulique
EP1031780A1 (de) * 1997-05-22 2000-08-30 Kawasaki Jukogyo Kabushiki Kaisha Servoventil

Family Cites Families (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE4221213A1 (de) * 1992-06-27 1994-01-05 Rexroth Mannesmann Gmbh Druckbegrenzungsventil für hydraulische Anlagen
DE19522744B4 (de) * 1995-06-22 2004-02-12 Robert Bosch Gmbh Elektrohydraulische Steuervorrichtung
DE19645172A1 (de) * 1996-11-02 1998-05-07 Bosch Gmbh Robert Direktgesteuertes Druckbegrenzungsventil
DE10006620B4 (de) * 2000-02-15 2009-01-08 Robert Bosch Gmbh Direktgesteuertes Druckbegrenzungsventil für hydraulische Anlagen

Patent Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP0149743A1 (de) * 1983-12-14 1985-07-31 Robert Bosch Gmbh Hydraulische Steuereinrichtung
FR2606841A1 (fr) * 1986-11-15 1988-05-20 Bosch Gmbh Robert Dispositif de commande hydraulique
EP1031780A1 (de) * 1997-05-22 2000-08-30 Kawasaki Jukogyo Kabushiki Kaisha Servoventil

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US11242041B2 (en) * 2018-04-23 2022-02-08 Safran Landing Systems Canada Inc. Slow response solenoid hydraulic valve, and associated systems and methods

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