WO2007022830A1 - Pulsationsminderer für hydraulische systeme - Google Patents

Pulsationsminderer für hydraulische systeme Download PDF

Info

Publication number
WO2007022830A1
WO2007022830A1 PCT/EP2006/006842 EP2006006842W WO2007022830A1 WO 2007022830 A1 WO2007022830 A1 WO 2007022830A1 EP 2006006842 W EP2006006842 W EP 2006006842W WO 2007022830 A1 WO2007022830 A1 WO 2007022830A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
pressure
flow resistance
hydraulic
flow
hydraulic fluid
Prior art date
Application number
PCT/EP2006/006842
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Andreas Bootz
Original Assignee
Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft
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.)
Filing date
Publication date
Application filed by Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft filed Critical Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft
Publication of WO2007022830A1 publication Critical patent/WO2007022830A1/de

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C15/00—Component parts, details or accessories of machines, pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C2/00 - F04C14/00
    • F04C15/0042—Systems for the equilibration of forces acting on the machines or pump
    • F04C15/0049—Equalization of pressure pulses
    • 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
    • F16L—PIPES; JOINTS OR FITTINGS FOR PIPES; SUPPORTS FOR PIPES, CABLES OR PROTECTIVE TUBING; MEANS FOR THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16L55/00—Devices or appurtenances for use in, or in connection with, pipes or pipe systems
    • F16L55/04—Devices damping pulsations or vibrations in fluids
    • F16L55/041—Devices damping pulsations or vibrations in fluids specially adapted for preventing vibrations
    • 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
    • F16L—PIPES; JOINTS OR FITTINGS FOR PIPES; SUPPORTS FOR PIPES, CABLES OR PROTECTIVE TUBING; MEANS FOR THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16L55/00—Devices or appurtenances for use in, or in connection with, pipes or pipe systems
    • F16L55/04—Devices damping pulsations or vibrations in fluids
    • F16L55/045—Devices damping pulsations or vibrations in fluids specially adapted to prevent or minimise the effects of water hammer
    • F16L55/05—Buffers therefor
    • F16L55/052—Pneumatic reservoirs
    • F16L55/053—Pneumatic reservoirs the gas in the reservoir being separated from the fluid in the pipe
    • F16L55/054—Pneumatic reservoirs the gas in the reservoir being separated from the fluid in the pipe the reservoir being placed in or around the pipe from which it is separated by a sleeve-shaped membrane

Definitions

  • the invention relates to a Pulsationsminderer for a hydraulic system, in particular for a hydraulic power steering system or Fahrwerksregel- system of a motor vehicle, having a damper chamber, the volume of hydraulic fluid for reducing fluid pulsations in the hydraulic system as hydraulic capacity and in particular against the force of a resilient biasing device changeable is.
  • a flow resistance can be arranged in the hydraulic system at a defined distance from the starting point of the pressure pulsation, at which the incoming pressure waves are reflected.
  • the 180 ° phase-shifted superposition already succeeds only incomplete as soon as the ratio between the distance of the flow resistance and the excitation frequency has changed.
  • Other influencing factors such as the static pressure in the system, which possibly changes the system stiffness, lead to a shift of the extinction frequency and thus in turn to an incomplete damping of the flow pulsations.
  • Another way to mitigate flow pulsations is to provide a large hydraulic capacity (also referred to as a damper) immediately downstream of the source of pressure pulsations. Due to the large capacity, volumetric flow compo- sitions of a pump are then converted only into small pressure pulsations, which in the remainder of the system downstream only lead to low structure-borne sound excitation, in particular of the adjacent walls on the flow path. In order to improve the pulsationsmildernde effect of a hydraulic capacity, additional flow resistances can also be provided downstream of the capacity, as shown for example. In DE 36 14 930 A1. In this way, high-frequency pressure oscillations are filtered as in an electrical low-pass filter and already damped in the hydraulic capacity.
  • Expansion hoses are known as the absorber or hydraulic capacity, which have a high compression modulus at low operating pressure, ie the volume increase is then large and the expansion hose "soft". This is due to the fact that the wall of the Dehnschlauches is provided with a braid whose braid angle can vary greatly at low steady-state pressure with the pressure pulsation and thus ensures a sufficient volume increase. However, if the pressure in the expansion hose increases, the braid angle shifts, and an increase in volume can finally only be achieved by stretching the braid threads themselves. However, the increase in volume caused by this is very small, compared with the volume increase at low pressure caused by the braid movements. For this reason, the damping of flow pulsations at low system pressure is much easier than at high system pressure, as occurs for example on a steering system when turning wheels in the state.
  • a Pulsationsminderer for hydraulic systems is provided with a damper chamber whose volume of hydraulic fluid to reduce flow pulsations in the hydraulic system acts as a hydraulic capacity and in particular against the force of a resilient biasing device changeable is.
  • a pressure-dependent variable flow resistance is opposite to the hydraulic fluid flow in the system downstream of the damper chamber, wherein the size of this flow resistance changes automatically depending on the hydraulic pressure upstream and / or downstream of the flow resistance.
  • the invention is based on the finding that with Pulsationsminderem, for example, or in particular the above-mentioned expansion hose design, at low static pressure already a small flow resistance at the end of the damper chamber is sufficient to ensure the necessary volume increase to compensate for volume flow fluctuations of an associated pump and to keep small the resulting in the hydraulic system pressure pulsations.
  • the flow resistance can therefore be made smaller, because the damping is much easier than at high system pressure. Only at higher pressure values or system pressures are higher flow resistances, ie larger values for the flow resistance, required.
  • a system pressure-dependent and thereby automatic change in the size of the flow resistance is provided downstream of the damper chamber of a Pulsationsminderers and it can vary the different values for the flow resistances depending, for example. Substantially from the load pressure on or in the hydraulic system.
  • turbulent or laminar flow generating flow resistances can be arranged downstream of a capacity, which automatically switch on reaching a certain load pressure and thus take effect, while at lower load pressure increase the area of hydraulic fluid flow through again or release and thus not appreciably come into their own.
  • a particularly good vote on the individual conditions is possible if, taking into account the pressure both upstream and downstream of the said point at which the flow resistance is or at which it is switched on, these two pressure values, the pressure-dependent change in the size of the Flow resistance with different effective areas cause, so that, for example, the influence of the pressure downstream of the flow resistance can be selected to be greater than that of the system pressure upstream of the flow resistance.
  • each with associated and at least partially pressure-dependent variable in size flow resistances can be a particularly accurate and targeted adaptation to those prevailing in the hydraulic system absolute and relative pressure conditions.
  • Throttle valve designed.
  • This throttle valve may for example be designed as a so-called.
  • Damping valve which causes a low power loss at a low system pressure and, if necessary, increases the damping effect substantially load-adaptive.
  • this (or this) should advantageously have a piston which is displaceably guided in a cylinder against the force of a Federele- element and at its displacement changes the area through which the hydraulic fluid can flow or flow.
  • the desired effect of the substantially or preferably load-adaptive damping can furthermore be achieved by means of an expansion hose, which acts as a resilient pretensioning device on the damper chamber or as a damper chamber.
  • an expansion hose which acts as a resilient pretensioning device on the damper chamber or as a damper chamber.
  • a plurality of such expansion hoses each with a so-called load-adaptive damping valve or variable flow resistance, to be provided for tuning the system to a plurality of frequencies.
  • the aforementioned damping valves themselves can be varied or made changeable to increase the degrees of freedom in the vote with respect to the spring stiffness of its spring element, with respect to the spring base bias and with respect to the minimum and maximum flow cross-section.
  • the characteristic can be changed, with which the so-called damping valve possibly even closes and the required pressure wave at which this damping valve or the variable flow resistance begins to close or a significant increase in the flow resistance begins. Possibly.
  • the pressure loss at low load pressure and high load pressure can thus be set to different values.
  • the pressure-dependent variable flow resistance is arranged in the interior of the expansion hose or in an outflow section of the damper chamber.
  • the pressure-dependent variable flow resistance can advantageously be suitably actuated or adjusted by an elastic movement of the associated expansion hose that its value changes accordingly.
  • the pressure-dependent variable flow resistance is designed with a piston which is displaceably guided on a cylinder, is actuated by a change in length of the expansion hose and changes its displacement on the cylinder surface through which hydraulic fluid can flow.
  • At least one defined passage opening can be provided, which ensures such a minimum flow of the hydraulic fluid through the flow resistance.
  • Defined switching states can furthermore be achieved by providing the pressure-dependent variable flow resistance with a plurality of defined through-openings which can be selectively opened or closed in such a way that a step-by-step variation of the area through which hydraulic fluid can flow is created at the flow resistance.
  • a continuously pressure-dependent variable flow resistance can be provided by a substantially conical throttle element is provided, which can change by displacement of the surface through which hydraulic fluid can flow at a throttle opening at the flow resistance.
  • FIG. 2 shows a greatly simplified diagram of a first embodiment of a hydraulic system according to the invention
  • FIG. 3 shows a greatly simplified diagram of a second embodiment of a hydraulic system according to the invention
  • FIG. 5 is a longitudinal section of a first embodiment of a Dehnschlauches invention with integrated throttle valve
  • FIG. 6 shows a longitudinal section of a second embodiment of an expansion hose according to the invention with integrated throttle valve
  • FIG. 7 shows a longitudinal section of a third embodiment of an expansion hose according to the invention with integrated throttle valve
  • FIG. 8 shows a longitudinal section of a fourth embodiment of an expansion hose according to the invention with integrated throttle valve
  • Reference numeral 22) 11 with reference to Figure 2 shows a further variant of
  • FIG. 12a shows a concrete exemplary embodiment of a variable flow resistance according to FIG. 11 with a construction similar to the exemplary embodiment according to FIG. 4 in the state with a high resistance value
  • a conventional hydraulic system 10 is illustrated, which is provided here in a power steering system for a further not shown motor vehicle and as essential elements as usual, in particular a driver in his operation supporting and thus hydraulically actuated steering linkage 12 and a hydraulic pressure providing pump 14 has.
  • two expansion hoses 16 'are integrated into the hydraulic system 10 which serve to reduce pressure pulsations in the system 10 caused by the discontinuous pump 14.
  • FIG. 2 illustrates a first hydraulic system 10 according to the invention, which likewise has a hydraulically actuatable steering linkage 12, a pump 14, a steering valve 18 and an upstream expansion hose 16 and a correspondingly connected tank 20.
  • the expansion tube 16 in which, unlike FIG.
  • a pressure-dependent variable flow resistance 22 is connected downstream, which is designed as a load-adaptively switchable damping valve.
  • This damping valve - this is also the reference numeral 22 is used - has two switching positions, of which the figuratively shown leads to a nearly undamped flow of hydraulic fluid, while the other switching position reduces the surface through which hydraulic fluid can flow such that there is a congestion in the expansion tube 16th comes.
  • the flow resistance 22 which may or may also be referred to as a throttle valve or damping valve, switches automatically - as shown by the dashed arrow - at a given present and here upstream of the flow resistance 22 load pressure against spring force and then increases the resistance and thus acts downstream of acting as a hydraulic capacity expansion hose 16 at high load pressure in the system 10 as a baffle element, while being moved under low load pressure in the hydraulic system under spring force back into the illustrated switching position and then the flow area through this damping valve 22 maximum releases and thus forms no significant flow resistance.
  • a demand-oriented, namely load pressure-dependent pulsation reduction can be provided on the expansion tube 16.
  • FIG. 10 in which only the flow resistance 22 'and its inlet Z and outlet A (see also FIG. 2) are shown deviating from the flow resistance 22 of FIG.
  • FIG 11 Another variant of the flow resistance 22 of Figure 2 is shown in Figure 11, as a flow resistance 22 "or throttle valve 22", at the control pressure for switching the flow resistance 22 "in the resistance-increasing switching position both upstream, ie on the Inlet side Z (as pressure p P ), as well as downstream, that is tapped on the outlet side A of the flow resistance 22 "(as pressure p ⁇ ).
  • the so-called active surfaces F A and F z on which the two pressure values pp and pr act and which then cause a displacement of the slide of this throttle valve 22 ", have different magnitudes, so that, for example, the influence of the pressure p ⁇ downstream of the flow resistance 22 "may be greater than that of the system pressure p P upstream of the flow resistance 22", which means that a lesser acting on the active surface F A pressure p ⁇ on the discharge side A with respect to a displacement of said slider of the throttle valve 22 based thereon "has the same effect as a larger acting on the active surface F z pressure p P on the inlet side Z.
  • Fig. 3 shows an embodiment of a hydraulic system 10, in which already in the line (immediately) behind the pump 14, ie at the pressure side, a first pressure-dependent variable flow resistance 22 is arranged and thus between the pump 14 and this first flow resistance 22nd located line section acts as a hydraulic capacity within the meaning of the invention.
  • a first pressure-dependent variable flow resistance 22 is arranged and thus between the pump 14 and this first flow resistance 22nd located line section acts as a hydraulic capacity within the meaning of the invention.
  • first flow resistance 22 Downstream of the first flow resistance 22, two expansion hoses 16 connected in series are arranged in the exemplary embodiment according to FIG. 3, which correspond to the expansion hose 16 according to FIG. 2 and behind which a further, second and third pressure-dependent variable flow resistance 22 is arranged one (or more) flow resistance 22 and a flow resistance 22 'or 22 "may be provided.
  • FIG. 4 shows an exemplary embodiment of a flow resistance 22, which is designed as a cylinder-piston arrangement and has a substantially hollow-cylindrical valve housing 24 with an inlet 26 arranged on one end side.
  • a valve piston 28 is slidably guided and provided on its lateral surface with a seal 30, that it in the valve housing 24 on the inlet side, a storage chamber 32 divides.
  • the valve piston 28 is biased by a spring element 34 and by means of an annular gap 36 is ensured that at this opposite side of the valve piston 28 ambient pressure prevails.
  • a minimum opening 38 and an adjoining outlet 40 is further formed in the axial direction. Between the minimum opening 38 and the outlet 40, a transverse channel 42 is further formed in the valve piston 28, in which hydraulic fluid can flow out of the storage chamber 32 through the valve piston 28 from an annular passage opening 44.
  • This outflow of hydraulic fluid is possible in particular when a comparatively low pressure prevails in the stagnation chamber 32 and the valve piston 28 is urged to the left by the spring element 34 with respect to FIG. 4, as shown in FIG.
  • the valve piston 28, however, relative to FIG. 4 to the right against the Spring force of the spring element 34 is displaced while the annular passage opening 44 is closed. Hydraulic fluid can now flow only through the minimum opening 38 in the outlet 40. At a correspondingly high pressure, this leads to an increase in the resistance effect of the flow resistance 22.
  • FIGS. 5 to 9 show exemplary embodiments of expansion tubes 16 into each of which a pressure-dependent variable flow resistance 22 is integrated.
  • the expansion hoses 16 are each formed with an inlet tube 46 and an outlet tube 48, between which an elastic tube 50 is arranged fluid-tight.
  • a cylinder-piston arrangement is provided inside the elastic tube 50 as a damping valve 22 or variable flow resistance 22, which is designed with a piston 52 projecting into a cylinder 54.
  • the piston 52 is in each case fixedly mounted on the inlet tube 46 and the cylinder 54 is held stationary on the outlet tube 48.
  • the flow of the hydraulic fluid is further guided in these embodiments from the interior of the inlet tube 46 through a plurality of through holes 56 to the outside of the cylinder 54, from where it then passes on to the outlet pipe 48.
  • a pressure-dependent changing flow resistance is formed by means of the piston 52 displaceable in the cylinder 54 by a plurality of through holes 58 are provided in the cylinder 54 in the axial direction, which are released or closed when moving the cylinder 54.
  • such passage openings 58 are likewise provided in the cylinder 54.
  • the cylinder 54 is fixedly mounted on the inlet tube 46 and the piston 52 with associated passage openings 56 is fastened to the outlet tube 48.
  • the piston 52 is designed in each case in the form of a cone, wherein according to FIG. 9 it has a pointed and a subsequently flatter cone section.
  • the conical portion of the piston 52 protrudes into the cylinder 54 and thus forms on its lateral surface an annular opening 60, which can be selectively increased or reduced by the movement of the piston 52 in the cylinder 54.
  • a plurality of minimum openings 38 are further provided in the cylinder 54, which can not be closed by the associated piston 52 and provide for a minimum flow of hydraulic fluid through the flow resistance 22 therethrough.
  • an essential feature of all embodiments is that the associated expansion tube 16 is shortened in its length as a result of its braid movement in the elastic tube 50 under pressure, and this shortening results in the piston 52 being displaced in the cylinder 54. With the shift, the desired throttling effect is then achieved lastadaptively. Furthermore, it can also be provided in embodiments (not shown) to define a plurality of serial sections or individual capacities in an expansion tube 16, at the end of which a pressure-dependent variable flow resistance is arranged in each case. The flow resistances can in turn be arranged in the interior of the expansion hoses.
  • FIG. 12a a variable flow resistance 22 "according to the invention (cf., for this purpose, the explanations relating to Fig. 11) is shown, in a design which corresponds to the variable flow resistance explained with reference to FIG. 4 in some features (ie in the basic structure of the invention)
  • This flow resistance is 22 "in the two 12a, 12b in different states and thus shown with different values for the size of the flow resistance value.
  • a valve piston 28 is displaceably guided in or against the arrow direction 49 in the valve housing 24.
  • An inlet 26 and an outlet 40 are provided in the valve housing 24, wherein the outlet 40 is designed so that the In the outlet prevailing hydraulic pressure can act completely on the outlet 40 facing the right-hand end side 29 of the valve piston 28. Due to a circumferential extent of this end face 29 web 31 is - as Figure 12b shows - the valve piston 28 with its right side end side 29th not completely on the right-hand wall of the valve housing 24 when it is in its right-hand stop position, ie as far as possible to the right (in Figures 12a, 12b) according to arrow 49.
  • This displacement of the valve piston 28 in the direction of arrow 49 to the right not only caused by a trained as a compression spring spring element 34, the suitably clamped between a shoulder 33 of the valve piston 28 and the valve housing 24, but also by acting from the inlet 26 to the left-side end face 35 of the valve piston 28 hydraulic pressure.
  • the surface or hydraulic active surface of this left-side end face 35 of the valve piston 28 is as shown lower than that of the right-side end face 29, in particular when the valve piston 28 is in its left-side stop position, which is shown in Fig. 12a.
  • the inlet 26 is adjoined by an insert 41 which is fixedly arranged in the housing and initially has a continuous channel 43 in which a minimum opening 38 already explained in connection with FIG. 4 is provided or which with a narrowed cross section forms such a minimum opening 38.
  • a centrally extending in the valve piston 28 channel 37 is the channel 43 with the Outlet 40 in connection, so that always a certain minimum amount of hydraulic fluid through the flow resistance 22 "can flow.
  • a transverse channel 42 is provided to the channel 43, via which the hydraulic fluid within the valve housing 24 to the left-side end face 35 of the valve piston 28 passes.
  • the spring element 34 receiving chamber is vented in the valve housing 24.
  • this chamber itself a
  • the hydraulic active surfaces on the valve piston 28 can be designed such that this throttle valve 22 "automatically opens in the event of a malfunction, for example a breakage of the spring element 34. If no specific opening characteristic is required, such a throttle valve 22" (or 22 ) be executed without spring element 34.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Pipe Accessories (AREA)

Abstract

Die Erfindung betrifft einen Pulsationsminderer für ein hydraulisches System (10), insbesondere für ein hydraulisches Servolenksystem eines Kraftfahrzeugs, mit einer Dämpferkammer (16), deren Volumen an Hydraulikfluid zum Verringern von Strömungspulsationen im hydraulischen System (10) als hydraulische Kapazität dient und insbesondere gegen die Kraft einer federnden Vorspanneinrichtung (34, 50) veränderbar ist, und wobei dem Hydraulikfluidstrom im System (10) stromabwärts der Dämpferkammer (16) ein sich druckabhängig in seiner Größe selbsttätig verändernder Durchflusswiderstand (22) entgegengesetzt ist. Die federnde Vorspanneinrichtung (50) an der Dämpferkammer kann durch einen Dehnschlauch (16) gebildet sein und es kann der druckabhängig veränderbare Durchflusswiderstand (22) im Innern des Dehnschlauchs (16) angeordnet sein, derart, dass der druckabhängig veränderbare Durchflusswiderstand (22) durch eine elastische Bewegung des Dehnschlauchs (16) betätigbar ist.

Description

Pulsationsminderer für hydraulische Systeme
Die Erfindung betrifft einen Pulsationsminderer für ein hydraulisches System, insbesondere für ein hydraulisches Servolenksystem oder Fahrwerksregel- system eines Kraftfahrzeugs, mit einer Dämpferkammer, deren Volumen an Hydraulikfluid zum Verringern von Fluidpulsationen im hydraulischen System als hydraulische Kapazität dient und insbesondere gegen die Kraft einer federnden Vorspanneinrichtung veränderbar ist.
Bei modernen hydraulischen Systemen werden Verdrängerpumpen eingesetzt, die ein diskontinuierliches Förderverhalten aufweisen, daher zu einer Volumenstrompulsation führen und somit Druckpulsationen in nachgeschalteten Systemteilen erzeugen. Zur Verminderung solcher Druckpulsationen existieren unterschiedliche Lösungen, wie beispielsweise Vorrichtungen mit Speicherelementen (Hydrospeicher) und Tilgervolumina oder Dehnschläuche, welche jeweils eine hydraulische Kapazität bilden.
Es besteht die Möglichkeit, Druckschwingungen in einem hydraulischen System durch eine 180°-phasenversetzte Überlagerung auszulöschen. Hierzu kann in einem definierten Abstand vom Ausgangspunkt der Druckpulsation ein Durchflusswiderstand im hydraulischen System angeordnet sein, an dem die ankommenden Druckwellen reflektiert werden. Die 180°-phasenversetzte Überlagerung gelingt jedoch bereits dann nur unvollständig, sobald das Verhältnis zwischen dem Abstand des Durchflusswiderstandes und der Anregungsfrequenz verändert ist. Weitere Einflussfaktoren, wie z.B. der statische Druck im System, der gegebenenfalls die Systemsteifigkeit verändert, führen zu einer Verschiebung der Auslöschungsfrequenz und damit wiederum zu einer unvollständigen Dämpfung der Strömungspulsationen. Ein weiterer Weg zu Minderung von Strömungspulsationen ist das Vorsehen einer großen hydraulischen Kapazität (welche auch als Tilger bezeichnet wird) unmittelbar hinter der Quelle der Druckpulsationen. Volumenstrompul- sationen einer Pumpe werden dann aufgrund der großen Kapazität nur in kleine Druckpulsationen umgesetzt, die im stromab gelegenen restlichen System nur zu geringer Körperschallanregung, insbesondere der angrenzenden Wandungen am Strömungsweg führen. Um die pulsationsmildernde Wirkung einer hydraulischen Kapazität zu verbessern, können ferner zusätzliche Durchflusswiderstände stromabwärts von der Kapazität vorgesehen sein, so wie dies bspw. in der DE 36 14 930 A1 gezeigt ist. Auf diese Weise werden hochfrequente Druckschwingungen wie bei einem elektrischen Tiefpass gefiltert und bereits in der hydraulischen Kapazität gedämpft.
Viele dieser Maßnahmen zur Minderung von Druckpulsationen führen aufgrund der Durchflusswiderstände zu einer Verlustleistung im hydraulischen System. Oft besteht ein Zielkonflikt zwischen der Güte der Pulsati- onsminderung hinsichtlich einer zu erfüllenden Randbedingung, so bspw. der Akustik im Fahrzeug einerseits und dem Druckverlust in den Hydraulikleitun- gen des hydraulischen Systems andererseits.
Wie bereits erwähnt ist die Fähigkeit einer hydraulischen Kapazität oder eines sog. Tilgers, unerwünschte Druckpulsationen zu mindern, von der Größe der hydraulischen Kapazität abhängig. Diese ist nach der Formel C = K * V bestimmt, wobei C die Kapazität, K das Kompressionsmodul und V das Volumen des Tilgers bezeichnen. Um eine Pulsations-Minderung in einem möglichst breiten Spektrum zu erzielen, kann neben einer Veränderung des Volumens der Kapazität auch deren Kompressionsmodul verändert werden. Dieses sog. Kompressionsmodul ist die Fähigkeit, an Volumen unter Druck zuzunehmen, also der Kehrwert der Steifigkeit des Tilgers. Bei heutigen hydraulischen Fahrzeug-Lenksystemen werden als Tilger bzw. hydraulische Kapazität dem Fachmann bekannte sog. Dehnschläuche eingesetzt, die bei niedrigem Betriebsdruck einen hohen Kompressionsmodul aufweisen, d.h. die Volumenzunahme ist dann groß und der Dehnschlauch "weich". Dies beruht auf dem Umstand, dass die Wandung des Dehnschlauches mit einem Geflecht versehen ist, dessen Geflechtwinkel sich bei niedrigem stationärem Druck mit der Druckpulsation stark verändern kann und so eine ausreichende Volumenzunahme gewährleistet. Steigt der Druck im Dehnschlauch jedoch an, so verschiebt sich der Geflechtwinkel, und eine Volumenzunahme kann schließlich nur noch durch eine Dehnung der Geflechtfäden selbst erreicht werden. Die dann bedingte Volumenzunahme ist jedoch sehr klein, verglichen mit der durch die Geflechtbewegungen bewirkten Volumenzunahme bei niedrigem Druck. Aus diesem Grund gelingt die Dämpfung von Strömungspulsationen bei niedrigem Systemdruck sehr viel leichter als bei hohem Systemdruck, wie er z.B. an einem Lenksystem beim Einlenken von Rädern im Stand auftritt.
Da eine ausreichende Pulsationsminderung auch bei hohen Druckwerten bzw. Drücken gewährleistet sein muss, werden stromabwärts von der Dämpferkammer heutiger Dehnschläuche Durchflusswiderstände mit einem konstanten hohen Druckverlust verwendet. Diese hohen Druckverluste treten bei hydraulischen Fahrzeug-Lenksystemen mit dem vorherrschenden sog. Open-Center-Wirkprinzip, bei dem bekanntlich das hydraulische System permanent von Volumenstrom durchflössen wird, auch dann auf, wenn das hydraulische (Lenk-)System an einem zugeordneten Verbraucher (als bspw. einem hydraulischen Lenkhilfe-Zylinder) keinen oder nahezu keinen Lastdruck erzeugt bzw. keine Arbeit verrichtet. Entsprechendes gilt auch für andere Hydrauliksysteme, so bspw. für hydraulische Fahrwerks- Regelsysteme oder dgl., bei denen stets Hydraulikmedium umgewälzt wird, wodurch im genannten Durchflusswiderstand unnötigerweise hohe Verluste auftreten. Es ist eine Aufgabe der Erfindung, einen Pulsationsminderer für ein hydraulisches System nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1 zu schaffen, mit dem das oben erläuterte Problem der permanent herrschenden Druckverluste in Leitungen des hydraulischen Systems nennenswert verringert wird.
Diese Aufgabe ist erfindungsgemäß mit einem Pulsationsminderer für hydraulische Systeme gemäß Anspruch 1 gelöst: Ein derartiger Pulsations- minderer ist mit einer Dämpferkammer versehen, deren Volumen an Hydraulikfluid zur Verringerung von Strömungspulsationen im hydraulischen System als hydraulische Kapazität wirkt und insbesondere gegen die Kraft einer federnden Vorspanneinrichtung veränderbar ist. Erfindungsgemäß ist dem Hydraulikfluidstrom im System stromabwärts der Dämpferkammer ein druckabhängig veränderbarer Durchflusswiderstand entgegengesetzt, wobei sich die Größe dieses Durchflusswiderstands in Abhängigkeit vom Hydraulikdruck stromauf und/oder stromab des Durchflusswiderstands selbsttätig verändert.
Die Erfindung beruht auf der Erkenntnis, dass bei Pulsationsminderem, bspw. bzw. insbesondere der oben genannten Dehnschlauch-Bauart, bei niedrigem statischem Druck bereits ein kleiner Durchflusswiderstand am Ende der Dämpferkammer ausreicht, um die notwendige Volumenzunahme zur Kompensation der Volumenstromschwankungen einer zugehörigen Pumpe zu gewährleisten und so die im hydraulischen System entstehenden Druckpulsationen klein zu halten. Bei niedrigem Systemdruck kann der Durchflusswiderstand demnach kleiner ausgebildet sein, denn die Dämpfung gelingt sehr viel leichter als bei hohem Systemdruck. Lediglich bei höheren Druckwerten bzw. Systemdrücken sind auch höhere Durchflusswiderstände, d.h. größere Werte für den Durchflusswiderstand, erforderlich. Ferner wurde erkannt, dass durch eine druckabhängige Veränderung des Durchflusswider- Standes hinter einer hydraulischen Kapazität auch die sich ergebende gegenläufige Überlagerung von Druckwellen innerhalb des Volumens der hydraulischen Kapazität in sehr vorteilhafter Weise verändert werden kann. Der Effekt, dass Druckschwingungen in der hydraulischen Kapazität durch eine 180°-phasenversetzte Überlagerung ausgelöscht werden, bleibt also bei Anwendung der vorliegenden Erfindung erhalten. Besonders vorteilhaft ist dabei, dass die besagte Veränderung der Größe des Durchflusswiderstands selbsttätig erfolgt, so dass keine aufwändige Steuerung oder dgl., die bspw. einen aufwändige Stelleinheit ansteuert, so wie dies in der weiter oben bereits genannten DE 36 14 930 A1 gezeigt ist, erforderlich ist.
Erfindungsgemäß ist also eine systemdruckabhängige und dabei selbsttätige Veränderung der Größe des Durchflusswiderstandes stromabwärts der Dämpferkammer eines Pulsationsminderers vorgesehen und es können die unterschiedlichen Werte für die Durchflusswiderstände in Abhängigkeit bspw. im wesentlichen vom Lastdruck am bzw. im hydraulischen System verändert werden. Insbesondere können an einer oder auch mehreren Stellen eines hydraulischen Systems, wie beispielsweise eines Lenksystems, stromab einer Kapazität turbulente oder laminare Strömungen erzeugende Durchflusswiderstände angeordnet sein, die sich bei Erreichen eines bestimmten Lastdrucks selbsttätig zuschalten und somit wirksam werden, während sie bei niedrigerem Last-Druck die von Hydraulikfluid durchströmbare Fläche wieder vergrößern bzw. freigeben und somit nicht nennenswert zur Geltung kommen. Es wird dadurch eine bedarfsorientierte Pulsationsminde- rung gewährleistet, welche zu einer Verringerung der Verlustleistung im hydraulischen System (und so dieses in einem Kraftfahrzeug vorgesehen ist zu einer Verringerung des Kraftstoffverbrauchsanteils für dieses hydraulische System) führt; ferner im allgemeinen Einsatzfall zu einer Verringerung der erforderlichen Kühlleistung für das hydraulische System. Anstelle der oder zusätzlich zur Abhängigkeit vom Lastdruck im System, der bzw. dessen Wert üblicherweise stromauf des Durchflusswiderstandes bzw. stromauf der Stelle, an welcher dieser im Bedarfsfall zugeschaltet wird, festgestellt wird, kann die Veränderung der Größe besagten Durchflusswi- derstands aber auch in Abhängigkeit vom Systemdruck stromab dieses Durchflusswiderstandes bzw. stromab der entsprechenden Stelle und somit quasi tankseitig, d.h. ablaufseitig im System selbsttätig gesteuert werden. Eine besonders gute Abstimmung auf die individuellen Verhältnisse ist dabei möglich, wenn bei Berücksichtigung des Drucks sowohl stromauf als auch stromab der besagten Stelle, an der sich der Durchflusswiderstand befindet bzw. an welcher er bedarfsweise zugeschaltet wird, diese beiden Druckwerte die druckabhängige Veränderung der Größe des Durchflusswiderstandes mit unterschiedlichen Wirkflächen bewirken, so dass bspw. der Einfluss des Drucks stromab des Durchflusswiderstands größer gewählt werden kann als derjenige des System-Drucks stromauf des Durchflusswiderstands.
Durch das Anordnen von mehreren aufeinander folgenden, druckabhängig veränderbaren Durchflusswiderständen an einer einzelnen hydraulischen Kapazität oder durch das Anordnen von mehreren aufeinander folgenden Kapazitäten mit jeweils zugeordneten und zumindest teilweise druckabhängig in ihrer Größe veränderbaren Durchflusswiderständen kann eine besonders genaue und gezielte Anpassung an die im hydraulischen System herrschenden absoluten und relativen Druckverhältnisse erfolgen.
Besonders bevorzugt ist der druckabhängig in seiner Größe veränderbare Durchflusswiderstand mittels eines in den Strömungsweg des Hydraulikfluids hineinschaltbaren sog. Drosselventils gestaltet. Dieses Drosselventil kann beispielsweise als sog. Dämpfungsventil gestaltet sein, welches bei einem geringen Systemdruck eine geringe Verlustleistung bewirkt und im Bedarfsfall im wesentlichen lastadaptiv die Dämpfungswirkung erhöht. Um beim Bau des genannten Drosselventils (oder Dämpfungsventils bzw. des veränderbaren Durchflusswiderstands) weitgehend auf Standardelemente zurückgreifen zu können, sollte dieses (bzw. dieser) vorteilhaft einen Kolben aufweisen, der in einem Zylinder gegen die Kraft eines Federele- ments verschiebbar geführt ist und bei seiner Verschiebung die vom Hydraulikfluid durchströmbare bzw. durchströmte Fläche verändert.
Die gewünschte Wirkung der im wesentlichen oder vorzugsweise lastadaptiven Dämpfung kann ferner mittels eines Dehnschlauchs erreicht werden, der als federnde Vorspanneinrichtung an der Dämpferkammer bzw. als Dämpferkammer wirkt. Je nach gewünschter Dämpfwirkung können dann auch mehrere derartiger Dehnschläuche mit jeweils einem sog. lastadaptiven Dämpfungsventil bzw. veränderbaren Durchflusswiderstand zur Abstimmung des Systems auf mehrere Frequenzen vorgesehen sein. Die genannten Dämpfungsventile selbst können zur Vergrößerung der Freiheitsgrade bei der Abstimmung hinsichtlich der Federsteifigkeit ihres Federelements, hinsichtlich dessen Federgrundvorspannung und hinsichtlich des minimalen und maximalen Durchflussquerschnitts variiert werden bzw. veränderbar gestaltet sein. Auf diese Weise kann die Charakteristik verändert werden, mit der das sog. Dämpfungsventil möglicherweise sogar schließt sowie die erforderliche Druckwelle, bei der dieses Dämpfungsventil bzw. der veränderbare Durchflusswiderstand mit dem Schließen beginnt bzw. eine nennenswerte Erhöhung des Durchflusswiderstands einsetzt. Ggf. auf unterschiedliche Werte eingestellt werden kann somit jeweils der Druckver- lust bei niedrigem Lastdruck und bei hohem Lastdruck.
Ferner kann eine besonders raumsparende Anordnung geschaffen werden, indem der druckabhängig veränderbare Durchflusswiderstand im Inneren des Dehnschlauchs bzw. in einem Ausflussabschnitt der Dämpferkammer angeordnet ist. Um den für die vorzugsweise lastadaptive Dämpfung erforderlichen Steuerungsaufwand möglichst gering zu halten und die genannte Selbsttätigkeit bei der Veränderung der Größe des Durchflusswiderstandes zu gewährleisten, kann der druckabhängig veränderbare Durchflusswider- stand vorteilhaft durch eine elastische Bewegung des zugehörigen Dehnschlauchs geeignet betätigt bzw. verstellt werden, derart, dass sich sein Wert entsprechend ändert. In einer bevorzugten Ausführungsform ist der druckabhängig veränderbare Durchflusswiderstand mit einem Kolben gestaltet, der an einem Zylinder verschiebbar geführt ist, durch eine Längenänderung des Dehnschlauchs betätigt ist und bei seiner Verschiebung am Zylinder die vom Hydraulikfluid durchströmbare Fläche verändert. Wesentliches Funktionsmerkmal ist dabei, dass der Dehnschlauch in Folge der Geflechtbewegung unter Druck seine Länge verkürzt und diese Verkürzung dazu genutzt wird, eine Drosselwirkung lastadaptiv zuzuschalten.
Um am druckabhängig veränderbaren Durchflusswiderstand zugleich eine minimale Durchströmung garantieren zu können, kann alternativ oder zusätzlich mindestens eine definierte Durchgangsöffnung vorgesehen sein, welche eine derartige Mindestströmung des Hydraulikfluids durch den Durchflusswiderstand sicherstellt. Definierte Schaltzustände können ferner dadurch erzielt werden, dass der druckabhängig veränderbare Durchflusswiderstand mit einer Mehrzahl definierter Durchgangsöffnungen versehen ist, die wahlweise geöffnet oder geschlossen werden können, derart, dass eine stufenweise Veränderung der von Hydraulikfluid durchströmbaren Fläche am Durchflusswiderstand geschaffen ist. Alternativ oder zusätzlich kann auch ein stetig druckabhängig veränderbarer Durchflusswiderstand geschaffen sein, indem ein im Wesentlichen kegelförmiges Drosselelement vorgesehen ist, welches durch Verschiebung die von Hydraulikfluid durchströmbare Fläche an einer Drosselöffnung am Durchflusswiderstand verändern kann. Nachfolgend werden Ausführungsbeispiele erfindungsgemäßer Pulsations- minderer anhand der beigefügten schematischen Zeichnungen näher erläutert. Es zeigt:
Fig. 1 ein stark vereinfachtes Schaubild eines hydraulischen Systems gemäß dem Stand der Technik,
Fig. 2 ein stark vereinfachtes Schaubild eines ersten Ausführungsbeispiels eines hydraulischen Systems gemäß der Erfindung, Fig. 3 ein stark vereinfachtes Schaubild eines zweiten Ausführungs- beispiels eines hydraulischen Systems gemäß der Erfindung,
Fig. 4 einen Längsschnitt eines Ausführungsbeispiels eines druckabhängig veränderbaren Durchflusswiderstandes gemäß der Erfindung,
Fig. 5 einen Längsschnitt eines ersten Ausführungsbeispiels eines erfindungsgemäßen Dehnschlauches mit integriertem Drosselventil,
Fig. 6 einen Längsschnitt eines zweiten Ausführungsbeispiels eines erfindungsgemäßen Dehnschlauches mit integriertem Drosselventil, Fig. 7 einen Längsschnitt eines dritten Ausführungsbeispiels eines erfindungsgemäßen Dehnschlauches mit integriertem Drosselventil,
Fig. 8 einen Längsschnitt eines vierten Ausführungsbeispiels eines erfindungsgemäßen Dehnschlauches mit integriertem Drossel- ventil
Fig. 9 einen Längsschnitt eines fünften Ausführungsbeispiels eines erfindungsgemäßen Dehnschlauches mit integriertem Drosselventil,
Fig.10 unter Bezugnahme auf Fig.2 einen anders angesteuerten veränderbaren Durchflusswiderstand (Bezugsziffer 22' anstelle
Bezugsziffer 22) Fig.11 unter Bezugnahme auf Fig.2 eine weitere Variante zur
Ansteuerung eines veränderbaren Durchflusswiderstands (Bezugsziffer 22" anstelle Bezugsziffer 22)
Fig.12a ein konkretes Ausführungsbeispiel eines veränderbaren Durchflusswiderstands nach Fig.11 mit einem dem Ausführungsbeispiel nach Fig.4 ähnlichen Aufbau im Zustand mit einem hohen Widerstandswert, sowie
Fig.12b den Durchflusswiderstand gemäß Fig.12a bzw. dieses sog. Drossel- oder Dämpfungsventil im Zustand mit einem niedrige- ren Widerstandswert.
In Fig.1 ist ein herkömmliches hydraulisches System 10 veranschaulicht, welches hier in einem Servo-Lenksystem für ein weiter nicht dargestelltes Kraftfahrzeug vorgesehen ist und dazu als wesentliche Elemente wie üblich insbesondere ein den Fahrer in seiner Betätigung unterstützendes und somit auch hydraulisch betätigbares Lenkgestänge 12 und eine Hydraulikdruck bereitstellende Pumpe 14 aufweist. Zwischen der Pumpe 14 und dem Lenkgestänge 12 sind zwei Dehnschläuche 16' in das hydraulische System 10 integriert, welche zur Minderung von Druck-Pulsationen im System 10, die von der diskontinuierlich fördernden Pumpe 14 hervorgerufen werden, dienen. Die Dehnschläuche 16' sind dabei mit nur angedeuteten Blenden, Drosseln, Resonatoren und/oder Tunercable versehen, mittels denen eine akustische Abstimmung der Pulsationsminderung vorgenommen wird, zugleich aber auch der Durchflusswiderstand erhöht wird, wie weiter oben erläutert wurde. Ebenfalls wie üblich ist in das hydraulische System 10 ein Lenkventil 18 integriert, mit dem die wahlweise Zuteilung von unter Druck stehendem Hydraulikfluid zum nicht separat dargestellten hydraulischen Lenkzylinder des Lenkgestänges 12 bzw. ein Rückfluss dieses Hydraulikflu- ids in einen Tank 20, aus dem letztlich - wenngleich dies so nicht dargestellt ist - die besagte Pumpe 14 wie üblich wieder fördert, geschaltet werden kann. In Fig. 2 ist ein erstes erfindungsgemäßes hydraulisches System 10 veranschaulicht, welches ebenfalls ein hydraulisch betätigbares Lenkgestänge 12, eine Pumpe 14, ein Lenkventil 18 und einen vorgeschalteten Dehnschlauch 16 sowie einen entsprechend angeschlossenen Tank 20 aufweist. Dem Dehnschlauch 16, in dem im Unterschied zu Fig.1 hier keine Blende oder Drossel vorgesehen ist, ist ein druckabhängig veränderbarer Durchflusswiderstand 22 nachgeschaltet, der als ein lastadaptiv schaltbares Dämpfungsventil gestaltet ist. Dieses Dämpfungsventil - hierfür wird ebenfalls die Bezugsziffer 22 verwendet - weist zwei Schaltstellungen auf, von denen die figürlich dargestellte zu einem nahezu ungedämpften Durchströmen von Hydraulikfluid führt, während die andere Schaltstellung die von Hydraulikfluid durchströmbare Fläche derart verringert, dass es zu einer Stauwirkung im Dehnschlauch 16 kommt. Der Durchflusswiderstand 22, der auch als Drosselventil oder Dämpfungsventil bezeichnet werden kann oder wird, schaltet sich dabei - wie durch den gestrichelten Pfeil dargestellt ist - bei einem bestimmten vorliegenden und hier stromauf des Durchflusswiderstandes 22 abgegriffenen Lastdruck gegen Federkraft selbsttätig zu bzw. erhöht dann den Widerstandswert und wirkt somit stromab des als hydraulische Kapazität wirkenden Dehnschlauchs 16 bei hohem Lastdruck im System 10 als Stauelement, während er bei niedrigem Last-Druck im hydraulischen System unter Federkrafteinfluss wieder in die dargestellte Schaltstellung bewegt wird und dann die Durchflussfläche durch dieses Dämpfungsventil 22 maximal freigibt und somit keinen nennenswerten Strömungswiderstand bildet. Auf diese Weise kann - wie weiter oben erläutert wurde - eine bedarfsorientierte, nämlich lastdruckabhängige Pulsationsminderung am Dehnschlauch 16 bereitgestellt werden.
An dieser Stelle sei auf Fig.10 verwiesen, in der lediglich der Durchflusswi- derstand 22' sowie dessen Zulauf Z und Ablauf A (vgl. hierzu auch Fig.2) abweichend vom Durchflusswiderstand 22 der Fig.2 dargestellt ist. Wie anhand des gestrichelten Steuerungspfeils ersichtlich ist, werden die unterschiedlichen Schaltstellungen des Durchflusswiderstandes 22' hierbei nicht durch den stromauf dieses Durchflusswiderstandes 22' anliegenden Systemdruck (pP) beeinflusst, sondern durch den stromab des Durchflusswi- derstandes 22', d.h. auf dessen Ablauf-Seite A vorliegenden Druck (pτ) im hydraulischen System 10 angesteuert.
Eine weitere Variante des Durchflusswiderstands 22 aus Fig.2 ist in Fig.11 dargestellt, und zwar als Durchflusswiderstand 22" bzw. Drosselventil 22", bei dem Steuerdruck zum Schalten des Durchflusswiderstands 22" in die den Widerstandswert erhöhende Schaltposition sowohl stromauf, d.h. auf der Zulauf-Seite Z (als Druck pP), als auch stromab, d.h. auf der Ablauf-Seite A des Durchflusswiderstands 22" (als Druck pτ) abgegriffen wird. Dabei sind die sog. Wirkflächen FA und Fz, auf die die beiden Druckwerte pp und pr einwirken und die daraufhin eine Verlagerung des Schiebers dieses Drosselventils 22" bewirken, unterschiedlich groß, so dass bspw. der Einfluss des Drucks pτ stromab des Durchflusswiderstands 22" größer gewählt werden kann als derjenige des System-Drucks pP stromauf des Durchflusswiderstands 22", was bedeutet, dass ein geringerer auf die Wirkfläche FA einwirkender Druck pτ auf der Ablaufseite A hinsichtlich einer hierauf basierenden Verlagerung des besagten Schiebers des Drosselventils 22" die gleiche Wirkung hat wie ein größerer auf die Wirkfläche Fz einwirkender Druck pP auf der Zulaufseite Z.
Fig. 3 zeigt ein Ausführungsbeispiel eines hydraulischen Systems 10, bei dem bereits in der Leitung (unmittelbar) hinter der Pumpe 14, also an deren Druckseite, ein erster druckabhängig veränderbarer Durchflusswiderstand 22 angeordnet ist und damit der sich zwischen Pumpe 14 und diesem erstem Durchflusswiderstand 22 befindende Leitungsabschnitt als hydraulische Kapazität im Sinne der Erfindung wirkt. Zu beachten ist dabei, dass es selbst bei einer aus Metall, insbesondere Stahl gestalteten Leitung zu Schwingun- gen der Leitungswand kommt, welche durch den erfindungsgemäß druckabhängig veränderbaren ersten Durchflusswiderstand 22 beeinflusst werden können. Stromabwärts vom ersten Durchflusswiderstand 22 sind bei dem Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 3 nachfolgend zwei in Reihe geschaltete Dehnschläuche 16 angeordnet, welche dem Dehnschlauch 16 gemäß Fig. 2 entsprechen und hinter denen jeweils ein weiterer, zweiter und dritter druckabhängig veränderbarer Durchflusswiderstand 22 angeordnet ist, wobei anstelle eines (oder mehrerer) Durchflusswiderstandes 22 auch ein Durchflusswiderstand 22' oder 22" vorgesehen sein kann.
In Fig. 4 ist ein Ausführungsbeispiel eines Durchflusswiderstandes 22 dargestellt, welcher als eine Zylinder-Kolben-Anordnung gestaltet ist und ein im Wesentlichen hohlzylindrisches Ventilgehäuse 24 mit einem an einer Stirnseite angeordneten Einlass 26 aufweist. In dem Ventilgehäuse 24 ist ein Ventilkolben 28 verschiebbar geführt und derart an seiner Mantelfläche mit einer Dichtung 30 versehen, dass er in dem Ventilgehäuse 24 einlassseitig eine Staukammer 32 abteilt. An der gegenüberliegenden Seite der Staukammer 32 ist der Ventilkolben 28 mit einem Federelement 34 vorgespannt und mittels eines Ringspalts 36 ist dafür gesorgt, dass an dieser gegenüberliegenden Seite des Ventilkolbens 28 Umgebungsdruck herrscht.
In dem Ventilkolben 28 ist ferner in Axialrichtung eine Mindestöffnung 38 und ein daran anschließender Auslass 40 ausgebildet. Zwischen der Mindestöffnung 38 und dem Auslass 40 ist im Ventilkolben 28 ferner ein Querkanal 42 ausgebildet, in den von einer ringförmigen Durchgangsöffnung 44 aus der Staukammer 32 Hydraulikfluid durch den Ventilkolben 28 abströmen kann. Dieses Abströmen von Hydraulikfluid ist insbesondere dann möglich, wenn in der Staukammer 32 ein vergleichsweise geringer Druck herrscht und der Ventilkolben 28 durch das Federelement 34 bezogen auf Fig.4 wie figürlich dargestellt nach links gedrängt ist. Bei Druckerhöhung in der Staukammer 32 wird der Ventilkolben 28 jedoch bezogen auf Fig. 4 nach rechts gegen die Federkraft des Federelements 34 verschoben und dabei die ringförmige Durchgangsöffnung 44 verschlossen. Hydraulikfluid kann nun lediglich noch durch die Mindestöffnung 38 in den Auslass 40 abströmen. Dies führt bei entsprechend hohem Druck zu einer Erhöhung der Widerstandswirkung des Durchflusswiderstandes 22.
Die Figuren 5 bis 9 zeigen Ausführungsbeispiele von Dehnschläuchen 16, in die jeweils ein druckabhängig veränderbarer Durchflusswiderstand 22 integriert ist. Die Dehnschläuche 16 sind jeweils mit einem Einlassrohr 46 und einem Auslassrohr 48 gestaltet, zwischen denen ein elastisches Rohr 50 fluiddicht angeordnet ist. Im Inneren des elastischen Rohrs 50 ist als Dämpfungsventil 22 bzw. veränderbarer Durchflusswiderstand 22 eine Zylinder-Kolben-Anordnung vorgesehen, die mit einem in einen Zylinder 54 hineinragenden Kolben 52 gestaltet ist.
Bei den Ausführungsbeispielen gemäß Figuren 5 und 7 bis 9 ist der Kolben 52 dabei jeweils am Einlassrohr 46 ortsfest angebracht und der Zylinder 54 am Auslassrohr 48 ortsfest gehaltert. Die Strömung des Hydraulikfluids ist bei diesen Ausführungsbeispielen ferner vom Inneren des Einlassrohres 46 durch mehrere Durchgangsöffnungen 56 an die Außenseite des Zylinders 54 geführt, von wo aus sie dann weiter zum Auslassrohr 48 gelangt. Beim Einströmen in das Auslassrohr 48 ist dabei mittels des im Zylinder 54 verschiebbaren Kolbens 52 ein sich druckabhängig verändernder Strömungswiderstand gestaltet, indem im Zylinder 54 in axialer Richtung mehrere Durchgangsöffnungen 58 vorgesehen sind, welche beim Verschieben des Zylinders 54 freigegeben oder verschlossen werden. Bei dem Ausführungsbeispiel gemäß Fig.6 sind ebenfalls derartige Durchgangsöffnungen 58 im Zylinder 54 vorgesehen. Im Gegensatz zum Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 5 ist der Zylinder 54 jedoch am Einlassrohr 46 ortsfest angebracht und der Kolben 52 mit zugehörigen Durchgangsöffnungen 56 am Auslassrohr 48 befestigt. Bei den Ausführungsbeispielen gemäß den Figuren 7 bis 9 ist der Kolben 52 jeweils kegelförmig gestaltet, wobei er gemäß Fig.9 einen spitzeren und einen nachfolgend flacheren Kegelabschnitt aufweist. Der derartige Kegelabschnitt des Kolbens 52 ragt in den Zylinder 54 und bildet so an seiner Mantelfläche eine Ringöffnung 60, welche durch das Bewegen des Kolbens 52 im Zylinder 54 wahlweise vergrößert oder verkleinert werden kann. Bei dem Ausführungsbeispiel gemäß Fig.8 sind in dem Zylinder 54 ferner mehrere Mindestöffnungen 38 vorgesehen, die durch den zugehörigen Kolben 52 nicht verschlossen werden können und für eine Minimalströmung von Hydraulikfluid durch den Durchflusswiderstand 22 hindurch sorgen.
Wesentliches Funktionsmerkmal sämtlicher Ausführungsformen ist es dabei, dass sich der zugehörige Dehnschlauch 16 in Folge seiner Geflechtbewe- gung im elastischen Rohr 50 unter Druck in seiner Länge verkürzt und diese Verkürzung dazu führt, dass der Kolben 52 im Zylinder 54 verschoben wird. Mit der Verschiebung wird dann lastadaptiv die gewünschte Drosselwirkung erreicht. Ferner kann es bei (nicht dargestellten) Ausführungsbeispielen auch vorgesehen sein, in einem Dehnschlauch 16 mehrere serielle Abschnitte bzw. einzelne Kapazitäten zu definieren, an deren Ende jeweils ein druckabhängig veränderbarer Durchflusswiderstand angeordnet ist. Die Durchflusswiderstände können dann wiederum im Innern des bzw. der Dehnschläuche angeordnet sein.
Nachdem die Figuren 10, 11 bereits weiter oben in Verbindung mit Figur 2 erläutert wurden, sei nun auf die Figuren 12a, 12b eingegangen. In diesen beiden Figuren ist ein erfindungsgemäßer veränderbarer Durchflusswiderstand 22" (vgl. hierzu die Ausführungen zu Fig.11 ) dargestellt, und zwar in einem Aufbau, der dem anhand von Fig.4 erläuterten veränderbaren Durchflusswiderstand in einigen Merkmalen (d.h. im prinzipiellen Grund- Aufbau) ähnlich ist. Dabei ist dieser Durchflusswiderstand 22" in den beiden Fig.12a, 12b in verschiedenen Zuständen und somit mit unterschiedlichen Werten für die Größe des Durchfluss-Widerstandswertes dargestellt.
Bei diesem Durchflusswiderstand 22' bzw. Drosselventil 22" ist in einem Ventilgehäuse 24 ein Ventilkolben 28 in bzw. gegen Pfeilrichtung 49 verlagerbar geführt. Im Ventilgehäuse 24 ist ein Einlass 26 sowie ein Auslass 40 vorgesehen, wobei der Auslass 40 so gestaltet ist, dass der im Auslass herrschende Hydraulik-Druck vollständig auf die dem Auslass 40 zugewandte rechtsseitige Stirnseite 29 des Ventilkolbens 28 einwirken kann. Aufgrund eines am Umfang dieser Stirnseite 29 umlaufenden Steges 31 liegt - wie Fig.12b zeigt - der Ventilkolben 28 auch dann mit seiner rechtsseitigen Stirnseite 29 nicht vollständig an der rechtsseitigen Wand des Ventilgehäuses 24 an, wenn er sich in seiner rechtsseitigen Anschlagposition befindet, d.h. gemäß Pfeil 49 weitest möglich nach rechts (in den Figuren 12a, 12b) verlagert wurde. Diese Verlagerung des Ventilkolbens 28 gemäß Pfeilrichtung 49 nach rechts wird dabei nicht nur durch ein als Druckfeder ausgebildetes Federelement 34 veranlasst, das geeignet zwischen einem Absatz 33 des Ventilkolbens 28 und dem Ventilgehäuse 24 eingespannt ist, sondern auch durch den vom Einlass 26 auf die linksseitige Stirnseite 35 des Ventilkolbens 28 wirkenden Hydraulikdruck. Die Fläche bzw. hydraulische Wirkfläche dieser linksseitigen Stirnseite 35 des Ventilkolbens 28 ist wie ersichtlich geringer als diejenige der rechtsseitigen Stirnseite 29, und zwar insbesondere dann, wenn sich der Ventilkolben 28 in seiner linksseitigen Anschlagposition, die in Fig. 12a dargestellt ist, befindet.
Wie die Figuren 12a, 12b zeigen, schließt sich an den Einlass 26 ein im Gehäuse fest angeordneter Einsatz 41 an, der zunächst einen durchgehenden Kanal 43 aufweist, in welchem eine in Verbindung mit Fig.4 bereits erläuterte Mindestöffnung 38 vorgesehen ist bzw. welcher mit einem verengten Querschnitt eine solche Mindestöffnung 38 bildet. Über einen zentral im Ventilkolben 28 verlaufenden Kanal 37 steht der Kanal 43 mit dem Auslass 40 in Verbindung, so dass stets eine gewisse Mindestmenge von Hydraulikfluid durch den Durchflusswiderstand 22" fließen kann.
Auch im Einsatz 41 ist ein Querkanal 42 zum Kanal 43 vorgesehen, über den das Hydraulikfluid innerhalb des Ventilgehäuses 24 zur linksseitigen Stirnseite 35 des Ventilkolbens 28 gelangt. Befindet sich dieser Ventilkolben 28 in der in Fig.12a dargestellten Position, so wird zwar nur eine Teilfläche der Stirnseite 35 mit Hydraulikfluid beaufschlagt, dennoch kann bei ausreichend hoher Druckdifferenz zwischen dem Hydraulikdruck stromauf dieses Drosselventils 22" und dem Hydraulikdruck stromab dieses Drosselventils 22" (aufgrund der unterschiedlich großen Wirkflächen der Stirnseiten 29 bzw. 35) im Zusammenwirken mit der Kraft des Federelements 34 der Ventilkolben 28 ausgehend von der in Fig.12a dargestellten Position in die in Fig.12b dargestellte Position verlagert werden. Wie ersichtlich, steht dem Hydraulikfluid mit der Kolben-Position nach Fig.12b ein größerer Durchströmquerschnitt zur Verfügung, so dass dann der durch diesen Durchflusswiderstand 22" verursachte Strömungswiderstand geringer ist als in der Position nach Kolben-Position nach Fig.12a. Nimmt zu einem späteren Zeitpunkt der Hydraulikdruck stromauf dieses Durchflusswiderstandes 22" nennenswert ab, so dass sich die Druckdifferenz über diesem Durchflusswiderstand 22" verringert, so kann der Ventilkolben 28 selbsttätig wieder in die in Fig.12a dargestellte Position gelangen.
Vorzugsweise ist die das Federelement 34 aufnehmende Kammer im Ventilgehäuse 24 belüftet. Alternativ kann diese Kammer selbst eine
Luftfeder als Federelement 34 bilden oder enthalten. Vorteilhafterweise können die hydraulischen Wirkflächen am Ventilkolben 28 so ausgelegt sein, dass dieses Drosselventil 22" bei einer Funktionsstörung, bspw. einem Bruch des Federelements 34 selbsttätig öffnet. Falls keine bestimmte Öffnungscha- rakteristik gefordert ist, kann ein solches Drosselventil 22" (bzw. 22) auch ohne Federelement 34 ausgeführt sein.

Claims

Patentansprüche
1. Pulsationsminderer für ein hydraulisches System (10), insbesondere für ein hydraulisches Servolenksystem oder Fahrwerksregelsystem eines Kraftfahrzeugs, mit einer Dämpferkammer (16), deren Volumen an Hydraulikfluid zum Verringern von Strömungspulsationen im hydraulischen System (10) als hydraulische Kapazität dient und insbesondere gegen die Kraft einer federnden Vorspanneinrichtung (34, 50) veränderbar ist, dadurch gekennzeichnet, dass dem Hydraulikfluidstrom im System (10) stromabwärts der Dämpferkammer (16) ein druckabhängig in seiner Größe veränderbarer Durchflusswiderstand (22, 22', 22") entgegengesetzt ist und sich die Größe dieses Durchflusswiderstands in Abhängigkeit vom Hydraulikdruck stromauf und/oder stromab des Durchflusswiderstands (22, 22', 22") selbsttätig verändert.
2. Pulsationsminderer nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass bei Berücksichtigung des Drucks sowohl stromauf als auch stromab des Durchflusswiderstands (22, 22', 22") diese beiden Druckwerte die druckabhängige Veränderung der Größe des Durchflusswiderstandes mit unterschiedlichen Wirkflächen
(FA ,FZ) bewirken.
3. Pulsationsminderer nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass der druckabhängig veränderbare Durchflusswiderstand (22) als ein in den Strömungsweg des Hydrau- likfluids hineinschaltbares Drosselventil ausgebildet ist.
4. Pulsationsminderer nach einem der vorangegangenen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Drosselventil einen Kolben (28; 52) aufweist, der in einem Zylinder (24; 54) unter Einwirkung von Hydrau- likdruck gegen die Kraft eines Federelements (34; 50) verschiebbar geführt ist und bei seiner Verschiebung die vom Hydraulikfluid durchströmbare Fläche (44; 58; 60) verändert.
5. Pulsationsminderer nach einem der vorangegangenen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die federnde Vorspanneinrichtung (50) an der Dämpferkammer (16) durch die als Dehnschlauch (16) ausgebildete Dämpferkammer selbst gestaltet ist.
6. Pulsationsminderer nach einem der vorangegangenen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der druckabhängig veränderbare
Durchflusswiderstand (22) im Innern des Dehnschlauchs (16) angeordnet ist.
7. Pulsationsminderer nach einem der vorangegangenen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der druckabhängig veränderbare
Durchflusswiderstand (22) durch eine elastische Bewegung des Dehnschlauchs (16) betätigbar ist.
8. Pulsationsminderer nach einem der vorangegangenen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der druckabhängig veränderbare
Durchflusswiderstand (22) mit einem Kolben (52) gestaltet ist, der in einem Zylinder (54) verschiebbar geführt und durch eine Längenänderung des Dehnschlauchs (16) betätigt ist und bei seiner Verschiebung gegenüber dem Zylinder (54) die vom Hydraulikfluid durchströmbare Fläche (58; 60) verändert.
9. Pulsationsminderer nach einem der vorangegangenen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass mindestens eine definierte Durchgangsöffnung (38) am druckabhängig veränderbaren Durchflusswider- stand (22) vorgesehen ist, welche eine Mindestströmung des Hydrau- likfluids durch den Durchflusswiderstand (22) sicherstellt.
10. Pulsationsminderer nach einem der vorangegangenen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der druckabhängig veränderbare Durchflusswiderstand (22) mit einer Mehrzahl definierter Durchgangsöffnungen (58) versehen ist, die wahlweise geöffnet oder geschlossen werden können, derart, dass eine stufenweise Veränderung der von Hydraulikfluid durchströmbaren Fläche am Durchflusswiderstand (22) geschaffen ist.
11. Pulsationsminderer nach einem der vorangegangenen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der druckabhängig veränderbare Durchflusswiderstand (22) mit einem im Wesentlichen kegelförmigen Drosselelement (52) gestaltet ist, welches durch Verschiebung die von Hydraulikfluid durchströmbare Fläche (60) am Durchflusswiderstand
(22) verändern kann.
PCT/EP2006/006842 2005-08-05 2006-07-13 Pulsationsminderer für hydraulische systeme WO2007022830A1 (de)

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE200510036921 DE102005036921A1 (de) 2005-08-05 2005-08-05 Pulsationsminderer für hydraulische Systeme
DE102005036921.9 2005-08-05

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2007022830A1 true WO2007022830A1 (de) 2007-03-01

Family

ID=37052620

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/EP2006/006842 WO2007022830A1 (de) 2005-08-05 2006-07-13 Pulsationsminderer für hydraulische systeme

Country Status (2)

Country Link
DE (1) DE102005036921A1 (de)
WO (1) WO2007022830A1 (de)

Cited By (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102010045714A1 (de) * 2010-09-16 2012-03-22 Norma Germany Gmbh Leitungselement
US8636128B2 (en) 2009-01-22 2014-01-28 Fte Automotive Gmbh Slave cylinder for a vibration-damped hydraulic force transmission system, particularly a hydraulic clutch actuating system for motor vehicles
CN103925451A (zh) * 2013-01-11 2014-07-16 曼·胡默尔有限公司 脉冲衰减器
US8834930B2 (en) 2008-05-15 2014-09-16 Novartis Ag Pulmonary delivery of a fluoroquinolone
WO2015135663A3 (de) * 2014-03-14 2016-01-14 Voss Automotive Gmbh Leitungsverbindungseinrichtung zum lösbaren verbinden von medienleitungen oder zumindest einer medienleitung und zumindest eines aggregats

Families Citing this family (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102009009902B4 (de) * 2009-02-20 2012-08-23 Audi Ag Vorrichtung zur Reduktion niederfrequenter Druckpulsationen in einem hydraulischen Lenksystem
DE102013208146A1 (de) * 2013-05-03 2014-11-20 Hansgrohe Se Bewegungsdämpfungselement und damit ausgerüstete Teleskoprohrleitung
CN114396444B (zh) * 2021-12-28 2023-10-10 安徽欧利宝车业科技有限公司 一种防急刹式液压盘式制动器

Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3387630A (en) * 1965-04-22 1968-06-11 Dow Chemical Co Adjustable pressure reducing device
FR2378229A1 (fr) * 1977-01-21 1978-08-18 Priborostroitelen Kom Dispositif antibelier a membrane
EP0030411A1 (de) * 1979-12-05 1981-06-17 Liquid Dynamics Incorporated Hydropneumatischer Schwingungsdämpfer

Family Cites Families (14)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US4285534A (en) * 1979-12-28 1981-08-25 Nichirin Rubber Industrial Co., Ltd. Pulsation-absorbing flexible pipe for pressure fluid device
DE3108655C1 (de) * 1981-03-07 1982-09-30 Daimler-Benz Ag, 7000 Stuttgart Hochdruckschlauch mit Drosseleinsatz
DE3339876A1 (de) * 1983-11-04 1985-05-15 Volkswagenwerk Ag, 3180 Wolfsburg Dehnschlauch zur reduzierung von druckpulsationen
JPS616494A (ja) * 1984-06-20 1986-01-13 東海ゴム工業株式会社 脈動吸収ホ−ス
DE3614930A1 (de) * 1986-05-02 1987-11-05 Borsig Gmbh Vorrichtung und verfahren zur pulsationsdaempfung bei kolbenkompressoren
DE3809310A1 (de) * 1987-03-31 1988-10-20 Volkswagen Ag Dehnschlauch zur reduzierung von druckpulsationen
DE8805088U1 (de) * 1988-04-16 1988-06-01 FAG Kugelfischer Georg Schäfer KGaA, 8720 Schweinfurt Leitung
ES2037559T3 (es) * 1989-05-24 1993-06-16 Arden Finanz Ag Manguera dilatable para reducir los impulsos de presion.
DE3922101A1 (de) * 1989-07-05 1991-01-10 Aeroquip Gmbh Dehnschlauchleitung zur reduzierung der in hydraulikkreislaeufen durch hydropumpen hervorgerufenen druckpulsationen
IT1267644B1 (it) * 1994-12-07 1997-02-07 Dayco Europe Spa Condotto per l'adduzione di un fluido con attenuazione delle pulsazioni di pressione
US5819802A (en) * 1997-09-12 1998-10-13 Fan; Jui Hua I-type counterflow absorber
US6073656A (en) * 1997-11-24 2000-06-13 Dayco Products, Inc. Energy attenuation device for a conduit conveying liquid under pressure, system incorporating same, and method of attenuating energy in a conduit
DE10059382A1 (de) * 1999-12-10 2001-06-13 Luk Lamellen & Kupplungsbau Hydraulisches System
US6439266B1 (en) * 2001-05-01 2002-08-27 American Air Liquide, Inc. Pressure pulsation damping valve

Patent Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3387630A (en) * 1965-04-22 1968-06-11 Dow Chemical Co Adjustable pressure reducing device
FR2378229A1 (fr) * 1977-01-21 1978-08-18 Priborostroitelen Kom Dispositif antibelier a membrane
EP0030411A1 (de) * 1979-12-05 1981-06-17 Liquid Dynamics Incorporated Hydropneumatischer Schwingungsdämpfer

Cited By (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US8834930B2 (en) 2008-05-15 2014-09-16 Novartis Ag Pulmonary delivery of a fluoroquinolone
US9155732B2 (en) 2008-05-15 2015-10-13 Novartis Ag Pulmonary delivery of a fluoroquinolone
US8636128B2 (en) 2009-01-22 2014-01-28 Fte Automotive Gmbh Slave cylinder for a vibration-damped hydraulic force transmission system, particularly a hydraulic clutch actuating system for motor vehicles
US9404544B2 (en) 2009-01-22 2016-08-02 Fte Automotive Gmbh Slave cylinder for a vibration-damped hydraulic force transmission system, particularly a hydraulic clutch actuating system for motor vehicles
DE102010045714A1 (de) * 2010-09-16 2012-03-22 Norma Germany Gmbh Leitungselement
CN103925451A (zh) * 2013-01-11 2014-07-16 曼·胡默尔有限公司 脉冲衰减器
WO2015135663A3 (de) * 2014-03-14 2016-01-14 Voss Automotive Gmbh Leitungsverbindungseinrichtung zum lösbaren verbinden von medienleitungen oder zumindest einer medienleitung und zumindest eines aggregats
CN106415105A (zh) * 2014-03-14 2017-02-15 福士汽车配套部件责任有限公司 用于可释放地连接介质导管或者至少一个介质导管与至少一个组件的线路连接装置

Also Published As

Publication number Publication date
DE102005036921A1 (de) 2007-02-08

Similar Documents

Publication Publication Date Title
EP0464305B1 (de) Hydraulische Steuervorrichtung
DE4318553C2 (de) Adaptiver hydropneumatischer Pulsationsdämpfer
WO2007022830A1 (de) Pulsationsminderer für hydraulische systeme
EP1775495A2 (de) Schwingungsdämpfer mit verstellbarer Dämpfkraft
DE102010051872B4 (de) Schwingungsdämpferanordnung
EP2772373B1 (de) Proportional-Wegeventil sowie hydraulische Schaltung und hydropneumatisches Federungssystem mit einem derartigen Ventil
DE10150238A1 (de) Druckregelventil, insbesondere Proportional-Druckregelventil
EP1373718A1 (de) Druckbegrenzungsventil für kraftstoff-einspritzeinrichtungen
EP1801473A2 (de) Hydraulikventil
EP1984629B1 (de) Hydraulische steueranordnung mit regeneration und senkbremsventil
DE102006058913A1 (de) Steuerungsvorrichtung für ein Getriebe
DE10221276B4 (de) Hydrauliksystem mit druckabhängiger Dämpfung
EP1657470A1 (de) Hydropneumatisches Federelement für Kraftfahrzeuge, insbesondere Kettenfahrzeuge
EP2470281B1 (de) Filtereinrichtung
EP3126200A1 (de) Dämpfungseinrichtung und schlupfregelbare fahrzeugbremsanlage
EP1780099A1 (de) Hydraulisches Lenksystem mit einem Aktuator
DE102006021709A1 (de) Anschlusseinrichtung mit Druckventil
DE10303418B4 (de) Ventileinrichtung
DE2855018C2 (de) Vorgesteuertes Zweiwege-Druckminderventil
EP1552140B1 (de) Volumenstromregelventil
DE102014202436A1 (de) Hydraulisches Kippsystem für einen mittels eines Kippventils stetig steuerbaren, in der Senkgeschwindigkeit nicht durch das Kippventil begrenzten Senkbetrieb
DE102009009902B4 (de) Vorrichtung zur Reduktion niederfrequenter Druckpulsationen in einem hydraulischen Lenksystem
EP1832496A1 (de) Druckstückeinheit für ein Lenkgetriebe
WO2009156018A1 (de) Druckübersetzungsvorrichtung und ihre verwendung in einer aktuatorsteuervorrichtung
DE102014211033A1 (de) Hydraulisches Kippsystem mit einer den Senkbetrieb unterstützenden Pumpe

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application
NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 06776205

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1