WO2014026848A1 - Druckbegrenzungsventil und hydrostatischer fahrantrieb - Google Patents

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WO2014026848A1
WO2014026848A1 PCT/EP2013/065941 EP2013065941W WO2014026848A1 WO 2014026848 A1 WO2014026848 A1 WO 2014026848A1 EP 2013065941 W EP2013065941 W EP 2013065941W WO 2014026848 A1 WO2014026848 A1 WO 2014026848A1
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pressure relief
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PCT/EP2013/065941
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Inventor
Rainer Stoelzer
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Robert Bosch Gmbh
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    • 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
    • F16H—GEARING
    • F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
    • F16H61/38—Control of exclusively fluid gearing
    • F16H61/40—Control of exclusively fluid gearing hydrostatic
    • F16H61/4008—Control of circuit pressure
    • F16H61/4017—Control of high pressure, e.g. avoiding excess pressure by a relief valve
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16K—VALVES; TAPS; COCKS; ACTUATING-FLOATS; DEVICES FOR VENTING OR AERATING
    • F16K17/00—Safety valves; Equalising valves, e.g. pressure relief valves
    • F16K17/02—Safety valves; Equalising valves, e.g. pressure relief valves opening on surplus pressure on one side; closing on insufficient pressure on one side
    • F16K17/04—Safety valves; Equalising valves, e.g. pressure relief valves opening on surplus pressure on one side; closing on insufficient pressure on one side spring-loaded
    • 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
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    • F16K17/06—Safety valves; Equalising valves, e.g. pressure relief valves opening on surplus pressure on one side; closing on insufficient pressure on one side spring-loaded with special arrangements for adjusting the opening pressure

Definitions

  • the invention relates to a pressure relief valve with shock-free function with the features of claim and a running with such a pressure relief valve hydrostatic drive.
  • Conventional travel drives as described for example in DE 42 34 139 C2, DE 198 50 162 C1 and DE 103 03 487 B4, have a hydraulic motor which is supplied in an open circuit by a pump with pressure medium.
  • the direction of rotation of the hydraulic motor is predetermined by a directional control valve, via which in each case one of the two connections of the hydraulic motor to the pump and the other connection to the tank can be connected.
  • a brake valve is arranged, from which the outflow of pressure medium can be influenced by the hydraulic motor and which is adjusted by the pressure difference between the high pressure side and the low pressure side in a position in which the pressure medium in the direction of the directional valve set from Hydromotor can flow largely unthrottled.
  • the inflow of pressure medium from the pump to the hydraulic motor is not affected by the brake valve, as this inflow is via a bypass with a hydromotor-opening check valve.
  • the known traction drive is also designed with two pressure relief valves, via which the system pressure is limited to a maximum value. In particular, during deceleration, it may happen that the maximum set pressure is reached in the process and the arranged pressure relief valve opens. If this opening occurs quickly, unwanted sudden pressure fluctuations and thus changes in the driving condition occur in the drive.
  • an attenuator is assigned to each of the pressure limiting valves, which is acted upon in one direction by the pressure at the inlet connection of the pressure limiting valve.
  • This pressure is tapped via two throttles, wherein the valve body of the pressure limiting valve is acted upon by the pressure between the two throttles in the closing direction.
  • the damping member is first displaced in the direction of a stop, so that there is a control oil flow through the two nozzles. By means of this control oil flow, the pressure effective in the closing direction is reduced so that the pressure relief valve opens at a comparatively low pressure.
  • the control oil flow via the nozzles approaches zero, so that the pressure at the inlet of the pressure limiting valve builds up in the control chamber acting in the closing direction.
  • the valve body is designed with a surface difference, so that in the opening direction only the surface difference corresponding force component acts - the pressure at which the valve opens, is thus significantly higher than at the beginning of the pressure limiting function (damper not yet at the stop). In this way, the pressure jumps explained in the introduction can be damped in the pressure limiting function.
  • a pressure relief valve with shock-free function in which a valve cone of a main stage is biased by a spring against a valve seat.
  • a spring chamber for this spring is connected via a throttle / nozzle with a damping chamber which is frontally bounded by an attenuator designed as an annular piston.
  • the pressure at the pressure connection acts via another nozzle also in the spring chamber.
  • the attenuator is shifted due to the effective pressure in the damping chamber, so that the volume of the damping chamber increases and correspondingly reduces the volume of the spring chamber and thus the pressure in the spring chamber.
  • valve cone then lifts against the force of the spring from its valve seat, this pressure at a much lower level is, as that of the system pressure to be limited via the pressure relief valve. If the pressure increase continues at the pressure connection then the attenuator reaches a stop position, so that in the spring chamber again the input pressure builds up and according to the valve cone again the pressure fluid connection from the pressure port to the low pressure port blocks. The pressure relief valve then opens again at the above system pressure.
  • this time delay up to which the pressure relief valve responds when the system pressure is reached, will essentially be marked by the annular piston-shaped damping member, which is displaced via the said throttle chain system and thereby releases a volume of the damping chamber, over a certain period of time must be filled with pressure medium.
  • This delay time is essentially limited by the throttle cross sections, so that there is a more or less step-like curve with a steep rise between the low pressure level and the maximum pressure level corresponding to the system pressure to be limited as a time-pressure curve.
  • the invention has for its object to provide a pressure relief valve and thus designed a traction drive, in which the damping in the pressure limiting function, for example, is improved during a braking operation.
  • the pressure-limiting valve according to the invention with shock-free function has a pressure connection and a low-pressure or discharge connection and a valve body, preferably a valve cone, which is acted upon by a spring and a pressure in a pressure chamber in the closing direction.
  • a control oil path is formed in the pressure limiting valve, which connects the pressure connection with the damping chamber and in which a first nozzle is arranged.
  • the control oil path further connects the pressure chamber via a further nozzle with a damping chamber, which in turn is delimited by an attenuator. This is designed such that, with increasing displacement out of a basic position, in which the damping chamber is minimal, it throttles a pressure medium discharge path, which is controlled by the valve body, toward the low pressure.
  • the damping member is designed so that its inner peripheral surface with increasing adjustment on the one hand limits a preferably designed as an annular gap gap, which forms the outflow cross section.
  • a gap may, on the other hand, be delimited by a valve bushing on which the damping member is guided and which forms part of a pressure medium outflow path toward the low-pressure connection.
  • the damping function can be further optimized if an outer peripheral portion of the damping member with a housing-side inner peripheral wall limits a further throttle cross-section.
  • the structure of the pressure relief valve is particularly simple if the attenuator is designed as a stepped sleeve with graduated outer diameter, wherein the end portion with a reduced outer diameter of the above-mentioned further Dros- selzirkschnitt and the inner diameter of the stepped sleeve which is preferably designed as an annular gap defined gap.
  • sealing elements such as sealing rings or the like can be omitted if an inner peripheral portion of the damping member is formed as a sealing surface.
  • the seal between high and low pressure can be further improved if the attenuator is designed elastically deformable sections, so that it rests, for example, in its end positions sealingly adjacent to components.
  • the stroke of the attenuator can be relatively easily limited by an annular shoulder which is formed on the stepped sleeve and which runs onto a corresponding housing-side stop surface.
  • the first nozzle in the valve body and the second nozzle are formed in a jacket of a valve body receiving the valve body.
  • the hydrostatic drive according to the invention is preferably designed with a directly controlled pressure relief valve according to the invention.
  • FIG. 2 shows a pressure limiting valve of the traction drive according to FIG. 1 in its basic position
  • FIG. 4 shows a characteristic of the pressure limiting valve according to FIGS. 2 and 3.
  • a hydrostatic drive is shown in an extremely simplified manner, in principle, only the essential components for understanding the invention are shown. With regard to a detailed description, reference may be made to the applicant's earlier patent application DE 10 2012 003 166.1. Accordingly, such a hydrostatic drive 1 has a conventional manner a pump 2, which supplies a hydraulic motor 4 with pressure medium.
  • hydraulic motor 4 and pump 2 are shown in an open hydraulic circuit. In principle, of course, a closed hydraulic circuit can be used.
  • the pressure medium connection via working lines 6, 8, which are connected to the two working ports of a directional control valve 10.
  • Both the hydraulic motor 4 and the pump 2 can be designed as a swash plate machine, whose delivery / displacement volume is adjustable via a suitable adjusting device.
  • the pressure in the working lines 6, 8 is limited by pressure limiting valves 12, 14 according to the invention, which open a pressure medium connection from a working line leading the high pressure to the other, the low pressure leading working line when a predetermined pressure level is exceeded.
  • Both pressure relief valves 12, 14 are executed with a shockless function, this shockless function is formed in the diagram of Figure 1 by attenuators 16, 18, whose function will be explained in more detail below.
  • the traction drive further has the initially explained, in Figure 1 schematically illustrated brake valve. 9
  • each pressure limiting valve 12, 14 is acted upon by the force of a spring 20, 22.
  • the other functional elements shown in FIG. 1 are explained in more detail with reference to FIGS. 2 and 3.
  • the pressure relief valves 12, 14 are of identical construction, so that in the following only the construction of the pressure relief valve 12 will be explained. This is designed in cartridge design and used in a control block 24 of the hydrostatic drive.
  • the pressure relief valve 12 has an input or pressure port 26 which is connected to the respective working line, for example, the drain-side working line 6.
  • the reference numeral 28 denotes a low-pressure or drain connection, which is connected via the illustrated channel 30 to the other working line, for example the inlet-side working line 8.
  • the pressure relief valve 12 has a seat bushing 32 which is connected to a valve sleeve 34, in which a valve plug 36 is guided. This is biased by the spring 20 against a running on the seat 32 seat 38.
  • the spring 20 is received in a spring chamber 40, which is limited on the one hand by an enlarged portion of the valve sleeve 34 and on the other hand by a cap 42 which is screwed into a stepped valve bore 44 of the control block 24.
  • the spring 20 is supported on the back of the cap 42 and extends over a spring plate 47 on a recessed pin 46 of the cone 36 from.
  • the diameter of the pin 46 is smaller than the seat diameter, so that the cone 36 is designed with an effective in the opening direction surface difference.
  • the spring chamber 40 is connected via an axial bore 48 of the cone 36 with the pressure port 26, wherein in this axial bore 48, a first nozzle 50 is arranged, which forms part of a control oil path through which the pressure port 26 is connected to the spring chamber 40.
  • An outer circumference of the valve bushing 34 delimits with an inner circumferential section of the valve bore 44 a damping chamber (see in particular FIG. 3) which, in the illustration according to FIG. 2, has a minimal volume.
  • This damping chamber is delimited in FIG. 2 to the right by the cap 42 and on the other hand by a damping member 54, which is sealingly guided on the outer circumference of the valve sleeve 34 and on the inner circumferential wall of the valve bore 44.
  • the damping member 54 is designed as an annular piston and downgraded to the cone 36 out, so that the outer peripheral surface of the stationary end portion 56 of the damping member 54 with the inner circumferential wall of the valve bore 44 bounding a displacement chamber 60.
  • This Displacement chamber 60 is connected via a third nozzle / throttle cross section with the inlet-side channel 30.
  • this throttle cross-section hereinafter referred to as the third nozzle 62, on the other hand limited by the end portion 56 on the one hand and by a control block side damping web 64 on the other hand and the stroke of the attenuator 54 - this will be discussed in more detail below.
  • this minimum damping chamber 52 is connected via the said control oil path (axial bore 48, first nozzle 50, spring chamber 40, second nozzle 66) to the pressure port 26, against which the pressure in the outlet from the hydraulic motor 4 rests.
  • a rear annular end face of the cone 36 is connected to the channel 30 via a bore star 68, so that this annular end face is acted upon by the inlet pressure.
  • the inner peripheral wall of the damping member 54 is sealingly against the outer peripheral wall of the valve sleeve 34, so that can be dispensed with additional sealing means.
  • recesses may be provided on the front side, through which sealing lips 70 are formed, which are acted upon elastically by the system pressure in the direction of a sealing system on the outer circumference of the valve bushing 34.
  • these elastic regions can also be achieved by another structural design of the attenuator 56.
  • the low pressure prevails during normal driving operation.
  • control oil in the displacement chamber 60 is then displaced via the third nozzle 62 into the channel 30, which is connected to the inlet-side working line 8. That the effective cross section of the third nozzle 62 also determines the damping behavior of the attenuator of the pressure relief valve 12, 14th
  • the radially recessed end portion 56 of the damping member 54 dips into the damping web 64, so that the active cross section of the third nozzle 62 is reduced and, accordingly, the movement of the damping member 54 is slowed down.
  • the effective cross section of the third nozzle 62 is then determined by the annular gap between the outer circumference of the end portion 56 and the inner peripheral wall of the damping web 64. During a partial stroke then this damping cross section of the third nozzle 62 remains constant.
  • the end portion 56 of the attenuator 54 dips into the region of the channel 30 and then increasingly covers one or more outflow openings 72 of the valve sleeve 34, so that the outflow of the pressure medium from the pressure port 26 into the channel 30 (now low pressure port) is throttled.
  • This throttling increases with increasing displacement of the attenuator 54.
  • the annular shoulder of the attenuator 54 runs on a correspondingly formed annular shoulder 74 of the control block 24; This thus acts as a stroke limiter for the attenuator 54.
  • a further change in the throttle cross-sections then does not occur in the sequence, so that then the pressure is limited to the set system pressure via the pressure relief valve.
  • FIG. This shows the increase of the pressure p as a function of the time t during the damping function of the pressure limiting valve 12.
  • the pressure limiting valve 12 located in the outlet is initially closed.
  • the pressure increases, so that in the manner described above, the attenuator 54 is displaced and correspondingly increases the pressure chamber 52.
  • the effective force in the closing direction on the cone 36 is reduced, so that this lifts and according to the pressure, the lower pressure level (p m in) can not exceed, as long as the displacement of the attenuator 54 takes place.
  • the attenuator 54 After a time t1, the attenuator 54 then reaches a position in which the outflow openings 72 are covered by the end section 56, so that correspondingly the outflowing pressure medium volume flow is throttled and the pressure at the pressure connection 26 continues to increase, since a corresponding one in the spring chamber 40 is more effective Control pressure is built up.
  • the pressure then increases continuously with increasing throttling of the outflow opening 72, so that in the illustration according to FIG. 4 the oblique increase of the characteristic curve is established.
  • the attenuator 54 After a time t2, the attenuator 54 then reaches its stop position, so that further throttling of the outflowing pressure medium volume flow no longer takes place and thus the attenuator 16, 18 is no longer effective - the pressure is then limited in a conventional manner via the pressure relief valve to the set system pressure so that the pressure in the drain can not exceed this system pressure.
  • the above-described damping function can also be provided in a pilot-operated pressure relief valve.
  • the inclination of the characteristic in the region t2 can be determined by appropriate design of the annular gap 76 between the inner circumferential wall of the end portion 56 of the damping member 54 and the outer peripheral wall of the valve sleeve 34.
  • differently configured Abströmqueritese can be formed on the valve sleeve 34, which are then covered during the displacement of the end portion 56 in order to change the outflow cross section accordingly continuously, preferably to reduce.
  • damping or the throttle chain can be determined by selecting the cross sections of the nozzles 50, 66 or the throttle cross section of the so-called third nozzle 62.
  • Their variation is particularly simple since only the diameter of the damping web 64 and the outer diameter of the end section 56 have to be varied for this purpose.
  • a pressure relief valve with shockless function wherein an attenuator in the shockless function is heading for a flow cross section.

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Abstract

Offenbart ist ein Druckbegrenzungsventil mit Shockless-Funktion, wobei ein Dämpfungsglied in der Shockless-Funktion einen Abströmquerschnitt zusteuert.

Description

Druckbegrenzungsventil und hydrostatischer Fahrantrieb
Beschreibung
Die Erfindung betrifft ein Druckbegrenzungsventil mit Shockless-Funktion mit den Merkmalen des Patentanspruches und einen mit einem derartigen Druckbegrenzungsventil ausgeführten hydrostatischen Fahrantrieb.
Herkömmliche Fahrantriebe, wie sie beispielsweise in der DE 42 34 139 C2, der DE 198 50 162 C1 und der DE 103 03 487 B4 beschrieben sind, haben einen Hydromotor, der in einem offenen Kreislauf von einer Pumpe mit Druckmittel versorgt wird. Die Drehrichtung des Hydromotors wird durch ein Fahrtrichtungsventil vorgegeben, über das jeweils einer der beiden Anschlüsse des Hydromotors mit der Pumpe und der andere Anschluss mit dem Tank verbindbar sind.
Zwischen dem Fahrtrichtungsventil und dem Hydromotor ist ein Bremsventil angeordnet, von dem der Abfluss von Druckmittel vom Hydromotor beeinflusst werden kann und das von der Druckdifferenz zwischen der Hochdruckseite und der Niederdruckseite in eine Position verstellt wird, in der das Druckmittel in der am Fahrtrichtungsventil eingestellten Richtung vom Hydromotor weitgehende ungedrosselt wegströmen kann. Der Zustrom von Druckmittel von der Pumpe zum Hydromotor wird durch das Bremsventil nicht beeinflusst, da dieser Zufluss über einen Bypass mit einem zum Hydromotor hin öffnenden Rückschlagventil erfolgt. Im Schubbetrieb fällt der Druck auf der Hochdruckseite ab, so dass das das Bremsventil in Richtung seiner Neutralstellung verstellt wird und den Ablauf von Druckmittel vom Hydromotor zum Tank androsselt oder ganz absperrt, so dass der Hydromotor durch den sich im Ablauf aufbauenden Druck abgebremst wird und somit eine Bremswirkung erhalten wird. Der bekannte Fahrantrieb ist des Weiteren noch mit zwei Druckbegrenzungsventilen ausgeführt, über die der Systemdruck auf einen Maximalwert begrenzt ist. Insbesondere beim Abbremsen kann es vorkommen, dass im Ablauf der maximal eingestellte Druck erreicht wird und das zuge- ordnete Druckbegrenzungsventil öffnet. Erfolgt dieses Öffnen schnell, so treten im Fahrantrieb unerwünschte schlagartige Druckschwankungen und somit Änderungen des Fahrzustandes auf.
Um dies zu vermeiden, ist bei einem aus der US 5,335,495 A bekannten Fahrantrieb den Druckbegrenzungsventilen jeweils ein Dämpfungsglied zugeordnet ist, das in einer Richtung vom Druck am Eingangsanschluss des Druckbegrenzungsventils beaufschlagt ist. Dieser Druck wird über zwei Drosseln abgegriffen, wobei der Ventilkörper des Druckbegrenzungsventils vom Druck zwischen den beiden Drosseln in Schließrichtung beaufschlagt ist. Bei einem Druckaufbau am Eingang des Druckbegrenzungsventils wird zunächst das Dämpfungsglied in Richtung auf einen Anschlag verschoben, so dass eine Steuerölströmung über die beiden Düsen vorliegt. Durch diese Steuerölströ- mung ist der in Schließrichtung wirksame Druck verringert, so dass das Druckbegrenzungsventil bei einem vergleichsweise niedrigen Druck öffnet. Bei Auflaufen des Dämpfungsglieds auf den Anschlag geht die Steuerölströmung über die Düsen gegen Null, so dass sich in dem in Schließrichtung wirksamen Steuerraum der Druck am Eingang des Druckbegrenzungsventils aufbaut. Der Ventilkörper ist mit einer Flächendifferenz ausgeführt, so dass in Öffnungsrichtung nur noch die der Flächendifferenz entsprechende Kraftkomponente wirkt - der Druck, bei dem das Ventil öffnet, ist somit deutlich höher als zu Beginn der Druckbegrenzungsfunktion (Dämpfungsglied noch nicht am Anschlag). Auf diese Weise können die eingangs erläuterten Drucksprünge in der Druckbegrenzungsfunktion gedämpft werden.
In der DE 197 34 020 A1 ist ein Druckbegrenzungsventil mit Shockless-Funktion gezeigt, bei dem ein Ventilkegel einer Hauptstufe über eine Feder gegen einen Ventilsitz vorgespannt ist. Ähnlich wie bei dem zuvor beschriebenen Stand der Technik ist ein Federraum für diese Feder über eine Drossel/Düse mit einem Dämpfungsraum verbunden, der stirnseitig von einem als Ringkolben ausgeführten Dämpfungsglied begrenzt ist. Der Druck am Druckanschluss wirkt über eine weitere Düse auch im Federraum. Bei einem Druckanstieg am Druckanschluss wird das Dämpfungsglied aufgrund des im Dämpfungsraum wirksamen Drucks verschoben, so dass sich das Volumen des Dämpfungsraumes vergrößert und entsprechend das Volumen des Federraums und damit der Druck im Federraum verringert. Der Ventilkegel hebt dann gegen die Kraft der Feder von seinem Ventilsitz ab, wobei dieser Druck auf einem deutlich niedrigeren Niveau liegt, als der derjenige Systemdruck, der über das Druckbegrenzungsventil begrenzt werden soll. Bei anhaltendem Druckanstieg am Druckanschluss gelangt dann das Dämpfungsglied an eine Anschlagposition, so dass sich im Federraum wieder der Eingangsdruck aufbaut und entsprechend der Ventilkegel wieder die Druckmittelverbindung vom Druckanschluss zum Niederdruckanschluss sperrt. Das Druckbegrenzungsventil öffnet dann erst wieder bei dem oben genannten Systemdruck.
Das oben beschriebene kurzzeitige Innenhalten auf einem niedrigeren Druckniveau bewirkt bei Fahrantrieben einen höheren Fahrkomfort, wobei aufgrund der Verringerung der schlagartigen Belastung die betroffenen mechanischen Bauteile zur Drehmomentübertragung, beispielsweise Wellen und Verzahnungen geschont werden.
Insbesondere bei direkt gesteuerten Druckbegrenzungsventilen ist diese Zeitverzögerung, bis zu der das Druckbegrenzungsventil bei Erreichen des Systemdrucks anspricht, im Wesentlichen durch das ringkolbenförmige Dämpfungsglied geprägt sein, das über das genannte Drossel kettensystem verschoben wird und dabei ein Volumen des Dämpfungsraumes freigibt, das über eine gewisse Zeit mit Druckmittel gefüllt werden muss. Diese Verzögerungszeit ist im Wesentlichen durch die Drosselquerschnitte begrenzt, so dass sich als Zeit-Druck-Kennlinie eine mehr oder weniger treppenartige Kurve mit steilem Anstieg zwischen dem niedrigen Druckniveau und dem den zu begrenzenden Systemdruck entsprechenden maximalen Druckniveau ergibt.
Demgegenüber liegt der Erfindung die Aufgabe zugrunde, ein Druckbegrenzungsventil und einen damit ausgeführten Fahrantrieb zu schaffen, bei denen die Dämpfung in der Druckbegrenzungsfunktion, beispielsweise während eines Bremsvorgangs verbessert ist.
Diese Aufgabe wird im Hinblick auf das Druckbegrenzungsventil durch die Merkmale des Patentanspruches 1 und im Hinblick auf den Fahrantrieb durch die nebengeordneten Merkmale des Patentanspruches 10 gelöst.
Vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung sind Gegenstand der Unteransprüche. Das erfindungsgemäße Druckbegrenzungsventil mit Shockless-Funktion hat einen Druckanschluss und einen Niederdruck - oder Ablaufanschluss sowie einen Ventilkörper, vorzugsweise einen Ventilkegel, der über eine Feder und einen Druck in einem Druckraum in Schließrichtung beaufschlagt ist. Im Druckbegrenzungsventil ist des Weiteren ein Steuerölpfad ausgebildet, der den Druckanschluss mit dem Dämpfungsraum verbindet und in dem eine erste Düse angeordnet ist. Der Steuerölpfad verbindet des Weiteren den Druckraum über eine weitere Düse mit einem Dämpfungsraum, der seinerseits von einem Dämpfungsglied begrenzt ist. Dieses ist derart ausgebildet, dass es mit zunehmender Verschiebung aus einer Grundposition heraus, in der der Dämpfungsraum minimal ist, einen vom Ventilkörper aufgesteuerten Druckmittelabströmpfad zum Niederdruck hin androsselt.
Durch dieses Androsseln des Abströmquerschnittes kann der Übergang von dem niedrigen Druckniveau auf das hohe Systemdruckniveau auch bei einem direkt gesteuerten Druckbegrenzungsventil deutlich„weicher" als bei dem eingangs genannten Stand der Technik ausgestaltet werden, so dass die erläuterten schlagartigen Belastungen bei einer Pulsation oder dergleichen weiter gedämpft sind. Diese Konstruktion lässt sich bei einem vorgesteuerten und bei einem direkt gesteuerten Druckbegrenzungsventil einsetzen.
Bei einem Ausführungsbeispiel der Erfindung ist das Dämpfungsglied so ausgeführt, dass dessen Innenumfangsfläche mit zunehmender Verstellung einerseits einen vorzugsweise als Ringspalt ausgeführten Spalt begrenzt, der den Abströmquerschnitt ausbildet. Ein derartiger Spalt kann beispielsweise andererseits durch eine Ventilbuchse begrenzt sein, auf der das Dämpfungsglied geführt ist und die einen Teil eines Druckmittelabströmpfades zum Niederdruckanschluss hin ausbildet.
Die Dämpfungsfunktion lässt sich weiter optimieren, wenn ein Außenumfangsabschnitt des Dämpfungsgliedes mit einer gehäuseseitigen Innenumfangswandung einen weiteren Drosselquerschnitt begrenzt.
Der Aufbau des Druckbegrenzungsventils ist besonders einfach, wenn das Dämpfungsglied als Stufenhülse mit abgestuftem Außendurchmesser ausgebildet ist, wobei der Endabschnitt mit verringertem Außendurchmesser den oben genannten weitere Dros- selquerschnitt und der Innendurchmesser der Stufenhülse den vorzugsweise als Ringspalt ausgeführten Spalt begrenzt.
Auf die Verwendung von eigenen Dichtelementen, wie beispielsweise Dichtringen oder dergleichen kann verzichtet werden, wenn ein Innenumfangsabschnitt des Dämpfungsgliedes als Dichtfläche ausgebildet ist. Durch den Wegfall der klassischen Dichtungselemente, die auch bei einer Pulsation einem Verschleiß unterliegen, wird zum Beispiel die Montage deutlich vereinfacht, da keine Dichtelemente vergessen oder beschädigt werden können.
Die Abdichtung zwischen Hoch- und Niederdruck lässt sich weiter verbessern, wenn das Dämpfungsglied abschnittsweise elastisch verformbar ausgeführt ist, so dass es beispielsweise in seinen Endlagen dichtend an benachbarten Bauelementen anliegt.
Der Hub des Dämpfungsgliedes kann relativ einfach durch eine Ringschulter begrenzt werden, die an der Stufenhülse ausgebildet ist und die auf eine entsprechende gehäu- seseitige Anschlagfläche aufläuft.
Bei einem bevorzugten Ausführungsbeispiel der Erfindung sind die erste Düse im Ventilkörper und die zweite Düse in einem Mantel einer den Ventilkörper aufnehmenden Ventilbuchse ausgebildet.
Der erfindungsgemäße hydrostatische Fahrantrieb ist vorzugsweise mit einem direkt gesteuerten erfindungsgemäßen Druckbegrenzungsventil ausgeführt.
Ein bevorzugtes Ausführungsbeispiel der Erfindung wird im Folgenden anhand schema- tischer Zeichnungen näher erläutert.
Es zeigen
Figur 1 einen Teil eines Schaltplanes eines hydrostatischen Fahrantriebes,
Figur 2 ein Druckbegrenzungsventil des Fahrantriebes gemäß Figur 1 in seiner Grundposition,
Figur 3 das Druckbegrenzungsventil in der Druckbegrenzungsfunktion und
Figur 4 eine Kennlinie des Druckbegrenzungsventils gemäß den Figuren 2 und 3. Bei dem in Figur 1 dargestellten Schaltbild ist ein hydrostatischer Fahrantrieb in äußerst stark vereinfachter Weise dargestellt, wobei im Prinzip nur die zum Verständnis der Erfindung wesentlichen Bauelemente dargestellt sind. Im Hinblick auf eine detaillierte Beschreibung kann auf die ältere Patentanmeldung DE 10 2012 003 166.1 der Anmelderin verwiesen werden. Demgemäß hat ein derartiger hydrostatischer Fahrantrieb 1 üblicher Weise eine Pumpe 2, die einen Hydromotor 4 mit Druckmittel versorgt. Beim dargestellten Ausführungsbeispiel sind Hydromotor 4 und Pumpe 2 in einem offenen hydraulischen Kreislauf dargestellt. Prinzipiell kann selbstverständlich auch ein geschlossener hydraulischer Kreislauf verwendet werden. Die Druckmittelverbindung erfolgt über Arbeitsleitungen 6, 8, die an die beiden Arbeitsanschlüsse eines Fahrtrichtungsventils 10 angeschlossen sind. Dieses ist als stetig verstellbares Wegeventil ausgeführt, wobei die Verstellung beim dargestellten Ausführungsbeispiel elektrohydraulisch erfolgt. Sowohl der Hydromotor 4 als auch die Pumpe 2 können als Schrägscheibenmaschine ausgeführt sein, deren Förder-/Schluckvolumen über eine geeignete Stelleinrichtung verstellbar ist. Der Druck in den Arbeitsleitungen 6, 8 wird über erfindungsgemäße Druckbegrenzungsventile 12, 14 begrenzt, die bei Überschreiten eines vorbestimmten Druckniveaus eine Druckmittelverbindung von einer den Hochdruck führenden Arbeitsleitung zu der anderen, den Niederdruck führenden Arbeitsleitung aufsteuern. Beide Druckbegrenzungsventile 12, 14 sind mit einer Shockless-Funktion ausgeführt, wobei diese Shockless-Funktion im Schaltbild gemäß Figur 1 durch Dämpfungsglieder 16, 18 gebildet ist, deren Funktion im Weiteren noch näher erläutert wird. Der Fahrantrieb hat des Weiteren das eingangs erläuterte, in Figur 1 schematisch dargestellte Bremsventil 9.
Wie des Weiteren dem Schaltbild gemäß Figur 1 entnehmbar ist, wirkt auf die beiden Druckbegrenzungsventile 12, 14 der jeweilige Druck in der Arbeitsleitung 6, 8 in Öffnungsrichtung. Bei den folgenden Betrachtungen wird auf das im Ablauf vom Hydromotor 4 gelegene Druckbegrenzungsventil eingegangen, an dessen Druckanschluss der beim Bremsvorgang ansteigende Ablaufdruck anliegt. In Schließrichtung ist jedes Druckbegrenzungsventil 12, 14 durch die Kraft einer Feder 20, 22 beaufschlagt. Die weiteren, in Figur 1 dargestellten Funktionselemente werden anhand der Figuren 2 und 3 näher erklärt. Die Druckbegrenzungsventile 12, 14 sind baugleich ausgeführt, so dass im Folgenden lediglich der Aufbau des Druckbegrenzungsventils 12 erläutert wird. Dieses ist in Patronenbauweise ausgeführt und in einen Steuerblock 24 des hydrostatischen Fahrantriebs eingesetzt. Das Druckbegrenzungsventil 12 hat einen Eingangs- oder Druckanschluss 26, der an die jeweilige Arbeitsleitung, beispielsweise die ablaufseitige Arbeitsleitung 6 angeschlossen ist. Mit dem Bezugszeichen 28 ist ein Niederdruck- oder Ablaufan- schluss gekennzeichnet, der über den dargestellten Kanal 30 mit der anderen Arbeitsleitung, beispielsweise die zulaufseitige Arbeitsleitung 8 verbunden ist.
Beim konkreten Ausführungsbeispiel hat das Druckbegrenzungsventil 12 eine Sitzbuchse 32, die mit einer Ventilbuchse 34 verbunden ist, in der ein Ventilkegel 36 geführt ist. Dieser wird über die Feder 20 gegen einen an der Sitzbuchse 32 ausgeführten Sitz 38 vorgespannt. Die Feder 20 ist in einem Federraum 40 aufgenommen, der einerseits durch einen erweiterten Teil der Ventilbuchse 34 und andererseits durch eine Kappe 42 begrenzt ist, die in eine abgestufte Ventilbohrung 44 des Steuerblocks 24 eingeschraubt ist. Die Feder 20 ist rückseitig an der Kappe 42 abgestützt und greift über einen Federteller 47 an einem zurückgestuften Zapfen 46 des Kegels 36 ab.
Der Durchmesser des Zapfens 46 ist kleiner als der Sitzdurchmesser, so dass der Kegel 36 mit einer in Öffnungsrichtung wirksamen Flächendifferenz ausgeführt ist. Der Federraum 40 ist über eine Axialbohrung 48 des Kegels 36 mit dem Druckanschluss 26 verbunden, wobei in dieser Axialbohrung 48 eine erste Düse 50 angeordnet ist, die einen Teil eines Steuerölpfades bildet, über den der Druckanschluss 26 mit dem Federraum 40 verbunden ist.
Ein Außenumfang der Ventilbuchse 34 begrenzt mit einem Innenumfangsabschnitt der Ventilbohrung 44 einen Dämpfungsraum (siehe insbesondere Figur 3), der in der Darstellung gemäß Figur 2 minimales Volumen hat. Dieser Dämpfungsraum wird in Figur 2 nach rechts hin durch die Kappe 42 und andererseits durch ein Dämpfungsglied 54 begrenzt, das dichtend auf dem Außenumfang der Ventilbuchse 34 und an der Innenum- fangswandung der Ventilbohrung 44 geführt ist. Das Dämpfungsglied 54 ist als Ringkolben ausgeführt und zum Kegel 36 hin zurückgestuft, so dass die Außenumfangsfläche des stehenbleibenden Endabschnittes 56 des Dämpfungsgliedes 54 mit der Innenum- fangswandung der Ventilbohrung 44 einen Verdrängungsraum 60 begrenzt. Dieser Verdrängungsraum 60 ist über einen dritten Düsen-/Drosselquerschnitt mit dem zulauf- seitigen Kanal 30 verbunden. Beim dargestellten Ausführungsbeispiel ist dieser Drosselquerschnitt, im Folgenden dritte Düse 62 genannt, durch den Endabschnitt 56 einerseits und durch einen steuerblockseitigen Dämpfungssteg 64 andererseits begrenzt und auch vom Hub des Dämpfungsgliedes 54 abhängig - darauf wird im Folgenden noch näher eingegangen.
Im Ringmantel der Ventilbuchse 34 ist eine zweite Düse 66 ausgebildet, über die der Federraum 40 mit dem Dämpfungsraum 52 verbunden ist. Dementsprechend ist dieser in Figur 2 minimale Dämpfungsraum 52 über den besagten Steuerölpfad (Axialbohrung 48, erste Düse 50, Federraum 40, zweite Düse 66) mit dem Druckanschluss 26 verbunden, an dem der Druck im Ablauf vom Hydromotor 4 anliegt.
Wie des Weiteren Figur 2 entnehmbar ist, ist eine rückseitige Ringstirnfläche des Kegels 36 über einen Bohrungsstern 68 mit dem Kanal 30 verbunden, so dass diese Ringstirnfläche mit dem Zulaufdruck beaufschlagt ist.
Im„normalen" Betrieb wird der Kegel 36 somit durch die Kraft der Feder 20 und den im Federraum 40 wirksamen Druck in seine Schließstellung vorgespannt. Das Dämpfungsglied 54 befindet sich dabei aufgrund des auf seine linke Ringstirnfläche wirkenden Zulaufdrucks in seiner dargestellten Grundposition, in der der Dämpfungsraum 52 minimal und der Verdrängungsraum 60 maximal ist.
Wie erläutert, liegt die innere Umfangswandung des Dämpfungsgliedes 54 dichtend an der Außenumfangswandung der Ventilbuchse 34 an, so dass auf zusätzliche Dichtmittel verzichtet werden kann. Zur Erhöhung der Dichtung können stirnseitig Aussparungen vorgesehen werden, durch die Dichtlippen 70 ausgebildet werden, die durch den Systemdruck elastisch in Richtung einer Dichtanlage an den Außenumfang der Ventilbuchse 34 beaufschlagt sind. Selbstverständlich können diese elastischen Bereiche auch durch eine andere konstruktive Ausgestaltung des Dämpfungsgliedes 56 erzielt werden.
In der in Figur 2 dargestellten Grundposition steht der Endabschnitt 56 mit seiner Stirnfläche in einem geringen Abstand zur dritten Düse 62, so dass deren Öffnungsquerschnitt maximal ist. Bei dem im Zulauf angeordneten Druckbegrenzungsventil 14 wirkt im Federraum 40 der Hochdruck (Systemdruck) im Zulauf zum Hydromotor, so dass dann entsprechend beim hochdruckseitigen Druckbegrenzungsventil 54 das Dämpfungsglied 54 nach links verschoben ist.
Wie erläutert, liegt bei dem im Ablauf gelegenen Druckbegrenzungsventil, beispielsweise dem Druckbegrenzungsventil 14 am Eingangsanschluss (Druckanschluss) 26 im normalen Fahrbetrieb der Niederdruck an.
Beim eingangs beschriebenen Bremsen steigt der Druck im Ablauf vom Hydromotor 4, d.h. in der niederdruckseitigen Arbeitsleitung 6 an. Dieser Druckanstieg liegt dementsprechend auch am Druckanschluss 26 an. Aufgrund des vorbeschriebenen Steuerolpfades steigt dementsprechend auch der Druck im Federraum 40 und in der Folge auch im Dämpfungsraum 52 an. Da dieser beim Bremsen entstehende Druck dann den Druck im Zulauf überschreiten kann, wird entsprechend das Dämpfungsglied 54 aus seiner in Figur 2 dargestellten Position nach links verschoben, so dass sich der Dämpfungsraum 52 vergrößert. Die Bewegungsgeschwindigkeit und damit die Dämpfungswirkung werden unter anderem durch den Querschnitt der Düsen 50, 66 des vorgenannten Steuerolpfades bestimmt, über die das Steueröl vom Druckanschluss 26 in den Dämpfungsraum 52 fließt. Das Steueröl im Verdrängungsraum 60 wird dann über die dritte Düse 62 in den Kanal 30 verdrängt, der mit der zulaufseitigen Arbeitsleitung 8 verbunden ist. D.h. der Wirkquerschnitt der dritten Düse 62 bestimmt ebenfalls das Dämpfungsverhalten des Dämpfungsgliedes des Druckbegrenzungsventils 12, 14.
Bei dieser Verschiebung taucht der radial zurückgesetzte Endabschnitt 56 des Dämpfungsgliedes 54 in den Dämpfungssteg 64 ein, so dass sich der Wirkquerschnitt der dritten Düse 62 verringert und entsprechend die Bewegung des Dämpfungsgliedes 54 verlangsamt wird. Der Wirkquerschnitt der dritten Düse 62 ist dann durch den Ringspalt zwischen dem Außenumfang des Endabschnittes 56 und der Innenumfangswandung des Dämpfungssteges 64 bestimmt. Während eines Teilhubs bleibt dann dieser Dämpfungsquerschnitt der dritten Düse 62 konstant. Nach einem weiteren Hub taucht der Endabschnitt 56 des Dämpfungsgliedes 54 in den Bereich des Kanals 30 ein und überdeckt dann zunehmend eine oder mehrere Abströmöffnungen 72 der Ventilbuchse 34, so dass die Abströmung des Druckmittels vom Druckanschluss 26 in den Kanal 30 (jetzt Niederdruckanschluss) angedrosselt wird. Diese Androsselung nimmt mit zunehmender Verschiebung des Dämpfungsgliedes 54 zu. Nach einem vorbestimmten Hub läuft die Ringschulter des Dämpfungsgliedes 54 auf eine entsprechend ausgebildete Ringschulter 74 des Steuerblocks 24 auf; diese wirkt somit als Hubbegrenzung für das Dämpfungsglied 54. Eine weitere Änderung der Drosselquerschnitte erfolgt dann in der Folge nicht, so dass dann über das Druckbegrenzungsventil der Druck auf den eingestellten Systemdruck begrenzt ist.
Die sich dabei ergebende Kennlinie ist in Figur 4 dargestellt. Diese zeigt den Anstieg des Drucks p in Abhängigkeit von der Zeit t während der Dämpfungsfunktion des Druckbegrenzungsventils 12.
Wie vorstehend erläutert, ist das im Ablauf gelegene Druckbegrenzungsventil 12 zunächst geschlossen. Beim Bremsen steigt der Druck an, so dass in der vorbeschriebenen Weise das Dämpfungsglied 54 verschoben wird und sich entsprechend der Druckraum 52 vergrößert. Durch den Druckabfall im Federraum 40 wird die in Schließrichtung auf den Kegel 36 wirksame Kraft verringert, so dass dieser abhebt und entsprechend der Druck das niedrigere Druckniveau (pmin) nicht überschreiten kann, solange die Verschiebung des Dämpfungsgliedes 54 erfolgt. Nach einer Zeit t1 erreicht das Dämpfungsglied 54 dann eine Position, in der über den Endabschnitt 56 die Abströmöffnungen 72 überdeckt werden, so dass entsprechend der ablaufende Druckmittelvolumenstrom angedrosselt wird und der Druck am Druckanschluss 26 weiter ansteigt, da auch ein entsprechender, im Federraum 40 wirksamer Steuerdruck aufgebaut wird. Der Druck steigt dann mit zunehmender Androsselung der Abströmöffnung 72 kontinuierlich an, so dass sich in der Darstellung gemäß Figur 4 der schräge Anstieg der Kennlinie einstellt. Nach einer Zeit t2 erreicht das Dämpfungsglied 54 dann seine Anschlagposition, so dass eine weitere Androsselung des abströmenden Druckmittelvolumenstroms nicht mehr stattfindet und somit das Dämpfungsglied 16, 18 nicht mehr wirksam ist - der Druck wird dann in herkömmlicher Weise über das Druckbegrenzungsventil auf den eingestellten Systemdruck begrenzt, so dass der Druck im Ablauf diesen Systemdruck nicht überschreiten kann. Die vorbeschriebene Dämpfungsfunktion kann auch bei einem vorgesteuerten Druckbegrenzungsventil vorgesehen werden.
Die Neigung der Kennlinie im Bereich t2 kann durch entsprechende Ausgestaltung des Ringspaltes 76 zwischen der Innenumfangswandung des Endabschnittes 56 des Dämpfungsgliedes 54 und der Außenumfangswandung der Ventilbuchse 34 bestimmt werden. Prinzipiell können jedoch auch unterschiedlich ausgestaltete Abströmquerschnitte an der Ventilbuchse 34 ausgebildet werden, die dann beim Verschieben von dem Endabschnitt 56 überdeckt werden, um den Abströmquerschnitt entsprechend kontinuierlich zu verändern, vorzugsweise zu verringern.
Eine weitere Beeinflussung der Dämpfung oder der Drosselkette kann durch Wahl der Querschnitte der Düsen 50, 66 oder des Drosselquerschnittes der so genannten dritten Düse 62 bestimmt werden. Deren Variation ist besonders einfach, da hierzu lediglich der Durchmesser des Dämpfungssteges 64 und des Außendurchmessers des Endabschnittes 56 variiert werden muss.
Prinzipiell ist es auch möglich, einen weiteren Drosselquerschnitt dadurch zu bilden, dass der Außendurchmesser des größeren Teils des Dämpfungsgliedes 54 und der Innenumfangsdurchmesser der Ventilbohrung 44 so auf einander abgestimmt werden, dass ein Drosselspalt entsteht, über den der Dämpfungsraum 52 mit dem Verdrängungsraum 60 gedrosselt verbunden ist.
Offenbart ist ein Druckbegrenzungsventil mit Shockless-Funktion, wobei ein Dämpfungsglied in der Shockless-Funktion einen Abströmquerschnitt zusteuert.

Claims

Patentansprüche
1 . Druckbegrenzungsventil mit Shockless-Funktion, mit einem Druckanschluss und einem Ablaufanschluss sowie einem Ventilkörper, der über eine Feder (20, 22) und einem Steuerdruck in einem Druckraum in Schließrichtung beaufschlagt ist und mit einem Steuerölpfad, der den Druckanschluss (26) mit dem Druckraum verbindet und in dem eine erste Düse (50) angeordnet ist und der über eine zweite Düse (66) mit einem Dämpfungsraum (52) verbunden ist, der von einem Dämpfungsglied (54) begrenzt ist, dadurch gekennzeichnet, dass das Dämpfungsglied (54) derart ausgebildet ist, dass es mit zunehmender Verschiebung aus einer Grundposition heraus, in der der Dämpfungsraum (52) minimal ist, einem vom Ventilkörper aufgesteuerten Druckmittelabströmpfad zum Ablaufanschluss androsselt.
2. Druckbegrenzungsventil nach Patentanspruch 1 , wobei eine Innenumfangswan- dung des Dämpfungsgliedes (54) mit zunehmender Verstellung einerseits einen vorzugsweise als Ringspalt (76) ausgeführten Spalt begrenzt.
3. Druckbegrenzungsventil nach Patentanspruch 2, wobei der Spalt andererseits durch einen Umfangsabschnitt einer Ventilbuchse (34) begrenzt ist, auf der das Dämpfungsglied (54) geführt ist und die einen Teil des Druckmittelabströmpfades begrenzt.
4. Druckbegrenzungsventil nach Patentanspruch 2 oder 3, wobei ein Außenum- fangsabschnitt des Dämpfungsgliedes (54) mit einer gehäuseseitigen Wandung eine dritte Düse (62) oder einen Drosselquerschnitt begrenzt.
5. Druckbegrenzungsventil nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, wobei das Dämpfungsglied (54) als Stufenhülse mit abgestuftem Außendurchmesser ausgebildet ist, wobei ein Endabschnitt (56) mit verringertem Außendurchmesser eine dritte Düse (62) begrenzt und eine Innenumfangswandung der Stufenhülse den Spalt im Druckmittelabströmpfad begrenzt.
6. Druckbegrenzungsventil nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, wobei ein Innenumfangsabschnitt des Dämpfungsgliedes (54) als Dichtfläche ausgebildet ist.
7. Druckbegrenzungsventil nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, wobei das Dämpfungsglied (54) zur Verbesserung der Abdichtung abschnittsweise elastisch verformbar, vorzugsweise mit einer Dichtlippe (70) ausgebildet ist.
8. Druckbegrenzungsventil nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, mit einer Ringschulter (74) zur Begrenzung des Hubs des Dämpfungsgliedes (54).
9. Druckbegrenzungsventil nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, wobei die erste Düse (50) im Ventilkörper und die zweite Düse (66) in einem Mantel einer Ventilbuchse (34) ausgebildet ist, in der der Ventilkörper geführt ist.
10. Hydrostatischer Fahrantrieb mit einem vorgesteuerten oder einem direkt gesteuerten Druckbegrenzungsventil nach einem der vorhergehenden Patentansprüche.
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