WO2016206918A1 - Ventil - Google Patents

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WO2016206918A1 PCT/EP2016/062140 EP2016062140W WO2016206918A1 WO 2016206918 A1 WO2016206918 A1 WO 2016206918A1 EP 2016062140 W EP2016062140 W EP 2016062140W WO 2016206918 A1 WO2016206918 A1 WO 2016206918A1
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piston
pressure
control edge
control
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Michael Hoh
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ZF Friedrichshafen AG
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ZF Friedrichshafen AG
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    • F15B13/024—Pressure relief valves
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    • F16D48/02—Control by fluid pressure
    • F16D2048/0209—Control by fluid pressure characterised by fluid valves having control pistons, e.g. spools

Definitions

  • the present invention relates to a valve according to the closer defined in the preamble of claim 1.
  • the prior art usually mechanically driven pressure medium pumps are used for supplying the transmission and for driving the switching elements in automatic or automated motor vehicle transmissions.
  • the delivery volume of the pressure medium pump is in a fixed ratio to the input speed of the pressure medium pump, which corresponds for example in an arrangement of the pressure medium pump on a transmission input shaft of a transmission input speed.
  • the design of a supplied by a pressure medium pump with a constant delivery volume hydraulic or pneumatic system depends on the needs of the largest individual consumer or if several individual consumers are operated together, if necessary, according to the needs of jointly operated individual consumers. Due to the constant delivery volume of the pressure medium pump, the pressure build-up on the drive speed of the pressure medium pump is thus for others in the Hydraulik part. Prescribed consumer pneumatic system.
  • pressure relief valves which open when a certain pressure in the main system is exceeded and remove the excess pumping medium through a bypass. It is also known to limit the pressure in the fluid to a predeterminable maximum value already on the input side of the consumer points or already in the supply line to the consumer points. This is especially true when the consumer sites are mechanically sensitive or contain mechanically sensitive parts that are either destroyed when the maximum pressure is exceeded or wear out faster. Such a maximum pressure limitation is required for example in lubricant systems, in which before the actual consumption points nor an oil filter or The same is connected, which must also not be subjected to excessive pressure, so as not to be damaged.
  • Flow control valves such as butterfly valves, reduce the pressure in a system to a set value. These valves are used to supply a part of the hydraulic or pneumatic system with a lower pressure. For example, the throttling of the fluid at the throttle point causes the pressure in a secondary circuit to be less than the pressure in a main circuit of the hydraulic or pneumatic system.
  • the system pressure can only be limited to the top, while via flow valves the system pressure in the line after the valve can only be reduced overall.
  • the limitation of the system pressure by means of a pressure relief valve can lead to a shortage of hydraulic or pneumatic system at high pump speeds, while reducing the system pressure by means of a flow control valve at low pump speeds can lead to undersupply of the hydraulic or pneumatic system.
  • a needs-based design of the system for consumers who are supplied with lower priority in the system is therefore problematic.
  • a control valve for current or pressure control is known in which pressure medium inlet and pressure medium outlet communicate with each other.
  • the control piston has two control edges, wherein one of the two control edges cooperates with a control opening and the other of the two control edges with a safety bore.
  • the inlet side oil line communicates with the outlet side oil lines via a variable free cross section of the control port and the safety bore.
  • the present invention has for its object to provide a valve which an improved control of consumers in a hydraulic or
  • the valve according to the invention comprises a valve housing with at least one supply port, a working port and a drain port.
  • a valve housing with at least one supply port, a working port and a drain port.
  • an axially displaceable or longitudinally displaceable valve piston is arranged in the valve housing.
  • the drain opening provided in the valve housing has at least two control edges.
  • the axially displaceable in the valve housing the valve piston has at least one piston collar with at least one control edge.
  • the rest position the drain opening provided in the valve housing is completely covered by the piston collar of the valve piston.
  • the rest position of the valve piston in the valve housing is achieved by means of a force acting on the valve piston or on the piston collar of the valve piston, hereinafter referred to as counterforce.
  • the counteracting force counteracts the actuating direction of the valve piston and can take place, for example, by means of a spring element or by means of a hydraulic or pneumatic pressurization.
  • valve piston For actuation of the valve, this can be acted upon by a control pressure, which causes a corresponding actuation force on the valve piston. If the actuation force caused by the control pressure exceeds the counterforce acting on the valve piston or on the piston collar of the valve piston, then the valve piston is axially displaced in the valve housing. If a first control pressure level is exceeded, then the valve piston is positioned in the valve housing such that the at least one control edge of the piston collar of the valve piston releases the first control edge of the discharge opening, while if a second control value is exceeded. erdruckieris the valve piston is positioned in the valve housing such that the at least one control edge of the piston collar of the valve piston, the second control edge of the discharge opening is free. When a third control pressure level prevails, the valve piston or the piston collar of the valve piston finally comes to rest against an end stop of the valve housing.
  • the flow cross-section of the discharge opening which is released after exceeding the first control edge and until the second control edge of the discharge opening is exceeded, decisively determines the further increase in pressure at the working connection of the valve.
  • the flow cross-section between the two control edges of the discharge opening and the counter-force acting on the valve piston are coordinated so that a desired working pressure prevails at the working port of the valve.
  • the flow cross-section of the discharge opening between the first control edge and the second control edge may be uniform, for example rectangular or oblong hole-shaped.
  • the flow cross-section of the discharge opening between the first control edge and the second control edge may be non-uniform, for example trapezoidal, triangular or circular.
  • the drain opening provided in the valve housing and having at least two control edges is in one piece, for example L-shaped or T-shaped, according to one embodiment.
  • the drain opening provided in the valve housing may be designed in several parts.
  • the multi-part drain opening can be realized via a plurality of bores, which are arranged on the circumference of the valve housing such that a drain opening is formed with at least two control edges.
  • At least one further control edge may be provided between the first control edge and the second control edge of the outflow opening, wherein the flow cross-section of the outflow opening between the first Control edge and the second control edge then formed, for example step-shaped.
  • valve piston has a second piston collar, which forms a valve chamber with the first piston collar, in the region of which the supply connection and the working connection open.
  • the valve according to the invention thus enables different valve functions depending on the actuation position of the valve piston.
  • a system pressure applied to the supply connection of the valve system can be almost completely transferred to the working connection of the valve in a first adjustment range of the valve head.
  • a first cross-sectional area of the discharge opening provided in the valve housing is released, whereby a portion of the voltage applied to the supply port of the valve system pressure flows through the first cross-sectional area to a Druckstoffsenke and at the working port of the valve, a reduced flow or a reduced Pressure level prevails.
  • a second cross-sectional area of the discharge opening provided in the valve housing is released in addition to the first cross-sectional area.
  • the volume flow flowing out into the pressure medium sink increases and a volume flow prevailing at the working port of the valve or a pressure level prevailing at the working port of the valve is limited to a maximum value. Due to the pressure limitation, any overpressure peaks that may occur can be intercepted in the system.
  • the invention relates to a hydraulic or pneumatic system, in particular for hydraulic or pneumatic supply and control of an automatic or automated vehicle transmission having at least one pressure medium pump, a hydraulic or pneumatic consumer and at least one valve as described above. All configurations of the valve according to the invention can accordingly also be transferred to a hydraulic or pneumatic system which comprises a corresponding valve.
  • the at least one hydraulic or pneumatic consumer is to the working port of the previously connected valve, whereby a volume flow to the hydraulic or pneumatic consumer is adjustable by the valve.
  • the pressure medium pump which is designed as a pressure medium pump with a constant delivery volume, delivers a dependent of the pump speed flow rate to the supply port of the valve.
  • the control pressure by means of which the valve is actuated depends on the speed of the pressure medium pump.
  • the invention also relates to a transmission for a motor vehicle having a valve or a hydraulic or pneumatic system as described and a motor vehicle comprising such a transmission.
  • Fig. 1 a) to d) are schematic representations of a valve in different operating positions
  • Fig. 2 is a characteristic of the valve according to the invention.
  • Fig. 1 a shows a schematic representation of an embodiment of the invention of the valve 1 in its rest position.
  • the valve 1 shown here is designed as a slide or longitudinal slide valve.
  • a valve housing 2 which may be formed, for example, as a valve sleeve, a valve piston 3 with a first piston collar 6 and a second piston collar 9 is guided axially displaceable.
  • a control edge 7 is formed at the first piston collar 6, a control edge 7 is formed.
  • the valve housing 2 has a supply port P, a working port A and a drain port T with a first control edge 4 and a second control edge 5 on.
  • the drain opening T is formed in accordance with FIG. 1 L-shaped.
  • the two piston collars 6, 9 of the valve piston 3 are of the same design here in diameter and form a valve chamber 10, in the region of the supply port P and the working port A open.
  • the valve 1 can be flowed through by a pressure applied to the supply port P system pressure, which is then available at the working port A of the valve 1 as a working pressure. Since the two piston collars 6, 9 have the same Kolbendbund preparedmesser, acting in the valve chamber 10 compressive forces on the piston collars 6, 9 cancel each other when the valve 1 is flowed through by a volume flow.
  • a counterforce 1 1 On the valve chamber 10 facing away from the piston surface of the first piston collar 6 acts a counterforce 1 1, through which the valve piston 3 and the second piston collar 9 is applied to non-actuated valve 1, for example, a retaining ring and is positioned in the valve housing 2 in its rest position.
  • the counterforce 1 1 counteracts the direction of actuation of the valve piston 3 and can be effected for example by means of a spring element, not shown here, or by means of a hydraulic or pneumatic pressurization. To actuate the valve 1, this is acted upon by a control pressure 12, which causes a corresponding actuation force on the valve piston.
  • valve 1 b shows a schematic representation of the valve 1 in a position at which the control edge 7 of the first piston collar 6 rests against the first control edge 4 of the outflow opening T. If the valve piston 3 is now subjected to a control pressure 12, by which the valve piston 3 is further displaced in its actuating direction, then the control edge 7 of the first piston collar 6 releases the first control edge 4 of the discharge opening T. A portion of the volumetric flow prevailing at the supply connection P is discharged through the freed cross-section of the outflow opening T into a pressure medium depression, not shown here, and a correspondingly reduced volumetric flow is present at the working connection A of the valve 1. A connected to the working port A of the valve 1 consumer is thus acted upon with a reduced working pressure.
  • the valve according to the invention thus acts here like a known from the prior art flow valve, by means of which a system pressure can be reduced to a working pressure.
  • the flow cross-section of the discharge opening T which is released after exceeding the first control edge 4 and until the second control edge 5 of the discharge opening T is exceeded, decisively determines the further increase in pressure at the working connection A of the valve 1. Therefore, the released flow cross-section between the two control edges 4, 5 of the drain opening T and acting on the valve piston 3 counterforce 1 1 are coordinated so that a desired reduced working pressure prevails at the working port A of the valve 1.
  • FIG. 1 c shows a schematic representation of the valve 1 in a position against which the control edge 7 of the first piston end collar 6 rests against the second control edge 5 of the drain opening T.
  • valve piston 3 or the first piston collar 6 When a third control pressure level prevails, the valve piston 3 or the first piston collar 6 finally comes into contact with an end stop 8 on the valve housing 2, which is shown in FIG. 1 d).
  • the diagram according to FIG. 2 shows inter alia a volume flow Q, generated in l / min, generated by a pressure medium pump, above the pump speed n, indicated in rpm. From the characteristic curve 13 shown in phantom it can be seen that the volume flow Q delivered by the pressure medium pump increases in proportion to the increasing pump speed n.
  • the dashed lines shown characteristic curve 14 shows an example of a prevailing at a supply port P of the previously described valve 1 system pressure.
  • the system pressure is dependent on the demand of one or more priority consumers provided in the hydraulic or pneumatic system and is generated by the constant delivery volume of a pressure medium pump as a function of the pump rotational speed n.
  • the system pressure also increases in proportion to the increasing pump speed n and results from a prevailing in the hydraulic or pneumatic system back pressure and funded by the pressure medium pump volume flow Q.
  • the dotted characteristic curve 15 shows an example of a pressure curve of prevailing in a hydraulic or pneumatic system system pressure, which can be limited by means of a known from the prior art pressure relief valve. If, at a pump speed of approximately 3000 rpm, a system pressure of, for example, 2.25 bar is reached or exceeded here, then the excess pump medium is discharged through a bypass and the system pressure is limited to the top. For a subordinate additional consumer provided in the hydraulic or pneumatic system, which is connected to the working port A of the valve 1 according to the invention, the result is a pressure curve according to the continuous characteristic 16.
  • n1 which may amount to, for example, 1000 rpm
  • the subordinate consumer is supplied with a minimum pressure, which may be, for example, 0.75 bar, and until reaching the pump speed n1, almost the one prevailing at the supply connection of the valve 1 System pressure corresponds.
  • the drain opening T provided in the valve housing 2 is completely covered by the first piston collar 6 of the valve piston 3.
  • the subordinate consumer is supplied with a reduced working pressure in the range of, for example, 0.75 bar to 2.25 bar compared to the unlimited system pressure 14.
  • the control edge 7 of the first piston collar 6 releases the first control edge 4 of the discharge opening T and a portion of the volume flow prevailing at the supply connection P is removed by the cross section of the discharge opening T becoming vacant.
  • the working pressure for the subordinate consumer is limited to, for example, 2.25 bar.
  • the control edge 7 of the first piston collar 6 releases the second control edge 5 of the discharge opening T, as a result of which a further increase in pressure of the working pressure is avoided.
  • valve 1 In addition to supplying a consumer connected to the working port A with a minimum pressure, the previously described valve 1 also allows a pressure reducing function and a pressure limiting function. Thus, the pressure curve for a provided in a hydraulic or pneumatic subordinate consumer, which is arranged at the working port A of the valve 1 described above, be suitably adapted.

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Abstract

Ventil (1) umfassend ein Ventilgehäuse (2) mit mindestens einem Versorgungsanschluss (P), einem Arbeitsanschluss (A) und einer Abflussöffnung (T), sowie einen in dem Ventilgehäuse (2) axial verschiebbar angeordneten Ventilkolben (3). Die im Ventilgehäuse (2) vorgesehene Abflussöffnung (T) weist zumindest zwei Steuerkanten (4, 5) auf.

Description

Ventil
Die vorliegende Erfindung betrifft ein Ventil nach der im Oberbegriff von Anspruch 1 näher definierten Art.
Im Stand der Technik werden in automatischen bzw. automatisierten Kraftfahrzeuggetrieben gewöhnlich mechanisch angetriebene Druckmittelpumpen zur Versorgung des Getriebes sowie zur Ansteuerung der Schaltelemente verwendet. Werden zur Versorgung des Getriebes sowie zur Ansteuerung der Schaltelemente Druckmittelpumpen mit konstantem Fördervolumen eingesetzt, steht das Fördervolumen der Druckmittelpumpe in einem festen Verhältnis zur Antriebsdrehzahl der Druckmittelpumpe, welche beispielsweise bei einer Anordnung der Druckmittelpumpe auf einer Getriebeeingangswelle einer Getriebeeingangsdrehzahl entspricht.
Die Auslegung eines von einer Druckmittelpumpe mit konstantem Fördervolumen versorgten Hydraulik- bzw. Pneumatiksystems richtet sich nach dem Bedarf des größten Einzelverbrauchers bzw. falls mehrere Einzelverbraucher gemeinsam betätigt werden ggf. nach dem Bedarf der gemeinsam zu betätigenden Einzelverbraucher. Durch das konstante Fördervolumen der Druckmittelpumpe ist der Druckaufbau über die Antriebsdrehzahl der Druckmittelpumpe somit für andere in dem Hydraulikbzw. Pneumatiksystem befindliche Verbraucher vorgegeben.
Daher sind im Stand der Technik Druckbegrenzungsventile bekannt, die bei Überschreiten eines bestimmten Druckes im Hauptsystem öffnen und das überschüssige Pumpenmedium durch einen Bypass abführen. Auch ist es bekannt, bereits auf der Eingangsseite der Verbraucherstellen oder schon in der Zuführleitung zu den Verbraucherstellen den Druck im Fördermedium auf einen vorgebbaren Maximalwert zu begrenzen. Dies gilt insbesondere dann, wenn die Verbraucherstellen mechanisch empfindlich sind bzw. mechanisch empfindliche Teile enthalten, die bei Überschreiten des Maximaldrucks entweder zerstört werden oder schneller verschleißen. Eine solche Maximaldruckbegrenzung ist beispielsweise auch in Schmiermittelsystemen erforderlich, bei welchen vor die eigentlichen Verbrauchsstellen noch ein Olfilter oder dergleichen geschaltet ist, der ebenfalls nicht mit zu hohem Druck beaufschlagt werden darf, um nicht beschädigt zu werden.
Stromventile, wie beispielsweise Drosselventile bzw. Blendenventile, reduzieren den in einem System bestehenden Druck auf einen eingestellten Wert. Diese Ventile werden eingesetzt, um einen Teil des Hydraulik- bzw. Pneumatiksystems mit einem geringeren Druck zu versorgen. So bewirkt die Drosselung des Fluids an der Drosselstelle beispielsweise, dass der Druck in einem Nebenkreis kleiner als der Druck in einem Hauptkreis des Hydraulik- bzw. Pneumatiksystems ist.
Mittels herkömmlichen Druckbegrenzungsventilen kann der Systemdruck lediglich noch oben begrenzt werden, während über Stromventile der Systemdruck in der Leitung nach dem Ventil nur gesamthaft reduziert werden kann. Die Begrenzung des Systemdrucks mittels eines Druckbegrenzungsventils kann bei hohen Pumpendrehzahlen zu einer Unterversorgung des Hydraulik- bzw. Pneumatiksystems führen, während das Reduzieren des Systemdrucks mittels eines Stromventils bei kleinen Pumpendrehzahlen zur Unterversorgung des Hydraulik- bzw. Pneumatiksystems führen kann. In Hydraulik- bzw. Pneumatiksystemen mit einer Druckmittelpumpe mit konstantem Fördervolumen ist eine bedarfsgerechte Auslegung des Systems für Verbraucher, die mit niedrigerer Priorität im System versorgt werden daher problematisch.
Aus der DE 40 25 578 A1 ist ein Regelventil zur Strom- oder Druckregelung bekannt, bei welchem Druckmitteleinlass und Druckmittelauslass miteinander kommunizieren. Der Regelkolben weist zwei Steuerkanten auf, wobei die eine der beiden Steuerkanten mit einer Steueröffnung und die andere der beiden Steuerkanten mit einer Sicherheitsbohrung zusammenwirkt. Abhängig von der axialen Position des Regelkolbens kommuniziert die einlassseitige Ölleitung mit den auslassseitigen Ölleitungen über einen variablen freien Querschnitt der Steueröffnung und der Sicherheitsbohrung. Der vorliegenden Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein Ventil zu schaffen, welches eine verbesserte Ansteuerung von Verbrauchern in einem Hydraulik- bzw.
Pneumatiksystem ermöglicht.
Die Aufgabe wird gelöst durch ein Ventil mit den Merkmalen des Patentanspruchs 1 . Vorteilhafte Ausgestaltungen ergeben sich aus den Unteransprüchen, der Beschreibung und den Zeichnungen.
Das erfindungsgemäße Ventil umfasst ein Ventilgehäuse mit mindestens einem Ver- sorgungsanschluss, einem Arbeitsanschluss und einer Abflussöffnung. In dem Ventilgehäuse ist ein axial verschiebbarer bzw. längsverschiebbarer Ventilkolben angeordnet. Erfindungsgemäß weist die in dem Ventilgehäuse vorgesehene Abflussöffnung zumindest zwei Steuerkanten auf.
Der in dem Ventilgehäuse axial verschiebbare Ventilkolben weist zumindest einen Kolbenbund mit zumindest einer Steuerkante auf. In einer definierten Ausgangslage des Ventilkolbens, im Folgenden als Ruhelage bezeichnet, wird die in dem Ventilgehäuse vorgesehene Abflussöffnung durch den Kolbenbund des Ventilkolbens vollständig überdeckt. Die Ruhelage des Ventilkolbens in dem Ventilgehäuse wird mittels einer Krafteinwirkung auf den Ventilkolben bzw. auf den Kolbenbund des Ventilkolbens erreicht, im Folgenden als Gegenkraft bezeichnet. Die Gegenkraft wirkt der Betätigungsrichtung des Ventilkolbens entgegen und kann beispielsweise mittels eines Federelements oder mittels einer hydraulischen bzw. pneumatischen Druckbeaufschlagung erfolgen.
Zur Betätigung des Ventils ist dieses mit einem Steuerdruck beaufschlagbar, welcher eine entsprechende Betätigungskraft auf den Ventilkolben bewirkt. Übersteigt die durch den Steuerdruck bewirkte Betätigungskraft die auf den Ventilkolben bzw. auf den Kolbenbund des Ventilkolbens wirkende Gegenkraft, dann wird der Ventilkolben in dem Ventilgehäuse axial verschoben. Wird ein erstes Steuerdruckniveau überschritten, dann ist der Ventilkolben in dem Ventilgehäuse derart positioniert, dass die zumindest eine Steuerkante des Kolbenbundes des Ventilkolbens die erste Steuerkante der Abflussöffnung frei gibt, während beim Überschreiten eines zweiten Steu- erdruckniveaus der Ventilkolben in dem Ventilgehäuse derart positioniert ist, dass die zumindest eine Steuerkante des Kolbenbundes des Ventilkolbens die zweite Steuerkante der Abflussöffnung frei gibt. Beim Vorherrschen eines dritten Steuerdruckniveaus kommt der Ventilkolben bzw. der Kolbenbund des Ventilkolbens schließlich an einem Endanschlag des Ventilgehäuses zur Anlage.
Der Durchflussquerschnitt der Abflussöffnung, welcher nach dem Überschreiten der ersten Steuerkante und bis zum Überschreiten der zweiten Steuerkante der Abflussöffnung freigegeben wird, bestimmt maßgeblich den weiteren Druckanstieg an dem Arbeitsanschluss des Ventils. Der Durchflussquerschnitt zwischen den beiden Steuerkanten der Abflussöffnung und die auf den Ventilkolben wirkende Gegenkraft sind so aufeinander abgestimmt, dass ein gewünschter Arbeitsdruck am Arbeitsanschluss des Ventils vorherrscht.
So kann in einer ersten Ausführungsform der Durchflussquerschnitt der Abflussöffnung zwischen der ersten Steuerkante und der zweiten Steuerkante gleichförmig ausgebildet sein, beispielsweise rechteckförmig oder langlochförmig.
In einer zweiten Ausführungsform kann der Durchflussquerschnitt der Abflussöffnung zwischen der ersten Steuerkante und der zweiten Steuerkante hingegen ungleichförmig ausgebildet sein, beispielsweise trapezförmig, dreieckförmig oder kreisförmig.
Die in dem Ventilgehäuse vorgesehene und die zumindest zwei Steuerkanten aufweisende Abflussöffnung ist gemäß einer Ausführungsform einteilig, beispielsweise L-förmig oder T-förmig, ausgebildet. In einer weiteren Ausführungsform kann die in dem Ventilgehäuse vorgesehene Abflussöffnung mehrteilig ausgebildet sein. Beispielsweise kann die mehrteilig ausgebildete Abflussöffnung über mehrere Bohrungen realisiert werden, welche derart am Umfang des Ventilgehäuses angeordnet sind, dass eine Abflussöffnung mit zumindest zwei Steuerkanten entsteht.
In einer weiteren Ausführungsform kann zwischen der ersten Steuerkante und der zweiten Steuerkante der Abflussöffnung zumindest eine weitere Steuerkante vorgesehen sein, wobei der Durchflussquerschnitt der Abflussöffnung zwischen der ersten Steuerkante und der zweiten Steuerkante dann beispielsweise stufenförmig ausgebildet ist.
In einer bevorzugten Ausführungsform des Ventils weist der Ventilkolben einen zweiten Kolbenbund auf, welcher mit dem ersten Kolbenbund eine Ventilkammer bildet, in deren Bereich der Versorgungsanschluss und der Arbeitsanschluss münden.
Das erfindungsgemäße Ventil ermöglicht somit abhängig von der Betätigungsstellung des Ventilkolbens unterschiedliche Ventilfunktionen. So ist ein an dem Versorgungsanschluss des Ventils anliegender Systemdruck in einem ersten Verstellbereich des Ventilkobens nahezu vollständig an den Arbeitsanschluss des Ventils übertragbar. In einem zweiten Verstellbereich des Ventilkolbens ist ein erster Querschnittsbereich der in dem Ventilgehäuse vorgesehenen Abflussöffnung freigegeben, wodurch ein Teil des an dem Versorgungsanschluss des Ventils anliegenden Systemdrucks über den ersten Querschnittsbereich zu einer Druckmittelsenke abströmt und an dem Arbeitsanschluss des Ventils ein reduzierter Volumenstrom bzw. ein reduziertes Druckniveau vorherrscht. In einem dritten Verstellbereich des Ventilkolbens ist zusätzlich zu dem ersten Querschnittsbereich ein zweiter Querschnittsbereich der in dem Ventilgehäuse vorgesehenen Abflussöffnung freigegeben. Dadurch vergrößert sich der in die Druckmittelsenke abströmende Volumenstrom und ein an dem Arbeitsanschluss des Ventils vorherrschender Volumenstrom bzw. ein an dem Arbeitsanschluss des Ventils vorherrschendes Druckniveau ist auf einen Maximalwert begrenzt. Durch die Druckbegrenzung können eventuell auftretende Überdruckspitzen im System abgefangen werden.
Daneben betrifft die Erfindung ein Hydraulik- bzw. Pneumatiksystem, insbesondere zur hydraulischen bzw. pneumatischen Versorgung und Ansteuerung eines automatischen oder automatisierten Fahrzeuggetriebes, das mindestens eine Druckmittelpumpe, einen hydraulischen bzw. pneumatischen Verbraucher und mindestens ein Ventil wie zuvor beschrieben aufweist. Sämtliche Ausgestaltungen des erfindungsgemäßen Ventils lassen sich dementsprechend auch auf ein Hydraulik- bzw. Pneumatiksystem übertragen, das ein entsprechendes Ventil umfasst. Der zumindest eine hydraulische bzw. pneumatische Verbraucher ist an den Arbeitsanschluss des zuvor beschriebenen Ventils angeschlossen, wodurch ein Volumenstrom zu dem hydraulischen bzw. pneumatischen Verbraucher durch das Ventil einstellbar ist. Die Druckmittelpumpe, welche als Druckmittelpumpe mit konstantem Fördervolumen ausgebildet ist, liefert einen von der Pumpendrehzahl abhängigen Volumenstrom an den Ver- sorgungsanschluss des Ventils. Der Steuerdruck mittels welchem das Ventil betätigt wird, ist abhängig von der Drehzahl der Druckmittelpumpe. Je höher die Drehzahl der Druckmittelpumpe ist, desto größer ist der auf den Ventilkolben wirkende Steuerdruck und desto größer ist die axiale Verschiebung des Ventilkolbens aus seiner Ruhelage. Durch den Einsatz des zuvor beschriebenen Ventils in einem Hydraulik- bzw. Pneumatiksystem, können sowohl ein Drossel- bzw. Blendenventil als auch ein Druckbegrenzungsventil in dem Hydraulik- bzw. Pneumatiksystem eingespart werden.
Daneben betrifft die Erfindung auch ein Getriebe für ein Kraftfahrzeug, das ein Ventil oder ein Hydraulik- bzw. Pneumatiksystem wie beschrieben aufweist sowie ein Kraftfahrzeug umfassend ein solches Getriebe.
Im Folgenden wird die Erfindung, welche mehrere Ausführungsformen zulässt, an Hand von Zeichnungen beispielhaft näher erläutert. Es zeigen:
Fig. 1 a) bis d) schematische Darstellungen eines Ventils in verschiedenen Betätigungsstellungen und
Fig. 2 eine Kennlinie des erfindungsgemäßen Ventils.
Die Fig. 1 a) zeigt eine schematische Darstellung einer erfindungsgemäßen Ausführungsform des Ventils 1 in seiner Ruhelage. Das hier dargestellte Ventil 1 ist als Schieber- bzw. Längsschieberventil ausgebildet. In einer zylindrischen Bohrung eines Ventilgehäuses 2, welches beispielsweise als Ventilbuchse ausgebildet sein kann, ist ein Ventilkolben 3 mit einem ersten Kolbenbund 6 und einem zweiten Kolbenbund 9 axial verschiebbar geführt. An dem ersten Kolbenbund 6 ist eine Steuerkante 7 ausgebildet. Das Ventilgehäuse 2 weist einen Versorgungsanschluss P, einen Arbeits- anschluss A und eine Abflussöffnung T mit einer ersten Steuerkante 4 und einer zweiten Steuerkante 5 auf. Die Abflussöffnung T ist gemäß der Fig. 1 L-förmig ausgebildet.
Die beiden Kolbenbunde 6, 9 des Ventilkolbens 3 sind hier im Durchmesser gleich ausgebildet und bilden eine Ventilkammer 10, in deren Bereich der Versorgungsan- schluss P und der Arbeitsanschluss A münden. Das Ventil 1 kann von einem an dem Versorgungsanschluss P anliegenden Systemdruck durchflössen werden, welcher dann an dem Arbeitsanschluss A des Ventils 1 als Arbeitsdruck zur Verfügung steht. Da die beiden Kolbenbunde 6, 9 den gleichen Kolbendbunddurchmesser aufweisen, heben sich in der Ventilkammer 10 wirkende Druckkräfte auf die Kolbenbunde 6, 9 gegenseitig auf, wenn das Ventil 1 von einem Volumenstrom durchströmt wird.
Auf die der Ventilkammer 10 abgewandte Kolbenfläche des ersten Kolbenbundes 6 wirkt eine Gegenkraft 1 1 , durch welche der Ventilkolben 3 bzw. der zweite Kolbenbund 9 bei nicht betätigtem Ventil 1 an beispielsweise einem Sicherungsring anliegt und in dem Ventilgehäuse 2 in seiner Ruhelage positioniert ist. Die Gegenkraft 1 1 wirkt der Betätigungsrichtung des Ventilkolbens 3 entgegen und kann beispielsweise mittels eines hier nicht dargestellten Federelements oder mittels einer hydraulischen bzw. pneumatischen Druckbeaufschlagung erfolgen. Zur Betätigung des Ventils 1 ist dieses mit einem Steuerdruck 12 beaufschlagbar, welcher eine entsprechende Betätigungskraft auf den Ventilkolben bewirkt. Übersteigt die durch den Steuerdruck 12 bewirkte Betätigungskraft die auf den Ventilkolben 3 bzw. auf den ersten Kolbenbund 6 wirkende Gegenkraft 1 1 und zusätzlich zwischen den Kolbenbunden 6, 9 und dem Ventilgehäuse 2 vorhandene Reibungskräfte, dann wird der Ventilkoben 3 in dem Ventilgehäuse 2 axial verschoben.
Befindet sich die Steuerkante 7 des Kolbenbundes 6 des Ventilkolbens 3 in einer Position zwischen der Ruhelage und der ersten Steuerkante 4 der Abflussöffnung T, dann wird die Abflussöffnung T durch den ersten Kolbenbund 6 vollständig überdeckt und ein an dem Versorgungsanschluss P anliegender Volumenstrom wird nahezu vollständig an den Arbeitsanschluss A des Ventils 1 weitergeleitet. Lediglich geringe Verluste aufgrund einer Ventilleckage können hierbei den Volumenstrom verringern, wobei die auftretende Leckage über die Abflussöffnung T abgeführt wird. Ein an den Arbeitsanschluss A des Ventils 1 angeschlossener Verbraucher ist somit mit einem nahezu unbegrenzten Volumenstrom beaufschlagbar.
Die Fig. 1 b) zeigt eine schematische Darstellung des Ventils 1 in einer Position an der die Steuerkante 7 des ersten Kolbendbundes 6 an der ersten Steuerkante 4 der Abflussöffnung T anliegt. Wird der Ventilkolben 3 nun mit einem Steuerdruck 12 beaufschlagt, durch welchen der Ventilkolben 3 weiter in seiner Betätigungsrichtung verschoben wird, dann gibt die Steuerkante 7 des ersten Kolbenbundes 6 die erste Steuerkante 4 der Abflussöffnung T frei. Es wird ein Teil des am Versorgungsan- schluss P vorherrschenden Volumenstroms durch den frei werdenden Querschnitt der Abflussöffnung T in eine hier nicht dargestellte Druckmittelsenke abgeführt und am Arbeitsanschluss A des Ventils 1 liegt ein entsprechend verminderter Volumenstrom vor. Ein an den Arbeitsanschluss A des Ventils 1 angeschlossener Verbraucher ist somit mit einem reduzierten Arbeitsdruck beaufschlagbar. Das erfindungsgemäße Ventil wirkt hier also wie ein aus dem Stand der Technik bekanntes Stromventil, mittels welchem ein Systemdruck auf einen Arbeitsdruck reduzierbar ist.
Der Durchflussquerschnitt der Abflussöffnung T, welcher nach dem Überschreiten der ersten Steuerkante 4 und bis zum Überschreiten der zweiten Steuerkante 5 der Abflussöffnung T freigegeben wird, bestimmt maßgeblich den weiteren Druckanstieg an dem Arbeitsanschluss A des Ventils 1 . Daher sind der freiwerdende Durchflussquerschnitt zwischen den beiden Steuerkanten 4, 5 der Abflussöffnung T und die auf den Ventilkolben 3 wirkende Gegenkraft 1 1 so aufeinander abzustimmen, dass ein gewünschter reduzierter Arbeitsdruck am Arbeitsanschluss A des Ventils 1 vorherrscht.
Die Fig. 1 c) zeigt eine schematische Darstellung des Ventils 1 in einer Position an der die Steuerkante 7 des ersten Kolbendbunds 6 an der zweiten Steuerkante 5 der Abflussöffnung T anliegt. Wird der Ventilkolben 3 nun mit einem Steuerdruck 12 beaufschlagt, durch welchen der Ventilkolben 3 weiter in seiner Betätigungsrichtung verschoben wird, dann gibt die Steuerkante 7 des Kolbenbundes 6 bei nur geringem weiteren Druckanstieg des Steuerdrucks 12 die zweite Steuerkante 5 der Abflussöffnung T frei. Der Querschnitt der Abflussöffnung T wächst dann schnell an, wodurch der durch die Abflussöffnung T abfließende Volumenstronn deutlich erhöht und der an dem Arbeitsanschluss A des Ventils 1 vorherrschende Volumenstrom bzw. Arbeitsdruck auf einen Maximalwert begrenzt wird. Das erfindungsgemäße Ventil 1 wirkt hier also wie ein aus dem Stand der Technik bekanntes Druckbegrenzungsventil, mittels welchem ein Systemdruck begrenzbar ist.
Beim Vorherrschen eines dritten Steuerdruckniveaus kommt der Ventilkolben 3 bzw. der erste Kolbenbund 6 schließlich an einem Endanschlag 8 an dem Ventilgehäuse 2 zur Anlage, was in der Fig. 1 d) dargestellt ist.
Das Diagramm gemäß Fig. 2 zeigt unter anderem einen von einer Druckmittelpumpe erzeugten Volumenstrom Q, angegeben in l/min, über der Pumpendrehzahl n, angegeben in U/min. Aus dem strichpunktiert dargestellten Kennlinienverlauf 13 ist ersichtlich, dass der von der Druckmittelpumpe geförderte Volumenstrom Q proportional zur ansteigenden Pumpendrehzahl n ansteigt.
Die gestrichelt dargestellte Kennlinie 14 zeigt beispielhaft einen an einem Versor- gungsanschluss P des zuvor beschriebenen Ventils 1 vorherrschenden Systemdruck. Der Systemdruck ist abhängig von dem Bedarf eines oder mehrerer in dem Hydraulik- bzw. Pneumatiksystem vorgesehenen vorrangigen Verbraucher und wird durch das konstante Fördervolumen einer Druckmittelpumpe in Abhängigkeit der Pumpendrehzahl n erzeugt. Der Systemdruck steigt ebenfalls proportional zur ansteigenden Pumpendrehzahl n an und resultiert aus einem in dem Hydraulik- bzw. Pneumatiksystem vorherrschenden Staudruck und dem von der Druckmittelpumpe geförderten Volumenstrom Q.
Die gepunktet dargestellte Kennlinie 15 zeigt beispielhaft einen Druckverlauf des in einem Hydraulik- bzw. Pneumatiksystem vorherrschenden Systemdrucks, welcher mittels eines aus dem Stand der Technik bekannten Druckbegrenzungsventils begrenzbar ist. Wird bei einer Pumpendrehzahl von ungefähr 3000 U/min ein Systemdruck von hier beispielhaft 2,25 bar erreicht bzw. überschritten, dann wird das überschüssige Pumpenmedium durch einen Bypass abgeführt und der Systemdruck nach oben begrenzt. Für einen in dem Hydraulik- bzw. Pneumatiksystem vorgesehenen nachrangigen weiteren Verbraucher, welcher an dem Arbeitsanschluss A des erfindungsgemäßen Ventils 1 angeschlossen ist, ergibt sich ein Druckverlauf gemäß der durchgezogenen Kennlinie 16.
So wird bis zu einer ersten Pumpendrehzahl n1 , welche beispielsweise 1000 U/min betragen kann, der nachrangige Verbraucher mit einem Mindestdruck versorgt, welcher beispielsweise 0,75 bar betragen kann und bis zum Erreichen der Pumpendrehzahl n1 nahezu dem an dem Versorgungsanschluss des Ventils 1 vorherrschenden Systemdruck entspricht. In diesem Drehzahlbereich ist die im Ventilgehäuse 2 vorgesehene Abflussöffnung T durch den ersten Kolbenbund 6 des Ventilkolbens 3 vollständig überdeckt.
Zwischen der ersten Pumpendrehzahl n1 und einer zweiten Pumpendrehzahl n2, welche beispielsweise 4000 U/min betragen kann, wird der nachrangige Verbraucher mit einem im Vergleich zu dem unbegrenzten Systemdruck 14 reduzierten Arbeitsdruck im Bereich von beispielsweise 0,75 bar bis 2,25 bar versorgt. In diesem Drehzahlbereich gibt die Steuerkante 7 des ersten Kolbenbundes 6 die erste Steuerkante 4 der Abflussöffnung T frei und ein Teil des am Versorgungsanschluss P vorherrschenden Volumenstroms wird durch den frei werdenden Querschnitt der Abflussöffnung T abgeführt.
Bei Drehzahlen größer als die zweite Pumpendrehzahl n2 wird der Arbeitsdruck für den nachrangigen Verbraucher auf beispielsweise 2,25 bar begrenzt. In diesem Drehzahlbereich gibt die Steuerkante 7 des ersten Kolbenbundes 6 die zweite Steuerkante 5 der Abflussöffnung T frei, wodurch ein weiterer Druckanstieg des Arbeitsdrucks vermieden wird.
Alle Zahlenwerte für die Pumpendrehzahl, den Volumenstrom Q, den Systemdruck und den Arbeitsdruck sind als nur beispielhaft anzusehen und sollen die Erfindung nicht beschränken. Vielmehr ist es dem Fachmann bekannt, dass je nach Auslegung des Hydraulik- bzw. Pneumatiksystems und in Abhängigkeit von im Hydraulik- bzw. Pneumatiksystem vorhandenen vorrangigen und nachrangigen Verbrauchern die entsprechenden Zahlenwerte variieren. Es kommt allein auf das charakteristische Verhalten des erfindungsgemäßen Ventils 1 an.
Neben der Versorgung eines an dem Arbeitsanschluss A angeschlossenen Verbrauchers mit einem Mindestdruck ermöglicht das zuvor beschriebene Ventil 1 auch eine Druckreduzierfunktion und eine Druckbegrenzungsfunktion. Somit kann der Druckverlauf für einen in einem Hydraulik- bzw. Pneumatiksystem vorgesehenen nachrangigen Verbraucher, welcher am Arbeitsanschluss A des zuvor beschriebenen Ventils 1 angeordnet ist, geeignet angepasst werden.
Bezugszeichen
1 Ventil
2 Ventilgehäuse
3 Ventilkolben
4 erste Steuerkante der Abflussöffnung
5 zweite Steuerkante der Abflussöffnung
6 erster Kolbenbund des Ventilkolbens
7 Steuerkante am Kolbenbund
8 Endanschlag
9 zweiter Kolbenbund des Ventil kolbens
10 Ventilkammer
1 1 Gegenkraft
2 Steuerdruck
13 Volumenstrom
14 Kennlinie
15 Kennlinie
16 Kennlinie
A Arbeitsanschluss
P Versorgungsanschluss
T Abflussöffnung

Claims

Patentansprüche
1 . Ventil (1 ) umfassend ein Ventilgehäuse (2) mit mindestens einem Versorgungsan- schluss (P), einem Arbeitsanschluss (A) und einer Abflussöffnung (T), sowie einen in dem Ventilgehäuse (2) axial verschiebbar angeordneten Ventilkolben (3), dadurch gekennzeichnet, dass die in dem Ventilgehäuse (2) vorgesehene Abflussöffnung (T) zumindest zwei Steuerkanten (4, 5) aufweist.
2. Ventil nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass ein Durchflussquerschnitt der Abflussöffnung (T) zwischen der ersten Steuerkante (4) und der zweiten Steuerkante (5) gleichförmig ausgebildet ist.
3. Ventil nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass ein Durchflussquerschnitt der Abflussöffnung (T) zwischen der ersten Steuerkante (4) und der zweiten Steuerkante (5) ungleichförmig ausgebildet ist.
4. Ventil nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Abflussöffnung (T) L-förmig oder T-förmig ausgebildet ist.
5. Ventil nach zumindest einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass der Ventilkolben (3) zumindest einen Kolbenbund (6) mit zumindest einer Steuerkante (7) aufweist, wobei der Kolbenbund (6) in einer definierten Ausgangslage des Ventilkolbens (3) die Abflussöffnung (T) vollständig überdeckt.
6. Ventil nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass der Ventilkolben (3) mittels einer Krafteinwirkung auf den Ventilkolben (3) bzw. mittels einer Krafteinwirkung auf den Kolbenbund (6) in der definierten Ausgangslage positioniert ist.
7. Ventil nach zumindest einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass der Ventilkolben (3) durch Beaufschlagung mit einem Steuerdruck in dem Ventilgehäuse (2) längsverschiebbar / axial verschiebbar ist.
8. Ventil nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass beim Überschreiten eines ersten Steuerdruckniveaus die zumindest eine Steuerkante (7) des Kolbenbundes (6) des Ventilkolbens (3) die erste Steuerkante (4) der Abflussöffnung (T) frei gibt.
9. Ventil nach Anspruch 7 oder 8, dadurch gekennzeichnet, dass beim Überschreiten eines zweiten Steuerdruckniveaus die zumindest eine Steuerkante (7) des Kolbenbundes (6) des Ventilkolbens (3) die zweite Steuerkante (5) der Abflussöffnung (T) frei gibt.
10. Ventil nach einem der Ansprüche 7 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass beim Vorherrschen eines dritten Steuerdruckniveaus der Ventil kolben (3) bzw. der Kolbenbund (6) des Ventilkolbens (3) an einem Endanschlag (8) am Ventilgehäuse (2) zur Anlage kommt.
1 1 . Ventil nach zumindest einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass der Ventilkolben (3) einen zweiten Kolbenbund (9) aufweist, welcher mit dem ersten Kolbenbund (6) eine Ventilkammer (10) bildet, in deren Bereich der Versor- gungsanschluss (P) und der Arbeitsanschluss (A) münden.
12. Hydraulik- bzw. Pneumatiksystem mit mindestens einer Druckmittelpumpe, einem hydraulischen bzw. pneumatischen Verbraucher und mindestens einem Ventil (1 ) nach zumindest einem der Ansprüche 1 bis 1 1 zur Ansteuerung des mindestens einen an den Arbeitsanschluss (A) des Ventils (1 ) angeschlossenen Verbrauchers.
13. Getriebe umfassend ein Ventil (1 ) nach zumindest einem der Ansprüche 1 bis 1 1 oder ein Hydraulik- bzw. Pneumatiksystem nach Anspruch 12.
14. Kraftfahrzeug umfassend ein Getriebe nach Anspruch 13.
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Families Citing this family (13)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CA2904783C (en) * 2014-11-04 2020-07-14 Cnh Industrial Canada, Ltd. Tank pressurization control for air carts
JP6685470B2 (ja) * 2017-03-30 2020-04-22 三菱電機株式会社 半導体装置およびその製造方法、ならびに電力変換装置
DE102018131094A1 (de) 2018-12-06 2020-06-10 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Ventil
DE102018131095A1 (de) 2018-12-06 2020-06-10 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Ventil und Vorrichtung zur Regelung von Drücken eines Strömungsmittels mit dem Ventil sowie Vorrichtung zur Sicherung des Ventils in dem Getriebebauteil
DE102018131097A1 (de) 2018-12-06 2020-05-14 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Vorrichtung zur Sicherung eines Druckausgleichsventils in einem Getriebebauteil, Druckausgleichsventil und Vorrichtung zur Regelung von Drücken eines Strömungsmittels in einem Fahrzeuggetriebe
DE102019108694A1 (de) 2019-04-03 2020-04-23 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Getriebevorrichtung mit einer Vorrichtung zur Regelung von Drücken
DE102019120225A1 (de) 2019-07-26 2021-01-28 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Ventil und Vorrichtung zur Regelung von Drücken eines Strömungsmittels mit dem Ventil sowie Vorrichtung zur Sicherung des Ventils in dem Getriebebauteil
DE102019120224A1 (de) 2019-07-26 2020-08-06 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Ventil und Vorrichtung zur Regelung von Drücken eines Strömungsmittels mit dem Ventil sowie Vorrichtung zur Sicherung des Ventils in dem Getriebebauteil
DE102019120226A1 (de) 2019-07-26 2020-08-06 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Ventil und Vorrichtung zur Regelung von Drücken eines Strömungsmittels mit dem Ventil sowie Vorrichtung zur Sicherung des Ventils in dem Getriebebauteil
DE102019120227A1 (de) 2019-07-26 2020-08-06 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Ventil und Vorrichtung zur Regelung von Drücken eines Strömungsmittels mit dem Ventil sowie Vorrichtung zur Sicherung des Ventils in dem Getriebebauteil
DE102019132415A1 (de) * 2019-11-29 2021-06-02 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Ventil und Vorrichtung zur Regelung von Drücken eines Strömungsmittels in einem Fahrzeuggetriebe
DE102019132416B4 (de) * 2019-11-29 2022-02-10 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Ventil und Vorrichtung zur Regelung von Drücken eines Strömungsmittels mit dem Ventil sowie Vorrichtung zur Sicherung des Ventils in dem Getriebebauteil
DE102019133669B4 (de) * 2019-12-10 2025-06-18 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Vorrichtung mit einem Bauteil und einem Ventil mit einem Ventilgehäuse des Ventils

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE1500231B1 (de) * 1964-03-16 1971-07-29 Sanders Associates Inc Hydraulische steuereinrichtung mit mitteln zum vermeiden von schwingungen der druckfluessigkeit
WO2006050684A1 (de) * 2004-11-09 2006-05-18 Luk Lamellen Und Kupplungsbau Beteiligungs Kg Ventil
EP2375083A2 (de) * 2010-04-07 2011-10-12 Aisin Seiki Kabushiki Kaisha Druckbegrenzungsventil
EP2837832A1 (de) * 2013-07-16 2015-02-18 Hitachi Construction Machinery Co., Ltd. Ablassventil

Family Cites Families (20)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US2526361A (en) * 1944-03-02 1950-10-17 Bailey Meter Co Control valve for fluid servomotors
US3472281A (en) * 1966-01-14 1969-10-14 Tokyo Seimitsu Sokuki Kk Servo valve capable of effecting quick feed operation
US3477344A (en) * 1967-05-24 1969-11-11 United Aircraft Corp Fluid mechanical hysteretic device
GB1197344A (en) * 1968-03-11 1970-07-01 Thomas William Hamilton Improvements in Pneumatic Slide Valves
JPS5439719Y2 (de) * 1973-04-06 1979-11-24
US3902526A (en) * 1974-02-11 1975-09-02 Scovill Manufacturing Co Control valve for a fluid pressure system
JPS5276733A (en) * 1975-12-23 1977-06-28 Komatsu Ltd Flow control valve
JPS6032131A (ja) * 1983-07-31 1985-02-19 Nec Home Electronics Ltd 光ピツクアツプのフオ−カス制御回路
SE451625B (sv) * 1983-10-25 1987-10-19 Atlas Copco Ab Reglerventil for hydraulsystem
WO1989005407A1 (fr) * 1987-12-02 1989-06-15 Ebara Research Co., Ltd Servovanne hydraulique
FR2651341B1 (fr) 1989-08-24 1993-12-24 Barmag Ag Regulateur de debit ou de pression.
US5327800A (en) * 1993-01-07 1994-07-12 Ford Motor Company System using vertical exhaust passage for maintaining primed condition of hydraulic circuits of an automatic transmission
DE19735820B4 (de) * 1997-08-18 2005-08-18 Daimlerchrysler Ag Schaltvorrichtung eines Wechselgetriebes mit Druckregelventilen für den Arbeitsdruck und einen Versorgungsdruck
JP3643311B2 (ja) * 2000-03-03 2005-04-27 本田技研工業株式会社 リリーフ弁構造
JP2003193819A (ja) * 2001-12-21 2003-07-09 Suzuki Motor Corp 内燃機関のオイルポンプ装置
KR100748668B1 (ko) * 2005-12-14 2007-08-10 현대자동차주식회사 자동 변속기 유압 제어시스템의 매뉴얼 밸브
DE102008042624A1 (de) * 2008-10-06 2010-04-08 Robert Bosch Gmbh Schieberventil zur hydraulischen Steuerung in einem Kraftfahrzeug-Automatikgetriebe
JP5587598B2 (ja) * 2009-12-25 2014-09-10 株式会社山田製作所 オイルポンプのリリーフバルブ
EP2964984B1 (de) * 2013-02-19 2019-03-20 BorgWarner Inc. Ventileinrichtung
US9145946B2 (en) * 2013-03-15 2015-09-29 Bell Helicopter Textron Inc. Active vibration isolation system

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE1500231B1 (de) * 1964-03-16 1971-07-29 Sanders Associates Inc Hydraulische steuereinrichtung mit mitteln zum vermeiden von schwingungen der druckfluessigkeit
WO2006050684A1 (de) * 2004-11-09 2006-05-18 Luk Lamellen Und Kupplungsbau Beteiligungs Kg Ventil
EP2375083A2 (de) * 2010-04-07 2011-10-12 Aisin Seiki Kabushiki Kaisha Druckbegrenzungsventil
EP2837832A1 (de) * 2013-07-16 2015-02-18 Hitachi Construction Machinery Co., Ltd. Ablassventil

Also Published As

Publication number Publication date
CN107810334A (zh) 2018-03-16
DE102015211599A1 (de) 2016-12-29
US20180202470A1 (en) 2018-07-19
JP6723270B2 (ja) 2020-07-15
JP2018520316A (ja) 2018-07-26
US10465720B2 (en) 2019-11-05

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