WO1997032136A1 - Lasthalte-bremsventil - Google Patents

Lasthalte-bremsventil

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Publication number
WO1997032136A1
WO1997032136A1 PCT/EP1997/000992 EP9700992W WO9732136A1 WO 1997032136 A1 WO1997032136 A1 WO 1997032136A1 EP 9700992 W EP9700992 W EP 9700992W WO 9732136 A1 WO9732136 A1 WO 9732136A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
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pilot
piston
valve
control
chamber
Prior art date
Application number
PCT/EP1997/000992
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Hubert Häussler
Ivan Hristov
Hans Staiger
Josef ZÜRCHER
Original Assignee
Beringer-Hydraulik Ag
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Beringer-Hydraulik Ag filed Critical Beringer-Hydraulik Ag
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Priority to US09/125,977 priority patent/US6098647A/en
Priority to DE59707059T priority patent/DE59707059D1/de
Priority to JP53062097A priority patent/JP3617841B2/ja
Publication of WO1997032136A1 publication Critical patent/WO1997032136A1/de

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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B13/00—Details of servomotor systems ; Valves for servomotor systems
    • F15B13/01—Locking-valves or other detent i.e. load-holding devices
    • F15B13/015—Locking-valves or other detent i.e. load-holding devices using an enclosed pilot flow valve
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B13/00—Details of servomotor systems ; Valves for servomotor systems
    • F15B2013/008—Throttling member profiles
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/40—Flow control
    • F15B2211/405—Flow control characterised by the type of flow control means or valve
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y10—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC
    • Y10T—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER US CLASSIFICATION
    • Y10T137/00—Fluid handling
    • Y10T137/2496—Self-proportioning or correlating systems
    • Y10T137/2544—Supply and exhaust type

Definitions

  • the load-holding brake valve has a ball seat valve as a pilot valve, which requires very sensitive control by the pilot piston in order to enable a steady increase in flow from the beginning and an abrupt change Avoid opening behavior.
  • the pilot piston has a piston shaft (pilot plunger) connected to its sealing surface, which is guided in the seat bore with little play.
  • the piston skirt has a sequence of several cross-sectional areas along its length. The maximum cross section follows and corresponds to the seat cross section. It essentially has very little play compared to the seat bore (pilot channel). The area with the maximum cross section is very short and can go to zero.
  • the valve tappet forms a throttle point in the seat bore (pilot channel), the throttling effect of which becomes smaller - and preferably progressively - smaller when the tappet is displaced and / or emerges from the pilot channel.
  • the throttling effect is so great that it is substantially greater than the throttling effect of the compensating throttle. From there, the throttle effect with respect to the pilot control channel decreases with increasing control path of the pilot piston and displacement of the pilot control plunger in such a way that the function of the throttle effect is constant over the displacement length of the pilot control plunger.
  • the throttle effect preferably decreases slightly at first and then decreases more and more with increasing displacement;
  • the length and cross-section of the plunger are so matched that the plunger forms a very small throttle gap with the pilot channel of the main piston at the start of opening of the pilot piston, the throttle effect of which is substantially greater than the throttling effect of the compensating throttle and then until it is reached of the minimum cross-section forms a steadily increasing throttle gap, the throttle effect of which decreases with the length of movement of the pilot tappet and control piston and preferably more and more so that the closing forces acting on the main piston decrease.
  • This is due to the special design of the throttle area with regard to its length and reached its cross section.
  • two cross-sectional designs are possible:
  • the cross-section starts from the maximum cross-section and then decreases continuously over its length to the minimum cross-section.
  • the decreasing throttle effect is achieved in that the throttle gap of the pilot tappet increases steadily with respect to the pilot channel wall, starting from the throttle spatula of the maximum cross section.
  • the cross section also starts from the maximum cross section; it then decreases over a first partial length to a cross-section that is larger than the minimum cross-section; This cross-section remains the same over a further partial length.
  • the decreasing throttle effect is achieved in that the length of the throttle gap of the throttle valve plunger, which plunges into the pilot channel, steadily decreases with the displacement of the pilot piston. Combinations of both versions are also conceivable.
  • the length of the throttle region is preferably matched to the change in the closing forces acting on the main piston. These closing forces are made up of the hydraulic forces and the spring forces acting on the main piston.
  • the pressure reduction in the pilot control chamber takes place continuously and in a defined dependence on the control pressure and the movement of the control piston caused thereby. It is avoided that the main piston leads the pilot piston or executes uncontrolled and uncontrollable movements.
  • a precisely working hydraulic follow-up system is created.
  • the main piston automatically follows the pilot piston, since the load pressure, which acts on the resulting annular surface of the main piston, pushes the main piston out of its valve seat.
  • the main piston follows the pilot piston displaced by the pilot piston, the opening cross section in the pilot valve seat will in turn narrow, so that a back pressure can build up in the pilot chamber of the main piston.
  • An equilibrium position is thus established between the control piston and the pilot piston on the one hand and the main piston on the other.
  • the advantage of this principle is that the flow force acting in the closing direction is smaller than the hydraulic opening force under all conditions due to the hydraulic force amplification achieved. This prevents pressure vibrations in the consumer port B from triggering undesired movements of the main piston. This can do that A boom on the hydraulic excavator or crane can be prevented from rocking.
  • the maximum cross section of the pilot tappet is designed relative to the cross section of the pilot channel so that the throttle cross section after opening the pilot valve seat is initially only slightly smaller than the throttle cross section of the compensating throttle, so that when the main piston is lifted from the seat, a slow pressure reduction in the pilot chamber can take place.
  • the spring-loaded main piston also acts as a check valve.
  • the small opening pressure of the check valve is made possible by a large seat area.
  • the large area ratio between the effective diameter of the valve seat and the effective diameter of the pilot valve seat means that the pilot piston does not open.
  • the invention allows a fine gradation of the various throttle points which are formed or are present in the valve.
  • the control pressure is largely independent of the load pressure to be controlled, so that a wide control range and sensitive control is made possible even with a low control pressure.
  • the design according to claim 4 ensures that the opening of the valve seat, which leads to an imprecisely definable throttling due to the size of the valve seat diameter, has no negative influence on the opening behavior of the valve.
  • a pressure relief valve for securing the load pressure is integrated in the valve housing.
  • the highest load pressure can be set in a simple manner.
  • the opening pressure of the pressure relief valve is also independent of the return pressure. This principle of the pressure relief valve ensures that there is no summation of the set pressures in a pressure relief valve connected downstream in the directional control valve.
  • the load holding and braking valve has a pilot piston with which the pilot piston is actuated hydraulically and mechanically.
  • Such hydraulic-mechanical actuation of valves occurs frequently in hydraulics, for. B. in the hydraulic actuation of control valves.
  • This hydraulic control has the disadvantage that the opening of the control valve leads to a - more or less rapid - increase in the control oil quantity. It therefore depends on the attentiveness and skill of the operator that the control valve when a desired control oil quantity is reached, ie. H. when a certain position of the hydraulically-mechanically controlled valve is reached, to keep the control valve in this position.
  • Another object of this invention is to bring this, like any other hydraulic-mechanically controlled valve, into a predetermined end position.
  • Such an embodiment results from claim 10.
  • Such metering valves can be based on a hydraulic principle of action, for. B. by metering predetermined ⁇ lmcngen, which are then fed as control oil to the control piston.
  • the locking element can be mechanically contacted with the pilot piston in any way, so that the supply of a further pilot oil flow is interrupted when a predetermined position of the pilot piston is reached.
  • a hydraulically and mechanically advantageous integration of the metering valve into the opening device results from claim 12.
  • an emergency actuation of the opening piston is desired and achieved by the Embodiment according to claim 14, 15 and 16.
  • mechanical actuation of the control piston upon failure of the control pressure and, on the other hand, complete deactivation of the controllability of the control piston are effected. Both functions can be offered for security reasons.
  • Claim 17 provides a simple way of relieving the pressure of the closing element.
  • Claim 18 describes further execution options. These designs thus on the one hand enable the control to be limited in terms of the stroke, and on the other hand the possibility of a mechanical response, in particular as an emergency function.
  • Claim 19 forms the valve according to claims 10 to 18 accordingly.
  • the fast mode can be switched on very suddenly by operating the valve when the metering valve is open.
  • operation in creep speed takes place via damping nozzles which allow the speed of the creep speed to be set.
  • the now damped operation of the control piston allows the desired end position to be reached by fine control.
  • the ratio of the overdrive range to the final gear fine control range
  • the quick reaction of the plunger remains possible despite the strong hydraulic damping.
  • a preload valve is provided which opens the connection of the control pressure channel to the control chamber and control piston when a certain control pressure is exceeded (claim 20).
  • Fig. 1 hydraulic circuit diagram for controlling a consumer in
  • Fig. 7 shows the detail of Fig. 6, but in the state of the extended
  • FIG. 8 detail of FIG. 5, but with mechanical control of the
  • Fig. 1 the hydraulic circuit diagram of a control of a consumer is shown in the sense of an adaptation of a drain flow to an inlet flow by means of a load holding brake valve.
  • the consumer 26 is connected to the inlet line 28 and the lower line 25.
  • the lowering line 25 is connected to the connection B of the load holding brake valve 1A.
  • a return line 27 leads from the load-holding brake valve 1A from the connection A to the directional control valve 31.
  • the supply line 28 also ends at the directional control valve 31.
  • the directional control valve 31 is designed as a 4-3-way valve.
  • the connection of a pump 32 and the connection of a line to the tank 33 are provided.
  • the load holding brake valve 1A is connected to the inlet line 28 via a control line 29. Furthermore, the pressure relief valve 30 is connected between the lower line 25 and the return line 27. In the switch position shown, the inlet line 28 and the return line 27 are connected to the tank 33. The consumer 26 thus remains in the current position. The connection between port B and port A of the load holding brake valve 1A is blocked.
  • the slide directional control valve 31 If the slide directional control valve 31 is moved to the right, the inlet line 28 is connected to the pump 32. The consumer 26 is now in the lowering mode. Therefore, the return line 27 is connected to the tank 33. However, the connection between the connection B and the connection A in the load holding brake valve 1A remains closed until the pressure has built up in the inlet and a control pressure sufficient via the control line 29 is present at the load holding brake valve 1A. The load holding brake valve 1A is then shifted to the right against the spring. Port B and port A in the load holding brake valve 1A are now connected to each other via a variable throttle. The volume flow thus flows out of the Senklcitung 25 to the return line 27 and in the tank 33. The load holding brake valve 1A remains in this position as long as the control pressure is constant. Every change in the inlet pressure thus has a direct effect on the opening cross-section of the load holding brake valve.
  • the pump 32 is connected to the return line 27.
  • the feed line 28 is connected to the tank 33 so that there is no pressure on the control side of the load holding brake valve 1A and the load holding brake valve 1A remains in the position shown. In this position, the consumer 26 is in the lifting mode.
  • the pump volume flow reaches the port B via the return line 27 and the check valve in the load holding brake valve 1A. From there, the oil flows through the lower line 25 to the consumer 26.
  • the pressure relief valve 30 serves to secure the load pressure in the lowering mode or when the consumer is at a standstill and is arranged between the lowering line 25 and the return line 27.
  • An additional pressure protection is usually arranged on the directional valve (not shown here).
  • the load holding brake valve has a housing 1 with a cylindrical control chamber 2.
  • the control chamber consists of, preferably aligned, chamber sections in this order: pilot chamber 15;
  • Annulus 70 which is connected (via connection B) to the lowering line 25 of the consumer 26, return space 73, which is connected (via connection A) to the return line 27 to the tank;
  • the cylindrical control chamber 2 is closed at the end by means of a control chamber plug 13.
  • the connection bores A and B open into the control chamber 2 perpendicular to the longitudinal axis of the control chamber 2.
  • the control chamber 2 has a valve seat 5.
  • the valve seat 5 is fixed in place on the valve housing 1 and separates the annular space 70 from the return space 73.
  • a main piston 3 is movably guided.
  • the main piston 3 has a thinner collar with a conical sealing surface 4 which interacts with the valve seat 5.
  • the main piston 3 has an end collar 42 on the side facing away from the valve seat 5 and facing the connection bore B.
  • the end collar 42 hal has a larger diameter than the above-mentioned collar and is sealingly guided in the control chamber 2, so that the main piston 3 is axially movable. Due to the design as a stepped piston, the main piston 3 forms the annular space 70, which is connected to the lowering line 25 via connection B. The annular space 70 is connected to the return space, the connection B and the tank 33 by lifting the main piston 3 from the valve seat 5.
  • the area of the control chamber 2 between the thick end collar 42 of the main piston 3 and the plug chamber plug 13 is referred to as pilot chamber 15.
  • This Vorstcuerraum 15 serves to receive a spring 12A (not shown), which is clamped between the control chamber plug 13 and the main piston 3.
  • the annular space 70 is connected to the pilot control space 15 via the throttle 14.
  • the throttle 14 can - as shown - be arranged axially parallel in the thicker piston collar, but also in the valve housing.
  • the main piston 3 is penetrated concentrically by a pilot channel 34, which connects the pilot chamber 15 to the return chamber 73.
  • the main piston 3 has a step bore 71 which is arranged concentrically with respect to the pilot chamber 15.
  • the step 72 designated as pilot channel 34 with a smaller diameter starts from the bottom 72 of the first step.
  • the pilot valve seat 6 is formed on the base 72 between the stage 71 and the pilot channel 34.
  • pilot piston 8 is guided with its piston shaft, the pilot plunger 9, in the pilot channel 34 with play. Pilot piston 8 and pilot plunger 9 are made from one or two pieces.
  • the pilot plunger 9 has a smaller diameter than the pilot piston 8 protruding from the pilot duct 34.
  • the pilot piston 8 has at its end, which is connected to the pilot plunger 9, a sealing surface 7 which acts under the force of the pilot spring 12 (closing spring) the pilot valve seat 6.
  • the smaller truncated cone surface corresponds essentially to the cross section of the pilot channel 34 and the adjoining area of the pilot valve tappet 9.
  • the pilot tappet 9 has a plurality of diameter areas or cross-sectional areas over its length.
  • a small groove adjoins the conical seat as an undercut.
  • the groove runs in the circumferential direction and for essentially technical reasons.
  • a very short area of large cross-section ( cross-sectional area) of the pilot piston 8 adjoins the groove. This area is cylindrical and, with little play, has a diameter which corresponds to the diameter of the pilot channel 34 and the smaller sealing surface 7. Its length can go to zero so that it only represents the beginning of the following range.
  • the very short area of large cross-section is followed by an area with a decreasing throttling effect.
  • the throttling effect which decreases with the tappet movement is achieved in that the cross section of this area - starting from the maximum cross section - is continuously reduced at least over a partial length and / or that the part of this partial length which is immersed in the pilot channel changes when the Input ram shortened.
  • Another part of this area can have a constant cross-section, which is, however, larger than the cross-section of the following area with the smallest cross-section.
  • the decreasing throttling effect results from the fact that with the tappet movement the area with a decreasing cross-section emerges from the pilot channel into the pilot chamber.
  • the part length of the pilot tappet 9 immersed in the pilot channel 34 changes and has a constant cross section.
  • the change in the throttling effect in this area of the pilot tappet 9 thus takes place by changing the throttle cross section and / or the throttle length, which plunges into the pilot channel 34 and is guided therein.
  • This means that the area with a decreasing cross section or decreasing throttling effect may not be longer than the pilot channel 34.
  • the length depends in particular on the desired opening behavior in relation to the control pressure.
  • the area can be made cylindrical with the diameter of the preceding area and chamfers or on the cylinder jacket Make grooves that start from the largest cross section and end on the smaller, constant cross section. Flow and production engineering favorable designs of the area with decreasing cross-section are described with reference to Figures 3a and 3b.
  • the end of the pilot plunger 9 (piston skirt) has a smallest cross section, which essentially corresponds to the smallest cross section of the area with a decreasing cross section. This end area is only partially within the pilot channel 34. It extends beyond the length of the pilot channel 34 and protrudes with its end into the return chamber 73 of the control chamber 2.
  • the pilot tappet 9 has a circumferential Frcisiich groove 35 following the sealing surface 7. This is followed by a cylindrical area, the diameter of which corresponds to the diameter of the pilot channel with play (area with the largest cross-section, area with the maximum cross-section).
  • the "area 143 with decreasing throttling effect" begins at a short distance from the undercut.
  • the entire area 143 can have a decreasing cross section and can be designed as a rotating body with a straight or preferably parabolic or hyperbolic surface line.
  • Fig. 3a the decreasing throttling effect of the area 143 on the first part length 144 is shown by a decreasing cross section of the tappet reached.
  • the ram is weakly conical over this part length, ie: formed as a truncated ball.
  • the large conical surface corresponds to the cross section of the preceding area with the largest cross section.
  • the small conical surface corresponds to the cross section of the subsequent partial length 145, which has a constant cross section.
  • This partial length 145 produces only a slight throttling effect in the pilot channel, which decreases steadily with the appearance of this partial length from the pilot channel.
  • This partial length is therefore only of minor importance for the function of the valve. Their length can therefore go to zero.
  • An area 146 with the smallest cross section adjoins the partial length 145 with a constant cross section. It should be emphasized that this smallest cross section is in any case smaller than the cross section of the preceding part length 145 with a constant cross section. In any case, the boundary between the two cross-sectional areas lies in the pilot channel when the pilot valve is closed. The area with the smallest cross-section protrudes from the pilot channel into the return space.
  • Area with decreasing throttling effect in the axial direction has a plurality of throttle grooves 10 which, with the wall of the pilot channel 34, the throttle place 36.
  • the throttle grooves 10 In the region with a decreasing cross-section, the throttle grooves 10 have a depth that increases steadily and - preferably progressively - towards the free end of the pilot tappet 9 (partial length with a decreasing cross-section). Then they maintain the maximum depth reached (partial length with constant cross-section).
  • the area with the smallest cross section also follows here. This area is again cylindrical. The diameter can essentially correspond to the diameter of the deepest groove base of the throttle grooves 10.
  • the throttle grooves 10 can be replaced by flats or notches, which are introduced axially or in a helical manner on the pilot tappet 9. Instead of or next to the depth, the width of the throttle grooves 10 can be changed. This is especially true in the initial area of the grooves, i. H. : in the area with decreasing throttling effect.
  • the pilot tappet 9 opens by the sealing surface 7 lifting off the pilot valve seat 6.
  • the volume flow remains strongly throttled, this throttling effect, in comparison to the pilot throttle 14, determining the pressure drop in the pilot chamber and thus the opening behavior of the main piston.
  • the area of the largest tappet cross section emerges from the pilot channel 34 and therefore continuously reduces its throttling effect.
  • the throttling effect is now determined by the area with decreasing throttling, ie: first by the decreasing cross section of the pilot tappet 9 emerging from the pilot channel 34.
  • the depth of the throttle grooves increases (Fig.
  • a separator 17 separates the return space 73 from the axially aligned control bore 43.
  • the control bore 43 is closed on the other end by the plug 22.
  • a control piston 20 (guide collar) is sealingly guided in the control bore 43.
  • the control piston 20 divides the bore 43 into the control chamber 21 and the spring chamber adjacent to the separating web 17.
  • the plug 22 has a connection bore X through which the control chamber 21 is connected to the control line 29 (FIG. 1).
  • the control piston 20 has an control shaft 16, 19, which consists of a thicker part 19 and a thinner part 16. The thinner part 16 of the control shaft penetrates the separating web 17 and is guided in the separating web in the guide bore 74 in a sealing manner (seal 18 or a sealing gap).
  • the opening piston 20 is pressed into its starting position by a opening spring 24 designed as a compression spring, which is arranged in the spring chamber 43 and is supported on the separating web, when there is no control pressure in the opening chamber 21.
  • the spring chamber 43 is relieved of pressure by means of the leak oil hole L.
  • the opening spring 24 is formed by one or more springs 46, 47 connected in parallel (see FIG. 4).
  • the thicker area 19 of the control shaft 19 forms an end face 48 compared to the thinner area 16.
  • This end face serves as a stop face 48 for mechanically limiting the stroke of the control piston 20 by coming into contact with the separating web 17.
  • the guide collar of the plunger 20 has an end face 45 which is acted upon by a control pressure, the effective area c of which is greater than 50: 1, preferably greater than 100: 1, relative to the effective area of the pilot control valve 6.
  • the ratio of the end face 45 on the guide collar to the end face 44 on the opening end 16 is greater than 30: 1, in particular greater than 60: 1.
  • control pressure remains largely independent of the load pressure.
  • control pressure also remains largely independent of the return pressure.
  • the pressure relief of the spring chamber 43 in the region of the control spring 24 thus enables an exactly predetermined force curve acting on the control piston 20 and dependent on the build-up of the control pressure.
  • the course of the throttle cross-section on the pilot tappet is designed such that a displacement movement of the pilot piston 8 impressed by the control piston 20 in the opening direction is only possible with increasing hydraulic force on the control piston 20 for the lifting operation.
  • the ratio of the effective areas of the main piston 3 and pilot piston 8 is designed such that no relative movement between the main piston 3 and pilot piston 8 in the sense of an opening of the pilot valve seat 6 can be carried out.
  • the load pressure of the consumer is present in the connection bore B and the annular space 70.
  • the pilot control chamber 15 is connected to the annular chamber 70 via the throttle 14.
  • the load pressure acts on the active surface of the thicker end collar 42 of the main piston 3.
  • the main piston 3 with its sealing surface 4 is pressed hydraulically against the valve seat 5 by the spring 12.
  • the pilot piston 8 is acted upon by the load pressure and the spring force of the spring 12; it is held with its sealing surface 7 on the pilot valve seat 6.
  • the connection from B to A is thus blocked leak-free.
  • the directional control valve 31 (FIG. 1) connects the consumer 26 via the inlet 28 to the pump and via the return line 27 to the tank.
  • the load holding brake valve is connected to the pump via the control line 29 and the connection bore X via the inlet 28.
  • the pressure which can be changed by the directional control valve acts as a control pressure on the control piston 20.
  • the control piston 20 is displaced towards the separating web 17 against the control spring 24 until the spring force and control force are in equilibrium.
  • the pilot shaft 16 abuts the free end of the pilot valve 9 of the pilot piston 8 with its end face 44 and displaces the pilot valve 9 - in absolute terms - by a distance that is proportional to the pilot pressure.
  • the sealing surface 7 of the pilot piston 8 is lifted out of the pilot valve seat 6. This creates the connection between the return chamber 73 and the pilot chamber 15, the throttle effect of which depends on the design of the pilot plunger 9 and the length of the plunger path or control path or the level of the control pressure. At a low pilot pressure, ie: as long as the area of the pilot stroke 9 with the largest cross-section is inside the pilot channel 34, this connection is throttled very strongly. When opened further, however, the throttling effect becomes less than the throttling effect of the compensating throttle 14 in the main piston.
  • the area of the pilot tappet 9 with a decreasing cross section emerges further from the pilot channel 34 and the pilot valve seat 6.
  • the pilot channel 34 is thus opened further, i. h .: the throttling effect of the pilot tappet 9 is further reduced.
  • An increasing volume flow flows from the pilot chamber 15 past the pilot plunger 9, e.g. B. through the arranged in the pilot tappet 9 throttle grooves 10, in the return chamber 73.
  • a progressive opening behavior of the pilot piston 8 is achieved, which is clearly defined by the size of the control pressure.
  • the length and throttle effect of the throttle area of the pilot tappet 9 are matched to the spring forces and hydraulic forces on the main piston 3.
  • the main piston 3 immediately and evenly follows each movement of the control piston 20 and the pilot piston 8 and pilot piston 9.
  • the design of the main piston 3 in connection with the valve seat 5 also has the advantage that the flow acting in the closing direction always counteracts a hydraulic opening force that is greater than the flow forces in any position. The effects of possible pressure vibrations in port B on the main piston 3 are thus avoided.
  • control piston 20 Since the control piston 20 has a large effective area in relation to the pilot valve seat 6, the control pressure is essentially independent of the load pressure.
  • the ratio between the effective area of the control piston 20 and the effective area of the pilot valve seat is greater than 50: 1, preferably greater than 100: 1.
  • the control piston 20 has a ratio of its end faces 45 and 44, which is preferably greater than 30: 1. The pilot pressure is thus largely independent of the return pressure.
  • connection A is connected to the pump 32.
  • the pump pressure picks up in the return chamber 73 on the valve seat 5, and lifts the main piston 3 against the spring force (spring 12 and possibly spring 12A) and opens the valve seat 5.
  • the load is lifted. Due to the large difference between the effective area of the valve seat 5 and the The active surface of the pilot valve seat 6 will move the main piston 3 together with the pilot piston 8 in this check valve function. Due to the large area of the valve seat 4 on the main piston 3, only minor throttling losses occur at the valve seat.
  • the compensating throttle 14 and the pre-throttle bore 41 can also be replaced by nozzles, so that a pressure-independent pressure reduction can take place.
  • a pressure limiting valve for load securing can be integrated into the load holding brake valve. This is shown and described with reference to FIG. 4.
  • FIG. 4 The embodiment of FIG. 4 with respect to the control chamber 2 and control bore 43 as well as the valve function is identical to the valve Lasthalte ⁇ Fig. 2. Therefore, aul "is the description there Referring and only the differences noted.
  • the preliminary piston 8 and the main piston 3 are advantageously clamped only with the spring 12, which is supported on the valve housing.
  • the main piston 3 is moved axially essentially by hydraulic forces.
  • the pilot piston 8 has a guide shaft 37 which is guided in the stepped bore 71 of the main piston 3 in a sealing manner.
  • a pre-chamber 40 to the pre-control chamber 15 is thus formed between the pilot valve seat 6 and the guide shaft 37 concentrically with the control piston 8.
  • the pre-chamber 40 is connected to the pilot room 15 via a pre-throttle 41.
  • the throttle cross section of the pre-throttle 41 can be made larger, equal to or smaller than the throttle cross section of the compensating throttle 14.
  • Pilot piston 8 has the advantage that the pressure reduction in the pilot chamber 15 takes place over two stages which have a fixed throttle cross section.
  • the pre-throttle bore 41 has the effect that a higher closing force acts on the pilot piston 8 when the Lasi réelle increases.
  • the higher closing force means that the throttle cross section in the pilot channel (throttle position 36 in FIG. 3) is also reduced due to the axial displacement and thus the main piston 3 increasingly closes due to the follow-up control.
  • This system is particularly advantageous in the case of an open circuit.
  • a control pressure on the control piston 19 is predetermined, which is independent of the pump pressure and independent of the inlet pressure, eg. B. is also permanently adjustable.
  • a pressure limiting valve 30 is integrated in the valve housing 1.
  • the pressure limiting valve 30 is designed as a check valve with permeability from the load side (annular space 70) to the tank scite (return space 73).
  • the pressure-limiting piston 55 has only a very small area acting in the opening direction. This is achieved in that the pressure-limiting piston 55 has a shaft which penetrates the load chamber 53 and forms it as an annular space; that the load chamber 53 is delimited on the one hand by the piston 55 with a check valve seat 54 and on the other hand by an end collar 62 attached to the shaft, and that the check valve seat 54 has only a slightly larger hydraulic effective area than that on End collar 62 fastened to the shaft.
  • a blind hole 50 is made on the end side of the valve housing 1 on the side of the control chamber.
  • the blind bore 50 is connected to the annular space (load chamber) 70 by means of an overload bore 49 and to the return chamber 73 via the return bore 60.
  • the plug 51 (bushing) is screwed into the blind hole 50.
  • An inner bore 52 is made in the center of the stopper 51, which is open toward the blind hole and forms the check valve seat 54 with its end.
  • the check valve seat 54 lies between the overload bore 49 and the return bore 60.
  • the inner bore 52 is connected to the overload chamber 49 via the radial bores 53 and a recess 76 on the plug 51.
  • the overload chamber 49 and the return chamber 60 are arranged between the bore 68 and the inner bore 52 of the valve housing of the pressure relief valve 30.
  • the spring-loaded pressure-limiting piston 55 of the pressure-limiting valve 30 has a sealing surface 56, which bears against the check valve seat 54 under the biasing force of a compression spring 57, 66 and seals the radial bore 53 with respect to the return chamber 73.
  • the pressure-limiting piston 55 has an end collar 62, 63 on both sides.
  • the piston switch penetrates the radial bore 53 and has an end collar 62 at its end. This end collar 62 is sealingly guided in the inner bore 52 (seal 79), the end face 64 of which is somewhat smaller than the cross section of the check valve seat 54 of the piston.
  • the end collar 63 attaches to the pressure limiting piston 55 and - with a tapered end part - is guided in the end wall and guide bore 77 with a seal 61 and projects into the bore 68.
  • the inner bore 52, that is adjacent to the overload bore 49 and its end collar 62 are loaded with the pressure of the return chamber 73.
  • a relief channel 81 is used for this purpose, which is designed as a longitudinal bore in the axis of the piston and which connects the return chamber 73 to the end space on the end collar 62 by means of a radial branch channel 80.
  • the cross-section of this end space and of the end collar 62 is slightly smaller than the seat surface 54 of the check valve seat 54.
  • the active surface which is effective in the opening direction at load pressure, corresponds to this difference.
  • the bore 68 is connected to the control bore 43 (spring chamber) and the leak oil bore L through the relief bore 69 for pressure relief.
  • the thinner end collar 63 projecting into the bore 68 is of the same size with respect to its hydraulically effective cross-section (end face 65) as the above-mentioned active surface in the opening direction, ie: difference between the valve seat surface 54 and the cross section of the inner bore 52 with end collar 62.
  • the piston 55 of the pressure relief valve 30 is loaded with two pressure springs connected in parallel in the closing direction; one compression spring 57 is clamped in the return chamber against the piston shoulder 58 and the other compression spring 66 in the pressure-relieved end chamber against the piston skirt with end collar 63. To adjust the laser safety pressure, the plug 51 is screwed more or less deeply into the blind hole.
  • the load pressure is present in the inner bore 52 against the sealing surface 56 of the valve seat 56.
  • the pressure-limiting piston 55 is axially displaced against the springs 57 and 66.
  • the sealing surface 56 rises from the check valve seat 54 and the pressure relief valve 30 opens.
  • the oil can now flow from the overload bore 49 through the open valve seat 54 to the return bore 60 stream.
  • the annular space 70 and the return chamber 73 are connected to the main piston 3 bypassing the valve seat when the load pressure exceeds a preset limit value.
  • the limit value (load-securing pressure) is specified by the two pressure springs 66 and 57 connected in parallel in series.
  • This exemplary embodiment of a pressure limiting valve is particularly suitable for the load securing function in the load holding brake valve. Since there is a downstream pressure relief valve in the directional control valve in the usual circuits, this does not lead to a summation of the set pressures.
  • FIGS. 5 to 10 show a possibility of hydraulic stroke limitation of a pilot operated valve.
  • This hydraulic stroke limitation can be applied to all hydraulically pilot-controlled valves in which a pilot valve is provided for actuating a valve piston.
  • the hydraulic stroke limitation is illustrated on a load holding brake valve, as described in FIGS. 1 to 4. 5 is similar to the switching piano according to FIG. 1. Reference is made in full to the description of FIGS. 1 to 4. 3, 4 is not shown here.
  • the load holding brake valve is supplemented by a metering valve 84 in the control of the control piston 20 via the control connection X.
  • a metering valve 84 is used for this control.
  • the metering valve 84 is shown in detail in FIG. 6 and is described with reference to FIG. 6.
  • the metering valve 84 is located in the cover 22, which delimits the opening chamber 21.
  • the cover 22 is flanged to the valve housing 1 of the load-holding brake valve in a pressure-tight manner by means of a seal 121.
  • the metering chamber with valve seat 109 of the metering valve 84 is movably guided and positionable relative to the control chamber 21. For this purpose, e.g. B.
  • valve seat 109 of the metering valve 84 is formed on a locking piston 119, which closes the metering valve chamber 102 from the control chamber 21 in the rest and which is guided and positioned in the metering valve chamber 102 parallel to the control piston in a sealing manner.
  • This longitudinal bore is provided with a thread 105 at its end which faces away from the load holding brake valve. On its remaining length (connection step 104) it has a larger diameter.
  • An adjusting spindle 106 is screwed into the thread 105 and clamped pressure-tight with a counter sealing nut 113.
  • the adjusting spindle 106 forms with the longitudinal bore 104,
  • connection stage 104 an annular space in the area of the connection stage 104.
  • the control line opens into this connection stage 104.
  • a filter 116 and a nozzle 117 are switched into the control line X.
  • the annular space is closed off on the side facing the load-holding brake valve by a guide collar 119 which is firmly connected to the end of the adjusting spindle 106 and which is in the guide step 103 of the longitudinal bore 102 by means of seals designed as an O-ring 120 is guided sealing.
  • Central duct 108 is closed in a pressure-tight manner by a stopper 12. At the end of the central channel 108, which faces the load-holding brake valve, the central channel 108 opens into the control chamber 21 with a valve opening channel 107.
  • the metering valve with the closing element 110 and a shaft 118 is located in front of the valve oil channel 107 Closing element 110 is a ball here.
  • the shaft 118 is supported on the one hand on the closing element 110 and is preferably firmly connected to the control piston 20.
  • the shaft 118 penetrates the valve opening channel 107 with great play and projects into the Aufsieuerhunt 21, where it rests on the front side of the control piston 20, which delimits the control chamber 21 on the other side.
  • the central channel 108 together with the smaller diameter opening channel 107, forms a conical or dome-shaped annular valve seat 109, on which the closing element 110 fits.
  • the closing element 110 is guided with play in the central channel 108. It is pressed by a spring 111 in the direction of the control piston 20 in such a way that it is supported by the shaft 118 on the end face of the control piston 20. In the depressurized state of the control chamber 21, the control piston 20 bears against the cover 22 in which the metering valve is located under the force of the springs 46, 47. In this position, the shaft 118 supports the closing element 110 so far from the valve seat 109 that there is space for a radial channel 114 which connects the bore 102 and the control channel X opening into it via the connecting step 104 with the central channel 108.
  • control pressure When the control port x is subjected to control pressure, the control pressure propagates in the connection stage 104 and the radial channel 114 into the central channel 108. Since the closing element 110 has a large play in relation to the walls of the central channel 108, the control pressure is on both sides of the closing element 110. The oil flow then passes through valve opening 107 into the opening space 21.
  • the closing element 110 and the shaft 118 of the closing element are pressed by the spring 111 in the direction of the control piston 20, so that the shaft 118 and the locking element 110 the opening movement of the opening participate in the control piston.
  • the closing element 110 which is designed here as a ball, comes to the end of the central channel 108 and comes into contact with the valve seat 109 of the valve opening. As a result, the valve opening 107 is closed and the opening movement of the opening piston 20 is ended.
  • FIG. 7 This state of the hydraulic stroke limitation of the control valve is shown in FIG. 7, to which the description of FIG. 6 also applies.
  • the closing element 110 preferably lies on the seat 109 without leakage.
  • control piston 20 moves under the load of the springs 46, 47 to its stop, ie. H. the lid 22 back.
  • FIGS. 9 and 10 show a further embodiment of the metering valve for actuating the control piston 20.
  • the description of the metering valve reference is made to the description of FIGS. 5 to 8.
  • the following three elements are shown here, which are only for can be used together or in combination with two or three with the metering valve:
  • Dosing bypass A dosing bypass duct 126 branches off from the annular duct 104, to which the control pressure can be applied, via a damping nozzle 125. This metering bypass channel 126 continues in a branch channel 127 which opens into the control chamber 21. If necessary, a further damping nozzle 128 can be arranged in the branch channel 127.
  • control chamber 21 is also acted upon by the control pressure when the closing element 110 closes the valve seat 109.
  • the closing element 110 closes the valve seat 109.
  • the metering valve When the metering bypass is used, the metering valve effects an unhindered, rapid actuation of the control piston 20 in the first control area.
  • the metering valve causes the main valve to respond quickly, ie the load holding brake valve in lowering mode.
  • This quick control range is ended when the metering valve prevents the control oil from flowing in through valve opening 107 (hydraulic stroke limitation of the quick control range).
  • the control chamber is only heavily throttled with control oil via the bypass. The acceleration reduction is slowed down accordingly. In this state, only the metering bypass 127 remains effective, so that the load holding brake valve can be operated sensitively.
  • Total control range can be set.
  • the use of the less throttling metering valve also enables a rapid return movement of the control piston 20, since the two damping nozzles 125, 128 in the metering bypass 126 are bypassed through the valve opening 107.
  • a tank bypass channel 137 branches off from the metering bypass and connects the metering bypass to tank channel 138.
  • a bypass nozzle 132 and a bypass check valve with ball 133 and spring 134 are arranged in the tank bypass channel 137. The check valve prevents the backflow in the metering bypass 126 from the leakage oil seal L via the nozzle 132 to the connecting bore.
  • the pressure in the connecting bore 126 opens the ball 133 of the bypass check valve. As a result, part of the control oil flows through the bypass nozzle 132 and the bypass channel to the tank. This creates a flow and pressure division in the metering valve. This dampens pressure vibrations. The strength of the damping can be determined by the size of the bypass nozzle 132.
  • a pretensioning bypass 129, 131 branches off from the annular space 104, which is loaded with the control pressure.
  • a preload valve pressure relief valve 130
  • the preload valve has, as is known, a spring-loaded check valve which is opened by the pressure in the annular channel 104 and establishes a connection with the control chamber 21.
  • control oil thus flows quickly and directly into the control chamber 21. There is a rapid reaction of the control element in the sense of an opening of the load holding brake valve for lowering the load.
  • the metering valve can be used on its own, but also in combination with one or more elements a, b and c, for other control tasks which involve a control piston through which a hydraulic current flows is controlled to be hydraulically controlled and adjusted by a control pressure, in particular to be adjusted against the force of a return spring.

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Abstract

Ein hydraulisch steuerbares Ventil für doppelwirkende Verbraucher, das im Senkbetrieb einen Lastvolumenstrom von Anschluß B nach Anschluß A gedrosselt abläßt. Hierzu weist das Ventil einen Ventilsitz (5) auf, der mit einer Dichtfläche (4) eines Hauptkolbens (3) kommuniziert. Konzentrisch im Hauptkolben (3) ist ein Vorsteuerkolben (8) geführt, der mit einer Dichtfläche (7) zu einem Vorsteuerventilsitz (6) im Hauptkolben kommuniziert, wobei der Hauptkolben (3) und der Vorsteuerkolben (8) durch den Lastdruck und/oder durch Federkraft auf den Ventilsitz (5) bzw. Vorsteuerventilsitz (6) gehalten werden. Der Vorsteuerkolben (8) weist auf der druckentlasteten Seite einen in einer Sitzbohrung geführten Kolbenschaft (9) mit kontinuierlich abnehmender Drosselwirkung, insbesondere Drosselnuten (10) auf, die eine Drosselstelle bilden. Bei hydraulischer Ansteuerung ist der Vorsteuerkolben (8) mittels eines Aufsteuerkolbens (20) axial verschiebbar, so daß das Vorsteuerventil (5, 6) öffnet und ein Lastvolumenstrom aus einem die Federn aufnehmenden Vorsteuerraum (15) über die Drosselstelle abfließt. Der dadurch bedingte Lastdruckabbau bewirkt ein axiales Verschieben des Hauptkolbens (3) und Öffnen des Ventilsitzes. Eine zusätzliche Dämpfungsventilanordnung reduziert auftretende Schwingungen der Last. Ein vom Rücklaufdruck unabhängiges Druckbegrenzungsventil ist im Lasthalte-Bremsventil-Gehäuse integriert.

Description

BESCHREIBUNG
Lasthalte-Bremsventil
Die Erfindung betrifft ein hydraulisch steuerbares Lasthalte-Bremsventil für doppeltwirkende Verbraucher gemäß Oberbegriff von Anspruch 1.
Dieses Ventile ist bekannt durch die CH-PS 54 30 28. Das Lasthalte-Brems- ventil weist als Vorsteuerventil ein Kugelsitzventil auf, das einer sehr feinfühligen Steuerung durch den Aufsteuerkolben bedarf, um eine von Beginn an gleichmäßige Durchflußzunahme zu ermöglichen und ein sprung¬ haftes Öffnungsverhalten zu vermeiden.
Es ist deshalb die Aufgabe der Erfindung, ein Lasthalte-Bremsventil der o. g. Gattung so auszuführen, daß eine sehr feinfühlige Druckentlastung des Hauptkolbens ohne einen sprungartigen Volumenstromanstieg erfolgt. Damit ein progressives Öffnungsverhalten des Ventils erreicht wird, muß der Abbau des Lastvolumenstroms sehr gleichmäßig und stetig erfolgen.
Unter einem progressiven Öffnungsverhalten wird hier verstanden, daß die Öffnung im wesentlichen proportional dem Steuerdruck ist, daß jedenfalls aber eine definierte, ruck- und stoßfreie Abhängigkeit zwischen Öffnungs¬ querschnitt und Steuerdruck (d. h.: die 1. und 2. Ableitung der Funktion: "Öffnung des Ventils über dem Steuerdruck" sind für jede Veränderung des Steuerdrucks endlich und stetig).
Diese Aufgabe wird durch ein Lasthalte-Bremsventil mit den Merkmalen gemäß Anspruch 1 gelöst. Hierbei besitzt der Vorsteuerkolben im Anschluß an seine Dichtfläche einen Kolbenschaft (Vorsteuerstößel), der mit geringem Spiel in der Sitzbohrung geführt wird. Der Kolbenschaft weist über seine Länge eine Folge mehrerer Querschnittsbereiche auf. Der Maximalquerschnitt folgt und entspricht dem Sitzquerschnitt. Er weist im wesentlichen ein sehr geringes Spiel gegenüber der Sitzbohrung (Vorsteuerkanal) auf. Der Bereich mit Maximalquerschnitt ist sehr kurz und kann gegen Null gehen.
Daran schließt sich der Drosselbereich an. Durch ihn bildet der Ventilstößel in der Sitzbohrung (Vorsteuerkanal) eine Drosselstelle, deren Drosselwirkung beim Verschieben des Stößels und/oder dem dadurch bewirkten Auftauchen aus dem Vorsteuerkanal stetig - und vorzugsweise progressiv - kleiner wird. An einer Stelle des Drosselbereichs, vorzugsweise bereits kurz nach dem Abheben des Vorsteuerkolbens von seinem Sitz, ist die Drosselwirkung so groß, daß sie wesentlich größer ist als die Drosselwirkung der Ausgleichs¬ drossel. Von dort aus nimmt die Drossel Wirkung gegenüber dem Vorsteuer¬ kanal mit zunehmendem Aufsteuerweg des Aufsteuerkolbens und Verschie¬ bung des Vorsteuerstößels derart ab, daß die Funktion der Drosselwirkung über die Verschiebelänge des Vorsteuerslößels stetig ist. Vorzugsweise nimmt die Drossel Wirkung zunächst geringfügig und sodann mit zunehmendem Verschiebeweg immer stärker ab; Länge und Querschnitt des Stößeis sind also derart abgestimmt, daß der Stößel mit dem Vorsteuerkanal des Haupt¬ kolbens bei Öffnungsbeginn des Vorstcuerkolbens einen sehr kleinen Dros¬ selspalt bildet, dessen Drossel Wirkung wesentlich größer als die Drossel- Wirkung der Ausgleichsdrossel ist und sodann bis zum Erreichen des Min¬ destquerschnitts einen stetig größer werdenden Drosselspalt bildet, dessen Drossel Wirkung mit der Bewegungslänge des Vorsteuerstößels und Aufsteuerkolbcns stetig und vorzugsweise immer stärker abnimmt, so daß die auf den Hauptkolben einwirkenden Schließkräfte abnehmen. Dies wird durch die besondere Ausbildung des Drosselbcreichs hinsichtlich seiner Länge und seines Querschnitts erreicht. Insbesondere sind zwei Gestaltungen des Quer¬ schnitts möglich:
Bei der ersten Ausgestaltung geht der Querschnitt von dem Maximalquer¬ schnitt aus und nimmt sodann über seine Länge bis auf den Mindestquer¬ schnitt stetig ab. Hierbei wird die abnehmende Drossel Wirkung dadurch erreicht, daß der Drosselspalt des Vorsteuerstößels gegenüber der Vorsteuer- kanaiwandung, ausgehend von dem Drosselspatt des Maximalquerschnitts, stetig zunimmt.
Bei der zweiten Ausgestaltung geht der Querschnitt ebenfalls von dem Maxi¬ malquerschnitt aus; er nimmt sodann über eine erste Teillänge bis auf einen Querschnitt ab, der größer ist als der Mindestquerschnitt; über eine weitere Teillänge bleibt dieser Querschnitt gleich. Hierbei wird die abnehmende Drossel Wirkung dadurch erreicht, daß die in den Vorsteuerkanal eintauchende Länge des Drossclspalts des Vorstcuerstößels mit Verschiebung des Vor¬ steuerstößels stetig abnimmt. Auch Kombinationen beider Ausführungen sind denkbar.
Die stetige Verminderung des Querschnitts des Stößels im Drosselbereich d. h.: die Abnahme der Drossel Wirkung des Stößels gegenüber dem Vorsteuer¬ kanal kann z.B. dadurch erreicht werden, daß der Stößel in dem Bereich mit vermindertem Querschnitt ein Drehkörper ist, dessen Durchmesser sich über seine Länge schwach konisch oder - vorzugsweise • progressiv, d.h.: parabolisch oder hyperbolisch vermindert. Ebenso wäre es möglich, den Bereich mit sich verminderndem Querschnitt zylindrisch mit dem Durchmesser des Bereichs mit maximalem Querschnitt auszubilden, in dem Bereich des sich vermindernden Querschnittes jedoch eine Anfasung oder Abflachung oder axiaigerichtete Drosseln en variabler Tiefe und Breite vorzusehen, die von dem Bereich mit maximalem Querschnitt ausgehen und auf den Umfang des Bereichs mit geringstem Querschnitt auslaufen. Zur Erzielung einer progressiven Querschnittsverminderung kann dabei die Tiefe zusätzlich oder alternativ jedoch auch die Breite dieser Anfasungen oder Drosselnuten parabolisch oder hyperbolisch zunehmen.
Vorzugsweise ist die Länge des Drosselbereichs auf die Veränderung der auf den Hauptkolben einwirkenden Schließkräfte abgestimmt. Diese Schließkräfte setzen sich zusammen aus den hydraulischen Kräften und den auf den Hauptkolben einwirkenden Federkräften.
Diese Abstimmung geschieht derart, daß der Stößel mit dem Vorsteuerkanal des Hauptkolbens bei Öffnungsbeginn des Vorsteuerkolbens einen sehr kleinen Drosselspalt bildet, dessen Drosselwirkung größer als die Drosselwir¬ kung der Ausgleichsdrossel ist und sodann bis zum Erreichen des Min¬ destquerschnitts einen stetig größer werdenden Drosselspalt bildet, wobei die Drosselwirkung mit der Bewegungslänge des Vorsteuerstößels und Aufsteuer¬ kolbens stärker abnimmt als die auf den Aufsteuerkolben einwirkenden Schließkräfte zunehmen. In der Ausgestaltung des Ventils mit einer direkt auf den Hauptkolben wirkenden Feder ist also die Länge des Drosselbereichs umgekehrt proportional zur Federsteiiigkeit der auf den Hauptkolben im Schließsinne einwirkenden Federn. Durch diese Ausbildung wird erreicht, daß nach dem Öffnen des Vorsteucrvcntils der Druckabbau im Vorsteuer¬ raum langsam einsetzt und abhängig von der Länge des Stößels und der Bewegungslänge des Aufsteuerkolbcns bzw. Vorsteuer-Stößels einerseits und der hydraulisch wirksamen Ausbildung des Hauptkolbens und der Feder¬ steiiigkeit der Federn, die den Hauptkolben in Schließrichtung drücken, andererseits. Je größer die Federsteiiigkeit dieser Federn ist, desto kürzer ist der Stößel und sein Drosselbcrcich. Mit anderen Worten: Je stärker die Federkraft auf den Hauptkolben beim Öffnen zunimmt, desto stärker muß bei der Bewegung des Vorsteuerstößels dessen Drosselwirkung in dem Vorsteuerkanal abnehmen.
Dadurch ergibt sich bei jedem Aufsteuerdruck eine stabile Gleichgewichtstage des Hauptkolbens. Somit wird auch ein plötzliches, ruckweises und sprung¬ haftes Öffnen oder Bewegen des Lasthalte-Bremsventilkolbens verhindert. Die Öffnungscharakteristik und Abstimmung der Stößellänge einerseits und der Federn andererseits verhindern zudem die Anregung von Schwingungen an den beweglichen Lasten.
Der Druckabbau im Vorsteuerraum erfolgt stetig und in definierter Abhängigkeit von dem Steuerdruck und der dadurch bewirkten Bewegung des Aufsteuerkolbens. Es wird vermieden, daß der Hauptkolben dem Vorsteuer¬ kolben vorauseilt oder unkontrollierte und unkontrollierbare Bewegungen ausführt.
Es entsteht ein präzise arbeitendes hydraulisches Folgesystem. Sobald der Lastdruck hinter dem Hauptkolben abgebaut wird, folgt der Hauptkolben selbsttätig dem Vorsteuerkolben, da der Lastdruck, der auf die resultierende Ringfläche des Hauptkolbens wirkt, den Hauptkolben aus seinem Ventilsitz schiebt. Da der Hauptkolbcn dem vom Aufsteuerkolben verschobenen Vor¬ steuerkolben folgt, wird der Öffnungsquerschnitt im Vorsteuerventilsitz sich wiederum verengen, so daß sich wieder ein Gegendruck im Vorsteuerraum des Hauptkolbens aufbauen kann. Es stellt sich somit eine Gleichgewichtslage zwischen Aufsteuerkolben und Vorsteucrkolben einerseits und Hauptkolben andererseits ein. Der Vorteil dieses Prinzips ist, daß die in Schließrichtung wirkende Strömungskraft durch die erreichte hydraulische Kraftverstärkung unter allen Bedingungen kleiner ist als die hydraulische Öffnungskraft. Dadurch wird verhindert, daß Druckschwingungen im Verbraucheranschluß B unerwünschten Bewegungen des Hauptkolbens auslösen. Dadurch kann das Aufschaukeln eines Auslegers beim Hydraulikbagger oder -kran verhindert werden.
Dabei wird der Maximalquerschnitt des Vorsteuerstößels relativ zu dem Querschnitt des Vorsteuerkanals so ausgeführt, daß der Drosselquerschnitt nach Öffnung des Vorsteuerventilsitzes zunächst nur unwesentlich kleiner ist als der Drosselquerschnitt der Ausgleichsdrossel, so daß beim Abheben des Hauptkolbcns von dem Sitz ein langsamer Druckabbau im Vorsteuerraum stattfinden kann. Durch die Gestallung des Bereichs mit maximalem Quer- schnitt und des daran anschließenden Bereichs mit vermindertem Querschnitt können verschiedene Öffnungscharaktcristiken realisiert werden, insbesondere auch ein Öffnungsverhalten, das linear zum Steuerdruck und linear zu der Bewegung des Aufsteuerkolbens ist.
Insgesamt integriert das erfindungsgemaße Lasthalte-Bremsventil die Funktio¬ nen zum Lasthaltcn, Lastsenken, Lastheben und Lastsichern in einem Ventil¬ gehäuse mit sehr kompakter Bauweise. Es wird erreicht, daß bei entspre¬ chend gestaltetem Verlauf des Drosselquerschnitts ständig eine hydraulische Kraft auf den Vorsteuerkolben einwirkt, so daß dieser bzw. der Stößel sich nicht von dem Aufsteucrkolben abheben kann, trotz des Druckabfalls auf der Federseite des Vorsteuerkolbens.
Im Zustand Lastheben übernimmt zudem der federbelastete Hauptkolben die Funktion eines Rückschlagventils. Hierbei wird der kleine Öffnungsdruck des Rückschlagventils durch eine große Sitzlläche ermöglicht. Durch das große Flächenverhältnis zwischen dem Wirkdurchmesser des Ventilsitzes und dem Wirkdurchmesser des Vorsteuerventilsitzes wird erreicht, daß der Vorsteuer¬ kolben nicht öffnet. Die Erfindung erlaubt eine feine Abstufung der verschiedenen Drosselstellen, die in dem Ventil gebildet werden bzw. vorhanden sind. In der Ausgestal¬ tung des Ventils nach Anspruch 3 wird der Steuerdruck weitgehend un¬ abhängig von dem zu steuernden Lastdruck, so daß auch mit geringem Steuerdruck ein weiter Steuerbereich und eine feinfühlige Steuerung ermög¬ licht wird.
Durch die Ausbildung nach Anspruch 4 wird erreicht, daß die Öffnung des Ventilsitzes, die wegen der Größe des Ventilsitzdurchmessers zu einer nur ungenau definierbaren Drosselung führt, keinen negativen Einfluß auf das Öffnungsverhalten des Ventiles hat.
Die Ausbildung nach Anspruch 5 gewährleistet, daß auch die Aufsteuerung mit geringem Steuerdruck bereits zu einer Reaktion des Ventils und einer Bewegung der Last führt.
Nach der Erfindung ist es möglich, die Offnungs- und Schließbewegung des Hauptkolbens allein hydraulisch zu führen, da auf beiden Seiten des Haupt¬ kolbens durch die Feinabstimmung der Drosselstellen stets definierbare hydraulische Zustände herrschen.
Zur Erhöhung der Schließwirkung dient die Ausführung nach Anspruch 3, wobei zur Sicherheit vorzugsweise zwei parallel geschaltete Federn vor¬ gesehen werden können. Von diesen Federn kann eine nur auf den Haupt- steuerkolben wirken, die andere jedoch auf den Vorsteuerkolben und damit indirekt auch auf den Hauptkolben. Vorteilhafterweise ist es wegen der feinfühligen Vorsteuerung des Hauptkolbens auch möglich, nur den Vor¬ steuerkolben mit einer Feder im Schließsinne zu belasten, die gleichzeitig auch im Schließsinne auf den Hauptkolben einwirkt. Hinsichtlich der Ausbildung der Vordrosselbohrung in dem Führungsschaft besteht weitgehende Gestaltungsfreiheit, abhängig von dem gewünschten Verhalten. So kann der Querschnitt der Vordrosselbohrung größer/gleich oder kleiner als der Durchflußquerschnitt der Ausgleichsdrossel zwischen Vor- steuerraum und Ringraum sein.
Die Ausführung nach Anspruch 6 ist von Vorteil, wenn der Steuerdruck unabhängig vom Zulaufdruck vorgegeben wird. Durch die Stufung des Vorsteuerkolbens und das Vorschalten einer Vorsteuerdrossel wird bewirkt, daß ein höherer Schließdruck auf den Vorsteuerkolben wirkt. Insbesondere bei offenen Systemen mit externer Ansteuerung kann somit der Durchfluß von B nach A bei steigendem Lastdruck reduziert werden. Die Reaktion des Ventils wird gedämpft, so daß sich Unsteligkeiten oder Schwingungen der Belastung oder Unstetigkciten in der Ansteuerung insbesondere nicht als Schwingungen des Ventils auswirken können.
Dadurch, daß der Aufsteuerkolben und der Vorsteuerkolben unabhängig voneinander geführt werden, bleiben Fluchtungsfehler zwischen dem Auf¬ steuerkolben und dem Vorsteuerkolben ohne Auswirkung.
Bei dem Lasthalte-Bremsventil nach Anspruch 7 ist in dem Ventilgehäuse ein Druckbegrenzungsventil zur Absicherung des Lastdruckes integriert. Außer¬ dem kann der höchste Lastdruck auf einfache Weise eingestellt werden.
Dabei ist es zweckmäßig, Maßnahmen zu ergreifen, um die Federbelastung des Druckbcgrenzungskolbens zu reduzieren. Dieses Ziel wird dadurch erreicht, daß der Dπickbcgrenzungskolben nur eine kleine Wirkfläche hat, die vom Lastdruck beaufschlagt wird. Dadurch wird die erforderliche Feder¬ kraft stark reduziert und der Einbauraum verkleinert. Eine derartige Ausführung ergibt sich aus Anspruch 8.
Aus Sicherheitsgründen greifen an dem Druckbegrenzungskolben zwei Druckfedern an, die zwar parallel geschaltet sind, die jedoch zur Platzein- sparung entsprechend Anspruch 9 angeordnet sind.
Bei der Ausführung des Lasthalte-Bremsventils nach einem der Ansprüche 7 bis 9 ist der Öffnungsdruck des Druckbegrenzungsventils auch unabhängig vom Rücklaufdruck. Durch dieses Prinzip des Druckbegrenzungsventils wird erreicht, daß bei einem im Wegeventil nachgeschalteten Druckbegrenzungs¬ ventil keine Summierung der Einstelldrücke erfolgt.
Das Lasthalte- und Bremsventil nach dieser Erfindung weist - wie schon ausgeführt - einen Aufsteuerkolben auf, mit dem die Betätigung des Vor- steuerkoibens auf hydraulisch-mechanischem Wege erfolgt. Eine derartige hydraulisch-mechanische Betätigung von Ventilen kommt in der Hydraulik vielfach vor, z. B. bei der hydraulischen Betätigung von Regelventilen. Diese hydraulische Ansteuerung hat den Nachteil, daß die Öffnung des Ansteuerventils zu einem - mehr oder weniger schnellen - Anwachsen der Ansteuer-Ölmenge führt. Es hängt daher von der Aufmerksamkeit und Geschicklichkeit der Bedienungsperson ab, daß das Ansteuerventil bei Errei¬ chen einer gewünschten Ansteuer-Ölmenge, d. h. bei Erreichen einer be¬ stimmten Stellung des hydraulisch-mechanisch angesteuerten Ventils, das Ansteuerventil in dieser Stellung zu halten.
Weiteres Ziel dieser Erfindung ist es, dieses, wie auch jedes andere hydrau¬ lisch-mechanisch angesteuerte Ventil, in eine vorbestimmte Endposition zu bringen. Eine derartige Ausführung ergibt sich aus Anspruch 10. Derartige Dosierventile können auf einem hydraulischen Wirkprinzip beruhen, z. B. durch Zumessen vorgegebener Ölmcngen, die sodann als Steueröl dem Aufsteuerkolben zugeführt werden.
Damit würde es jedoch erforderlich, die jeweils zu dosierende Ölmenge dem gewünschten Weg des Aufsteuerkolbens anzupassen. Diese Anpassung ge¬ schieht automatisch bei der Ausführung des Ventils nach Anspruch 11.
Hier kann das Schließelcment in beliebiger Weise mechanisch mit dem Aufsteuerkolben kontaktiert sein, so daß bei Erreichen einer vorbestimmten Position des Aufstcuerkolbens die Zufuhr eines weiteren Aufsteuer-Ölstroms unterbrochen wird.
Eine hydraulisch und mechanisch vorteilhafte Integration des Dosierventils in die Aufstcuereinrichtung ergibt sich aus Anspruch 12. In dieser Ausführung ergibt sich eine leicht zugängliche und leicht zu bedienende Möglichkeit der Einstellung der Dosiermenge aus Anspruch 13. Weiterhin ist hier eine Notbetätigung des Aufsteuerkυlbens erwünscht und erreicht durch die Aus¬ führung nach Anspruch 14, 15 und 16. Es wird hierdurch einerseits eine mechanische Betätigung des Aufsteucrkolbens bei Ausfall des Steuerdrucks und zum anderen eine völlige Ausschaltung der Ansteuerbarkeit des Auf¬ steuerkolbens bewirkt. Beide Funktionen können aus Sicherheitsgründen geboten sein.
Anspruch 17 ergibt eine einfache Möglichkeit der Druckentlastung des Schließelemcntcs.
Anspruch 18 beschreibt nähere Ausführungsmöglichkeiten. Durch diese Ausführungen wird also einerseits eine Hubbegrenzung der Aufsteuerung und zum anderen die Möglichkeit einer mechanischen Ent- spcrrung, insbesondere als Notfallfunktion, ermöglicht.
Die Hubbegrenzung stellt sehr häufig nicht die gewünschte Endposition des Aufsteuerkolbens und des dadurch betätigten Ventils dar sondern erst eine Stellung, von der aus die Endstellung angefahren werden soll. Dies ist insbesondere beim Senken von Lasten der Fall. Dort soll die wesentliche Strecke im Schnellgang durchfahren werden, während die Endposition lang- sam, d. h. im Schleichgang angefahren wird.
Anspruch 19 bildet das Ventil nach den Ansprüchen 10 bis 18 entsprechend aus. Bei dieser Ausbildung kann der Schnellbetrieb sehr plötzlich eingeschal¬ tet werden, indem das Ventil im geöffneten Zustand des Dosierventils betrieben wird. Nach Erreichung des Endhubes des Dosierventils erfolgt dagegen ein Betrieb im Schleichgang über Dämpfungsdüsen, die eine Ein¬ stellung der Geschwindigkeit des Schleichgangs erlauben. Der nunmehr gedämpfte Betrieb des Aufsteuerkolbens erlaubt es, die gewünschte Endposi¬ tion durch Feinsteuerung anzufahren. Das Verhältnis des Schnellgangbereichs zum Schlcichgang (Feinsteuerbereich) kann von außen durch Einstellung der Verstellspindel für das Dosierventil eingestellt werden. Die schnelle Reaktion des Aufstcuerkolbens bleibt möglich trotz der starken hydraulischen Dämp¬ fung. Um auch außerhalb des Funktionsbereiches des Dosierventils eine schnelle Reaktion zu ermöglichen, wird ein Vorspannventil vorgesehen, das bei Überschreiten eines bestimmten Steuerdrucks die Verbindung von Steuer¬ druckkanal zu dem Aufsteuerraum und Aufsteuerkolben öffnet (Anspruch 20).
Die Ausbildung nach Anspruch 21 dient dem Zweck, Druckschwingungen des Steuerdrucks sowohl im Schnellbctrieb als auch im Feinsteuerbetrieb zu dämpfen. Weitere Vorteile und Ausführungsbeispiele des erfindungsgemäßen Lasthalte- Bremsventils werden nun anhand der Zeichnungen detailliert erläutert.
Es zeigen:
Fig. 1 Hydraulischer Schaltplan zur Steuerung eines Verbrauchers im
Sinne einer Anpassung eines Ablaufstroms an einen Zulauf¬ strom,
Fig. 2 einen Längsschnitt einer Variante eines Lasthalte-Bremsventils,
Fig. 3a/b einen Längsschnitt durch ein Vorsteuerventil,
Fig. 4 einen Längsschnitt einer Variante eines Lasthalte-Bremsventils,
Fig. 5 hydraulischer Schallplan entsprechend Fig. 1 mit hydromecha- nischer Begrenzung des Auf Steuerstroms,
Fig. 6 Detail des Dosierventils nach Fig. 5,
Fig. 7 das Detail nach Fig. 6, jedoch im Zustand des ausgefahrenen
Hub des Ansteuerkolbcns, d. h.: bei hydraulischer Hubbegren¬ zung
Fig. 8 Detail nach Fig. 5, jedoch mit mechanischer Aufsteuerung des
Aufsteuerkolbens,
Fig. 9 hydraulischer Schaltplan entsprechend Fig. 1 mit einer hydrau¬ lischen Dämpfung des Ablaufstroms, mit Überdruckventil, Dämpfungsbypass sowie Entiastungs-Bypass. Fig. 10 Ausführungsbeispiel nach Fig. 9.
In Fig. 1 ist der hydraulische Schaltplan einer Steuerung eines Verbrauchers im Sinne einer Anpassung eines Ablaufstroms an einen Zulaufstrom mittels eines Lasthalte-Bremsventils gezeigt. Der Verbraucher 26 ist an der Zu¬ laufleitung 28 und der Senkleitung 25 angeschlossen. Die Senkleitung 25 ist mit dem Anschluß B des Lasthalte-Bremsventils 1A verbunden. Vom Last¬ halte-Bremsventil 1A führt vom Anschluß A eine Rücklaufleitung 27 zu dem Wegeventil 31. Die Zulaufleitung 28 endet ebenfalls am Wegeventil 31. Das Wegeventil 31 ist hierbei als 4-3- Wegeventil ausgeführt. Neben der Zu¬ laufleitung 28 und der Rücklaufleitung 27 ist der Anschluß einer Pumpe 32 sowie der Anschluß einer Leitung zum Tank 33 vorgesehen. Das Lasthalte- Bremsventil 1A ist mit der Zulaufleitung 28 über eine Steuerleitung 29 ver¬ bunden. Desweiteren ist zwischen der Senkleitung 25 und der Rücklauflei- tung 27 das Druckbegrenzungsventil 30 geschaltet. In der gezeigten Schalt¬ stellung ist die Zulaufleitung 28 und die Rücklaufleitung 27 mit dem Tank 33 verbunden. Somit verharrt der Verbraucher 26 in der momentanen Stellung. Die Verbindung zwischen Anschluß B und Anschluß A des Last¬ halte-Bremsventils 1A ist gesperrt.
Wird das Schieber-Wegeventil 31 nach rechts verschoben, wird die Zulauf¬ leitung 28 mit der Pumpe 32 verbunden. Der Verbraucher 26 befindet sich nun im Senkbetrieb. Daher ist die Rücklaufleitung 27 mit dem Tank 33 verbunden. Die Verbindung zwischen dem Anschluß B und dem Anschluß A im Lasthalte-Bremsventil 1A bleibt jedoch solange verschlossen, bis der Druckaufbau im Zulauf erfolgt ist und ein über die Steuerleitung 29 aus¬ reichender Steuerdruck am Lasthalte-Bremsventil 1A anliegt. Sodann wird das Lasthalte-Bremsventil 1A gegen die Feder nach rechts verschoben. Anschluß B und Anschluß A im Lasthalte-Bremsventil 1A sind nun über eine variable Drossel miteinander verbunden. Somit fließt der Volumenstrom aus der Senklcitung 25 zur Rücklaufleitung 27 und in den Tank 33. Das Lasthalte- Bremsventil 1A verharπ in dieser Stellung solange, wie der Steuerdruck konstant anliegt. Somit wirkt sich jede Veränderung im Zulaufdruck direkt auf den Öffnungsquerschnitt des Lasthalte-Bremsventils aus.
Wird das Schieber- Wegeventil 31 nach links verschoben, so wird die Pumpe 32 mit der Rücklaufleitung 27 verbunden. Die Zulaufleitung 28 steht mit dem Tank 33 in Verbindung, so daß auf der Steuerseite des Lasthalte- Bremsventils 1A kein Druck anliegt und das Lasthalte-Bremsventil 1A in der dargestellten Position verharrt. In dieser Stellung beflndet sich der Ver¬ braucher 26 in Hebebetrieb. Der Pumpenvolumenstrom gelangt über die Rucklaufleitung 27 und das Rückschlagventil im Lasthalte-Bremsventil 1A zum Anschluß B. Von dort fließt das Öl durch die Senkleitung 25 zum Verbraucher 26.
Das Druckbegrenzungsventil 30 dient zur Absicherung des Lastdruckes im Senkbetrieb oder Stillstand des Verbrauchers und ist zwischen der Senklei¬ tung 25 und der Rücklaufleitung 27 angeordnet. Eine zusätzliche Druck¬ absicherung ist üblicherweise am Wegeventil (hier nicht gezeigt) angeordnet.
In Fig. 2 ist ein Längsschnitt eines Lasthalte-Bremsventils ohne integriertes Druckbegrenzungsventil gezeigt. Das Lasthalte-Bremsventil weist ein Gehäuse 1 mit einer zylindrischen Steuerkammer 2 auf. Die Steuerkammer besteht aus, vorzugsweise fluchtend angeordneten, Kammerabschnitten und zwar in dieser Reihenfolge: Vorsteuerraum 15;
Ringraum 70, der (über Anschluß B) mit der Senkleitung 25 des Verbrau¬ chers 26 verbunden ist, Rücklauf räum 73, der (über Anschluß A) mit der Rücklaufleitung 27 zum Tank verbunden ist; Aufsteuerraum 21, die mit einem Steuerkanal X verbunden ist;
Die zylindrische Steuerkammer 2 ist am Ende mittels Steuerkammerstopfen 13 verschlossen. In die Steuerkammer 2 münden senkrecht zur Längsachse der Steuerkammer 2 die Anschlußbohrungen A und B. Zwischen den Anschlußbohrungen A und B weist die Steuerkammer 2 einen Ventilsitz 5 auf. Der Ventilsitz 5 ist ortsfest am Ventilgehäuse 1 angebracht und trennt den Ringraum 70 von der Rücklauf räum 73. Zwischen dem einen Ende der Steuerkammer 2 mit Stcuerkammerstopfen 13 und dem Ventilsitz 5 ist ein Hauptkolben 3 beweglich geführt. Der Hauptkolben 3 weist einen dünneren Bund mit einer kegeligen Dichtfläche 4 auf, die mit dem Ventilsitz 5 zu¬ sammenwirkt. Auf der von dem Ventilsitz 5 abgewandten und der Anschlu߬ bohrung B zugewandten Seite weist der Hauptkolben 3 einen Endbund 42 auf. Der Endbund 42 hal einen größeren Durchmesser als der oben genannte Bund und wird in der Steuerkammer 2 dichtend geführt, so daß der Haupt¬ kolben 3 axial bewegbar ist. Durch die Ausbildung als Stufenkolben bildet der Hauptkolben 3 den Ringraum 70, der mit der Senkleitung 25 über An¬ schluß B verbunden ist. Der Ringraum 70 wird durch Abheben des Haupt¬ kolbens 3 von dem Ventilsitz 5 mit dem Rücklaufraum, dem Anschluß B und dem Tank 33 verbunden.
Der Bereich der Steuerkammer 2 zwischen dem dicken Endbund 42 des Hauptkolbens 3 und dem Stcuerkammerstopfen 13 ist als Vorsteuerraum 15 bezeichnet. Dieser Vorstcuerraum 15 dient zur Aufnahme einer Feder 12A (nicht dargestellt), die zwischen Steuerkammerstopfen 13 und dem Hauptkol¬ ben 3 eingespannt ist. Gezeigt ist eine - später näher zu beschreibende Feder 12 -, die insoweit dieselbe Funktion hat, so daß der Hauptkolben 3 durch Federkraft, zusätzlich aber auch durch die an ihm wirkenden hydrauli¬ schen Kräfte auf den Ventilsitz 5 gedrückt wird. Die Ringraum 70 ist über die Drossel 14 mit dem Vorsteuerraum 15 ver¬ bunden. Die Drossel 14 kann - wie dargestellt - achsparallel in dem dicke¬ ren Kolbenbund angeordnet sein, jedoch auch in dem Ventilgehäuse. Der Hauptkolben 3 wird konzentrisch von einem Vorsteuerkanal 34 durchdrungen, der den Vorsteuerraum 15 mit dem Rücklaufraum 73 verbindet. Hierzu besitzt der Hauptkolben 3 eine gegenüber dem Vorsteuerraum 15 konzen¬ trisch angeordnete Stufenbohrung 71. Vom Grund 72 der ersten Stufe mit größerem Durchmesser geht die als Vorsteuerkanal 34 bezeichnete Stufe mit kleinerem Durchmesser aus. Auf dem Grund 72 zwischen der Stufe 71 und dem Vorsteuerkanal 34 ist der Vorsteuerventilsitz 6 ausgebildet.
Ein Vorsteuerkolben 8 wird mit seinem Kolbenschaft, dem Vorsteuerstößel 9, in dem Vorsteuerkanal 34 mit Spiel beweglich geführt. Vorsteuerkolben 8 und Vorsteuerstößel 9 sind aus einem oder auch zwei Stück gefertigt. Der Vorsteuerstößel 9 besitzt einen kleineren Durchmesser als der aus dem Vorsteuerkanal 34 ragende Vorsteuerkolben 8. Der Vorsteuerkolben 8 besitzt an seinem Ende, das mit dem Vorsteuerstößel 9 verbunden ist, eine Dicht¬ fläche 7, die unter der Kraft der Vorsteuerfeder 12 (Schließfeder) auf dem Vorsteuerventilsitz 6 liegt. Dabei entspricht die kleinere Kegelstumpf- Fläche im wesentlichen dem Querschnitt des Vorsteuerkanals 34 und des anschlie¬ ßenden Bereichs des Vorsteuerstößels 9.
Der Vorsteuerstößel 9 weist über seine Länge mehrere Durchmesserbereiche bzw. Querschnittsbereiche auf.
An den kegeligen Sitz schließt sich eine kleine Nut als Freistich an. Die Nut verläuft in Umfangsrichtung und hal im wesentlichen fertigungstechni¬ sche Gründe. An die Nut schließt sich ein sehr kurzer Bereich großen Querschnitts (= Querschnittsfläche) des Vorsteuerkolbcns 8 an. Dieser Bereich ist zylindrisch ausgebildet und hat mit geringem Spiel einen Durchmesser, der dem Durch¬ messer des Vorsteuerkanals 34 und der kleineren Dichtfläche 7 entspricht. Seine Länge kann gegen Null gehen, sodaß er lediglich den Beginn des folgenden Bereichs darstellt.
An den sehr kurzen Bereich großen Querschnitts schließt sich ein Bereich mit abnehmender Drosseiwirkung an. Die mit der Stößelbewegung abnehmen- de Drosseiwirkung wird dadurch erzielt, daß sich der Querschnitt dieses Bereichs - ausgehend von dem Maximalquerschnitt - zumindest über eine Teillänge stetig vermindert und/oder daß das Stück dieser Teillänge, das in den Vorsteuerkanal eingetaucht ist, sich bei Verschieben des Vorsteuerstößels verkürzt. Eine weitere Teiilängc dieses Bereichs kann einen konstanten Querschnitt haben, der jedoch größer ist als der Querschnitt des dann folgenden Bereichs mit geringstem Querschnitt. Die abnehmende Drosselwir¬ kung ergibt sich daraus, daß mit der Stößelbewegung zunächst der Bereich mit abnehmendem Querschnitt aus dem Vorsteuerkanal in den Vorsteuerraum auftaucht. Mit weiterer Stößelbewegung ändert sich die in den Vorsteuerka- nal 34 eingetauchte Tcillänge des Vorsteuerstößels 9, die einen gleichbleiben¬ den Querschnitt besitzt. Die Änderung der Drosseiwirkung in diesem Bereich des Vorsteuerstößels 9 erfolgt also durch Änderung des Drosselquerschnitts und/oder der Drossellänge, die in den Vorsteuerkanal 34 eintaucht und darin geführt ist. Das bedeutet, daß der Bereich mit abnehmendem Querschnitt bzw. abnehmender Drosselwirkung nicht länger als der Vorsteuerkanal 34 sein darf. Die Länge hängt insbesondere von dem gewünschten Öffnungsverhalten in Relation zum Steuerdruck ab.
Man kann jedoch den Bereich zylindrisch mit dem Durchmesser des vor- angehenden Bereichs ausbilden und auf dem Zylindermantel Anfasungen oder Nuten anbringen, die von dem größten Querschnitt ausgehen und auf dem kleineren, gleichbleibenden Querschnitt enden. Strömungstechnisch und fertigungstechnisch günstige Ausführungen des Bereichs mit abnehmendem Querschnitt sind anhand der Figuren 3a und 3b beschrieben.
Das Ende des Vorsteuerstößels 9 (Kolbenschaftes) besitzt einen kleinsten Querschnitt, der im wesentlichen dem kleinsten Querschnitt des Bereichs mit abnehmendem Querschnitt entspricht. Dieser Endbereich liegt nur noch zu einem Teil innerhalb des Vorsteucrkanals 34. Er reicht über die Länge des Vorsteuerkanals 34 hinaus und ragt mit seinem Ende in die Rücklaufkammer 73 der Steuerkammer 2.
Im besonderen ist gezeigt: Der Vorsteuerstößel 9 weist im Anschluß an die Dichtfläche 7 eine umlaufende Frcisiich-Nut 35 auf. Daran schließt sich ein zylindrischer Bereich an, dessen Durchmesser mit Spiel dem Durchmesser des Vorsteuerkanals entspricht (Bereich mit größtem Querschnitt, Bereich mit Maximalquerschnitt).
Mit geringem Abstand zu dem Freistich beginnt der "Bereich 143 mit abnehmender Drosselwirkung" . Der gesamte Bereich 143 kann einen ab¬ nehmenden Querschnitt haben und als Drehkörper mit gerader oder vorzugs¬ weise parabelförmigcr oder hyperbelförmigcr Mantellinie ausgebildet sein.
Besonderes Augenmerk erfordert der Übergang zwischen dem Bereich mit Maximalquerschnitt und dem Bereich mit abnehmendem Querschnitt. Dieser Übergang muß stelig sein, sodaß bei Bewegung des Vorsteuerstößels 9 in diesem Bereich kein Stoß oder Ruck in der Lastbewegung eintritt.
In Fig. 3a wird die abnehmende Drosselwirkung des Bereichs 143 auf der ersten Teillänge 144 durch einen sich vermindernden Querschnitt des Stößels erreicht. Der Stößel ist auf dieser Teillänge schwach konisch, d. h. : als Kcgelstumpf ausgebildet. Die große Kegelfläche entspricht dem Querschnitt des vorangehenden Bereichs mit größtem Querschnitt. Die kleine Kegelfläche entspricht dem Querschnitt der sodann folgenden Teillänge 145, die einen gleichbleibenden Querschnitt hat. Diese Teillänge 145 ruft in dem Vorsteuer¬ kanal nur noch eine geringe Drosselwirkung hervor, die mit dem Auftauchen dieser Teillänge aus dem Vorsteucrkanal stetig abnimmt. Diese Teillänge ist daher für die Funktion des Ventils nur noch von untergeordneter Bedeutung. Ihre Länge kann daher gegen Null gehen. Wichtig ist die Ausgestaltung und Länge des vorangehenden Bereichs mit abnehmendem Querschnitt. Es muß zu der Zeichnung besonders betont werden, daß der Übergang zwischen dem Bereich mit Maximalquerschnitt und dem Bereich mit abnehmendem Quer¬ schnitt dort nicht angemessen dargestellt werden kann. In Wirklichkeit darf dort keine umlaufende Kante gebildet werden, da ein stetiger, d. h. parabel- oder hyperbelförmiger Übergang erwünscht ist. Ebenso ist die parabel- oder hyperbclförmige Ausgestaltung der Mantellinie nicht darstellbar. Gezeigt ist eine lineare Mantellinic, die allerdings nicht als bevorzugt im Sinne dieser Erfindung gelten kann.
An die Teillänge 145 mit gleichbleibendem Querschnitt schließt sich ein Bereich 146 mit kleinstem Querschnitt an. Es sei betont, daß dieser kleinste Querschnitt jedenfalls kleiner ist als der Querschnitt der vorangehenden Teillängc 145 mit gleichbleibendem Querschnitt. Die Grenze zwischen beiden Querschnittsbereichen liegt jedenfalls bei geschlossenem Vorsteuerventil in dem Vorsteuerkanal. Der Bereich mit kleinstem Querschnitt ragt aus dem Vorsteuerkanal hinaus in den Rücklauf räum.
Die in Fig. 3b gezeigte Ausführung des Vorsteuerstößels 9 weist in dem
Bereich mit abnehmender Drosselwirkung in axialer Richtung mehrere Dros- seinuten 10 auf, die mit der Wandung des Vorsteuerkanals 34 die Drossel- stelle 36 bilden. Die Drosselnutcn 10 weisen im Bereich mit abnehmendem Querschnitt eine zum freien Ende des Vorsteuerstößels 9 hin stetig und - vorzugsweise progressiv - zunehmende Tiefe auf (Teillänge mit abnehmen¬ dem Querschnitt). Sodann behalten sie die erreichte maximale Tiefe bei (Teillänge mit gleichbleibendem Querschnitt). Im Anschluß an den Bereich mit den Drosselnutcn 10 (Bereich mit abnehmender Drosselwirkung) folgt auch hier der Bereich mit kleinstem Querschnitt. Dieser Bereich ist wieder¬ um zylindrisch ausgebildet. Der Durchmesser kann im wesentlichen dem Durchmesser des tieftsen Nutengrundes der Drosselnuten 10 entsprechen.
Die Drosselnutcn 10 können durch Anflächungen oder Einkerbungen, die axial oder wendclförmig auf dem Vorsteuerstößel 9 eingebracht sind, ersetzt werden. Statt oder neben der Tiefe kann die Breite der Drosselnuten 10 verändert werden. Dies gilt insbesondere im Anfangsbereich der Nuten, d. h. : im Bereich mit abnehmender Drosselwirkung. Die Nuten gehen von dem Bereich mit Maximalquerschnitt mit der Tiefe = 0 und der Breite = 0 aus. Durch Zunahme von Breite und Tiefe der Nuten läßt sich eine stetige parabolische oder hyperbolische oder andere Verläufe des Querschnitts des Stößels erreichen.
Zur Funktion:
Bei axialer Verschiebung des Vorsteuerkolbens 8 nach rechts öffnet der Vor¬ steuerstößel 9, indem die Dichtfläche 7 von dem Vorsteuerventilsitz 6 abhebt. Solange der Bereich größten Querschnitts in den Vorsteuerkanal 34 eintaucht (Drosselstelle 36), bleibt der Volumenstrom stark gedrosselt, wobei diese Drosselwirkung im Vergleich zu der Vorsteuerdrossel 14 den Druck¬ abbau in dem Vorstcucrraum und damit das Öffnungsverhalten des Hauptkol¬ bens bestimmt. Mit zunehmender axialer Verschiebung des Vorsteuerstößels 9 taucht der Bereich des größten Stößel-Querschnitts aus dem Vorsteuerkanal 34 auf und verringert daher stetig seine Drosseiwirkung. Die Drosselwirkung wird nun von dem Bereich mit abnehmender Drosselung, d. h.: zunächst durch den abnehmenden Querschnitt des aus dem Vorsteuerkanal 34 auftauchenden Vor¬ steuerstößels 9 bestimmt. Hier nimmt die Tiefe der Drosselnuten zu (Fig. 3b) bzw. der Durchmesser des Stößels ab (Fig. 3a). Die Drosselwirkung wird bei Auftauchen dieser Teillänge (Kegelstumpf bzw. Nuten) aus dem Vorsteuerkanal 34 in den Vorsteuerraum stetig geringer. Wenn die kleinste Kegelquerschnittsfläche des Kegelstumpfes bzw. die größte Tiefe der Drossel¬ nuten den Vorsteuerventilsitz 6 erreicht haben, setzt sich die Abnahme der Drosselwirkung gleichwohl allerdings wesentlich geringfügiger fort, da die in den Vorsteuerkanal eingetauchte Länge des Teiistücks mit gleichbleibendem Querschnitt abnimmt. Daß dabei der Bereich mit geringstem Querschnitt weiterhin in den Vorsteuerkanal 34 eingetaucht bleibt, hat keine Auswirkung, da die Drosseiwirkung dieses Bereichs sehr gering ist.
Es erfolgt somit ein kontinuierlich langsamer Druckabbau. Hierbei ist der Öffnungsquerschnitt des Vorsteuervcntiisitzes 6 auch unmittelbar nach dem Öffnen größer als der Drosselquerschnitt in dem Vorsteuerkanal (Drosselstelle 36).
Ein Trennsteg 17 (Fig. 4) trennt den Rücklauf räum 73 von der dazu axial fluchtenden Steuerbohrung 43. Die Steuerbohrung 43 ist an der anderen Stirnseite durch den Stopfen 22 verschlossen. In der Steuerbohrung 43 ist ein Aufsteuerkolben 20 (Führungsbund) dichtend geführt. Der Aufsteuerkol¬ ben 20 unterteilt die Stcuerbohrung 43 in den Aufsteuerraum 21 und den dem Trennsteg 17 benachbarten Federraum. Der Stopfen 22 weist eine An¬ schlußbohrung X auf, durch die die Aufsteuerkammer 21 mit der Steuerlei- tung 29 (Fig. 1) verbunden ist. Der Aufsteuerkolben 20 besitzt einen Aufsteuerschaft 16, 19, der aus einem dickeren Teil 19 und aus einem dünneren Teil 16 besteht. Der dünnere Teil 16 des Aufsteuerschafts durchdringt den Trennsteg 17 und ist in dem Trennsteg in der Führungsbohrung 74 dichtend (Dichtung 18 oder ein Dicht- spalt) geführt. Das freie Ende des Aufsteuerschaftes 19 mit der Stirnfläche 44 ragt in die Rücklaufkammcr 73 hinein, wobei der Aufsteuerschaft 16, 19 und der Vorsteuerstößel 9 des Vorsteuerkolbens 8 auf einer Achslinie liegen. Der Aufstcuerkolben 20 wird durch eine als Druckfeder ausgebildete Auf¬ steuerfeder 24, die in der Federkammer 43 angeordnet ist und sich an dem Trennsteg abstützt, in seine Ausgangslage gedrückt, wenn kein Steuerdruck in der Aufsteuerkammer 21 anliegt. Die Federkammer 43 ist mittels der Leckölbohrung L druckentlastet. Aus Sicherheitsgründen wird die Aufsteuer¬ feder 24 durch eine oder mehrere parallelgeschaltete Federn 46, 47 (siehe Fig- 4) gebildet.
Der dickere Bereich 19 des Aufsteuerschaftes 19 bildet gegenüber dem dünneren Bereich 16 eine Stirnfläche 48. Diese Stirnfläche dient als An¬ schlagfläche 48 zur mechanischen Hubbegrenzung des Aufsteuerkolbens 20, indem sie zur Anlage mit dem Trennsteg 17 gelangt. Zur Dimensionierung sei gesagt, daß der Führungsbund des Aufstcuerkolbens 20 eine mit einem Steuerdruck beaufschlagte Stirnfläche 45 aufweist, deren Wirkflächc zur Wirkfläche des Vorsteuervcntilsiizes 6 im Verhältnis von größer 50 : 1, vorzugsweise größer 100 : 1 , steht.
Ferner, daß das Verhältnis der Stirnfläche 45 am Führungsbund zur Stirn¬ fläche 44 am Aufstcuerendc 16 größer 30 : 1 ist, insbesondere größer als 60 : 1.
Mit der zuvor geschilderten vorteilhaften Ausgestaltung bleibt der Steuer- druck weitgehend unabhängig vom Lastdruck. Insbesondere bleibt der Steuerdruck auch weitgehend unabhängig vom Rück¬ laufdruck. Die Druckentlastung der Federkammer 43 im Bereich der Auf¬ steuerfeder 24 ermöglicht somit, daß ein genau vorbestimmter und vom Aufbau des Steuerdrucks abhängiger Kraftverlauf am Aufsteuerkolben 20 wirkt. Aus Sicherheitsgründen ist hierbei von Vorteil, wenn mehrere Federn am Aufsteuerkolben 20 wirken. Damit ist gewährleistet, daß selbst bei Bruch einer Feder der Aufsteuerkolbcn 20 /.. B. bei Leitungsbruch noch kontrol¬ lierbar in seine Schließposition verschoben wird.
Der Verlauf des Drosselquerschnitts am Vorsteuerstößel ist derart ausgeführt, daß eine vom Aufsteuerkolben 20 aufgeprägte Verschiebebewegung des Vorsteuerkolben 8 in Öffnungsrichtung nur mit ansteigender hydraulischer Kraft am Aufsteucrkolben 20 für den Hebebetrieb möglich ist.
Das Verhältnis der Wirkflächen vom Hauplkolben 3 und Vorsteuerkolben 8 ist derart ausgeführt, daß keine Relativbewegung zwischen Hauptkolben 3 und Vorstcuerkolben 8 im Sinne einer Öffnung des Vorsteuerventilsitzes 6 ausführbar ist.
Zur Funktion des Lasthalte-Bremsventils: Im Stillstand:
In der Anschlußbohrung B und der Ringraum 70 steht der Lastdruck des Verbrauchers an. Der Vorsteuerraum 15 ist über die Drossel 14 mit der Ringraum 70 verbunden. Der Lastdruck wirkt auf die Wirkfläche des dicke- ren Endbundes 42 des Hauptkυlbens 3. Der Hauptkolben 3 mit seiner Dichtfläche 4 wird durch die Feder 12 sowie hydraulisch gegen den Ven¬ tilsitz 5 gedrückt. Der Vorsteuerkolben 8 ist mit dem Lastdruck und der Federkraft der Feder 12 beaufschlagt; er wird mit seiner Dichtfläche 7 auf dem Vorsteuerventilsitz 6 gehalten. Die Verbindung von B nach A ist somit leckfrei gesperrt.
Im Senkbetrieb:
Das Wegeventil 31 (Fig. 1) verbindet den Verbraucher 26 über Zulauf 28 mit der Pumpe und über Rucklaufleitung 27 mit dem Tank. Das Lasthalte- Bremsventil ist über die Steuerleitung 29 sowie Anschlußbohrung X über Zulauf 28 mit der Pumpe verbunden. Der durch das Wegeventil veränder- bare Druck wirkt als Steuerdruck auf den Aufsteuerkolben 20. Dem Steuer¬ druck entsprechend wird der Aufsteuerkolben 20 gegen die Aufsteuerfeder 24 zum Trennsteg 17 hin verschoben, bis Federkraft und Aufsteuerkraft im Gleichgewicht sind. Der Aufsteuerschaft 16 stößt hierbei mit seiner Stirn¬ fläche 44 auf das freie Ende des Vorsteuerslößel 9 des Vorsteuerkolbens 8 und verschiebt den Vorsteuerstößel 9 - absolut gesehen - um ein Wegstück, das proportional dem Aufsteuerdruck ist. Die Dichtfläche 7 des Vorsteuer¬ kolbens 8 wird aus dem Vorsteuerventilsitz 6 gehoben. Dadurch wird die Verbindung zwischen der Rücklaufkammer 73 und dem Vorsteuerraum 15 geschaffen, deren Drossel Wirkung von der Gestaltung des Vorsteuerstößels 9 und der Länge des Stößelweges bzw. Aufsteuerweges bzw. Höhe des Steuer¬ drucks abhängt. Bei geringem Aulsteuerdruck, d. h.: Solange sich der Bereich des Vorstcuerstößcls 9 mit dem größten Querschnitt innerhalb des Vorsteuerkanals 34 beflndet, ist diese Verbindung sehr stark gedrosselt. Bei weiterem Öffnen wird die Drosseiwirkung allerdings geringer als die Dros- selwirkung der Ausgieichsdrossel 14 im Hauplkolben. Daraus ergibt sich ein langsamer Druckabfall im Vorsteuerraum 15 und damit beginnt eine langsa¬ me Bewegung des Hauptkolbens im Sinne der Öffnung des Haupt- Ventilsitzes 4 und der Verbindung zwischen dem Ringraum 70 und dem Rücklaufraum 73. Daher senkt sich die Last sehr langsam ab. Die Bewegung des Haupt- kolbens 3 im Sinne der Öffnung des Hauptventilsitzes bedeutet relativ zu dem Vorsteuerkolben und -Stößel 9 eine Bewegung im Sinne des Schließens des Vorsteuerventils 6/7, da die Absolutstellung des Vorsteuerstößels 9 durch die Position des Aufsteuerkolbens 20 vorgegeben ist. Da der Hauptkolben 3 dem Vorstcuerkolben 8 in seiner Bewegung folgt, wird sich also der Dros- selquerschnitt an der Drosselsteile 36 im Vorsteuerkanal 34 wieder verengen. Dadurch baut sich im Vorsteuerraum 15 erneut ein höherer Druck auf. Dieser Druckaufbau sorgt dafür, daß zwischen dem Vorsteuerkolben 8 und dem Hauptkolben 3 ein Gleichgewichtszustand eingestellt wird.
Sobald der Steuerdruck weiter erhöht wird, taucht der Bereich des Vor¬ steuerstößels 9 mit sich minderndem Querschnitt weiter aus dem Vorsteuer¬ kanal 34 und dem Vorsteucr- Ventilsitz 6 auf. Damit wird der Vorsteuerkanal 34 weiter geöffnet, d. h.: die Drosselwirkung des Vorsteuerstößels 9 weiter vermindert. Ein zunehmender Volumenstrom fließt aus dem Vorsteuerraum 15 an dem Vorsteuerstößel 9 vorbei, z. B. durch die im Vorsteuerstößel 9 angeordneten Drosselnutcn 10, in die Rücklaufkammer 73. Hierbei ist der Drosselquerschnitt im Vorsteuerkanal 34, /.. B. durch die Drosselnuten 10, derart bemessen, daß mit der Bewegung des Vorsteuerstößels 9 ein gleich¬ mäßiger langsamer Abbau der Drosselwirkung und folglich ein stetiger Druckabbau in dem Vorsteuerraum 15 eintritt. Hierdurch wird ein progressi¬ ves Öffnungsverhalten des Vorsteuerkolbens 8 erreicht, das durch die Größe des Steuerdrucks eindeutig definiert ist.
Die Länge und Drossel Wirkung des Drosselbcreichs des Vorsteuerstößels 9 sind auf die Federkräfte und hydraulischen Kräfte am Hauptkolben 3 abge¬ stimmt. Jeder Bewegung des Aufsteuerkolbens 20 und des Vorsteuerkolbens 8 und Vorsteuerstößeis 9 folgt der Hauplkolben 3 sofort und gleichmäßig.
Die Ausgestaltung des Hauptkolbens 3 in Verbindung mit dem Ventilsitz 5 besitzt zudem den Vorteil, daß den in Schließrichtung wirkenden Strömungs- kräften immer eine hydraulische Öffnungskraft entgegenwirkt, die in jeder Stellung größer ist als die Strömungskräfte. Damit werden die Auswirkungen von möglichen Druck-Schwingungen im Anschluß B auf den Hauptkolben 3 vermieden.
Da der Aufsteuerkolben 20 eine im Verhältnis zum Vorsteuerventilsitz 6 große Wirkfläche aufweist, ist der Aufsteuerdruck im wesentlichen unabhän¬ gig vom Lastdruck. Das Verhältnis zwischen der Wirkfläche des Aufsteuer¬ kolbens 20 zur Wirkfläche des Vorsteuerventilsitzes ist größer 50 : 1, vorzugsweise größer 100 : 1. Dcswcitcrcn weist der Aufsteuerkolben 20 ein Verhältnis seiner Stirnflächen 45 und 44 auf, das vorzugsweise größer 30 : 1 ist. Damit ist der Aufsteuerdruck auch weitgehend unabhängig vom Rück¬ laufdruck.
Wenn der auf die Stirnfläche 45 wirkende Steuerdruck in der Aufsteuerkam¬ mer 21 nachläßt oder - z. B. aufgrund eines Leitungsbruchs - zusammen¬ bricht, wird der Aufsteuerkolben 20 mittels der Feder 24 zurückgeschoben und gelangt schließlich auf Anschlag in seine Ausgangsposition. Durch Feder 12 folgt ihm der Vorsteuerkolben 8 und schließt den Vorsteuerventilsitz 6/7. Dadurch wird der Vorsteuerdnick im Vorsteuerraum 15 wieder aufgebaut, der dazu führt, daß der Hauplkolben folgt und den Ventilsitz 4/5 schließt. Die Verbindung von der Anschlußbohrung B nach Anschlußbohrung A wird verschlossen, damit die Last des Verbrauchers zum Stillstand kommt.
Im Hebebetrieb:
Hier ist der Anschluß A, wie aus Fig. 1 hervorgeht, mit der Pumpe 32 verbunden. Der Pumpendruck stehl in der Rücklaufkammer 73 am Ventilsitz 5 an, und hebt den Hauplkolben 3 gegen die Federkraft (Feder 12 und evtl. Feder 12A) und öffnet den Ventilsitz 5. Die Last wird gehoben. Aufgrund der großen Differenz zwischen der Wirkfläche des Ventilsitzes 5 und der Wirkfläche des Vorsteuerventilsitzes 6 wird sich bei dieser Rückschlagventil¬ funktion der Hauptkolben 3 zusammen mit dem Vorsteuerkolben 8 bewegen. Aufgrund der großen Fläche des Ventilsitzes 4 am Hauptkolben 3 entstehen an dem Ventilsitz nur geringe Drosselverluste.
Es wird darauf hingewiesen, daß in dem erfindungsgemäßen Lasthalte-Brems¬ ventil die Ausgieichsdrossel 14 sowie die Vordrosselbohrung 41 auch durch Düsen ersetzt werden können, so daß ein viskositätsunabhängiger Druckabbau erfolgen kann.
In das Lasthalte-Bremsventil kann ein Druckbegrenzungsventil zur Lastsiche¬ rung integriert werden. Dies wird anhand von Fig 4 gezeigt und beschrie¬ ben.
Das Ausführungsbeispiel nach Fig. 4 ist hinsichtlich der Steuerkammer 2 und Steuerbohrung 43 sowie der Ventilfunktion identisch zu dem Lasthalte¬ ventil Fig. 2. Deshalb wird aul" die dortige Beschreibung Bezug genommen und nur noch die Unterschiede erwähnt.
Bei diesem Ausführungsbeispiel sind der Vorslcuerkolben 8 und der Haupt¬ kolben 3 vorteilhafterweise nur mit der Feder 12 verspannt, die sich an dem Ventilgehäuse abstützt. Der Hauptkolbcn 3 wird im wesentlichen durch hydraulische Kräfte axial bewegt. Der Vorsteuerkolben 8 besitzt bei dieser Ausführung einen Führungsschaft 37, der in der Stufenbohrung 71 des Hauptkolbens 3 dichtend geführt wird. Somit bildet sich zwischen Vorsteuer¬ ventilsitz 6 und Führungsschaft 37 konzentrisch zum Aufsteuerkolben 8 ein Vorraum 40 zum Vorsteuerraum 15 aus. Der Vorkammer 40 ist über eine Vordrossel 41 mit dem Vorsteuerraum 15 verbunden. Der Drosselquerschnitt der Vordrossel 41 kann hierbei größer, gleich oder kleiner dem Drossel- querschnitt der Ausgieichsdrossel 14 ausgeführt sein. Diese Ausgestaltung des .8 -
Vorsteuerkolbens 8 besitzt den Vorteil, daß der Druckabbau im Vorsteuer¬ raum 15 über zwei Stufen erfolgt, die einen festen Drosselquerschnitt aufweisen. Insbesondere im geöffneten Zustand bewirkt die Vordrosselboh¬ rung 41, daß bei steigendem Lasidruck eine höhere Schließkraft auf den Vorsteuerkolben 8 wirkt. Die höhere Schließkraft führt dazu, daß aufgrund der Axialverschiebung der Drosselquerschnitt in dem Vorsteuerkanal (Drossel¬ stelle 36 in Fig. 3) sich ebenfalls verkleinert und somit den Hauptkolben 3 aufgrund der Nachlaufregelung zunehmend schließt. Dieses System ist ins¬ besondere bei einem offenen Kreislauf von Vorteil. Hierbei wird ein Steu- erdruck auf den Aufsteuerkolben 19 vorgegeben, der unabhängig von dem Pumpendruck und unabhängig von dem Zulaufdruck, z. B. auch fest ein¬ stellbar ist.
Aufgrund der großen Fläche des Aufsteuerkolbens 20 können in der Steuer- bohrung (Federkammer) 43 als Aufsieuerfedcr zwei parallel geschaltete vorgespannte Federn 46 und 47 zwischen dem Führungsbund 20 und dem Trennsteg 17 eingespannt werden. Bei Bruch einer Feder ist die andere Feder in der Lage, den Aufstcuerkolben in seiner Ausgangsposition zu bewegen. Dies ist im Hinblick auf die Sicherheit von besonderer Bedeutung.
Bei dem in Fig. 4 dargestellten Lasthalle-Bremsventil ist ein Druckbegren¬ zungsventil 30 in das Ventilgehäuse 1 integriert. Das Druckbegrenzungsventil 30 ist als Rückschlagventil mit Durchlässigkeit von der Lastseite (Ringraum 70) zu der Tankscite (Rücklaufraum 73) ausgebildet. Dabei weist der Druck- begrcnzungskolbcn 55 nur eine sehr kleine im Öffnungssinne wirkende Fläche auf. Das wird dadurch erreicht, daß der Druckbegrenzungskolben 55 einen Schaft besitzt, der die Last¬ kammer 53 durchdringt und als Ringraum ausbildet; daß die Lastkammer 53 einerseits durch den Kolben 55 mit Rückschlag- Ventilsitz 54 und an der anderen Seite durch einen am Schaft befe¬ stigten Endbund 62 begrenzt wird, und daß der Rückschlag- Ventilsitz 54 nur eine geringfügig größere hydrauli- sehe Wirkfläche hat als der am Schaft befestigten Endbund 62.
Zur Konstruktion ist in das Ventilgehäuse 1 auf der Seite der Steuerkammer stirnseitig eine Sacklochbohrung 50 eingebracht. Die Sacklochbohrung 50 ist mittels Überlastbohrung 49 mit der Ringraum (Lastkammer) 70 und über die Rücklaufbohrung 60 mit der Rücklaufkammcr 73 verbunden. In die Sack¬ lochbohrung 50 ist der Stopfen 51 (Buchse) eingeschraubt. In den Stopfen 51 ist eine Innenbohrung 52 mittig eingebracht, die zur Sacklochbohrung hin offen ist und mit ihrem Ende den Rückschlag-Ventilsitz 54 bildet. Der Rückschlag-Ventilsitz 54 liegl zwischen der Überlastbohrung 49 und der Rücklaufbohrung 60. Die Innenbohrung 52 ist über die Radialbohrungen 53 und eine Eindrehung 76 an dem Stopfen 51 mit der Überlastkammer 49 verbunden. Die Überlastkammer 49 und die Rücklaufkammer 60 sind zwi¬ schen der Bohrung 68 und der Innenbohrung 52 des Ventilgehäuses des Druckbegrenzungsventils 30 angeordnet. Der federbel astete Druckbegrenzungs- Kolben 55 des Druckbegrenzungsventils 30 weist eine Dichtfläche 56 auf, die unter der Vorspannkraft einer Druckfeder 57, 66 an dem Rückschlag- Ventilsitz 54 anliegt und die Radiaibohrung 53 gegenüber dem Rücklaufraum 73 abdichtet. Der Druckbegrcnzungskolben 55 weist auf beiden Seiten je einen Endbund 62, 63 auf. Der Kolbenschalt durchdringt die Radialbohrung 53 und besitzt an seinem Ende einen Endbund 62. Dieser Endbund 62 ist in der Innenbohrung 52 dichtend (Dichtung 79) geführt, deren Stirnfläche 64 etwas kleiner ist als der Querschnitt des Rückschlag-Ventilsitzes 54 des Kol¬ bens. Der Endbund 63 setzt an dem Druckbegrenzungskolbcn 55 an und ist - mit einem verjüngten Endteil - in der Stirnwand und Führungsbohrung 77 mit Dichtung 61 geführt und ragt in die Bohrung 68. Die Innenbohrung 52, die der Überlastbohrung 49 benachbart ist, sowie ihr Endbund 62 sind mit dem Druck der Rücklaufkammer 73 belastet. Dazu dient ein Entlastungskanal 81, der als Längsbohrung in der Achse des Kolbens ausgebildet ist und der die Rücklaufkammer 73 durch einen radialen Stichkanal 80 mit dem End- räum am Endbund 62 verbindet. Der Querschnitt dieses Endraums sowie des Endbundes 62 ist geringfügig kleiner als die Sitzfläche 54 des Rückschlag- Ventilsitzes 54. Die Wirkfläche, die bei Lastdruck im Öffnungssinne wirk¬ sam ist, entspricht dieser Differenz. Die Bohrung 68 ist zur Druckentlastung durch die Entlastungsbohrung 69 mit der Steuerbohrung 43 (Federkammer) und der Leckölbohrung L verbunden. Der in die Bohrung 68 ragende , dünnere Endbund 63 ist hinsichtlich seines hydraulisch wirksamen Quer¬ schnitts (Stirnfläche 65) gleich groß wie die o. g. Wirkfläche im Öffnungs¬ sinne, d. h.: Differenz zwischen der Ventilsitzfläche 54 und dem Querschnitt der Innenbohrung 52 mit Endbund 62.
Der Kolben 55 des Druckbegrenzungsventils 30 ist mit zwei parallel geschal¬ teten Druckfedern im Schließsinne belastet; die eine Druckfeder 57 ist in der Rücklaufkammer gegen den Kolbenansatz 58 und die andere Druckfeder 66 in der druckentlastctcn Endkammer gegen den Kolbenschaft mit Endbund 63 eingespannt. Zur Einstellung des Laslsicherungsdruckes wird der Stopfen 51 mehr oder weniger tief in die Sacklochbohrung eingeschraubt.
Zur Funktion des Druckbegrenzungsventils 30:
Der Lastdruck steht in der Innenbohrung 52 gegen die Dichtfläche 56 des Ventilsitzes 56 an. Sobald der eingestellte Lastsicherungsdruck erreicht wird, ohne daß zuvor ein Volumensiromabbau über den Hauptkolben 3 erfolgt ist, wird der Druckbegrenzungskolben 55 gegen die Federn 57 und 66 axial verschoben. Die Dichtflächc 56 hebt sich von dem Rückschlag- Ventilsitz 54, und das Druckbegrenzungsventil 30 öffnet. Das Öl kann nun von der Über- lastbohrung 49 über den geöffneten Ventilsitz 54 zur Rücklaufbohrung 60 strömen. Dadurch werden die Ringraum 70 und die Rücklaufkammer 73 unter Umgehung des Ventilsitzes am Hauptkolben 3 verbunden, wenn der Lastdruck einen voreingestellten Grenzwert übersteigt. Der Grenzwert (Lastsi¬ cherungsdruck) wird durch die beiden hintereinander parallel geschalteten Druckfedern 66 und 57 vorgegeben.
Die Ausgestaltung des Druckbcgrenzungskolbens 55 und seine Druckentla¬ stung hat zur Folge, daß der Öffnungsdruck, der in der Innenbohrung 52 auf den Ventilsitz 54 wirkt, unabhängig vom Rücklaufdruck und ausschließ- lieh vom Lastdruck abhängig ist. Dieses Ausführungsbeispiel eines Druckbe¬ grenzungsventils ist besonders für die Funktion Lastsichern im Lasthalte- bremsventil geeignet. Da in den üblichen Schaltkreisen ein nachgeschaltetes Druckbegrenzungsventil im Wegeventil vorhanden ist, kommt es dadurch nicht zu einer Summierung der Einstelldrücke.
Die Figuren 5 bis 10 zeigen eine Möglichkeit der hydraulischen Hubbegren¬ zung eines vorgesteuerten Ventils. Diese hydraulische Hubbegrenzung läßt sich auf alle hydraulisch vorgesteuerten Ventile anwenden, bei denen ein Aufsteuerventil zu Betätigung eines Ventilkolbens vorgesehen ist. Die hydrau- lische Hubbegrenzung wird verdeutlicht an einem Lasthalte-Bremsventil, wie es in den Figuren 1 bis 4 beschrieben ist. Der Schaltpian nach Fig. 5 ist ähnlich dem Schaltpian nach Fig. 1. Auf die Beschreibung der Fig. 1 bis 4 wird vollinhaltlich Bezug genommen. Das Druckbegrenzungsventil 30 nach Fig. 3, 4 ist hier nicht gezeigt. Das Lasthalte-Bremsventil wird ergänzt durch ein Dosierventil 84 in der Ansteuerung des Aufsteuerkolbens 20 über den Steueranschluß X.
Für diese Ansteuerung dient ein Dosierventil 84. Das Dosierventil 84 ist in Einzelheiten in Fig. 6 gezeigt und wird anhand von Fig. 6 beschrieben. Das Dosierventil 84 befindet sich in dem Deckel 22, welcher die Aufsteuer¬ kammer 21 begrenzt. Der Deckel 22 ist an das Ventilgehäuse 1 des Lasthal¬ te-Bremsventils druckdicht angeflanscht mittels Dichtung 121. Die Dosierkam¬ mer mit Ventilsitz 109 des Dosierventils 84 ist relativ zu der Aufsteuer- kammer 21 beweglich geführt und positionierbar. Hierzu ist z. B. der Ventilsitz 109 des Dosierventils 84 an einem Verschlußkolben 119 gebildet, welcher die Dosierventilkammer 102 gegenüber dem Aufsteuerraum 21 im übrigen verschließt und welcher in der Dosierventilkammer 102 parallel zu dem Aufsteuerkolben dichtend geführt und positionierbar ist. Dazu befindet sich in dem Deckel 22 eine Längsbohrung 104, 105, die koaxial zur Ventil¬ achse des Lasthalte-Bremsventils liegt. Diese Längsbohrung ist an ihrem Ende, welches von dem Lasthalte-Bremsventil abgewandt ist, mit einem Gewinde 105 versehen. Auf ihrer restlichen Länge (Verbindungsstufe 104) besitzt sie einen größeren Durchmesser. In das Gewinde 105 ist eine Ver- stellspindcl 106 eingeschraubt und mit einer Konterdichtmuttcr 113 druck¬ dicht verspannt. Die Verstellspindcl 106 bildet mit der Längsbohrung 104,
105 einen Ringraum im Bereich der Verbindungsstufe 104. In diese Verbin¬ dungsstufe 104 mündet die Steuerleitung. In die Steuerleitung X ist ein Fil¬ ter 116 sowie eine Düse 117 eingeschaltet. Der Ringraum wird auf der Seite, die dem Lasthalte-Bremsventil zugewandt ist, durch einen Führungs¬ bund 119 abgeschlossen, der mit dem Ende der Verstcllspindel 106 fest ver¬ bunden und der in der Führungsstufe 103 der Längsbohrung 102 mittels als O-Ring ausgeführter Dichtungen 120 dichtend geführt ist. Die Verstellspindel
106 wird zentrisch von einem Zentralkanal 108 durchdrungen. An dem Ende, welches von dem Lasthalte-Bremsventil abgewandt ist, wird der
Zentralkanal 108 durch einen Stopfen 1 12 druckdicht verschlossen. An dem Ende des Zentralkanals 108, der dem Lasthalte-Bremsventil zugewandt ist, öffnet sich der Zentralkanal 108 mit einem Ventilöffnungskanal 107 in den Aufsteuerraum 21. Vor dem Ventilöllnungskanal 107 beflndet sich das Dosierventil mit dem Schließelcment 110 und einem Schaft 118. Das Schließelement 110 ist hier eine Kugel. Der Schaft 118 stützt sich einerseits an dem Schließelement 110 ab und ist vorzugsweise mit Aufsteuerkolben 20 fest verbunden. Der Schaft 118 durchdringt den Ventilöffnungskanal 107 mit großem Spiel und ragt in die Aufsieuerkammer 21, wo er an der Stirnseite des Aufsteuerkolbens 20, welche die Aufsteuerkammer 21 an der anderen Seite begrenzt, anliegt. Der Zcnlralkanal 108 bildet mit dem im Durch¬ messer kleineren Vcntilöffnungskanal 107 einen kegeligen oder kalotten- förmigen ringförmigen Ventilsitz 109, auf den das Schließelement 110 paßt. Das Schließelement 110 ist in dem Zentralkanal 108 mit Spiel geführt. Es wird durch eine Feder 111 in Richtung auf den Aufsteuerkolben 20 derart gedrückt, daß es sich über den Schaft 118 an der Stirnseite des Aufstcuer¬ kolbens 20 abstützt. Im drucklosen Zustand des Aufsteuerraums 21 liegt der Aufsteuerkolben 20 unter der Kraft der Federn 46, 47 an dem Deckel 22 an, in dem sich das Dosierventil befindet. In dieser Position stützt der Schaft 118 das Schließelement 110 so weit von dem Ventilsitz 109 ab, daß ein Radialkanal 114 Platz hat, welcher die Bohrung 102 und den darin ein¬ mündenden Steuerkanal X über die Verbindungsstufe 104 mit dem Zen¬ tralkanal 108 verbindet.
Zur Funktion:
Wenn der Stcueranschluß x mit Steuerdruck beaufschlagt wird, so pflanzt sich der Steuerdruck in der Verbiπdungsstufe 104 und dem Radialkanal 114 bis in den Zcnlralkanal 108 fort. Da das Schließelement 110 gegenüber den Wandungen des Zentralkanals 108 großes Spiel hat, liegt der Steuerdruck zu beiden Seiten des Schließelcmenies 110. Der Ölstrom gelangt sodann durch Ventilöffnung 107 in den Aufsieucrraum 21.
Das Schließelement 110 und der Schaft 118 des Schließelementes werden durch die Feder 111 in Richtung auf den Aufsteuerkolben 20 gedrückt, so daß Schaft 118 und Schlicßelcment 1 10 die Aufsteuerbewegung des Auf- steuerkolbens mitmachen. Dabei gelangt das Schließelement 110, das hier als Kugel ausgebildet ist, an das Ende des Zentralkanals 108 und zur Anlage an den Ventilsitz 109 der Ventilöflhung. Dadurch wird die Ventilöffnung 107 verschlossen und die Aufsteuerbewegung des Aufsteuerkolbens 20 beendet.
Dieser Zustand der hydraulischen Hubbegrenzung des Aufsteuerventils ist in Figur 7 dargestellt, für die im übrigen die Beschreibung der Figur 6 gilt. Vorzugsweise liegt das Schließelement 110 leckfrei am Sitz 109.
Bei Druckentlastung des Steueranschlusses bewegt sich dagegen der Auf¬ steuerkolben 20 unter der Belastung durch die Federn 46, 47 bis auf seinen Anschlag, d. h. den Deckel 22 zurück.
Es ist in einem Notfall, d. h.: bei Ausfall des hydraulischen Steuerdrucks, auch möglich, den Aufsteuerkolben 20 mechanisch zu betätigen. Zu diesem Zweck wird die Verstellspindel 106 in ihrem Gewinde 105 derart gedreht, daß das vordere, dem Aufsteuerkolben 20 zugewandte Ende der Verstell¬ spindel 106 - d. h.: der Führungsbund 119 - gegen die Stirnfläche des Aufsteuerkolbens 20 anschlägt und den Aufsteuerkolben in Richtung auf den Hauptkolben 3 im Sinne einer Öffnung des Vorsteuerventils mit Vorsteuer¬ ventilsitz 6 bewegt. Damit wird es möglich, die Last ohne Steuerdruck ab¬ zusenken. Dieser Betriebszustand ist in Figur 8 gezeigt, für die im übrigen die Beschreibung der Figur 6 gilt.
In den Figuren 9 und 10 wird eine weitere Ausgestaltung des Dosierventils zur Ansteuerung des Aufsteuerkolbens 20 gezeigt. Hinsichtlich der Beschrei¬ bung des Dosierventils wird auf die Beschreibung zu den Figuren 5 bis 8 verwiesen. Zusätzlich sind hier folgende drei Elemente gezeigt, die allein für sich oder in Kombination zu zweit oder dritt mit dem Dosierventil gemein¬ sam eingesetzt werden können:
a) Dosierbypass Von dem Ringkanal 104, der mit dem Steuerdruck beaufschlagbar ist, zweigt ein Dosierbypasskanal 126 über eine Dämpfungsdüse 125 ab. Dieser Dosierbypasskanal 126 setzt sich in einem Stichkanal 127 fort, der in den Aufsteuerraum 21 einmündet. In dem Stichkanal 127 kann erforderlichenfalls eine weitere Dämpfungsdüse 128 angeordnet sein.
Zur Funktion:
Durch den Dosierbypasskanal 126 mit einer oder mehreren Dämpfungs¬ düsen 127 wird der Aufsteuerraum 21 auch dann mit dem Steuerdruck beaufschlagt, wenn das Schließelement 110 den Ventilsitz 109 schließt. Es erfolgt jedoch lediglich noch eine in gewünschtem Maße bedämpfte
Aufsteuerung des Aufsteuerkolbens 20. Es ändert sich hierdurch also auch die Funktion des Dosierventils.
Bei Anwendung des Dosierbypass bewirkt das Dosierventil eine ungehin- dert schnelle Ansteuerung des Aufsteuerkolbens 20 in dem ersten Steu¬ erbereich. Das Dosierventil bewirkt ein schnelles Ansprechen des Haupt¬ ventils, d. h. : des Lasthalte-Bremsventils im Absenkbetrieb. Dieser Schnellsteuerbereich ist beendet, wenn das Dosierventil den Zufluß des Steueröls durch Ventilöffnung 107 unterbindet (hydraulische Hubbegren- zung des Schnellsteuerbereichs). Nunmehr wird der Aufsteuerraum nur noch über den Bypass stark gedrosselt mit Steueröl beaufschlagt. Die Beschleunigungsabsenkung wird entsprechend verlangsamt. In diesem Zustand bleibt allein der Dosierbypass 127 wirksam, so daß das Last¬ halte-Bremsventil feinfühlig betrieben werden kann. Ohne den Einsatz des Dosierventiles wären die Forderungen: großer Aufsteuerweg mit schneller Ansteuerung bei guter Dämpfung nur möglich, wenn in den Steuerkanal x die für die Dämpfung erforderlichen Düsen eingesetzt würden und zum schnellen Ansteuern der Aufsteuerbewegung ein sehr hoher Steuerdruck angewandt würde. Durch Verstellung der Ver- stellspindel kann das Verhältnis des Schnellsteuerbereiches zu dem
Gesamtsteuerbereich eingestellt werden.
Andererseits wird durch den Einsatz des wenig drosselnden Dosierventils auch eine schnelle Rückbewegung des Aufsteuerkolbens 20 ermöglicht, da die beiden Dämpfungsdüsen 125, 128 im Dosierbypass 126 durch die Ventilöflhung 107 umgangen werden.
b) Tank-Bypass
Von dem Dosierbypass zweigt ein Tank-Bypasskanal 137 ab, der den Dosierbypass mit dem Tank-Kanal 138 verbindet. In dem Tank-Bypass¬ kanal 137 ist eine Bypassdüse 132 sowie ein Bypassrückschlag- Ventil mit Kugel 133 und Feder 134 angeordnet. Das Rückschlagventil verhin¬ dert den Rückfluß im Dosierbypass 126 vom Leckölabschluß L über die Düse 132 zur Verbindungsbohrung.
Zur Funktion:
Der Druck in der Verbindungsbohrung 126 öffnet die Kugel 133 des Bypass-Rückschlag ventils. Dadurch fließt ein Teil des Steueröls durch die Bypassdüse 132 und den Bypasskanal zum Tank. Es entsteht damit eine Strom- und Druckteilung im Dosierventil. Hierdurch werden Druck¬ schwingungen gedämpft. Die Stärke der Dämpfung kann durch die Größe der Bypass-Düse 132 bestimmt werden.
c) Vorspannung des Steuerdrucks Von dem Ringraum 104, der mit dem Steuerdruck belastet ist, zweigt ein Vorspann-Bypass 129, 131 ab. In diesem Vorspann-Bypass liegt ein Vorspannventil (Überdruckventil 130), das durch eine Schraube einstell¬ bar ist. Das Vorspannventil weist - wie bekannt - ein federbelastetes s Rückschlagventil auf, das durch den Druck in dem Ringkanal 104 geöffnet wird und eine Verbindung mit dem Aufsteuerraum 21 herstellt.
Zur Funktion:
Bei plötzlichem Anstieg des Steuerdrucks in dem Ringraum 104 und o vor der Dämpfungsdüse 125 erfolgt eine Öffnung des Vorspannventils
130. Damit fließt das Steueröl schnell und direkt in den Aufsteuerraum 21. Es erfolgt eine schnelle Reaktion des Aufsteuerelementes im Sinne einer Öffnung des Lasthalte-Bremsventils für das Senken der Last.
5 Während durch das Dosierventil bei Normalbetrieb des Lasthalte- und Bremsventils bereits eine schnelle Ansteuerung ermöglicht wird, wird durch das in Kombination damit angewandte Vorspannventil eine weiter beschleu¬ nigte Ansteuerung unter Umgehung des Schnellsteuerbereichs und des Fein¬ steuerbereichs ermöglicht. 0
Es sei bemerkt, daß das Dosierventil für sich, aber auch in Kombination mit einem oder mehreren Elemente a, b und c auch für andere Steuerungs¬ aufgaben angewandt werden kann, bei denen es darum geht, einen Steuerkol¬ ben, durch den ein hydraulischer Strom gesteuert wird, durch einen Steuer- 5 druck hydraulisch anzusteuern und zu verstellen, insbesondere gegen die Kraft einer Rückstellfeder zu verstellen. BEZUGSZEICHENLISTE
1 Ventilgehäuse
1A Lasthalte-Bremsventil
2 Steuerkammer
3 Hauptkolben
4 Dichtfläche
5 Ventilsitz
6 Vorsteuerventilsitz
7 Dichtfläche
8 Vorsteuerkolben
9 Vorsteuerstößel, Kolbenschaft
9A Ansatz
10 Drosselnut
11 Federteller
12 Feder
12A Feder
13 Steuerkammerstopfen
14 Ausgleichdrossel
15 Federraum, Vorsteuerraum
16 Aufsteuerschaft, dünner Teil
17 Trennsteg
18 Dichtung
19 Aufsteuerschaft, dicker Teil
20 Aufsteuerkolben
21 Aufsteuerraum
22 Stopfen
23 Mittelbund
24 Aufsteuerfeder 25 Senkleitung
26 Verbraucher
27 Rücklaufleitung
28 Zulaufleitung
29 Steuerleitung
30 Druckbegrenzungsventil
31 Wegeventil
32 Pumpe
33 Tank
34 Vorsteuerkanal, Sitzbohrung
35 Freistich-Nut
36 Drosselstelle
37 Führungsschaft
38 Führungsbohrung
39 Stirnfläche
40 Vorraum
41 Vordrosselbohrung, Vordrossel
42 Endbund
43 Steuerbohrung, Federkammer
44 Stirnfläche
45 Stirnfläche
46 Feder
47 Feder
48 Anschlagfläche
49 Überlastbohrung
50 Sacklochbohrung
51 Stopfen
52 Innenbohrung
53 Radialbohrung
54 Rückschlag- Ventilsitz 55 Druckbegrenzungskolben
56 Dichtfläche
57 Druckfeder
58 Kolbenansatz
59 Bohrungsgrund
60 Rücklaufbohrung
61 Dichtung
62 Endbund
63 Endbund
64 Stirnfläche
65 Stirnfläche
66 Druckfeder
67 Stopfen
68 Bohrung
69 Entlastungsbohrung
70 Ringraum
71 Stufenbohrung
72 Stufe
73 Rücklaufraum
74 Führungsbohrung
75 Stirnfläche
76 Eindrehung
77 Führungsbohrung
78 Eindrehung
79 Dichtung
80 Stichkanal
81 Entlastungskanal
82 Dichtung
83 Kontermutter
84 Dosierventil 101 Deckel
102 Längsbohrung
103 Führungsstufe
104 Verbindungsstufe
105 Gewinde
106 Verstellspindel
107 Ventilöffnungskanal
108 Zentralkanal
109 Ventilsitz
110 Schließelement
111 Feder
112 Stopfen
113 Konterdichtmutter
114 Radialkanal
115 Steueranschluß
116 Filter
117 Düse
118 Schaft
119 Verschlußkolben
120 Dichtung (O-Ring)
121 Dichtung (O-Ring)
125 Dämpfungsdüse
126 Verbindungsbohrung, Bohrung
127 Verbindungsbohrung, Dämpfungskanal
128 Dämpfungsdüse
129 Verbindungsbohrung, Vorspannkanal
130 Vorspannventil
131 Verbindungskanal, Vorspannkanal
132 Bypass-Düse
133 Ventilkugel des Bypass-Rückschlagventiis Feder des Bypass-Rückschlagventiis Bypass-Kanal, Bohrung Dichtung (O-Ring) Bypasskanal Tankkanal, Verbindungsbohrung Freistich-Nut Bereich mit größtem Querschnitt Bereich mit abnehmender Drosselung (Drosselwirkung) Teillänge mit abnehmendem Querschnitt Teillänge mit gleichbleibendem Querschnitt Bereich mit kleinstem Querschnitt Endkammer

Claims

PATENTANSPRÜCHE
1. Hydraulisch steuerbares Lasthalte-Bremsventil, insbesondere für einen doppelwirkenden Verbraucher, der einseitig auf seiner Lastseite unter einer äußeren Last steht, mit folgenden Merkmalen: in einem Ventilgehäuse (1) ist eine Steuerkammer (2) angeordnet; die Steuerkammer besteht aus, vorzugsweise fluchtend angeordneten,
Kammerabschnitten und zwar in dieser Reihenfolge:
Vorsteuerraum (15); Ringraum (70), der (über Anschluß B) mit der Senkleitung (25) des
Verbrauchers (26) verbunden ist,
Rücklaufraum (73), der (über Anschluß A) mit der Rücklaufleitung (27) zum Tank verbunden ist;
Aufsteuerraum (21), die mit einem Steuerkanal (X) verbunden ist; zwischen Ringraum und Rücklaufraum ist in der Steuerkammer (2) ortsfest am Ventilgehäuse (1) ein Ventilsitz (5) mit zentralem Durchlaß angeordnet, worüber die Anschlußbohrungen A und B verbindbar sind; der Ventilsitz wird durch einen Hauptkolben (3) verschlossen bzw. geöffnet; der Hauptkolben (3) ist als Stufenkolben ausgeführt und weist auf: einen dünnen Kolbenbund, der mit der zylindrischen Wandung der
Steuerkammer (2) den Ringraum (70) bildet, eine Dichtfläche (4) an dem dünnen Kolbenbund, die dem Ventilsitz zugewandt ist und die mit dem Ventilsitz (5) zusammenwirkt, einen dicken Kolbenbund, der dichtend an der Wandung der
Steuerkammer zwischen Ringraum und Vorsteuerraum geführt ist und beide voneinander trennt; der Hauptkolben ist axial in der Steuerkammer (2) verschiebbar mittels
Druckbeaufschlagung der Rücklaufkammer (73) oder des Ringraums (70) im Sinne des Abhebens von dem Ventilsitz (4) und mittels Druckbeauf- schlagung des Vorsteuerraums (15) im Sinne des Schließens des Ventil¬ sitzes; der Vorsteuerraum (15) ist über eine Ausgleichdrossel (14) mit dem Ringraum (70) sowie Anschluß B und über einen Vorsteuerkanal (34) mit Vorsteuerventilsitz (6) im Hauptkolben (3) mit dem Rücklaufraum
(73) sowie Anschluß A verbindbar; der Vorsteuerkanal mit Vorsteuerventilsitz (6) ist durch ein konzentrisch zum Vorsteuerkanal (34) geführtes Schließelement (Vorsteuerkolben 8) mit seiner Dichtfläche (7) durch Druckbeaufschlagung im Vorsteuerraum (15) und, vorzugsweise, der Kraft einer Schließfeder (12) schließbar und in der Gegenrichtung durch einen Vorsteuerstößel (Kolbenschaft (9)) aufsperrbar, welcher Vorsteuerstößel (9) in dem Vorsteuerkanal (34) mit Spiel geführt ist und in den Rücklaufraum (73) ragt; in dem Aufsteuerraum (21) ist ein Aufsteuerkolben (20) axial geführt und durch Druckbeaufschlagung des Aufsteuerraums (21) in Richtung des Rücklaufraums (73) und durch eine Aufsteuerfeder (24) in der Gegenrichtung verschiebbar; der Aufsteuerkolben (20) weist einen gegen den Vorsteuerstößel (9) gerichteten und koaxial dazu ausgerichteten Aufsteuerschaft (19) auf, der mit seinem einen Ende (Aufsteuerende (16)) in die Steuerkammer (2) hineinragt und bei axialer Verschiebung des Aufsteuerkolbens (20) gegen die Kraft der Aufsteuerfeder (24) auf den Vorsteuerstößel (9) und den Vorsteuerkolben (8) im Sinne des Öffnens einwirkt, dadurch gekennzeichnet, daß der Vorsteuerstößel (9) über seine Länge und ausgehend von der Sitz¬ fläche (7) des Vorsteuerkolbens (9) zumindest folgende Längenbereiche besitzt: zunächst einen Bereich (142) mit Maximalquerschnitt, der gegenüber dem Vorsteuerkanal (34) mit geringstem Spiel (Drosselspalt) geführt ist, sodann einen daran anschließenden Drosselbereich (143), welcher über seine Länge mit seinem Querschnitt gegenüber dem Vorsteuerkanal (34) einen Drosselspalt bildet, der von dem Drosselspalt des Maximalquer¬ schnitts ausgeht und sodann, zumindest über eine Teillänge (144) des s Drosselbereichs (143), stetig, vorzugsweise progressiv, zunimmt, sodann einen Bereich (146) mit Mindestquerschnitt; und daß vorzugsweise der Vorsteuerstößel (9) mit dem Vorsteuerkolben (8) fest verbunden ist.
o
2. Ventil nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Vorsteuerstößel (9) im Drosselbereich, der dem Vorsteuerkolben am nächsten liegt (Bereich 142 des Maxi¬ malquerschnitts), kreiszylindrisch und im wesentlichen mit dem Maxi¬ malquerschnitt und mit geringem Spiel gegenüber dem Vorsteuerkanal 5 (34) ausgebildet ist, daß der Vorsteuerstößel (9) in dem dann folgenden "Drosselbereich (143) mit abnehmender Drossel Wirkung" auf seinem Mantel mindestens eine axial gerichtete Drosselnut (10) aufweist, deren Tiefe und/ oder Breite an den Bereich des Maximalquerschnitts mit im wesentlichen 0 Null anschließt und über eine Teillänge (144) des Drosselbereichs (143) stetig zunimmt, und - vorzugsweise - sich sodann über eine weitere Teillänge (145) gleichbleibend fortsetzt, und - vorzugsweise - daß der Nutengrund der Drosselnuten an dem anderen Ende des Drosselbereichs (143) im wesentlichen auf dem 5 Mindestquerschnitt des Vorsteuerstößels (9) ausläuft.
3. Ventil nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß die mit dem Steuerdruck beaufschlagte Wirkfläche (45) des Aufsteuer- 0 kolbens (20) zur Wirkfläche des Vorsteuerventilsitzes (6) im Verhältnis von größer 50 : 1, vorzugsweise größer 100 : 1, steht und daß, vorzugsweise, das Verhältnis der Stirnfläche (45) des Aufsteuerkolbens (20) zur Stirnfläche (44) respektive Wirkfläche (74) am Aufsteuerende (16) größer 30 : 1 ist, insbesondere größer als 60 : 1.
4. Ventil nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß der Drosselquerschnitt (Drosselstelle 36), den der Vorsteuerstößel (9) mit dem Vorsteuerkanal (34) bildet, in allen Öffnungspositionen des Vorsteuerkolbens (8) kleiner ist als der zwischen dem Vorsteuerventilsitz
(6) und der Dichtfläche (7) des Vorsteuerkolbens (8) gebildete Öff¬ nungsquerschnitt.
5. Ventil nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß der maximale Drosselquerschnitt, den der Vorsteuerkolben (8) mit dem Vorsteuerkanal (34) bildet, größer ist als der Durchflußquerschnitt der Ausgleichdrossel (14).
6. Ventil nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß der Hauptkolben (3) an seinem Ende, das dem Vorsteuerraum (15) zu¬ gewandt ist, eine zentrische Führungsbohrung (38) aufweist, von deren Grund der Vorsteuerkanal (34) ausgeht; der Vorsteuerkolben (8) an dem dem Vorsteuerraum zugewandten
(federbelasten) Ende einen Führungsschaft (37) aufweist, der in einer Führungsbohrung (38) im Hauptkolben (3) dichtend geführt wird und eine im Vergleich zur Wirkfläche des Vorsteuerventilsitzes (6) größere Stirnfläche (39) aufweist; der Teil der Führungsbohrung (38), der zwischen Vorsteuerventilsitz (6), und Führungsschaft (37) liegt, ist über eine Vordrosselbohrung (41) mit dem Vorsteuerraum (15) verbunden.
7. Ventil nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß der Ringraum (70) (einschließlich Anschluß B und Senkleitung 25) und die Rücklaufkammer (60) mit dem Rücklaufraum (73) (einschließlich Anschluß A, Rücklaufleitung (27) und Tank) über eine Kammer (49) und eine Rücklaufkammer (60) und einen dazwischen angeordneten federbelasteten Druckbegrenzungskolben (55) eines Druckbegrenzungs¬ ventils (30) verbunden sind.
8. Ventil nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Kammer (49) und die Rücklaufkammer (60) zwischen zwei Endkam¬ mern des Druckbegrenzungsventils (30) liegen, daß der federbelastete Druckbegrenzungskolben (55) des Druckbegren¬ zungsventils (30) eine Dichtfläche (56) sowie an beiden Enden je einen Kolbenschaft (Führungsende 62, Führungsende 63) aufweist, wobei die Dichtfläche (56) unter der Vorspannkraft einer Druckfeder (57) an dem Ventilsitz (54) anliegt und wobei jedes Führungsende (62, 63) in einer der Endkammern des Ven¬ tilgehäuses (1) dichtend geführt sind, daß diejenige Endkammer, welche der Überlastbohrung (49) benachbart ist, sowie ihr Führungsende (62) mit dem Druck der Rücklaufkammer (73) über Längsbohrung (81) und Querbohrung (80) belastet und im Querschnitt (Stirnfläche 64) geringfügig kleiner als die Sitzfläche des Ventilsitzes ist und daß die Endkammer mit Führungsende (63) druckentlastet ist und hin¬ sichtlich ihres hydraulisch wirksamen Querschnitts (Stirnfläche 65) gleich groß ist wie die Differenz zwischen der Ventilsitzfläche (54) und dem Querschnitt (Stirnfläche 64) der Endkammer (147) mit Führungsende (62).
9. Ventil nach Anspruch 7 oder 8, dadurch gekennzeichnet, daß der federbelastete Druckbegrenzungskolben (55) des Druckbegrenzungs- ventils (30) mit zwei parallel geschalteten Druckfedern belastet ist, von denen die eine Druckfeder (57) in der Rücklaufkammer (60) gegen den Druckbegrenzungskolben (58) und die andere Druckfeder (66) in der druckentlasteten Endkammer gegen den Kolbenschaft mit Führungsende (63) eingespannt ist.
10. Ventil mit hydraulisch/mechanischem Aufsteuerkolben, der durch einen einstellbaren Aufsteuer-Ölstrom im Sinne der Öffnung oder Schließung des Ventils betätigbar ist, insbesondere Ventil nach dem Oberbegriff von Anspruch 1, vorzugsweise nach einem der vorangegangenen An- sprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Aufsteuerkammer (21) mit dem Steuerkanal (X) über ein Dosierven¬ til (84) verbunden ist, durch welches der Aufsteuerkolben (20) mit einer auf einen vorgegebenen Hub des Aufsteuerkolbens (20) begrenzten Steuerölmenge beaufschlagt wird.
11. Ventil nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß die Dosierkammer (102) des Dosierventils (84) mit dem Steueranschluß (115) verbunden ist und aufweist: eine Ventilöflhung (107) mit Ventilsitz (109), durch die das Steueröl zu dem Aufsteuerraum (21) gelangt, ein Schließelement (110), das sich mittels eines Schaftes (118) an dem Aufsteuerkolben (20) derart abstützt, daß das Schließelement (110) in der Dosierkammer (102) zwischen dem Ventilsitz (109) und einer
Öffhungsstellung synchron mit dem Aufsteuerkolben (20) beweglich ist, und daß es den Ventilsitz (109) bei vorgegebenem Hub des Aufsteuer¬ kolbens (20) verschließt.
12. Ventil nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß die VentilöfFnung (107) in den Aufsteuerraum (21) auf der von der Aufsteuerfeder (147) abgewandten Seite einmündet und von einer ring¬ förmigen Schließfläche (Ventilsitz 109) umgeben wird, welche parallel zur druckbeaufschlagten Stirnseite des Aufsteuerkolbens liegt, der Schaft (118) die Ventilöfinung (107) mit großem Spiel durchdringt, das Schließelement (110) durch eine Feder (111) zur Anlage des Schaf¬ tes an die druckbeaufschlagte Stirnseite des Aufsteuerkolbens (20) und nach Durchfahren des vorgegebenen Hubes an den Ventilsitz (109) gedrückt wird.
13. Ventil nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, daß der Ventilsitz (109) mit Ventilöffnung (107) des Dosierventils (84) relativ zu der Aufsteuerkammer (21) beweglich geführt und positionier¬ bar ist, insbesondere die Ventilöflhung (107) des Dosierventils (84) an einem Verschlußkolben (119) gebildet wird, welcher die Dosierventil¬ kammer (102) gegenüber dem Aufsteuerraum (21) verschließt und wel¬ cher in der Dosierventilkammer (102) parallel zu dem Aufsteuerkolben (20) dichtend geführt und positionierbar ist.
14. Ventil nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, daß der Verschlußkolben (119) derart positionierbar ist, daß er an den Aufsteuerkolben (20) anschlägt und den Aufsteuerkolben (20) im Sinne einer EntSperrung des Vorsteuer-Schließelements (Vorsteuerkolben 8) verschiebt und positioniert.
15. Ventil nach Anspruch 13 oder 14, dadurch gekennzeichnet, daß der Verschlußkolben (119) an dem freien Ende einer Verstellspindel (106) angebracht ist, die Verstellspindel (106) einen mit der Ventilöffhung (107) fluchtenden Zentralkanal (108) aufweist, welcher am freien Ende der Verstellspindel (106) durch den Stopfen (112) verschlossen ist, in dem Zentralkanal (108) das Schließelement (Kugel 110) geführt ist, der Zentralkanal (108) beidseits des Schließelements mit dem Steuer¬ druck beaufschlagt wird und die Verstellspindel (106) in eine zur Bewegung des Aufsteuerkolbens (20) parallele Gewindebohrung (105) hinein- oder herausschraubbar ist.
16. Ventil nach Anspruch 15, dadurch gekennzeichnet, daß in der einen Endposition der Verstellspindel (106) der Verschluß kolben (119) in die Aufsteuerkammer (21) ragt, an den Aufsteuerkolben an¬ schlägt und den Aufsteuerkolben (20) im Sinne einer Entsperrung des Vorsteuer-Schließelements (Vorsteuerkolben 8) verschiebt (Fig. 8) und in der anderen Endposition der Abstand des Ventilsitzes (109) von der Stirnfläche des in Ruheposition befindlichen Aufsteuerkolbens (20) kürzer als der Schaft (118) ist.
17. Ventil nach Anspruch 15 oder 16, dadurch gekennzeichnet, daß der Zentralkanal (108) beidseits des Schließelements (110) mit dem Steuerdruck beaufschlagt wird, indem der Steuerdruckkanal (114) un- mittelbar vor der Schließfläche des Verschlußkolbens in den Zentralkanal
(108) einmündet und das Schließelement mit Spiel in dem Zentralkanal geführt ist.
18. Ventil nach Anspruch 10 bis 17, dadurch gekennzeichnet, daß der Schaft (118) festverbunden mit dem Schließelement (110) ist, oder getrennt von dem Schließelement (110) ist; der Schaft (118) festverbunden mit dem Aufsteuerkolben (20) ist, oder getrennt von dem Aufsteuer kolben (20) ist.
19. Ventil nach einem der Ansprüche 10 bis 18, dadurch gekennzeichnet, daß das Dosierventil (84) durch einen Drosselkanal (127) umgangen wird, der nach dem Schließen des Sitzes (109) durch das Schließelement (HO) eine stärkere Drosselung (Drosseln oder Blenden 125 und 128) des Steuerölstroms aufweist.
20. Ventil nach einem der Ansprüche 10 bis 19, dadurch gekennzeichnet, daß das Dosierventil durch einen Vorspannkanal (129, 131) mit einem darin gelegenen Vorspannventil (130) umgangen wird, mit dem maximale Druckdifferenz zwischen Vorspannkanal (129) und Reststeuerkanal (21) vorgegeben wird.
21. Ventil nach einem der Ansprüche 10 bis 20, dadurch gekennzeichnet, daß das Dosierventil durch einen Entlastungskanal (Bypasskanäle 135, 137) umgangen wird, der den Steuerkanal über eine Bypass-Düse und ein Rückschlagventil 133) mit dem Tank verbindet.
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