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EP2740135B1 - Differentialzylinder für einen hydromechanischen antrieb für elektrische leistungsschalter - Google Patents

Differentialzylinder für einen hydromechanischen antrieb für elektrische leistungsschalter Download PDF

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Publication number
EP2740135B1
EP2740135B1 EP12743078.3A EP12743078A EP2740135B1 EP 2740135 B1 EP2740135 B1 EP 2740135B1 EP 12743078 A EP12743078 A EP 12743078A EP 2740135 B1 EP2740135 B1 EP 2740135B1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
piston
damping
pressure
damping chamber
control
Prior art date
Legal status (The legal status 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 status listed.)
Active
Application number
EP12743078.3A
Other languages
English (en)
French (fr)
Other versions
EP2740135A1 (de
Inventor
Thomas Brenneis
Matthias Schmidt
Henrik Lohrberg
Frank Fiedler
Bruno Gehlert
Roland Palm
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
ABB Schweiz AG
Original Assignee
ABB Schweiz 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 ABB Schweiz AG filed Critical ABB Schweiz AG
Publication of EP2740135A1 publication Critical patent/EP2740135A1/de
Application granted granted Critical
Publication of EP2740135B1 publication Critical patent/EP2740135B1/de
Active legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

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Classifications

    • 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
    • F15B15/00—Fluid-actuated devices for displacing a member from one position to another; Gearing associated therewith
    • F15B15/20—Other details, e.g. assembly with regulating devices
    • F15B15/22—Other details, e.g. assembly with regulating devices for accelerating or decelerating the stroke
    • H—ELECTRICITY
    • H01—ELECTRIC ELEMENTS
    • H01H—ELECTRIC SWITCHES; RELAYS; SELECTORS; EMERGENCY PROTECTIVE DEVICES
    • H01H3/00—Mechanisms for operating contacts
    • H01H3/60—Mechanical arrangements for preventing or damping vibration or shock
    • H01H3/605—Mechanical arrangements for preventing or damping vibration or shock making use of a fluid damper
    • H—ELECTRICITY
    • H01—ELECTRIC ELEMENTS
    • H01H—ELECTRIC SWITCHES; RELAYS; SELECTORS; EMERGENCY PROTECTIVE DEVICES
    • H01H33/00—High-tension or heavy-current switches with arc-extinguishing or arc-preventing means
    • H01H33/02—Details
    • H01H33/28—Power arrangements internal to the switch for operating the driving mechanism
    • H01H33/30—Power arrangements internal to the switch for operating the driving mechanism using fluid actuator
    • H01H33/34—Power arrangements internal to the switch for operating the driving mechanism using fluid actuator hydraulic

Definitions

  • the invention relates to hydraulic differential cylinders for hydromechanical drives for electrical circuit breakers.
  • Hydromechanical spring accumulator drives usually have differential cylinders.
  • a piston of the differential cylinder is connected to a piston rod which is movable by pressurizing a pressure volume.
  • the piston rod is connected to an electrical power switch, so that by moving the piston rod of the electric power switch can be switched.
  • the pressure volume of the differential cylinder can be acted upon by a hydraulic pressure, so that the piston rod moves in a corresponding position.
  • the pressure in the printing volume is usually provided by a printing cylinder which is coupled to a mechanical energy storage, such as a spring assembly. If the circuit breaker to be switched, the spring force is released to the pressure cylinder, so that there builds a working pressure, which is present via a hydraulic connection in the pressure volume of the differential cylinder. The working pressure in the pressure range moves the piston and the piston rod of the differential cylinder.
  • the mechanical energy store is formed on the pressure cylinder as a spring arrangement, this is usually applied to provide a sufficient force with a bias voltage.
  • the working pressure builds up very quickly, so that the pressure range of the differential cylinder is applied almost directly to the working pressure.
  • the piston of the differential cylinder is moved with a high acceleration force in the direction of an end stop.
  • a cushioning is often provided in which the speed of the piston is reduced before this or another component strikes against a stop.
  • the damping is intended to cause the final speed of the piston is brought below a predetermined threshold when striking, in order to avoid damage to the components.
  • a separate geometric design of the damping must be carried out individually for each application.
  • the hydromechanical spring-loaded drives are already set at the beginning of production to a specific application.
  • the US 3,885,454 describes a hydraulically operated drive for a circuit breaker in which a hydraulic high-pressure accumulator provides the energy required for switching, wherein the pressure in the high pressure accumulator is maintained by a pump.
  • the drive includes a differential cylinder with cushioning as described above for hydromechanical spring drives, wherein the piston has a pin-shaped end which penetrates through the piston into a bore before reaching the end stop. The hydraulic fluid can then escape only through a bypass line with adjustable cross-section, whereby a damping is achieved.
  • hydromechanical spring accumulator drive which has an end position damping, regardless of the mechanical Energy stored working pressure and regardless of the mass moved with the piston rod can be braked so that a final speed of the piston rod is reached below a predetermined threshold before the piston, the piston rod or an associated component abuts an end stop.
  • hydro-mechanical drive differential cylinder provides damping of movement of the piston in a portion (portion) of the range of movement of the piston to reduce the speed of the piston prior to reaching an end stop.
  • an adjustable damping it is possible to form the differential cylinder independently of the knowledge of the later system in which it is used. The damping is set only when the desired damping is known, which should experience the piston before hitting a stop. In this way, a largely application-neutral production of such hydromechanical drives is possible, which can be done without knowledge of the final application.
  • the damping device has a damping chamber at an end of the second pressure region opposite the piston and a damping journal projecting on the piston in the direction of the second pressure region, wherein the damping journal and the damping chamber are designed such that the damping journal is in a section of the movement region into the damping chamber protrudes and thus separates the second pressure range of the damping chamber. It can thereby be achieved that in a first portion of the range of movement of the piston no appreciable damping is caused. Only in a second portion of the movement range, when the damping pin passes through the movement of the piston in a damping chamber, the fluid contained in the damping chamber is enclosed, so that it can flow out of the damping chamber only by a reduced passage cross-section.
  • the cross section through which the hydraulic fluid can flow out of the damping chamber is adjustable, so that the hydromechanical drive on the Use case, that is, on the output speed of the piston, the force acting on the piston, the maximum speed of the piston and the mass of the piston rod connected to the elements, adjustable to achieve the desired switching behavior of the operated with the hydro-mechanical drive circuit breaker.
  • damping pin and the damping chamber are formed so that after the penetration of the damping pin in the damping chamber remains a residual gap having a predetermined passage cross-section.
  • the predetermined passage cross-section can be chosen so that this causes a predetermined maximum damping against the movement of the piston.
  • the damper chamber may include one or more exhaust ducts each closed or open by the damper pin depending on the position of the damper pin in the damper chamber, the outlet ducts being connected to adjustable throttle units via connecting ducts to establish a passage area for a hydraulic fluid in the damper chamber.
  • an adjusting unit can be provided in order to set the passage cross sections of the throttle units together.
  • the damping chamber may be arranged in a movable damping piston which is movable in the direction of a third pressure range, so that depending on a pressure in the damping chamber, the damping piston moves in the direction of the third pressure range, so that an increase in pressure in the damping chamber is limited ,
  • a pressure equalization line be provided between the damping chamber or the damping pin and a volume connected to the second pressure range, wherein in the pressure equalization line, a valve is provided to allow only an inflow of hydraulic fluid into the damping chamber.
  • FIG. 1 shows a schematic cross-sectional view of a hydraulic differential cylinder 1 with a piston 2, which separates a first pressure region 3 from a second pressure region 4.
  • the piston 2 is movably arranged in a cylinder interior 5, wherein the piston 2 hermetically separates the first and the second pressure region 3, 4 from each other.
  • the first pressure region 3 can be acted upon by a working pressure.
  • the working pressure may be provided, for example, by a separate pressure cylinder (not shown) which may be caused by the release of a mechanical energy accumulator, such as a biased plate or coil spring, onto a piston of the pressure cylinder.
  • a mechanical energy accumulator such as a biased plate or coil spring
  • the hydraulic differential cylinder 1 serves to provide a release movement.
  • the piston 2 of the differential cylinder 1 is connected to a piston rod 6, which causes as an actuator directly or indirectly opening or closing of an electrical circuit breaker.
  • the piston 2 Upon application of the working pressure in the first pressure range 3, the piston 2 moves according to the pressure difference between the first and the second pressure region 3, 4 so that the volume of the second pressure region 4 decreases, wherein the hydraulic fluid in the second pressure region 4 on the Hydraulic line 7 flows directly into a hydraulic fluid reservoir (not shown) and therefore exerts no significant back pressure on the piston 2.
  • the piston 2 of the differential cylinder 1 Upon initiation of the hydromechanical drive, the piston 2 of the differential cylinder 1 is accelerated, wherein the second pressure region 4 does not contribute to reducing the speed of the piston 2. In this way, with the help of the hydromechanical drive switching operation with a desired speed are performed so that fast tripping operations are possible.
  • the cushioning is formed in this embodiment by means of a cylindrical, in particular circular cylindrical, damping pin 10, which is passive during a movement of the piston 2 in a range B of the interior 5 and damping the movement of the piston 2 causes as soon as the piston 2 at further Reduction of the volume of the second pressure region 4 in a damping region D moves.
  • the position, which represents the transition between the movement region B and the damping region D, is defined by the entry of the damping pin 10 into a likewise cylindrical damping chamber 11 when the volume of the second pressure region 4 is reduced.
  • the damping chamber 11 has a cross-section which substantially corresponds to the cross section of the damping pin 10.
  • the damping pin 10 hermetically closes off the hydraulic fluid in the damping chamber 11, for the most part hermetically against the second pressure region 4.
  • the hydraulic line 7 for discharging the hydraulic fluid from the second pressure region 4 is thus no longer in direct fluid communication with the hydraulic fluid trapped in the damping chamber 11.
  • the cross section of the damping pin 10 may be formed smaller than the cross section of the damping chamber 11, to ensure a residual gap 8 for the passage of hydraulic fluid.
  • the effective passage cross section of the residual gap can be selected so that an attenuation of the movement of the piston 2 is made possible with a maximum adjustable damping.
  • the maximum adjustable damping for example, in the interpretation of be predetermined hydraulic drive. So z. B. a passage cross section of 0.5% to 5% of the cross-sectional area of the damping pin 10 is possible.
  • the damper chamber 11 has a number of outlet ducts 9, which constitute connecting ducts between the damper chamber 11 and the hydraulic duct 7.
  • the outlet lines 9 each have a throttle unit 12, which represents a flow resistance for the hydraulic fluid in the outlet lines 9.
  • three outlet ducts 9 are provided with respective throttling units 12 of separately variable cross-section.
  • the outlet ducts 9 are disposed on a side wall of the damper chamber 11 with respect to the direction of movement of the damper pin 10 at axially staggered positions so that one or more of the outlet ducts 9 is controlled by the damper pin 10 (or through) depending on the position of the damper pin 10 in the damper chamber 11 the side wall of the damping pin 10) can be closed.
  • the throttle units 12 have a variable cross-section, which is individually adjustable.
  • the respective connecting lines 9, which connect the damping chamber 11 via the respective throttle unit 12 with the second pressure region 4, are with respect to the direction of movement of the damping pin 10 arranged at different axial positions. In this way, an increasing damping can be achieved, the further the damping pin 10 penetrates into the damping chamber 11. While initially in the damping region, the cross sections of the throttle units 12 allow in total the outflow of hydraulic fluid trapped in the damping chamber 11, upon further movement of the damping pin 10 access to the first connection line 9 and the corresponding throttle unit 12 is initially closed, so that only the Cross sections of the second and third throttle unit 12 can provide for the outflow of the hydraulic fluid from the damping chamber 11.
  • the check valve 15 remains when braking the movement, d. H. during a movement of the piston 2 in the direction of the damping region D, closed and only serves to ensure that the movement of the piston 2 in the opposite direction, d. H. in the direction of the movement range B, is not hindered by the damping.
  • FIG. 2 an example of a throttle unit 12 is shown with individually adjustable effective cross-sectional area.
  • a throttle sleeve 20 which is connectable at one end over the outlet 9 with the damping chamber 11.
  • a connecting line 21 is provided, which is connectable to the hydraulic line 7 or equivalent.
  • a set screw 22 is inserted inside the sleeve 20.
  • the adjusting screw 22 has a head portion 26 which is movable in the axial direction A of the throttle sleeve 20 in order to increase or decrease a passage between the outlet 9 and the connecting line 21.
  • the effective passage area can be adjusted by positioning the set screw 22.
  • the adjusting screw is provided on a head part 26 with an external thread 23.
  • the external thread 23 is in engagement with an internal thread 24, which is arranged on the sleeve 20 on a side opposite the external thread 23 area. Through the thread, the adjusting screw 23 can be adjusted by turning in the axial direction A, whereby an exact adjustment of the effective passage cross-section of the throttle unit 12 is possible.
  • a connection to the hydraulic line 7 and the hydraulic fluid reservoir is provided.
  • the actuator 31 has a cavity 37. Passages 33 in the lateral surface of the actuating element 31 connect the outer surface with the cavity 37 and the free space 37.
  • the cavity 37 and the free space 37 opens at one end of the actuating element 31, which is provided with the connection to the hydraulic line 7, frontal end associated with the sleeve-shaped recess 32.
  • the passages 33 may be slit-shaped, circular or formed as an eccentric with extending in the axial or radial direction of extension of the adjusting element 31 changing cross section.
  • the passages 33 are arranged at positions which correspond to the positions of the mouths of the outlet lines 9, so that the passages 33 partially or completely come into coincidence with the mouths of the outlet lines 9 by corresponding rotation of the adjusting element 31.
  • the degree of overlap between the mouths of the outlet conduits 9 and the passages 23 defines the effective passage area of the throttle unit thus formed.
  • FIG. 6 is a schematic cross-sectional view of another embodiment of a hydraulic differential cylinder 40 shown with end position damping.
  • a major difference between the hydraulic differential cylinder of FIG. 1 and the hydraulic differential cylinder of FIG. 7 is that the damping chamber 11 is arranged in a movable damping piston 41.
  • the damping piston 41 is movable in the same direction as the piston 2 and on one of the damping chamber 11 opposite side (third pressure range) with the working pressure or other adjustable pressure acted upon.
  • the damping chamber 11 in the damping piston 41 is in contrast to the embodiment of FIG. 1 not connected via one or more throttle units 12 with the hydraulic fluid reservoir.
  • damping pressure acts on a first control surface A 1 , which essentially has the cross-sectional area the damping chamber 11 corresponds.
  • the damping pressure causes a force on the damping piston 41.
  • the damping piston 41 moves in the damping direction, ie in the same direction in which the damping pin 10 moves.
  • the check valve 43 is provided so that it opens out of the damping area D in a movement direction of the piston 2 in a direction of movement, ie at a positive pressure gradient between the second pressure region 4 and the damping chamber 11. This embodiment allows an unobstructed movement of the piston second in direction of movement B.
  • FIG. 7 is a schematic cross-sectional view of another embodiment of a hydraulic differential cylinder 50 according to another embodiment shown.
  • the damping chamber 11 is connected via a connecting line 51 to the hydraulic line 7, which connects the second pressure region 4 with the hydraulic fluid reservoir, or directly to the second pressure region 4.
  • a control cylinder 53 is provided with a control piston 54.
  • the control piston 54 serves to create a connection between the damping chamber 11 and the second pressure region 4 or the hydraulic fluid reservoir.
  • the control piston 54 is formed as a differential piston, one side of which has a piston surface A 3 , which is exposed to the working pressure with which the piston 2 is acted on the part of the first pressure region 3, while the corresponding other side a smaller compared to control surface A first has on a provided on the control piston control pin 55 which is exposed to the pressure of the damping chamber 11.
  • the control pin 55 also serves to form a valve for the connecting line 51, wherein the passage cross-section of the valve is indicated by the position of the control piston 54. Due to the working pressure acting on the piston surface A 3 , the valve is initially closed.
  • a residual gap 56 is provided between the damping pin 10 and the damping chamber 11, which allows an escape of hydraulic fluid in the second pressure region 4 with a defined cross-section. If the damping pressure increases in the damping chamber 11, then comes It depends on the design of the control piston 54, when the control piston 54 is moved and allows the additional discharge between the damping chamber 11 to the hydraulic fluid reservoir via the connecting line 51. When the pressure in the damping chamber 11 drops, the working pressure acting on the further control surface A 3 of the control pin 55 moves the control piston 54 and causes the connecting line 51 to close.
  • the control piston 54 constitutes a self-regulating system which keeps the pressure in the damping chamber 11 constantly below a value set by the area ratio during the entire decelerating operation of the piston 2.
  • the control piston 54 furthermore has an area A 2 , to which the pressure of the hydraulic fluid in the second pressure area 4 acts in the closed state of the control valve. If the piston 2 to move in the opposite direction (by reducing the working pressure), the damping pressure in the damping chamber 11 is reduced and there is a positive pressure gradient between the second pressure region 4 and the damping chamber 11. In this case, the control piston 54 opens the complete cross-section and allows a sufficiently large flow of liquid from the hydraulic fluid line 7 in the damping chamber 11, so as not to hinder the movement of the damping pin 10 from the damping chamber 11 out. In order to ensure such functionality, it is provided that the sum of the first control surface A 1 and the second control surface A 2 exceeds the further piston surface A 3 .

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Description

  • Die Erfindung betrifft hydraulische Differentialzylinder für hydromechanische Antriebe für elektrische Leistungsschalter.
  • Hydromechanische Federspeicherantriebe weisen üblicherweise Differentialzylinder auf. Ein Kolben des Differentialzylinders ist mit einer Kolbenstange verbunden, die durch Druckbeaufschlagung eines Druckvolumens bewegbar ist. Weiterhin ist die Kolbenstange mit einem elektrischen Leistungsschalter verbunden, so dass durch Bewegen der Kolbenstange der elektrische Leistungsschalter geschaltet werden kann. Beispielsweise kann zum Öffnen des elektrischen Leistungsschalters das Druckvolumen des Differentialzylinders mit einem hydraulischen Druck beaufschlagt werden, so dass sich die Kolbenstange in eine entsprechende Position bewegt.
  • Der Druck in dem Druckvolumen wird üblicherweise von einem Druckzylinder bereitgestellt, der mit einem mechanischen Energiespeicher, wie beispielsweise einer Federanordnung, gekoppelt ist. Soll der Leistungsschalter geschaltet werden, wird die Federkraft auf den Druckzylinder freigegeben, so dass sich dort ein Arbeitsdruck aufbaut, der über eine hydraulische Verbindung auch in dem Druckvolumen des Differentialzylinders vorliegt. Durch den Arbeitsdruck in dem Druckbereich werden der Kolben und die Kolbenstange des Differentialzylinders bewegt.
  • Wenn der mechanische Energiespeicher an dem Druckzylinder als Federanordnung ausgebildet ist, wird dieser üblicherweise zum Bereitstellen einer ausreichenden Kraft mit einer Vorspannung beaufschlagt. Beim Auslösen der Federanordnung baut sich der Arbeitsdruck sehr schnell auf, so dass der Druckbereich des Differentialzylinders beinahe unmittelbar mit dem Arbeitsdruck beaufschlagt wird.
  • Dadurch wird der Kolben des Differentialzylinders mit einer hohen Beschleunigungskraft in Richtung eines Endanschlags bewegt. Zur Schonung des Differentialzylinders und der weiteren damit gekoppelten mechanischen Bauteile ist daher häufig eine Endlagendämpfung vorgesehen, bei der die Geschwindigkeit des Kolbens reduziert wird, bevor dieser oder ein weiteres Bauteil an einem Anschlag anschlägt. Die Dämpfung soll bewirken, dass die Endgeschwindigkeit des Kolbens beim Anschlagen unterhalb eines vorgegebenen Schwellwertes gebracht wird, um eine Beschädigung der Bauteile zu vermeiden.
    Abhängig vom Einsatzfall und vom Typ des zu schaltenden Leistungsschalters, der Auslösegeschwindigkeit, des bereitgestellten Arbeitsdrucks und dergleichen muss für jede Anwendung individuell eine eigene geometrische Auslegung der Dämpfung erfolgen. Dadurch sind die hydromechanischen Federspeicherantriebe bereits zu Beginn der Fertigung auf eine bestimmte Anwendung festgelegt. Ein Wechsel des Anwendungsbereichs ist nach ihrer Herstellung in der Regel nicht mehr ohne Weiteres möglich. Dies macht die Herstellung der hydromechanischen Federspeicherantriebe unflexibel, da diese nur gezielt für einen bestimmten Anwendungsfall hergestellt werden können und es nicht möglich ist, sie für eine Reihe unbestimmter Anwendungen auf Vorrat zu produzieren und nach ihrer Herstellung an den gegebenen Anwendungsfall anzupassen.
    Die US 3,885,454 beschreibt einen hydraulisch betriebenen Antrieb für einen Leistungsschalter, bei dem ein hydraulischer Hochdruckspeicher die zum Schalten erforderliche Energie bereitstellt, wobei der Druck im Hochdruckspeicher durch eine Pumpe aufrechterhalten wird. Der Antrieb enthält einen Differentialzylinder mit Endlagendämpfung wie oben für hydromechanische Federspeicherantriebe beschrieben, wobei der Kolben ein zapfenförmiges Ende aufweist, welches vor Erreichen des Endanschlags durch den Kolben in eine Bohrung eindringt. Die Hydraulikflüssigkeit kann dann nur noch durch eine Bypassleitung mit einstellbarem Querschnitt entweichen, wodurch eine Dämpfung erzielt wird.
  • Weitere relevante Dämpfungsvorrichtungen für einen Antrieb eines Leistungsschalters sind aus den JP 2002/133982 A1 , DE 26 03 041 A1 und DE 91 13 366 U1 bekannt.
  • Es ist wünschenswert, einen hydromechanischen Federspeicherantrieb zu schaffen, der eine Endlagendämpfung aufweist, die ungeachtet des von dem mechanischen Energiespeicher bereitgestellten Arbeitsdrucks und ungeachtet der mit der Kolbenstange bewegten Masse so abgebremst werden kann, dass eine Endgeschwindigkeit der Kolbenstange unter einem vorgegebenen Schwellenwert erreicht wird, bevor der Kolben, die Kolbenstange oder ein damit verbundenes Bauteil an einem Endanschlag anschlägt.
  • Es ist somit Aufgabe der vorliegenden Erfindung, einen hydromechanischen Antrieb zum Betätigen eines elektrischen Leistungsschalters zur Verfügung zu stellen, bei dem die Höhe der Endlagendämpfung am fertig montierten Antrieb individuell eingestellt werden kann oder selbsttätig die Höhe der Endlagendämpfung reguliert wird.
  • Diese Aufgabe wird durch den Differentialzylinder für einen hydromechanischen Antrieb zum Betätigen eines elektrischen Leistungsschalters gemäß Anspruch 1 sowie durch den hydromechanischen Antrieb gemäß Anspruch 8 gelöst.
  • Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen der vorliegenden Erfindung sind in den abhängigen Ansprüchen angegeben.
  • Gemäß einem ersten Aspekt ist ein Differentialzylinder für einen hydromechanischen Antrieb zur Betätigung eines elektrischen Schalters, insbesondere eines Hochspannungsschalters, vorgesehen. Der Differentialzylinder umfasst:
    • einen ersten Druckbereich zum Beaufschlagen mit einem Arbeitsdruck;
    • einen zweiten Druckbereich;
    • einen in einem Bewegungsbereich beweglichen Kolben, der abhängig von einer Druckdifferenz zwischen dem ersten und dem zweiten Druckbereich bewegbar ist;
    wobei eine Dämpfungseinrichtung vorgesehen ist, die bei einer Bewegung des Kolbens in Richtung des zweiten Druckbereichs in einem Abschnitt des Bewegungsbereichs eine zusätzliche Dämpfung gegen die Bewegung des Kolbens bereitstellt, wobei die zusätzliche Dämpfung einstellbar ist.
  • Eine Idee des obigen Differentialzylinders für einen hydromechanischen Antrieb besteht darin, eine Dämpfung einer Bewegung des Kolbens in einem Abschnitt (Teilbereich) des Bewegungsbereichs des Kolbens vorzusehen, um die Geschwindigkeit des Kolbens vor Erreichen eines Endanschlags zu reduzieren. Durch Vorsehen einer einstellbaren Dämpfung ist es möglich, den Differentialzylinder unabhängig von der Kenntnis des späteren Systems, in dem dieser eingesetzt wird, auszubilden. Die Dämpfung wird erst dann eingestellt, wenn die gewünschte Dämpfung bekannt ist, die der Kolben vor dem Auftreffen an einem Anschlag erfahren soll.
    Auf diese Weise ist eine weitestgehend anwendungsneutrale Fertigung von derartigen hydromechanischen Antrieben möglich, die ohne Kenntnis der Endanwendung erfolgen kann.
  • Weiterhin weist die Dämpfungseinrichtung eine Dämpfungskammer an einem dem Kolben gegenüberliegenden Ende des zweiten Druckbereichs und einen an dem Kolben in Richtung des zweiten Druckbereichs hervorstehenden Dämpfungszapfen auf, wobei der Dämpfungszapfen und die Dämpfungskammer so ausgebildet sind, dass der Dämpfungszapfen in einem Abschnitt des Bewegungsbereichs in die Dämpfungskammer hineinragt und damit den zweiten Druckbereich von der Dämpfungskammer trennt.
    Dadurch kann erreicht werden, dass in einem ersten Abschnitt des Bewegungsbereichs des Kolbens keine nennenswerte Dämpfung hervorgerufen wird. Erst in einem zweiten Abschnitt des Bewegungsbereichs, wenn der Dämpfungszapfen durch die Bewegung des Kolbens in eine Dämpfungskammer gelangt, wird das in der Dämpfungskammer befindliche Fluid eingeschlossen, so dass dieses nur durch einen reduzierten Durchlassquerschnitt aus der Dämpfungskammer ausströmen kann. In Folge ist die Dämpfung gegenüber der Bewegung des Kolbens in dem ersten Kolbenbereich deutlich erhöht. Der Querschnitt, durch den die Hydraulikflüssigkeit aus der Dämpfungskammer ausströmen kann, ist einstellbar, so dass der hydromechanische Antrieb auf den Anwendungsfall, d. h. auf die Ausgangsgeschwindigkeit des Kolbens, die auf den Kolben wirkende Kraft, die Maximalgeschwindigkeit des Kolbens und die Masse der mit der Kolbenstange verbundenen Elemente, einstellbar ist, um das gewünschte Schaltverhalten des mit dem hydromechanischen Antrieb betätigten Leistungsschalters zu erreichen.
  • Es kann vorgesehen sein, dass der Dämpfungszapfen und die Dämpfungskammer so ausgebildet sind, dass nach dem Eindringen des Dämpfungszapfens in die Dämpfungskammer ein Restspalt verbleibt, der einen vorgegebenen Durchlassquerschnitt aufweist.
  • Insbesondere kann der vorgegebene Durchlassquerschnitt so gewählt werden, dass dieser eine vorgegebene maximale Dämpfung gegen die Bewegung des Kolbens bewirkt.
  • Die Dämpfungskammer kann einen oder mehrere Auslassleitungen aufweisen, die jeweils je nach Position des Dämpfungszapfens in der Dämpfungskammer durch den Dämpfungszapfen verschlossen oder offen sind, wobei die Auslassleitungen über Verbindungsleitungen mit einstellbaren Drosseleinheiten verbunden sind, um einen Durchlassquerschnitt für eine in der Dämpfungskammer befindliche Hydraulikflüssigkeit einzustellen.
  • Weiterhin kann eine Verstelleinheit vorgesehen sein, um die Durchlassquerschnitte der Drosseleinheiten gemeinsam einzustellen.
  • Gemäß einer Ausführungsform kann die Dämpfungskammer in einem beweglichen Dämpfungskolben angeordnet sein, der in Richtung eines dritten Druckbereichs beweglich ist, so dass sich abhängig von einem Druck in der Dämpfungskammer der Dämpfungskolben in Richtung des dritten Druckbereichs bewegt, so dass ein Druckanstieg in der Dämpfungskammer begrenzt wird.
  • Zwischen der Dämpfungskammer oder dem Dämpfungszapfen und einem mit dem zweiten Druckbereich verbundenen Volumen kann eine Druckausgleichsleitung vorgesehen sein, wobei in der Druckausgleichsleitung ein Ventil vorgesehen ist, um nur ein Einströmen von Hydraulikflüssigkeit in die Dämpfungskammer zuzulassen.
  • Weiterhin ist eine Verbindungsleitung zwischen der Dämpfungskammer und einem mit dem zweiten Druckbereich verbundenen Volumen vorgesehen, wobei in der Verbindungsleitung ein Ventil vorgesehen ist, das abhängig von einem bereitgestellten Arbeitsdruck und einem Druck in der Dämpfungskammer einen Durchlassquerschnitt freigibt, um den Druck in der Dämpfungskammer zu begrenzen, und wobei eine weitere Steuerfläche vorgesehen ist, um das Ventil bei einem positiven Druckgefälle zwischen dem mit dem zweiten Druckbereich verbundenen Volumen und dem Druck in der Dämpfungskammer zu öffnen.
    Gemäß einem weiteren Aspekt ist ein hydromechanischer Antrieb mit dem obigen Differentialzylinder vorgesehen.
    Bevorzugte Ausführungsformen der vorliegenden Erfindung werden nachfolgend anhand der beigefügten Zeichnungen näher erläutert. Es zeigen:
    • Figur 1
    eine schematische Querschnittsdarstellung durch einen hydraulischen Differentialzylinder mit einer Endlagendämpfung gemäß einer ersten Ausführungsform;
    Figur 2
    eine schematische Querschnittsdarstellung einer Dämpfungsdrossel, die in dem hydraulischen Differentialzylinder der Figur 1 gezeigt ist;
    Figur 3
    eine schematische Querschnittsdarstellung eines hydraulischen Differentialzylinders gemäß einer weiteren Ausführungsform;
    Figur 4
    eine schematische Querschnittsdarstellung eines hydraulischen Differentialzylinders gemäß einer weiteren Ausführungsform;
    Figur 5
    eine schematische Querschnittsdarstellung eines hydraulischen Differentialzylinders gemäß einer weiteren Ausführungsform;
    Figur 6
    eine schematische Querschnittsdarstellung eines hydraulischen Differentialzylinders gemäß einer weiteren Ausführungsform; und
    Figur 7
    eine schematische Querschnittsdarstellung eines hydraulischen Differentialzylinders gemäß einer weiteren Ausführungsform.
  • Figur 1 zeigt eine schematische Querschnittsdarstellung eines hydraulischen Differentialzylinders 1 mit einem Kolben 2, der einen ersten Druckbereich 3 von einem zweiten Druckbereich 4 trennt. Der Kolben 2 ist beweglich in einem Zylinderinnenraum 5 angeordnet, wobei der Kolben 2 den ersten und den zweiten Druckbereich 3, 4 hermetisch voneinander trennt. Der erste Druckbereich 3 ist durch einen Arbeitsdruck beaufschlagbar.
  • Der Arbeitsdruck kann beispielsweise von einem separaten Druckzylinder (nicht gezeigt) bereitgestellt werden, der durch das Freigeben eines mechanischen Energiespeichers, wie beispielsweise einer vorgespannten Teller- oder Schraubenfeder, auf einen Kolben des Druckzylinders bewirkt werden kann.
  • Der hydraulische Differentialzylinder 1 dient zum Bereitstellen einer Auslösebewegung. Dazu ist der Kolben 2 des Differentialzylinders 1 mit einer Kolbenstange 6 verbunden, die als Aktuator direkt oder indirekt ein Öffnen bzw. Schließen eines elektrischen Leistungsschalters bewirkt.
  • Bei Einwirken des Arbeitsdrucks in dem ersten Druckbereich 3 bewegt sich der Kolben 2 entsprechend der Druckdifferenz zwischen dem ersten und dem zweiten Druckbereich 3, 4 so, dass sich das Volumen des zweiten Druckbereichs 4 verkleinert, wobei die in dem zweiten Druckbereich 4 befindliche Hydraulikflüssigkeit über die Hydraulikleitung 7 direkt in einen Hydraulikflüssigkeitsbehälter (nicht gezeigt) abfließt und deshalb keinen wesentlichen Gegendruck auf den Kolben 2 ausübt. Beim Auslösen des hydromechanischen Antriebs wird der Kolben 2 des Differentialzylinders 1 beschleunigt, wobei der zweite Druckbereich 4 nicht zum Verringern der Geschwindigkeit des Kolbens 2 beiträgt. Auf diese Weise kann ein mithilfe des hydromechanischen Antriebs vorgenommener Schaltvorgang mit einer gewünschten Geschwindigkeit durchgeführt werden, so dass schnelle Auslösevorgänge möglich sind.
  • Es soll vermieden werden, dass der durch den Auslösevorgang beschleunigte Kolben 2 des Differentialzylinders 1 oder ein damit verbundenes Bauteil ungebremst an einem Endanschlag anschlägt, da dieser dadurch beschädigt werden kann und zudem störende Geräusche entstehen können. Aus diesem Grund ist eine Endlagendämpfung vorgesehen. Die Endlagendämpfung ist in dieser Ausführungsform mithilfe eines zylindrischen, insbesondere kreiszylindrischen, Dämpfungszapfens 10 ausgebildet, der während einer Bewegung des Kolbens 2 in einem Bewegungsbereich B des Innenraums 5 passiv ist und eine Dämpfung der Bewegung des Kolbens 2 bewirkt, sobald sich der Kolben 2 bei weiterer Verringerung des Volumens des zweiten Druckbereichs 4 in einem Dämpfungsbereich D bewegt. Die Position, die den Übergang zwischen dem Bewegungsbereich B und dem Dämpfungsbereich D darstellt, ist bei Verringerung des Volumens des zweiten Druckbereichs 4 durch den Eintritt des Dämpfungszapfens 10 in eine ebenfalls zylindrische Dämpfungskammer 11 definiert.
  • Im in Figur 1 gezeigten Ausführungsbeispiel weist die Dämpfungskammer 11 einen Querschnitt auf, der im Wesentlichen dem Querschnitt des Dämpfungszapfens 10 entspricht. Tritt der Dämpfungszapfen 10 in die Dämpfungskammer 11 ein, so schließt der Dämpfungszapfen 10 die in der Dämpfungskammer 11 befindliche Hydraulikflüssigkeit hermetisch bzw. größtenteils hermetisch gegenüber dem zweiten Druckbereich 4 ab. Die Hydraulikleitung 7 zum Ableiten der Hydraulikflüssigkeit aus dem zweiten Druckbereich 4 steht somit nicht mehr in direkter fluidischer Verbindung mit der in der Dämpfungskammer 11 eingeschlossenen Hydraulikflüssigkeit. In einer alternativen Ausführungsform kann der Querschnitt des Dämpfungszapfens 10 kleiner als der Querschnitt der Dämpfungskammer 11 ausgebildet sein, um einen Restspalt 8 für den Durchtritt von Hydraulikflüssigkeit zu gewährleisten. Der effektive Durchlassquerschnitt des Restspalts kann so gewählt sein, dass eine Dämpfung der Bewegung des Kolbens 2 mit einer maximal einstellbaren Dämpfung ermöglicht wird. Die maximal einstellbare Dämpfung kann beispielsweise bei der Auslegung des hydraulischen Antriebs vorgegeben sein. So ist z. B. ein Durchlassquerschnitt von 0,5% bis 5% der Querschnittsfläche des Dämpfungszapfens 10 möglich.
  • Die Dämpfungskammer 11 weist eine Anzahl von Auslassleitungen 9 auf, die Verbindungsleitungen zwischen der Dämpfungskammer 11 und der Hydraulikleitung 7 darstellen. Die Auslassleitungen 9 weisen jeweils eine Drosseleinheit 12 auf, die einen Strömungswiderstand für die Hydraulikflüssigkeit in den Auslassleitungen 9 darstellt. Im vorliegenden Ausführungsbeispiel sind drei Auslassleitungen 9 mit jeweiligen Drosseleinheiten 12 mit separat veränderlichem Querschnitt vorgesehen. Die Auslassleitungen 9 sind an einer Seitenwand der Dämpfungskammer 11 bezüglich der Bewegungsrichtung des Dämpfungszapfens 10 an axial zueinander versetzten Positionen angeordnet, so dass einer oder mehrere der Auslassleitungen 9 abhängig von der Stellung des Dämpfungszapfens 10 in der Dämpfungskammer 11 durch den Dämpfungszapfen 10 (bzw. durch die Seitenwand des Dämpfungszapfens 10) verschließbar sind.
  • Weiterhin ist in einer weiteren Verbindungsleitung 14 zwischen dem zweiten Druckbereich 4 bzw. der Hydraulikleitung 7 und der Dämpfungskammer 11 ein Rückschlagventil 15 vorgesehen, um bei einer Bewegung des Kolbens 2 aus dem Dämpfungsbereich D heraus nicht auch diese Bewegung zu dämpfen, sondern diese Bewegung möglichst dämpfungsarm durchführen zu können. Bei einer Bewegung des Kolbens 2 in Richtung des Bewegungsbereichs B fließt dann Hydraulikflüssigkeit von dem Hydraulikflüssigkeitsbehälter über die Hydraulikleitung 7, die weitere Verbindungsleitung 14 und das Rückschlagventil 15 auch in die Dämpfungskammer 11. Damit die Mündung der weiteren Verbindungsleitung 14 in die Dämpfungskammer 11 nicht durch den Dämpfungszapfen 10 verschließbar ist und dadurch das Einströmen der Hydraulikflüssigkeit behindert, ist die Mündung der weiteren Verbindungsleitung 14 an einem Ende der Dämpfungskammer 11 angeordnet, das der Öffnung für den Dämpfungszapfen 10 gegenüberliegt.
  • Die Drosseleinheiten 12 weisen einen veränderlichen Querschnitt auf, der individuell einstellbar ist. Die jeweiligen Verbindungsleitungen 9, die die Dämpfungskammer 11 über die jeweilige Drosseleinheit 12 mit dem zweiten Druckbereich 4 verbinden, sind bezüglich der Bewegungsrichtung des Dämpfungszapfens 10 an verschiedenen axialen Positionen angeordnet. Auf diese Weise kann eine zunehmende Dämpfung erreicht werden, je weiter der Dämpfungszapfen 10 in die Dämpfungskammer 11 eindringt. Während anfangs in dem Dämpfungsbereich die Querschnitte der Drosseleinheiten 12 in Summe den Abfluss der in der Dämpfungskammer 11 eingeschlossenen Hydraulikflüssigkeit zulassen, wird bei weiterer Bewegung des Dämpfungszapfens 10 zunächst der Zugang zu der ersten Verbindungsleitung 9 und der entsprechenden Drosseleinheit 12 geschlossen, so dass nur noch die Querschnitte der zweiten und dritten Drosseleinheit 12 für den Abfluss der Hydraulikflüssigkeit aus der Dämpfungskammer 11 sorgen können. Bei einer weiteren Bewegung des Dämpfungszapfens 10 in die Dämpfungskammer 11 hinein wird dann auch mit entsprechender Zunahme der Dämpfung der Zugang zu der zweiten Verbindungsleitung 9 verschlossen, da nur noch der Querschnitt der dritten Drosseleinheit als verbleibender Querschnitt für den Abfluss der Hydraulikflüssigkeit dient. Die schrittweise Verkleinerung des Querschnitts, durch den die Hydraulikflüssigkeit aus der Dämpfungskammer 11 abfließen kann, bewirkt ein schrittweises Erhöhen der auf den Kolben 2 wirkenden Dämpfung und führt zu einem sich verstärkenden Abbremsen der Bewegung des Kolbens 2. Die Drosseleinheiten 12 sind dazu vorzugsweise so eingestellt, dass der Dämpfungsdruck im Dämpfungsbereich D einen zulässigen Maximalwert nicht überschreitet.
  • Das Rückschlagventil 15 bleibt beim Abbremsen der Bewegung, d. h. bei einer Bewegung des Kolbens 2 in Richtung des Dämpfungsbereichs D, geschlossen und dient lediglich dazu, dass die Bewegung des Kolbens 2 in entgegengesetzter Richtung, d. h. in Richtung des Bewegungsbereichs B, nicht durch die Dämpfung behindert wird.
  • Da die Geschwindigkeit und die Masse, die mit dem Kolben 2 bewegt wird, variabel sind, würden Dämpfungsdruck und Endgeschwindigkeit mit einer festen, nicht veränderlichen Geometrie der Verbindung zwischen der Dämpfungskammer 11 und dem Hydraulikflüssigkeitsbehälter so stark differieren, dass sie nicht zu beherrschen wären. Durch das Vorsehen von Drosseleinheiten 12 mit variabler Querschnittsgeometrie sind somit die Dämpfung und auch der Dämpfungsverlauf einzeln, unabhängig voneinander und stufenlos einstellbar, so dass die Differentialzylinder anwendungsunabhängig gefertigt werden können.
  • In Figur 2 ist ein Beispiel für eine Drosseleinheit 12 mit individuell einstellbarer effektiver Querschnittsfläche dargestellt. Man erkennt eine Drosselhülse 20, die an einem Stirnende über die Auslassleitung 9 mit der Dämpfungskammer 11 verbindbar ist. Quer zur Achsrichtung der Hülse 20 ist eine Anschlussleitung 21 vorgesehen, die mit der Hydraulikleitung 7 verbindbar ist oder dieser entspricht. Im Inneren der Hülse 20 ist eine Stellschraube 22 eingebracht. Die Stellschraube 22 weist ein Kopfteil 26 auf, das in axialer Richtung A der Drosselhülse 20 bewegbar ist, um einen Durchlass zwischen der Auslassleitung 9 und der Anschlussleitung 21 zu vergrößern oder zu verkleinern. Der effektive Durchlassquerschnitt kann durch Positionieren der Stellschraube 22 eingestellt werden.
  • Die Stellschraube ist an einem Kopfteil 26 mit einem Außengewinde 23 versehen. Das Außengewinde 23 steht in Eingriff mit einem Innengewinde 24, das an der Hülse 20 an einem dem Außengewinde 23 gegenüberliegenden Bereich angeordnet ist. Durch die Gewinde kann die Stellschraube 23 durch Drehen in axialer Richtung A verstellt werden, wodurch eine exakte Einstellung des effektiven Durchlassquerschnitts der Drosseleinheit 12 möglich ist.
  • In den Figuren 3, 4 und 5 sind weitere Ausführungsformen gezeigt, bei der die Auslassleitungen 9 der Dämpfungskammer 11 mit entsprechenden Drosseleinheiten 12 versehen sind. Die Durchlassquerschnitte der Drosseleinheiten 12 werden gemeinsam eingestellt. Dazu ist ein Stellelement 31 in einer hülsenförmigen Ausnehmung 32 vorgesehen, wobei das Stellelement 31 drehbar gehalten ist, so dass es sich in axialer Richtung der hülsenförmigen Ausnehmung 32 nicht bewegen kann. Dies kann beispielsweise durch eine umfangsseitig ausgebildete Stufe 34 realisiert werden, die durch eine entsprechende Stufe 35 in der hülsenförmigen Ausnehmung 32, die als Anschlag dient, gehalten wird.
  • In eine Mantelfläche der hülsenförmigen Ausnehmung 32 münden die Verbindungsleitungen der Auslassleitungen 9. An einem stirnseitigen Ende der hülsenförmigen Ausnehmung 32 ist ein Anschluss zu der Hydraulikleitung 7 bzw. dem Hydraulikflüssigkeitsbehälter vorgesehen.
  • Das Stellelement 31 weist einen Hohlraum 37 auf. Durchlässe 33 in der Mantelfläche des Stellelements 31 verbinden die Außenfläche mit dem Hohlraum 37 bzw. dem Freiraum 37. Der Hohlraum 37 bzw. der Freiraum 37 mündet an einem Ende des Stellelements 31, das dem mit dem Anschluss zu der Hydraulikleitung 7 versehenen, stirnseitigen Ende der hülsenförmigen Ausnehmung 32 zugeordnet ist. Die Durchlässe 33 können schlitzförmig, kreisförmig oder als Exzenter ausgebildet mit sich in axialer oder radialer Erstreckungsrichtung des Stellelements 31 veränderndem Querschnitt vorgesehen sein. Die Durchlässe 33 sind an Positionen angeordnet, die den Positionen der Mündungen der Auslassleitungen 9 entsprechen, so dass durch entsprechende Verdrehung des Stellelements 31 die Durchlässe 33 teilweise oder vollständig mit den Mündungen der Auslassleitungen 9 in Deckung kommen. Der Grad der Überdeckung zwischen den Mündungen der Auslassleitungen 9 und den Durchlässen 23 definiert den effektiven Durchlassquerschnitt der so gebildeten Drosseleinheit.
  • In Figur 6 ist eine schematische Querschnittsdarstellung eines weiteren Ausführungsbeispiels für einen hydraulischen Differentialzylinder 40 mit Endlagendämpfung dargestellt. Ein wesentlicher Unterschied zwischen dem hydraulischen Differentialzylinder der Figur 1 und dem hydraulischen Differentialzylinder der Figur 7 besteht darin, dass die Dämpfungskammer 11 in einem beweglichen Dämpfungskolben 41 angeordnet ist. Der Dämpfungskolben 41 ist in die gleiche Richtung wie der Kolben 2 bewegbar und auf einer der Dämpfungskammer 11 gegenüberliegenden Seite (dritter Druckbereich) mit dem Arbeitsdruck oder einem sonstigen einstellbaren Druck beaufschlagbar.
  • Wie in Figur 1 weisen der Dämpfungszapfen 10 und die Dämpfungskammer 11 Querschnitte auf, die bei Eindringen des Dämpfungszapfens 10 in die Dämpfungskammer 11 einen Restspalt 42 lassen, durch den Hydraulikflüssigkeit aus der Dämpfungskammer 11 in den zweiten Druckbereich 4 austreten kann. Auf diese Weise wird durch den Restspalt 42 eine Drosselwirkung realisiert, da die in der Dämpfungskammer 11 eingeschlossene Hydraulikflüssigkeit über den zweiten Druckbereich 4 in den Hydraulikflüssigkeitsbehälter gelangen kann.
  • Die Dämpfungskammer 11 in dem Dämpfungskolben 41 ist im Unterschied zur Ausführungsform der Figur 1 nicht über eine oder mehrere Drosseleinheiten 12 mit dem Hydraulikflüssigkeitsbehälter verbunden.
  • Bei der Bewegung des Kolbens 2 in den Dämpfungsbereich D wird die ungehinderte Ableitung von Hydraulikflüssigkeit in der Dämpfungskammer 11 zu dem Hydraulikflüssigkeitsbehälter unterbunden und es entsteht ein hoher Dämpfungsdruck in der Dämpfungskammer 11. Der Dämpfungsdruck wirkt auf eine erste Steuerfläche A1, die im Wesentlichen der Querschnittsfläche der Dämpfungskammer 11 entspricht. Der Dämpfungsdruck bewirkt eine Kraft auf den Dämpfungskolben 41. Sobald die Kraft auf die erste Steuerfläche A1 in der Dämpfungskammer 11 größer ist als die Kraft, die über eine weitere der Dämpfungskammer 11 gegenüberliegende Kolbenfläche A2 des Dämpfungskolbens 41 durch den Arbeitsdruck ausgeübt wird, wird der Dämpfungskolben 41 in Dämpfungsrichtung bewegt, d. h. in die gleiche Richtung, in der sich der Dämpfungszapfen 10 bewegt. Dadurch wird der Anstieg des Dämpfungsdrucks in der Dämpfungskammer 11 vermindert. Sobald der Kolben 2 seine Endlage erreicht hat und der Bremsvorgang des Differentialkolbens 2 abgeschlossen ist, fällt der Dämpfungsdruck in der Dämpfungskammer 11 durch ein Abfließen der Hydraulikflüssigkeit durch den Restspalt 42 wieder ab und der Dämpfungskolben 41 wird durch den Arbeitsdruck auf die zweite Kolbenfläche A2 in seine Ausgangslage zurückgeschoben. Durch den Druck im dritten Druckbereich oder die Größe einer zweiten Steuerfläche A2 kann die Dämpfung des Kolbens 2 im Dämpfungsbereich eingestellt werden.
  • Es kann ein Rückschlagventil 43 in einer Bypassleitung 44 im Inneren des Dämpfungszapfens 10 vorgesehen sein, durch das eine Öffnung zur Dämpfungskammer 11 mit einer Öffnung in der Seitenwand des Dämpfungszapfens 10 verbunden ist. Dadurch wird eine fluidische Verbindung zwischen der Dämpfungskammer 11 und dem zweiten Druckbereich 4 vorgesehen, auch wenn sich der Dämpfungszapfen 10 in der Dämpfungskammer 11 befindet. Das Rückschlagventil 43 ist so vorgesehen, dass es sich bei einer Bewegung des Kolbens 2 in einer Bewegungsrichtung aus dem Dämpfungsbereich D hinaus öffnet, d. h. bei einem positiven Druckgefälle zwischen dem zweiten Druckbereich 4 und der Dämpfungskammer 11. Diese Ausführung ermöglicht eine unbehinderte Bewegung des Kolbens 2 in Bewegungsrichtung B.
  • In Figur 7 ist eine schematische Querschnittsdarstellung eines weiteren Ausführungsbeispiels für einen hydraulischen Differentialzylinder 50 gemäß einer weiteren Ausführungsform dargestellt. Wie im Ausführungsbeispiel der Figur 1 ist die Dämpfungskammer 11 über eine Verbindungsleitung 51 mit der Hydraulikleitung 7, die den zweiten Druckbereich 4 mit dem Hydraulikflüssigkeitsbehälter verbindet, bzw. direkt mit dem zweiten Druckbereich 4 verbunden. In der Verbindungsleitung 51 ist ein Steuerzylinder 53 mit einem Steuerkolben 54 vorgesehen. Der Steuerkolben 54 dient dazu, eine Verbindung zwischen der Dämpfungskammer 11 und dem zweiten Druckbereich 4 bzw. dem Hydraulikflüssigkeitsbehälter zu schaffen. Der Steuerkolben 54 ist als Differentialkolben ausgebildet, dessen eine Seite eine Kolbenfläche A3 aufweist, die dem Arbeitsdruck ausgesetzt ist, mit dem auch der Kolben 2 seitens des ersten Druckbereichs 3 beaufschlagt ist, während die entsprechende andere Seite eine im Vergleich dazu kleinere Steuerfläche A1 auf einem an dem Steuerkolben vorgesehenen Steuerzapfen 55 aufweist, die dem Druck der Dämpfungskammer 11 ausgesetzt ist. Der Steuerzapfen 55 dient weiterhin dazu, ein Ventil für die Verbindungsleitung 51 zu bilden, wobei der Durchlassquerschnitt des Ventils durch die Stellung des Steuerkolbens 54 angegeben wird. Aufgrund des auf die Kolbenfläche A3 wirkenden Arbeitsdrucks ist das Ventil anfänglich geschlossen.
  • Wie bei der Ausführungsform der Figur 6 ist zwischen dem Dämpfungszapfen 10 und der Dämpfungskammer 11 ein Restspalt 56 vorgesehen, der einen Austritt von Hydraulikflüssigkeit in den zweiten Druckbereich 4 mit einem definierten Querschnitt ermöglicht. Steigt der Dämpfungsdruck in der Dämpfungskammer 11 an, so kommt es auf die Auslegung des Steuerkolbens 54 an, wann der Steuerkolben 54 bewegt wird und die zusätzliche Ableitung zwischen der Dämpfungskammer 11 zu dem Hydraulikflüssigkeitsbehälter über die Verbindungsleitung 51 zulässt. Sinkt der Druck in der Dämpfungskammer 11, so bewegt der Arbeitsdruck, der auf die weitere Steuerfläche A3 des Steuerzapfens 55 wirkt, den Steuerkolben 54 und bewirkt ein Schließen der Verbindungsleitung 51.
  • Der Öffnungsdruck der Steuerkolbens 54 lässt sich einfach über das Flächenverhältnis der Kolbenfläche A3 zur Steuerfläche A1 (P1 = P3 x A3 / A1) bestimmen. Der Steuerkolben 54 bildet ein selbstregelndes System, das den Druck in der Dämpfungskammer 11 während des gesamten Abbremsvorgangs des Kolbens 2 konstant unter einem durch das Flächenverhältnis eingestellten Wert hält.
  • Der Steuerkolben 54 weist weiterhin eine Fläche A2 auf, auf die im geschlossenen Zustand des Steuerventils der Druck der Hydraulikflüssigkeit im zweiten Druckbereich 4 wirkt. Soll sich der Kolben 2 in die entgegengesetzte Richtung bewegen (durch Verringerung des Arbeitsdrucks), so reduziert sich der Dämpfungsdruck in der Dämpfungskammer 11 und es entsteht ein positives Druckgefälle zwischen dem zweiten Druckbereich 4 und der Dämpfungskammer 11. In diesem Fall öffnet der Steuerkolben 54 den kompletten Querschnitt und lässt einen ausreichend großen Flüssigkeitsstrom von der Hydraulikflüssigkeitsleitung 7 in die Dämpfungskammer 11 zu, um die Bewegung des Dämpfungszapfens 10 aus der Dämpfungskammer 11 heraus nicht zu behindern. Um eine solche Funktionalität zu gewährleisten, ist vorgesehen, dass die Summe der ersten Steuerfläche A1 und der zweiten Steuerfläche A2 die weitere Kolbenfläche A3 übersteigt.
    • BEZUGSZEICHENLISTE
    • 1
    Differentialzylinder
    2
    Kolben
    3
    erster Druckbereich
    4
    zweiter Druckbereich
    5
    Zylinderinnenraum
    6
    Kolbenstange
    7
    Hydraulikleitung
    8
    Restspalt
    9
    Auslassleitung
    10
    Dämpfungszapfen
    11
    Dämpfungskammer
    12
    Drosseleinheit
    14
    weitere Verbindungsleitung
    15
    Rückschlagventil
    20
    Hülse
    21
    Anschlussleitung
    22
    Stellschraube
    23
    Außengewinde
    24
    Innengewinde
    26
    Kopfteil
    31
    Stellelement
    32
    Ausnehmung
    33
    Durchlass
    34
    Stufe
    35
    Stufe
    37
    Hohlraum, Freiraum
    40
    Differentialzylinder
    41
    Dämpfungskolben
    42
    Restspalt
    43
    Rückschlagventil
    44
    Bypassleitung
    50
    Differentialzylinder
    51
    Verbindungsleitung
    53
    Steuerzylinder
    54
    Steuerkolben
    55
    Steuerzapfen
    56
    Restspalt
    A1
    erste Steuerfläche
    A2
    zweite Steuerfläche
    A3
    weitere Steuerfläche

Claims (8)

  1. Differentialzylinder (50) für einen hydromechanischen Antrieb zur Betätigung eines elektrischen Schalters, insbesondere eines Hochspannungsschalters, umfassend:
    - einen ersten Druckbereich (3) zum Beaufschlagen mit einem Arbeitsdruck;
    - einen zweiten Druckbereich (4);
    - einen in einem Bewegungsbereich beweglichen Kolben (2), der abhängig von einer Druckdifferenz zwischen dem ersten und dem zweiten Druckbereich (3, 4) bewegbar ist; wobei
    - eine Dämpfungseinrichtung vorgesehen ist, die bei einer Bewegung des Kolbens (2) in Richtung des zweiten Druckbereichs (4) in einem Abschnitt (D) des Bewegungsbereichs eine Dämpfung gegen die Bewegung des Kolbens (2) bereitstellt, wobei die Dämpfung einstellbar ist, und
    - die Dämpfungseinrichtung eine Dämpfungskammer (11) an einem dem Kolben (2) gegenüberliegenden Ende des zweiten Druckbereichs (4) und einen an dem Kolben (2) in Richtung des zweiten Druckbereichs hervorstehenden Dämpfungszapfen (10) aufweist, wobei der Querschnitt des Dämpfungszapfens (10) kleiner als der Querschnitt der Dämpfungskammer (11) ausgebildet ist, um einen Restspalt (8) für den Durchtritt von Hydraulikflüssigkeit zu gewährleisten,
    dadurch gekennzeichnet, dass
    - eine Verbindungsleitung (51) zwischen der Dämpfungskammer (11) und einem mit dem zweiten Druckbereich (4) verbundenen Volumen vorgesehen ist, wobei in der Verbindungsleitung (51) ein Ventil vorgesehen ist, das abhängig von einem bereitgestellten Arbeitsdruck und einem Druck in der Dämpfungskammer (11) einen Durchlassquerschnitt freigibt, um den Druck in der Dämpfungskammer (11) zu begrenzen, und wobei eine weitere Steuerfläche (A2) vorgesehen ist, um das Ventil bei einem positiven Druckgefälle zwischen dem mit dem zweiten Druckbereich (4) verbundenen Volumen und dem Druck in der Dämpfungskammer (11) zu öffnen.
  2. Differentialzylinder (50) nach Anspruch 1, wobei der Dämpfungszapfen (10) und die Dämpfungskammer (11) so ausgebildet sind, dass der nach dem Eindringen des Dämpfungszapfens (10) in die Dämpfungskammer (11) verbleibende Restspalt (8) einen vorgegebenen Durchlassquerschnitt aufweist.
  3. Differentialzylinder (50) nach Anspruch 2, wobei der vorgegebene Durchlassquerschnitt so gewählt ist, dass dieser eine vorgegebene maximale Dämpfung gegen die Bewegung des Kolbens (2) bewirkt.
  4. Differentialzylinder (50) nach einem der vorigen Ansprüche, wobei das Ventil gebildet wird durch einen Steuerzapfen (55), der an einem Steuerkolben (54) vorgesehen ist, wobei der Steuerkolben (54) in einem Steuerzylinder (53) vorgesehen ist, und wobei der Durchlassquerschnitt des Ventils durch die Stellung des Steuerkolbens (54) angegeben wird.
  5. Differentialzylinder (50) nach Anspruch 4, wobei der Steuerkolben (54) als Differentialkolben ausgebildet ist, dessen eine Seite eine Kolbenfläche (A3) aufweist, die dem Arbeitsdruck ausgesetzt ist, mit dem auch der Kolben (2) seitens des ersten Druckbereichs (3) beaufschlagt ist, während die andere Seite des Steuerkolbens (54) eine im Vergleich zur Kolbenfläche (A3) kleinere Steuerfläche (A1) auf dem Steuerzapfen aufweist, die dem Druck der Dämpfungskammer (11) ausgesetzt ist.
  6. Differentialzylinder (50) nach Anspruch 5, wobei der Steuerkolben (54) ein selbstregelndes System bildet, das den Druck in der Dämpfungskammer (11) während des gesamten Abbremsvorgangs des Kolbens (2) konstant unter einem durch das Flächenverhältnis der Kolbenfläche (A3) zur Steuerfläche (A1) eingestellten Wert hält.
  7. Differentialzylinder (50) nach einem der Ansprüche 5 oder 6, wobei die Steuerfläche (A1), die dem Druck der Dämpfungskammer (11) ausgesetzt ist, eine erste Steuerfläche bildet, und wobei die weitere Steuerfläche (A2), auf die im geschlossenen Zustand des Ventils der Druck der Hydraulikflüssigkeit im zweiten Druckbereich (4) wirkt, eine zweite Steuerfläche bildet, und wobei die Summe der ersten Steuerfläche (A1) und der zweiten Steuerfläche (A2) die Kolbenfläche (A3) übersteigt.
  8. Hydromechanischer Antrieb für einen Hochspannungsleistungsschalter mit einem Differentialzylinder (50) nach einem der vorangehenden Ansprüche.
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