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WO2002088550A1 - Wegeventil mit innenliegender druckwaage - Google Patents

Wegeventil mit innenliegender druckwaage Download PDF

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Publication number
WO2002088550A1
WO2002088550A1 PCT/IB2002/000759 IB0200759W WO02088550A1 WO 2002088550 A1 WO2002088550 A1 WO 2002088550A1 IB 0200759 W IB0200759 W IB 0200759W WO 02088550 A1 WO02088550 A1 WO 02088550A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
piston
pressure
directional control
control valve
pressure compensating
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.)
Ceased
Application number
PCT/IB2002/000759
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Winfried RÜB
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.)
Bucher Hydraulics GmbH
Original Assignee
Bucher Hydraulics GmbH
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 Bucher Hydraulics GmbH filed Critical Bucher Hydraulics GmbH
Priority to EP02727817A priority Critical patent/EP1381779B1/de
Priority to DE50206817T priority patent/DE50206817D1/de
Priority to US10/474,402 priority patent/US6860291B2/en
Publication of WO2002088550A1 publication Critical patent/WO2002088550A1/de
Anticipated expiration legal-status Critical
Ceased legal-status Critical Current

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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
    • F15B13/00—Details of servomotor systems ; Valves for servomotor systems
    • F15B13/02—Fluid distribution or supply devices characterised by their adaptation to the control of servomotors
    • F15B13/04—Fluid distribution or supply devices characterised by their adaptation to the control of servomotors for use with a single servomotor
    • F15B13/0416—Fluid distribution or supply devices characterised by their adaptation to the control of servomotors for use with a single servomotor with means or adapted for load sensing
    • F15B13/0417—Load sensing elements; Internal fluid connections therefor; Anti-saturation or pressure-compensation valves
    • F15B13/0418—Load sensing elements sliding within a hollow main valve spool
    • 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
    • Y10T137/8593—Systems
    • Y10T137/86493—Multi-way valve unit
    • Y10T137/86574—Supply and exhaust
    • Y10T137/8667—Reciprocating valve
    • Y10T137/86694—Piston valve
    • Y10T137/86702—With internal flow passage
    • 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
    • Y10T137/8593—Systems
    • Y10T137/87169—Supply and exhaust

Definitions

  • the invention relates to a directional valve with an internal pressure compensator according to the preamble of claim 1.
  • Such directional valves are advantageously used in mobile hydraulics to control hydraulic consumers in agricultural and construction vehicles.
  • a directional control valve of the type mentioned in the preamble of claim 1 is known from DE-Al-198 55 187.
  • the directional control valve has an internal pressure compensator which is designed as a hollow slide. This has a radial breakthrough that is permanently connected to a radial breakthrough of the valve piston.
  • the valve has a load-sensing ring channel that is continuously connected to a spring chamber of the pressure compensator.
  • a similar directional control valve is also known from DE-Al-198 36 564.
  • a pressure compensator is arranged within the slide piston designed as a hollow piston.
  • the implementation of an additional control edge means additional manufacturing effort.
  • the compensation of flow forces is always imperfect if the flows are different in size.
  • the hydraulic consumer is a differential cylinder
  • the flow rate of the hydraulic medium at the two working ports A and B of the directional control valve is inevitably different.
  • such differential cylinders can in turn have different ratios of the mass flows in the inflow and outflow.
  • the pressure compensator piston In the "neutral" position, the pressure compensator piston should assume a clearly closed position. However, this is often prevented by the build-up of uncontrollable pressures due to leakages. Leakages between those ring channels of the directional valve, which have different pressures, are inevitable and their size cannot be predicted due to manufacturing tolerances.
  • the invention has for its object to provide a directional control valve whose pressure compensator is insensitive to different flow forces caused by different flow rates and at the same time ensures that the hydraulic consumer cannot move in the "neutral" position.
  • FIG. 1 shows a sectional illustration of a directional valve piston with an internal pressure compensator in a valve housing
  • FIG. 3 shows a representation analogous to FIG. 1, but in a working position of the directional valve
  • valve housing 1 part of a valve housing is shown with the reference number 1, which has a longitudinal bore 2.
  • the valve housing 1 and also a directional valve piston 3 which is displaceable in the longitudinal bore 2 are symmetrically constructed in two axes.
  • the directional valve piston 3 is a hollow slide.
  • different annular channels are pierced from the longitudinal bore 2, namely a tank connection ring channel T in the center of symmetry, followed by further vertical channels from the vertical axis of symmetry S s towards the front side of the valve housing 1, namely to the left a working connection ring channel A and to the right is a working connection ring channel B.
  • These two working connection ring channels A, B are connected to the load connections of the directional control valve, which are usually referred to as "A" and "B".
  • the working connection ring channel B is followed by a pump pressure ring channel P, then a load-sensing ring channel LS and finally an end space ring channel E.
  • the same sequence of ring channels is also present to the left, but not in FIG. 1 shown.
  • the directional control valve piston 3 in turn has an axial bore 4, in which a pressure compensating piston 5 can be axially displaced against a pressure compensating spring 6.
  • the illustration in FIG. 1 shows the directional control valve piston 3 in the neutral position, in which there is neither a connection to the tank connection ring channel T nor to the pump pressure ring channel P from the working connection ring channels A and B.
  • the hydraulic consumer connected to the load connections of the directional control valve which are referred to as "A" and "B" as mentioned, is thus stationary.
  • the pressure compensating piston 5 is also a hollow slide, that is, it encloses an interior space 7 that is open against the vertical axis of symmetry S s , but on the other side has a closed end wall 8.
  • the directional valve piston 3 is also closed on the end face, for example by means of a screw-in closure cap 9.
  • the already mentioned pressure balance spring 6 is arranged between the closure cap 9 of the directional valve piston 3 and the end wall 8 of the pressure compensating piston 5.
  • the pressure compensating piston has 5 control ribs 10 on the left open side. These form extensions of the cylindrical part of the pressure compensating piston 5. In order to clarify their shape and position, a section line II-II is drawn in, the corresponding section being shown in FIG. 2. 2, the control ribs 10 are cut, while the end faces of the pressure compensating piston 5 lying in between are shown in a top view. The annular section-shaped spaces between the
  • Control ribs 10 are referred to as fine control notches and are provided with the reference number 11.
  • FIG. 1 Elements essential for the function of the directional control valve are additionally shown in FIG. 1.
  • the reference number 19 designates a control spring which acts on the directional control valve piston 3 from a drive (not shown).
  • Functionally essential are tank control grooves 20, which are milled into the lateral surface of the directional valve piston 3 and which, with a corresponding relative position of the directional valve piston 3, serve to
  • Valve housing 1 to allow the flow of the hydraulic medium from the working connection ring channel B or working connection ring channel A to the tank connection ring channel T, which characterizes the two working positions of the directional control valve. If, for example, the directional valve piston 3 is shifted to the right from the position shown in FIG. 1, then the connection between the working connection ring channel B and the tank connection ring channel T is established via the tank control grooves 20.
  • a first valve piston radial breakthrough 21 and a second valve piston radial breakthrough 22 are also essential in terms of their function, the functional significance of which is still to be discussed.
  • connection bores 23 are also arranged, through which a permanent connection between the load-sensing ring channel LS and the space surrounding the pressure compensator spring 6, which is referred to as the pressure compensator spring chamber 24, is produced. So that this connection exists at all positions of the pressure compensating piston 5 within the directional control valve piston 3, the inside diameter of the valve is, for example
  • Directional valve piston 3 in the area of the pressure compensator spring chamber 24 is larger than the outside diameter of the pressure compensator piston 5.
  • other means such as longitudinal grooves, can also be present in order to guarantee this permanent connection between the load-sensing ring channel LS and the pressure compensator spring chamber 24 .
  • the pressure prevailing in the load-sensing ring channel LS acts in the pressure compensator spring chamber 24, which, in cooperation with the pressure compensator spring 6, guarantees according to the invention that the pressure compensator piston 5 assumes a clear position in which the pressure compensator piston 5 adopts the working connection annular duct B. shuts off safely, which solves that part of the task that in the "neutral" position there can be no movement of the hydraulic consumer.
  • the pressure compensator spring chamber 24 is functionally a control pressure chamber. It is essential to the invention that there is no control edge between the load-sensing ring channel LS and the pressure compensator spring chamber 24, which could adversely affect the pressure in the pressure compensator spring chamber 24.
  • the circumferential line of the pressure compensating piston 5 acts as the first control edge of the pressure compensating piston 5 in the area of the fine control notches 10
  • the control edge is provided with the reference number 30 in FIGS. 1 and 2.
  • Essential to the invention is a feature known per se from the prior art, namely that the pressure compensating piston 5 has at least one radial opening 31 in its cylindrical casing.
  • several such radial openings 31 are present, which are evenly distributed over the circumference of the pressure compensating piston 5.
  • Each of the radial openings 31 has the shape of an elongated slot.
  • the radial openings 31 act as the second control edge of the pressure compensating piston 5. They are in permanent connection with the valve piston radial opening 22. If the pressure in the axial bore 4 of the directional control valve piston 3 and in the interior 7 of the pressure compensating piston 5 increases so high that the pressure force acting on the pressure compensator piston 5 is greater than the sum of the force of the pressure compensator spring 6 and that resulting from the pressure in the pressure compensator spring chamber 24 Pressure compensator piston 5 acting force, the pressure compensator piston 5 moves so far to the right against the pressure compensator spring 6 until the force is balanced again. At a sufficiently high pressure in the axial bore 4 of the directional control valve piston 3 and in the inner space 7 of the pressure compensator piston 5, the pressure compensator piston 5 moves to the right against the pressure compensator spring 6 until the axial bore 4 of the
  • a diameter d Dw is also shown, which denotes the outer diameter of the pressure compensating piston 5. This diameter d Dw determines the hydrostatic force effect, which is due to the
  • the directional control valve piston 3 shows a working position of the directional valve piston 3. Due to a drive present in such directional control valves, which is not shown in all the figures, the directional control valve piston 3 is displaced to the left within the valve housing 1. This means that there is flow from the pump pressure ring channel P to the working connection ring channel B. Hydraulic medium can now flow from the pump pressure ring channel P through the second valve piston radial opening 22 of the directional control valve piston 3 and through the
  • Pressure balance piston 5 within the directional control valve piston 3 adjusts itself in accordance with the difference in the force effects which arise from the pressures in the pump pressure ring channel P and in the load-sensing ring channel LS.
  • the pressure compensating piston 5 opens the connection between the valve piston radial opening 21 and the axial bore 4 of the directional control valve piston 3 via its control ribs 10, so that a certain discharge cross-section results at the valve piston radial opening 21. If the pressure in the working connection ring channel B, corresponding to the pressure at the corresponding load connection of the consumer, is high and the resulting pressure force on the pressure compensator piston 5 overcomes the sum of the pressure in the pressure compensator spring chamber 24 and the force of the pressure compensator spring 6, then the pressure builds up in the interior 7 of the pressure compensator piston 5 to the pressure in the working connection ring channel B and moves the pressure compensator piston 5 against the pressure compensator spring 6 as far to the right as is shown in FIG. 3.
  • the pressure compensator spring chamber 24 is then connected to the interior 7 of the pressure compensator piston 5.
  • the pressure in the load-sensing ring channel LS follows this value because of the connection from the interior 7 of the pressure compensating piston 5 via the connecting bores 23 to the load-sensing ring channel LS.
  • the movement of the consumer now takes place in a known manner through the action of a pump regulator, not shown.
  • the pump regulator raises the pump pressure so much that the throttle cross section of the second valve piston radial opening 22 des
  • a second step of the pressure compensator control takes place when the pressure in the working connection ring channel B, corresponding to the pressure at the corresponding load connection of the consumer, is lower than the pump pressure.
  • Through the draining Hydraulic medium drops the pressure in the interior 7 of the pressure compensator piston 5 so far that the pressure compensator piston 5 moves under the influence of the pressure compensator spring 6 in connection with the pressure in the pressure compensator spring chamber 24 until the control ribs 10 have the discharge cross-section at the valve piston radial breakthrough 21 have reduced until the pressure that has now accumulated again in the interior 7 of the pressure compensating piston 5 is in force equilibrium with the forces which result from the effect of the pressure in the pressure compensating spring chamber 24 and the pressure compensating spring 6.
  • Pressure compensator results when the largest effective opening cross-section for the radial opening 22 is given by the relative position of the second valve piston radial opening 22 of the directional valve piston 3 to the pump pressure ring channel P. If the inside diameter dj of the pressure compensating piston 5 is large, this results in a small axial flow velocity in the interior 7 of the pressure compensating piston 5 with correspondingly low jet forces. It has proven to be advantageous if the inner diameter d] is dimensioned such that the area d ⁇ ' ⁇ / 4 is approximately three to five times the area of the radial opening 22.
  • the pressure compensator spring chamber 24 is fundamentally and continuously connected to the load-sensing ring channel LS.
  • the pressure in the interior 7 of the pressure compensating piston 5 can vary depending on the working position of the directional valve piston 3. In the neutral position shown in FIG. 1, it is indefinite. In order to ensure that the interior 7 of the pressure compensating piston 5 also has a defined pressure in this position, it is advantageous to provide a pressure relief bore 40 through which, in the neutral position of the directional control valve piston 3, the axial bore 4 of the directional control valve piston 3 and thus also the interior 7 of the Pressure compensating piston 5 is connected to the tank connection ring channel T.
  • the interior 7 of the pressure compensating piston 5 can thus be connected to the tank connection ring channel T, but is only connected in the neutral position. Because the pressure in the tank connection ring channel T during operation of the consumer is generally lower than the pressure in the load-sensing ring channel LS, it is achieved that pressure compensating piston 5 assumes the desired unambiguous position not only because of the effect of the pressure compensating spring 6, but also because of the Pressure difference between the load-sensing ring channel LS and the tank connection ring channel T is still supported. Problems caused by leakage pressure losses cannot arise in this way.
  • An alternative way of achieving the desired unique position of the pressure compensating piston 5 in the neutral position by clearly defining the pressure in the interior 7 of the pressure compensating piston 5 is to connect the interior 7 to the load-sensing ring channel LS in the neutral position. Then the pressure compensator spring 6 alone determines the unique position of the pressure compensator piston 5 in the
  • connection of the interior 7 with the load-sensing ring channel LS is achieved according to the invention in that the valve piston radial opening 22 is given a different shape. 1 and 3, an annular groove 41 is shown by dashed lines, which connects directly to the valve piston radial opening 22. From Fig. 1 it can be seen that through this to the valve piston radial opening 22 annular groove 41 there is a connection from the interior 7 to the load-sensing ring channel LS, during which Fig. 3 can be seen that this annular groove 41 in the working position of the directional valve piston 3 is ineffective.
  • This solution according to the invention with the annular groove 41 is advantageous in particular with regard to the production costs.
  • the central part of the end face 12 has the shape of a very flat cone 50 with a tip angle of 150 to 170 degrees.
  • Axis of symmetry S s parallel ring surface 51, which then merges into an ellipsoidal surface 52 which surrounds the cross-sectional widening 13.
  • This particular shape has an advantageous influence on the flow in the axial bore 4 and represents means for deflecting the flow.
  • an inflowing or outflowing jet generates an undesirable resulting axial force component when the inflow and outflow
  • FIG. 5 shows an embodiment variant for that end of the pressure compensating piston 5 at which the control edge 30 is located.
  • Alternative configurations are shown in FIGS. 6 a) to 6 c). These figures show the 360 ° development of the outer surface of the pressure compensating piston 5 in the area of the fine control notches 11. 6 a) corresponds to the embodiment according to FIGS. 1 to 3, while FIGS. 6 b) and 6 c) show alternative embodiments.
  • Fig. 6 b) shows triangular spaces and Fig. 6 c) circular segment-shaped spaces.
  • 5 and 6 a) to 6 c) show means on the control edge 30 of the pressure compensating piston 5, with which the dependence of the effective opening cross section when moving the pressure compensating piston 5 can be influenced in an advantageous manner.
  • the various options can also be combined.

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Abstract

Die Erfindung betrifft ein Wegeventil mit innenliegender Druckwaage. Deren Druckwaagekolben (5) ist als Hohlschieber ausgebildet, der einen Radialdurchbruch (31) aufweist. Erfindungsgemäss ist dieser Radialdurchbruch (31) so angeordnet, dass durch diesen Radialdurchbruch (31) und einen zweiten Radialdurchbruch (22) eines Wegeventilkolbens (3) eine Verbindung vom Innenraum (7) des Druckwaagekolbens (5) zu einem Pumpendruck-Ringkanal (P) aufsteuerbar ist. Der zweite Radialddurchbruch (22) stellt gleichzeitig eine Steuerkante dar, über die eine Verbindung vom Innenraum (7) zum Load-Sensing-Ringkanal (LS) aufsteuerbar ist. Nach der Erfindung schliesst an den zweiten Radialdurchbruch (22) eine Ringnut (41) an, die in der Neutralstellung eine Verbindung vom Innenraum (7) zum Load-Sensing-Ringkanal (LS) herstellt. Durch die Erfindung wird erreicht, dass die Druckwaage unempfindlich gegen durch unterschiedliche Mengenströme verursachte unterschiedliche Strömungskräfte ist und gleichzeitig wird sichergestellt, dass es in der Stellung "Neutral" nicht zu einer Bewegung des hydraulischen Verbrauchers kommen kann.

Description

Wegeventil mit innenliegender Druckwaage
Die Erfindung bezieht sich auf ein Wegeventil mit innenliegender Druckwaage gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 1.
Solche Wegeventile werden vorteilhaft in der Mobilhydraulik zur Ansteuerung von hydraulischen Verbrauchern bei Landwirtschafts- und Baufahrzeugen verwendet.
Ein Wegeventil der im Oberbegriff des Anspruchs 1 genannten Art ist aus der DE-Al-198 55 187 bekannt. Das Wegeventil weist eine innenliegende Druckwaage auf, die als Hohlschieber ausgebildet ist. Dieser weist einen Radialdurchbruch auf, der dauernd mit einem Radialdurchbruch des Ventilkolbens in Verbindung steht. Außerdem weist das Ventil einen Load-Sensing-Ringkanal auf, der dauernd mit einem Federraum der Druckwaage in Verbindung steht. Durch die Ausbildung des Wegeventils kann der Druckabfall über einer Meßblende konstant gehalten werden.
Ein ähnliches Wegeventil ist auch aus DE-Al-198 36 564 bekannt. Auch hier ist innerhalb des als Hohlkolben ausgebildeten Schieberkolbens eine Druckwaage angeordnet. Um das bestehende Problem der Wirkung von Strömungskräften auf das
Verhalten des Wegeventils zu lösen, wird hier vorgeschlagen, am Druckwaagekolben eine zweite Steuerkante vorzusehen, mit der eine zusätzliche Druckmittelströmung zum Arbeitsanschluß erzeugbar ist. Durch diese Kompensationsströmung sollen die Strömungskräfte auf den Druckwaagekolben und auf den Schieberkolben minimiert werden. Damit soll insbesondere das Ansprechverhalten des Wegeventils, etwa beim Einleiten von Hebe- und Senkvorgängen bei Krafthebern, verbessert werden.
Grundsätzlich bedeutet die Verwirklichung einer zusätzlichen Steuerkante einen fabrikatorischen Mehraufwand. Die Kompensation von Strömungskräften ist immer dann auch unvollkommen, wenn die Strömungen hinsichtlich ihrer Größe unterschiedlich sind. So ist beispielsweise dann, wenn der hydraulische Verbraucher ein Differentialzylinder ist, zwangsläufig der Mengenstrom des Hydraulikmediums an den beiden Arbeitsanschlüssen A und B des Wegeventils unterschiedlich. Hinzu kommt, daß ihrerseits solche Differentialzylinder unterschiedliche Verhältnisse der Mengenströme im Zu- und Abfluß aufweisen können. Daneben besteht aber noch ein weiteres Problem: In der Stellung "Neutral" soll der Druckwaagekolben eine eindeutige Schließstellung einnehmen. Diese wird aber oftmals dadurch verhindert, daß sich infolge von Leckagen unbeherrschbare Drücke aufbauen. Leckagen zwischen jenen Ringkanälen des Wegeventils, die unterschiedliche Drücke aufweisen, sind unvermeidlich und infolge von Fabrikationstoleranzen in ihrer Größe nicht vorhersehbar. Im schlimmsten Fall kann es folglich zu einer Bewegung des Verbrauchers kommen, obwohl dieser still stehen soll. Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein Wegeventil zu schaffen, dessen Druckwaage unempfindlich gegen durch unterschiedliche Mengenströme verursachte unterschiedliche Strömungskräfte ist und gleichzeitig sicherstellt, daß es in der Stellung "Neutral" nicht zu einer Bewegung des hydraulischen Verbrauchers kommen kann.
Die genannte Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die Merkmale des Anspruchs 1 gelöst. Vorteilhafte Weiterbildungen ergeben sich aus den abhängigen Ansprüchen.
Nachfolgend wird ein Ausfuhrungsbeispiel der Erfindung anhand der Zeichnung näher erläutert.
Es zeigen: Fig. 1 eine Schnittdarstellung eines Wegeventilkolbens mit innenliegender Druckwaage in einem Ventilgehäuse,
Fig. 2 eine teilgeschnitte Ansicht eines Druckwaagekolbens,
Fig. 3 eine Darstellung analog der Fig. 1, jedoch in einer Arbeitstellung des Wegeventils,
Fig. 4 ein Detail einer Stirnfläche im Wegeventilkolben,
Fig. 5 eine alternative Ausführung eines Endes des Druckwaagekolbens, und
Fig. 6a bis c weitere Ausgestaltungsformen dazu.
In der Fig. 1 ist mit der Bezugszahl 1 ein Teil eines Ventilgehäuses gezeigt, das ein Längsbohrung 2 aufweist. Mit einer waagerechten Symmetrieachse Sw und einer senkrechten Symmetrieachse Ss ist angedeutet, daß das Ventilgehäuse 1 und auch ein in der Längsbohrung 2 verschiebbarer Wegeventilkolben 3 zweiachsig symmetrisch aufgebaut sind. Der Wegeventilkolben 3 ist ein Hohlschieber. Im Ventilgehäuse 1 sind von der Längsbohrung 2 her verschiedene Ringkanäle eingestochen, nämlich im Symmetriemittelpunkt ein Tankanschluß-Ringkanal T, dem von der senkrechten Symmetrieachse Ss in Richtung auf die Stirnseite des Ventilgehäuses 1 weitere Ringkanäle folgen, nämlich nach links ein Arbeitsanschluß-Ringkanal A und nach rechts ein Arbeitsanschluß-Ringkanal B. Diese beiden Arbeitsanschluß-Ringkanäle A, B stehen in Verbindung mit den Lastanschlüssen des Wegeventils, die üblicherweise mit " A" und "B" bezeichnet werden.
Nach rechts anschließend folgt auf den Arbeitsanschluß-Ringkanal B ein Pumpendruck- Ringkanal P, dann ein Load-Sensing-Ringkanal LS und schließlich ein Endraum- Ringkanal E. Die gleiche Aufeinanderfolge von Ringkanälen ist auch nach links vorhanden, in der Fig. 1 aber nicht dargestellt. Der Wegeventilkolben 3 weist seinerseits eine Axialbohrung 4 auf, in der ein Druckwaagekolben 5 gegen eine Druckwaagefeder 6 axial verschiebbar ist. Die Darstellung der Fig. 1 zeigt den Wegeventilkolben 3 in der Neutralstellung, bei der von den Arbeitsanschluß-Ringkanälen A und B weder eine Verbindung zum Tankanschluß- Ringkanal T noch zum Pumpendruck-Ringkanal P besteht. Der an die Lastanschlüssen des Wegeventils, die wie erwähnt mit "A" und "B" bezeichnet sind, angeschlossene hydraulische Verbraucher steht damit still.
Der Druckwaagekolben 5 ist ebenfalls ein Hohlschieber, umschließt also einen Innenraum 7, der gegen die senkrechte Symmetrieachse Ss offen ist, auf der anderen Seite aber eine geschlossene Stirnwand 8 aufweist.
Der Wegeventilkolben 3 ist stirnseitig ebenfalls verschlossen, beispielsweise mittels einer einschraubbaren Verschlußkappe 9. Zwischen der Verschlußkappe 9 des Wegeventilkolbens 3 und der Stirnwand 8 des Druckwaagekolbens 5 ist die schon erwähnte Druckwaagefeder 6 angeordnet.
Auf der linken offenen Seite weist der Druckwaagekolben 5 Steuerrippen 10 auf. Diese bilden Fortsätze des zylindrischen Teils der Druckwaagekolbens 5. Um deren Form und Lage zu verdeutlichen, ist eine Schnittlinie II-II eingezeichnet, wobei der entsprechende Schnitt in der Fig. 2 dargestellt ist. In der Fig. 2 sind die Steuerrippen 10 geschnitten, während die dazwischen liegenden Stirnflächen des Druckwaagekolbens 5 in der Aufsicht gezeigt sind. Die ringabschschnittsförmigen Zwischenräume zwischen den
Steuerrippen 10 werden als Feinsteuerkerben bezeichnet und sind mit der Bezugszahl 11 versehen.
Auf die Bedeutung der Form der Stirnfläche 12 der Axialbohrung 4 mit einer anschließenden Querschnittserweiterung 13 in der Axialbohrung 4 wird später eingegangen werden.
Für die Funktion des Wegeventils wesentliche Elemente sind zusätzlich in der Fig. 1 eingezeichnet. Mit der Bezugszahl 19 ist eine Steuerfeder bezeichnet, die von einem nicht dargestellten Antrieb her auf den Wegeventilkolben 3 einwirkt. Funktionswesentlich sind Tanksteuernuten 20, die in der Mantelfläche des Wegeventilkolbens 3 eingefräst sind und dazu dienen, bei entsprechender relativer Lage des Wegeventilkolbens 3 zum
Ventilgehäuse 1 den Fluß des Hydraulikmediums vom Arbeitsanschluß-Ringkanal B bzw. Arbeitsanschluß-Ringkanal A zum Tankanschluß-Ringkanal T zu ermöglichen, was die beiden Arbeitsstellungen des Wegeventils charakterisiert. Wird beispielsweise der Wegeventilkolben 3 aus der in der Fig. 1 gezeigten Position nach rechts verschoben, so entsteht über die Tanksteuernuten 20 die Verbindung zwischen dem Arbeitsanschluß- Ringkanal B und dem Tankanschluß-Ringkanal T.
Funktionswesentlich sind weiter ein erster Ventilkolben-Radialdurchbruch 21 und ein zweiter Ventilkolben-Radialdurchbruch 22, auf deren funktionelle Bedeutung noch eingegangen wird. Im zylindrischen Mantel des Wegeventilkolbens 3 sind außerdem Verbindungsbohrungen 23 angeordnet, durch die eine dauernde Verbindung zwischen dem Load-Sensing-Ringkanal LS und dem die Druckwaagefeder 6 umgebenden Raum, der als Druckwaagen-Federraum 24 bezeichnet ist, hergestellt ist. Damit diese Verbindung bei allen Stellungen des Druckwaagekolbens 5 innerhalb des Wegeventilkolben 3 besteht, ist beispielsweise der Innendurchmesser des
Wegeventilkolbens 3 im Bereich des Druckwaagen-Federraum 24 größer als der Außendurchmesser des Druckwaagekolbens 5. Es können aber auch andere Mittel, etwa Längsnuten, vorhanden sein, um diese dauernde Verbindung zwischen dem Load- Sensing-Ringkanal LS und dem Druckwaagen-Federraum 24 zu garantieren. Dadurch wirkt im Druckwaagen-Federraum 24 unter allen Umständen der im Load-Sensing- Ringkanal LS herrschende Druck, was im Zusammenwirken mit der Druckwaagefeder 6 erfindungsgemäß garantiert, daß der Druckwaagekolben 5 eine eindeutige Lage einnimmt, bei der der Druckwaagekolben 5 den Arbeitsanschluß-Ringkanal B sicher absperrt, womit jener Teil der Aufgabe gelöst wird, daß es in der Stellung "Neutral" nicht zu einer Bewegung des hydraulischen Verbrauchers kommen kann. Der Druckwaagen- Federraum 24 ist funktioneil ein Steuerdruckraum. Erfindungswesentlich ist, daß zwischen dem Load-Sensing-Ringkanal LS und dem Druckwaagen-Federraum 24 keine Steuerkante liegt, die den Druck im Druckwaagen-Federraum 24 in ungünstiger Weise beeinflussen könnte. Als erste Steuerkante des Druckwaagekolben 5 wirkt die Umfangslinie des Druckwaagekolbens 5 im Bereich der Feinsteuerkerben 10. Diese
Steuerkante ist in den Fig. 1 und 2 mit der Bezugszahl 30 versehen. Erfindungswesentlich ist ein an sich aus dem Stand der Technik bekanntes Merkmal, nämlich, daß der Druckwaagekolben 5 in seinem zylindrischen Mantel mindestens einen Radialdurchbruch 31 aufweist. Vorteilhaft jedoch mehrere solcher Radialdurchbrüche 31 vorhanden, die gleichmäßig über den Umfang des Druckwaagekolbens 5 verteilt sind. Jeder der Radialdurchbrüche 31 hat die Gestalt eines länglichen Schlitzes.
Als zweite Steuerkante des Druckwaagekolben 5 wirken die Radialdurchbrüche 31. Sie stehen in dauernder Verbindung mit dem Ventilkolben-Radialdurchbruch 22. Steigt der Druck in der Axialbohrung 4 des Wegeventilkolbens 3 und im Innenraum 7 des Druckwaagekolbens 5 so hoch, daß die durch diesen Druck entstehende, auf den Druckwaagekolben 5 wirkende Kraft größer wird als die Summe der Kraft der Druckwaagefeder 6 und der aus dem Druck im Druckwaagen-Federraum 24 auf den Druckwaagekolben 5 wirkenden Kraft, so bewegt sich der Druckwaagekolben 5 so weit nach rechts gegen die Druckwaagefeder 6, bis wieder Kraftgleichgewicht besteht. Bei genügend hohem Druck in der Axialbohrung 4 des Wegeventilkolbens 3 und im rnnenraum 7 des Druckwaagekolbens 5 bewegt sich der Druckwaagekolben 5 so weit nach rechts gegen die Druckwaagefeder 6, bis die Axialbohrung 4 des
Wegeventilkolbens 3 und der Innenraum 7 des Druckwaagekolbens 5 mit dem Druckwaagen-Federraum 24 verbunden sind, was noch gezeigt werden wird.
In den Fig. 1 und 2 ist zudem noch ein Durchmesser dDw eingezeichnet, der den Außendurchmesser des Druckwaagekolbens 5 bezeichnet. Dieser Durchmesser dDw bestimmt die hydrostatische Kraftwirkung, die aufgrund des im Druckwaagen-
Federraum 24 herrschenden Druckes aufgrund der Fläche dDw ' π/4 entsteht, denn diese Fläche ist die wirksame Steuerdruckfläche. In der Fig. 2 ist zudem der Innendurchmesser des Druckwaagekolbens 5 eingezeichnet und mit dr bezeichnet. Inwieweit dieser Innendurchmesser di bedeutsam ist, wird noch erläutert werden.
In der Fig. 3 ist eine Arbeitsstellung des Wegeventilkolbens 3 gezeigt. Durch einen bei solchen Wegeventilen vorhandenen Antrieb, der in allen Figuren nicht gezeigt ist, ist der Wegeventilkolben 3 innerhalb des Ventilgehäuses 1 nach links verschoben. Damit besteht Durchfluß vom Pumpendruck-Ringkanal P zum Arbeitsanschluß-Ringkanal B. Hydraulikmedium kann nun vom Pumpendruck-Ringkanal P durch den zweiten Ventilkolben-Radialdurchbruch 22 des Wegeventilkolbens 3 und durch den
Radialdurchbruch 31 des Druckwaagekolbens 5 in Innenraum 7 des Druckwaagekolbens 5 strömen und von dort weiter in die Axialbohrung 4 des Wegeventilkolbens 3 und weiter durch den ersten Ventilkolben-Radialdurchbruch 21 in den Arbeitsanschluß-Ringkanal B. Der mögliche Fluß des Hydraulikmediums ist durch drei punktierte Linien gekennzeichnet, woraus ersichtlich wird, daß der Fluß des Hydraulikmediums sich über den ganzen freien Querschnitt im Innenraum 7 des Druckwaagekolbens 5 und in der Axialbohrung 4 des Wegeventilkolbens 3 verteilt. Der Übersichtlichkeit wegen sind in diesem Schnittbild nur die vom unten gezeigten Teil des Pumpendruck-Ringkanals P ausgehenden Flußlinien gezeigt. Da es sich aber bei den im Ventilgehäuse 1 vorhandenen Kanälen immer um umlaufende Ringkanäle handelt, verteilt sich der Fluß des
Hydraulikmediums auf die ganzen Ringflächen. Hier ist nun bedeutungsvoll, daß der innere Durchmesser Oι des Druckwaagekolbens 5 relativ groß ist, was zur Folge hat, daß die Strömungsgeschwindigkeit im Innenraum 7 des Druckwaagekolbens 5 relativ klein ist. Das gilt auch für den Fluß in der Axialbohrung 4 des Wegeventilkolbens 3. Wegen der kleinen Strömungsgeschwindigkeit sind die hydrodynamischen Kräfte klein. Dies bewirkt in Übereinstimmung mit der gestellten Aufgabe, daß die Druckwaage unempfindlich gegen durch unterschiedliche Mengenströme verursachte unterschiedliche Strömungskräfte ist.
Durch das Öffnen des zweiten Ventilkolben-Radialdurchbruch 22 des Wegeventilkolbens 3 zum Pumpendruck-Ringkanals P entsteht im Innenraum 7 des Druckwaagekolbens 5 ein Druck, der etwa dem Pumpendruck entspricht. Dieser Druck wirkt nun gegen den im Druckwaagen-Federraum 24 herrschenden Druck, der mit dem Druck im Load-Sensing-Ringkanal LS korreliert. Entsprechend wird der Druckwaagekolben 5 gegen die Druckwaagefeder 6 bewegt, so daß sich die in der Fig. 3 gezeigte Position des Druckwaagekolbens 5 innerhalb des Wegeventilkolbens 3 ergibt, wie dies zuvor schon angedeutet worden ist. Die tatsächliche Position des
Druckwaagekolbens 5 innerhalb des Wegeventilkolbens 3 regelt sich ein entsprechend der Differenz der Kraftwirkungen, die aus den Drücken im Pumpendruck-Ringkanal P und im Load-Sensing-Ringkanal LS entstehen.
Im ersten Schritt öffnet der Druckwaagekolben 5 über seine Steuerrippen 10 die Verbindung zwischen dem Ventilkolben-Radialdurchbruch 21 und der Axialbohrung 4 des Wegeventilkolbens 3, so daß sich am Ventilkolben-Radialdurchbruch 21 ein bestimmter Abflußquerschnitt ergibt. Wenn der Druck im Arbeitsanschluß-Ringkanal B, entsprechend dem Druck am entsprechenden Lastanschluß des Verbrauchers, hoch ist und die resultierende Druckkraft am Druckwaagekolben 5 die Summe aus dem Druck im Druckwaagen-Federraum 24 und der Kraft der Druckwaagefeder 6 überwindet, dann staut sich der Druck im Innenraum 7 des Druckwaagekolbens 5 auf den Druck im Arbeitsanschluß-Ringkanal B an und bewegt den Druckwaagekolben 5 gegen die Druckwaagefeder 6 so weit nach rechts, wie dies in der Fig. 3 gezeigt ist. Dabei ist dann der Druckwaagen-Federraum 24 mit dem Innenraum 7 des Druckwaagekolbens 5 verbunden. Der Druck im Load-Sensing-Ringkanal LS folgt diesem Wert wegen der Verbindung vom Innenraum 7 des Druckwaagekolbens 5 über die Verbindungsbohrungen 23 zum Load-Sensing-Ringkanal LS. Die Bewegung des Verbrauchers erfolgt nun in bekannter Weise durch die Wirkung eines nicht dargestellten Pumpenreglers. Der Pumpenregler hebt den Pumpendruck genau so viel an, daß über den eingestellten Drosselquerschnitt des zweiten Ventilkolben-Radialdurchbruch 22 des
Wegeventilkolbens 3 wegen der bestimmten Durchflußmenge des Hydraulikmediums der Druckabfall genau so hoch ist wie die am Pumpenregler vorgegebene Differenz "Pumpendruck minus Steuerdruck".
Ein zweiter Schritt der Druckwaagen-Regelung findet dann statt, wenn der Druck im Arbeitsanschluß-Ringkanal B, entsprechend dem Druck am entsprechenden Lastanschluß des Verbrauchers, kleiner als der Pumpendruck ist. Durch das abfließende Hydraulikmedium sinkt der Druck im Innenraum 7 des Druckwaagekolbens 5 so weit, daß sich der Druckwaagekolben 5 unter dem Einfluß der Druckwaagefeder 6 in Verbindung mit dem Druck im Druckwaagen-Federraum 24 so lange nach links bewegt, bis die Steuerrippen 10 den Abflußquerschnitt am Ventilkolben-Radialdurchbruch 21 so weit verringert haben, bis sich der jetzt wieder aufgestaute Druck im Innenraum 7 des Druckwaagekolbens 5 im Kraftgleichgewicht befindet mit den Kräften, die aus der Wirkung des Druckes im Druckwaagen-Federraum 24 und der Druckwaagefeder 6 resultieren.
Es wurde schon erwähnt, daß der Innendurchmesser di des Druckwaagekolbens 5 bedeutungsvoll ist. Der maximale Durchfluß des Hydraulikmediums durch die
Druckwaage ergibt sich dann, wenn durch die relative Lage des zweiten Ventilkolben- Radialdurchbruchs 22 des Wegeventilkolbens 3 zum Pumpendruck-Ringkanal P der größte wirksame Öffhungsquerschnitt für den Radialdurchbruch 22 gegeben ist. Ist der Innendurchmesser dj des Druckwaagekolbens 5 groß, ergibt sich dabei eine kleine axiale Strömungsgeschwindigkeit im Innenraum 7 des Druckwaagekolbens 5 mit entsprechend geringen Strahlkräften. Es hat sich als vorteilhaft erwiesen, wenn der Innendurchmesser d] so bemessen ist, daß die Fläche dϊ ' π/4 etwa das Drei- bis Fünffache der Fläche des Radialdurchbruchs 22 beträgt.
Erfindungsgemäß steht der Druckwaagen-Federraum 24 grundsätzlich und immerwährend mit dem Load-Sensing-Ringkanal LS in Verbindung. Der Druck im Innenraum 7 des Druckwaagekolbens 5 kann je nach Arbeitsstellung des Wegeventilkolbens 3 unterschiedlich sein. Bei der in der Fig. 1 gezeigten Neutralstellung ist er unbestimmt. Um zu erreichen, daß auch in dieser Stellung der Innenraum 7 des Druckwaagekolbens 5 einen definierten Druck aufweist, ist es vorteilhaft, eine Drackentlastungsbohrung 40 vorzusehen, durch die in der Neutralstellung des Wegeventilkolbens 3 die Axialbohrung 4 des Wegeventilkolbens 3 und somit auch der Innenraum 7 des Druckwaagekolbens 5 mit dem Tankanschluß-Ringkanal T verbunden ist. Durch die Druckentlastungsbohrung 40 ist der Innenraum 7 des Druckwaagekolbens 5 also mit dem Tankanschluß-Ringkanal T verbindbar, aber nur in der Neutralstellung verbunden. Weil der Druck im Tankanschluß- Ringkanal T beim Betrieb des Verbrauchers grundsätzlich kleiner ist als der Druck im Load-Sensing-Ringkanal LS, wird also erreicht, daß Druckwaagekolben 5 nicht allein aufgrund der Wirkung der Druckwaagefeder 6 die gewünschte eindeutige Lage einnimmt, sondern durch die Druckdifferenz zwischen Load-Sensing-Ringkanal LS und Tankanschluß-Ringkanal T noch unterstützt wird. Probleme durch Leckage-Druckverluste können so nicht entstehen. Eine alternative Möglichkeit, in der Neutralstellung die gewünschte eindeutige Lage des Druckwaagekolbens 5 durch eindeutige Festlegung des Druckes im Innenraum 7 des Druckwaagekolbens 5 zu erreichen, besteht darin, in der Neutralstellung den Innenraum 7 mit dem Load-Sensing-Ringkanal LS zu verbinden. Dann bestimmt die Druckwaagefeder 6 allein die eindeutige Lage des Druckwaagekolbens 5 in der
Neutralstellung. Probleme durch Leckage-Druckverluste können auch so nicht entstehen. Die Verbindung des Innenraums 7 mit dem Load-Sensing-Ringkanal LS wird erfindungsgemäß dadurch erreicht, daß dem Ventilkolben-Radialdurchbruch 22 eine andere Gestalt gegeben wird. In den Fig. 1 und 3 ist durch gestrichelte Linien eine Ringnut 41 gezeigt, die unmittelbar an den Ventilkolben-Radialdurchbruch 22 anschließt. Aus der Fig. 1 ist erkennbar, daß durch diese an den Ventilkolben-Radialdurchbruch 22 anschließende Ringnut 41 eine Verbindung vom Innenraum 7 zum Load-Sensing- Ringkanal LS besteht, während der der Fig. 3 erkennbar ist, daß diese Ringnut 41 in der Arbeitsstellung des Wegeventilkolbens 3 wirkungslos ist. Vorteilhaft ist diese erfindungsgemäße Lösung mit der Ringnut 41 insbesondere hinsichtlich der Herstellungskosten.
In der Fig. 4 ist eine besondere Form der Stirnfläche 12 mit der Querschnittserweiterung 13 der Axialbohrung 4 im Wegeventilkolben 3 gezeigt. Der zentrische Teil der Stirnfläche 12 hat die Form eines sehr flachen Kegels 50 mit einem Spitzenwinkel von 150 bis 170 Grad. An den kegeligen Teil schließt eine zur
Symmetrieachse Ss parallele Ringfläche 51 an, die dann in eine Rotationsellipsoid- Fläche 52 übergeht, die die Querschnittserweiterung 13 umgibt. Diese besondere Form hat vorteilhaften Einfluß auf die Strömung in der Axialbohrung 4 und stellt Mittel zur Umlenkung der Strömung dar. Bekanntermaßen erzeugt ein ein- bzw. ausströmender Strahl eine unerwünschte resultierende axiale Kraftkomponente, wenn die Ein- und
Ausstrittsrichtungen verschiedenen sind. Wegen der je nach Öffnungsquerschnitten an der Druckwaage und am Wegeventilkolben 3 unterschiedlich großen Mengenströme ist der ein- bzw. ausströmender Strahl unterschiedlich stark. Durch die dargestellte und zuvor beschriebene Form wird eine Minimierung der unerwünschten Kraftkomponente erreicht.
In der Fig. 5 ist eine Ausfuhrungsvariante für jenes Ende des Druckwaagekolbens 5 gezeigt, an dem sich die Steuerkante 30 befindet. Hier sind keine Steuerrippen 10 (Fig. 2) und Feinsteuerkerben 11 vorhanden. Stattdessen ist das das Ende des Druckwaagekolbens 5 kegelig angefast. Von der Steuerkante 30 her nimmt also der Außendurchmesser des Druckwaagekolbens 5 stetig ab. Es entsteht also ein Steuerspalt, der bei zunehmender Verschiebung des Druckwaagekolbens 5 aus der Neutralstellung immer größer wird. Alternative Ausgestaltungen sind in den Fig. 6 a) bis 6 c) gezeigt. In diesen Figuren ist die 360°- Abwicklung der Mantelfläche des Druckwaagekolbens 5 im Bereich der Feinsteuerkerben 11 gezeigt. Dabei entspricht die Fig. 6 a) der Ausfuhrungsform nach den Fig. 1 bis 3, während die Fig. 6 b) und 6 c) alternative Ausfuhrungsformen zeigen. Die Fig. 6 b) zeigt dreieckförmige Zwischenräume und die Fig. 6 c) kreissegmentformige Zwischenräume. Die Ausfuhrungsformen nach den Fig. 5 und 6 a) bis 6 c) zeigen also Mittel an der Steuerkante 30 des Druckwaagekolbens 5, mit denen sich die Abhängigkeit des wirksamen Öffhungsquerschnitts beim Verschieben des Druckwaagekolbens 5 in vorteilhafter Weise beeinflussen läßt. Um besondere Öffhungs-Charakteristika zu erreichen, lassen sich die verschiedenen Möglichkeiten auch kombinieren.
In den Fig. 1 und 3 ist jeweils nur die eine Hälfte des Ventilgehäuses 1 und des Wegeventilkolbens 3 gezeigt. Aus der Symmetrie hinsichtlich der senkrechten Symmetrieachse Ss ergibt sich, daß auch in der nicht dargestelten zweiten Hälfte des Wegeventilkolbens 3 ein Druckwaagekolben 5 genau gleicher Bauart enthalten ist. Daraus folgt, daß beim hydraulischen Verbraucher mit zwei Arbeitsanschlüssen j edem der Arbeitsanschlüsse eine individuelle Druckwaage zugeordnet ist.

Claims

Patentansprüche
1. Wegeventil mit innenliegender Druckwaage, dessen Ventilgehäuse (1) eine Längsbohrung (2) aufweist, in die Ringkanäle (A, T, B, P, LS, E) eingestochen sind, bei dem in dieser Längsbohrung (2) ein Wegeventilkolben (3) axial verschiebbar ist, wobei dieser Wegeventilkolben (3) als mit einem ersten und einem zweiten Ventilkolben- Radialdurchbruch (21, 22) ausgestatteter Hohlschieber ausgebildet ist und eine Axialbohrung (4) aufweist, in der ein mit einer Steuerkante (30) ausgestatteter Druckwaagekolben (5) gegen eine Druckwaagefeder (6) axial verschiebbar ist, wobei der Druckwaagekolben (5) als Hohlschieber mit einem einen Innendurchmesser D aufweisenden Innenraum (7) ausgebildet ist und wenigstens einen Radialdurchbruch (31) aufweist, der so angeordnet ist, daß er dauernd mit dem zweiten Ventilkolben- Radialdurchbruch (22) in Verbindung steht, und außerdem Mittel vorhanden sind, durch die ein Druckwaagen-Federraum (24) dauernd mit dem Load-Sensing-Ringkanal (LS) verbunden ist, dadurch gekennzeichnet,
- daß der Radialdurchbruch (31) des Druckwaagekolbens (5) so angeordnet ist, daß durch diesen Radialdurchbruch (31) und den zweiten Ventilkolben-Radialdurchbruch (22) eine Verbindung vom Innenraum (7) zum Pumpendruck-Ringkanal (P) aufsteuerbar ist,
- daß der zweite Ventilkolben-Radialdurchbruch (22) eine Steuerkante darstellt, über die eine Verbindung vom Innenraum (7) zum Load-Sensing-Ringkanal (LS) aufsteuerbar ist, und
- daß unmittelbar an den zweiten Ventilkolben-Radialdurchbruch (22) eine Ringnut (41) anschließt, die in der Neutralstellung eine Verbindung vom Innenraum (7) zum Load- Sensing-Ringkanal (LS) herstellt
2. Wegeventil nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, daß der zweite Ventilkolben- Radialdurchbruch (22) am Ende des Druckwaagekolbens (5) angeordnet ist.
3. Wegeventil nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Steuerkante (30) des Druckwaagekolbens (5) an jenem stirnseitigen Ende des Druckwaagekolbens (5) angeordnet ist, das dem stirnseitigen Ende des Druckwaagekolbens (5) gegenüber liegt, an dem die Druckwaagefeder (6) angreift und der Druck im Druckwaagen-Federraum (24) wirksam ist.
4. Wegeventil nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß im Wegeventilkolben (3) eine Druckentlastungsbohrung (40) angeordnet ist, durch die die Axialbohrung (4) des Wegeventilkolbens (3) und somit der Innenraum (7) des Druckwaagekolbens (5) mit dem Tankanschluß-Ringkanal (T) verbindbar ist, aber nur in der Neutralstellung des Wegeventils verbunden ist.
5. Wegeventil nach einem der Ansprüche 3 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß im Bereich der Stirnfläche (12) der Axialbohrung (4) des Wegeventilkolbens (3) Mittel (13, 50, 51, 52) zur Umlenkung der Strömung angeordnet sind.
6. Wegeventil nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß die Mittel (13, 50, 51, 52) zur Umlenkung der Strömung gebildet werden von einem sehr flachen Kegel (50), der den zentrische Teil der Stirnfläche (12) bildet, einer daran anschließenden Ringfläche (51), die parallel zu einer Symmetrieachse Ss liegt und übergeht in eine Rotationsellipsoid- Fläche (52), die eine Querschnittserweiterung (13) umgibt.
7. Wegeventil nach einem der Ansprüche 3 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß der Innendurchmesser O\ des Druckwaagekolben (5) so bemessen ist, daß die Fläche ά{ etwa das Drei- bis Fünffache der Fläche des Radialdurchbruchs 22 beträgt.
8. Wegeventil nach einem der Ansprüche 3 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Steuerkante (30) am Drackwaagekolben (5) durch besondere Mittel so gestaltet ist, daß die Abhängigkeit des wirksamen Öffnungsquerschnitts beim Verschieben des Druckwaagekolbens (5) beeinflußbar ist.
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