Endlagengedämpfter Arbeitszylinder

Beschreibung

[0001] Die Erfindung betrifft einen endlagengedämpften Arbeitszylinder, der auf allen Gebieten der Fluidtechnik eingesetzt werden kann, bei denen Arbeitszylinder in den Endlagen gedämpft werden müssen.
Bekannt sind Systeme, bei denen das Abbremsen des Hauptkolben eines Arbeitszylinders am jeweiligen Hubende dadurch erfolgt, daß der Durchflußquerschnitt für den abfließenden Fluidstrom verkleinert wird, vielfach ergänzt durch eine von außen einstellbare Drossel. Konstruktiv sind hierbei die verschiedensten Varianten ausgeführt. Sie lassen sich einteilen in Systeme, die den gedrosselten Abflußquerschnitt in feststehenden Teilen des Arbeitszylinders aufweisen oder solche, bei denen der die Drosselung bewirkende Abflußquerschnitt in sich bewegenden Teilen desselben vorhanden ist. Die Dämpfung zielt hierbei grundsätzlich auf die Abbremsung der gesamten Bewegungsenergie der bewegten Teile des Arbeitszylinders mit der Zielstellung, die Aufprallenergie so gering zu halten als es der jeweilige Einsatzfall erlaubt. Die Funktion der Querschnittsminderung im Fortlauf der Bewegung des Kolbens auf die Endlagen zu - vom Zeitpunkt der Einleitung der Dämpfung an betrachtet-, bestimmt hierbei den Charakter derselben. Bekannt sind Dämpfungssysteme, die den Abströmquerschnitt abrupt verschließen und den Abstrom über den gedrosselten Querschnitt leiten oder auch solche, bei denen der Dämpfungsverlauf progressiv im Sinne einer allmählichen Anpassung an den Zustand der Ruhe des Kolbens erfolgt, wobei der gedrosselte Querschnitt im Fortlauf der Bewegung des Kolben allmählich verringert wird.
Die folgenden Druckschriften belegen diese Aussage:
Die Druckschrift DE-OS 1925166 nimmt in ihren Ausführungen zum Stand der Technik Bezug auf die Druckschrift DE-AS 1256296, bei welcher ein spezielles Dämpfungselement beschrieben wird, bei welchem der Kolben das Druckmittel durch einen engen Spalt preßt und somit druckgesteuert die Bewegung des Kolbens dämpft.
Ebenfalls beschrieben wird ein Rückschlagventil im Kolben sowie Auslaßöffnungen mit kleinem Querschnitt im Mantel des Zylinders, die der Kolben zum Teil überfährt. Dabei wird eine spezielle ortsgesteuerte Konturfunktion, welche im Auslaßquerschnitt optimal proportional zum Quadrat des Hubes ist, realisiert.
In der Druckschrift DE-G 6943765 wird eine Austrittöffnung für Druckmittel vor dem Ende des Zylinders zur Dämpfung beschrieben, dessen Austrittsöffnung in den Anschlußstutzen übergeht. Ein Ringspalt, der durch einen untermaßigen Ring mit dahinter befindlichen Freiraum und dem Zylinder gebildet wird, wirkt als druckgesteuertes Dämpfungselement. Des weiteren befindet sich ein Ringkanal im Kolben sowie ein Rückschlagventil zwischen dem Ringkanal und dem Zylinderraum innerhalb des Kolbens zur richtungsabhängigen Steuerung.
Bekannt ist eine Dämpfung durch ein Drosselventil im Druckmittelaustritt nach der Druckschrift DE-OS 2206410, in welches eine Verlängerung des Kolbens eintritt sowie ein Rückschlagventil im Kolben selbst. Erfindungsgemäß wird hierbei die Dämpfung durch eine spezielle Form des Kolbens erzielt, bei dem ein untermaßiger Ring mit anschließendem Freiraum mit dem Zylinder einen Ringraum bildet. Der Austritt des Druckmittels aus diesem ist gedrosselt und der Dämpfungsbereich entspricht dem Kolbenbereich.
Die Druckschrift US 4207800 erzielt eine Dämpfung mit Hilfe eines speziellen Kolbenringes, welcher am Ende des Kolbens sitzt, axial etwas verschiebbar und etwas untermaßig ist, wodurch ein Rückschlagventil durch die einseitig gebrochene Oberfläche des Ringes gebildet und die Komprimierung des Druckmittels im Zylinderraum eine druckgesteuerte Dämpfung über einen Ringspalt erzielt wird.

[0002] Eine gleichermaßen einfache Dämpfung ist in der Druckschrift US 4425836 beschrieben. Hier wird die Dämpfung durch eine Ringnut, die sich zwischen dem Kolben und dem Zylinder befindet, erreicht. Sie ist auf diese Weise eine Funktion der Lage, da die wirksame Spirale länger wird, je näher sich der Kolben am Ende befindet.
In der Druckschrift DE-G 9418042.3 ist ein Restzylinderraum mit Dämpfungsglied innerhalb einer zweiten Druckmittelbohrung ausgeführt, welches unmittelbar als Dämpfungselement wirkt. Überlagernd erfolgt eine ebenfalls druckgesteuerte Dämpfung mittels des Ringspaltes im Bereich des untermaßigen Kolbenringes sowie eine positionsgesteuerte Dämpfung durch die sich zum Ende hin vergrößernde wirksame Länge der Spiralnut. In diesem Fall ist die Spiralnut im Bewegungsbereich des Kolbenringes eingebracht.

[0003] Aus der Druckschrift US 2,556,698 ist ein endlagengedämpfter Arbeitszylinder bekannt, dessen strömendes Fluid als Druckmittel zur Energieübertragung dient, wobei dem Hauptkolben des Arbeitszylinders, jeweils benachbart, ein Steuerkolben vorgelagert ist, wobei die Steuerkolben über Kegelfedern formschlüssig mit dem Hauptkolben, sowie in der Nähe desselben mit der Kolbenstange verbunden sind, wobei die Steuerkolben verschiebbar und dichtungssicher auf der Kolbenstange gleitet, wobei der Steuerkolben als Absperrorgan und Ventil für die Abstromkanäle dient, und wobei sich bei Anlage des Steuerkolbens im führungsseitigen Endanschlag und im bodenseitigen Endanschlag jeweils ein Dämpfungsstauraum ausbildet, deren gedämpfte Fluidabströmung über eine gedrosselte Abströmbohrung durch eine Drosselstellschraube von außen einstellbar ist.

[0004] Nachteilig an allen aufgeführten Varianten ist der hohe konstruktive Aufwand, um eine stoßfreie Verzögerung der bewegten Massen zu erreichen. Eine konstruktiv einfache Möglichkeit, die Dämpfung einem konkreten Einsatzfall entsprechend anzupassen, liegt nicht vor.

[0005] Die Dämpfung folgt im herkömmlichen Sinne der Funktion:

Hierbei bedeuten:

p₂ =

Dämpfungsdruck

z =

Zylinderkonstante

W_k =

kinetische Energie

W_d =

Druckenergie der Dämpfungsstrecke

W_p =

potentielle Energie der Lage

[0006] Um den angestrebten Dämpfungseffekt - bei gleichzeitigem Erhalt der erforderlichen Betriebskraft - zu erreichen, muß p₂ erhöht werden.
Das geschieht durch:

a) Erhöhung des Betriebsdruckes, da dann p₂ als Dämpfungsstaudruck gleichermaßen erhöht werden kann; oder

b) durch Vergrößerung des Arbeitszylinders, da dann der Staudruck an der Drossel höher eingestellt werden kann.

Beide Versionen sind energetisch ungünstig und verursachen bei plötzlicher Querschnittsminderung die Gefahr der schwingungsbelasteten Verzögerung der Massen. Diese Dämpfungsvarianten gewährleisten keine zeitfunktionsbezogene Ortslagenzuordnung der Dämpfung.
Strebt man eine progressive Dämpfung an, ist der hohe konstruktive Aufwand dominant und häufig kommerziell nicht mehr vertretbar.

[0007] Die Aufgabe der Erfindung ist es, einen endlagengedämpften Arbeitszylinder zu entwickeln, der die Nachteile des Standes der Technik beseitigt, indem der technische und konstruktive Aufwand zur Gewährleistung der Dämpfung sowie die einsatzbezogene Anpassung der Dämpfung, einfach ist. Die Dämpfung soll ohne zusätzliche dämpfungsbezogene Dichtelemente erreicht werden. Weiterhin soll der Verschleiß der dämpfungsbezogenen Bauteile ausgeschlossen sein. Die Dämpfung soll unter Vollast weich und funktionssicher erfolgen, wobei die Dämpfung von außen geregelt werden soll. Des weiteren soll die Dämpfung auf allen Gebieten der Fluidtechnik (Flüssigkeiten und Gase) eingesetzt werden, bei denen Arbeitszylinder in den Endlagen gedämpft werden müssen.

[0008] Erfindungsgemäß wird die Aufgabe mit den im Patentanspruch 1 angegebenen Merkmalen gelöst. Vorteilhafte Weiterbildungen sind aus den Unteransprüchen ableitbar.
Die Vorteile der Erfindung bestehen darin,

daß der technische und konstruktive Aufwand zur Gewährleistung der Dämpfung einfach ist,

daß der technische und konstruktive Aufwand zur einsatzbezogenen Anpassung der Dämpfung einfach ist,

daß die Dämpfung ohne zusätzliche dämpfungsbezogene Dichtelemente vorgenommen wird und somit ein zusätzlicher Verschleiß von Bauteilen ausgeschlossen ist,

daß die Dämpfung unter Vollast weich und funktionssicher erfolgt und von außen regulierbar ist,

daß die Dämpfung auf allen Gebieten der Fluidtechnik (Flüssigkeiten und Gase) eingesetzt werden kann, bei denen Arbeitszylinder in den Endlagen gedämpft werden müssen, daß die Umkehr der Bewegungsrichtung des den Hauptkolben treibenden Fluids vollständig oder gepulst veranlaßt wird.

[0009] Die Erfindung wird anhand von Ausführungsbeispielen nachstehend dargestellt:

mit Figur 1 als Schnitt durch den Arbeitszylinder bei einer Kolbenmittelstellung,

mit Figur 2 als Bodenendlage des Kolbens mit axial eingebautem Sensor,

mit Figur 3 als Bodenendlage des Kolbens mit radial eingebauten Sensor und Darstellung des Dämpfungsraumes,

mit Figur 4 als Seitenansicht des Arbeitszylinders mit radial eingebauten Sensor und Stellschraube für den gedrosselten Abstrom.

[0010] Nach Figur 1 ist einem Hauptkolben 1 des Arbeitszylinders koaxial zu einer Kolbenstange 2, in den jeweils benachbarten Zylinderräumen 3 und 4, ein Steuerkolben 5 vorgelagert, der durch eine Kegelfeder 6, formschlüssig mit der Kolbenstange 2 und dem Steuerkolben 5 verbunden ist. Die Vorlaufstrecke des Steuerkolbens 5 entspricht zugleich einer Dämpfungsstrecke 7, die im Fortlauf der Bewegung des Hauptkolbens 1 in Richtung auf boden- und führungsseitige Endanschläge 8 und 9 entsteht.
Dieser vorlaufende Steuerkolben 5 verschließt nach Figur 2, je nach seiner Bewegungsrichtung, einen Abströmkanal I 10 eines Bodens 11, oder einen Abströmkanal II 12 einer Führung 13, durch Anlage einer Steuerkolbenstirnfläche 14 an den bodenseitigen Endanschlag 9, oder an den führungsseitigen Endanschlag 8. Bei der jeweiligen Anlage ist dafür gesorgt, daß jeweils eine gedrosselte Abströmbohrung 15 frei bleibt, die im Boden 11 aus zeichentechnischem Grund nicht dargestellt ist.
Nach Figur 1 besitzt die gedrosselte Abströmbohrung 15 eine radial angeordnete, ein Gewinde aufweisende Bohrung 16, in der sich eine Drosselstellschraube 17 befindet. Durch Einstellung der Drosselstellschraube 17 kann Einfluß auf den Dämpfungsstaudruck genommen werden (siehe auch Figur 4).
Nach Figur 1, Figur 2 und Figur 3 ist der Steuerkolben 5 zugleich auch Träger eines Ringmagneten 18, dessen Feldlinien dazu dienen, die jeweils im Bereiche der Abströmkanäle I und II 10, 12, angeordneten Sensoren 19 zu aktivieren, wodurch eine Signalgabe eingeleitet wird, die der Umschaltung des Fluidstromes dient. Die Aktivierung des Sensors 19 erfolgt kontaktlos. Bei der Umschaltung werden die in Hydrauliksystemen üblichen Wegeventileinheiten gesteuert, wodurch die Richtungsumkehr des Fluidstromes eingeleitet wird. Der Fluidzustrom wird auf diese Weise in der jeweiligen Zuführung gesperrt, die der Bewegungsrichtung des Kolbens dient, zugunsten der Zuführung desselben in den Zylinderraum 3 oder 4, in dem sich nach Figur 3 ein Dämpfungsraum 20 durch flächige Anlage der Steuerkolbenstirnfläche 14 an den bodenseitigen oder führungsseitigen Endanschlag 8 oder 9 ausbildet sowie gleichzeitig ein Ventil gebildet wird.
Dem sich innerhalb des Dämpfungsraumes 20, im Inneren der Zylinderräume 3 oder 4, bildenden Staudruck, in Abhängigkeit vom Verhältnis des Querschnittes des Abströmkanals I 10 oder des Abströmkanals II 12 zum Querschnitt der gedrosselten Abströmbohrung 15, kann auf diese Weise ein Gegendruck überlagert werden, der Einfluß auf die Dämpfung nimmt. Diese Dämpfung ist somit einstellbar über die Drosselstellschraube 17 und der Vorgabe des Fluiddruckes. Der Zeitpunkt der Signalgabe zum Zwecke der Umschaltung ist vorbestimmt durch die Wahl der Länge der Kegelfeder 6, die damit zugleich auch die Dämpfungsstrecke 7, wie in Figur 1 dargestellt, festlegt. Die Zeitdauer der Signalgabe des Sensors 19 ist somit zugleich abhängig von dieser Dämpfungsstrecke 7 und der Geschwindigkeit des Hauptkolbens 1. In Abhängigkeit von den Kenngrößen des Arbeitszylinders und dessen praktischen Einsatzfall, kann die Beeinflussung der Dämpfungskennlinie konstruktiv einfach durch die Wahl der Kegelfeder 6 vorgenommen werden. Bei Variation der Einflußgrößen ist auf diese Weise ein breites Anwendungsfeld mit geringem konstruktiven Aufwand erschlossen.
Die Anordnung des Sensors 19 ist hierbei ausschließlich abhängig von der Intensität der Durchflutung durch das Magnetfeld einerseits und der Zugänglichkeit im praktischen Gebrauch andererseits. Um den Einfluß von Magnetstreufeldern auf den Zeitpunkt der Signalgabe zu verhindern, werden die Sensoren 19 nach Figur 3 in paramagnetische Gehäuse 21 eingelagert.

[0011] Die Funktion der Erfindung ist nach Figur 1 bis Figur 4 dadurch charakterisiert, daß dem Hauptkolben 1 des Arbeitszylinders, jeweils benachbart, der Steuerkolben 5 vorgelagert ist, der auf seiner radialen Steuerkolbenstirnfläche 14 den Ringmagneten 18 trägt, der die berührungslose Signalgabe durch das Magnetfeld seines Dauermagneten ermöglicht.
Der Steuerkolben 5 besteht aus einem paramagnetischen Werkstoff (vornehmlich austenitischer Cr-Ni-Stahl) oder einem fluidresistenten sowie den statischen Belastungen entsprechenden Plastwerkstoff (Polyamide, Polyvenylchloride, Polytetrafluorethylen oder auch mit Füllstoffen versehene Phenolharze). Hierbei ist die Anordnung des Sensors 19 abhängig von der Anwendung, wobei eine radiale oder auch axiale Version hinsichtlich der Ortslage zur Kolbenstange 2 möglich ist.

[0012] Die Vorteile dieser Dämpfungsart bestehen darin,

daß der Zeitpunkt der Signalgabe konstruktiv einfach durch die Größe der vorlaufenden Dämpfungsstrecke 7 des Steuerkolbens 5 über die Kegelfeder 6 vorbestimmt ist,

daß die Signalgabe des Sensors 19 unabhängig von der Geschwindigkeit des Hauptkolbens 1 über die Dämpfungsstrecke 7 erfolgt, wobei die Signalgabe durch die Einwirkung des Magnetfeldes des Ringmagneten 18 auf den Sensor 19 auf den Zeitraum bestimmt ist, bei dem der Ringmagnet 18 an der Endlage 8, 9 anliegt,

daß eine Kopplung zwischen der Dämpfung der Bewegung des Hauptkolbens 1 und der gleichzeitigen Umsteuerung des Fluidstroms erfolgt,

daß die Dämpfung ohne zusätzliche dämpfungsbezogene Dichtelemente erfolgt, wodurch der Verschleiß derselben ausgeschlossen ist,

daß die Dämpfung auch unter Vollast weich und funktionssicher arbeitet,

daß der gekapselte Einbau der Sensoren 19 in den feststehenden Teil der Endlagen 8, 9 des Arbeitszylinders einen Schutz darstellt, der jegliche Beschädigung ausschließt,

daß die Dämpfung durch eine Drosselschraube 17 von außen einstellbar ist,

daß der Steuerkolben 5 mit den Abströmkanälen I, II 10, 12 eine Ventilwirkung aufweist,

daß die Dämpfung auf allen Gebieten der Fluidtechnik eingesetzt werden kann, bei denen Arbeitszylinder in den Endlagen gedämpft werden müssen,

daß über die Steuerung der Strömungsrichtung des Fluids die Umkehr der Bewegungsrichtung des Hauptkolbens 1 veranlaßt oder eine gesteuerte aktive Dämpfung durch eine dämpfungsstaudruckerhöhende Impulsschaltung der Strömungsrichtung des Fluids eingeleitet wird.

[0013] Der sich überlagernde Außendruck kann allerdings nur wirksam werden, wenn der sich im inneren Dämpfungsraum einstellende Gegendruck kleiner oder gleich demselben ist.
Entspricht der Innendruck dem Betriebsdruck, erfolgt eine Kompensation der Druckenergie, die längs der Dämpfungsstrecke wirkt. Die mathematische Beziehung läßt den Vorteil dieser Lösung gegenüber dem im Stand der Technik dargelegten Lösungen eindeutig erkennen.
Unter der Voraussetzung das p₂ = p_B, gilt:

Ist der Außendruck größer als p_B, d.h. p_A = p_B + Δp_A , dann gilt:

Hierbei bedeuten:

p₂ =

Dämpfungsstaudruck

P_B =

Betriebsdruck

p_A =

äußerer Druck der zur Dämpfung überlagert wird

m =

die bewegte Masse des Systems

v =

die Geschwindigkeit der bewegten Massen

l_D =

die Dämpfungsstrecke

z =

einen Arbeitszylinder bezogenen Parameter

g =

die Erdbeschleunigung

A =

die Fläche des Hauptkolbens

[0014] Handelt es sich um ein gasförmiges Fluid, ist p₂ durch die polytrope Zustandsänderung bestimmt, dem sich der äußere differentielle Druck überlagert.
Wie hieraus erkennbar, unterscheidet sich das Dämpfungsprinzip gegenüber herkömmlich bekannten Systemen dadurch, daß

a) der Betriebsdruck des Hauptkolbens längs der Dämpfungsstrecke mindestens kompensiert wird
oder

b) bei höherem Außendruck ein zusätzlicher Gegendruck wirksam ist.

[0015] In der durch "z" charakterisierten Kenngröße ist die Staudruckbildung in Abhängigkeit von der geometrischen Größe des Arbeitszylinders und dessen Abströmbedingungen erfaßt. Diese sind im Falle der Anwendung des Dämpfungsprinzips auf kompressible Fluide abhängig vom Wert der polytropen Zustandsänderung des Systems, korrigiert durch das Abströmverhältnis des gedrosselten Abströmquerschnittes zum ungedrosselten, und im Falle der Anwendung auf inkompressible Flüssigkeiten abhängig vom sich bildenden Staudruck infolge des Abströmverhältnisses.

[0016] Durch die Anordnung eines Sensors 19 in den jeweiligen Endanschlägen 8; 9 des Hauptkolbens 1 des Arbeitszylinders erfolgt in dargelegter Weise eine Signalgabe, dessen Befehl die Einleitung der Gegenschaltung eines äußeren Fluidstromes zur Folge hat. Die dem Hauptkolben 1 des Arbeitszylinders vorlaufenden Steuerkolben 5 sind koaxial zur Kolbenstange 2 angeordnet und werden in einem definierten Abstand zu den Stirnflächen des Hauptkolbens 1 formschlüssig durch die Kegelfelder 6 gehalten, wodurch zugleich der Abstand zur Steuerkolbenstirnfläche 14 gegeben ist, die zum Zweck einer raumsparenden Gestaltung eine solche Ausnehmung erhält, daß die Kegelfelder 6, die als Kopplungselement zwischen Hauptkolben 1 und Steuerkolben 5 fungiert, und der Steuerkolben 5 selbst, in dieser Ausnehmung aufgenommen werden können. Im Fortlauf der Bewegung wird der vorlaufende Steuerkolben 5 zugleich dazu benutzt, den Abströmkanal I 10 bzw. II 12 für das Fluid zu verschließen, wodurch die Abströmung des Fluids nur noch über den gedrosselten Querschnitt möglich ist; infolge der Querschnittsminderung der gewünschte Dämpfungsstaudruck des inneren Systems des Arbeitszylinders eintritt. Diesem Dämpfungsstaudruck wird ein zum äußeren System zugehöriger Druck überlagert, der mindestens dem Betriebsdruck entspricht.
Hierbei erfolgt zeitgleich mit dem Verschluß der Abströmkanals 10 oder 12 durch den Steuerkolben 5 die Signalgabe für die Einleitung des Fluides in den Dämpfungsraum 20 des inneren Systems, infolge der magnetischen Durchflutung des berührungslosen Sensors 19, wodurch in Abhängigkeit von der Schaltungsart

a) entweder die Umkehr der Strömungsrichtung des Fluids zur Bewegungsrichtung des Hauptkolbens 1
oder

b) eine impulsmäßige Gegenschaltung der Strömungsrichtung des Fluids zur gesteuerten Dämpfung, wobei in Abhängigkeit von der Dauer des Impulses eine Intensitätsregelung derselben gegeben ist.

In beiden Fällen wird Einfluß auf den inneren Staudruck genommen, dessen Dämpfungskennlinie somit gesteuert werden kann.

Verwendete Bezugszeichen

[0017] 

1

Hauptkolben

2

Kolbenstange

3

linker Zylinderraum

4

rechter Zylinderraum

5

Steuerkolben

6

Kegelfeder

7

Dämpfungsstrecke

8

führungsseitiger Endanschlag

9

bodenseitiger Endanschlag

10

Abströmkanal I

11

Boden

12

Abströmkanal II

13

Führung

14

Steuerkolbenstirnfläche

15

gedrosselte Abströmbohrung

16

Bohrung

17

Drosselstellschraube

18

Ringmagnet

19

Sensor

20

Dämpfungsstauraum

21

paramagnetisches Gehäuse

Ansprüche

1. Endlagengedämpfter Arbeitszylinder, dessen strömendes Fluid als Druckmittel zur Energieübertragung dient, wobei dem Hauptkolben (1) des Arbeitszylinders, jeweils benachbart, ein Steuerkolben (5) vorgelagert ist, wobei die Steuerkolben (5) über Kegelfedern (6) formschlüssig mit dem Hauptkolben (1), sowie in der Nähe desselben mit der Kolbenstange (2) verbunden sind, wobei der Steuerkolben (5) verschiebbar und dichtungssicher auf der Kolbenstange (2) gleitet, wobei der Steuerkolben (5) als Absperrorgan und Ventil für die Abströmkanäle (10; 12) dient, und wobei sich bei Anlage des Steuerkolbens (5) im führungsseitigen Endanschlag (8) und im bodenseitigen Endanschlag (9) jeweils ein Dämpfungsstauraum (20) ausbildet, deren gedämpfte Fluidabströmung über eine gedrosselte Abströmbohrung (15) durch eine Drosselstellschraube (17) von außen einstellbar ist, dadurch gekennzeichnet,

daß der Steuerkolben (5) einen Ringmagnet (18) trägt,

daß im führungsseitigen Endanschlag (8) und im bodenseitigen Endanschlag (9) der Kolbenstange (2) auf berührungslose magnetische Durchflutung wirkende Sensoren (19) eingebracht sind,

daß bei Annäherung des Ringmagneten (18), mindestens jedoch bei der abdichtenden Anlage des Steuerkolbens (5) an den jeweiligen Endanschlägen (8); (9), die Signalgabe des Sensors (19) erfolgt und

daß die Signalgabe des Sensors (19) der Steuerung des Fluidstromes dient.

2. Endlagengedämpfter Arbeitszylinder nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet,

daß die Sensoren (19) in radialer oder axialer Weise innerhalb eines paramagnetischen Gehäuses (21) in die jeweiligen Endanschläge (8; 9) derart eingebaut sind,

daß eine die Signalgabe auslösende magnetische Durchflutung durch den auf dem Steuerkolben (5) befindlichen Ringmagneten (18) gegeben ist.

3. Endlagengedämpfter Arbeitszylinder nach einem der Ansprüche 1 bis Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet,
daß der Ringmagnet (18) an der Stirnseite des Steuerkolbens (5) angeordnet ist.

4. Endlagengedämpfter Arbeitszylinder nach einem der Ansprüche 1 bis Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet,
daß in der Endlage des Hauptkolbens (1) der Steuerkolben (5) und die Kegelfeder (6) in einer Ausnehmung des Hauptkolbens (1) aufgenommen wird.

5. Endlagengedämpfter Arbeitszylinder nach einem der Ansprüche 1 bis Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet,
daß die Dämpfungsstrecke (7) konstruktiv einfach durch Änderung der als formschlüssiges Kopplungselement wirkenden, vornehmlich als Kegelfeder (6) ausgebildeten, Federlänge vorgenommen wird.

6. Endlagengedämpfter Arbeitszylinder nach einem der Ansprüche 1 bis Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet,
daß durch eine gezielte Beeinflussung des Gegensteuerdrucks eine geregelte (ideale) Dämpfung in Abhängigkeit von der zu dämpfenden Energie über eine Steuerung/Gegensteuerung der Strömungsrichtung des Fluids zur Erzielung einer gewünschten Dämpfungskennlinie erreicht wird.

Claims

1. Working cylinder with end position damping, of which the flowing fluid serves as a pressure medium for the transfer of energy, wherein a control piston (5) is mounted in front of the main piston (1) of the working cylinder, in each case adjacent to one another, wherein the control pistons (5) are connected in a positive-locking manner to the main piston (1) by means of conical springs (6), and are connected to the piston rod (2) in the vicinity of said main piston, wherein the control piston (5) is capable of displacement and slides with a reliable sealing effect on the piston rod (2), wherein the control piston (5) serves as a shutoff element and valve for the outflow channels (10; 12), and wherein, when the control piston (5) is in contact with the guide-side end stop (8) and in the base-side end stop (9), in each case a damping reservoir (20) is formed, of which the damped fluid outflow via a choked outflow bore-hole (15) can be adjusted from the outside by means of a choke setting screw (17),
characterised in that

the control piston (5) supports a ring magnet (18);

sensors (19), which act upon contact-free magnetic flow, are located in the guide-side end stop (8) and the base-side end stop (9) of the piston rod (2);

as the ring magnet (18) approaches, but at least at the contact of the control piston (5) forming a seal at the individual end stops (8); (9), the sensor (19) transmits a signal; and

the signal transmission of the sensor (19) serves to control the fluid flow.

2. Working cylinder with end position damping according to Claim 1, characterised in that the sensors (19) are integrated in a radial or axial manner inside a paramagnetic housing (21) into the respective end stops (8, 9) in such a way that a magnetic flow, which initiates the transmission of the signal, is induced by the ring magnet (18) located on the control piston (5).

3. Working cylinder with end position damping according to one of Claims 1 to 2, characterised in that the ring magnet (18) is arranged on the end face of the control piston (5).

4. Working cylinder with end position damping according to one of Claims 1 to 3, characterised in that in the end position of the main piston (1) the control piston (5) and the conical spring (6) are accommodated in a cut-out of the main piston (1).

5. Working cylinder with end position damping according to one of Claims 1 to 4, characterised in that the damping stretch (7) is provided in a constructionally simple manner by changing the length of the spring, which takes effect as a positive-locking coupling element, and is designed preferably as a conical spring (6).

6. Working cylinder with end position damping according to one of Claims 1 to 5, characterised in that, by specifically influencing the counter control pressure, a regulated (ideal) damping is attained as a function of the energy, which is to be damped, by means of control/counter-control of the direction of flow of the fluid, in order to achieve a desired damping characteristic.

Revendications

1. Vérin amorti en fin de course dont le fluide s'écoulant sert de moyen de pression destiné à transmettre de l'énergie, dans lequel

• un piston de commande (5) est logé, chaque fois de façon adjacente, avant un piston principal (1) du vérin,

• les pistons de commande (5) sont reliés par l'intermédiaire de ressorts coniques (6) par combinaison de forme au piston principal (1), ainsi qu'à proximité de celui-ci à la tige de piston (2),

• le piston de commande (5) coulisse sur la tige de piston (2) en assurant l'étanchéité,

• le piston de commande (5) sert d'organe d'obturation et de soupape pour les canaux d'écoulement (10 ; 12),

• il se forme chaque fois un espace de retenue d'amortissement (20) lorsque le piston de commande (5) se met contre la butée de fin de course située du côté du guidage (8) et contre la butée de fin de course située du côté du fond (9), espace dont l'écoulement de fluide amorti est susceptible d'être réglé de l'extérieur par une vis de réglage d'étranglement (17) dans un perçage d'écoulement à étranglement (15).

caractérisé en ce que

• le piston de commande (5) porte un aimant annulaire (18),

• des détecteurs (19) agissant sur le flux magnétique sans contact sont placés dans la butée de fin de course située du côté du guidage (8) et dans la butée de fin de course située du côté du fond (9) de la tige de piston (2),

• la transmission des signaux du détecteur (19) a lieu lorsque l'aimant annulaire (18) s'approche de la butée de fin de course respective (8, 9), toutefois au moins lorsque le piston de commande (5) se place de façon à assurer l'étanchéité contre cette dernière, et

• la transmission des signaux du détecteur (19) sert à commander le flux de fluide.

2. Vérin amorti en fin de course selon la revendication 1,
caractérisé en ce que
les détecteurs (19) sont placés dans les butées de fin de course respectives (8 ; 9) de façon radiale ou axiale à l'intérieur d'un boîtier paramagnétique (21), de telle façon qu'un flux magnétique déclenchant la transmission de signaux est causé par l'aimant annulaire (18) se trouvant sur le piston de commande (5).

3. Vérin amorti en fin de course selon l'une des revendications 1 ou 2,
caractérisé en ce que
l'aimant annulaire (18) est disposé sur la face frontale du piston de commande (5).

4. Vérin amorti en fin de course selon l'une quelconque des revendications 1 à 3,
caractérisé en ce que
le piston de commande (5) et le ressort conique (6) sont recueillis dans un évidement du piston principal (1) quand le piston principal (1) est en fin de course.

5. Vérin amorti en fin de course selon l'une quelconque des revendications 1 à 4,
caractérisé en ce que
la distance d'amortissement (7) est déterminée, sur le plan de la construction, simplement en modifiant la longueur élastique développée principalement en ressort conique (6) et agissant en élément d'accouplement à combinaison de forme.

6. Vérin amorti en fin de course selon l'une quelconque des revendications 1 à 5,
caractérisé en ce qu'
un amortissement réglé (idéal) est obtenu en influençant ponctuellement la pression de commande contraire en fonction de l'énergie devant être amortie, par l'intermédiaire d'une commande/contre-commande du sens d'écoulement du fluide afin d'obtenir une courbe caractéristique d'amortissement souhaitée.

Zeichnung