Will D., Gebhardt N. (Hrsg.) Hydraulik: Grundlagen, Komponenten, Schaltungen
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208 8 Ventile
Abb. 8.1 zeigt Prinzipbeispiele von Ventilelementen. Grundsätzlich ist bei
Schieberelementen durch das funktionsnotwendige Spiel zwischen Kolben und
Bohrung Leckage nicht zu vermeiden. Dagegen lässt sich bei Sitzelementen
Dichtheit erreichen. Um Sitzelementen zusätzlich Führung zu geben, werden zu-
nehmend schiebergeführte Sitzelemente verwendet (s. Abb. 8.1 e). Die Ventilele-
mente werden meistens durch Federkraft in einer bevorzugten, häufig durch An-
schlag definierten Endstellung (Schließstellung oder geöffnete Stellung) gehalten.
Durch eine Gegenkraft, die von einem auf eine Fläche wirkenden Druck, einer
Magnetkraft oder einer anderen mechanischen Betätigungskraft gebildet wird, er-
folgt eine Verschiebung des Ventilelementes in eine andere Endstellung oder in
eine drosselnde Zwischenstellung. Das graphische Grundsymbol eines Ventils ist
ein Rechteck oder ein Quadrat und wird nach DIN 1219-1 dargestellt. Die Aus-
wahl und der Einsatz der verschiedenen Ventile richten sich nach der zu erfül-
lenden Aufgabe in der Hydraulikanlage. Danach werden die Ventile eingeteilt in:
Druckventile,
Stromventile,
Sperrventile,
Wegeventile.
Neben der Aufgabenbezeichnung der Ventile werden von den Herstellern Nenn-
größe (NG) und Nenndruck (ND) angegeben. Die Nenngröße ist häufig gleich der
Nennweite (NW) der Anschlussbohrungen des Ventils. Die Nenngröße sagt nichts
aus über die Größe des zulässigen Durchflussstromes und die zu erwartenden
Kennwerte und Kennlinien. Kenngrößen und Einsatzbedingungen der Ventile
werden vom Hersteller angegeben.
Ventile für Hydraulikanlagen müssen den Ausführungsgrundlagen nach
DIN 24346 entsprechen. Dabei sind insbesondere Forderungen bezüglich der Aus-
führung, der technischen Sicherheit, der Einbaulage, der Betätigungskenn-
zeichnung und der Leitungsverlegung zu beachten und einzuhalten. Sicherheits-
technische Anforderungen bestehen für Ventile und besonders für Druckbe-
grenzungsventile nach EN 982, deren Einhaltung für Konstruktion, Bau und
Modifizierung von Hydraulikanlagen gilt.
8.1 Druckventile
Druckventile haben die Aufgabe, den Druck, die Druckdifferenz oder das Druck-
verhältnis in einer Hydraulikanlage zu begrenzen, konstant zu halten oder in Ab-
hängigkeit von den Betriebsbedingungen nach vorgegebenen Parametern zu steu-
ern bzw. zu regeln.
Entsprechend ihrer Aufgabe werden die Druckventile eingeteilt in:
Druckbegrenzungsventile,
Druckreduzierventile,
Druckdifferenzventile,
Druckverhältnisventile.
8.1 Druckventile 209
8.1.1 Druckbegrenzungsventile
Das Druckbegrenzungsventil VD hat die Aufgabe, den Druck in einer Hydraulik-
anlage oder in einem Teilbereich der Anlage zu begrenzen. Ein Druckanstieg kann
in einem Leitungssystem entstehen:
wenn der Zustrom (z. B. durch die Pumpe) größer ist als der Abstrom (z. B.
durch den Hydromotor),
wenn das Volumen eines abgeschlossenen Systems verkleinert wird (z. B.
durch äußere Kraft bewirktes Einfahren des Kolbens eines Arbeitszylinders),
wenn die Belastung am Verbraucher (Hydromotor bzw. Arbeitszylinder) an-
steigt,
wenn der Druckflüssigkeit in einem abgeschlossenem System Wärmeenergie
zugeführt wird.
Das Druckbegrenzungsventil soll die Anlage und insbesondere die Pumpe vor un-
zulässig hohen Drücken schützen. Das Druckbegrenzungsventil in seiner Funktion
als Sicherheitsventil ist Bestandteil einer jeden Hydraulikanlage. Es wird stets im
Nebenschluss geschaltet. Zwischen Pumpe und Druckbegrenzungsventil darf kei-
ne Sperrung durch ein Ventil möglich sein. In seiner Grundvariante besteht das
Druckbegrenzungsventil als direktgesteuertes Ventil aus einem Ventilelement
(analog nach Abb. 8.1), das mit einer vorgespannten Feder in seine Schließstel-
lung gedrückt wird. Damit wird die Druckleitung zum Behälter abgesperrt. Der zu
begrenzende Druck wirkt im Ventil über eine Steuerleitung mit Dämpfungsdrossel
VDr (vgl. Abb. 8.2) auf die Fläche A des Ventilelementes in Öffnungsrichtung.
p
1
As
s
A
V
Dr
p
2
Q
V
Q
VD
ab
Abb. 8.2 Direktgesteuertes Druckbegrenzungsventil (Funktionsprinzip des geöffneten Ven-
tils). a Prinzip b Symbol
Er bildet unter stationären Bedingungen (p
1
= p
2
) die Kraft
).(
1 vorF
sscpA
(8.1)
Wird die Federvorspannungskraft
vorF
sc von der ansteigenden Druckkraft er-
reicht und überschritten, beginnt das Ventilelement sich zu öffnen. Dabei strömt
210 8 Ventile
durch die Öffnung des Ventils mit der Spaltlänge s ein gedrosselter Volumenstrom
zum drucklosen Behälter.
In Abb. 8.3 sind zwei direktgesteuerte Druckbegrenzungsventile dargestellt.
Das Sitzventil ermöglicht einen leckagefreien Betrieb und eine kurze Ansprech-
zeit, da bereits bei einem kleinen Hub ein relativ großer Querschnitt frei wird. Die
große Empfindlichkeit des Ventils kann bei kleinen Durchflüssen und kleinen Lei-
tungsvolumina zur Instabilität der Druckregelung führen. Diese große Empfind-
lichkeit wird bei Kolbenventilen gemäß Abb. 8.3 b m. H. von Kerben an der Kol-
bensteuerkante vermieden. Der grundlegende Nachteil von Kolbenventilen, keine
Leckagefreiheit, bleibt erhalten.
Das dynamische Verhalten wird mittels Dämpfungsdrosseln und Dämpfungs-
kolben beeinflusst. Der in Abb. 8.3 b eingezeichnete Dämpfungskolben 1 taucht in
eine Sackbohrung ein. Die unter dem Kolben befindliche Flüssigkeit ermöglicht
die angestrebte Dämpfung. Diese Dämpfungsorgane sind auch bei Sitzventilen
anwendbar.
a
P
A
b
P
A
L
1
Abb. 8.3 Direktgesteuertes Druckbegrenzungsventil. a als Sitzventil b als Kolbenventil
1 Dämpfungskolben
Der Ansprechdruck des Ventils p
1
kann durch Variation des Federvorspannwegs
s
vor
auf verschiedene Werte eingestellt werden. Beeinflusst wird die Kennlinie
durch Strömungs-, Reib- und Widerstandskräfte (vgl. Abschn. 4.5 und 4.9). Da
Strömungskräfte in Schließrichtung des Ventilelementes wirken, verstärken sie die
Wirkung der Federkraft. Reibkräfte am Ventilkolben und Federhysteresis
bewirken eine Kennlinienhysteresis, die eine Differenz des Volumenstroms Q
zwischen Öffnungs- und Schließdruck zur Folge hat.
Das Verhalten eines direktgesteuerten Druckbegrenzungsventils in einem Kreis-
lauf. Innerhalb eines Hydrauliksystems ist ein Druckbegrenzungsventil im ge-
öffneten Zustand ein Druckregler. Es sorgt dafür, dass bei steigendem oder
sinkendem Druck ein größerer oder kleinerer Volumenstrom aus dem System ab-
geführt wird. Die Dynamik des Gesamtsystems mit seinen Energiespeichern
(Massen, Federn, kompressible Medien) zu analysieren ist wichtig, da es die
Struktur eines Regelkreises besitzt (Stabilitätsgrenze, Eigenwerte). Der Algorith-
8.1 Druckventile 211
mus der Modellierung und viele Funktionen wurden aus Abschn. 4.9 übernommen
(s. auch [8.44]).
Der 1. Schritt: In Abb. 8.4 ist ein einfacher Kreislauf zur Ermittlung des dynami-
schen Verhaltens eines Druckbegrenzungsventils, hier eines direktgesteuerten Ke-
gel-Sitzventils, dargestellt. Das Wegeventil werde zum Zeitpunkt t = 0 ge-
schlossen, Q
VW
wird null. Der Anfangswert p
1
(0) sei kleiner als der
Ansprechdruck des Druckbegrenzungsventils. Die Pumpe fördert ihren Volumen-
strom Q
P
für t > 0 in das abgeschlossene Leitungsvolumen V
L
und bewirkt einen
Druckanstieg.
Mit dem Erreichen des Öffnungsdruckes des Druckbegrenzungsventils p
Ö
ent-
steht der Volumenstrom Q
VD
, der im eingeschwungenen Zustand der Regelung
gleich dem Förderstrom Q
P
ist.
Der 2. Schritt: Die Energiespeicher des Systems sind die bewegte Masse m, die
Feder mit der Federkonstante c und die Kapazität C
L
= V
L
E
.
Die Funktionen der Energiespeicher lauten (s. auch Abschn. 4.9):
gL
L
Q
V
p
E
1
1
,
³
dtpp
1
1
,
(8.2 a)
B
F
m
s
1
,
³
dtss
,
³
dtss
(F
B
… Beschleunigungskraft).
(8.2 b)
p
1
p
1
(0)
Q
P
Q
VW
Q
gL
p
2
A
s
s
vor
c
Drosselspalt mit
Leitwert G
Sp
G
D
m
Q
VD
Q
V
Q
D
p = 0
d
H
V
L
VDr
Abb. 8.4 Schema eines Kreislaufs zur Ermittlung des dynamischen Verhaltens eines
Druckbegrenzungsventils
Der 3. Schritt: Die folgenden Bilanzgleichungen der Volumenströme und der
Kräfte können ermittelt werden (F
F
… Federkraft, F
An
… Anschlagkraft, F
St
…
Strahlkraft, s. Gl. (4.102)):
)(
DVPVDPgL
QQQQQQ
.
(8.3 a)
212 8 Ventile
StAnRCRPFB
FFFFFApF
2
(8.3 b)
Der 4. Schritt: Die weiteren statischen Grundbeziehungen des Systems lauten
(s. Abschn. 4.9):
1221
pGppGsAQ
DDD
'
(Annahme laminarer
Strömung in der Dämpfungsbohrung),
(8.4 a)
1
pGQ
SpV
mit
SpSpSp
hKG
,
U
SD
2
dK
Sp
(s. Gl. (4.96) und Abb. 4.41) und
¯
®
!
d
0sin
00
sfürs
sfür
h
Sp
H
,
(8.4 b)
skF
RP
, )(ssignFF
RCRC
,
(8.4 c)
vorF
sscF ,
¯
®
t
asfürcs
asfür
F
An
A
0
.
(8.4 d)
Die axiale Strahlkraft F
St
lautet analog Gl. (4.102):
H
U
cos vQF
VSt
. Mit Gl. (8.x2 b) und
dh
Q
A
Q
v
Sp
V
Str
V
|
SDD
ergibt sich
11
cos2 phKphdF
SpStSpSt
|
HSD
.
(8.4 e)
Da die Regelgröße p
1
annähernd konstant bleibt, entsteht für s > 0 quasi eine Fe-
dercharakteristik (
)(sfF
St
| ).
Der 5. Schritt: Die Funktionen in den Gln. (8.4 a) bis (8.4 e) sind in dem in Abb.
8.5 dargestellten Blockschaltbild wieder zu finden. Dieses Blockschaltbild ist die
Basis des Simulationsmodells (s. auch Abschn. 4.9). Die Regelungsstruktur ist er-
kennbar: Pumpe und Leitungssystem sind die Regelstrecke, das Druck-
begrenzungsventil ist der Druckregler mit den Eingangsgrößen Druck p
1
sowie
Federvorspannung s
vor
und der Ausgangsgröße Q
VD
.
Der 6. Schritt (Festlegung der Koeffizienten des Systems und der Anfangswerte
der Zustandsgrößen):
Die Druckbegrenzung soll bei etwa p
Ö
= 160 bar = 16 N/mm
2
einsetzen. Der
Pumpenförderstrom soll maximal Q
P
= 24 l/min = 400000 mm
3
/s betragen. Das
Leitungsvolumen V
L
soll im Bereich von 0,5 l und 2 l liegen.
Als Anfangswerte der Zustandsgrößen wurden festgelegt:
p
1
(0) = 150 bar = 15 N/mm
2
,
mm
cc
svorcAp
s
An
00078,0
)0(
)0(
1
,
0)0( s
.
8.1 Druckventile 213
A
1
m
dt
³
dt
³
A
k
F
RP
s
s
s
-
-
-
F
RC
F
B
-
F
F
K
Sp
h
Sp
S
1
p
c
An
F
An
-
p
2
Q
D
1
G
D
'
p
12
-
Q
V
F
St
Q
VD
Q
VD
Druckbegrenzungsventil
dt
³
1
V
L
ß
-
Q
P
Q
gL
p
1
Pumpe und Leitungssystem
p
1
G
Sp
S
p
1
s
c
s
vor
H
S
D
cos2 d
Abb. 8.5 Blockschaltbild des Systems nach Abb. 8.4
Folgende Koeffizienten wurden gewählt:
Durchmesser d = 10 mm
Fläche A = 0,78 cm
2
= 78 mm
2
,
Volumen: V
L
= 0,5 l = 0,5 · 10
6
mm
3
bis V
L
= 2 l = 2 · 10
6
mm
3
,
Kompressibilität des Öles:
E
= 10
-3
mm
2
/N,
zu bewegende Lastmasse: m = 200 g = 0,0002 N s
2
/mm (Steuerschieber mit
dem linken Teil der Feder),
Federkonstante: c = 120 N/mm,
Federkonstante des Anschlages: c
An
= 100000 N/mm,
Durchflussbeiwert:
D
= 0,7,
Kegelwinkel
H
= 45°,
Dichte des Öles: U = 0,9 kg/dm
3
= 9 · 10
-10
N s
2
/mm
4
,
Beiwert des Drosselspaltleitwertes:
Ns
mm
mmsN
mmdK
Sp
|
3
6
4210
1004,1
/109
2
107,0
2
S
U
SD
,
214 8 Ventile
Leitwert der Dämpfungsbohrung:
N
s
mm
ba
r
inml
G
D
5
33
101
/
106 ,
Beiwert der Strahlkraft:
mmmmdK
St
31
2
1
107,02cos2 |
SHSD
,
Faktor der geschwindigkeitsproportionalen Reibkraft: k = 1 N s/mm,
Coulombsche Reibkraft: F
RC
= 0 N,
s
vor
= 10,4 mm
mm
mmN
mmNmm
c
pA
s
ö
vor
4,10
/120
/1678
22
.
Der 7. Schritt: Die Simulation zur Ermittlung des Verhaltens dieser Druckregelung
wurde m. H. von WinFACT/BORIS [8.45] für zwei Varianten durchgeführt
(s. auch Abschn. 4.9):
Var. 1: Q
P
= 24 l/min = 400000 mm
3
/s, V
L
= 0,5 l = 0,5 · 10
6
mm
3
,
Var. 2: Q
P
= 12 l/min = 200000 mm
3
/s, V
L
= 2 l = 2 · 10
6
mm
3
,
a
b
Abb. 8.6 Simulationsergebnisse für zwei Parameter-Varianten, Var. 1: Q
P
= 24 l/min,
V
L
= 0,5 l/min, Var. 2: Q
P
= 12 l/min, V
L
= 2 l/min. a Druckverläufe p
1
b Volumenstrom-
Verläufe Q
VD
Aus den Kurven in Abb. 8.6 sind folgende Erkenntnisse zu gewinnen:
8.1 Druckventile 215
Die Regelung besitzt einen bleibenden Regelfehler. Je größer die Volumen-
ströme sind (im stationären Zustand ist Q
P
= Q
VD
), desto größer ist der sich
stationär einstellende Druck p
1
.
Frequenz und Dämpfung der Kurven hängen stark von der Kapazität der Lei-
tungen ab.
Die Ermittlung der Stabilitätsgrenze der Regelung (diese ist für s > 0 in Funkti-
on) und die Bestimmung der Eigenwerte wie Eigenzeitkonstante oder Dämpfung
kann an Hand eines linearen Modells dieses Systems erfolgen.
Die Dämpfungskraft kann linear beschrieben werden, wenn die coulombsche
Reibung vernachlässigt wird. Die Rückwirkung der Dämpfungsbohrung führt zu
einer zur Reibkraft F
RP
parallelen geschwindigkeitsproportionalen Kraft
s
G
A
F
D
D
2
. Der Gesamtfaktor dieser Kraft ist damit
D
ges
G
A
kk
2
.
Auf die annähernde Federcharakteristik der Strömungskraft F
St
wurde schon
hingewiesen. Die Gesamtfederwirkung ergibt sich für p
1
| p
10
| konst. zu (s. Gl.
(8.4 b und e)
10
sincos2 pdcc
ges
|
HHSD
.
Mit p
1
| p
10
| konst. ist spKQ
SpV
|
10
sin
H
. Da Q
V
>> Q
D
ist, wird ge-
setzt:
sKspKQQ
VDSpVVD
||
10
sin
H
.
Damit entsteht ein lineares Modell, das in Abb. 8.7 als Blockschaltbild dar-
gestellt ist. Analog zu Abb. 4.54 wurden die Integrationen über die Zeit in die Blö-
cke mit der Übertragungsfunktion 1/s überführt.
1
V
L
ß
-
Q
P
Q
gL
p
1
p
1
1
s
A
1
m
k
ges
1
s
c
ges
1
s
s
s
-
-
K
VD
Q
VD
Q
VD
F
1
G
H
(s)
Abb. 8.7 Blockschaltbild des linearisierten Systems (Integrationen m. H. des Laplaceopera-
tors s in die Funktionen 1/s überführt)
Über die Übertragungsfunktion G
H
(s) (s. Abschn. 4.9)
2
1
1
)(
)(
)(
smskc
sF
s
s
sG
gesges
H
,
(8.5 a)
ergibt sich die ÜTF des offenen Regelkreises:
VD
gesges
L
K
smskc
sV
A
sG
2
0
1
)(
E
.
(8.5 b)
216 8 Ventile
Dieses System dritter Ordnung kann instabil werden. Bei Anwendung eines der
üblichen Stabilitätskriterien der Regelungstechnik ergibt sich folgende Stabilitäts-
bedingung für diesen Regelkreis:
E
!
gesges
VD
L
kc
mK
V
.
(8.5 c)
Werden die oben angegebenen Koeffizienten eingesetzt und der Arbeitspunkt des
Druckes mit p
10
= 16,4 N/mm
2
gewählt, ergibt sich über
mmsNk
ges
/1,7
,
mmNc
ges
/480 ,
56
/103 mmsNK
VD
| die Stabilitätsbedingung
V
L
> 174 mm
3
.
Ein so kleines Kreislauf-Leitungs-Volumen tritt kaum auf, so dass ein Kreislauf
mit Druckbegrenzungsventil fast immer stabil ist.
Als Ursache der teilweise schwach gedämpften Schwingungen in Abb. 8.6 wird
häufig das Feder-Masse-System Druckbegrenzungsventil vermutet. Wird die Gl.
(8.5 a) in die Form nach Gl. (4.134 c) gebracht mit
ges
c
K
1
,
ges
VD
c
m
T
,
ges
ges
VD
cm
k
D
2
,
(8.6 a)
ergibt sich jedoch, dass D
VD
deutlich größer als eins ist:
5,11
4800002,02
1,7
2
ges
ges
VD
cm
k
D
,
(8.6 b)
d. h., die Masse m in Gl. (8.5 a) hat keinen Einfluss auf die Übergangsvorgänge.
Die Ursache der schwachen Dämpfung liegt in der Regelkreisstruktur selbst. Der
Ansatz für die ÜTF Q
VD
(s)/Q
P
(s) lautet für m = 0
VD
gesgesL
VD
gesgesL
P
VD
K
skcsV
A
K
skcsV
A
sG
sG
sQ
sQ
sG
1
1
1
)(1
)(
)(
)(
)(
0
0
E
E
.
(8.7 a)
Die Umformung in die Normalform ergibt
22
2
21
1
1
1
)(
sTsDT
s
KA
kV
s
KA
cV
sG
VD
gesL
VD
gesL
EE
mit
VD
gesL
KA
kV
T
E
und
gesVD
L
ges
kKA
V
c
D
E
2
.
(8.7 b)
Für die Parametervariante 1 (Abb. 8.6) sind die Eigenwerte T = 0,0039 s und
D = 0,13. Sie stimmen gut mit den Kurven in Abb. 8.6 überein. Folgende Tendenz
8.1 Druckventile 217
ist aus Gl. (8.7 b) zu erkennen: Mit wachsendem V
L
nimmt die Dämpfung D zu,
mit wachsender Bedämpfung des Ventils selbst (k
ges
, D
VD
) jedoch ab (weitere Dar-
legungen über das stationäre und dynamische Verhalten von Druckbegrenzungs-
ventilen siehe in [8.1 – 8.7]).
Das vorgesteuerte Druckbegrenzungsventil weicht im Aufbau wesentlich vom
direktgesteuerten Ventil ab. Es besteht grundsätzlich aus zwei Ventilen und be-
deutet einen Mehraufwand. Trotzdem werden vorgesteuerte Ventile sehr häufig
insbesondere für große Volumenströme eingesetzt, da sie günstigere stationäre
Kennlinien besitzen (s. folgende Seite).
Das vorgesteuerte Druckbegrenzungsventil besteht aus dem Hauptventil und
dem Vorsteuerventil (s. Abb. 8.8 und Abb. 8.9 a). Das Hauptventil sperrt mit dem
Kolben 1 die Verbindung zum Behälter ab, solange der am Vorsteuerventil 3 ein-
gestellte Druck nicht erreicht wird. Der zu begrenzende Druck p
1
wirkt somit auf
beide Flächen des Kolbens 1 und die Kolbenkräfte heben sich auf. Die Feder 2
hält den Kolben 1 in Schließstellung. Der Druck p
1
wirkt über eine Funktions-
drossel VDr auf das direktgesteuerte Vorsteuerventil 3 und es gilt p
1
= p
2
.
P T
Y
1
2
3
5
4
A
K
F
F
X
Abb. 8.8 Vorgesteuertes Druckbegrenzungsventil. 1 Hauptkolben, 2 Feder, 3 Vorsteuer-
ventil, 4 Drossel (Blende), 5 Fernsteueranschluss