DE102006018673A1

DE102006018673A1 - Hochfrequenzventil zur Schwingungserzeugung

Info

Publication number: DE102006018673A1
Application number: DE200610018673
Authority: DE
Inventors: Ulrich Keller
Original assignee: Individual
Current assignee: Individual
Priority date: 2006-04-21
Filing date: 2006-04-21
Publication date: 2007-10-25

Abstract

Die Erfindung betrifft ein Ventil zur Erzeugung ultraschneller fluidischer Schwingungen, im Weiteren Hochfrequenzventil benannt, das durch äußerst schnelle Wechselverbindungen der Arbeitsanschlüsse mit Tank und Pumpe geeignet ist, hochfrequente Schwingungen gezielt zu erzeugen.
Die hohen Schaltfrequenzen des Hochfrequenzventils werden dadurch erzeugt, dass ein schnelllaufender Rotor eine rotierende Bewegung in einem Stator ausführt und der Rotor über seine internen Kanäle wechselnd den Arbeitsanschluss mit Kanälen im Stator verbindet, wobei die Kanäle im Stator insbesondere als einanander abwechselnde Kanäle zu Tank und Pumpe ausgebildet sind.

Description

Die Erfindung betrifft ein Ventil gemäß Oberbegriff des Anspruchs 1, im weiteren Hochfrequenzventil benannt.
Derartige Hochfrequenzventile können beispielsweise beim Umformen von Material eingesetzt werden. So sind Einrichtungen beim Tiefziehen bekannt, die durch das Einbringen schwingender Bewegungen auf Niederhalter und Ziehring die Zuverlässigkeit des Tiefziehvorgangs verbessern bzw. dafür sorgen, daß bei vorgegebenem Material ein höherer Verformungsgrad des Werkstücks erzielbar ist. In der Zeitschrift Advanced Technology of Plasticity, 1990, Vol. 3 wird die Verbesserung des Tiefziehvorgangs für Aluminiumfolien unter Zuhilfenahme von Ultraschall-Schwingungsvorgängen an Niederhalter bzw. Ziehring beschrieben. Die Anwendung von Schwingungsvorgängen bei der Fertigung von Getränkedosen wird in der Zeitschrift „THE ENGINEER", 18. April 1991, erwähnt. Es wird angegeben, dass die Reibung während des Ziehvorgangs infolge der Schwingungen deutlich verringert wird.
Den genannten Anwendungen ist gemeinsam, dass die Verfahrenskraft hier jedoch relativ gering ist. Für genannte Anwendungen ist beispielsweise der Einsatz von Piezo-Aktoren möglich. Diese sind bei kleinen Kräften und geringen Amplituden preislich gerade noch erschwinglich. Bei größeren Kräften, wie sie beim Umformen größerer Werkstücke auftreten, im Bereich 1000 bis 10000 kN, wären für entsprechende Piezoaktoren extrem hohe Kostenaufwendungen erforderlich. Des Weiteren ist die Dauerhaltbarkeit derartiger Aktoren sehr begrenzt wenn sie an ihrer Leistungsgrenze beansprucht werden, insbesondere auch durch die Erwärmung, da die Energieumwandlung unmittelbar im Aktor selbst stattfindet und mit einer Verlustleistung behaftet ist. Ein weiterer Nachteil besteht in ihrer Bauform, die bei großen Kräften einen erheblichen Einbauraum beansprucht.
Im Bereich der Hydraulik besteht prinzipiell die Möglichkeit, Volumenströme durch periodisches Schalten von Ventilen schwingend in ein Arbeitsgerät einzubringen. Hier ist auch eine hohe Leistungsdichte möglich. Vorhandene Ventile, insbesondere die derzeit schnellsten Hydraulikventile, die Servoventile, kommen jedoch im Bereich von oberhalb 500 Hz an ihre Leistungsgrenze, wo nur noch kleinste Volumenströme mit relativ kleinen Ventilen möglich sind. Schwingungen mit einer Frequenz von 1000-Hz bei größeren Volumenströmen sind praktisch im Dauerbetrieb nicht mehr realisierbar. Der Hauptgrund ist darin zu sehen, dass der jeweilige Ventilkolben eine hin- und hergehende Bewegung ausführt, somit für jeden Hub neu beschleunigt und wieder auf die Geschwindigkeit Null gebracht werden muss. Auch hier gilt, dass in einem derart an die Grenzen gehenden Dauerbetrieb die Einsatzzuverlässigkeit der Servoventile begrenzt ist.
Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es nun, ein Hydraulikventil so auszubilden, dass Schwingungen mit sehr hohen Frequenzen bei gleichzeitig hoher Energieumsetzung im Arbeitsgerät möglich werden. Diese Aufgabe wird mit dem Ventil gemäß vorliegender Patentansprüche, im weitern Hochfrequenzventil benannt, gelöst.
Das erfindungsgemäße Hochfrequenzventil weist einen Rotor 1 und einen Stator 2 auf. Die hohen Schaltfrequenzen des Hochfrequenzventils werden dadurch erzeugt, dass der schnellaufende Rotor eine rotierende Bewegung in einem Stator ausführt und der Rotor über seine internen Kanäle wechselnd den Arbeitsanschluss mit Kanälen im Stator verbindet, wobei die Kanäle im Stator insbesondere als einander abwechselnde Kanäle zu Tank und Pumpe ausgebildet sind. Die erforderliche schnelle Rotation des Stators kann auf zweierlei Weise realisiert werden. Zum einen kann der Stator mit einem externen, schnell rotierenden Antrieb verbunden sein. Als Antriebe kommen bekannte schnellaufende Elektromotoren, beispielsweise Hochfrequenzmotoren, oder auch schnellaufende Druckluftmotore, wie sie beispielsweise von Handschleifern oder Zahnarztbohrern bekannt sind, in Frage. Zum anderen ist es genauso möglich, den Rotationsantrieb intern zu realisieren. Hier können alle von Stand der Technik her bekannten Prinzipien Anwendung finden. In 7 und 8 ist beispielhaft der Einsatz des Prinzips der lange bekannten Pelton-Turbine angegeben. Diese Art des inneren Antriebs des Rotors 1 ist insofern nahe liegend, weil als Antriebsmedium das ohnehin zur Verfügung stehende Drucköl der Pumpe mit genutzt werden kann. Prinzipiell aber wäre es auch möglich, einen elektrischen Hochfrequenzmotor oder einen anderweitig bekannten Antrieb zu integrieren. In der genauen Beschreibung von 7 und 8 ist eine grobe Abschätzung der erzielbaren Drehzahl des Rotors angegeben. Es wird dabei ersichtlich, dass mit dem erfindungsgemäßen Hochfrequenzventil sehr hohe Frequenzen von oberhalb 1 kHz möglich sind. Die Frequenz der am Arbeitsgerät anstehenden hydraulischen Schwingung wird zusätzlich erhöht dadurch, dass der Stator nicht nur jeweils einen Kanal für Pumpe (p) und Tank (T) aufweist, sondern dass am Umfang des Stators mehrere Kanäle insbesondere paarweise p und T angebracht sind. In 1 sind dabei jeweils 6 einander abwechselnde Kanäle für p und T angegeben. Je nach erforderlicher Frequenz der hydraulischen Schwingung kann die Anzahl der Kanäle noch erhöht werden. Befinden sich beispielsweise je 12 Kanäle für p und T im Stator und weist der Antrieb eines externen, mit dem Rotor 1 gekuppelten Hochfrequenzmotors eine Drehzahl von 36000 U/min (entspricht 600 pro Sekunde) auf, so ergibt sich eine hydraulische Frequenz von 7200 Hz. Derartige Frequenzen sind mit bekannten Hydraulikventilen keineswegs mehr zu erzielen. Ein wichtiger Anwendungsbereich für einen derartigen Antrieb ist das Umformen von Vormaterial in festen Formen zu einem Endprodukt. Derartige Formvorgänge weisen stets ein Fließen des Materials entlang an der jeweiligen Formwand auf. Diese Vorgänge sind zwangsläufig reibungsbehaftet. Die entstehende Reibung hat für den Formvorgang folgende nachteilige Wirkungen:

1) Die Reibung erhöht über die Behinderung des Formvorgangs die Kraft, die zum endgültigen Ausformen des Endprodukts erforderlich wird.
2) Die Reibung erzeugt Kontaktwärme und in Verbindung mit den oft hohen Kontaktkräften findet ein abrasiver Vorgang, dem oft partielle Verschweißungsvorgänge vorausgehen, an der Oberfläche der Formwand statt.

Wird die Verformungskraft nun von einer starken Schwingung der Kraft überlagert, ist aus der Literatur bekannt, dass 1) sowohl die erforderlichen Verformungskräfte geringer werden als auch dass 2) der Oberflächenverschleiß der Formwand sich verringert. Ursache ist das ständige geringfügige Ablösen des Formwerkstoffs von der Formwand, so dass sich beispielsweise Verschweißungen erst gar nicht ausbilden können.
Voraussetzung für eine wirkungsvolle Überlagerung mit Schwingungen ist es jedoch, dass die Schwingungen eine ausreichende Frequenz aufweisen.
Wird beispielsweise ein Blech zwischen zwei Formhälften umgeformt und es wird dem Umformvorgang eine Schwingung überlagert, sollte die Schwingung eine Frequenz aufweisen, die höher ist als die Eigenfrequenz der beweglichen Formhälfte, wobei als schwingende Masse die Masse von Formhälfte plus Masse des beweglichen, mit der Formhälfte verbundenen Pressenteils (häufig als Pressenstößel bezeichnet), relevant ist. Beispielhaft soll die Schwingungssituation an einer Presse für ein Formwerkzeug überschlägig dargestellt werden. Das System Oberhälfte Formwerkzeug und Pressenstößel weise eine Masse von 5000 kg auf. Die Presse weise eine Verformungssteife gegen Auffederung auf, die 5000 kN/mm betrage. Mit bekannten einfachen Formeln zur Bestimmung der Eigenfrequenz des Systems ergibt sich eine Periodendauer von ca. 6 Millisekunden. Mit dem erfindungsgemäßen Hochfrequenzventil ist es möglich, Schwingungen mit einer Periodendauer von einer Millisekunde und weniger zu erzielen. Damit ist die Voraussetzung für eine nachhaltige Wirkung der so erzeugten Schwingungen auf den Umformprozess gegeben. Die Schwingungen werden so schnell in das System eingeleitet, dass der Pressenstößel gegen die Kraft eines Arbeitsgeräts, beispielsweise eines Hydraulikzylinders, das vom Hochfrequenzventil beaufschlagt wird, trägheitsbedingt kaum merklich zurückweichen kann. Es wird damit gewährleistet, dass sich die eingeleiteten Schwingungen tatsächlich als starke Kontaktkraftschwankungen zwischen Werkstück und Formwand auswirken und somit die negativen Auswirkungen eines gleichmäßigen Kontakts wie Verschweißungen und hohe Reibung gar nicht erst ausbilden können.
Mit 1 bis 8 wird die Erfindung näher erläutert.
1 zeigt einen beispielhaften Aufbau des erfindungsgemäßen Hochfrequenzventils in einem Längsschnitt. Der Rotor 1 rotiert in im Stator 2. Der Stator 2 weist an seinem Umfang die Statorkanäle 7 auf. Die Statorkanäle 7 sind am Umfang einander abwechselnd nach links und rechts verlängert bis zu den mit Pumpe und Tank in Verbindung stehenden Nuten 4 und 5. In 4 ist diese Art der Anordnung noch näher dargestellt. In der gewählten Schnittdarstellung nach 1 ist die Verbindung des Statorkanals 7 nach links, bis zur Pumpendrucknut 4 dargestellt. Die Verbindung der Pumpendrucknut 4 nach außen und über den Umfang ist in 2 näher erläutert. Zum dargestellten Zeitpunkt verbinden die Rotorkanäle 6 gerade die Pumpendrucknut 4 über den Statorkanal 7 mit der Rotorbohrung 8 und damit den unmittelbar verbundenen Arbeitsanschuss 15 mit dem Pumpendruck. Die Rotationsbewegung des Rotors 1 wird dabei extern erzeugt. Der nicht mit dargestellte Motor gemäß dem Stand der Technik ist über die Welle 14 und eine gleichfalls nicht dargestellte Kupplung gemäß dem Stand der Technik mit dem Rotor 1 verbunden. Es kann beispielsweise ein schnell rotierender Druckluftmotor eingesetzt werden. Die Entlastungsbohrung 12 dient in Verbindung mit dem Entlastungsraum 13 dazu, für einen Ausgleich der Summe der axialen Kräfte zu sorgen, weil die Welle rechts zunächst eine Verkleinerung der infolge des Drucks wirkenden Kraft bewirkt. Der linke Lagerzapfen 11a ist zu diesen Zweck mit einem geringeren Durchmesser D1 versehen als der rechte Lagerzapfen D2. Aufgrund der hohen Drehzahlen des Rotors ist es sinnvoll, dafür zu sorgen, dass die am Rotor angreifenden Kräfte nach allen Richtungen ausgeglichen sind, um die entstehende Reibungswärme infolge der schnellen Rotation zu minimieren. Die Durchmesser D1, D2 und d3 sind so gewählt, dass sich die infolge Druck und jeweiliger Fläche entstehenden Kräfte axial ausgleichen. Das Ganze ist vom Gehäuse 3 umschlossen, in dem die Nuten 4 und 5 für die Verbindungsherstellung mit der Ölversorgung untergebracht sind. Gleichfalls sind im Gehäuse 3 die Zuführbohrungen der Ölversorgung untergebracht, in 2 näher erläutert. Die Lager 9 nehmen die Lagerzapfen 11 des Rotors 1 auf. Die Deckel 10 schließen das System in axialer Richtung ab.
Dichtungen werden lediglich als statische Dichtungen 16 zur Abdichtung nach außen eingesetzt. Intern wird in der auf den Einsatz von dynamisch beanspruchten Dichtungen verzichtet. Damit wird die Reibung verringert und ein Verschleiß kann nicht auftreten. Die Abdichtung erfolgt über Spalte. Eine Leckage kann in Kauf genommen werden, da das Hochfrequenzventil beispielsweise bei einem Umformvorgang in einer Presse nur intermittierend, maximal für die Zeitanteile des jeweiligen Arbeitshubs am Gesamthub, im Einsatz ist. Dynamische Dichtungen gemäß dem Stand der Technik können aber Anwendung finden, insbesondere bekannte reibungs- und verschleißarme Dichtungen. Um bei den gegebenen sehr hohen Drehzahlen des Rotors 1 Lagerverschleiß und Reibung gering zu halten, wird der Rotor 1 in der Regel hydrodynamisch gemäß dem Stand der Technik gelagert. Reibungs- und verschleißarme Rollenlager sind aber gleichfalls denkbar. Der Spalt zwischen Rotor 1 und Stator 2 kann reichlich bemessen sein, um die Flüssigkeitsreibung zum Erzielen höchster Drehzahlen unter Inkaufnahme größerer Leckage zu minimieren. Auch ist ein Hochfrequenzventil in der Regel deutlich kleiner als in 1 zur besseren Sichtbarkeit dargestellt. Damit wird die Reibung noch weiter vermindert.
2 zeigt einen Querschnitt des Hochfrequenzventils an Stelle der Pumpennut 4. Über die Anschlüsse 17 gelangt der Pumpendruck beidseitig in das Gehäuse 3, dessen zylindrische Bohrung zur Aufnahme des Stators 2 mit der Nut 4 erweitert wurde. Die beidseitige Einleitung des Pumpendrucks garantiert eine gleichmäßige, symmetrische Kraftbeaufschlagung im System, damit die Reibungskräfte am Rotor 1 minimiert werden. Über die Nut 4 kann sich der Druck der Pumpe über den ganzen Umfang ausbreiten. Von der Nut 4 gelangt der Pumpendruck in die Statorkanäle 7. Beispielhaft sind 6 Statorkanäle mit Pumpenanschluss ausgeführt. Eine anschauliche Darstellung des Kanalsystems ist in 4 angegeben.
3 zeigt einen Querschnitt des Hochfrequenzventils über einen Statorkanal 6. Es wird deutlich, wie bei einer Rotationsbewegung des Rotors 1 die Rotorkanäle 6 abwechselnd eine Verbindung zwischen dem Anschluss A und den jeweils mit dem Druck von Pumpe und Tank beaufschlagten Statorkanälen 7 herstellen.
In 4 wird das Gehäuse 3 teilweise aufgebrochen und man erkennt den Stator 2 in der Ansicht. Die Statorkanäle 7 sind abwechselnd nach links und rechts verlängert, jeweils zur Pumpendrucknut 4 und Tanknut 5. Die Rotorkanäle 6 verbinden gerade einen Statorkanal, der mit dem Tank T in Verbindung steht, der Anschluss des Arbeitsgeräts steht somit gerade mit dem Tank in Wirkverbindung.
Bei weiterer Drehbewegung des Rotors 1 wird dieser eine Verbindung mit der Pumpe erzeugen und so fort.
5 und 6 zeigen eine Lösung mit gleichfalls rotatorisch realisierter wechselseitiger Verbindungsherstellung eines Anschlusses A mit Pumpe und Tank. Hierzu rotiert der scheibenförmige Rotor 1. Über segmentförmige Vertiefungen 22 im Rotor 1 werden wiederum intermittierende Verbindungen des Anschlusses A mit Pumpe und Tank hergestellt. Die genaue Ausbildung der Kanäle ist nicht im Detail angegeben, die konstruktive Ausführung der Verbindung mehrerer Anschlüsse ist Stand der Technik und kann nach dem Vorbild der Verbindungen in hydraulischen Steuerblöcken ausgeführt werden. Als Vorteil gegenüber der Ausführung nach 1 ist die Möglichkeit anzusehen, sehr viele wechselseitige Kanäle am Umfang anbringen zu können, womit sehr hohe Frequenzen erzielbar werden bzw. die Antriebsdrehzahl gering gehalten werden kann. Nachteilig ist die gegenüber 1 aufwändige Kanalverbindung.
7 und 8 zeigen ein mögliches Ausführungsbeispiel für einen intern angeordneten Antrieb für den Rotor 1. Der Aufbau ist ansonsten identisch mit der Lösungsausführung nach 1. Über die Düsen 20 wird Drucköl von der Pumpe abgestrahlt. Die Strahlturbine 19 in Bauart einer Pelton-Turbine wandelt die kinetische Energie des Ölstrahls in rotatorische Energie um. Die Strahlturbine 19 ist fest mit dem Rotor 1 verbunden. Eine Abschätzung der mit der angegebenen Strahl-Turbine theoretisch erreichbaren Drehzahl des Rotors 1 sei kurz angegeben. Die Düse 20 habe innen einen Durchmesser von 3 mm. Der Antriebsdruck betrage 400 Bar. Aus der Literatur kann für diese Konstellation ein Durchfluss von ca. 90 Liter/min aus Tabellen entnommen werden. Aus Volumen und Düsenquerschnitt ergibt sich eine Länge der in einer Minute ausgetretenen Ölsäule von 12.700 Metern! Umgerechnet auf einen angenommenen Wirkumfang des Rotors von 20 mm·Pi ergibt sich eine theoretische Drehzahl von 3400/sec. Bei der paarweisen Anordnung von jeweils 6 einander abwechselnde Kanäle für p und T ergibt sich damit eine theoretische Schwingungsfrequenz von 20 kHz! Bei diesen hohen Schwingungsfrequenzen ist darauf zu achten, dass das Hochfrequenzventil möglichst nahe am Arbeitsgerät angeordnet ist, da die Ausbreitung des hydraulischen Drucks durch eine vorgegebene Maximalgeschwindigkeit begrenzt wird. Im Idealfall ist der Zylinder unmittelbar mit dem Hochfrequenzventil verbunden.
9 zeigt ein Ausführungsbeispiel mit einer größeren Anzahl von Rotorkanälen 6 und einer gleichfalls größeren Anzahl von Statorkanälen 7. Prinzipiell ist es möglich, die auf der als Zylindermantel gebildeten Grenzfläche zwischen Rotor und Stator ausgebildeten Kanäle sowohl in den Rotor 1 als auch in den Stator 2 konstruktiv zu legen. So kann beispielsweise der Stator 2 lediglich jeweils einen Kanal für Pumpe und Tank aufweisen und der zugehörige Rotor 1 kann über den Umfang verteilt beispielsweise 4, 6, 12 oder eine beliebige andere Anzahl von Rotorkanälen 6 aufweisen, die in gleichfalls noch beliebiger Anzahl in axialer Richtung vervielfacht sein können (siehe auch 1) zur Erzielung eines größeren Durchflussquerschnitts. Auf die separate zeichnerische Darstellung dieser axialen Anordnung wird an dieser Stelle nicht eingegangen, da sich die konstruktive Darstellung in einfachster Weise aus 1 herleitet. Es sind jedoch auch alle Kombinationen aus der Anzahl von Rotorkanälen 6 und Statorkanälen 7 denkbar. Eine derartige Kombination stellt 9 dar. Der Stator 2 weist dabei je 6 Kanäle für Pumpe und Tank auf, jeweils mit p und T gekennzeichnet. Die 12 Statorkanäle 7 sind gleichmäßig über den Umfang verteilt mit einer Winkeldifferenz von 30 Grad. Die potentiellen Möglichkeiten der Lage der Rotorkanäle 6 sind mit einer Winkeldifferenz von 15 Grad zueinander eingebracht. Zur Absicherung einer abwechselnden Verbindung von Pumpe und Tank durch die Rotorkanäle 6 bei Rotation des Rotors wurden der 3. und 4., potentielle Rotorkanal, der 7. und 8. und so weiter nicht realisiert, es würden so Pumpe und Tank gleichzeitig mit dem Anschluss A verbunden. Rotor 1 und Stator 2 weisen somit jeweils 12 Kanäle auf. Innerhalb einer Winkeldrehung des Rotors 1 von 30 Grad erfolgt somit je eine Verbindung des Anschlusses A mit Pumpe und Tank. Der Vorteil dieser Ausführung liegt darin, dass bei geringer axialer Ausdehnung des Rotors 1 die zur Verfügung stehende Durchflussquerschnittsfläche einer Rotorbohrung 6 um den Faktor 6 vergrößert wird. Die zusätzliche Anordnung weiterer Rotorbohrungen 6 in axialer Richtung ist davon unbenommen. Wegen des zur Verfügung stehenden größeren Durchflussquerschnittes ist es möglich, die einzelnen Statorkanäle 7 und Rotorkanäle 6 kleiner zu halten, wodurch mehr Kanäle in Umfangsrichtung untergebracht werden können.
10 zeigt einen analogen Aufbau wie 9. Die Anzahl der Kanäle wurde jedoch verdoppelt bei Halbierung der Winkelstellung zueinander.
11 zeigt eine Ausführung mit je 6 Statorkanälen 7 für Pumpe und Tank. Die einzelnen Statorkanäle 7 sind um den Winkel 30 Grad zueinander versetzt. Die Rotorkanäle 6 sind mit einem Winkel von 20 Grad jeweils zueinander versetzt, es befinden sich somit 18 Rotorkanäle 6 im Rotor in Umfangsrichtung, unbelassen weiterer Rotorkanäle in axialer Richtung. In der dargestellten Lage ergibt die Verbindung der Statorkanäle 7a/7c mit den Rotorkanälen 6a/6d eine Verbindung der Rotorbohrung 8, die mit dem Arbeitsgerät verbunden ist, mit dem Tankanschluss. Dreht sich der Rotor um den Winkel von ca. 5 Grad weiter, sind alle Verbindungen zwischen den Kanälen unterbrochen. Dreht sich der Rotor um den weitere 5 Grad weiter, insgesamt also 10 Grad, so sind die Statorkanäle 7b/7d mit den Rotorkanälen 6b/6e verbunden, das Arbeitsgerät ist mit der Pumpe über die Rotorbohrung 8 verbunden. Die Verbindung der anderen, nicht bezeichneten Kanäle geschieht in analoger Weise. Bei jeweils einer Teildrehung des Rotors 1 von 10 Grad erfolgt somit eine Halbschwingung im angeschlossenen Arbeitsgerät, entsprechend bei 20 Grad eine vollständige Schwingung. Bei einer vollständigen Umdrehung des Rotors von 360 Grad erfolgen somit 18 vollständige Schwingungen.
Aufgrund der hohen Schwingungsanzahl pro Rotorumdrehung ist es möglich, als Antrieb einen gängigen Elektromotor einzusetzen. Weist der Elektromotor beispielsweise 6000 Umdrehungen pro Minute auf, entspricht 100 pro Sekunde, ergibt sich eine Schwingungsfrequenz im Arbeitsgerät von 1800 Hz. Diese Frequenz liegt oberhalb praktisch aller Frequenzen der Eigenschwingungen von üblichen Umformmaschinen und ist somit gut geeignet, Formprozesse in Umformmaschinen zu unterstützen bzw. wesentlich mit auszuführen. Aufgrund der Verbindung von jeweils 6 Kanälen ist auch das Durchflussverhalten des erfindungsgemäßen Hochfrequenzventils zufrieden stellend. In der gezeichneten Darstellung weisen die einzelnen Kanäle einen Durchmesser von 5 mm auf. In der Summe der 6 Kanäle ergibt sich ein Ventil der Nennweite 12 mm. Befinden sich nun noch 10 weitere, der im Schnitt dargestellten Kanäle, identisch angeordnet in axialer Richtung, so ergibt sich insgesamt ein Ventilquerschnitt der Nennweite 40 mm. Eine derartige Leistung ist mit Servoventilen auch nicht annähernd zu erreichen.

1: Rotor
2: Stator
3: Gehäuse
4: Pumpendrucknut
5: Tanknut
6: Rotorkanal
7: Statorkanal
8: Rotorbohrung
9: Lager
10: Deckel
11: Lagerzapfen
12: Entlastungsbohrung
13: Entlastungsraum
14: Welle
15: Arbeitsanschluss
16: Statische Dichtung
17: Pumpenanschluss
18: Tankanschluss
19: Turbine
20: Düse
21: Pumpenanschluss Turbine
22: Vertiefungssegment

Claims

Ventil zur Erzeugung von Schwingungen in Fluidsystemen dadurch gekennzeichnet, dass ein schnellaufender Rotor 1 eine rotierende Bewegung in einem Stator 2 ausführt und der Rotor 1 über seine internen Kanäle 6 wechselnd den Arbeitsanschluss mit Kanälen 7 im Stator 2 verbindet, wobei die Kanäle 7 im Stator 2 insbesondere als einander abwechselnde Kanäle zu Tank und Pumpe ausgebildet sind.
Ventil zur Erzeugung von Schwingungen in Fluidsystemen nach Anspruch 1 dadurch gekennzeichnet, dass der Rotor 1 als rohrähnliches Element mit Querbohrungen ausgebildet ist, die Querbohrungen als Rotorkanäle 6 wechselnde Verbindungen zwischen den Statorkanälen 7 im gleichfalls rohrähnlichen Stator 2 und der Mittelbohrung des Rotors 1 herstellen und die Kanäle 7 des Stators 2 als am Umfang des Stators 2 in axialer Richtung verlaufende Kanäle 7 ausgebildet sind.
Ventil zur Erzeugung von Schwingungen in Fluidsystemen nach Anspruch 1 dadurch gekennzeichnet, dass der Rotor 1 als scheibenförmiges Element ausgebildet ist und der scheibenförmige Rotor 1 und über im Rotor befindliche segmentförmige Vertiefungen 22 intermittierende Verbindungen zwischen dem Anschluss A wechselnd mit Pumpe und Tank hergestellt
Ventil zur Erzeugung von Schwingungen in Fluidsystemen nach Anspruch 1 dadurch gekennzeichnet, dass der Rotor 1 über einen schnellrotierenden Motor angetrieben wird.
Ventil zur Erzeugung von Schwingungen in Fluidsystemen nach Anspruch 4 dadurch gekennzeichnet, dass der Motor als externer Antrieb über eine Kupplung den Rotor 1 antreibt.
Ventil zur Erzeugung von Schwingungen in Fluidsystemen nach Anspruch 4 dadurch gekennzeichnet, dass der Motor auf dem Rotor 1 integriert ist.
Ventil zur Erzeugung von Schwingungen in Fluidsystemen nach Anspruch 1 dadurch gekennzeichnet, dass der Rotor 1 über einen internen Turbinenantrieb angetrieben wird, beispielsweise mit einer Strahlturbine.
Ventil zur Erzeugung von Schwingungen in Fluidsystemen nach Anspruch 1 dadurch gekennzeichnet, dass die erzeugten Schwingungen die plastische Verformung eines Werkstücks bewirken oder mindestens unterstützen durch hochfrequent intermittierende Verringerung der Kontaktreibung und durch Verringerung der Verfahrenskraft.
Ventil zur Erzeugung von Schwingungen in Fluidsystemen nach Anspruch 8 dadurch gekennzeichnet, dass die Verfahrenskraft zum plastischen Verformen eines Werkstücks dadurch erheblich verringert wird, dass die Schwingungen mit einer Frequenz eingeleitet werden, die oberhalb der Eigenfrequenz der Masse der verschieblieblichen Formhälfte und des mit der verschieblieblichen Formhälfte verbundenen Antriebsstößels liegt.
Ventil zur Erzeugung von Schwingungen in Fluidsystemen nach Anspruch 8 dadurch gekennzeichnet, dass die Frequenz des Ventils auf die Eigenfrequenz des angetriebenen Systems abgestimmt ist in der Weise, dass bei der Wellenbewegung von Antrieb und Formhälfte Wellentäler bzw. Wellenberge in optimaler, verfahrensoptimierter Weise aufeinander treffen.
Ventil zur Erzeugung von Schwingungen in Fluidsystemen nach Anspruch 1 dadurch gekennzeichnet, dass als Fluid ein Fluid mit geringer Kompressibilität Anwendung findet.
Ventil zur Erzeugung von Schwingungen in Fluidsystemen nach Anspruch 1 dadurch gekennzeichnet, dass das Fluid eine möglichst geringe Dichte aufweist.
Ventil zur Erzeugung von Schwingungen in Fluidsystemen nach Anspruch 1 dadurch gekennzeichnet, dass das Ventil möglichst nahe am Verbraucher ist.
Ventil zur Erzeugung von Schwingungen in Fluidsystemen nach Anspruch 1 dadurch gekennzeichnet, dass der Antriebsmotor des Rotors 1 drehzahlgeregelt ist zur Herstellung einer gewünschten Frequenz.
Ventil zur Erzeugung von Schwingungen in Fluidsystemen nach Anspruch 1 dadurch gekennzeichnet, dass die Drehzahl des Rotors 1 über den Druck des aus den Düsen 20 austretenden Mediums geregelt wird.
Ventil zur Erzeugung von Schwingungen in Fluidsystemen nach Anspruch 1 dadurch gekennzeichnet, dass sowohl im Rotor 1 als auch in Stator 2 eine in Umfangsrichtung, radialer und axialer Richtung beliebig kombinierbare Anzahl von Kanälen angeordnet ist.