DE19633412A1 - Druckmittelbetriebener Antrieb - Google Patents

Description

Für die Ausarbeitung der Beschreibung sind folgende Druckschriften in Betracht gezogen worden:
DE 33 11 307 A1
DE 41 41 460 C2.

Die Erfindung betrifft einen druckmittelbetriebenen einseitig oder beidseitig mit Zylinderdeckel verschlossenen Arbeitszylinder mit kreisförmigem, rechteckigem, quadratischem, ovalem oder einem beliebigen zweckdienlich geformten Arbeitsraumquerschnitt, einem axial in diesem verschieblich geführten Arbeitskolben und dem Arbeitskolben zugeordnete Koppelelemente zum Beispiel mit dem Arbeitskolben verbundene Kolbenstangen, Bänder, Seile oder permanentmagnetische Elemente, die es erlauben, die axiale Verschiebung und die Kräfte des Arbeitskolbens formschlüssig oder kraftschlüssig abzugreifen.

Arbeitszylinder der oben genannten Art sind handelsüblich und weit verbreitet im Einsatz. Verschiedene Bauformen der Arbeitszylinder in Bezug auf die zugeordneten Koppelelemente sind:

• 1. Der sogenannte doppeltwirkende Arbeitszylinder mit zwei Anschlüssen zum Zu- und Abführen des Druckmittels in die Arbeitsräume zu beiden Seiten des Arbeitskolbens und einseitig aus einem der beiden Zylinderdeckel herausgeführter Kolbenstange oder mit beidseitig aus beiden Zylinderdeckeln herausgeführter Kolbenstange als Koppelelement.
• 2. Der sogenannte einfachwirkende Arbeitszylinder. Die Bauform ist ähnlich dem unter Position 1 beschriebenen doppeltwirkenden Arbeitszylinder, jedoch mit nur einem Arbeitsraum auf einer Seite des Arbeitskolbens und nur einem Anschluß zum Zu- und Abführen des Druckmittels. Das Druckmittel kann den Arbeitskolben nur in einer Richtung bewegen, die Rückbewegung erfolgt entweder durch eine Feder, häufig in den Arbeitszylinder eingebaut, oder durch eine rückwirkende Kraft an der Kolbenstange. Das Koppelelement ist ebenfalls eine einseitige oder beidseitig herausgeführte Kolbenstange.
• 3. Der sogenannte Rand- oder Seilarbeitszylinder. Diese Bauform ist zum Teil dem unter Position 1 beschriebenen doppeltwirkenden Arbeitszylinder mit beidseitig herausgeführten Kolbenstangen ähnlich. Anstelle der Kolbenstangen ist beim Band- oder Seilarbeitszylinder ein flexibles Band oder Seil angeordnet, aber entsprechende, in den Zylinderdeckeln angeordnete, Dichtungen wird das Seil oder Band aus dem Arbeitszylinder herausgeführt und über an den Zylinderdeckeln angebrachten Umlenkrollen mit einem auf einer Führung angeordneten Schlitten verbunden, der in diesem Fall das Koppelelement darstellt.
• 4. Der sogenannte Zylinder ohne Kolbenstange. Hierbei wird die Kraft des Arbeitskolbens nicht durch Koppelelemente abgegriffen, welche durch die die Arbeitsräume verschließende Zylinderdeckel austreten, sondern die Kraft des Arbeitskolbens wird parallel zur Achse des Arbeitszylinders neben dem Arbeitszylinder form- oder kraftschlüssig abgegriffen. Koppelelement ist ein außen auf dem Arbeitszylinder angeordneter und achsparallel geführter Schlitten, der form- oder kraftschlüssig mit dem Arbeitskolben verbunden ist. Der Kraftschluß erfolgt über magnetische Kräfte durch ein Zusammenwirken von Permanentmagneten und ferromagnetischen Bauteilen, die jeweils in dem Arbeitskolben und dem Schlitten angeordnet sind. Bei der formschlüssigen Variante sind Arbeitskolben und Schlitten durch einen Längsschlitz im Arbeitszylinder mechanisch miteinander verbunden, wobei der Längsschlitz im Arbeitszylinder von innen durch ein geeignetes Dichtband verschlossen wird. In der Mitte des Arbeitskolbens, zwischen den an den Stirnseiten des Arbeitskolbens angebrachten Dichtmanschetten, wird das Dichtband durch am Schlitten angebrachte Kufen in Richtung Kolbenachse gebogen und somit entstehen zwischen den Schlitzkanten des Arbeitszylinders und dem Dichtband Öffnungen für die mechanische Verbindung des Arbeitskolbens mit dem Schlitten.
• 5. Der sogenannte Dreh- oder Schwenkzylinder. Bei dieser Art von Arbeitszylindern kommen verschiedene Funktionsprinzipien zur Anwendung. Mit dem nachfolgend beschriebenen Erfindungsgedanken sind nur die im Folgenden beschriebenen Funktionsweisen von Bedeutung. Die lineare Bewegung des Arbeitskolbens wirkt über eine drehfeste Spindelmutter auf eine drehlich gelagerte nichtselbsthemmende Gewindespindel, die mit einer, aus dem Arbeitszylinder herausgeführten, Antriebswelle als Koppelelement verbunden ist, von der eine Schwenk- oder Drehbewegung abgenommen werden kann. Bekannt ist auch ein Funktionsprinzip, das durch eine kinematische Umkehr erreicht wird, wobei eine drehfeste Gewindespindel eine drehlich gelagerte Spindelmutter antreibt.

Die vorbeschriebenen druckmittelbetriebenen Arbeitszylinder haben systembedingt folgende Mängel:
Die Präzision der aus den Bewegungen des Arbeitskolbens ableitbaren Arbeitsbewegungen wie Linear-, Schwenk- oder Drehbewegungen ist wechselseitig abhängig, zum einen von den spezifischen Eigenschaften des Druckmittels wie Kompressibilität, Volumen-Ausdehnungskoeffizient, Viskositäts-Temperaturverhalten, Schmiereigenschaften, und zum anderen von den Leckverlusten, der Druckmittelerzeugung und Druckmittelsteuerung. Diese wechselseitige Abhängigkeit hat für manche Anwendungsgebiete ein unerwünschtes instabiles, schlecht reproduzierbares Betriebsverhalten der Arbeitszylinder zur Folge, weil die oben genannten spezifischen Eigenschaften unter Betriebsbedingungen zu stark schwanken. Das gilt insbesondere für pneumatische Arbeitszylinder. Hinzu kommt, daß Leckverluste nicht zu vermeiden sind und deshalb Lasten oder rückwirkende Kräfte ohne aufwendige Regelung nicht bewegungsfrei gehalten werden können. Mit bekannten Bremsvorrichtungen an der Kolbenstange ist der Nachteil nur unzureichend zu beheben, weil nach dem Lösen der Bremse die zuvor gebremste Bewegung freigegeben wird, also eine unerwünschte Kolbenbewegung erfolgen kann. Sehr kleine Verstellwege und Verstellgeschwindigkeiten können häufig auch mit aufwendigen Regeleinrichtungen nicht realisiert werden, weil die Kompressibilität des Druckmittels und die Reibung an den Dichtelementen des Arbeitskolbens zu sogenannten Stick-Slip-Effekten führt und dadurch unkontrollierte ruckartige Wegsprünge entstehen. Bei pneumatischen Arbeitszylindern kann eine ungewollte Entlüftung einer Kolbenseite eine explosionsartige Kolbenverschiebung zur Folge haben, unter Umständen mit zerstörerischen Folgen und Unfallgefahren. Der Gleichlauf von zwei oder mehr Zylindern, zum Beispiel zum Heben einer Plattform, ist nur sehr kostenintensiv zu realisieren.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, druckmittelbetriebene Arbeitszylinder der gattungsgemäßen Art derart weiterzubilden, daß die vorstehend beschriebenen systembedingten Mängel vermieden werden und Stellwege des Arbeitskolbens mit großer Präzision und einem hohen Maß an Zuverlässigkeit gesteuert und Haltpositionen druckmittelunabhängig fixiert werden können. Insbesondere das recht problematische kinematische und dynamische Verhalten pneumatischer Arbeitszylinder soll durch die Erfindung verbessert werden.

Diese Aufgabe wird bei druckmittelbetriebenen Arbeitszylindern der gattungsgemaßen Art erfindungsgemäß durch die kennzeichnenden Merkmale des Patentanspruchs 1 gelöst. Vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung sind in den Unteransprüchen dargestellt.

Der Vorteil der Erfindung ist darin zu sehen, daß der in vielen Variationen bekannte Arbeitszylinder so verbessert wird, daß er für Anwendungsbereiche eingesetzt werden kann, die bislang nur mit sehr aufwendigen Antrieben realisiert werden konnten. Die erzielten Vorteile bestehen im einzelnen darin, daß eine Bewegung des Arbeitskolbens nur erfolgen kann, wenn die Selbsthemmung in dem Steuergetriebe mit einer Steuerdrehung, erzeugt von einem Steuerantrieb und eingeleitet in die Steuerwelle der Gewindespindel, überwunden wird. Als weiterer Vorteil ist zu nennen, daß der Stellweg des Arbeitskolbens proportional dem Drehwinkel der Steuerdrehung ist und dabei gleichzeitig eine mechanische zuverlässige Selbsthemmung gegeben ist, die in jeder Haltposition das sehr geringe elastische Verhalten einer auf Zug oder Druck beanspruchten Gewindespindel besitzt.

Das Steuermoment zum Erzeugen einer Steuerdrehung kann sehr klein sein, wenn der Wirkungsgrad des Steuergetriebes in der Leistungsflußrichtung, ausgehend von der Kraftwirkung des Arbeitskolbens auf die Spindelmutter und weiter über die Gewindespindel und das dieser gegebenenfalls zugeordnete Axialhemmlager bis zur Steuerwelle, Null oder geringfügig kleiner als Null ist. Bekanntlich ergibt sich Selbsthemmung bei einem negativen Wirkungsgrad und bedeutet eine Blockierung eines zwangsläufigen Mechanismus oder Getriebes allein durch solche Reibungskräfte, welche von der äußeren Antriebskraft, hier der Kraft des Arbeitskolbens, selbst hervorgerufen werden und dieser proportional sind. Das erforderliche Steuermoment ist abhängig von der Kraft des Arbeitskolbens und der absoluten Größe des negativen Wirkungsgrades, das heißt, eine entsprechend kleine absolute Größe des negativen Wirkungsgrades hat auch ein entsprechend kleines Steuermoment zur Folge. Theoretisch würde bei einem Wirkungsgrad Null auch das erforderliche Steuermoment gleich Null, unabhängig von der Kraft des Arbeitskolbens. Bemerkenswert ist die Tatsache, daß eine Steuerdrehung zur Überwindung der Selbsthemmung zu einem Wirkungsgrad gleich Eins führt, bezogen auf die, auf die Spindelmutter wirkende Kraft des Arbeitskolbens und die vom Arbeitskolben abnehmbare Kraft, das heißt, die Druck- und Zugkraft eines druckmittelbetriebenen Arbeitszylinders wird durch die Weiterbildung gemäß der Erfindung nicht beeinflußt, also nicht reduziert, verglichen mit einem Arbeitszylinder bekannter Bauart, ohne die erfindungsgemäße Weiterbildung.

Der vorbeschriebene Sachverhalt zeigt als weiteren Vorteil der Erfindung die bemerkenswert einfach zu realisierende Eigenschaft eines Kraftverstarkers auf, der bei einer konstruktiven Gestaltung des Steuergetriebes mit einem Wirkungsgrad Null oder geringfügig kleiner als Null, eine sehr große Kraftverstärkung ergibt.

Werden in einer weiteren vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung aus der Richtung des Steuermomentes oder der Steuerdrehung Signale abgeleitet zum Steuern des Druckmittels für die gleichzeitige Beaufschlagung und Drucklosschaltung der entsprechenden Arbeitsräume im Arbeitszylinder, beziehungsweise beim Ausschalten des Steuerantriebes die Drucklosschaltung beider Arbeitsräume, so sind mit der Drehrichtung der Steuerdrehung automatisch Stellwege in zwei Richtungen, also vor und zurück, zu realisieren. Selbst ein Drucklosschalten für beide Arbeitsräume ist ohne Einfluß auf die Haltekraft und die eingestellte Haltposition. Der Sachverhalt, daß ein Arbeitskolben auch ohne Druckmittel eine einmal eingestellte Haltposition beibehält und in bezug auf Sicherheit und Stabilität mit einem hochbelasteten Gewindetrieb vergleichbar ist, macht einen Arbeitszylinder gemäß der Erfindung zu einem vielseitig verwendbaren Konstruktionsbauteil, unter anderem auch für mobile Einrichtungen wie zum Beispiel Autokrane, Baukrane, oder Erdbaumaschinen, um beispielsweise Stützbeine auszufahren, die über Stunden oder sogar Wochen eine Standposition fixieren müssen.

Wie die Steuerdrehung zweckmäßig erzeugt wird, hängt von der Aufgabenstellung ab, die mit einem Arbeitszylinder gemäß der Erfindung gelöst werden soll. Weil die Steuerleistung, verglichen mit der vom Arbeitskolben abgreifbaren Leistung, sehr klein ist, ergeben sich äußerst vielseitige und insbesondere auch sehr einfache und preisgünstige Möglichkeiten die Steuerdrehung aufzubringen, wie zum Beispiel das Einleiten einer Steuerdrehung von Hand, gegebenenfalls durch Zwischenschalten einer biegsamen Welle, um mit dem Arbeitszylinder ein fernbedienbares Stellelement zu schaffen. Mit mehreren, von einem Getriebe gleichdrehend angetriebenen biegsamen Wellen, ist eine Gleichwegverstellung von mehreren Arbeitszylindern zu erreichen. Damit ist zum Beispiel das Problem, mit vier Arbeitszylindern die planparallele Verstellung von Hebebühnen oder ganzen Baugruppen in Maschinen, sehr kostengünstig zu lösen. Eine ähnliche Lösung läßt sich auch mit Zahnriemen oder Ketten erreichen, die gleichdrehend angetrieben die Steuerdrehungen für mehrere Arbeitszylinder erzeugen. Mit mehreren gleichdrehenden Motoren ist eine Gleichwegverstellung einer entsprechenden Anzahl Arbeitszylinder sinngemäß genauso zu erreichen. Auch ungleiche, vorwählbare Stellwege mehrerer Arbeitszylinder lassen sich mit rechnergesteuerten Motoren als Steuerantrieb realisieren, zum Beispiel für Arbeitszylinder als Antrieb für Dosierpumpen für verschieden genau einzuhaltende Mischungsverhältnisse. Es ist zwar neben der sehr einfachen Handbetätigung im Prinzip jeder, eine Drehung erzeugender Motor einsetzbar. Mit Elektromotoren werden wegen der Vielzahl der Bauformen und der damit angebotenen Regeleinrichtungen den druckmittelbetriebenen Arbeitszylindern entsprechend der Erfindung Anwendungsgebiete erschlossen, für die bekannte Arbeitszylinder der gattungsgemaßen Art bislang nicht eingesetzt werden konnten.

Insbesondere sind rechnergesteuerte elektromotorische Steuerantriebe im Zusammenwirken mit analogen oder digitalen Drehgebern geeignet, die ausgezeichneten und bewährten Eigenschaften dieser Antriebe auf die Qualität der aus dem Arbeitszylinder ableitbaren Bewegungen zu übertragen. Zusammenfassend kann gesagt werden, daß dadurch, daß nur eine sehr kleine Steuerleistung für einen Steuerantrieb aufzubringen ist, für druckmittelbetätigte Arbeitszylinder gleich welcher Bauart und Größe neue Anwendungsgebiete erschlossen werden.

Eine vorteilhafte Ausgestaltung der Erfindung ergibt sich dadurch, daß in dem Steuergetriebe einer nichtselbsthemmenden Gewindespindel, zum Beispiel einer Kugelrollspindel, ein selbsthemmend wirkendes Axialhemmlager zugeordnet wird, welches durch die Gewindeaxialkraft selbsthemmend ist, wobei das Axialhemmlager erfindungsgemäß durch eine konstruktiv einfache Gestaltung in der Art verwirklicht wird, daß in zwei in einem Abstand zueinander angeordneten ortsfesten vorzugsweise baugleichen Widerlagern mit jeweils einander zugewandten gegenüberliegenden Lastflächen ein gewindefreier Wellenteil der Gewindespindel gelagert ist und mit dieser fest verbunden zwischen den Lastflächen eine Axialscheibe angeordnet ist, die die richtungswechselnden axialen Gewindeaxialkräfte über die Stirnseiten der Axialscheibe auf die entsprechende Lastfläche eines Widerlagers überträgt, und für die Gewindeaxialkräfte ein in zwei Richtungen wirksames Axialgleitlager darstellt, und durch Reibung ein der Drehung der Gewindespindel entgegenwirkendes Hemmoment erzeugt, das abhängig ist von der Axialkraft, der Richtung der Axialkraft und dem wirksamen Reibdurchmesser der Axialscheibe sowie dem Reibwert der Werkstoffpaarung. Zweckmäßig werden die Abmessungen der Axialscheibe so gewählt, daß der Abstand der Stirnseiten um ein geringes Spielmaß kleiner ist als der Abstand der Lastflächen, und der Außendurchmesser so groß, daß ein ausreichend großer wirksamer Reibdurchmesser entsteht für ein Hemmoment, zur Erzeugung eines negativen Wirkungsgrades in der gewünschten Größe. Erfindungsgemäß ergibt sich durch die konstruktive Verbindung einer nichtselbsthemmenden Gewindespindel mit einem Axialhemmlager der Vorteil, daß der, einem Gewindetrieb eigene, normalerweise nicht veränderliche Wirkungsgrad mit dem Axialhemmlager ganz speziell dem jeweiligem Anwendungsfall angepaßt werden kann, insbesondere ist sehr einfach eine Auslegung nahe einem gewünschten Wirkungsgrad Null möglich, um ein kleines Steuermoment zu erhalten.

Der wirksame Reibdurchmesser kann jedoch nur unzureichend genau definiert werden, wenn die gesamte Stirnseite der Axialscheibe als Reibfläche auf der Lastfläche wirkt, insbesondere kann durch Laufzeit bedingter Verschleiß den wirksamen Reibdurchmesser verändern. Erfindungsgemäß ist es deshalb von Vorteil, auf den Stirnseiten beidseitig der Axialscheibe zentrisch Ausnehmungen anzuordnen, welche jeweils vom Zentrum der Stirnseiten bis fast zum Außenrand der Stirnseiten reichen, so daß nur schmale Ringstirnflächen reibend auf den planen Lastflächen der Widerlager wirken können, und somit die wirksamen Reibdurchmesser ziemlich genau in der Mitte der Ringstirnfläche liegend angenommen werden können und so auch bei einem durch Laufzeit bedingten Verschleiß eine Veränderung der wirksamen Reibdurchmesser nicht eintritt. Die vorbeschriebenen Ringstirnflächen sind konstruktiv auch zu verwirklichen durch Reibringe, die in geeignete Ausnehmungen beidseitig auf der Stirnseite der Axialscheibe eingedrückt werden und gegenüber der Stirnseite etwas vorstehen.

Gleichgültig, ob die Ringstirnflächen Bestandteil der Axialscheibe oder durch eingedrückte Reibringe entstanden sind, in jedem Fall ergeben sich durch die Ringstirnflächen erfindungsgemäß weitere Vorteile derart, daß beim jeweiligen Abstützen einer Ringstirnfläche auf einer Lastfläche ein geschlossener Raum entsteht der, mit Druckmittel beaufschlagbar, eine die Ringstirnfläche entlastende Axialdruckkammer darstellt, welche radial begrenzt ist von der Ringstirnfläche und dem in die Lastfläche eintretenden Wellenteil und axial begrenzt ist durch die Lastfläche und die gegenüber der Ringstirnfläche etwas zurückstehenden Stirnseiten der Axialscheibe. Wird durch Bohrungen in den Widerlagern Druckmittel in die jeweils geschlossene Axialdruckkammer eingebracht, so entsteht eine Kompensationskraft, die der Gewindeaxialkraft entgegengesetzt gerichtet ist, und somit das Hemmoment reduziert. Mit einer Druckregelung des in der Axialdruckkammer eingebrachten Druckmittels ist erfindungsgemäß eine äußerst empfindliche, schnelle und genaue Regelung des Hemmomentes möglich, weil das einzige Wirkelement der Druck des Druckmittels in der Axialdruckkammer ist, also eine Regelung des Hemmomentes ohne Reibung und Hysterese gegeben ist. Des weiteren kann das Hemmoment durch entsprechenden Druck in der Axialdruckkammer auch soweit aufgehoben werden, daß sich die nichtselbsthemmende Gewindespindel durch die Kraft des Arbeitskolbens von selbst dreht, wobei die nutzbare Kolbenkraft von Null bis zu einer maximalen Größe mit dem Druck in der Axialdruckkammer eingestellt beziehungsweise stufenlos geregelt werden kann. Gleiches gilt sinngemäß für das an der Gewindespindel wirkende Drehmoment, das an der Steuerwelle nun als Abtrieb abgenommen werden kann. Mit einem der Steuerwelle zugeordneten, von der Drehgeschwindigkeit abhängigen, Rotationsdämpfer wird zusätzlich zu den regelbaren Kolbenkräften und/oder Drehmomenten die Möglichkeit geschaffen, die Geschwindigkeit des Arbeitskolbens oder die Drehgeschwindigkeit der Steuerwelle entsprechend dem wirksamen Abtriebsdrehmoment an der Steuerwelle stufenlos zu verändern, das heißt, mit größer werdendem Abtriebsmoment vergrößert sich auch die Drehgeschwindigkeit der Steuerwelle. Das von der Drehgeschwindigkeit abhängige Wirkprinzip des Rotationsdämpfers ist die zähe Flüssigkeitsdämpfung und/oder die Überwindung der Scherkräfte einer zähen Flüssigkeit, wie beispielsweise bei den aus der Kraftfahrzeugtechnik bekannten Viskosekupplungen. Als weiterer erfindungsgemäßer Vorteil ergibt sich aus der Abdichtwirkung der Ringstirnfläche beim Reiben durch geringfügig abströmendes Druckmittel eine Schmierung und Kühlung der Lastflächen.

Das vorbeschriebene regelbare Axialhemmlager hat besondere Vorteile bei einer Anpassung des Wirkungsgrades, der wegen eines möglichst kleinen Steuermomentes Null oder geringfügig kleiner als Null sein soll. Die den Wirkungsgrad bestimmenden Reibwerte sind sowohl im Gewinde als auch im Axialhemmlager unter Betriebsbedingungen jedoch nicht konstant. So sind die Haftreibwerte aus physikalischen Gründen zwangsläufig größer als die Gleitreibwerte, das heißt, zum Anfahren des Arbeitskolbens aus dem Stillstand ist ein größeres Steuermoment erforderlich als zum Aufrechterhalten der Bewegung. Einer Auslegung des Steuergetriebes mit einem Wirkungsgrad nahe dem Wert Null, um mit einem möglichst kleinem Steuermoment auszukommen, sind somit Grenzen gesetzt. Auf der einen Seite ist im Stillstand ein großer negativer Wirkungsgrad wünschenswert, weil damit die Sicherheit der Selbsthemmung erhöht wird, insofern ist auch ein großer Haftreibwert günstig; auf der anderen Seite wird ein Wirkungsgrad nahe Null angestrebt, um mit kleinen Steuermomenten auszukommen. Diese Diskrepanz läßt sich lösen durch eine Gestaltung des Axialhemmlagers mit einem größeren, eine Selbsthemmungsreserve erzeugenden, Reibdurchmesser in Verbindung mit Einrichtungen zum Regeln und/oder Steuern des Druckmittels für die Beaufschlagung der jeweils geschlossenen Axialdruckkammer.

Für die Einrichtung zum Regeln und oder Steuern des Druckmittels werden erfindungsgemäß die zwei im Folgenden beschriebenen Lösungen vorgeschlagen:
Eine erste Lösung ergibt sich dadurch, daß jedem Steuerdruckanschluß zu einer Axialdruckkammer ein Drucksteigerungsventil und ein Druckauslaßventil zugeordnet ist, wobei jedes Ventil zwei Schaltstellungen "Auf" und "Zu" besitzt. Die Ventile können baugleich oder zu einem Ventilelement gleicher Wirkung zusammengefaßt sein. Ein Druckmittelverteiler versorgt beide Ventile über einstellbare Reduzierventile mit unterschiedlichen Eingangsdrücken wobei das Drucksteigerungsventil gegenüber dem Druckauslaßventil mit dem höheren Druck versorgt wird.

Wird angenommen, daß ein, mit einem Steuergetriebe gemäß der Erfindung verbundener, doppeltwirkender Arbeitszylinder beim Einleiten oder Einschalten eines Steuerdrehmomentes zur Erzeugung einer Steuerdrehung über ein gleichzeitig richtungskompatibel in Bezug auf die Richtung des Steuerdrehmomentes schaltendes Füllventil der entsprechende Arbeitsraum des Arbeitszylinders mit Druckmittel gefüllt wird oder vorab schon gefüllt ist, so kann mit der beschriebenen Ventilanordnung folgende erfindungsgemäße Funktion realisiert werden.

Wird beim Einleiten oder Einschalten des Steuerdrehmomentes - gegebenenfalls zusätzlich zu dem Füllventil - gleichzeitig das entsprechende Drucksteigerungsventil auf die Stellung "Auf" geschaltet, welches beispielsweise durch eine in der Druckmittelzuleitung angeordnete Drossel derart wirkt, daß eine kontinuierliche Drucksteigerung des Druckmittels in der jeweils geschlossenen Axialdruckkammer entsteht, so reduziert sich das Hemmoment und unterschreitet nach einer kurzen Zeit das Steuermoment, das heißt, die Gewindespindel beginnt sich zu drehen mit der Folge, daß nun nur der kleinere Gleitreibwert wirksam wird, also auch die möglicherweise zuvor beim Haftreibwert vorhandene und erwünschte Selbsthemmung nicht mehr gegeben ist und die Gewindespindel von selbst weiterdrehen würde. Werden aus dem Beginn der Drehung Signale zum Schalten des Drucksteigerungsventiles auf Stellung "Zu" und des Druckauslaßventiles auf Stellung "Auf" abgeleitet, wodurch eine Reduzierung auf einen zuvor eingestellten kleineren Druck erfolgt, so entsteht in der Axialdruckkammer eine druckproportionale nun kleinere Kompensationskraft, die das kurzzeitig kleinere Hemmoment beim Übergang zum Gleitreibwert nun wieder vergrößert, so daß die Selbsthemmung wieder gewährleistet ist und eine Drehung der Gewindespindel nur erfolgen kann, wenn das zuvor vorhandene Steuermoment auf die Gewindespindel einwirkt. Das heißt, das Steuermoment ist trotz unterschiedlicher Reibwerte annähernd gleich. Wird das gesamte System drucklos geschaltet, ist auch jede Entlastung in der Axialdruckkammer aufgehoben, so daß die Ringstirnfläche der Axialscheibe wieder die gewünschten Selbsthemmungsreserven erzeugt.

Als eine zweite erfindungsgemäße Lösung für die Steuerung des Druckmittels wird vorgeschlagen, der Steuerwelle der Gewindespindel mindestens eine drehmomentmessende und die Richtung des Drehmomentes erfassende Einrichtung zuzuordnen, wobei der Einrichtung eine Auswertschaltung zugeordnet ist, die abhängig von den erfaßten Werten repräsentative analoge und/oder digitale Steuersignale erzeugt, die auf Druckventile wirken, welche über Druckmittelleitungen mit den Widerlagern verbunden sind, und je nach Richtung des Drehmomentes die jeweils geschlossene Axialdruckkammer mit Druckmittel beaufschlagen, wobei die Druckventile den Druck in Schritten oder kontinuierlich proportional regeln in der Art, daß mit zunehmender Größe des Steuermomentes durch Drucksteigerung in der Axialdruckkammer eine Verminderung des Hemmomentes im Axialhemmlager eintritt, und somit die zunächst größere Haftreibung zwischen Spindelmutter und Gewindespindel und den axial belasteten Lastflächen im Axialhemmlager durch eine entsprechende Reduzierung des Hemmomentes durch das Steuermoment überwunden wird. Die sich nach der Überwindung der Haftreibung nun einstellende Gleitreibung führt zu einer Reduzierung des Hemmomentes, gleichbedeutend mit einer Reduzierung des Steuermomentes, gleichbedeutend mit einer Reduzierung des Druckes in der Axialdruckkammer und letztlich ungefähr zu einem Gleichgewicht zwischen Steuermoment und Hemmoment, das sich automatisch dem vorhandenen Steuermoment anpaßt.

Die vorbeschriebenen Sachverhalte der Erfindung stellen insgesamt auf das Prinzip der Selbsthemmung ab. Die Überwindung der Selbsthemmung durch eine eingeleitete Steuerdrehung ändert jedoch nichts an der Wirksamkeit der Selbsthemmung, die bei Abschaltung der Steuerdrehung ein ruckartiges Stehenbleiben der Arbeitskolbenbewegung zur Folge hat, wenn ein bestimmtes sogenanntes kritisches Massenverhältnis zwischen der Arbeitsmasse und der Steuermasse unterschritten wird, wobei die Arbeitsmasse die Summe der dem Arbeitskolben zuzuordnenden Massen darstellen und die Steuermasse die Summe der mit dem Antriebsstrang der Steuerdrehung verbundenen Massen darstellen. Ein ruckartiges Stehenbleiben der Arbeitsmasse kann mit erheblichen Verzögerungskräften verbunden sein und mit einer mechanischen Zerstörung des Antriebssystems.

Dieser Nachteil kann durch eine weitere Ausgestaltung der Erfindung dadurch verhindert werden, daß das in dem Steuergetriebe angeordnete Axialhemmlager als Axialbremslager oder Axialschaltbremslager ausgebildet ist. Die Axialbremslager und Axialschaltbremslager sind in Teilbereichen funktionsidentisch mit dem bereits beschriebenen Axialhemmlager, auch hier wirkt eine mit Ringstirnflächen versehene Axialscheibe auf beidseitig gegenüberliegende Lastflächen, auch die Funktion und die Gestaltung der Axialdruckkammern ist ebenfalls identisch. Abweichend von der beschriebenen Bauweise und Funktion des Axialhemmlagers sind in dem Axialbremslager und Axialschaltbremslager die Lastflächen auf Mitdrehscheiben angeordnet, die in gesonderten Stützlagern, vorzugsweise in Wälzlagern, drehlich gelagert sind, und die Drehachsen der Mitdrehscheiben zu der auf der Gewindespindel befestigten Axialscheibe achsgleich sind und den Mitdrehscheiben mindestens eine, auf beide Mitdrehscheiben oder auf jeweils nur eine Mitdrehscheibe wirkende Bremse zugeordnet ist. Solange die Mitdrehscheibe, durch die Bremse festgehalten, nicht dreht, ist die Axialscheibe im Zusammenwirken mit den auf der Mitdrehscheibe angeordneten Lastflächen funktionsgleich dem einfachen Axialhemmlager. Überschreitet beim Abschalten der Steuerdrehung das selbsthemmende Hemmoment auf einer Lastfläche das Bremsmoment, so dreht sich die Mitdrehscheibe mit, wird jedoch weiterhin definiert gebremst, somit ist eine Überlastung durch zu große Hemmomente der Selbsthemmung nicht möglich. Gleichwohl bleibt die Selbsthemmungsfunktion erhalten, jedoch nur bis zu dem Grenzwert des Bremsmomentes.

In einer Ausgestaltung der Erfindung werden der Mitdrehscheibe drehfest axial verschiebliche Bremsringe zugeordnet, die durch Federkraft in der gleichen axialen Kraftrichtung auf eigens dafür gestalteten Bremsflächen der Mitdrehscheiben wirken, wie die jeweiligen Gewindeaxialkräfte der Gewindespindel, wobei die Bremsflächen sowohl senkrecht und plan zur Bremskraftrichtung, als auch geneigt, also einen Kegel bildend, ausgebildet sein können. Im letzteren Fall wird durch die kegelige Ausbildung der Bremsflächen bei gleicher Axialkraft die Flächenpressung in den Bremsflächen erhöht, also ein größeres Bremsmoment erzeugt oder ein vorgegebenes Bremsmoment ist mit einer kleineren Axialkraft zu erzeugen. Daß die Bremsandrückkräfte auf die Mitdrehscheiben in die gleiche Richtung wirken wie die jeweilige axiale Kraft der Gewindespindel, ist insofern von Vorteil, daß ein Lagerspiel in den Wälzlagern der Mitdrehscheiben bei dem Richtungswechsel der Gewindeaxialkraft der Gewindespindel keine Änderung der Lastrichtung in den Wälzlagern der Mitdrehscheiben verursacht und somit eine, die Lebensdauer der Wälzlager, begünstigende Vorspannung gegeben ist. Gleichzeitig ergibt sich dadurch eine Verkleinerung der Umkehrspanne des Steuergetriebes, ein Vorteil, der bei der Anwendung vorgespannter Kugelrolltriebe im Steuergetriebe erhebliche Bedeutung haben kann.

Axialbremslager und Axialschaltbremslager sind in Bezug auf die bislang hierzu beschriebenen Funktionen gleich, das Axialschaltbremslager besitzt darüberhinaus eine Einrichtung zum Bremslüften. Hierbei ist die Bremse der Mitdrehscheiben ausschaltbar gestaltet. Bei ausgeschalteter Bremse dreht sich die beaufschlagte Mitdrehscheibe annähernd widerstandslos mit, das heißt, ein Drehmoment einer nichtselbsthemmenden Gewindespindel treibt über den Kraftschluß der Axialscheibe die Mitdrehscheibe, wobei die Lagerung der Mitdrehscheibe gleichzeitig auch ein leicht drehliches Lager für die Axialkräfte der Gewindespindel ist. Eine Positionierung des Arbeitskolbens an jeder beliebigen Stelle des Arbeitsweges durch Einschalten der Bremse ist jedoch auch hierbei möglich, wobei der drehmomentbegrenzenden Bremse ebenfalls Bedeutung zukommt, um die beim Einschalten der Bremse dann einsetzende Selbsthemmung nur bis zu einem vorgegebenen Bremsmoment wirksam werden zu lassen, da andernfalls Überlastungen durch zu große Verzögerungskräfte nicht auszuschließen sind. Wird ein Arbeitszylinder ohne Steuerantrieb nur durch Ausschalten der Selbsthemmung mit einer nichtselbsthemmenden Gewindespindel im Steuergetriebe betrieben, kann es erfindungsgemäß zur Vermeidung unzulässig hoher Geschwindigkeiten des Arbeitskolbens zweckmäßig sein, der Steuerwelle mindestens einen Rotationsdämpfer zuzuordnen, zum Begrenzen der Drehgeschwindigkeit, dessen Wirkprinzip die zähe Flüssigkeitsdämpfung und/oder die Überwindung der Scherkräfte einer zähen Flüssigkeit ist, wie beispielsweise bei den aus der Kraftfahrzeugtechnik bekannten Viskosekupplungen. Mit mehreren zuschaltbaren Rotationsdämpfern oder mindestens einem regelbaren Rotationsdämpfer ist stufenweise oder stufenlos die Geschwindigkeit des Arbeitskolbens einstellbar. Ein Rotationsdämpfer besteht erfindungsgemäß im einfachsten Fall aus einem, mit einer hochviskosen Flüssigkeit gefüllten und entsprechend abgedichtetem Wälzlager, dessen Innenringe drehfest mit der Steuerwelle verbunden und dessen Außenringe drehfest im Steuergetriebe angeordnet sind. Auch andere Elemente, die zum Beispiel Flüssigkeiten durch Drosseln pumpen, können als Rotationsdämpfer in Frage kommen.

Eine naheliegende weitere vorteilhafte Ausgestaltung der Erfindung ergibt sich für die Anwendung bei Dreh- und Schwenkbewegungen. Es ist bekannt, aus einer Linearbewegung druckmittelbetriebener Arbeitskolben mit nichtselbsthemmenden Gewindetrieben Dreh- und Schwenkbewegungen zu erzeugen. Der in diesem Zusammenhang wirksame Gewindetrieb hat jedoch nichts mit dem in Verbindung mit der Erfindung genannten Gewindetrieb zu tun. Wird die erfindungsgemäß gesteuerte Linearbewegung des Arbeitskolbens in eine Dreh- oder Schwenkbewegung mit bekannten Konstruktionen umgesetzt, so ergeben sich sinngemäß für die Dreh- und Schwenkbewegungen die gleichen Steuerungsmöglichkeiten und präzisen Bewegungsabläufe wie vorstehend für die Linearbewegungen beschrieben. Da die Massenkräfte bei Drehbewegungen - die möglicherweise aus mehreren Umdrehungen bestehen können - insbesondere bei pneumatischen Antrieben erheblich große Werte erreichen können, hat die erfindungsgemäße sichere Beherrschung der Geschwindigkeit der Linearbewegung, welche in eine Drehbewegung umgewandelt wird, besondere Vorteile, um ungewollte hohe Drehgeschwindigkeiten zu verhindern.

Ausführungsbeispiele der Erfindung sind in den Zeichnungen dargestellt und im folgenden näher beschrieben.

Fig. 1 zeigt schematisch einen doppeltwirkenden Arbeitszylinder im Zusammenwirken mit einem Steuergetriebe, das aus einer nichtselbsthemmenden Gewindespindel und einem Axialhemmlager besteht,

Fig. 2 zeigt einen Arbeitszylinder mit integriertem Steuergetriebe,

Fig. 3 zeigt weitere Ausgestaltungen des Steuergetriebes in Bezug auf das in Fig. 2 dargestellte Axialhemmlager, das in der Fig. 3 eine weitere Ausgestaltung des Axialhemmlagers zu einem sogenannten Axialschaltbremslager darstellt. Das weitgehend ähnliche, jedoch etwas einfacher aufgebaute Axialbremslager wird anhand der Fig. 3 ebenfalls beschrieben.

Fig. 1 zeigt in einer mehr schematischen Anordnung einen doppeltwirkenden Arbeitszylinder 1 bekannter Bauart, an dem das Steuergetriebe 2 befestigt ist. Die folgende Beschreibung verzichtet wegen der bekannten handelsüblichen Bauart des Arbeitszylinders 1 darauf, konstruktive Einzelheiten doppeltwirkender Arbeitszylinder zu nennen. Der Arbeitszylinder 1 steht in der Fig. 1 beispielhaft für druckmittelbetriebene Antriebe, gleich welcher Bauart, wobei in jedem Fall der Arbeitskolben 3 mit einem Steuergetriebe 2 verbunden ist und die Verbindung in der Art oder ähnlich oder gleichwertig ist, wie im nachfolgenden beschrieben.

Diese einfache Darstellung wurde gewählt, um die erfindungsgemäß verblüffend einfache, mit wenigen Bauteilen, realisierbare Steuerungsmöglichkeit für druckmittelbetriebene Arbeitszylinder aufzuzeigen.

An der Kolbenstange 4 ist ein Abtriebsanschluß 5 angeordnet, wie er üblicherweise in verschiedenen Ausführungsformen an Kolbenstangen von Arbeitszylindern bekannter Bauart angebracht ist. An dem Ende der Kolbenstange 4 ist vor dem Abtriebsanschluß 5 eine Buchse 6 axial fixiert, jedoch drehlich angeordnet. Ein mit der Buchse 6 fest verbundener Verbindungssteg 7 ist das kraftübertragende Bindeglied zum Steuergetriebe 2.

Das Steuergetriebe 2 besteht aus einem, in Bezug auf den Arbeitszylinder 1, ortsfesten Gestell 8, in dem eine Gewindespindel 9 schraublich verbunden mit einer darauf angeordneten Spindelmutter 10 radial drehlich gelagert ist, und die axiale Lagerung für die richtungswechselnden Gewindeaxialkräfte in einem der Gewindespindel 9 zugeordneten sogenannten Axialhemmlager 11 erfolgt. Weitere Einzelheiten der Gestaltung und der Funktion des Axialhemmlagers 11 ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung.

Das Steuergetriebe 2 ist über das Gestellteil 12 derart mit dem Arbeitszylinder 1 verbunden, daß eine in dem Steuergetriebe 2 angeordnete Gewindespindel 9 achsparallel zum Arbeitszylinder 1 ist.

Der Verbindungssteg 7 ist mit der im Steuergetriebe 2 auf einer Gewindespindel 9 angeordneten Spindelmutter 10 fest verbunden und überträgt die Kräfte und Bewegungen des Arbeitskolbens 3 auf die drehfeste Spindelmutter 10, die ein Spindeldrehmoment in die nichtselbsthemmende Gewindespindel 9 einleitet. Eine Drehung der Gewindespindel 9 wird jedoch durch das Axialhemmlager 11 verhindert, weil das Axialhemmlager 11 so ausgelegt ist, daß das auf den Lastflächen 13a und 13b durch die Reibringe 14a und 14b im Zusammenwirken mit der Axialkraft erzeugte kraftproportionale Hemmoment belastungsunabhängig immer etwas größer ist, als das durch die Spindelmutter 10 in die Gewindespindel 9 eingeleitete Spindeldrehmoment. Das aus dem Axialhemmlager 11 austretende Wellenende dient als Steuerwelle 15, in die ein Steuermoment, das geringfügig größer ist als die Differenz zwischen dem Hemmoment und dem Spindeldrehmoment, eingeleitet werden muß, um die Selbsthemmung zu überwinden.

Das Axialhemmlager 11 besteht aus zwei ortsfest in dem Steuergetriebe 2 angeordneten, mit Lastflächen 13a und 13b versehenen Widerlagern 16a und 16b, wobei die Lastflächen 13a und 13b mit einem Abstand gegenüberliegend einander zugewandt sind, und einer dazwischen angeordneten Axialscheibe 17. Die Axialscheibe 17 ist auf einem gewindefreien Wellenteil 18 der Gewindespindel 9 angeordnet und mit dieser fest verbunden. Der gewindefreie Wellenteil 18 erstreckt sich radial gelagert durch beide Widerlager 16a und 16b mit einem Wellenende als Steuerwelle 15 austretend. Die Axialscheibe 17 ist so ausgebildet, daß zentrisch auf beiden Stirnseiten der Axialscheibe 17 zylindrische Ausnehmungen angeordnet sind, in die, etwas über die Stirnseiten vorstehend, Reibringe 14a und 14b drehfest eingedrückt sind, so daß die Reibringe 14a und 14b Ringstirnflächen an der Axialscheibe 17 bilden und bei Axialbelastung nur die Ringstirnflächen der Reibringe 14a und 14b mit den Lastflächen 13a und 13b Kontakt haben, wobei der axiale Abstand der Ringstirnflächen um ein geringes Spielmaß kleiner ist als der Abstand der Lastflächen 13a und 13b. Bei einer Axialbelastung bilden die mit Reibringen 14a und 14b versehenen Axialscheiben 17 mit der jeweiligen Lastfläche 13a oder 13b sogenannte Axialdruckkammern 19a oder 19b, die durch in den Widerlagern 16a und 16b angeordneten Steuerdruckanschlüssen 20a und 20b mit Druckmittel beaufschlagt werden können, und so die spezifische Flächenpressung zwischen den Ringstirnflächen und der Lastfläche 13a und 13b verkleinern, das heißt, auch das Hemmoment wird entsprechend kleiner. Um Leckverluste des Druckmittels, die über die Lagerspalte des Wellenteils 18 in den Widerlagern 16a und 16b austreten können, zu vermeiden oder gering zu halten, sind die Lagerspalte sehr klein und lang gewählt oder der Wellenteil 18 ist mit in den Widerlagern 16a und 16b angeordneten Wellendichtungen (nicht dargestellt) abgedichtet.

Fig. 2 zeigt einen Arbeitszylinder 32 mit integriertem Steuergetriebe, wobei Elemente des Steuergetriebes mit Bauelementen des Arbeitszylinders 32 Funktionseinheiten bilden. Deshalb tritt das Steuergetriebe in der Beschreibung zu der Fig. 2 nicht explizit in Erscheinung.

Die Fig. 2 zeigt einen druckmittelbetriebenen beidseitig einmal mit einem Zylinderdeckel 30 und einmal mit einem Axialhemmlager 31 verschlossenen Arbeitszylinder 32, mit einem darin geführten Arbeitskolben 33 und mit diesem drehfest verbunden eine hohlzylindrische, einseitig verschlossene und mit der verschlossenen Seite einseitig aus dem Zylinderdeckel 30 herausgeführten Kolbenstange 34. In die Kolbenstange 34 hineinerstreckend befindet sich eine drehliche und in axialer Richtung bezüglich des Arbeitszylinders 32 in einem Axialhemmlager 31 fixierte, nicht selbsthemmende Gewindespindel 35, die schraubend in einer, mit dem Arbeitskolben 33 fest verbundenen, Spindelmutter 36 geführt wird. Das Axialhemmlager 31, das aus zwei baugleichen Widerlagern 37a und 37b und einer zwischen den Widerlagern 37a und 37b angeordneten Axialscheibe 38 besteht, hat die Funktionen, den Arbeitsraum 39 des Arbeitszylinders 32 ähnlich wie ein Zylinderdeckel abzudichten, den gewindefreien Wellenteil 40 der Gewindespindel 35 druckmitteldicht aus dem Arbeitszylinder 32 herauszuführen, die Gewindespindel 35 axial zu fixieren und ein für die Gewindespindel 35 selbsthemmendes Hemmoment zu erzeugen, welches durch das Druckmittel in den Grenzen von selbsthemmend bis nichtselbsthemmend regelbar ist.

Die folgende Beschreibung bezieht sich wegen der baugleichen Ausführung der beiden, zu einem Axialhemmlager 31 gehörenden, Widerlager 37a und 37b auf nur das Widerlager 37a. In der Fig. 2 sind Elemente des beschriebenen Widerlagers 37a mit einer Ziffer und dem Buchstaben "a" benannt, ein symmetrisch angeordnetes und baugleiches Element ist in der Fig. 2 mit der gleichen Ziffer und mit dem Buchstaben "b" gekennzeichnet, z. B. Lastfläche 45b.

Die Raumform des Widerlagers 37a ist die eines Rotationskörpers. Das mit einer zentrisch angeordneten, abgestuften, durchgehenden Zentralbohrung 41a versehene Widerlager 37a besteht aus dem durchmessergrößten Stützzylinder 42a und mit diesem verbunden einem einseitig planflächig abgestuften Zylinderabsatz 43a. Die axiale Länge des Widerlagers 37a wird begrenzt auf einer Seite durch die Planfläche 44a an dem Zylinderabsatz 43a und auf der gegenüberliegenden Seite durch die Planfläche an dem Stützzylinder 42a, der sogenannten Lastfläche 45a. Die Zentralbohrung 41a hat die Aufgabe, den gewindefreien Wellenteil 40 der Gewindespindel 35 radial und druckmitteldicht zu lagern und eine Druckmittelleitung zu schaffen für das in die Lastfläche 45a austretende Druckmittel. Zu diesem Zweck ist ein Teil der zur Lagerung und Abdichtung des Wellenteils 40 dienenden Zentralbohrung 41a von der Lastfläche 45a her etwas vergrößert, so daß zwischen dem Wellenteil 40 und der Zentralbohrung 41a ein Ringraum 46a als Strömungskanal für das Druckmittel entsteht. Der Ringraum 46a reicht in dem Widerlager 37a bis zu einer Verbindung zu einer in dem Stützzylinder 42a radial nach außen führend angeordneten Radialbohrung 47a, die weiter zu einem im Zylinderrohr angeordneten Steuerdruckanschluß 48a im Zylinderrohr 51 führt.

Die beiden baugleichen Widerlager 37a und 37b sind mit den Lastflächen 45a und 45b einander zugewandt mit einem Distanzring 49 zwischen den Lastflächen 45a und 45b in einer den Stützzylindern 42a und 42b durchmessergleichen, den Zylinderrohrdurchmesser etwas vergrößernden Durchmesserausnehmung 50 des Zylinderrohres 51 drehfest und druckmitteldicht angeordnet. Axial fixiert werden die axial hintereinander angeordneten Bauteile Stützzylinder 42b, Distanzring 49 und Stützzylinder 42a durch eine paßgenaue Anordnung zwischen der Endkante 52 der Durchmesserausnehmung 50 und einem Sicherungsring 53, eingesprengt in eine, in der Durchmesserausnehmung 50 angebrachten Nut. In dem zylindrischen Hohlraum 54 ist die Axialscheibe 38 angeordnet, die mit einem, durch die Zentralbohrungen 41a und 41b hindurchgehenden, und aus dem Widerlager 37a bzw. Arbeitszylinder 32 austretenden gewindefreien Wellenteil 40 der Gewindespindel 35 fest verbunden ist, wobei der aus dem Widerlager 37a austretende Wellenteil die Steuerwelle 55 darstellt.

Die Axialscheibe 38 besitzt beidseitig an den Stirnseiten 56a und 56b in die Mantelfläche des Außendurchmessers hineinragend ringzylindrische Ausnehmungen, in denen Reibringe 57a und 57b angeordnet sind, die mit ihren Ringstirnflächen etwas über die Ebene der Stirnseiten 56a und 56b der Axialscheibe 38 vorstehen, so daß bei einer Abstützung nur die Ringstirnflächen der Reibringe 57a und 57b mit den entsprechenden Lastflächen 45a und 45b in Berührung kommen, und gleichzeitig zusammen mit den Lastflächen 45a und 45b jeweils eine Axialdruckkammer 58a oder 58b bilden. Die Druckmittelzufuhr in die jeweilige Axialdruckkammer 58a oder 58b erfolgt durch den Ringraum 46a.

Die Funktion der erfindungsgemäßen Einrichtungen entsprechend der Fig. 1 und 2 wird im folgenden näher erläutert. Anzumerken ist, daß die Funktionen in beiden Darstellungen identisch sind, der Unterschied ist einzig in einer anderen Anordnung der Funktionselemente zu sehen.

Es wird angenommen, daß der Arbeitsraum 21 bzw. 39 über dem Druckmittelanschluß 22 bzw. 59 mit Druckmittel beaufschlagt ist. Die Spindelmutter 10 bzw. 36 überträgt die Kolbenkraft in Richtung 23 bzw. 60 auf die Gewindespindel 9 bzw. 35, in die dadurch ein Spindeldrehmoment eingeleitet wird, das jedoch keine Drehung bewirkt, weil gleichzeitig der Reibring 14a bzw. 57a der Axialscheibe 17 bzw. 38 auf die Lastfläche 13a bzw. 45a des Widerlagers 16a bzw. 37a gedrückt wird. Die Reaktionskraft im Widerlager 16a bzw. 37a bewirkt mit dem wirksamen Reibdurchmesser des Reibringes 14a bzw. 57a ein die Drehung behinderndes Hemmoment, das sich wie folgt errechnet: Reibradius mal Reaktionskraft mal Reibwert. Wie erkennbar ist, kann bei gegebener Reaktionskraft und gegebenem Reibwert durch die Wahl eines entsprechenden Reibradius ein Hemmoment in beliebiger Größe konstruktiv festgelegt werden. Die mit Druckmittel füllbare Axialdruckkammer 19a bzw. 58a erlaubt die Reaktionskraft des Widerlagers 16a bzw. 37a aufzuteilen in einen reibwertbehafteten Teil und in einen reibungslosen Teil, wobei der Reibring 14a bzw. 57a den reibwertbehafteten Teil und der mit Druckmittel gefüllte Teil des Axialdruckkammer 19a bzw. 58a den reibungslosen Teil darstellen. Anzumerken ist, daß der reibungslose Teil tatsächlich eine Art hydrostatische oder aerostatische Lagerung darstellt, die nicht ganz reibungslos ist, deren Reibwert im Zusammenhang mit der Erfindung jedoch so unbedeutend ist, daß der Reibwert Null angenommen werden kann.

Wird ein großer Reibradius durch einen entsprechend großen Reibring 14a bzw. 57a gewählt, so ist einmal für die Gewindespindel 9 bzw. 35 eine Selbsthemmung zu erreichen, und darüber hinaus auch eine große Sicherheit der Selbsthemmung. Die kann jedoch durch Einbringen von Druckmittel in die Axialdruckkammer 19a bzw. 58a und durch Anpassung des Druckes an die gewünschten Betriebsbedingungen bis in den Bereich der Nichtselbsthemmung verändert werden. Eine Bewegung des Arbeitskolbens 3 bzw. 33 kann in Verbindung mit einem in die Steuerwelle 15 bzw. 55 eingeleitetes Steuermoment und/oder durch den Druck in der Axialdruckkammer 19a bzw. 58a je nach Größe des Hemmomentes sehr langsam und feinfühlig, also auch mit geringer Kraft, oder aber auch bei Aufhebung der Selbsthemmung mit hoher Geschwindigkeit bewegt werden. Bei einer Umkehrung der Kolbenkraft ergibt sich bei gleichem Druck des Druckmittels durch die größere Kolbenfläche eine größere Kolbenkraft, die jedoch wegen der funktionalen Proportionalität in dem symmetrisch aufgebauten Axialhemmlager 11 bzw. 31 gleiche Wirkungen erzeugt. Allenfalls kann ein größeres Steuermoment erforderlich werden, das jedoch durch einen entsprechend höheren Druck in der Axialdruckkammer 19a bzw. 58a wieder reduziert werden kann.

Die Fig. 3 zeigt das Axialschaltbremslager eines Steuergetriebes und daraus ableitbar - wie noch erläutert wird - ein weitgehend ähnlich, jedoch etwas einfacher aufgebautes Axialbremslager. Dargestellt ist zunächst ein Axialschaltbremslager eines Steuergetriebes, dem eine nichtselbsthemmende Gewindespindel 70 zugeordnet ist. Beispielhaft ist das Axialschaltbremslager in einem Zylinderrohr 71 eines Arbeitszylinder 72 integriert. Das in der Fig. 3 beschriebene Axialschaltbremslager kann jedoch auch an Stelle der in der Fig. 1 und Fig. 2 beschriebenen Axialhemmlager 11 bzw. 31 Anwendung finden. In der Darstellung wurde der Arbeitszylinder 72 und die Gewindespindel 70 abgebrochen gezeichnet, weil der abgebrochene Teil mit dem Arbeitszylinder 32 in Fig. 2 identisch ist.

Das Axialschaltbremslager besteht aus zwei, in einem Zylinderrohr 71 symmetrisch gegenüberliegend drehfest und druckmitteldicht angeordneten baugleichen Stützlagern 73a und 73b, die für die Gewindeaxialkräfte ein in zwei Richtungen wirksames Axialgleitlager darstellen, wobei die richtungswechselnden Gewindeaxialkräfte mit der Axialscheibe 74 in den Stützlagern 73a und 73b für die Gewindespindel 70 Selbsthemmung bis zu einem, durch Bremsringe 75a und 75b vorgegebenes Bremsmoment erzeugen, und die Bremswirkung ausschaltbar ist, also die Gewindespindel 70 dann wie in Axialwälzlagern drehend ohne jede Art von Hemmung umlaufen kann.

Die Fig. 3 benennt zum Teil wegen der baugleichen Ausführung und der symmetrischen Anordnung bestimmte Bauteile nur einmal, wobei in der Fig. 3 diesen Teilen neben den kennzeichnenden Ziffern der Buchstabe "a" hinzugefügt ist, z. B. Stützlager 73a. Das komplementäre symmetrische Teil wird in der folgenden Beschreibung mit den gleichen Ziffern gekennzeichnet, jedoch wird der Buchstabe "b" hinzugefügt. Anzumerken ist, daß zu jedem in der Fig. 3 benannten a-Teil auch ein nicht benanntes b-Teil gehört, das zwar in dieser Beschreibung erwähnt, in der Fig. 3 jedoch kein entsprechendes Bezugszeichen besitzt.

Die Funktionselemente eines Stützlagers 73a sind auf einem Funktionsträger 76a angeordnet. Die Raumform des Funktionsträgers 76a ist die eines Rotationskörpers. Der mit einer zentrisch angeordneten, abgestuften, durchgehenden Zentralbohrung 77a versehene Funktionsträger 76a besteht aus dem durchmessergrößten Stützzylinder 78a und mit diesem verbunden beidseitig planflächig abgestufte Zylinderabsätze, wobei aus Gründen einer übersichtlichen Beschreibung ein kleinster erster Zylinderabsatz als der Anfang des Funktionsträgers 76a betrachtet wird, der die Funktion einer Kugellagerachse 79a hat. Daran axial anschließend folgt ein in Bezug zur Kugellagerachse 79a größerer zweiter Zylinderabsatz mit der Funktion einer Ringplungerachse 80a. Daran axial anschließend folgt ein in Bezug zur Ringplungerachse 80a größerer dritter Zylinderabsatz mit der Funktion einer Zylinderfassung 81a für einen Zylinderring 82a. Daran axial anschließend folgt der in Bezug zur Zylinderfassung 81a größere und größte Zylinderteil des Funktionsträgers 76a mit der Funktion des Stützzylinders 78a, welcher die Aufgabe hat, die radiale und axiale Lage des Stützlagers 73a im Zylinderrohr 71 zu fixieren. Daran axial anschließend folgt ein vierter in Bezug zum Stützzylinder 78a kleinerer Zylinderabsatz, der als Endzylinder 83a des Funktionsträgers 76a nur die Aufgabe hat, die Einbaulänge des Funktionsträgers 76a zu verkleinern.

Auf der Kugellagerachse 79a ist eine mit einer Lastfläche 84a versehene Mitdrehscheibe 85a zentrisch drehlich in einem Kugellager 86a mit der Lastfläche 84a zum Anfang weisend gelagert. Die Raumform der Mitdrehscheibe 85a ist die eines Rotationskörpers mit einer zentrischen Lagersitzausnehmung 87a auf der lastflächenabgewandten Seite für den Außenring des Kugellagers 86a, und einer im Zentrum angeordneten, bis zur Lastfläche 84a durchgehenden Lastflächenbohrung 88a, in die sich der Anfang der Kugellagerachse 79a hineinerstreckt und die in der Lastflächenbohrung 88a lastflächenseitig eine Dichtringnut 89a besitzt und darin angeordnet ein Dichtring, welcher die Lastfläche 84a gegen die Kugellagerachse 79a druckmitteldicht absperrt. An dem Übergang der Lastfläche 84a zum Außendurchmesser der Mitdrehscheibe 85a ist eine als Bremsfläche 90a dienende Fase angeordnet. Der Innenring des Kugellagers 86a ist mit einem Sprengring auf der Kugellagerachse 79a befestigt, findet jedoch seine axiale Abstützung an dem Kugellagerachsenbund 91a. Die Ringplungerachse 80a ist die innere radiale Druckraumbegrenzung eines darauf druckmitteldicht geführten druckmittelbetriebenen Ringplungers 92a. Die Raumform des Ringplungers 92a ist die eines Rotationskörpers. Die Druckmittelzufuhr erfolgt durch eine Bundbohrung 94a in dem Achsenbund 93a der Ringplungerachse 80a, wobei der Achsenbund 93a auch die axiale Begrenzung des Druckraumes des Ringplungers 92a ist. Die Bundbohrung 94a ist verbunden mit einer radial im Stützzylinder 78a angeordneten Schaltdruckbohrung 95a, die weiter zu einem im Zylinderrohr 71 angeordneten Schaltdruckanschluß 96a führt. An der druckmittelbeaufschlagten Plungerstirnseite 97a des Ringplungers 92a sind in den inneren und äußeren Mantelflächen Dichtringausnehmungen angeordnet mit darin angeordneten, die Mantelflächen abdichtenden, Dichtringen 98a und 99a. Die der druckmittelbeaufschlagten Plungerstirnseite 97a gegenüberliegende Seite des Ringplungers 92a hat eine topfförmige Ausnehmung 100a mit einer im Topfboden 101a angeordneten Führungsbohrung 102a, die den Ringplunger 92a auf der Ringplungerachse 80a abdichtet und führt, und somit auch die innere Mantelfläche des Ringplungers 92a darstellt. Der Topfmantel 103a des topfförmigen Ringplungers 92a, erstreckt sich berührungsfrei über die Mitdrehscheibe 85a bis zu dem Kontakt mit einem, der Bremsfläche 90a der Mitdrehscheibe 85a zugeordneten Bremsring 75a. Die äußere Mantelfläche des Topfmantels 103a ist geführt und abgedichtet in dem auf der Zylinderfassung 81a druckmitteldicht und am Fassungsbund 104a anliegend angeordneten Zylinderring 82a.

Das erste und baugleiche zweite Stützlager 73a und 73b sind symmetrisch einander gegenüberliegend, mit den Lastflächen 84a und 84b einander zugewandt, und einem Abstand zwischen den Lastflächen 84a und 84b, mit ihren Stützzylindern 78a und 78b in einer den Stützzylindern 78a und 78b durchmessergleichen, den Zylinderrohrdurchmesser etwas vergrößernden Durchmesserausnehmung 105 des Zylinderrohres 71 drehfest und druckmitteldicht angeordnet, die Bundflachen 106a und 106b zu den Endzylindern 83a und 83b sind einseitig axial abgestutzt, einmal durch die Endkante 107 der Durchmesserausnehmung 105 und einmal durch einen Sicherungsring 108, eingesprengt in eine, in der Durchmesserausnehmung 105 angebrachten Nut. Die Zylinderringe 82a und 82b erstrecken sich radial anliegend an der Mantelfläche der Durchmesserausnehmung 105 des Zylinderrohres 71 bis zu einem, in der Mitte der Durchmesserausnehmung 105, angeordneten Anschlagring 109. Durch die wie paßgenaue Distanzringe wirkenden Zylinderringe 82a und 82b im Zusammenwirken mit dem Anschlagring 109 werden die gegenüberliegenden nur einseitig abgestützten Stützzylinder 73a und 73b wechselseitig gestützt, also axial beidseitig fixiert.

Der zwischen den Zylinderringen 82a und 82b angeordnete Anschlagring 109 zentriert sich mit seinem Außendurchmesser an der Mantelfläche des Zylinderrohres 71. Der Innendurchmesser ist eine äußere Führungsringfläche für eine Vielzahl kreisförmig in Umfangsrichtung achsparallel angeordneter Druckfedern 110, die auf beidseitig zu dem Anschlagring 109 angeordnete Bremsringe 75a und 75b wirken, wobei die Druckfedern 110 durch zwischengelegte, etwas kürzere (nicht dargestellte) Zylinderrollen gleichen Durchmessers getrennt werden, um ein Verhakeln der Druckfedern 110 zu verhindern. Die Raumform der Bremsringe 75a und 75b ist die eines Rotationskörpers, sie sind baugleich und die Bremsringe 75a und 75b besitzen auf den federbeaufschlagten planen Ringflächen 111a und 111b wie Kragen hervorstehende innere Führungskanten 112a und 112b, welche die Lage der kreisförmig angeordneten Druckfedern 110 und der dazwischen angeordneten Zylinderrollen radial nach innen begrenzen.

Die Außendurchmesser der Bremsringe 75a und 75b zentrieren sich an den Zylinderringen 82a und 82b und sind mit zwei oder mehreren symmetrisch gegenüberliegenden in Achsrichtung verlaufenden Rechtecknuten 113a und 113b versehen, die kompatibel zu radial gleich breiten, in den Zylinderringen 82a und 82b angeordneten Schlitzen 114b und 114b sind. In den so entstandenen Kammern, gebildet aus den Rechtecknuten 113a und 113b und den gegenüberliegenden Schlitzen 114a und 114b sind kreisrunde Scheiben 115a und 115b angeordnet. Die Durchmesser der Scheiben 115a und 115b sind so gewählt, daß sie die Kammern in radialer Richtung bis auf ein geringes Spielmaß ausfüllen, also die Scheiben 115a und 115b ähnlich wie Scheibenfedern wirken und eine Verdrehung der Bremsringe 75a und 75b gegenüber den Zylinderringen 82a und 82b verhindern. Die Stärke der Scheiben 115a und 115b ist um ein geringes Spielmaß kleiner als die Breite der breitengleichen Schlitze 114a und 114b und Rechtecknuten 113a und 113b, so daß eine axiale Verschiebung der Bremsringe 75a und 75b gewährleistet ist. Gegenüber der mit Druckfedern 110 beaufschlagten Ringflächen 111a und 111b besitzen die Bremsringe 75a und 75b in Bezug auf die Bremsflächen 90a und 90b der Mitdrehscheiben 85a und 85b kompatible Reibflächen 116a und 116b und diese werden durch die auf den Bremsringen 75a und 75b wirkenden axialen Federkräfte auf die Bremsflächen 90a und 90b der Mitdrehscheiben 85a und 85b gedrückt.

Zwischen den Lastflächen 84a und 84b ist eine Axialscheibe 74 angeordnet, die fest verbunden ist mit dem gewindefreien Wellenteil 117 der Gewindespindel, welche durch die Zentralbohrung hindurchgehend, in dieser radial und druckmitteldicht gelagert ist. Der gewindefreie Wellenteil 117 erstreckt sich durch beide Funktionsträger 76a und 76b mit einem Wellenende als Steuerwelle 118 aus dem Funktionsträger 76a austretend. Die richtungswechselnden Gewindeaxialkräfte werden von der Axialscheibe 74 auf die entsprechenden Lastflächen 84a und 84b der Mitdrehscheiben 85a und 85b übertragen. Die Axialscheibe 74 ist so ausgebildet, daß auf beiden Stirnseiten der Axialscheibe 74 zentrische Ausnehmungen angeordnet sind, in die etwas über die Stirnseite vorstehend Reibringe 119a und 119b drehfest eingedrückt sind, so daß die Reibringe 119a und 119b Ringstirnflächen an der Axialscheibe 74 bilden und bei Axialbelastung nur die Ringstirnflächen mit der Lastfläche 84a oder 84b Kontakt haben. Bei einer Axialbelastung bildet die mit Reibringen 119a und 119b versehene Axialscheibe 74 mit den Lastflächen 84a oder 84b jeweils eine sogenannte Axialdruckkammer 120a oder 120b. Die Axialdruckkammern 120a oder 120b können durch die Zentralbohrungen 77a und 77b in den Funktionsträgern 76a und 76b mit Druckmittel beaufschlagt werden. Zu diesem Zweck ist ein Teil der zur Lagerung und Abdichtung des Wellenteils 117 dienenden Zentralbohrungen 77a und 77b vom Anfang der Kugellagerachse 79a und 79b her etwas vergrößert, so daß zwischen dem Wellenteil 117 und den Zentralbohrungen 77a und 77b Ringraume 121a und 121b als Strömungskanal für das Druckmittel entstehen. Die Ringräume 121a und 121b reichen in den Funktionsträgern 76a und 76b bis zu einer Verbindung zu den in den Stützzylindern 78a und 78b radial nach außen führend angeordneten Steuerdruckbohrungen 122a und 122b, die weiter zu den im Zylinderrohr 71 angeordneten Steuerdruckanschlüssen 123a und 123b im Zylinderrohr 71 führen.

Wie eingangs zu der Beschreibung der Fig. 3 erwähnt, ist ein Axialbremslager dem beschriebenen Axialschaltbremslager weitgehend ähnlich. Bei dem Axialbremslager sind die Bremsringe 75a und 75b dauernd in Bremskontakt mit den Bremsflächen 90a und 90b der Mitdrehscheiben 85a und 85b. Ein Ausschalten der Bremsung ist nicht möglich, das heißt, das Axialbremslager besitzt keine Ringplunger 92a und 92b und auch die zur Beaufschlagung der Ringplunger 92a und 92b notwendigen Bohrungen in den Stützzylindern 78a und 78b sind nicht vorhanden. Eine konstruktiv mögliche Verkürzung der Gesamtbaulänge des Axialbremslagers gegenüber dem Axialschaltbremslager ist für die konstruktive Gestaltung unerheblich, und somit erübrigt sich eine weitergehende Beschreibung.

Die Funktion der erfindungsgemäßen Einrichtungen entsprechend der Fig. 3 wird im folgenden näher erläutert.

Es wird angenommen, daß eine, auf der nichtselbsthemmenden Gewindespindel angeordnete, nicht dargestellte Spindelmutter mit einem Arbeitskolben verbunden ist, und die Kolbenkraft in Richtung 124 auf die Gewindespindel 70 überträgt, in die dadurch ein Spindeldrehmoment eingeleitet wird, das jedoch keine Drehung bewirkt, weil gleichzeitig der Reibring 119a der Axialscheibe 74 auf die Lastfläche 84a der Mitdrehscheibe 85a gedrückt wird und hierbei angenommen wird, daß das auf die Mitdrehscheibe 85a wirkende Bremsmoment des Bremsringes 75a größer ist, als das in die Gewindespindel eingeleitete, das heißt, als das auf die Lastfläche 84a übertragene Hemmoment. Solange die Mitdrehscheibe 85a durch den Bremsring 75a festgehalten wird, ist die Funktion zwischen Axialscheibe 74 und Lastfläche 84a identisch mit der zu der Fig. 1 und 2 in Bezug auf die Gestaltung der Selbsthemmung, die Wirkungsweise der Axialdruckkammern 19a und 58a und der Steuerwelle 15 und 55 beschriebenen. Durch eine entsprechende Druckbeaufschlagung der Axialdruckkammer 120a läßt sich auch in der in Fig. 3 gezeigten Ausführung die Selbsthemmung weitgehend ausschalten. Übersteigt jedoch der Entlastungsdruck in der Axialdruckkammer 120a die Stützkraft auf der Lastfläche 84a, so hebt die Axialscheibe 74 von der Lastfläche 84a ab, mit der Folge eines erheblichen Druckverlustes durch abströmendes Druckmittel, und bei pneumatischer Beaufschlagung entstehen darüberhinaus selbsterregte pneumatische Instabilitäten, die unter dem Begriff "air-hammer" bekannt sind. Eine vollständige Ausschaltung jeder Art von Hemmung ohne die vorbeschriebenen Nachteile ist möglich, wenn der Ringplunger 92a mit Druckmittel beaufschlagt wird und der Bremsring 75a von der Bremsfläche 90a der Mitdrehscheibe 85a abgedrückt wird. Die kugelgelagerte Mitdrehscheibe 85a bewirkt dann eine axiale Fixierung der Gewindespindel, so als ob sie selbst reibungsarm in Wälzlagern gelagert wäre. Wird nur ein Ringplunger 92a beaufschlagt, so entsteht für die Gewindespindel eine nur einseitige Ausschaltung der Hemmung, beziehungsweise eine nur einseitig wirkende Selbsthemmung, das heißt, der mit der Spindelmutter verbundene Arbeitskolben kann durch das Druckmittel unbehindert in eine Richtung bewegt werden. Eine Bewegung in entgegengesetzter Richtung wird durch Selbsthemmung verhindert.

Bezugszeichenliste

Fig. 1
1 Arbeitszylinder
2 Steuergetriebe
3 Arbeitskolben
4 Kolbenstange
5 Abtriebsanschluß
6 Buchse
7 Verbindungssteg
8 Gestell
9 Gewindespindel
10 Spindelmutter
11 Axialhemmlager
12 Gestellteil
13 Lastfläche a und b
14 Reibringe a und b
15 Steuerwelle
16 Widerlager a und b
17 Axialscheibe
18 Wellenteil
19 Axialdruckkammer a und b
20 Steuerdruckanschluß a und b
21 Arbeitsraum
22 Druckmittelanschluß
23 Richtung

Fig. 2
30 Zylinderdeckel
31 Axialhemmlager
32 Arbeitszylinder
33 Arbeitskolben
34 Kolbenstange
35 Gewindespindel
36 Spindelmutter
37 Widerlager a und b
38 Axialscheibe
39 Arbeitsraum
40 Wellenteil
41 Zentralbohrung a und b
42 Stützzylinder a und b
43 Zylinderabsatz a und b
44 Planfläche a und b
45 Lastfläche a und b
46 Ringraum a und b
47 Radialbohrung a und b
48 Steuerdruckanschluß a und b
49 Distanzring
50 Durchmesserausnehmung
51 Zylinderrohr
52 Endkante
53 Sicherungsring
54 Hohlraum
55 Steuerwelle
56 Stirnseite a und b
57 Reibring a und b
58 Axialdruckkammer a und b
59 Druckmittelanschluß
60 Richtung

Fig. 3
In Klammern (b) symmetrisch angeordnetes Teil, das ohne Bezugszeichen in der Fig. 3 ist, jedoch in der Beschreibung genannt wird
70 Gewindespindel
71 Zylinderrohr
72 Arbeitszylinder
73 Stützlager a und (b)
74 Axialscheibe
75 Bremsringe a und (b)
76 Funktionsträger a und (b)
77 Zentralbohrung a und (b)
78 Stützzylinder a und (b)
79 Kugellagerachse a und (b)
80 Ringplungerachse a und (b)
81 Zylinderfassung a und (b)
82 Zylinderring a und (b)
83 Endzylinder a und (b)
84 Lastfläche a und (b)
85 Mitdrehscheibe a und (b)
86 Kugellager a und (b)
87 Lagersitzausnehmung a und (b)
88 Lastflächenbohrung a und (b)
89 Dichtringnut a und (b)
90 Bremsfläche a und (b)
91 Kugellagerachsenbund a und (b)
92 Ringplunger a und (b)
93 Achsenbund a und (b)
94 Bundbohrung a und (b)
95 Schaltdruckbohrung a und (b)
96 Schaltdruckanschluß a und (b)
97 Plungerstirnseite a und (b)
98 Dichtring 98a und (b)
99 Dichtring 99a und (b)
100 Ausnehmung a und (b)
101 Topfboden a und (b)
102 Führungsbohrung a und (b)
103 Topfmantel a und (b)
104 Fassungsbund a und (b)
105 Durchmesserausnehmung
106 Bundflächen a und (b)
107 Endkante
108 Sicherungsring
109 Anschlagring
110 Druckfedern
111 Ringflächen a und (b)
112 Führungskanten a und (b)
113 Rechtecknuten a und (b)
114 Schlitze a und (b)
115 Scheiben a und (b)
116 Reibflächen a und (b)
117 Wellenteil
118 Steuerwelle
119 Reibringe a und (b)
120 Axialdruckkammer a und (b)
121 Ringraum a und (b)
122 Steuerdruckbohrung a und (b)
123 Steuerdruckanschluß a und (b)
124 Richtung

Claims (20)

1. Druckmittelbetriebener Arbeitszylinder mit folgenden Merkmalen:

• a) im Arbeitsraum (21) des Arbeitszylinders (1) ist ein Arbeitskolben (3) axial verschieblich angeordnet,
• b) der Arbeitskolben (3) ist einseitig und/oder beidseitig mit Druckmittel beaufschlagbar, wobei der nur einseitig beaufschlagbare Arbeitskolben (3) auch die Form eines Plungerkolbens haben kann und der Arbeitszylinder (1) mit nur einem Zylinderdeckel verschlossen ist,
• c) der Arbeitskolben (3) ist formschlüssig oder kraftschlüssig mit Koppelelementen verbunden, welche die Bewegungen des Arbeitskolbens (3) aus dem Arbeitsraum (21) nutzbar und/oder abgreifbar herausführen, wobei die Koppelelemente zum Beispiel aus den Zylinderdeckeln herausgeführte Kolbenstangen (4), Bänder, Seile oder achsparallel zum Arbeitskolben (3) angeordnete Schlitten sein können, wobei die Schlitten über gesteuerte Schlitze im Mantel des Arbeitszylinders formschlüssig mit Stegen oder kraftschlüssig mit magnetischen Kräften eine koppelnde Verbindung zu dem Arbeitskolben (3) herstellen,
• d) der Arbeitsraumquerschnitt ist kreisförmig, rechteckig, quadratisch, oval oder hat einen beliebigen zweckdienlichen Querschnitt,

gekennzeichnet durch die folgenden Merkmale:

• e) der Arbeitskolben (3) ist mit einer auf einer Gewindespindel (9) schraubenden Spindelmutter (10) verbunden, wobei die Spindelmutter (10) in Bezug auf den Arbeitszylinder (1) drehfest, jedoch durch den Arbeitskolben (3) axial verschiebbar ist und die Gewindespindel (9) in Bezug-auf den Arbeitszylinder (1) ortsfest, jedoch drehlich gelagert ist,
• f) die vom Arbeitskolben (3) auf die Spindelmutter (10) übertragene Bewegungsrichtung ist achsparallel oder achsgleich der Gewindespindel (9),
• g) die Gewindespindel (9) ist in Bezug auf eine durch die Spindelmutter (10) in die Gewindespindel (9) eingeleitete Axialkraft selbsthemmend,
• h) der Gewindespindel (9) ist ein die Gewindespindel (9) antreibender oder regelnder Steuerantrieb zugeordnet,
• i) der Steuerantrieb ist motorisch und/oder durch Muskelkraft angetrieben.

2. Druckmittelbetriebener Arbeitszylinder (32) mit folgenden Merkmalen:

• a) der Arbeitszylinder (32) ist beidseitig mit einem ersten (30) und zweiten Zylinderdeckel verschlossen,
• b) im Arbeitsraum (39) des Arbeitszylinders (32) ist ein Arbeitskolben (33) axial verschieblich angeordnet,
• c) der Arbeitskolben (33) ist beidseitig mit Druckmittel beaufschlagbar,
• d) der Arbeitskolben (33) ist mit einer hohlzylindrischen, einseitig verschlossenen, und mit der verschlossenen Seite aus dem ersten Zylinderdeckel (30) herausgeführten Kolbenstange (34) verbunden,
• e) in die Kolbenstange (34) erstreckt sich eine drehlich gelagerte und in axialer Richtung bezüglich des Arbeitszylinders (32) fixierte Gewindespindel (35),
• f) die Gewindespindel (35) ist in dem zweiten Zylinderdeckel drehlich gelagert und axial fixiert,
• g) in dem Arbeitskolben (33) ist drehfest eine Spindelmutter (36) angeordnet, welche mit der Gewindespindel (35) schraubt,
• h) der Arbeitskolben (33) ist bezüglich des Arbeitszylinders (32) drehfest angeordnet,
• i) der Arbeitsraumquerschnitt ist kreisförmig, rechteckig, quadratisch, oval oder hat einen beliebigen zweckdienlichen Querschnitt,

gekennzeichnet durch die folgenden Merkmale:

• j) die Gewindespindel (35) ist in Bezug auf eine durch die Spindelmutter (36) in die Gewindespindel (35) eingeleitete Axialkraft selbsthemmend,
• k) der Gewindespindel (35) ist ein die Gewindespindel (35) antreibender oder regelnder Steuerantrieb zugeordnet,
• l) der Steuerantrieb ist motorisch und/oder durch Muskelkraft angetrieben.

3. Einrichtung nach Anspruch 1 und 2 dadurch gekennzeichnet, daß die Selbsthemmung der Gewindespindel (9, 35 und 70) dadurch entsteht, daß einer nichtselbsthemmenden Gewindespindel (9, 35 und 70) ein Axialhemmlager (11 und 31) zugeordnet ist.

4. Einrichtung nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß das Axialhemmlager (11 und 31) in den Grenzen von selbsthemmend bis nichtselbsthemmend steuerbar und/oder regelbar ist.

5. Einrichtung nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß das Axialhemmlager (11 und 31) hemmungsfrei geschaltet werden kann.

6. Einrichtung nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß das Axialhemmlager (11 und 31) so gestaltet ist, daß zwischen zwei in einem Abstand zueinander ortsfest angeordneten Widerlagern (16a und 37a) mit jeweils einander zugewandten gegenüberliegenden Lastflächen (13a, 45a und 84a) eine Axialscheibe (17, 38 und 74) angeordnet ist, die mit der Gewindespindel (9, 35 und 70) fest verbunden die richtungswechselnden Gewindeaxialkräfte über die beidseitigen Stirnseiten der Axialscheibe (17, 38 und 74) auf die Lastflächen (13a, 45a und 84a) der Widerlager (16a und 37a) überträgt und für die Gewindeaxialkräfte ein in zwei Richtungen wirksames Axialgleitlager darstellt, wobei der wirksame Reibdurchmesser der Stirnseiten durch die Wahl eines entsprechend große Durchmessers der Axialscheibe (17, 38 und 74) so groß gewählt wird, daß das resultierende Reibmoment aus dem Reibmoment zwischen der Spindelmutter (10 und 36) und der Gewindespindel (9, 35 und 70) und dem Hemmoment auf den Lastflächen (13a, 45a und 84a) selbsthemmend für die Gewindespindel (9, 35 und 70) ist.

7. Einrichtung nach Anspruch 6, gekennzeichnet durch die folgenden Merkmale:

• a) auf den Stirnseiten beidseitig der Axialscheibe (17, 38 und 74) sind zentrisch Ausnehmungen angeordnet, welche jeweils vom Zentrum der Stirnseiten bis fast zum Außenrand der Stirnseiten reichen, so daß nur schmale Ringstirnflächen reibend auf den planen Lastflächen (13a, 45a und 84a) der Widerlager (16a und 37a) wirken können, und somit die wirksamen Reibdurchmesser ziemlich genau in der Mitte der Ringstirnfläche liegen,
• b) beim Abstützen der Ringstirnfläche auf den Lastflächen (13a, 45a und 84a) bilden die in den Stirnseiten zentrisch angeordneten Ausnehmungen mit Druckmittel beaufschlagbare Axialdruckkammern (19a, 58a und 120a), wobei die Axialdruckkammern (19a, 58a und 120a) ein Element zum Steuern oder Regeln der Reibung zwischen den Ringstirnflächen und den Lastflächen (13a, 45a und 84a) sind,
• c) zur Beaufschlagung der Axialdruckkammer (19a, 58a und 120a) mit Druckmittel sind in den Lastflächen (13a, 45a und 84a) mit Steuerdruckanschlüssen (20a, 48a und 123a) verbundene Bohrungen angeordnet.

8. Einrichtung nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß aus der Abdichtwirkung der Ringstirnflächen beim Reiben auf den Lastflächen (13a, 45a und 84a) durch geringfügig abströmendes Druckmittel eine Schmierung und Kühlung der Lastflächen (13a, 45a und 84a) entsteht.

9. Einrichtung nach Anspruch 1 bis 7, gekennzeichnet durch die

• a) dem Steuerantrieb oder der Steuerwelle (15, 55 und 118) ist eine Ventilanordnung und eine Einrichtung zugeordnet, wobei die Einrichtung beim Einschalten oder Einleiten eines Steuerdrehmomentes zum Erzeugen einer Steuerdrehung gleichzeitig für die Ventilanordnung eine Schaltung auslöst, welche kontinuierlich die Axialdruckkammer mit Druckmittel füllt,
• b) dem Steuerantrieb oder der Steuerwelle (15, 55 und 118) ist eine Ventilanordnung und eine Einrichtung zugeordnet, wobei die Einrichtung nach dem Einschalten oder Einleiten eines Steuerdrehmomentes zum erzeugen einer Steuerdrehung beim Beginn einer Steuerdrehung gleichzeitig für die Ventilanordnung eine Schaltung auslöst, welche kontinuierlich aus der Axialdruckammer Druckmittel abläßt bis zu einem zuvor eingestellten Druck.

10. Einrichtung nach Anspruch 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß dem Steuerantrieb oder der Steuerwelle (15, 55, 118) der Gewindespindel (9, 35 und 70) mindestens eine drehmomentmessende und die Richtung des Drehmomentes erfassende Einrichtung zugeordnet ist und dieser Einrichtung eine Auswertschaltung zugeordnet ist, die abhängig von den erfaßten Werten repräsentative analoge und/oder digitale Steuersignale erzeugt.

11. Einrichtung nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß die Auswertschaltung mit mindestens einem Ventil zum Steuern und/oder Regeln des Druckmittels verbunden ist.

12. Einrichtung nach Anspruch 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß dem Steuerantrieb oder der Steuerwelle (15, 55, 118) der Gewindespindel (9, 35 und 70) mindestens eine, das Druckmittel in Abhängigkeit von Drehmoment und Drehrichtung regelnde, und/oder steuernde Einrichtung zugeordnet ist.

13. Einrichtung nach Anspruch 6 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß die Lastflächen (84a) auf in Stützlagern (73a) drehlich gelagerten Mitdrehscheiben (85a) angeordnet sind, denen jeweils eine drehmomentbegrenzende Bremse zugeordnet ist.

14. Einrichtung nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, daß an den Lastflächen (84a) der Mitdrehscheiben (85a) ringförmige oder kegelringförmige Bremsflächen (90a) zentrisch angeordnet sind und den Rremsflächen (90a) drehfeste, durch Federkraft auf die Bremsflächen (90a) drückende, in Bezug auf die Bremsflächen kompatible Bremsringe (75a) als Drehmomentbegrenzung zugeordnet sind.

15. Einrichtung nach Anspruch 13 bis 14, dadurch gekennzeichnet, daß die Bremsandrückkräfte auf die Bremsflächen (90a) der Mitdrehscheiben (85a) in die gleiche Richtung wirken, wie die axiale Kraft der Axialscheibe (74) auf die Lastfläche (84a) der Mitdrehscheibe (85a).

16. Einrichtung nach Anspruch 13 bis 15, dadurch gekennzeichnet, daß den Mitdrehscheiben (85a) Einrichtungen zum Bremslüften zugeordnet sind.

17. Einrichtung nach Anspruch 13 und 16, dadurch gekennzeichnet, daß den Mitdrehscheiben (85a) druckmittelbetriebene Einrichtungen zum Bremslüften zugeordnet sind.

18. Einrichtung nach Anspruch 13 und 18, dadurch gekennzeichnet, daß den Bremsringen (75a) mit auf Ringplungerachsen (80a) geführten und mit Druckmittel beaufschlagbare Ringplunger (92a) zum Bremslüften zugeordnet sind.