EP0311779B1 - Hydraulische Steuereinrichtung für eine Presse - Google Patents

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EP0311779B1
EP0311779B1 EP88114159A EP88114159A EP0311779B1 EP 0311779 B1 EP0311779 B1 EP 0311779B1 EP 88114159 A EP88114159 A EP 88114159A EP 88114159 A EP88114159 A EP 88114159A EP 0311779 B1 EP0311779 B1 EP 0311779B1
Authority
EP
European Patent Office
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cylinder
pump
rapid
valve
pressure
Prior art date
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Expired - Lifetime
Application number
EP88114159A
Other languages
English (en)
French (fr)
Other versions
EP0311779A2 (de
EP0311779A3 (en
Inventor
Gert Dipl.-Ing. Stockbauer
Heinz Ing.(Grad.) Walter
Dieter Weigle
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Robert Bosch GmbH
Original Assignee
Robert Bosch GmbH
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Publication date
Application filed by Robert Bosch GmbH filed Critical Robert Bosch GmbH
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Publication of EP0311779A3 publication Critical patent/EP0311779A3/de
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    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B30—PRESSES
    • B30B—PRESSES IN GENERAL
    • B30B15/00—Details of, or accessories for, presses; Auxiliary measures in connection with pressing
    • B30B15/16—Control arrangements for fluid-driven presses
    • B30B15/161—Control arrangements for fluid-driven presses controlling the ram speed and ram pressure, e.g. fast approach speed at low pressure, low pressing speed at high pressure

Definitions

  • the invention relates to a hydraulic control device for a press according to the type specified in the preamble of claim 1.
  • Such a press control is already known from FR-A-2 386 414, which uses a rapid traverse cylinder and a press cylinder and works with a hydraulic preload.
  • This control device uses as a pressure medium source only a constant pump, the high pressure already applied to both piston sides of the press cylinder in the rapid downward movement, so that in the working phase the pressing force occurs by relieving the rear side of the cylinder.
  • the power stored before the work phase is called up during the actual pressing, whereby the preload hydraulics lead to relatively high cycle numbers of the press.
  • a disadvantage of this press control device is that the rapid traverse cylinder is controlled in an open hydraulic circuit via a 4/3-way valve and is also designed as a differential cylinder.
  • a hydraulic control device for a press in which a reversible control pump operates in a closed circuit in which the cylinders for the functions of rapid feed and pressing are located; the control pump itself takes over the function of an actuator. While the control pump can be switched for the direction of the rapid feed, the functions of rapid feed, pressing or rest position must be switched by a 4/3-way valve, whereby an additional pilot valve activates non-return valves which are connected in each cylinder between the two piston chambers. All of the cylinders are designed as differential cylinders, of which at least two cylinders act jointly during pressing by being connected in parallel, with their piston spaces on the rear side being relieved.
  • the pump must always work up from the low filling pressure to the high system pressure during the pressing process, the high pressure then being fully relieved again. Hydraulic preloading in a closed circuit is not possible here, so that considerable energy losses occur and the number of cycles is disadvantageously low. Here too, there is only a maximum pressure limitation in the system, so that controlled pressure reduction is not possible. Furthermore, it is disadvantageous that in the case of the cylinders, the housings with the leading fluid lines are designed as movable elements and, moreover, the two differential cylinders are still unequal to one another.
  • a press control is known from the magazine VDI-Z 123 (1981) No. 13 - July, pages M 158, 159, in particular Figure 14, which uses a rapid traverse cylinder and a press cylinder and works with a hydraulic preload.
  • This hydraulic pilot control device uses a variable displacement pump with a large-volume energy store, the high pressure of which already acts on both piston sides of the press cylinder in the rapid traverse downward, so that the pressing force occurs in the working phase by relieving the back of the cylinder side.
  • the pre-tensioning hydraulics enable relatively high press cycle numbers.
  • a disadvantage of this press control device is that the rapid traverse cylinder is controlled via a 4-way, 3-position valve with a downstream throttle point.
  • the hydraulic control device according to the invention for a press with the characterizing features of the main claim has the advantage that it enables higher cycle numbers with lower energy consumption. This is accompanied by less oil heating of the pressure medium, which has a positive effect on the function of the press. By working the cylinders with hydraulic preload and in largely closed hydraulic circuits it is achieved that as little energy as possible is lost in the compression processes and thus the oil heating is reduced. It is particularly advantageous that the reversible control pumps themselves take over the function of actuators and thus dispense with expensive servo or control valves in the power circuit. In addition, the control pump allows smoother transitions, especially when reversing the movement of the cylinders and when the pressures are zero. Furthermore, the control device also allows less construction work, since both the press cylinder and the rapid traverse cylinder can be formed on both sides with piston surfaces of the same size. In addition, the hydraulic control device with built-in valve technology can be designed to be relatively space-saving and inexpensive.
  • a design according to claim 5 is particularly favorable for high stroke rates, as a result of which the energy present in the press cylinder during the decompression process is used as well as possible for the working stroke, the rapid traverse cylinder practically working as in a closed, hydraulic circuit. Also advantageous are training according to claims 6 to 9, which enable relatively simple designs with low effort and support the goals of the control device.
  • designs according to claims 10 and 11 are particularly expedient, as a result of which an effective oil exchange can be carried out during operation of the rapid traverse cylinder or the press cylinder, in order to keep the oil heating that is unavoidable in closed hydraulic circuits within a permitted temperature range.
  • FIG. 1 shows a hydraulic control device for a press in a highly simplified representation
  • FIG. 2 shows an electrical control device for controlling the control device according to FIG. 1
  • FIG. 3 shows a performance diagram according to which the control device according to FIG. 1 is operated.
  • FIG. 1 shows a hydraulic control device 10 for a press, which has a rapid traverse cylinder 11 and a press cylinder 12 mechanically coupled to it. Both cylinders 11, 12 have a continuous piston rod 13, the die end of which is also assigned a die cushion cylinder 14. The effective piston area of the press cylinder 12 is substantially larger than that of the rapid traverse cylinder 11.
  • the pistons of the two cylinders 11, 12 each have piston surfaces 15, 16 and 17, 18 of the same size.
  • an upper cylinder chamber 19 is thereby separated from a lower cylinder chamber 21, while in an appropriate manner in the press cylinder 12 an upper piston chamber 22 from one lower piston chamber 23 is separated.
  • a highly dynamic, reversible control pump 24 is provided for supplying pressure medium to the cylinder drives 11, 12, 14, which here is formed as a tandem pump from two individual radial piston pumps 25, 26 of the same size.
  • the first (25) like the second radial piston pump 26 are driven jointly by a motor 27 and are each electrically controlled via a control valve, with the help of an integrated position control loop, a linear relationship between the electrical setpoint and the setting of the cam ring and thus the flow rate results.
  • Such a control pump for a single flow direction is shown, for example, in a simplified form from the magazine Oil Hydraulics and Pneumatics 31 (1987), No. 2, page 89, top left image. With this control pump 24 in the form of a tandem pump, positioning times can be achieved which remain considerably below a value of 100 ms.
  • a first working connection 28 of the first pump 25 and the first working connection 29 of the second pump 26 are connected in parallel to one another via a first working line 31 to the upper cylinder chamber 19 of the rapid-motion cylinder 11.
  • a second working line 33 leads from a second working connection 32 of the first pump 25 to the lower cylinder chamber 21 in the rapid traverse cylinder 11. Both working lines 31, 33 thus form a self-contained hydraulic first circuit 34 with the regulating pump 24 and the rapid traverse cylinder 11.
  • a second hydraulic, closed circuit forms a ring line 35, which connects the upper piston chamber 22 in the press cylinder 12 with the associated lower piston chamber 23.
  • a 4/2-way valve 36 is connected, which divides the ring line 35 into a first main line 37 leading to the upper piston chamber 22 and into a second main line 38 leading to the lower piston chamber 23.
  • the two main lines 37, 38 are connected to one another via a second and a fourth connection 42 and 44.
  • both other connections 41, 43 are blocked, with a first auxiliary line 45 from the first connection 41 to the second working line 33 leads, while the third connection 43 is connected to the first working line 31 via a second auxiliary line 46.
  • the directional control valve 36 can be switched from its first switching position 39 to a cross position 47, as a result of which the press cylinder 12 is connected to the control pump 24 in parallel with it, with the same sense of action as the rapid-action cylinder 11.
  • an electrically adjustable, pilot-controllable pressure relief valve 48 is connected to the second main line 38, from the output side of which a return line 49 leads to a tank 51.
  • a number of actual values are used for the control and regulation of the control device 10, for which purpose a first, electrohydraulic pressure transmitter 52 is connected to the first working line 31 and a second pressure transmitter 53 is connected to the second main line 38. Furthermore, a first (54) and a second temperature sensor 55 are arranged in the first working line 31 and in the first main line 37, respectively, which report signals dependent on the heating of the pressure medium to an electrical control device, which will be discussed in more detail later. In addition, the stroke of the piston rod 13 and the stroke of the die cushion cylinder 14 are in each case queried via an electromechanical displacement sensor 56 and 57 and their signals are reported to the electrical control device for further processing.
  • a branch line 58 is branched off from the second working line 33 in the area of the first pump 25 and leads via a first valve cartridge 59 to a second working connection 61 of the second control pump 26. From this branch line 58 in the area between the first valve cartridge 59 and the second pump 26 there is an inlet line 62, which is led via a second valve cartridge 63 to a control valve 64 which takes over the control of the die cushion cylinder 14, with this die cushion cylinder 14 being used for a plunger circuit the control valve 64 in a known manner A second pressure control valve 65 is assigned.
  • the two valve cartridges 59, 63 are controlled by a 4/2-way pilot valve 66.
  • the two working lines 31, 33 are each connected via a check valve 67, 68 opening towards them with a feed line 69 which is connected to the pressure side of a filling pump 71 .
  • This filling pump 71 is assigned a hydraulic accumulator 72, which works at low pressures.
  • the two working lines 31, 33 are each secured by an adjustable pressure relief valve 73 or 74 to the other working line 33 or 31.
  • the hydraulic control device 10 has a first throttle valve 75, which is designed as a proportional valve with four connections 76 to 79. Its first connection 76 is connected to the feed line 69 via a supply line 81 with a check valve 80. A tank line 82 leads from the second connection 77 of the throttle valve 75 to the tank 51. The third connection 78 is connected to the second main line 38 via a discharge line 83, while a filling line 84 leads from the first main line 37 to the fourth connection 79.
  • a first throttle valve 75 which is designed as a proportional valve with four connections 76 to 79. Its first connection 76 is connected to the feed line 69 via a supply line 81 with a check valve 80.
  • a tank line 82 leads from the second connection 77 of the throttle valve 75 to the tank 51.
  • the third connection 78 is connected to the second main line 38 via a discharge line 83, while a filling line 84 leads from the first main line 37 to the fourth connection 79.
  • the first throttle valve 75 has a spring-centered basic position 85, in which it hydraulically blocks all connections 76 to 79, while it can be adjusted by more or less strong deflection in the direction of a throttle position 86, in which the supply line 81 with the filling line 84 or the The discharge line 83 is connected to the tank line 82.
  • control device 10 has a second throttle valve for controlling the oil exchange in the first closed circuit 34 87 on;
  • the second throttle valve 87 is a proportionally operating valve which can be controlled by a pilot valve 88 and which is connected directly into the second working line 33 in the area between the rapid-motion cylinder 11 and the branch line 58. It has a spring-centered starting position 89, in which it connects the two sections of the second working line 33 and separates them from the return side 49.
  • the second throttle valve (87) which is designed with three connections, can be deflected in the direction of a throttle position 91, in which it connects the section of the second working line 33 connected to the rapid-action cylinder 11 to the return line 49, while the section of the second working line 33 leading to the regulating pump 24 blocks is.
  • the second throttle valve 87 operates proportionally and is continuously adjustable between its end positions.
  • the two throttle valves 75, 87, the associated pilot valve 88, the two control valves for actuating the pumps 25, 26 and the 4/2-way valve 36 are connected in a control circuit 92 for the purpose of their actuation, which also includes a control oil pump 93 and an associated one Has energy storage 94.
  • valve device 95 that complies with the accident prevention regulations is connected into the second working line 33, specifically in the area between the rapid-action cylinder 11 and the second throttle valve 87, which valve device 95 can be controlled separately in a manner known per se Has shut-off valves.
  • FIG. 2 shows in more detail how the hydraulic control device 10 according to FIG. 1, shown in a highly simplified manner, lies in an electrohydraulic control circuit 96.
  • This control circuit 96 has an electronic control device 97, in which the actual values of at least displacement sensor 56, pressure sensor 52 and temperature sensor 54 are combined are processed with other data which the electronic control device 97 receives via a data bus 98 from an electrical control device 99 for the general machine control.
  • the electronic control device 97 controls the entire regulator or control valve, of which the reversible regulating pumps 25, 26 are shown in a manner that is not shown in more detail, depending on the respectively applicable regulator characteristics, which are also shown in a subordinate control circuit 101 or 102 lie.
  • the two radial piston pumps 25, 26 can be controlled both jointly and separately by the electronic control device.
  • FIGS. 1 and 2 The mode of operation of the hydraulic control device 10 is explained as follows, with FIGS. 1 and 2 being dealt with only to the extent necessary for understanding the invention. It should be assumed that the hydraulic control device 10 is used in a drawing press, in which the various functions of rapid feed downward, pressing, switching of directional valve after the pressing process, rapid return and the oil exchange are to be considered in succession from a full machine cycle.
  • the ring line 35 of the second closed, hydraulic circuit is prestressed under a relatively high system pressure by the previous functional sequences or when the drawing press is switched on by special switch-on processes is, for example, around 250 bar.
  • the upper piston chamber 22 in the press cylinder 12 is connected to the lower piston chamber 23 via the first main line 37, the 4/2-way valve 36 located in its first switching position 39 and the second main line 38.
  • the system pressure in this closed circuit 35 is limited by the adjustable pressure relief valve 48. With a downward movement the piston rod 13 is thus circulated in the press cylinder 12 only preloaded oil.
  • the two reversible radial piston pumps 25, 26, which are designed as tandem pumps, are actuated by the electronic control device 97 in such a way that they build up pressure at their first working connections 28, 29 and thus via the first working line 31, pressure oil into the upper cylinder chamber 19 of the rapid traverse cylinder 11 flows.
  • the control pumps 25, 26 draw in the oil displaced from the lower cylinder chamber 21 via the second working line 33 with the valve device 95 in the open position and the second throttle valve 87 in the starting position 89.
  • the first valve cartridge 59 is opened, so that the branch line 58 can also flow to the suction side 61 of the second radial piston pump 26 without further pressure medium.
  • the dead weight of the tool and the pistons with the piston rod 13 assist, so that the control pumps 25, 26 only have to generate a relatively low working pressure of, for example, approximately 10 to 20 bar.
  • Rapid-motion cylinders 11 and press cylinders 12 are thus both operated in closed hydraulic circuits 34 and 35, the control pump 24 additionally taking over the function of an actuator, so that an additional directional control valve and the associated losses are eliminated.
  • the control pump 24 used as an actuator is formed from two pumps in tandem design, which are highly dynamic due to attached pilot control valves and subordinate electrohydraulic control circuits 101, 102 and thus achieve extremely short adjustment times, which are in a range below 100 ms, in particular under 50 ms lie. Also in the rapid traverse cylinder, the piston surfaces 15, 16 are of the same size, so that the control pump 24 compresses the oil drawn in from the lower cylinder chamber 21 during rapid feed downward and delivers it into the upper cylinder chamber 19.
  • the rapid feed can be braked downward shortly before the tool closes and the press function can be switched over.
  • the pressing process is initiated by relaxing the compression volume in the lower piston chamber 23 of the press cylinder 12.
  • the proportional pressure relief valve 48 is actuated by the electronic control device 97, so that any desired decompression process can be achieved.
  • the first phase of the press force build-up takes place, since the piston in the press cylinder 12 is no longer force-balanced due to the one-sided pressure reduction.
  • the decompression process is suitable for fast movements and is only limited in time by the fact that switching shocks can occur if the relaxation is too fast.
  • the pressure force build-up is independent of the flow rate of the control pump 24.
  • the electronic control device 97 also controls the 4/2-way valve 36 in order to move it from its first switching position 39 to the cross position 47.
  • pressure medium flowing out of the lower piston chamber 23 during the decompression process can pass via the second main line 38, the valve 36 and the first auxiliary line 45 to the second working line 33 and thus to the suction side 32, 61 of the control pump 24. This can further reduce energy losses in the decompression phase.
  • the upper piston chamber 22 of the press cylinder 12 is connected to the pressure side 28, 29 of the control pump 24 parallel to the upper cylinder chamber 19 in the rapid traverse cylinder 11.
  • the oil compression to the maximum pressing pressure begins after the directional valve 36 has been switched over from the pressure point still located in the upper cylinder chamber 19 or the upper piston chamber 22.
  • the pressure increase thus takes place in a shorter time, since the compression to the maximum pressure does not have to start from a pressure level of zero.
  • the maximum pressure which is still a lot higher than the pre-stressed system pressure and in a range around z. B. 280 bar, is thus achieved over the shortest possible pressure build-up phases, so that the energy loss is low and on the other hand the efficiency is kept high.
  • FIG. 3 shows in greater detail, in which the flow Q as a function of the pressure p is shown, the electronic control device 97 processes the signals from the first pressure transmitter 52 in such a way that the control pump 24 can be regulated according to a hyperbolic power limitation curve 103 during pressing.
  • the position of the cam ring in the radial piston pumps 25, 26 is used as a measure of the flow Q.
  • the rapid traverse cylinder 11 thus works together with the regulating pump 24 in the closed, first hydraulic circuit 34.
  • the press cylinder 12 on the other hand, during the decompression phase, oil is discharged via the first pressure relief valve 48 to the tank 51, which is in the otherwise closed, second hydraulic circuit 35 is missing.
  • the control pump 24 is therefore supplied on its suction side 32, 61 via the feed line 69 and the check valve 67 cool, fresh oil from the tank 51 if necessary. This fresh oil supply also counteracts an increase in temperature in the closed hydraulic circuits.
  • the die cushion cylinder 14 is actuated by the press cylinder 12 during the pressing operation. Its piston rod is pushed in against a pressure set on the second pressure limiting valve 65, a feed circuit being effective in a manner known per se when the control valve 64 is not actuated, in which excess oil is discharged from the die cushion cylinder 14 via the return line 49 to the tank 51.
  • the 4/2-way valve 36 is switched back from its cross position 47, which is effective during pressing, to its first switching position 39.
  • this can only take place after the pressure in the lower piston chamber 23 has been reached with the first pressure limiting valve 48 of the press cylinder 12 back to a relatively high pressure, namely the system pressure has been raised and thus blocks the discharge to the tank 51.
  • the two main lines 37, 38 are connected to one another, so that the maximum pressure in the upper piston chamber 22 is balanced out via the ring line 35 to the lower piston chamber 23. In this decompression process, the maximum pressure to a system pressure of z. B. 250 bar in the ring line 35.
  • the press cylinder 12 is force balanced since its piston surfaces 17, 18 are the same size. Due to the system pressure maintained in the closed circuit 35, a decompression phase is omitted, so that energy losses are reduced and time is also saved. Since the first working line 31 to the rapid traverse cylinder 11 is separated from the ring line 35 during this switching of the directional control valve 36, the maximum pressing pressure is still maintained in the upper cylinder chamber 19 during this process.
  • the electrohydraulically pilot-controlled directional valve 36 is supplied with control oil from the control circuit 92 during these switching operations.
  • the rapid return process takes place.
  • the flow rates of the control pump 24 are reversed and also divided, so that the first radial piston pump 25 delivers to the rapid traverse cylinder 11, while the oil flow of the second radial piston pump 26 is used to control the die cushion cylinder 14.
  • the hydraulic preload in the closed circuit 35 of the press cylinder 12 is maintained.
  • the pressure oil initially present in the upper cylinder chamber 19 of the rapid traverse cylinder 11 and in the first working line 31 is decompressed by changing the delivery direction of the control pump 24 through the two radial piston pumps 25, 26 into the lower cylinder chamber 21 or toward the die cushion cylinder 14.
  • the radial piston pump 25 thus works as an actuator in the first closed hydraulic circuit 34, so that existing pressure energies in the pressure medium are largely used.
  • reversing and regulating processes can be carried out, so that reversing processes involving servo valves, which involve throttling losses, can be dispensed with.
  • the electronic control device 97 can regulate the rapid return according to position and speed precisely and quickly depending on the signals of the first travel sensor 56.
  • the radial piston pump 26 can be controlled separately from the electronic control device 97 in the case of rapid return, so that the course of movement of the extending piston rod in the die cushion cylinder 14 can also be sensitively regulated with the aid of the second displacement sensor 57.
  • a relatively low pressure of z. B. sets about 20 bar is sufficient for maintaining the upward movement of the piston rod 13, a pressure in the second working line 33, which is substantially lower than the prevailing system pressure in the ring line 35 and the z. B. can make up about 1/3 of the maximum pressure.
  • the prestressed pressure medium in the second closed circuit 35 of the press cylinder 12 is only circulated during the rapid return.
  • the 4/2 pilot valve 66 is used to control the die cushion cylinder 14 during the rapid return, the first valve cartridge 59 controlled so that the branch line 58 between the now pressure-side connections 32, 61 of both pumps is blocked.
  • the second valve cartridge 63 is opened, so that pressure medium can flow via the feed line 62 and the control valve 64 switched into its right switching position to the die cushion cylinder 14, the piston of which is operated in the manner of a plunger circuit and thereby extends. If necessary, oil can be drawn in from the pumps 25, 26 via the check valve 68.
  • the next work cycle can be started with the rapid feed downward process, for which purpose the electronic control device 97 in turn reverses the control pumps 25, 26 operating as actuators in their flow direction.
  • the control of the die cushion cylinder 14 is ended or switched over, so that the second valve cartridge 63 closes while the first valve cartridge 59 opens.
  • the prestressed pressure oil located in the other cylinder chamber 21 of the rapid traverse cylinder 11 is initially decompressed via the suction-side working connections 32, 61 of the control pump 24. In this way, short pressure build-up phases can be achieved with low energy losses, so that the hydraulic control device 10 favors high cycle rates of the press.
  • the oil exchange for dissipating the heat loss is carried out in such a way that it can only be carried out when the piston rod 13 moves downward, based on FIG. 1.
  • the two pilot operated, continuously adjustable throttle valves 75, 87 are used, with the aid of which cooler fresh oil can be introduced from the tank 51 into the two closed circles 34, 35 and heated oil can be removed from them to the tank.
  • the first throttle valve 75 is opened from its drawn basic position 85 in the direction of its throttle position 86, so that fresh oil coming from the filling pump 71 and from the hydraulic accumulator 72 via the supply line 81 and the filling line 84 into the first Main line 37 can reach, while at the same time waste oil heated from the second main line 38 flows back to the tank 51 via the discharge line 83 and the tank line 82.
  • the 4/2-way valve 36 remains in its first switching position 39, so that the two main lines 37, 38 remain connected to one another.
  • the amount of the fresh oil introduced into the control circuit 35 and thus also the amount of the used oil to be discharged is determined by the degree of throttling, which is infinitely adjustable with the first throttle valve 75.
  • the second throttle valve 87 is adjusted from its drawn starting position 89 in the direction of its throttle position 91, so that the connection of the two sections in the second working line 33 is throttled or interrupted to a greater or lesser extent while simultaneously the connection from the lower cylinder chamber 21 to the return line 49 is opened in a correspondingly reversed manner.
  • heated pressure medium displaced from the lower cylinder chamber 21 is therefore discharged via the return line 49 to the tank 51, while at the same time cooler pressure medium from the filling pump 71 via the suction line 69 and the check valve 67 to the suction-side working connections 32, 61 of both radial piston pumps 25 and 26 is supplied.
  • This oil exchange can be done by the electronic control device 97 in both circuits 34, 35 are carried out separately or together, the signals from the temperature sensors 54, 55 being processed. The temperature in the closed circuits 34, 35 can thus be adjusted according to values and course.
  • the electrohydraulic control circuit 96 shown in simplified form in FIG. 2 shows, all control valves for the adjustment of the radial piston pumps 25, 26, all pressure and flow proportional valves and almost all switching valves are controlled by the electronic control device 97, for which purpose additional control outputs 105 are provided.
  • the signals from displacement sensors 56, 57, pressure transmitter 52 and temperature transmitter 54 as actual values are used in the electronic control device 97 compared to the programmed setpoints and for determining the output, regulation and control signals to the electrical actuators, so that positions, speeds, Pressures, pressure profiles and oil temperatures can be controlled or regulated.
  • the electrical control device 99 has inputs 106 for entering setpoints and other signals for the general machine control.
  • the electronic control device 97 fetches the required values via the data bus 98 and permits complete control or regulation of the hydraulic control device 10, the use of complex control strategies together with sampling times in the controller of a few ms making it possible for the variables to be controlled to be highly accurate is achieved.
  • the hydraulic control device 10 is therefore not limited to use on a drawing press, but can also advantageously be used in other press controls.
  • the combined arrangement of rapid traverse cylinder and press cylinder with a continuous piston rod 13 is only given by way of example and can also be replaced by cylinder actuators having the same effect, for example in that both cylinders 11, 12 are arranged separately from one another and are mechanically coupled to one another.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
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  • Fluid-Pressure Circuits (AREA)
  • Control Of Presses (AREA)

Description

    Stand der Technik
  • Die Erfindung geht aus von einer hydraulischen Steuereinrichtung für eine Presse nach der im Oberbegriff des Anspruchs 1 näher angegebenen Gattung.
  • Es ist schon eine solche Pressensteuerung aus der FR-A-2 386 414 bekannt, die einen Eilgangzylinder und einen Preßzylinder verwendet und mit einer hydraulischen Vorspannung arbeitet. Diese Steuereinrichtung verwendet als Druckmittelquelle lediglich eine Konstantpumpe, deren Hochdruck beim Eilgang abwärts bereits beide Kolbenseiten des Preßzylinders beaufschlagt, so daß in Arbeitsphase die Preßkraft durch Entlasten der rückseitigen Zylinderseite geschieht. Die bereits vor der Arbeitsphase gespeicherte Leistung wird beim eigentlichen Pressen abgerufen, wodurch die Vorspannhydraulik zu relativ hohen Zykluszahlen der Presse führt. Nachteilig bei dieser Pressen-Steuereinrichtung ist nun, daß der Eilgangzylinder in einem offenen hydraulischen Kreis über ein 4/3-Wegeventil angesteuert wird und zudem als Differentialzylinder ausgebildet ist. Für die Funktion Eilgang abwärts wird lediglich ein relativ niedriger Druck benötigt, während jedoch die angeschlossene Pumpe einen hohen Systemdruck zur Verfügung stellt. Es entsteht deshalb ein beträchtlicher Druckabfall und damit verbunden eine Ölerwärmung, die aus dem System wieder abgeführt werden muß. Diese Energieverluste in Form von Erwärmung beeinflussen die Maschinenfunktion stark nachteilig. Ferner ist es ungünstig, daß der Preßzylinder beim Arbeitshub in einem offenen Kreis arbeitet, wobei das Dekompressionsvolumen ausschließlich zum Tank abgebaut werden kann, so daß Energieverluste auftreten. Außerdem erfüllt die gezeigte Steuereinrichtung lediglich geringe Genauigkeitsanforderungen, zumal auch keine Regelung bei ihr beabsichtigt ist. Weiterhin eignet sich diese Steuereinrichtung auch nicht zum Ansteuern eines zusätzlichen Ziehkissenzylinders.
  • Weiterhin ist aus der US-A-3 818 801 eine hydraulische Steuereinrichtung für eine Presse bekannt, bei der eine reversierbare Regelpumpe in einem geschlossenen Kreis arbeitet, in dem die Zylinder für die Funktionen Eilvorschub und Pressen liegen; die Regelpumpe übernimmt damit selbst die Funktion eines Stellgliedes. Während für die Richtung des Eilvorschubes die Regelpumpe umschaltbar ist, müssen die Funktionen Eilvorschub, Pressen oder Ruhestellung durch ein 4/3-Wegeventil geschaltet werden, wobei über ein zusätzliches Vorsteuerventil entsperrbare Rückschlagventile angesteuert werden, die in jedem Zylinder zwischen beide Kolbenräume geschaltet sind. Dabei sind alle Zylinder als Differentialzylinder ausgebildet, von denen mindestens zwei Zylinder durch Parallelschaltung beim Pressen gemeinsam wirksam werden, wobei ihre rückseitigen Kolbenräume entlastet sind. Beim Eilvorschub vorwärts oder rückwärts wird mindestens ein Differentialzylinder aktiviert und der andere Differentialzylinder unwirksam geschaltet. Neben der aufwendigen Bauweise und Verschaltung ist vor allem von Nachteil, daß hier beim Pressen die Pumpe stets vom niedrigen Fülldruck auf den hohen Systemdruck hocharbeiten muß, wobei anschließend der hohe Druck wieder voll entlastet wird. Ein hydraulisches Vorspannen in einem geschlossenen Kreis ist hier nicht möglich, so daß erhebliche Energieverluste auftreten und die Zykluszahlen ungünstig niedrig sind. Auch findet hier lediglich eine maximale Druckbegrenzung im System statt, so daß ein gesteuertes Drucksenken nicht möglich ist. Ferner ist es ungünstig, daß bei den Zylindern die Gehäuse mit den heranführenden Fluidleitungen als bewegliche Elemente ausgeführt sind und zudem die beiden Differentialzylinder untereinander noch ungleich bauen.
  • Ferner ist aus der Zeitschrift VDI-Z 123 (1981) Nr. 13 - Juli, Seiten M 158, 159, insbesondere Bild 14 eine Pressensteuerung bekannt, die einen Eilgangzylinder und einen Preßzylinder verwendet und mit einer hydraulischen Vorspannung arbeitet. Diese hydraulische Vorsteuereinrichtung verwendet als Druckmittelquelle eine Verstellpumpe mit einem großvolumigen Energiespeicher, dessen Hochdruck beim Eilgang abwärts bereits beide Kolbenseiten des Preßzylinders beaufschlagt, so daß in Arbeitsphase die Preßkraft durch Entlasten der rückseitigen Zylinderseite geschieht. Auch hier lassen sich durch die Vorspannhydraulik relativ hohe Zykluszahlen der Presse erreichen. Nachteilig bei dieser Pressen-Steuereinrichtung ist nun, daß der Eilgangzylinder über ein 4-Wege-3-Stellungs-Ventil mit einer nachgeschalteten Drosselstelle angesteuert wird. Für die Funktion Eilgang abwärts wird lediglich ein relativ niedriger Druck benötigt, während jedoch die angeschlossene Verstellpumpe mit Speicher einen hohen Systemdruck zur Verfügung stellt. Über die Drosselstelle entsteht deshalb ein beträchtlicher Druckabfall und damit verbunden eine Ölerwärmung, die aus dem System wieder abgeführt werden muß. Diese Energieverluste in Form von Erwärmung beeinflussen die Maschinenfunktion stark nachteilig. Ferner ist es ungünstig, daß der Preßzylinder beim Arbeitshub in einem offenen Kreis arbeitet, wobei das Dekompressionsvolumen ausschließlich zum Tank abgebaut werden kann, so daß Energieverluste auftreten. Fernerhin benötigt diese Steuereinrichtung eine spezielle Zylinderkombination, bei welcher der Preßzylinder als Differentialzylinder und der Eilgangzylinder mit einem Schnellschlußkolben ausgeführt wird, was zu einer relativ aufwendigen Bauweise führt. Außerdem erfüllt die gezeigte Steuereinrichtung lediglich geringe Genauigkeitsanforderungen, zumal auch keine Regelung bei ihr beabsichtigt ist. Weiterhin eignet sich diese Steuereinrichtung auch nicht zum Ansteuern eines zusätzlichen Ziehkissenzylinders.
    • Vorteile der Erfindung
  • Die erfindungsgemäße hydraulische Steuereinrichtung für eine Presse mit den kennzeichnenden Merkmalen des Hauptanspruchs hat demgegenüber den Vorteil, daß sie bei geringerem Energieverbrauch höhere Zykluszahlen ermöglicht. Damit einher geht eine geringere Ölaufheizung des Druckmittels, was sich positiv auf die Funktion der Presse auswirkt. Durch das Arbeiten der Zylinder mit hydraulischer Vorspannung und in weitgehend geschlossenen hydraulischen Kreisen wird erreicht, daß bei den Kompressionsvorgängen möglichst wenig Energie verloren geht und damit die Ölerwärmung reduziert wird. Besonders vorteilhaft ist dabei, daß die reversierbaren Regelpumpen selbst die Funktion von Stellgliedern übernehmen und damit teure Servo- bzw. Regelventile im Leistrungskreis entfallen. Hinzu kommt noch, daß die Regelpumpe weichere Übergänge erlaubt, insbesondere bei der Umsteuerung der Bewegung der Zylinder sowie beim Nulldurchgang der Drücke. Ferner erlaubt die Steuereinrichtung auch einen geringeren Bauaufwand, da sowohl der Preßzylinder wie auch der Eilgangzylinder beidseits mit jeweils gleich großen Kolbenflächen ausgebildet werden können. Zudem läßt sich die hydraulische Steuereinrichtung mit Einbauventiltechnik relativ platzsparend und kostengünstig ausführen.
  • Durch die in den Unteransprüchen aufgeführten Maßnahmen sind vorteilhafte Weiterbildungen und Verbesserungen der im Hauptanspruch angegebenen hydraulischen Steuereinrichtung möglich. Besonders vorteilhaft ist es, wenn die Steuereinrichtung nach Anspruch 2 in einem elektrohydraulischen Regelkreis betrieben wird, wodurch sich Genauigkeit, Leistung und Dynamik erheblich verstärken lassen. Äußerst zweckmäßig ist die Ausbildung nach Anspruch 3, in der als Regelpumpe zwei einzelne Pumpen in Form einer Tandempumpe verwendet werden, wodurch einmal eine kleinere Einzelpumpengröße verwendbar ist und vor allem bei einer Funktion Eilgang Heben die beiden Teilströme getrennt voneinander einmal für den Preßzylinder und zum anderen für den Ziehkissenzylinder verwendet werden können. Eine Ausbildung nach Anspruch 4 begünstigt bei verringertem Bauaufwand eine Schaltung mit besserer Energieausnutzung. Besonders günstig für hohe Hubzahlen ist eine Ausbildung nach Anspruch 5, wodurch die im Preßzylinder vorhandene Energie beim Dekompressionsvorgang möglichst gut ausgenutzt wird für den Arbeitshub, wobei der Eilgangzylinder praktisch wie in einem geschlossenen, hydraulischen Kreis arbeitet. Vorteilhaft sind ferner Ausbildungen nach den Ansprüchen 6 bis 9, die relativ einfache Ausführungen bei niedrigem Aufwand ermöglichen und dabei die Ziele der Steuereinrichtung unterstützen. Besonders zweckmäßig sind ferner Ausbildungen nach den Ansprüchen 10 und 11, wodurch beim Betrieb des Eilgangzylinders bzw. des Preßzylinders jeweils ein wirksamer Ölaustausch durchführbar ist, um die in geschlossenen hydraulischen Kreisen unvermeidbare Ölaufheizung innerhalb eines erlaubten Temperaturbereiches zu halten. Dabei ergeben sich bei Ausführungen nach den Ansprüchen 12 bis 14 zweckmäßige Ausgestaltungen, so daß der Ölaustausch ohne nachteilige Beeinflussung einer genauen Regelung durchführbar ist. Gemäß Anspruch 15 läßt sich diese Ölaustausch=Steuerung im Zusammenhang mit der Pressen-Steuerung sicher automatisieren. Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen ergeben sich aus der Beschreibung und der Zeichnung.
    • Zeichnung
  • Ein Ausführungsbeispiel der Erfindung ist in der Zeichnung dargestellt und in der nachfolgenden Beschreibung näher erläutert. Es zeigen Figur 1 eine hydraulische Steuereinrichtung für eine Presse in stark vereinfachter Darstellung, Figur 2 eine elektrische Steuervorrichtung zum Ansteuern der Steuereinrichtung nach Figur 1 und Figur 3 ein Leistungsdiagramm, nach dem die Steuereinrichtung nach Figur 1 betrieben wird.
    • Beschreibung des Ausführungsbeispiels
  • Die Figur 1 zeigt eine hydraulische Steuereinrichtung 10 für eine Presse, die einen Eilgangzylinder 11 sowie einen mit diesem mechanisch gekoppelten Preßzylinder 12 aufweist. Beide Zylinder 11, 12 weisen eine durchgehende Kolbenstange 13 auf, deren werkzeugseitigem Ende noch ein Ziehkissenzylinder 14 zugeordnet ist. Die wirksame Kolbenfläche des Preßzylinders 12 ist wesentlich größer ausgebildet als diejenige des Eilgangzylinders 11.
  • Die Kolben beider Zylinder 11, 12 haben jeweils gleich große Kolbenflächen 15, 16 bzw. 17, 18. Im Eilgangzylinder 11 ist dadurch eine obere Zylinderkammer 19 von einer unteren Zylinderkammer 21 getrennt, während in entsprechender Weise im Preßzylinder 12 ein oberer Kolbenraum 22 von einem unteren Kolbenraum 23 getrennt ist.
  • Zur Druckmittelversorgung der Zylinderantriebe 11, 12, 14 ist eine hochydnamische, reversierbare Regelpumpe 24 vorgesehen, die hier als Tandempumpe aus zwei einzelnen, gleich großen Radialkolbenpumpen 25, 26 gebildet wird. Die erste (25) wie die zweite Radialkolbenpumpe 26 werden gemeinsam von einem Motor 27 angetrieben und werden jeweils elektrisch über ein Regelventil angesteuert, wobei sich mit Hilfe eines integrierten Lageregelkreises ein linearer Zusammenhang zwischen der elektrischen Sollwertvorgabe und der Einstellung des Hubringes und somit des Förderstromes ergibt. Eine solche Regelpumpe für eine einzige Durchströmrichtung ist z.B. aus der Zeitschrift Ölhydraulik und Pneumatik 31 (1987), Nr. 2, Seite 89, oberes linkes Bild in vereinfachter Form dargestellt. Mit dieser Regelpumpe 24 in Form einer Tandempumpe sind Stellzeiten erreichbar, die beträchtlich unterhalb eines Wertes von 100 ms bleiben.
  • Ein erster Arbeitsanschluß 28 der ersten Pumpe 25 sowie der erste Arbeitsanschluß 29 der zweiten Pumpe 26 sind zueinander parallel über eine erste Arbeitsleitung 31 an die obere Zylinderkammer 19 des Eilgangszylinders 11 angeschlossen. Von einem zweiten Arbeitsanschluß 32 der ersten Pumpe 25 führt eine zweite Arbeitsleitung 33 zur unteren Zylinderkammer 21 im Eilgangzylinder 11. Beide Arbeitsleitungen 31, 33 bilden somit mit der Regelpumpe 24 und dem Eilgangzylinder 11 einen in sich geschlossenen, hydraulischen, ersten Kreis 34.
  • Einen zweiten hydraulischen, geschlossenen Kreis bildet eine Ringleitung 35, welche den oberen Kolbenraum 22 im Preßzylinder 12 mit dem zugehörigen unteren Kolbenraum 23 verbindet. In diese Ringleitung 35 ist ein 4/2-Wegeventil 36 geschaltet, das die Ringleitung 35 in eine zum oberen Kolbenraum 22 führende erste Hauptleitung 37 und in eine zum unteren Kolbenraum 23 führende zweite Hauptleitung 38 teilt. In der gezeichneten ersten Schaltstellung 39 des elektrohydraulisch vorgesteuerten Wegeventils 36 sind die beiden Hauptleitungen 37, 38 über einen zweiten und einen vierten Anschluß 42 bzw. 44 miteinander verbunden. Gleichzeitig sind in dieser ersten Schaltstellung 39 beide anderen Anschlüsse 41, 43 blockiert, wobei vom ersten Anschluß 41 eine erste Hilfsleitung 45 zur zweiten Arbeitsleitung 33 führt, während der dritte Anschluß 43 über eine zweite Hilfsleitung 46 mit der ersten Arbeitsleitung 31 in Verbindung steht. Das Wegeventil 36 ist aus seiner ersten Schaltstellung 39 in eine Kreuzstellung 47 schaltbar, wodurch der Preßzylinder 12 bei gleichem Wirkungssinn wie der Eilgangzylinder 11 parallel zu ihm an die Regelpumpe 24 angeschlossen ist. Zur Drucksteuerung im unteren Kolbenraum 23 des Preßzylinders 12 ist an die zweite Hauptleitung 38 ein elektrisch verstellbares, vorsteuerbares Druckbegrenzungsventil 48 angeschlossen, von dessen Ausgangsseite eine Rücklaufleitung 49 zu einem Tank 51 führt.
  • Für die Steuerung und Regelung der Steuereinrichtung 10 werden eine Reihe von Istwerten verwendet, wozu an die erste Arbeitsleitung 31 ein erster, elektrohydraulischer Druckgeber 52 sowie an die zweite Hauptleitung 38 ein zweiter Druckgeber 53 angeschlossen sind. Ferner ist in der ersten Arbeitsleitung 31 bzw. in der ersten Hauptleitung 37 jeweils ein erster (54) bzw. zweiter Temperaturgeber 55 angeordnet, die von der Erwärmung des Druckmittels abhängige Signale an eine elektrische Steuereinrichtung melden, auf die erst später näher eingegangen wird. Darüber hinaus wird der Hub der Kolbenstange 13 sowie der Hub des Ziehkissenzylinders 14 jeweils über einen elektromechanischen Weggeber 56 bzw. 57 abgefragt und deren Signale an die elektrische Steuereinrichtung zur Weiterverarbeitung gemeldet.
  • Von der zweiten Arbeitsleitung 33 wird im Bereich der ersten Pumpe 25 eine Zweigleitung 58 abgezweigt, die über eine erste Ventilpatrone 59 zu einem zweiten Arbeitsanschluß 61 der zweiten Regelpumpe 26 führt. Von dieser Zweigleitung 58 geht im Bereich zwischen der ersten Ventilpatrone 59 und der zweiten Pumpe 26 eine Zulaufleitung 62 ab, die über eine zweite Ventilpatrone 63 zu einem Steuerventil 64 geführt ist, das die Steuerung des Ziehkissenzylinders 14 übernimmt, wobei für eine Tauchkolbenschaltung dieses Ziehkissenzylinders 14 dem Steuerventil 64 noch in an sich bekannter Weise ein zweites Druckregelventil 65 zugeordnet ist. Die beiden Ventilpatronen 59, 63 werden von einem 4/2-Wege-Vorsteuerventil 66 angesteuert.
  • Um bei Bedarf das Nachfüllen von Druckmittel in den ersten geschlossenen Kreis 34 zu ermöglichen, stehen die beiden Arbeitsleitungen 31, 33 jeweils über ein zu ihnen hin öffnendes Rückschlagventil 67, 68 mit einer Speiseleitung 69 in Verbindung, welche an die Druckseite einer Füllpumpe 71 angeschlossen ist. Dieser Füllpumpe 71 ist ein Hydrospeicher 72 zugeordnet, der mit niedrigen Drücken arbeitet. Ferner sind die beiden Arbeitsleitungen 31, 33 jeweils durch ein verstellbares Druckbegrenzungsventil 73 bzw. 74 zur jeweils anderen Arbeitsleitung 33 bzw. 31 hin abgesichert.
  • Die hydraulische Steuereinrichtung 10 weist zur Steuerung eines Ölaustausches in dem zweiten hydraulischen geschlossenen Kreis 35 ein erstes Drosselventil 75 auf, das als proportional arbeitendes Ventil mit vier Anschlüssen 76 bis 79 ausgebildet ist. Sein erster Anschluß 76 steht über eine Versorgungsleitung 81 mit einem Rückschlagventil 80 mit der Speiseleitung 69 in Verbindung. Vom zweiten Anschluß 77 des Drosselventils 75 führt eine Tankleitung 82 zum Tank 51. Der dritte Anschluß 78 steht über eine Abführleitung 83 mit der zweiten Hauptleitung 38 in Verbindung, während von der ersten Hauptleitung 37 eine Fülleitung 84 zum vierten Anschluß 79 führt. Das erste Drosselventil 75 weist eine federzentrierte Grundstellung 85 auf, in der es alle Anschlüsse 76 bis 79 hydraulisch blockiert, während es durch mehr oder weniger starke Auslenkung in Richtung einer Drosselstellung 86 verstellbar ist, in welcher die Versorgungsleitung 81 mit der Fülleitung 84 bzw. die Abführleitung 83 mit der Tankleitung 82 verbunden wird.
  • Darüber hinaus weist die Steuereinrichtung 10 zur Steuerung des Ölaustausches in dem ersten geschlossenen Kreis 34 ein zweites Drosselventil 87 auf; das zweite Drosselventil 87 ist ein proportional arbeitendes, von einem Vorsteuerventil 88 ansteuerbares Ventil, das unmittelbar in die zweite Arbeitsleitung 33 im Bereich zwischen dem Eilgangzylinder 11 und der Zweigleitung 58 geschaltet ist. Es hat eine federzentrierte Ausgangsstellung 89, in welcher es die beiden Abschnitte der zweiten Arbeitsleitung 33 miteinander verbindet und von der Rücklaufseite 49 trennt. Das mit drei Anschlüssen ausgebildete zweite Drosselventil (87) ist in Richtung einer Drosselstellung 91 auslenkbar, in der es den mit dem Eilgangzylinder 11 verbundenen Abschnitt der zweiten Arbeitsleitung 33 mit der Rücklaufleitung 49 verbindet, während der zur Regelpumpe 24 führende Abschnitt der zweiten Arbeitsleitung 33 blockiert ist. Das zweite Drosselventil 87 arbeitet wie das erste Drosselventil 75 proportional und ist stufenlos zwischen seinen Endstellungen verstellbar.
  • Die beiden Drosselventile 75, 87, das zugehörige Vorsteuerventil 88, die beiden Regelventile für die Ansteuerung der Pumpen 25, 26 sowie das 4/2-Wegeventil 36 sind zum Zwecke ihrer Betätigung in einen Steuerkreis 92 geschaltet, der auch eine Steuerölpumpe 93 sowie einen zugeordneten Energiespeicher 94 aufweist.
  • Um den gesetzlichen Vorschriften zu genügen, ist in die zweite Arbeitsleitung 33, und zwar in den Bereich zwischen Eilgangzylinder 11 und zweitem Drosselventil 87, eine den Unfallverhütungsvorschriften genügende Ventilvorrichtung 95 geschaltet, welche in an sich bekannter Weise die zwei in Serie zueinander liegenden, getrennt ansteuerbaren Absperrventile aufweist.
  • In Figur 2 wird näher gezeigt, wie die stark vereinfacht dargestellte hydraulische Steuereinrichtung 10 nach Figur 1 in einem elektrohydraulischen Regelkreis 96 liegt. Dieser Regelkreis 96 weist eine elektronische Steuereinrichtung 97 auf, in welcher die Istwerte zumindest von Weggeber 56, Druckgeber 52 und Temperaturgeber 54 zusammen mit anderen Daten verarbeitet werden, welche die elektronische Steuereinrichtung 97 über einen Datenbus 98 aus einem elektrischen Steuergerät 99 für die allgemeine Maschinensteuerung erhält. Von der elektronischen Steuereinrichtung 97 werden in nicht näher gezeichneter Weise, abhängig von den jeweils geltenden Reglerkennlinien,die gesamten Regler- bzw. Steuerventile angesteuert, von denen die reversierbaren Regelpumpen 25, 26 besonders dargestellt sind, welche zudem jeweils in einem unterlagerten Regelkreis 101 bzw. 102 liegen. Die beiden Radialkolbenpumpen 25, 26 sind von der elektronischen Steuereinrichtung dabei gemeinsam wie auch getrennt steuerbar.
  • Die Wirkungsweise der hydraulischen Steuereinrichtung 10 wird wie folgt erläutert, wobei auf die Figuren 1 und 2 nur so weit eingegangen wird, als zum Verständnis der Erfindung notwendig ist. Es sei davon ausgegangen, daß die hydraulische Steuereinrichtung 10 in einer Ziehpresse eingesetzt ist, bei der von einem vollen Maschinentakt nacheinander die verschiedenen Funktionen Eilvorschub abwärts, Pressen, Schalten von Wegeventil nach dem Preßvorgang, Eilrücklauf und der der Ölaustausch betrachtet werden sollen.
  • Beim normalen Betrieb der Ziehpresse mit ständig auf und ab bewegter Kolbenstange 13 ist bei beginnendem Eilvorschub abwärts davon auszugehen, daß durch die vorhergehenden Funktionsabläufe bzw. beim Einschalten der Ziehpresse durch besondere Einschaltvorgänge die Ringleitung 35 des zweiten geschlossenen, hydraulischen Kreises unter einem relativ hohen Systemdruck vorgespannt ist, der z.B. in der Größenordnung um 250 bar liegen kann. Dabei ist der obere Kolbenraum 22 im Preßzylinder 12 über die erste Hauptleitung 37, das in seiner ersten Schaltstellung 39 befindliche 4/2-Wegeventil 36 und die zweite Hauptleitung 38 mit dem unteren Kolbenraum 23 verbunden. Der Systemdruck in diesem geschlossenen Kreis 35 wird dabei vom verstellbaren Druckbegrenzungsventil 48 begrenzt. Bei einer Abwärtsbewegung der Kolbenstange 13 wird somit im Preßzylinder 12 lediglich vorgespanntes Öl umgewälzt. Da seine beiden Kolbenflächen 17, 18 gleich groß sind, wird keine wesentliche Kraft auf den Preßzylinder 12 ausgeübt. Bei Vorschub abwärts werden von der elektronischen Steuereinrichtung 97 die beiden reversierbaren, als Tandempumpen ausgebildeten Radialkolbenpumpen 25, 26 so angesteuert, daß sie an ihren ersten Arbeitsanschlüssen 28, 29 Druck aufbauen und somit über die erste Arbeitsleitung 31 Drucköl in die obere Zylinderkammer 19 des Eilgangzylinders 11 strömt. Gleichzeitig wird von den Regelpumpen 25, 26 das aus der unteren Zylinderkammer 21 verdrängte Öl über die zweite Arbeitsleitung 33 mit der in Offenstellung befindlichen Ventilvorrichtung 95 und dem in Ausgangsstellung 89 befindlichen zweiten Drosselventil 87 angesaugt. Dabei ist die erste Ventilpatrone 59 aufgesteuert, so daß über die Zweigleitung 58 ohne weiteres Druckmittel auch auf die Saugseite 61 der zweiten Radialkolbenpumpe 26 strömen kann. Bei Eilvorschub abwärts wirken das Eigengewicht des Werkzeugs und der Kolben mit der Kolbenstange 13 unterstützend mit, so daß die Regelpumpen 25, 26 lediglich einen relativ niedrigen Arbeitsdruck von z.B. ca. 10 bis 20 bar erzeugen müssen.
  • Eilgangzylinder 11 sowie Preßzylinder 12 werden somit beide in geschlossenen hydraulischen Kreisen 34 bzw. 35 betrieben, wobei die Regelpumpe 24 zusätzlich die Funktion eines Stellgliedes übernimmt, so daß ein zusätzliches Richtungssteuerventil und damit verbundene Verluste entfallen. Die als Stellglied verwendete Regelpumpe 24 ist dabei aus zwei Pumpen in Tandemausführung gebildet, die durch angebaute, vorsteuernde Regelventile und unterlagerte elektrohydraulische Regelkreise 101, 102 hochdynamisch sind und dadurch äußerst kurze Verstellzeiten erreichen, die in einem Bereich unterhalb von 100 ms, insbesondere unter 50 ms liegen. Auch beim Eilgangzylinder sind die Kolbenflächen 15, 16 gleich groß, so daß die Regelpumpe 24 beim Eilvorschub abwärts das aus der unteren Zylinderkammer 21 angesaugte Öl verdichtet und in die obere Zylinderkammer 19 fördert.
  • Abhängig von den Signalen des ersten Weggebers 56 kann kurz vor Erreichen des Werkzeugschlusses der Eilvorschub abwärts abgebremst und auf die Funktion Pressen umgeschaltet werden. Das Einleiten des Preßvorganges geschieht durch Entspannen des Kompressionsvolumens im unteren Kolbenraum 23 des Preßzylinders 12. Zu diesem Zweck wird von der elektronischen Steuereinrichtung 97 das proportional arbeitende Druckbegrenzungsventil 48 angesteuert, so daß jeder gewünschte Dekompressionsverlauf erzielt werden kann. Mit dem kontrollierten Druckabbau im unteren Kolbenraum 23 erfolgt die erste Phase des Preßkraftaufbaus, da der Kolben im Preßzylinder 12 durch den einseitigen Druckabbau nicht mehr kraftausgeglichen ist. Der Dekompressionsvorgang eignet sich für schnelle Bewegungsabläufe und ist zeitlich nur dadurch begrenzt, daß bei zu schneller Entspannung Schaltschläge auftreten können. In der erste Phase ist somit der Preßkraftaufbau vom Förderstrom der Regelpumpe 24 unabhängig. Etwa gleichzeitig wie das Druckregelventil 48 steuert die elektronische Steuereinrichtung 97 auch das 4/2-Wegeventil 36 an, um es aus seiner ersten Schaltstellung 39 in die Kreuzstellung 47 zu verstellen. In dieser Kreuzstellung 47 kann dabei beim Dekompressionsvorgang aus dem unteren Kolbenraum 23 abströmendes Druckmittel über die zweite Hauptleitung 38, das Ventil 36 und die erste Hilfsleitung 45 zur zweiten Arbeitsleitung 33 und somit auf die Saugseite 32, 61 der Regelpumpe 24 gelangen. Damit können Energieverluste in der Dekompressionsphase weiter verringert werden. In der Kreuzstellung 47 des Wegeventils 36 wird der obere Kolbenraum 22 des Preßzylinders 12 parallel zur oberen Zylinderkammer 19 im Eilgangzylinder 11 an die Druckseite 28, 29 der Regelpumpe 24 angeschlossen. Die Ölkompression auf maximalen Preßdruck beginnt nach dem Umschalten des Wegeventils 36 ab dem noch in der oberen Zylinderkammer 19 bzw. dem oberen Kolbenraum 22 befindlichen Druckpunkt. Der Druckanstieg vollzieht sich somit in kürzerer Zeit, da die Kompression zum maximalen Preßdruck nicht von einem Druckniveau Null ausgehen muß. Der maximale Preßdruck, der noch um einiges höher liegt als der vorgespannte Systemdruck und in einem Bereich um z. B. 280 bar liegen kann, wird somit über möglichst kurze Druckaufbauphasen erreicht, so daß die Verlustenergie gering und andererseits der Wirkungsgrad hochgehalten wird.
  • Wie die Figur 3 näher zeigt, in der der Durchfluß Q in Abhängigkeit vom Druck p aufgezeigt ist, verarbeitet die elektronische Steuereinrichtung 97 die Signale des ersten Druckgebers 52 derart, daß beim Pressen die Regelpumpe 24 nach einer hyperbolischen Leistungsbegrenzungskurve 103 geregelt werden kann. Als Maß für den Durchfluß Q wird dabei die Lage des Hubrings in den Radialkolbenpumpen 25, 26 benutzt.
  • Beim Pressen arbeitet somit der Eilgangzylinder 11 zusammen mit der Regelpumpe 24 in dem geschlossenen, ersten hydraulischen Kreis 34. Beim Preßzylinder 12 wird dagegen während der Dekompressionsphase über das erste Druckbegrenzungsventil 48 Öl zum Tank 51 abgeführt, das in dem ansonsten geschlossenen, zweiten hydraulischen Kreis 35 fehlt. Der Regelpumpe 24 wird daher auf seiner Saugseite 32, 61 über die Speiseleitung 69 und das Rückschlagventil 67 bei Bedarf kühles, frisches Öl aus dem Tank 51 zugeführt. Diese Frischölzuführung wirkt zugleich einer Temperatursteigerung in den geschlossenen hydraulischen Kreisen entgegen.
  • Gleichzeitig mit der Abwärtsbewegung der Kolbenstangen 13 im Preßzylinder 12 wird beim Vorgang Pressen der Ziehkissenzylinder 14 durch den Preßzylinder 12 betätigt. Dabei wird dessen Kolbenstange eingeschoben gegen einen am zweiten Druckbegrenzungsventil 65 eingestellten Druck, wobei bei nichtbetätigtem Steuerventil 64 in an sich bekannter Weise eine Einspeiseschaltung wirksam wird, bei der überflüssiges Öl aus dem Ziehkissenzylinder 14 über die Rücklaufleitung 49 zum Tank 51 abgeführt wird.
  • Nach beendetem Preßvorgang und damit stillstehender Kolbenstange 13 wird das 4/2-Wegeventil 36 von seiner beim Pressen wirksamen Kreuzstellung 47 wieder zurückgeschaltet in seine erste Schaltstellung 39. Dies kann jedoch erst erfolgen, nach dem mit dem ersten Druckbegrenzungsventil 48 der Druck im unteren Kolbenraum 23 des Preßzylinders 12 wieder auf einen relativ hohen Druck, nämlich den Systemdruck hochgefahren ist und damit die Entlastung zum Tank 51 absperrt. In der ersten Schaltstellung 39 des Wegeventils 36 werden die beiden Hauptleitungen 37, 38 miteinander verbunden, so daß sich der maximale Preßdruck im oberen Kolbenraum 22 über die Ringleitung 35 zum unteren Kolbenraum 23 hin ausgleicht. Bei diesem Dekompressionsvorgang wird der maximale Preßdruck auf einen Systemdruck von z. B. 250 bar in der Ringleitung 35 abgebaut. Der Preßzylinder 12 ist dabei kraftausgeglichen, da seine Kolbenflächen 17, 18 gleich groß sind. Durch den im geschlossenen Kreis 35 aufrechterhaltenen Systemdruck entfällt eine Dekompressionsphase, so daß hierbei Energieverluste verringert werden und auch eine Zeitersparnis erzielt wird. Da bei diesem Umschalten des Wegeventils 36 die erste Arbeitsleitung 31 zum Eilgangzylinder 11 von der Ringleitung 35 getrennt wird, wird in der oberen Zylinderkammer 19 bei diesem Vorgang noch der maximale Preßdruck aufrechterhalten. Dieser Umschaltvorgang stellt sich in Figur 3 durch einen Punkt 104 auf der p-Achse (Q = 0) dar, bei dem keine Druckmittelmenge zu den Zylindern 11, 12 strömt. Das elektrohydraulisch vorgesteuerte Wegeventil 36 wird bei diesen Umschaltvorgängen mit Steueröl aus dem Steuerkreis 92 versorgt.
  • Anschließend an das Umschalten des Wegeventils 36 nach dem durchgeführten Preßvorgang erfolgt der Vorgang Eilrücklauf. Dazu werden die Förderströme der Regelpumpe 24 umgerkehrt und zudem aufgeteilt, so daß die erste Radialkolbenpumpe 25 zum Eilgangzylinder 11 fördert, während der Ölstrom der zweiten Radialkolbenpumpe 26 zur Steuerung des Ziehkissenzylinders 14 benutzt wird. Während des Eilrücklaufs, wenn also die Kolbenstange 13 im Eilgangzylinder 11 aus ihrer unteren Endstellung wieder nach oben fährt und zugleich auch im Ziehkissenzylinder 14 die Kolbenstange ausgefahren wird, bleibt die hydraulische Vorspannung im geschlossenen Kreis 35 des Preßzylinders 12 aufrechterhalten. Beim Eilrücklauf wird das anfangs in der oberen Zylinderkammer 19 des Eilgangzylinders 11 und in der ersten Arbeitsleitung 31 vorhandene Drucköl mit dem Ändern der Förderrichtung der Regelpumpe 24 durch die beiden Radialkolbenpumpen 25, 26 hindurch in die untere Zylinderkammer 21 bzw. zum Ziehkissenzylinder 14 hin dekomprimiert. Die Radialkolbenpumpe 25 arbeitet somit als Stellglied im ersten geschlossenen hydraulischen Kreis 34, so daß vorhandene Druckenergien im Druckmittel weitgehend ausgenutzt werden. Durch die hochdynamisch arbeitenden Radialkolbenpumpen 25, 26 mit Stellzeiten von weniger als 50 ms können dadurch Umsteuer- und Regelvorgänge gefahren werden, so daß auf mit Drosselverlusten behaftete Umsteuervorgänge mit Servoventilen verzichtet werden kann. Die elektronische Steuereinrichtung 97 kann dabei abhängig von den Signalen des ersten Weggebers 56 den Eilrücklauf nach Lage und Geschwindigkeit genau und schnell regeln. Zudem ist beim Eilrücklauf die Radialkolbenpumpe 26 von der elektronischen Steuereinrichtung 97 getrennt ansteuerbar, so daß auch der Bewegungsverlauf der ausfahrenden Kolbenstange im Ziehkissenzylinder 14 mit Hilfe des zweiten Weggebers 57 feinfühlig regelbar ist. Während beim Eilrücklauf sich in der oberen Zylinderkammer 19 und damit in der ersten Arbeitsleitung 31 ein relativ niedriger Druck von z. B. ca. 20 bar einstellt, genügt für die Aufrechterhaltung der Aufwärtsbewegung der Kolbenstange 13 ein Druck in der zweiten Arbeitsleitung 33, der wesentlich niedriger ist als der in der Ringleitung 35 herrschende Systemdruck und der z. B. ca. 1/3 des maximalen Preßdruckes ausmachen kann. Das vorgespannte Druckmittel im zweiten geschlossenen Kreis 35 des Preßzylinders 12 wird beim Eilrücklauf lediglich umgewälzt.
  • Für die Steuerung des Ziehkissenzylinders 14 während des Eilrücklaufs wird mit Hilfe des 4/2-Vorsteuerventils 66 die erste Ventilpatrone 59 zugesteuert, so daß die Zweigleitung 58 zwischen den nunmehr druckseitigen Anschlüssen 32, 61 beider Pumpen blockiert ist. Gleichzeitig wird die zweite Ventilpatrone 63 aufgesteuert, so daß Druckmittel über die Zulaufleitung 62 und das in seine rechte Schaltstellung geschaltete Steuerventil 64 zum Ziehkissenzylinder 14 strömen kann, dessen Kolben nach Art einer Tauchkolbenschaltung betrieben wird und dadurch ausfährt. Bei Bedarf kann dabei von den Pumpen 25, 26 über das Rückschlagventil 68 Öl nachgesaugt werden.
  • Am Ende des Eilrücklaufs mit in ihrer oberen Endstellung befindlichen Zylindern 11, 12, 14 kann der nächste Arbeitstakt mit dem Vorgang Eilvorschub abwärts begonnen werden, wozu die elektronische Steuereinrichtung 97 wiederum die als Stellglieder arbeitenden Regelpumpen 25, 26 in ihrer Strömungsrichtung umkehrt. Zugleich wird auch die Steuerung des Ziehkissenzylinders 14 beendet bzw. umgeschaltet, so daß die zweite Ventilpatrone 63 schließt, während die erste Ventilpatrone 59 öffnet. Das in der anderen Zylinderkammer 21 des Eilgangzylinders 11 befindliche, vorgespannte Drucköl wird anfangs über die saugseitigen Arbeitsanschlüsse 32, 61 der Regelpumpe 24 dekomprimiert. Auf diese Weise lassen sich bei geringen Energieverlusten kurze Druckaufbauphasen erreichen, so daß die hydraulische Steuereinrichtung 10 hohe Taktzahlen der Presse begünstigt.
  • Da in geschlossenen hydraulischen Kreisen durch Reibung, Drosselung usw. auftretende Energieverluste nie ganz vermieden werden können, ist es gerade bei hochdynamischen geschlossenen Kreisläufen wichtig, die auftretende Verlustwärme aus dem Kreis entsprechend abzuführen. Dabei muß dies so geschehen, daß während der einzelnen Arbeitszyklen keine instabilen Zustände auftreten. Bei der hydraulischen Steuereinrichtung 10 wird nun der Ölaustausch zum Abführen der Verlustwärme so vorgenommen, daß er nur bei einer Abwärtsbewegung der Kolbenstange 13, bezogen auf Figur 1, durchführbar ist. Zu diesem Zweck werden die beiden vorgesteuerten, stufenlos verstellbaren Drosselventile 75, 87 benutzt, mit deren Hilfe kühleres Frischöl aus dem Tank 51 in die beiden geschlossenen Kreise 34, 35 einführbar und erhitztes Öl aus ihnen zum Tank abführbar ist.
  • Zum Ölaustausch im zweiten Kreis 35 des Preßzylinders 12 wird das erste Drosselventil 75 aus seiner gezeichneten Grundstellung 85 in Richtung seiner Drosselstellung 86 aufgesteuert, so daß von der Füllpumpe 71 und von dem Hydrospeicher 72 kommendes Frischöl über die Versorgungsleitung 81 und die Fülleitung 84 in die erste Hauptleitung 37 gelangen kann, während gleichzeitig aus der zweiten Hauptleitung 38 erwärmtes Altöl über die Abführleitung 83 und die Tankleitung 82 zum Tank 51 zurückströmt. Während dieses Vorgangs bleibt das 4/2-Wegeventil 36 in seiner ersten Schaltstellung 39, so daß die beiden Hauptleitungen 37, 38 miteinander in Verbindung bleiben. Die Menge des in den Regelkreis 35 eingeführten Frischöls und damit auch die Menge des abzuführenden Altöls wird durch das Maß der Drosselung bestimmt, das mit dem ersten Drosselventil 75 stufenlos einstellbar ist.
  • Zum Ölaustausch im geschlossenen Kreis 34 des Eilgangzylinders 11 wird das zweite Drosselventil 87 aus seiner gezeichneten Ausgangsstellung 89 in Richtung seiner Drosselstellung 91 verstellt, so daß die Verbindung beider Abschnitte in der zweiten Arbeitsleitung 33 mehr oder weniger stark angedrosselt bzw. ganz unterbrochen wird, während gleichzeitig die Verbindung von der unteren Zylinderkammer 21 zur Rücklaufleitung 49 in entsprechend umgerkehrter Weise aufgesteuert wird. Abhängig von der Stellung des zweiten Drosselventils 87 wird daher aus der unteren Zylinderkammer 21 verdrängtes, erwärmtes Druckmittel über die Rücklaufleitung 49 zum Tank 51 abgeführt, während gleichzeitig kühleres Druckmittel von der Füllpumpe 71 über die Saugleitung 69 und das Rückschlagventil 67 auf die saugseitigen Arbeitsanschlüsse 32, 61 beider Radialkolbenpumpen 25 bzw. 26 zugeführt wird. Dieser Ölaustausch kann von der elektronischen Steuereinrichtung 97 in beiden Kreisen 34, 35 getrennt oder gemeinsam durchgeführt werden, wobei die Signale der Temperaturgeber 54, 55 verabeitet werden. Damit ist die Temperatur in den geschlossenen Kreisläufen 34, 35 nach Werten und Verlauf einstellbar.
  • Wie der in Figur 2 stark vereinfacht dargestellte elektrohydraulische Regelkreis 96 zeigt, werden durch die elektronische Steuereinrichtung 97 alle Regelventile für die Verstellung der Radialkolbenpumpen 25, 26, alle Druck- und Stromproportionalventile sowie nahezu alle Schaltventile angesteuert, wozu zusätzliche Steuerausgänge 105 vorgesehen sind. Die Signale von Weggebern 56, 57, Druckgeber 52 und Temperaturgeber 54 als Istwerte werden in der elektronischen Steuereinrichtung 97 verglichen mit den programmierten Sollwerten und zur Bestimmung der Ausgangs-, Regel- und Steuersignale an die elektrischen Stellglieder verwendet, so daß sowohl Positionen, Geschwindigkeiten, Drücke, Druckverläufe wie auch Öltemperaturen steuer- bzw. regelbar sind. Zur Eingabe von Sollwerten und anderen Signalen für die allgemeine Maschinensteuerung weist das elektrische Steuergerät 99 Eingänge 106 auf. Die elektronische Steuereinrichtung 97 holt sich über den Datenbus 98 die benötigten Werte und erlaubt eine komplette Steuerung bzw. Regelung der hydraulischen Steuereinrichtung 10, wobei durch Einsatz komplexer Regelstrategien zusammen mit Abtastzeiten im Regler von wenigen ms ermöglicht wird, daß eine hohe Genauigkeit der zu regelnden Größen erreicht wird.
  • Mit vorliegender hydraulischer Steuereinrichtung 10 lassen sich so in vorteilhafter Weise hohe Zykluszahlen erreichen, da notwendige Druckaufbau- und Druckabbauphasen möglichst klein und kurz gehalten werden. Durch das Betreiben hochdynamischer, reversierbarer Regelpumpen in geschlossenen hydraulischen Kreisen wird nicht nur ein hoher Wirkungsgrad erreicht, sondern auch ein weiches Umsteuern der Zylinder 11, 12 erreicht und eine verzögerungsfreie Bewegungsumkehr ermöglicht. Der Beschleunigungsdruck muß nicht mehr vor Bewegungsbeginn durch Ölkompression aufgebaut werden, sondern entsteht sofort beim Wechseln der Pumpenförderrichtung durch das bereits auf der Pumpenzulaufseite komprimierte Öl, das zum Zylinder gefördert wird. Durch das Betreiben der Steuereinrichtung 10 in einem elektrohydraulischen Regelkreis 96 läßt sich eine hohe Regelgüte und eine gute Dynamik der Zylinderantriebe erreichen, wobei neben dem Regeln unterschiedlicher Parameter auch eine Darstellung der hyperbolischen Leistungsbegrenzungskurve 103, der feinfühligen Dekompression und auch weiterer Funktionen möglich ist. Die hydraulische Steuereinrichtung 10 ist daher nicht zur Anwendung auf eine Ziehpresse begrenzt, sondern auch bei anderen Pressensteuerungen vorteilhaft anwendbar. Auch ist die kombinierte Anordnung von Eilgangzylinder und Preßzylinder mit durchgehender Kolbenstange 13 nur beispielhaft angegeben und kann auch durch gleichwirkende Zylinderantriebe ersetzt werden, indem z.B. beide Zylinder 11, 12 getrennt voneinander angeordnet werden und mechanisch miteinander gekoppelt sind. Auch kann es abhängig vom Anwendungsfall zweckmäßig sein, anstelle der verwendeten Tandempumpe eine einzige, reversierbare, hochdynamische Regelpumpe zu verwenden, wobei die Bauart nicht auf eine Radialkolbenpumpe begrenzt bleiben muß.

Claims (17)

  1. Hydraulische Steuereinrichtung (10) für eine Presse, die einen Eilgangzylinder (11) und einen mit diesem gekoppelten Preßzylinder (12) aufweist, von denen beide Seiten des Preßzylinders (12) über ein Ventil (36) miteinander verbindbar sind und diese Verbindung bei einem vor dem eigentlichen Pressen stattfindenden Eilvorschub abwärts auf einen Systemdruck vorspannbar ist, welcher Systemdruck zu Beginn des Preßhubs aus dem rückseitigen Kolbenraum (23) des Preßzylinders (12) ablaßbar ist, und mit einer zum Eilgangzylinder (11) führenden Arbeitsleitung (31), über die Druckmittel von einer Pumpe (24) mit Hilfe von Stellmitteln zum Eilgangzylinder (11) steuerbar ist, wobei der Eilgangzylinder eine kleinere Kolbenfläche (15, 16) als der Preßzylinder (12) aufweist und der Preßzylinder (12) gleich große Kolbenflächen (17, 18) hat, dadurch gekennzeichnet, daß der Eilgangzylinder (11) zwei gleich große Kolbenflächen (15, 16) aufweist, und daß der Eilgangzylinder (11) beim Eilgang mit der als hochdynamische, reversierbare Regelpumpe (24) ausgeführten Pumpe im geschlossenen hydraulischen Kreis (34) arbeitet, daß der Preßzylinder (12) in einem geschlossenen, das Ventil (36) aufweisenden, hydraulischen Kreis (35) liegt, wobei das Ventil als ein eine 4-Wege-2-Stellungs-Funktion aufweisendes Wegeventil (36) ausgebildet ist und daß beim Preßhub über das Wegeventil (36) der Preßzylinder (12) im gleichen Wirkungssinn wie der Eilgangzylinder (11) in den geschlossenen Hydraulik-Kreis (34) des Eilgangzylinders (11) mit einschließbar ist, wobei über ein verstellbares Druckbegrenzungsventil (48) der Druck aus dem rückseitigen Kolbenraum (23) des Preßzylinders (12) zum Tank (51) hin gesteuert herabsetzbar ist.
  2. Hydraulische Steuereinrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Regelpumpe (24) in einen elektrohydraulischen Regelkreis (96) geschaltet ist, dem als Istwert wenigstens die Signale eines mit einem der Zylinder (11, 12) verbundenen Weggebers (56) sowie insbesondere die Signale eines mit einem hydraulischen, geschlossenen Kreis (34) verbundenen, elektrohydraulischen Druckgebers (52) eingegeben werden.
  3. Hydraulische Steuereinrichtung nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß als Regelpumpe eine Tandempumpe (25, 26) vorgesehen ist, von denen eine zur Druckmittelversorgung eines hydraulischen Kreises (62, 64) für einen Ziehkissenzylinder (14) an letzteren anschließbar ist.
  4. Hydraulische Steuereinrichtung nach einem oder mehreren der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß der geschlossene hydraulische Kreis (35) des Preßzylinders (12) ohne Zwischenschaltung eines Energiespeichers ausgebildet ist.
  5. Hydraulische Steuereinrichtung nach einem oder mehreren der Ansprüche 1 bis 4, bei welcher der geschlossene hydraulische Kreis am Preßzylinder von einer Ringleitung gebildet ist, dadurch gekennzeichnet, daß das Wegeventil (36) eine andere, die Ringleitung (35) unterbrechende Schaltstellung (47) aufweist, in der es den Preßzylinder (12) bei gleichem Wirkungssinn wie der Eilgangzylinder (11) parallel zum Eilgangzylinder (11) an die Regelpumpe (24) anschließt.
  6. Hydraulische Steuereinrichtung nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß ein dritter Anschluß (43) des Wegeventils (36) mit einer ersten Arbeitsleitung (31) verbunden ist, die von einem ersten Arbeitsanschluß (28) der Regelpumpe (24) zur vorderseitigen Zylinderkammer (19) des Eilgangzylinders (11) führt, während ein erster Anschluß (41) des Wegeventils (36) mit einer zweiten Arbeitsleitung (33) Verbindung hat, die von der rückseitigen Zylinderkammer (21) des Eilgangzylinders (11) zu einem Zweiten Arbeitsanschluß (32) der Regelpumpe (24) führt, daß das Wegeventil (36) in der die Ringleitung (35) über seine beiden anderen Anschlüsse (42, 44) öffnenden ersten Schaltstellung (39) den ersten und dritten Anschluß (41, 43) blockiert und in der anderen, die Ringleitung (35) unterbrechenden Schaltstellung (47) den ersten Arbeitsanschluß (28) der Regelpumpe (24) mit dem vorderseitigen Kolbenraum (22) des Preßzylinders (12) verbindet, während dessen rückseitiger Kolbenraum (23) mit dem zweiten Arbeitsanschluß (32) der Regelpumpe (24) Verbindung hat.
  7. Hydraulische Steuereinrichtung nach einem oder mehreren der Ansprüche 3 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Tandempumpe (24) aus einer ersten und zweiten Pumpe (25, 26) besteht, von denen der zweite Arbeitsanschluß (61) der zweiten Pumpe (26) über eine Zweigleitung (58) an die zweite Arbeitsleitung (33) angeschlossen ist und daß die Zweigleitung (58) über ein hydraulisch vorgesteuertes Ventil (59, 66) geführt ist, das bei einer Lage der zweiten Arbeitsanschlüsse (32, 61) auf der Saugseite diese beiden (32, 61) miteinander verbindet, während bei ihrer Lage auf der Druckseite die zweite Pumpe (26) von der ersten Pumpe (25) durch das Ventil (59) getrennt ist und mit einem Steuerventil (64) für die Betätigung des Ziehkissenzylinders (14) in Verbindung steht.
  8. Hydraulische Steuereinrichtung nach einem der Ansprüche 3 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Tandempumpe (24) zwei vorzugsweise gleich große Pumpen (25, 26) aufweist, die insbesondere gemeinsam oder getrennt ansteuerbar sind.
  9. Hydraulische Steuereinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß die Regelpumpe eine Radialkolbenpumpe (25, 26) ist, deren Hubringstellung gemessen und in einem unterlagerten elektrohydraulischen Regelkreis (101, 102) verarbeitet wird so daß eine hochdynamische Regelpumpe mit Stellzeiten insbesondere unter 100 ms erreicht wird.
  10. Hydraulische Steuereinrichtung nach einem oder mehreren der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß ein erstes Proportional-Drosselventil (75) vorgesehen ist, mit dem von einer zweiten Druckmittelquelle (71, 72) Druckmittel in einen Teil (37) der ersten Ringleitung (35) einführbar und aus derem anderen Teil (38) abführbar ist.
  11. Hydraulische Steuereinrichtung nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß ein zweites Proportional-Drosselventil (87) in die zweite Arbeitsleitung (33) zwischen rückseitiger Zylinderkammer (21) des Eilgangzylinders (11) und die Regelpumpe (24) geschaltet ist, wodurch die rückseitige Kammer (21) zum Tank (51) entlastbar ist und daß die zweite Arbeitsleitung (33) im Bereich zwischen zweitem Drosselventil (87) und Regelpumpe (24) über eine Speiseleitung (69) mit der zweiten Druckmittelquelle (71, 72) in Verbindung steht.
  12. Hydraulische Steuereinrichtung nach Anspruch 10 oder 11, dadurch gekennzeichnet, daß das erste Drosselventil (75) als stetig arbeitendes 4-Wege-Ventil ausgebildet ist, das in einer Grundstellung (85) seine vier Anschlüsse (76 bis 79) blockiert und in seiner Drosselendstellung (86) die zweite Druckmittelquelle (71) mit dem zum vorderseitigen Kolbenraum (22) führenden Teil (37) der ersten Ringleitung (35) verbindet, während der vom rückseitigen Kolbenraum (23) kommende Teil (38) der Ringleitung (35) mit dem Tank (51) Verbindung hat.
  13. Hydraulische Steuervorrichtung nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß das zweite Drosselventil (87) als stetig arbeitendes 3-Wege-Ventil ausgebildet ist, das in seiner federzentrierten Ausgangsstellung (89) die erste Arbeitsleitung (33) offen hält und den zum Tank (51) entlasteten Anschluß blockiert, während es in seiner Drosselendstellung (91) den Anschluß zur Regelpumpe (24) blockiert und die rückseitige Zylinderkammer (21) des Eilgangzylinders (11) zum Tank (51) entlastet.
  14. Hydraulische Steuervorrichtung nach einem oder mehreren der Ansprüche 10 bis 13 , dadurch gekennzeichnet, daß das erste Drosselventil (75) und die Speiseleitung (69) parallel an die zweite Druckmittelquelle (71, 72) angeschlossen sind und insbesondere jeweils durch zum Drosselventil (75) bzw. zur Regelpumpe (24) hin öffnende Rückschlagventile (80, 67, 68) abgesichert sind.
  15. Hydraulische Steuervorrichtung nach einem oder mehren der Ansprüche 1 bis 14, dadurch gekennzeichnet, daß in beiden, dem Eilgangzylinder (11) und dem Preßzylinder (12) zugeordneten Druckmittel-Arbeitskreisen (34, 35) jeweils ein Temperatursensor (54, 55) angeordnet ist, deren Signale eine Ölaustausch-Phase beeinflussen.
  16. Hydraulische Steuereinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 15, dadurch gekennzeichnet, daß die geschlossenen hydraulischen Kreise (34, 35) mit den zugehörigen Verbindungen zu den hydraulischen Steuerelementen (36, 75, 87, 59, 63) in einem Maschinenblock für Einbau-Ventiltechnik angeordnet sind.
  17. Hydraulische Steuereinrichtung nach einem der Ansprüche 2 bis 16, dadurch gekennzeichnet, daß eine die Istwerte von Weg-, Druck- und Temperatur-Geber (57, 56, 55, 54, 53, 52) verarbeitende elektronische Steuereinrichtung (97) vorgesehen ist, über welche die beiden reversierbaren Regelpumpen (25, 26) getrennt ansteuerbar sind.
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