EP1419861A1 - Vorrichtung zum rotativen Stanzen von Stanzgut, insbesondere von extrudierten Endlosprofilen - Google Patents

Vorrichtung zum rotativen Stanzen von Stanzgut, insbesondere von extrudierten Endlosprofilen Download PDF

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EP1419861A1
EP1419861A1 EP03025561A EP03025561A EP1419861A1 EP 1419861 A1 EP1419861 A1 EP 1419861A1 EP 03025561 A EP03025561 A EP 03025561A EP 03025561 A EP03025561 A EP 03025561A EP 1419861 A1 EP1419861 A1 EP 1419861A1
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EP
European Patent Office
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drum
shaped tool
tool carrier
toothed belt
chain
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EP03025561A
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Franz-Josef Märdian
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Mardian Werkzeug- und Maschinenbau GmbH
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Mardian Werkzeug- und Maschinenbau GmbH
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    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
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    • B44B—MACHINES, APPARATUS OR TOOLS FOR ARTISTIC WORK, e.g. FOR SCULPTURING, GUILLOCHING, CARVING, BRANDING, INLAYING
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    • B44B5/0004—Machines or apparatus for embossing decorations or marks, e.g. embossing coins characterised by the movement of the embossing tool(s), or the movement of the work, during the embossing operation
    • B44B5/0009—Rotating embossing tools

Definitions

  • the invention relates to a device for rotary punching of punched material according to the preamble of protection claim 1.
  • Rotary punching machines are already known, such as the German one Laid-open publication 23 53 226. With these punching devices, the Punching process between two axially parallel, circumferentially opposite Stamping drums, one as a male with cutting punches and the other as Matrix is formed with cutting holes.
  • the radial distance between the two Punching drums are selected so that on the one hand there is a passage gap for the punched material is present and on the other hand penetration of the cutting punch in the Cutting holes in the die takes place.
  • the band-shaped material to be cut runs tangentially through the passage gap.
  • the synchronous operation of the punch drums is achieved by that at the front of the two punch drums, one with the Stamping drum connected gear is arranged, which is thus the same Rotation speed as the punch drums possesses.
  • the gears are designed so that they are in the operating state comb together. As a result, the two punch drums are precisely synchronized guaranteed.
  • the maximum possible distance adjustment is limited to a few millimeters, however If the distance between the two punch drums is too large, this will cause mutual interference two gears for synchronization and thus the synchronization of the two Punch drums would be lost.
  • a distance adjustment within the above-mentioned limits is off, for example known from DE 41 25 508 C2.
  • An opposite rotation of the Eccentric bushes cause a change in the distance between the drive shaft and thus the drum-shaped tool carrier.
  • the invention is based on the object To specify punching device in which a significant increase in radial Distance between the two punch drums is possible.
  • An advantageous embodiment of the invention provides that the drum-shaped Tool carrier for making a large radial change in distance by one to pivot the axis of rotation parallel to the axis of rotation.
  • the Tool carrier rotatably mounted on one or both sides on swivel arms.
  • a linear guide is proposed according to the invention, at one or both drum-shaped tool carriers rotatable on a slide are stored, which is arranged displaceably on guide rods.
  • a first way of realizing the secondary synchronization of the two drum-shaped tool carriers consist of the use of their own motor as a drive for the tool carrier.
  • the motors preferably in the form of a step or Linear motors are electronically controlled, with a microprocessor The speed of both motors is monitored and control pulses are triggered if there is a speed difference sends one or both motors to achieve synchronism.
  • An alternative embodiment of the invention provides secondary synchronization with the help of chain or toothed belt wheels, each indirectly or are directly connected to the rotating tool carriers in a rotationally fixed manner. Under Interposition of a compensating mechanism through the radial Change in distance between the two drum-shaped tool carriers Change in the course of the timing belt compensated.
  • the Tension in the belt preferably kept constant.
  • the compensation mechanism consists essentially of a deflection wheel that the Change in the course of the synchronization belt follows. This can be done, for example, by linear guidance of the deflection wheel takes place, with a change in position of the deflection wheel against the spring force of a spring element, so that also a return to the original position is guaranteed.
  • An advantageous embodiment of the invention alternatively provides the deflection wheel to attach to an angle lever, which is operated via a connecting rod. Since in the course of radial changes in the distance between the tool carriers, the angle levers and the If the connecting rod moves relative to each other, a Pivotal movement of the angle lever and thus to adjust the deflection wheel to the extent that the timing belt is changed.
  • the connecting rod has a tension spring between the connecting rod and the fixed bearing point of the Connecting rod works.
  • the spring force applied by the tension spring is used for Timing belt tension.
  • the resilience can be Adjustable using a screw nut placed on the connecting rod his.
  • an embodiment of the invention is preferred in which by use Another deflection wheel influences the course of the synchronization belt is that as large a contact area as possible between the drive belt and the toothed belt wheels.
  • the enlargement of the contact area ensures greater security in achieving synchronization of the two tool carriers.
  • the drive for the drum-shaped tool carrier is advantageously used the means for secondary synchronization.
  • the drive motor can its drive sprocket directly on the belt for synchronization or else via another chain or toothed belt wheel with the synchronization belt be coupled. The latter case enables the diameter of the Chain or toothed belt wheels perform a step-up or step-down on the Drive side.
  • drum-shaped tool carrier not on both sides on a continuous shaft, but at least only one of the two drum-shaped tool carriers to store on one side. This has the advantage of also axially inserting the material to be cut To be able to thread passage gap between the two tool carriers.
  • FIG. 1 is a rectangular Designated footplate, from which two axially opposite one another Guide rods 2 protrude.
  • the upper ends of the guide rods 2 carry one Head plate 3, which is arranged in a plane parallel to the foot plate 1 and in the Vertical projection with this is congruent.
  • Both the footplate 1 and the Head plate 3 have a circumferential offset 4 at its edge, which for Includes housing walls, not shown.
  • the footplate 1 has one circular opening 6 on (Fig. 1) through which the accumulating during operation Punching waste is passed out of the housing.
  • the guide rods 2 are in the lower region of one of the guide rods 2 connecting camp chair 7 with a front 10 and a rear 11 fixed enclosed, which is also connected to the base plate 1. Footplate 1, Guide rods 2 and bearing chair 7 thus form a rigid unit.
  • the middle part 8 of the bearing bracket 7 bridging the distance between the guide rods 2 forms a pivot bearing for a hollow shaft 9 which rotates about a horizontal axis 14.
  • a hollow shaft 9 which rotates about a horizontal axis 14.
  • On at the front end of the hollow shaft 9 is a cylindrical coaxial Centering pin 12.
  • On the opposite rear end of the hollow shaft 9 a coaxial shaft nose 13 is also set.
  • the middle part 8 of the bearing chair 7 has on the front 10 a coaxial around the Centering pin 12 extending circular disc-shaped depression 15 ( Figure 1), the one on the centering pin 12 stationary gear 16 receives.
  • the centering pin 12 one-sided through a front disk body 17th closed perforated drum 18 as a stamping die, the outer circumference with a Sequence of radially aligned cutting holes 19 is provided.
  • the bearing slide 21 is composed lateral vertical guide bushes 22 which are slidable on the guide rods 2 sit and a middle part 23 connecting the guide bushings 22 for training a pivot bearing.
  • the bearing slide 21 is thus able to perform a linear movement run along the guide rods 2.
  • a spindle drive 24 is provided as the drive for the linear movement Adjustment spindle 25 in the middle and axially parallel between the guide rods 2 in one screwed to the head plate 3 screw bearing 26 is freely rotatable.
  • the Adjustment spindle 25 interacts with a spindle nut 27 which is centered on the Top of the middle part 23 of the bearing carriage 21 is attached.
  • a vertical bore 28 in the Middle part 23 introduced to the adjusting spindle 25 during a lifting movement of the To be able to accommodate slide 21.
  • That from the top of the head plate 3 projecting end of the adjusting spindle 25 carries a handwheel 29 for actuating the Spindle drive 24.
  • the bearing slide 21 leads one linear lifting and lowering movement, which is limited by the top plate 3 is and down by spacers 40 which on the top of the bearing block 7th are loosely arranged in the area around the guide rods 2.
  • the middle part 23 of the bearing slide 21 connecting the two guide bushings 22 again forms a pivot bearing for a hollow shaft 29 which is horizontal and for Axis 14 rotates parallel axis 30.
  • the front end of the hollow shaft 29 carries a coaxial centering pin 31.
  • On the opposite rear end of the Hollow shaft 29 in turn has a coaxial shaft nose 32.
  • a coaxial toothed belt wheel 39 is fixed to the shaft nose 32 screwed.
  • the hollow shaft 29, the centering pin 31, the Shaft nose 32, gear wheel 34, punch drum 36 and toothed belt wheel 39 a rigid unit rotating about the axis 30, which is stationary with respect to the Bearing carriage 21, but linearly displaceable with respect to the guide rods 2 the base plate 1 or head plate 3 is arranged.
  • the bearing slide 21 In the operating state, the bearing slide 21 is in the lowered position, wherein the underside of the bearing carriage 21 makes direct contact with those on the top of the Bearing chair 7 has spacers 40 lying.
  • the lowered position can by Actuation of the spindle drive 24 can be achieved, the spacers 40 a form the stop limiting the lowering movement.
  • the perforated drum 18 and the punch drum 36 lie with it their circumference in a small radial defining a passage gap 41 (FIG. 4) Distance opposite.
  • the passage gap 41 serves the horizontal and with respect to the Perforated drum 18 or punch drum 36 does not perform tangentially punched goods shown.
  • the height of the passage gap 41 becomes dependent the thickness of the punched material by using spacers 40 of different thicknesses set.
  • the perforated drum 18 and the punch drum 36 are in one defined relative position to each other, in which the cutting punch 37 in the course of engage counter-rotating rotation in the cutting holes 19. That it defined relative position of the perforated drum 18 and punch drum 36 to one another remains achieved by a primary synchronization with the help of gears 16 and 34, which at comb the lowered carriage 21 together.
  • Low Distance adjustments in the millimeter range to adapt to the thickness of the punched material are compensated for by a suitable design of the tooth flanks, whereby the requirement is that the backlash must be less than the cutting clearance between cutting punch 37 and cutting holes 19.
  • Perforated drum 18 and punch drum 36 are on the back of the Device according to the invention, means for a secondary synchronization provided, which are shown in particular in FIG. 3.
  • the secondary synchronization means include those already included described toothed belt wheels 20 and 39 additionally a deflection wheel 42 and Compensation mechanism 43.
  • the deflection wheel 42 is in the immediate vicinity of the Toothed belt wheel 20 and in one plane with this rotatable on the central part 8 of the Bearing chair 7 attached.
  • the compensating mechanism 43 has a two-armed angle lever 44 which a fixed fulcrum 45 pivotally mounted with respect to the bearing block 7 is.
  • the vertical arm of the bell crank 44 rotates at its end mounted deflection wheel 47.
  • the horizontal arm is articulated at its end a spring-loaded connecting rod 49, the other end in the bearing point 50 is attached to the bearing slide 21.
  • the bearing point 50 enables storage of the Connecting rod 49 with two degrees of freedom, the pivoting movement of the Connecting rod 49 around the bearing point 50 and a longitudinal displacement of the Allow connecting rod 49 radially to bearing point 50.
  • the connecting rod 49 is over one Part of its length is surrounded by a compression spring 51, the spring force of which on the Connecting rod 49 seated adjusting nut 53 is adjustable, in that of the Adjusting nut 53 is biased against the bearing point 50.
  • the spring 51 applies a compressive force to the end of the horizontal arm of the bell crank 44, which causes an outward sideways movement of the deflection wheel 47.
  • the secondary synchronization means comprise a closed and double-sided toothed belt 52 which runs over the upper toothed belt wheel 39 and is continued with changing the contact side to the lower toothed belt wheel 20.
  • the Toothed belt 52 passed over the pulley 42 and from there to Compensation mechanism 43, where a return to the upper via the deflection wheel 47 Toothed belt wheel 39 takes place.
  • the tension of the toothed belt 52 is in the described type achieved via the setting of the pressure force of the spring 51.
  • the operation of the compensating mechanism 43 is shown when lifting the Bearing slide 21 from the lowered operating position in the direction of the head plate 3.
  • the vertical movement taking place is via the bearing point 50 on the Connecting rod 49 and further on the end of the horizontal arm of the Transfer lever 44, which then pivots around the fixed Pivot 45 executes. Due to the swivel movement, a Horizontal movement of the deflection wheel 47 seated at the end of the vertical arm initiated, the amount of which corresponds exactly to the vertical movement.
  • the Toothed belt 52 ensures the synchronization of even at a large distance Hole drum 18 and punch drum 36, which ensures that when Lowering the bearing slide 21 in the operating position engaging the gears 16 and 34 takes place and the primary synchronization is thus restored.
  • the drive for the rotary punching device according to the invention is also from FIG 3 can be seen.
  • the toothed belt wheel 55 and the deflection wheel 42 are non-rotatably on a common shaft, so that the Rotation of the toothed belt wheel 55 is transmitted to the smaller deflection wheel 42 and such a reduction of the drive is realized.
  • the drive for the punch drum 36 and the perforated drum 18 thus takes place starting from the deflection wheel 42, which over the Toothed belt 52 and the toothed belt wheels 20 and 39 drives the hollow shafts 9 and 29.
  • the speed of the drive motor can be regulated via its torque, which the The advantage is that adaptation to fluctuating throughput speeds of the punched material takes place independently.
  • Another way of controlling the Drive motor can be determined by detecting the actual throughput speed, for example using a measuring wheel. From the actual Throughput speed can then determine a control pulse for the drive motor and be transferred.
  • FIG. 5 An alternative embodiment of the invention for synchronizing the rotation of the Stamping drum 36 and perforated drum 18 are shown in FIG. 5.
  • the basic structure of the rotary punching device corresponds to that of the storage chair 7, the bearing slide 21, the punch drum 36th and the perforated drum 18 and the Gears 16 and 34 of those described in Figures 1 to 4, so that for the same Parts with the same reference numerals are used.
  • the secondary synchronization takes place via a Microprocessor 60, the data cable 61 and 62 with both motors 56 and 58 is connected and monitors the respective speed of the two motors 56 and 58, compares with each other and in the event of a speed difference control pulses to one or both motors 56, 58 are transmitted to achieve synchronization.
  • the primary Synchronization takes place as described under Figures 1 to 4 using the Gears 34 and 16.

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Abstract

Die Erfindung betrifft eine Vorrichtung zum rotativen Stanzen von Stanzgut, insbesondere von extrudierten Endlosprofilen. Die Vorrichtung weist einen um eine erste Achse (30) rotierenden trommelförmigen Werkzeugträger (36) auf, der über seinen Umfang verteilte radiale Schneidstempel (37) besitzt. Weiter weist die Erfindung einen um eine zweite Achse (14) rotierenden trommelförmigen Werkzeugträger (18) auf, mit über den Umfang verteilten radialen Schneidlöchern (19). Dabei sind die erste Achse (30) und die zweite Achse (14) achsparallel und derart im Abstand zu einander angeordnet, dass zwischen dem ersten Werkzeugträger (36) und dem zweiten Werkzeugträger (18) ein radialer Abstand zur Bildung eines Durchtrittsspalts für das Stanzgut vorhanden ist, wobei die über den Umfang hinausragenden Schneidstempel (37) im Zuge der gegenläufigen Rotation der trommelförmigen Werkzeugträger (36, 18) in die Schneidlöcher (19) eindringen. Primäre Synchronisationsmittel in Form von miteinander kämmenden Zahnrädern (34, 16), die jeweils ortsfest bezüglich des Werkzeugträgers (36) bzw. (18) auf der Achse (30) bzw. (14) sitzen, sorgen für einen Synchronlauf der beiden Werkzeugträger (36, 18) solange der Durchtrittsspalt nicht größer als die Zahnhöhe ist. Erfindungsgemäß werden sekundäre Synchronisationsmittel zur Einhaltung des Gleichlaufs zwischen den beiden Werkzeugträgern (36, 18) vorgeschlagen, die auch bei großem radialem Abstand zwischen den beiden Werkzeugträgern (36, 18) wirksam sind, selbst wenn die Zähne des ersten Zahnrads (34) und die Zähne des zweiten Zahnrads (16) nicht mehr miteinander in Eingriff stehen. Auf diese Weise lässt sich ein hoher Durchtrittsspalt (41) einstellen, wodurch ein Einfädeln des Stanzguts zwischen den beiden Werkzeugträgern (36, 18) erheblich erleichtert wird, ohne dass dabei der Gleichlauf der beiden Werkzeugträger (36, 18) verloren geht. <IMAGE>

Description

Die Erfindung betrifft eine Vorrichtung zum rotativen Stanzen von Stanzgut gemäß dem Oberbegriff des Schutzanspruchs 1.
Rotationsstanzmaschinen sind bereits bekannt, wie beispielsweise die deutsche Offenlegungsschrift 23 53 226 belegt. Bei diesen Stanzvorrichtungen erfolgt der Stanzvorgang zwischen zwei achsparallelen, sich umfangsseitig gegenüberliegenden Stanztrommeln, von denen eine als Patrize mit Schneidstempeln und die andere als Matrize mit Schneidlöchern ausgebildet ist. Der radiale Abstand der beiden Stanztrommeln ist so gewählt, dass einerseits ein Durchtrittsspalt für das Stanzgut vorhanden ist und andererseits ein Eindringen der Schneidstempel in die Schneidlöcher der Matrize stattfindet. Das bandförmige Stanzgut läuft dabei tangential durch den Durchtrittsspalt hindurch.
Voraussetzung für diese Art des Stanzens ist, dass die zusammenwirkenden Stanztrommein exakt synchron rotieren, da nur so gewährleistet ist, dass die Schneidstempel immer auf ein Schneidloch treffen. Ist der Synchronlauf gestört, treffen die Schneidstempel wenigstens teilweise neben die zugehörigen Schneidlöcher, was im weiteren zu einer Zerstörung der Stanztrommeln und schließlich zu einem Betriebsausfall der Rotationsstanzmaschine führt.
Um dies zu verhindern wird der Synchronlauf der Stanztrommeln dadurch erreicht, dass an der Stirnseite der beiden Stanztrommeln jeweils ein fest mit der Stanztrommel verbundenes Zahnrad angeordnet ist, das somit die gleiche Rotationsgeschwindigkeit wie die Stanztrommeln besitzt. In ihren Abmessungen und ihrer Anordnung sind die Zahnräder so ausgebildet, dass sie im Betriebszustand miteinander kämmen. Dadurch ist ein exakter Gleichlauf der beiden Stanztrommeln gewährleistet.
Beim Betrieb derartiger Stanzmaschinen ergibt sich von Zeit zu Zeit die Notwendigkeit, den radialen Abstand der Stanztrommeln geringfügig zu verstellen. Dies kann zur Anpassung an unterschiedliche Dicken des Stanzguts oder zur Kompensierung des Verschleißes der Schneidstempel geschehen. Die dabei maximal mögliche Abstandsverstellung beschränkt sich allerdings auf wenige Millimeter, da mit zu großem Abstand zwischen den beiden Stanztrommeln ein gegenseitiger Eingriff der beiden Zahnräder zur Synchronisation und damit der Gleichlauf der beiden Stanztrommeln verloren gehen würde.
Eine Abstandsverstellung innerhalb der oben genannten Grenzen ist beispielsweise aus der DE 41 25 508 C2 bekannt. Dort findet eine Lagerung der Antriebswellen für die Werkzeugscheiben innerhalb von Exzenterbuchsen statt. Ein gegenläufiges Drehen der Exzenterbuchsen bewirkt dabei eine Abstandsänderung der Antriebswelle und somit der trommelförmigen Werkzeugträger.
In der Praxis erweist sich jedoch die auf wenige Millimeter beschränkte Abstandsverstellung der Stanztrommeln als nicht ausreichend, da dies der Forderung nach bestmöglicher Zugänglichkeit für Wartungs- und Reparaturarbeiten entgegensteht.
Insbesondere beim Einsatz gattungsgemäßer Stanzvorrichtungen innerhalb von Extrudierstraßen kommt der lediglich eingeschränkten Abstandsverstellung eine besonders nachteilhafte Folgewirkung zu. Bei diesem Einsatzzweck werden die aus dem Extruder kommenden Endlosprofile mit Hilfe von Rotationsstanzvorrichtungen geprägt oder gelocht. Die Besonderheit beim Extrudieren besteht dabei darin, dass beim Anfahren des Extruders das herzustellende Endlosprofil nicht schon seinen Sollquerschnitt, sondern am freien Ende zumeist eine unförmige Verdickung aufweist. Diese Verdickung verhindert ein Einfädeln des Endlosprofils in den Durchtrittsspalt der Rotationsstanzvorrichtung. So behilft man sich bis jetzt dadurch, indem man die Extrudiergeschwindigkeit drosselt, um dadurch Zeit zum Abtrennen des unförmigen Profilabschnitts zu gewinnen. Nach Einfädeln des abgeschnittenen Endlosprofils in den Durchtrittsspalt zwischen den Stanztrommeln kann dann die Extrudiergeschwindigkeit wieder gesteigert werden.
Diese Vorgehensweise führt jedoch zu erheblichen Störungen im Betriebsablauf, da für das Ablängen wenigstens zeitweise mehr Personal benötigt wird, aber auch mit jeder Geschwindigkeitsänderung beim Extrudieren Störeinflüsse auf den Herstellungsprozess stattfinden, die Abweichungen vom Sollmaß des extrudierten Profils nach sich ziehen und dadurch den Anteil an Ausschuss erhöhen.
Vor diesem Hintergrund liegt der Erfindung die Aufgabe zugrunde, eine Stanzvorrichtung anzugeben, bei der eine nennenswerte Vergrößerung des radialen Abstands der beiden Stanztrommeln möglich ist.
Diese Aufgabe wird durch eine Stanzvorrichtung mit den Merkmalen des Schutzanspruchs 1 gelöst.
Vorteilhafte Weiterbildungen ergeben sich aus den Unteransprüchen.
Mit der Erfindung gelingt es bei Rotationsstanzvorrichtungen erstmals, große radiale Abstandsänderungen der trommelförmigen Zerkleinerungswerkzeuge, die über die Zahnhöhe der zur Synchronisation vorhandenen Zahnräder hinausgehen, durchzuführen. Möglich wird das durch das Herstellen einer zweiten Synchronisation der trommelförmigen Werkzeugträger, die spätestens dann wirksam wird, wenn die Zahnräder der primären Synchronisation nicht mehr miteinander kämmen und daher deren Gleichlauf verloren gehen würde.
Zwar ist es auch möglich, eine erfindungsgemäße Rotationsstanzvorrichtung lediglich mit einer sekundären Synchronisation zu betreiben, erfindungsgemäß wird jedoch bevorzugt, die sekundäre Synchronisation zusätzlich zur primären Synchronisation einzusetzen. Die sekundäre Synchronisation übernimmt in diesem Fall die vorrangige Aufgabe beim Zusammenfahren der rotierenden Werkzeugträger, ein Einspuren der Zahnräder sicherzustellen. Auf diese Weise wird ein äußerst präziser Gleichlauf der trommelförmigen Werkzeugträger erzielt, der zu einer sehr zuverlässig arbeitenden Rotationsstanzvorrichtung führt.
Der Vorteil einer Rotationsstanzvorrichtung, die große radiale Abstandsänderungen der trommelförmigen Werkzeugträger ermöglicht, liegt auf der Hand. Neben der besseren Zugänglichkeit ist vor allem eine große Erleichterung beim Einsatz der Erfindung innerhalb von Extrudierstraßen festzustellen. Beim Anfahrprozess eines Extruders kann dank der Erfindung das den Extruder verlassende Strangprofil auch bei großen Abweichungen vom Sollquerschnitt leicht in die nachgeschaltete Rotationsstanzvorrichtung eingeführt werden. Betriebsstörungen, wie sie bei bekannten Rotationsstanzvorrichtungen die Regel waren, sind nicht mehr zu befürchten.
Eine vorteilhafte Ausführungsform der Erfindung sieht vor, die trommelförmigen Werkzeugträger zur Durchführung einer großen radialen Abstandsänderung um eine zur Rotationsachse parallele Drehachse zu schwenken. Zu diesem Zweck sind die Werkzeugträger ein- oder beidseitig an Schwenkarmen drehbar gelagert. Alternativ hierzu wird erfindungsgemäß die Verwendung einer Linearführung vorgeschlagen, bei der eine oder beide trommelförmigen Werkzeugträger drehbar an einem Schlitten gelagert sind, der auf Führungsstangen verschieblich angeordnet ist. Als Antrieb sowohl für die Schwenk- als auch die Linearbewegung wird gemäß der Erfindung ein Spindeltrieb vorgeschlagen, der manuell pneumatisch oder hydraulisch betrieben werden kann.
Eine erste Möglichkeit zur Realisierung der sekundären Synchronisation der beiden trommelförmigen Werkzeugträger besteht in dem Einsatz jeweils eines eigenen Motors als Antrieb für die Werkzeugträger. Die Motoren, vorzugsweise in Form eines Schrittoder Linearmotors, werden elektronisch gesteuert, wobei ein Mikroprozessor die Drehzahl beider Motoren überwacht und bei einer Drehzahldifferenz Steuerimpulse an einen oder beide Motoren zur Erzielung eines Gleichlaufs sendet.
Eine alternative Ausführungsform der Erfindung sieht eine sekundäre Synchronisation mit Hilfe von Ketten- oder Zahnriemenrädern vor, die jeweils mittelbar oder unmittelbar drehfest mit den rotierenden Werkzeugträgern verbunden sind. Unter Zwischenschaltung eines Ausgleichsmechanismus werden die durch die radiale Abstandsänderung der beiden trommelförmigen Werkzeugträger hervorgerufene Änderung im Verlaufs des Synchronisationsriemens kompensiert. Dabei wird die Spannung im Riemen vorzugsweise konstant gehalten.
Der Ausgleichsmechanismus besteht im wesentlichen aus einem Umlenkrad, das der Verlaufsänderung des Synchronisationsriemens folgt. Dies kann beispielsweise durch eine linear geführte Lagerung des Umlenkrads erfolgen, wobei eine Positionsänderung des Umlenkrads entgegen der Federkraft eines Federelements erfolgt, so dass auch ein Zurückstellen in die ursprüngliche Position gewährleistet ist.
Eine vorteilhafte Ausführungsform der Erfindung sieht alternativ vor, das Umlenkrad an einem Winkelhebel zu befestigen, der über eine Pleuelstange betätigt wird. Da im Zuge radialer Abstandsänderungen der Werkzeugträger der Winkelhebel und die Pleuelstange eine Relativbewegung zueinander ausführen, kommt es zu einer Schwenkbewegung des Winkelhebels und damit zu einem Verstellen des Umlenkrads in eben dem Maße wie der Verlauf des Synchronisationsriemens geändert wird.
In besonderer Ausgestaltung dieses Ausgleichsmechanismus besitzt die Pleuelstange eine Spannfeder, die zwischen Pleuelstange und dem fixen Lagerpunkt der Pleuelstange wirkt. Die von der Spannfeder aufgebrachte Federkraft dient zur Spannung des Synchronisationsriemens. Die Spannkraft kann dabei durch Verwendung einer auf der Pleuelstange aufgesetzten Schraubenmutter einstellbar sein.
Weiter ist eine Ausführungsform der Erfindung bevorzugt, bei der durch Verwendung eines weiteren Umlenkrads der Verlauf des Synchronisationsriemens so beeinflusst wird, dass damit eine möglichst große Kontaktfläche zwischen dem Antriebsriemen und den Zahnriemenrädern entsteht. Die Vergrößerung der Kontaktfläche sorgt für eine größere Sicherheit bei der Erzielung eines Gleichlaufs der beiden Werkzeugträger.
Der Antrieb für die trommelförmigen Werkzeugträger bedient sich vorteilhafterweise der Mittel für die sekundäre Synchronisation. Dabei kann der Antriebsmotor mit seinem Antriebsritzel direkt auf den Riemen zur Synchronisation einwirken oder aber über ein weiteres Ketten- oder Zahnriemenrad mit dem Synchronisationsriemen gekoppelt sein. Letzterer Fall ermöglicht durch geeignete Wahl der Durchmesser des Ketten- oder Zahnriemenräder die Ausführung einer Über- oder Untersetzung auf der Antriebsseite.
Eine weitere vorteilhafte Ausführungsform der Erfindung sieht vor, die trommelförmigen Werkzeugträger nicht beidseitig auf einer durchgehenden Welle, sondern zumindest einen der beiden trommelförmigen Werkzeugträger lediglich einseitig zu lagern. Daraus kommt man in den Vorteil, das Stanzgut auch axial in den Durchtrittsspalt zwischen den beiden Werkzeugträgern einfädeln zu können.
Die Erfindung wird nachstehend anhand eines in den Zeichnungen dargestellten Ausführungsbeispiels erläutert. Es zeigen
Fig. 1
eine Schrägansicht auf eine erfindungsgemäße Stanzvorrichtung,
Fig. 2
eine Vorderansicht auf die in Fig. 1 dargestellte Stanzvorrichtung,
Fig. 3
eine Rückansicht der in Fig. 1 dargestellten Stanzvorrichtung,
Fig. 4
einen Vertikalschnitt durch die erfindungsgemäße Stanzvorrichtung entlang der in Fig. 3 dargestellten Linie IV-IV und
Fig. 5
eine schematische Darstellung einer alternativen Anordnung zur Synchronisation zweier trommelförmiger Werkzeugträger.
Anhand der Fig.1 bis 4 wird nachfolgend der nähere Aufbau einer erfindungsgemäßen Rotationsstanzvorrichtung erläutert. Mit dem Bezugszeichen 1 ist eine rechteckförmige Fußplatte bezeichnet, aus der senkrecht zwei sich achsparallel gegenüberliegende Führungsstangen 2 ragen. Die obere Enden der Führungsstangen 2 tragen eine Kopfplatte 3, die in einer zur Fußplatte 1 parallelen Ebene angeordnet und in der Vertikalprojektion mit dieser deckungsgleich ist. Sowohl die Fußplatte 1 als auch die Kopfplatte 3 weisen an ihrem Rand einen umlaufenden Versatz 4 auf, der zur Aufnahme einer nicht dargestellten Gehäusewände dient.
Vor allem in den Fig. 1 und 4 sieht man eine in der Kopfplatte 3 angeordnete rechteckförmige Öffnung 5, die zur Durchführung der Versorgungsleitungen von einem nicht dargestellten Schaltschrank gedacht ist. Der Schaltschrank wäre direkt über der Öffnung 5 auf der Oberseite der Kopfplatte 3 zu befestigen. Die Fußplatte 1 weist eine kreisförmige Öffnung 6 auf (Fig. 1), durch welche der im Betrieb anfallende Stanzabfall aus dem Gehäuse geleitet wird.
Die Führungsstangen 2 werden im unteren Bereich von einem die Führungsstangen 2 verbindenden Lagerstuhl 7 mit einer Vorderseite 10 und einer Rückseite 11 fest umschlossen, der zudem mit der Fußplatte 1 verbunden ist. Fußplatte 1, Führungsstangen 2 und Lagerstuhl 7 bilden somit eine starre Einheit.
Der den Abstand der Führungsstangen 2 überbrückende Mittelteil 8 des Lagerstuhls 7 bildet ein Drehlager für eine Hohlwelle 9, die um eine horizontale Achse 14 rotiert. Auf dem vorderseitigen Ende der Hohlwelle 9 sitzt ein zylinderförmiger koaxialer Zentrierzapfen 12. Auf das gegenüberliegende rückseitige Ende der Hohlwelle 9 ist eine ebenfalls koaxiale Wellennase 13 gesetzt.
Der Mittelteil 8 des Lagerstuhls 7 besitzt auf der Vorderseite 10 eine koaxial um den Zentrierzapfen 12 verlaufende kreisscheibenförmige Vertiefung 15 (Figur 1), die ein auf dem Zentrierzapfen 12 ortsfest sitzendes Zahnrad 16 aufnimmt. Zusätzlich sitzt auf dem Zentrierzapfen 12 eine einseitig durch einen stirnseitigen Scheibenkörper 17 verschlossene Lochtrommel 18 als Stanzmatrize, deren äußerer Umfang mit einer Abfolge radial ausgerichteter Schneidlöcher 19 versehen ist.
Auf der gegenüberliegenden Rückseite 11 ist mit der Wellennase 13 ein koaxiales Zahnriemenrad 12 fest verschraubt. Die Hohlwelle 9 der Zentrierzapfen 12, die Wellennase 13, die Lochtrommel 18 sowie das Zahnriemenrad 20 bilden somit eine starre, um die Achse 14 rotierende Einheit, die ortsfest bezüglich der Fußplatte 1 bzw. Kopfplatte 3 angeordnet ist.
Direkt über dem Lagerstuhl 7 sieht man einen Lagerschlitten 21 mit einem dem Lagerstuhl 7 ähnlichem Aufbau. Der Lagerschlitten 21 setzt sich zusammen aus seitlichen vertikalen Führungsbuchsen 22, die verschieblich auf den Führungsstangen 2 sitzen und einem die Führungsbuchsen 22 verbindenden Mittelteil 23 zur Ausbildung eines Drehlagers. Der Lagerschlitten 21 ist somit in der Lage, eine Linearbewegung entlang den Führungsstangen 2 auszuführen.
Als Antrieb für die Linearbewegung ist ein Spindeltrieb 24 vorgesehen, dessen Verstellspindel 25 mittig und achsparallel zwischen den Führungsstangen 2 in einem mit der Kopfplatte 3 verschraubten Spindellager 26 frei drehbar gelagert ist. Die Verstellspindel 25 wirkt mit einer Spindelmutter 27 zusammen, die mittig auf der Oberseite des Mittelteils 23 des Lagerschlittens 21 befestigt ist. In der Achse der Verstellspindel 25 ist unterhalb der Spindelmutter 27 eine vertikale Bohrung 28 in das Mittelteil 23 eingebracht, um die Verstellspindel 25 bei einer Hubbewegung des Lagerschlittens 21 aufnehmen zu können. Das aus der Oberseite der Kopfplatte 3 ragende Ende der Verstellspindel 25 trägt ein Handrad 29 zum Betätigen des Spindeltriebs 24. Durch Drehen des Handrads 29 führt der Lagerschlitten 21 eine lineare Hub- und Senkbewegung aus, die nach oben von der Kopfplatte 3 begrenzt wird und nach unten von Distanzscheiben 40, die auf der Oberseite des Lagerstuhls 7 im Bereich um die Führungsstangen 2 lose angeordnet sind.
Der die beiden Führungsbuchsen 22 verbindende Mittelteil 23 des Lagerschlittens 21 bildet wiederum ein Drehlager für eine Hohlwelle 29, die um eine horizontale und zur Achse 14 parallele Achse 30 rotiert. Das vorderseitige Ende der Hohlwelle 29 trägt einen koaxialen Zentrierzapfen 31. Auf dem gegenüberliegenden rückseitigen Ende der Hohlwelle 29 sitzt wiederum eine koaxiale Wellennase 32.
Auf der Vorderseite des Lagerschlittens 21 ist eine um den Zentrierzapfen 31 koaxial angeordnete kreisscheibenförmige Vertiefung 33 dargestellt, die sich teilweise mit der Vertiefung 15 im Lagerstuhl 7 überschneidet. In der Vertiefung 33 sieht man ein drehfest auf dem Zentrierzapfen 31 sitzendes Zahnrad 34. Zusätzlich trägt der Zentrierzapfen 31 eine einseitig durch einen stirnseitigen Scheibenkörper 35 verschlossene Stanztrommel 36 als Patrize, derer äußerer Umfang eine Abfolge radial ausgerichteter Schneidstempel 37 aufweist.
Auf der Rückseite ist ein koaxiales Zahnriemenrad 39 fest mit der Wellennase 32 verschraubt. Auf diese Weise bilden die Hohlwelle 29, der Zentrierzapfen 31, die Wellennase 32, das Zahnrad 34, die Stanztrommel 36 sowie das Zahnriemenrad 39 eine starre, um die Achse 30 rotierende Einheit, die ortsfest bezüglich des Lagerschlittens 21, aber entlang der Führungsstangen 2 linear verschieblich bezüglich der Fußplatte 1 bzw. Kopfplatte 3 angeordnet ist.
Im Betriebszustand befindet sich der Lagerschlitten 21 in abgesenkter Position, wobei die Unterseite des Lagerschlittens 21 direkten Kontakt mit den auf der Oberseite des Lagerstuhls 7 liegenden Distanzscheiben 40 hat. Die abgesenkte Position kann durch Betätigen des Spindeltriebs 24 erreicht werden, wobei die Distanzscheiben 40 einen die Absenkbewegung begrenzenden Anschlag bilden.
In abgesenkter Position liegen sich die Lochtrommel 18 und die Stanztrommel 36 mit ihrem Umfang in geringem, einen Durchtrittsspalt 41 (Fig. 4) definierenden radialen Abstand gegenüber. Der Durchtrittsspalt 41 dient dem horizontalen und bezüglich der Lochtrommel 18 bzw. Stanztrommel 36 tangentialen Durchführen des nicht dargestellten Stanzguts. Dabei wird die Höhe des Durchtrittsspalts 41 in Abhängigkeit der Dicke des Stanzguts durch Verwendung unterschiedlich dicker Distanzscheiben 40 eingestellt.
Darüber hinaus befinden sich die Lochtrommel 18 und die Stanztrommel 36 in einer definierten relativen Lage zueinander, bei der die Schneidstempel 37 im Zuge der gegenläufigen Rotation in die Schneidlöcher 19 eingreifen. Dass diese definierte relative Lage der Lochtrommel 18 und Stanztrommel 36 zueinander so bleibt, wird durch eine primäre Synchronisation mit Hilfe der Zahnräder 16 und 34 erreicht, die bei abgesenktem Lagerschlitten 21 miteinander kämmen. Dies führt zu einem absoluten Gleichlauf der Lochtrommel 18 und der Stanztrommel 36. Geringe Abstandsverstellungen im Millimeterbereich zur Anpassung an die Dicke des Stanzguts werden dabei durch eine geeignete Ausbildung der Zahnflanken ausgeglichen, wobei als Forderung gilt, dass das Zahnflankenspiel geringer sein muss als das Schneidspiel zwischen Schneidstempel 37 und Schneidlöcher 19.
Die Synchronisation zwischen Lochtrommel 18 und Stanztrommel 36 geht verloren, sobald die Abstandsänderungen größer als das Überlappungsmaß der Zähne der Zahnräder 16 und 34 ist. Um auch bei großen Abstandsänderungen den Gleichlauf der Lochtrommel 18 und der Stanztrommel 36 beizubehalten, sind an der Rückseite der erfindungsgemäßen Vorrichtung Mittel für eine sekundäre Synchronisation vorgesehen, welche insbesondere in Fig. 3 dargestellt sind.
Zunächst umfassen die sekundären Synchronisationsmittel neben den bereits beschriebenen Zahnriemenrädern 20 und 39 zusätzlich ein Umlenkrad 42 und ein Ausgleichsmechanismus 43. Das Umlenkrad 42 ist in unmittelbarer Nachbarschaft zum Zahnriemenrad 20 und in einer Ebene mit diesem drehbar am Mittelteil 8 des Lagerstuhls 7 befestigt.
Der Ausgleichsmechanismus 43 besitzt einen zweiarmigen Winkelhebel 44, der an einem fixen Drehpunkt 45 ortsfest bezüglich des Lagerstuhls 7 schwenkbar gelagert ist. Der vertikale Arm des Winkelhebels 44 nimmt an seinem Ende ein drehbar gelagertes Umlenkrad 47 auf. Der horizontale Arm ist an seinem Ende gelenkig mit einer gefederten Pleuelstange 49 verbunden, deren anderes Ende im Lagerpunkt 50 am Lagerschlitten 21 befestigt ist. Der Lagerpunkt 50 ermöglicht eine Lagerung der Pleuelstange 49 mit zwei Freiheitsgraden, die eine Schwenkbewegung der Pleuelstange 49 um den Lagerpunkt 50 und eine Längsverschieblichkeit der Pleuelstange 49 radial zum Lagerpunkt 50 erlauben. Die Pleuelstange 49 ist über einen Teil ihrer Länge von einer Druckfeder 51 umgeben, deren Federkraft über eine auf der Pleuelstange 49 sitzende Verstellmutter 53 einstellbar ist, in dem sie von der Verstellmutter 53 gegen den Lagerpunkt 50 vorgespannt wird. Auf diese Weise bewirkt die Feder 51 eine Druckkraft auf das Ende des horizontalen Arms des Winkelhebels 44, was eine nach außen gerichtete Seitwärtsbewegung des Umlenkrads 47 bewirkt.
Schließlich umfassen die sekundären Synchronisationsmittel einen geschlossenen und doppelseitig verzahnten Zahnriemen 52, der über das obere Zahnriemenrad 39 läuft und unter Wechsel der Kontaktseite zum unteren Zahnriemenrad 20 weitergeführt ist. Zur Vergrößerung des kontaktierten Umfangs des unteren Zahnriemenrads 20 ist der Zahnriemen 52 über das Umlenkrad 42 geleitet und von dort weiter zum Ausgleichsmechanismus 43, wo über das Umlenkrad 47 eine Rückführung zum oberen Zahnriemenrad 39 erfolgt. Die Spannung des Zahnriemens 52 wird in der beschriebenen Art über die Einstellung der Druckkraft der Feder 51 erreicht.
Die Wirkungsweise des Ausgleichsmechanismus 43 zeigt sich beim Heben des Lagerschlittens 21 aus der abgesenkten Betriebsposition in Richtung der Kopfplatte 3. Die dabei stattfindende Vertikalbewegung wird über den Lagerpunkt 50 auf die Pleuelstange 49 und im weiteren auf das Ende des horizontalen Arms des Winkelhebels 44 übertragen, der daraufhin eine Schwenkbewegung um den fixen Drehpunkt 45 ausführt. Durch die Schwenkbewegung wird gleichzeitig eine Horizontalbewegung des am Ende des vertikalen Arms sitzenden Umlenkrads 47 initiiert, die betragsmäßig exakt der Vertikalbewegung entspricht. Durch diese Veränderung des Verlaufs des Zahnriemens 52 ist es möglich, den Lagerschlitten 21 ohne Rücksichtnahme auf die Zahnräder 16 und 34 anzuheben und damit den radialen Abstand zwischen der Lochtrommel 18 und der Stanztrommel 36 zu vergrößern. Der Zahnriemen 52 gewährleistet auch bei großem Abstand den Gleichlauf von Lochtrommel 18 und Stanztrommel 36, wodurch gewährleistet ist, dass beim Absenken des Lagerschlittens 21 in Betriebsposition ein Einspuren der Zahnräder 16 und 34 erfolgt und damit die primäre Synchronisation wieder hergestellt ist.
Der Antrieb für die erfindungsgemäße Rotationsstanzvorrichtung ist ebenfalls aus Figur 3 ersichtlich. Ein nicht weiter dargestellter Elektromotor, der innerhalb des Maschinengehäuses angeordnet ist, treibt das Antriebsritzel 53 an, das wiederum über den Antriebsriemen 54 mit dem Zahnriemenrad 55 verbunden ist. Das Zahnriemenrad 55 und das Umlenkrad 42 sitzen drehfest auf einer gemeinsamen Welle, so dass die Rotation des Zahnriemenrads 55 auf das kleinere Umlenkrad 42 übertragen wird und so eine Untersetzung des Antriebs verwirklicht ist. Der Antrieb für die Stanztrommel 36 und die Lochtrommel 18 erfolgt damit ausgehend vom Umlenkrad 42, das über den Zahnriemen 52 und die Zahnriemenräder 20 und 39 die Hohlwellen 9 und 29 antreibt.
Die Drehzahl des Antriebsmotor kann über sein Drehmoment geregelt sein, was den Vorteil bringt, dass eine Anpassung auch an schwankende Durchlaufgeschwindigkeiten des Stanzguts selbständig erfolgt. Eine andere Möglichkeit der Steuerung des Antriebsmotors kann durch Erfassen der tatsächlichen Durchlaufgeschwindigkeit, beispielsweise mit Hilfe eines Messrads erfolgen. Aus der tatsächlichen Durchlaufgeschwindigkeit kann dann ein Steuerimpuls für den Antriebsmotor ermittelt und übertragen werden.
Eine alternative Ausführungsform der Erfindung zur Synchronisation der Rotation der Stanztrommel 36 und Lochtrommel 18 ist in Figur 5 aufgezeigt. Die Rotationsstanzvorrichtung entspricht in ihrem wesentlichen Aufbau mit dem Lagerstuhl 7, dem Lagerschlitten 21, der Stanztrommel 36. und der Lochtrommel 18 sowie der Zahnräder 16 und 34 der unter den Figuren 1 bis 4 beschriebenen, so dass für gleiche Teile gleiche Bezugszeichen verwendet werden.
Unterschiede ergeben sich aus der Verwendung eines ersten Linear- oder Servomotors 56, der der Stanztrommel 36 zugeordnet und so am Lagerschlitten 21 befestigt ist, dass sein Antriebritzel 57 mit dem Zahnrad 34 kämmt. Zusätzlich ist ein zweiter Linear- oder Servomotor 58 der Lochtrommel 18 zugeordnet und so am Lagerstuhl 7 befestigt, dass sein Antriebsritzel 59 mit dem Zahnrad 16 kämmt. Dadurch steht sowohl der Stanztrommel 36 als auch der Lochtrommel 18 ein eigener Antriebsmotor 56, 58 zur Verfügung. Die sekundäre Synchronisation geschieht über einen Mikroprozessor 60, der per Datenkabel 61 und 62 mit beiden Motoren 56 und 58 verbunden ist und die jeweilige Drehzahl der beiden Motoren 56 und 58 überwacht, miteinander vergleicht und im Falle einer Drehzahldifferenz Steuerimpulse an einen oder beide Motoren 56, 58 zur Erzielung eines Gleichlaufs übermittelt. Die primäre Synchronisation erfolgt wie unter den Figuren 1 bis 4 beschrieben mit Hilfe der Zahnräder 34 und 16.

Claims (15)

  1. Vorrichtung zum rotativen Stanzen von Stanzgut, insbesondere von extrudierten Endlosprofilen,
    mit einem um eine erste Achse (30) rotierenden trommelförmigen Werkzeugträger (36), der über den Umfang verteilt radiale Schneidstempel (37) aufweist und mit einem um eine zweite Achse (14) rotierenden trommelförmigen Werkzeugträger (18), der über den Umfang verteilt radiale Schneidlöcher (19) aufweist, wobei die erste Achse (30) und zweite Achse (14) achsparallel und im Abstand zueinander derart angeordnet sind, dass zwischen dem ersten Werkzeugträger (36) und dem zweiten Werkzeugträger (18) ein radialer Abstand zur Bildung eines Durchtrittsspalts (41) für das Stanzgut vorhanden ist und dass die über den Umfang hinausragenden Schneidstempel (37) im Zuge der gegenläufigen Rotation der trommelförmigen Werkzeugträger (36, 18) in die Schneidlöcher (19) eindringen,
    und mit primären Synchronisationsmitteln für den Gleichlauf der beiden trommelförmigen Werkzeugträger (36, 18), die ein erstes Zahnrad (34) umfassen, das koaxial zur ersten Achse (30) und ortsfest bezüglich des ersten trommelförmigen Werkzeugträgers (36) angeordnet ist und ein zweites Zahnrad (16) umfassen, das koaxial zur zweiten Achse (14) und ortsfest bezüglich des zweiten trommelförmigen Werkzeugträgers (18) angeordnet ist, wobei das erste Zahnrad (34) und das zweite Zahnrad (16) miteinander kämmen,
    dadurch gekennzeichnet, dass der erste trommelförmige Werkzeugträger (36) und/oder der zweite trommelförmige Werkzeugträger (18) zur Herstellung eines großen radialen Abstands entlang einer Bahn derart verschieblich gelagert sind, dass die Zähne des ersten Zahnrads (34) und die Zähne des zweiten Zahnrads (16) nicht mehr miteinander in Eingriff stehen und dass sekundäre Synchronisationsmittel zur Einhaltung des Gleichlaufs bei großem radialem Abstand der beiden trommelförmigen Werkzeugträger (36, 18) angeordnet sind.
  2. Vorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass zur Veränderung des radialen Abstands wenigstens ein trommelförmiger Werkzeugträger (36, 18) an einem oder mehreren Schwenkarmen drehbar gelagert ist, wobei der oder die Schwenkarme um ein zur ersten und zweiten Achse achsparalleles Achslager verschwenkbar sind.
  3. Vorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass zur Veränderung des radialen Abstands wenigstens ein trommelförmiger Werkzeugträger (36, 18) an einem Schlitten (21) drehbar gelagert ist, der entlang von Führungsstangen (2) verschiebbar ist.
  4. Vorrichtung nach Anspruch 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, dass der Schlitten (21) oder die Schwenkarme mit Hilfe eines Spindeltriebs (24) bewegbar sind.
  5. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Synchronisationsmittel zur Einhaltung des Gleichlaufs bei großem radialem Abstand einen ersten Motor (56) zum Antrieb des ersten trommelförmigen Werkzeugträgers (36) und einen zweiten Motor (58) zum Antrieb des zweiten trommelförmigen Werkzeugträgers (18) umfassen, wobei der Gleichlauf des ersten Motors (56) und des zweiten Motors (58) elektronisch gesteuert ist.
  6. Vorrichtung nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass die Vorrichtung einen Mikroprozessor (60) aufweist, der per Datenleitungen (61, 62) mit beiden Motoren (56, 58) verbunden ist und der die aktuellen Rotationsgeschwindigkeiten der trommelförmigen Werkzeugträger (36, 18) miteinander vergleicht und bei abweichenden Rotationsgeschwindigkeiten einen Steuerimpuls errechnet und an zumindest einen der beiden Motoren (56, 58) ausgibt.
  7. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass die sekundären Synchronisationsmittel ein erstes Ketten- oder Zahnriemenrad (39) umfassen, das koaxial zur ersten Achse (30) und ortsfest zum ersten trommelförmigen Werkzeugträger (36) angeordnet ist und ein zweites Kettenoder Zahnriemenrad (20) umfassen, das koaxial zur zweiten Achse (14) und ortsfest mit dem zweiten trommelförmigen Werkzeugträger (18) angeordnet ist, wobei die beiden Ketten- oder Zahnriemenräder (39, 20) über eine geschlossene Kette oder Zahnriemen (52) miteinander verbunden sind und dass die sekundären Synchronisationsmittel weiter einen Ausgleichsmechanismus (43) umfassen, durch welchen die Kette oder der Zahnriemen (52) zur Kompensation der radialen Abstandsänderung zwischen dem ersten Werkzeugträger (36) und dem zweiten Werkzeugträger (18) geführt ist.
  8. Vorrichtung nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass der Ausgleichsmechanismus (43) ein Umlenkrad (47) aufweist, das unter Beibehaltung der Spannung in der Kette oder dem Zahnriemen (52) in der Ebene der Kette oder des Zahnriemens (52) verschieblich gelagert ist.
  9. Vorrichtung nach Anspruch 7 oder 8, dadurch gekennzeichnet, dass der Ausgleichsmechanismus (43) einen zweiarmigen Winkelhebel (44) aufweist, der an einem ortsfest gegenüber des einen trommelförmigen Werkzeugträgers (18) drehbar gelagert ist und dessen erster Arm ein Umlenkrad (47) für die Kette oder den Zahnriemen (52) aufweist und dessen zweiter Arm über eine Pleuelstange (49) ortsfest gegenüber dem anderen trommelförmigen Werkzeugträger (36) verbunden ist.
  10. Vorrichtung nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass die Pleuelstange (49) mit einer Spannfeder (51) versehen ist, vorzugsweise mit einer in der Federkraft einstellbaren Spannfeder (51).
  11. Vorrichtung nach Anspruch 9 oder 10, dadurch gekennzeichnet, dass der Winkelhebel (44) derart ausgebildet und angeordnet ist, dass eine im wesentlichen vertikale radiale Abstandsänderung in eine im wesentlichen horizontale Ausgleichsbewegung umsetzbar ist.
  12. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 11, dadurch gekennzeichnet, dass in der Ketten- oder Zahnriemenebene mindestens ein weiteres Umlenkrad (42) zur Vergrößerung der Kontaktfläche zwischen der Kette oder dem Zahnriemen (52) und dem ersten oder zweiten Zahnriemenrad (39, 20) angeordnet ist.
  13. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 7 bis 12, dadurch gekennzeichnet, dass der Antrieb für die trommelförmigen Werkzeugträger (36, 18) auf die Kette oder den Zahnriemen (52) der sekundären Synchronisationsmittel einwirkt.
  14. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 13, dadurch gekennzeichnet, dass die Dicke des Durchtrittsspalts (41) durch Distanzscheiben (40) definiert ist, die in der Kontaktfläche zwischen der Lagerung des ersten trommelförmigen Werkzeugträgers (36) und der Lagerung des zweiten trommelförmigen Werkzeugträgers (18) angeordnet sind.
  15. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 14, dadurch gekennzeichnet, dass zumindest ein trommelförmiger Werkzeugträger einseitig gelagert ist, vorzugsweise beide trommelförmigen Werkzeugträger (36, 18).
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