EP2498982A2 - Maschinenpresse - Google Patents

Maschinenpresse

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Publication number
EP2498982A2
EP2498982A2 EP10810753A EP10810753A EP2498982A2 EP 2498982 A2 EP2498982 A2 EP 2498982A2 EP 10810753 A EP10810753 A EP 10810753A EP 10810753 A EP10810753 A EP 10810753A EP 2498982 A2 EP2498982 A2 EP 2498982A2
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
hydraulic
piston
hydraulic drive
unit
drive system
Prior art date
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Granted
Application number
EP10810753A
Other languages
English (en)
French (fr)
Other versions
EP2498982B1 (de
Inventor
Manfred Kurz
Bernhard Russ
Martin Rauwolf
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.)
Hoerbiger Automatisierungstechnik Holding GmbH
Original Assignee
Hoerbiger Automatisierungstechnik Holding GmbH
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Filing date
Publication date
Application filed by Hoerbiger Automatisierungstechnik Holding GmbH filed Critical Hoerbiger Automatisierungstechnik Holding GmbH
Publication of EP2498982A2 publication Critical patent/EP2498982A2/de
Application granted granted Critical
Publication of EP2498982B1 publication Critical patent/EP2498982B1/de
Active legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

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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
    • 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
    • B30B15/163—Control arrangements for fluid-driven presses for accumulator-driven presses

Definitions

  • the present invention relates to a machine press having a machine structure, a lower tool carrier arranged in fixed spatial relation to the machine structure, an upper tool carrier which is linearly movable up and down by one operating stroke relative to the lower tool carrier, and an upper tool carrier acting on the upper tool carrier. the downward movement of the upper tool carrier causing hydraulic drive.
  • Machine presses of the type specified above are known in various designs.
  • a typical example of such machine presses are press brakes, as they are used for bending of sheets.
  • the relevant prior art include JP 05293548 A, JP 56165520 A, JP 05015928 A, JP 2000343126 A, JP 2001113317 A, AT 008633 U1, EP 692327 B1, EP 1564414 A1, EP 103727 A1, DE 1906317, EP 1228822 Bl and EP 2036711 AI.
  • a machine press according to the preamble of claim 1 is known from AT 008633 Ul.
  • CONFIRMATION COPY work There are also aspects of job security, energy efficiency and other environmental considerations such as the use of environmentally sound equipment.
  • the present invention has for its object to provide an indicated in the preamble of claim 1 machine press, which is characterized in the sense of the above-mentioned catalog of requirements by a particular practicality, with particular emphasis on a high reliability, processing and user friendliness and processing speed ie short process cycles, is laid.
  • the hydraulic drive comprises at least one self-contained, closed hydraulic drive system, which in turn comprises at least one hydraulic cylinder-piston unit and at least one of these acting, supplied from a reservoir hydraulic unit.
  • the at least one hydraulic drive system is connected between a rapid traverse, in which a first effective piston surface is acted on by the at least one hydraulic unit, and a press passage, in which the at least one hydraulic aggregate compared to the first effective piston area substantially larger second effective piston area acted upon, switchable.
  • the hydraulic fluid of the at least one hydraulic drive system is stored in a reservoir forming pressure accumulator, which constantly impresses the entire hydraulic drive system concerned at least one above ambient pressure base pressure.
  • the upper tool carrier is overcompensated by means of a spring device which includes the weight (the weight) of the upper tool carrier, the tool mounted thereon and the components of the hydraulic drive connected to the upper tool carrier and the closing force implied by the basic pressure prevailing in the at least one hydraulic drive system; biased in its upper end position.
  • a particularly pronounced advantage of the machine press according to the invention over the prior art is the achievable very high operating speed, ie the minimum cycle times. This is achieved by a possible in the application of the invention substantial shortening of the dead or Idle times, ie those times when the upper tool carrier of the machine press performs inefficient idle strokes.
  • the present invention uses, inter alia, the fact that in conventional Abkant- and other machine presses typically only a small proportion (eg 3mm) of the entire operating stroke (eg 40 -50mm) forms the forming of the workpiece pressing process, a much larger proportion of the operating stroke meanwhile represents an inefficient idle stroke.
  • the machine press according to the invention distinguishing features is of particular importance that the at least one hydraulic drive system has a designed as a pressure accumulator reservoir for the hydraulic fluid, which is biased so that in the entire relevant hydraulic drive system always, ie at any place and at any time during the entire operating cycle 1 , a base pressure prevails, which is above the ambient pressure (standard conditions according to DIN).
  • the upper tool carrier by means of a (permanently acting) spring means, the weight (weight) of the upper tool carrier, the attached thereto tool and the upper Tool carrier associated components of the hydraulic drive and overcompensated by the force prevailing in the prevailing at least one hydraulic drive system base pressure closing force in the sense of opening the machine press, that is biased in its upper end position.
  • the opening of the machine press which in turn advantageously (see below) shortest paths and thus the lowest Let accelerating masses be realized.
  • the above-described advantageous effects of the present invention set in typical applications already at a ambient pressure only moderately exceed the base pressure, for example, even if the base pressure in the relevant hydraulic drive system always, ie at any place and at any time during the entire operating cycle 'prevails, is about 1 bar above the ambient pressure.
  • the accumulator is designed so that it still imposes a positive pressure of about 1 bar above ambient pressure with minimal filling, ie with fully lowered piston of the associated cylinder-piston unit, the hydraulic system.
  • a preferred base pressure is about 1 to 2 bar above ambient pressure.
  • the design of the pressure accumulator and its adaptation to the other components of the hydraulic drive system takes place in such a way that the maximum pressure in the pressure accumulator, which is established when the piston of the cylinder-piston unit is fully raised, and thus the maximum filling of the pressure accumulator, does not exceed about 5 bar, particularly preferably between about 4 and 5 bar.
  • a first preferred embodiment of the invention is characterized in that the hydraulic drive comprises two hydraulic drive systems each having at least one cylinder-piston unit, wherein each of the two hydraulic drive systems comprises a separate hydraulic unit.
  • the hydraulic drive comprises two hydraulic drive systems each having at least one cylinder-piston unit, wherein each of the two hydraulic drive systems comprises a separate hydraulic unit.
  • the spring unit is integrated in at least one hydraulic cylinder-piston unit of the at least one hydraulic drive system. It is particularly preferably designed as a gas spring.
  • the piston rod working space (filled with hydraulic fluid) of the relevant hydraulic cylinder-piston unit can be hydraulically connected to an external, correspondingly prestressed pressure-feeding device. rather - this has nothing to do with the above-described pressure accumulator in the hydraulic drive system - be connected.
  • the (gas-filled) piston rod working space can communicate with internal gas-filled compensation chambers provided inside the cylinder-piston unit, which can be arranged in particular in the piston and / or in the housing, in order to optimally adapt the spring characteristic of the gas spring to the respective application.
  • Such internal compensation spaces in turn allow the Design of particularly compact and lightweight drive units with minimal moving masses, because the axial length of the piston rod working space does not appreciably exceed the stroke of the drive unit
  • the arrangement of the said compensation chamber in the piston at a suitable location can, moreover, contribute to a further reduction in weight.
  • the area ratio between the second effective working surface and the first effective working surface is at least 3.
  • a machine control is provided which is acted upon by a pressure sensor determining the working pressure in the at least one hydraulic drive system.
  • the consideration of the existing in the respective individual pressing task in the hydraulic drive specific pressure conditions in the machine control allows a targeted individual influence on the hydraulic drive, not only to minimize the duration of each cycle 1 , but also in terms of the quality of the result workpiece forming.
  • the off-center feed of the machine press with a workpiece control technology compensate.
  • Yet another preferred embodiment of the machine press according to the invention is characterized in that in the at least one hydraulic drive system, the at least one hydraulic cylinder-piston unit and the associated hydraulic unit represent a complete drive with a common control, valve and line block to the the assigned accumulator is directly connected, so that no free pipe or hose lines exist.
  • optimal structural and functional conditions can be achieved in many respects, namely with regard to the required installation space, the achievable efficiency, the installation effort, the reliability, the maintenance and service friendliness.
  • This meets the needs of the user and interests as far as possible, especially in the case of such a hydraulic complete drive with a - completely closed by the execution of the reservoir for the hydraulic fluid pressure accumulator - hydraulic system only electrical interfaces for machine control must exist.
  • the hydraulic unit is designed according to another preferred embodiment of the invention as a reversing unit, ie as an aggregate with reversible conveyor. More details are given below.
  • the at least one hydraulic drive system comprises two (optionally differently configured) optionally switchable hydraulic pumps.
  • the admission of the at least one hydraulic cylinder-piston unit in rapid traverse and in the press gear in a larger spectrum can be individually adapted to the specific pressing task, in particular by applying the first effective piston surface in rapid traverse with two parallel operated hydraulic pumps and loading the second effective piston area in the press gear with only one hydraulic pump.
  • the at least one hydraulic drive system comprises two selectively switchable hydraulic cylinder-piston units, one of which at high speed by hydraulic connection of the two working spaces with each other - may be connected as a differential cylinder.
  • the at least one hydraulic drive system comprises two selectively switchable hydraulic cylinder-piston units, one of which at high speed by hydraulic connection of the two working spaces with each other - may be connected as a differential cylinder.
  • FIG. 1 in perspective, partially schematic
  • FIG. 2 is a perspective view of a complete drive of the type used in the press brake shown in Fig. 1,
  • FIG. 3 is a hydraulic circuit diagram of the drive units of the press brake shown in FIG. 1;
  • Fig. 4 shows a modification of the hydraulic circuit diagram
  • Fig. 5 shows the hydraulic circuit diagram of a modified
  • Fig. 6 shows a modification of the hydraulic circuit diagram
  • Fig. 7 shows the hydraulic circuit diagram and (schematically) the structural design of a cylinder-piston unit of yet another preferred embodiment of the invention.
  • the machine press 1 shown in FIG. 1, designed as a press brake, has a machine structure 3 comprising two C-frames 2.
  • a lower tool carrier 4 with a lower bending tool 5 is arranged on this.
  • An upper tool carrier 7 equipped with an upper bending tool 6 and shown in its uppermost position in FIG. 1 is linearly movable up and down relative to the lower tool carrier 4 by an operating stroke H (double arrow A). Since the press brake shown in Fig. 1 to this extent corresponds to the well-known prior art, further explanations are unnecessary in this respect. This also applies to constructive details known as such, not shown here, eg with regard to the connection of the bending tools with the respective associated tool carrier.
  • two hydraulic drive systems namely a left hydraulic drive system 8 and a right hydraulic drive system 9 are provided, which together form a hydraulic drive 10 acting on the upper tool carrier 7.
  • the two hydraulic drive systems 8 and 9 are closed and self-sufficient, i. they have no hydraulic connection to each other. They are designed in the form of complete drives 11.
  • Each of the two complete drives 11 embodied in mirror image form comprises in particular (compare also the hydraulic circuit diagram according to FIG. 3) a hydraulic cylinder-piston unit 12 with a cylinder 13 and an nem guided therein piston 14, the piston rod with the upper tool carrier 7 is fixedly connected, and a hydraulic cylinder-piston unit 12 acted upon hydraulic unit 15 with a through a
  • Electric motor 16 driven reversible hydraulic pump 17 is housed as a built-in pump in a common control, valve and line block 18 which at the same time also forms a pump block and at the directly and the cylinder 13 and the electric motor 16 are flanged. Furthermore, a pressure accumulator 19 is flanged directly to the control, valve and line block 18, which forms a reservoir and reservoir for the hydraulic fluid of the hydraulic drive system 8 and in particular the hydraulic unit 15 supplies.
  • the hydraulic system is hermetically sealed. In him, the hydraulic fluid is clamped and prevails constantly and everywhere at least one lying above the ambient pressure base pressure, which is impressed him through the pressure accumulator 19. By the hydraulic cylinder-piston unit 12, the pressure accumulator 19 and required, in Figs.
  • valves 20 and a filter 33 for the hydraulic oil are flanged directly to the control, valve and line block 18 and the hydraulic pump housed in this, there are no said hydraulic components interconnecting free, ie outside the control, valve and line block 18 laid pipe or hose lines.
  • the upper tool carrier 7 is by means of a spring device 21, the weight of the upper tool carrier 7, the attached thereto tool 6 and connected to the upper tool carrier components of the hydraulic drive 10, that is, the piston 14 of the two hydraulic drive systems 8 and 9, and by overcompensated for the base pressure prevailing in the two hydraulic drive systems, biased into its upper end position (FIG. 1).
  • the spring device is integrated into the hydraulic cylinder-piston units 12 of the two hydraulic drive systems 8 and 9 such that in each case the piston rod working chamber 22 of the hydraulic cylinder-piston units 12 is hydraulically connected to an associated external pressure accumulator 23.
  • the external pressure accumulator 23 is flanged directly to the associated cylinder 13, so that in turn no pressure accumulator 23 with the associated hydraulic cylinder-piston unit 12 connecting free pipe or hose exists.
  • the spring unit 21 is designed as a gas spring.
  • the hydraulic system of the spring means 21 forms a closed system, in particular by none of the two cylinder-piston units 12 is a hydraulic connection between the piston rod side working space 22 and the piston-side working space 24.
  • the hydraulic drive 10 of the press brake is switchable between a rapid traverse and a press gear.
  • the hydraulic unit 15 and the hydraulic cylinder-piston unit 12, in particular its auxiliary piston 26 and first effective piston surface 27, are coordinated so that at rapid traction - taking into account the weight of the movable components of the press brake and the closing force, the is adjusted by the provided via the pressure accumulator 19, prevailing in the piston working chamber 24 base pressure - the opposing force of the spring means 21 can be overcome.
  • the valve 30 is switched so that the hydraulic unit 15 acts in parallel on the piston working space 24 and the auxiliary working space 28.
  • the delivery of the hydraulic unit 15 is shut down and stopped so that the upper tool carrier stops.
  • the tool then stops for a short time before the so-called "decompression stroke” begins, ie the slow, controlled lifting of the upper tool and opening of the press over a small stroke (eg 2-3 mm) by reversing the direction of the re-adjustable hydraulic unit.
  • valve 30 and the Nachsaugven il 32 are reversed, so that adjusts in the piston working chamber 24 of the pressure accumulator 19 impressed on the system base pressure and the piston 14 moves under the action of the spring means 21.
  • the retraction of the piston 14 takes place in the Rapid traverse controlled (braked) by the auxiliary work- 28 further on the opposite with the
  • the modified hydraulic system illustrated in Fig. 4 differs from that of Fig. 3 substantially by another embodiment of the hydraulic power unit 15 '. Namely, this comprises a fixed displacement pump 35, i. a continuously pumping pump.
  • a pressure limiting valve 36 is provided on the pressure side, which controls the flow rate beyond the demand existing in the respective operating point.
  • a 3/3 -Wegevantil 37 is disposed between the hydraulic unit 15 'and the hydraulic cylinder-piston unit 12. This can take a closed position and an open position in addition to the zero position shown in which the three ports are locked against each other. In the closing position, depending on the position of the valve 30, either only the auxiliary working chamber 28 (rapid traverse) or else this and, in addition, the piston working chamber 24 (pressing gear) are acted upon by the hydraulic unit 15 '. In the open position, the cylinder port 38 is connected to the pressure accumulator 19. The above statements apply similarly to the end of the press gear and the opening of the press.
  • the directional control valve 37 At the end of the closing movement, ie typically when the upper tool carrier 7 reaches a predetermined position, the directional control valve 37 is reversed to its zero position (blocking position), so that the upper tool carrier stops. In order to initiate the "decompression stroke", the directional control valve 37 is reversed to its open position, wherein the pressure reduction in both the piston working space 24 and in the auxiliary working space 28 and the slow, controlled lifting of the upper tool and opening of the press controlled via a Discharge edge takes place. At the end of the decompression stroke, the valve 30 and the Nachsaugventil 32 are reversed, so that in the piston working space 24 of the pressure accumulator 19 impressed on the system base pressure adjusts and the piston 14 retracts under the action of the spring means 21. The retraction of the piston 14 is carried out in rapid traverse controlled (braked) by the auxiliary working space 28 via the directional control valve 37, namely on the discharge edge kontrol- Liert and controlled in the accumulator 19 is emptied.
  • Shown in Fig. 4 also has a prevailing in the hydraulic cylinder-piston unit 12 working pressure constantly receiving pressure sensor 39.
  • the pressure signal is processed in the machine control S. It can be used in particular as auxiliary control variable in the sense that the signal of the independently operating displacement encoder is checked for its plausibility and possibly modified for further processing in the controller. The latter comes especially into consideration when the displacement measurement signal (eg in the case of a stuck component and / or excessive static friction) indicates no movement, but the pressure signal indicates such a working pressure within the hydraulic system that movement of the upper tool carrier would actually be expected.
  • the displacement measurement signal eg in the case of a stuck component and / or excessive static friction
  • such exceptional operating conditions can be detected and can be influenced on the machine control, for example, to prevent the safety at work threatening sudden breakage of the upper tool carrier with further pressure increase.
  • the control can be optimized in the sense of the most accurate compliance with a given speed profile for the upper tool carrier, which can help , the cycle time - in particular by minimizing the transitional periods - to further shorten.
  • the hydraulic system according to the hydraulic circuit diagram illustrated in FIG. 5 differs from that according to FIG. 4 in particular in that it comprises two structurally separate hydraulic cylinder-piston units 12'A and 12'B, but whose pistons 14 'are both connected to the upper one Tool carrier 7 are connected and coupled together in this way.
  • the two hydraulic cylinder-piston units 12'A and 12 1 B is optionally, via the valve 30 'reversible, only one acted upon by the hydraulic unit 15', namely the hydraulic cylinder-piston unit 12 'shown on the right in the drawing. A, or both cylinder-piston units 12'A and 12 'B simultaneously and in parallel.
  • the hydraulic cylinder-piston unit 12'A In rapid traverse alone, the hydraulic cylinder-piston unit 12'A is acted upon, so that the first effective piston surface 45 is identical to the end face of the piston 14'A.
  • the Kolbenarbeitsraum 24 'B of the other hydraulic cylinder-piston unit 12'B which has no connection to the associated, in turn acted solely by the spring means 21 piston rod working chamber 22' B, fills via the intake valve 32.
  • the piston working chamber 24 'A and the piston rod working space 22 ⁇ of the hydraulic cylinder-piston unit 12'A via the valve 40; In this switching position of the valve 40, the hydraulic cylinder-piston unit 12'A acts as a differential cylinder.
  • FIG. 5 Also shown in FIG. 5 is a further pressure sensor 41 constantly receiving the pump pressure prevailing on the pressure side of the hydraulic unit 15 '.
  • the pressure signal of this pressure sensor is also processed in a common machine control for both hydraulic drive systems.
  • the modified hydraulic system illustrated in Fig. 6 differs substantially from that of Fig. 5 by a double-pump hydraulic unit 15 '' While the pressure side of one pump 17 '' is constantly connected to the pressure port 42 of the directional control valve 37, the pressure side of the another pump 17 “B connected via the valve 43 to the pressure accumulator 19 and the pump 17" B are thus switched to circulation promotion.
  • a double-pump hydraulic unit 15 '' While the pressure side of one pump 17 '' is constantly connected to the pressure port 42 of the directional control valve 37, the pressure side of the another pump 17 “B connected via the valve 43 to the pressure accumulator 19 and the pump 17" B are thus switched to circulation promotion.
  • In rapid traverse of the hydraulic drive promote due to appropriate switching position of the valve 43 - both pumps 17 "A and 17" B to the hydraulic cylinder-piston unit 12 'A.
  • the piston rod working chamber 22 is filled with a spring gas, the gas filling being under a biasing force via a corresponding filling pressure.
  • the seals 51 schematically illustrated on the piston 14, sealingly abut against the inner surface 50 of the cylinder 13 are designed in a manner known as such, with a view to delimiting a gas space from the piston-side hydraulic working space 24.
  • With the piston rod working space 22 are via respective channels 52 and 53 two - each annular running - compensation spaces fluidly in communication, namely a zy linder Weger first compensation chamber 54 and a piston-side second compensation chamber 55.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Press Drives And Press Lines (AREA)
  • Bending Of Plates, Rods, And Pipes (AREA)
  • Control Of Presses (AREA)

Abstract

Bei einer Maschinenpresse (1) mit einem unteren und einem oberen Werkzeugträger weist ein auf den oberen Werkzeugträger wirkender Hydraulikantrieb mindestens ein abgeschlossenes, zwischen einem Eilgang und einem Pressgang umschaltbares hydraulisches Antriebssystem mit mindestens einer hydraulischen Zylinder-Kolben-Einheit (12) auf. Dabei ist die Hydraulikflüssigkeit des mindestens einen hydraulischen Antriebssystems ist in einem den Vorratsbehälter bildenden Druckspeicher (19) bevorratet, der dem gesamten betreffenden hydraulischen Antriebssystem ständig zumindest einen über dem Umgebungsdruck liegenden Basisdruck aufprägt. Zwischen dem kolbenstangenseitigen Arbeitsraum (22) und dem kolbenseitigen Arbeitsraum (24) mindestens einer hydraulischen Zylinder-Kolben-Einheit (12) besteht keinerlei hydraulische Verbindung. Und der obere Werkzeugträger ist mittels einer Federeinrichtung (21) in seine obere Endlage vorgespannt.

Description

Maschinenpresse
Die vorliegende Erfindung betrifft eine Maschinenpresse mit einer Maschinenstruktur, einem in fester räumlicher Beziehung zu der Maschinenstruktur angeordneten unteren Werkzeugträger, einem oberen Werkzeugträger, der relativ zu dem unteren Werkzeugträger um einen Betriebshub linear auf und ab verfahrbar ist, und einem auf den oberen Werkzeugträger wirkenden, die abwärts gerichtete Bewegung des oberen Werkzeugträgers bewirkenden Hydraulikantrieb.
Maschinenpressen der vorstehend angegebenen Art sind in verschiedenen Ausführungen bekannt. Eine typisches Beispiel solcher Maschinenpressen sind Abkantpressen, wie sie zum Biegen von Blechen eingesetzt werden. Zum relevanten Stand der Technik zählen insoweit insbesondere die JP 05293548 A, JP 56165520 A, JP 05015928 A, JP 2000343126 A, JP 2001113317 A, AT 008633 Ul , EP 692327 Bl, EP 1564414 AI, EP 103727 AI, DE 1906317, EP 1228822 Bl und EP 2036711 AI. Eine Maschinenpresse nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1 ist dabei aus der AT 008633 Ul bekannt.
An Abkantpressen und andere Maschinenpressen der einleitend angegebenen Art werden in der Praxis verschiedene Anforderungen gestellt. So sollen die entsprechenden Maschinen zuverlässig, kostengünstig, wirtschaftlich, raumsparend, wartungs- und bedienerfreundlich sowie langlebig sein und prozesseffizient, d.h. schnell, wie auch mit höchster Präzision und Reproduzierbarkeit
BESTÄTIGUNGSKOPIE arbeiten. Hinzu kommen Aspekte der Arbeitsplatzsicherheit sowie der Energieeffizienz und andere ökologische Gesichtspunkte wie z.B. die Verwendung umweltverträglicher Betriebsmittel.
Der vorliegenden Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine im Oberbegriff des Anspruchs 1 angegebene Maschinenpresse bereitzustellen, die sich im Sinne des vorstehend angegebenen Katalogs von Anforderungen durch eine besondere Praxistauglichkeit auszeichnet, wobei besonderes Gewicht auf eine hohe Zuverlässigkeit, ar- tungs- und Bedienerfreundlichkeit sowie Bearbeitungsgeschwindigkeit, d.h. kurze Prozesszyklen, gelegt wird.
Gelöst wird diese Aufgabenstellung, wie im Anspruch 1 angegeben, durch eine Maschinenpresse der eingangs angegeben Art, die sich in funktionaler Kombination miteinander weiterhin durch die folgenden Merkmale auszeichnet :
- Der Hydraulikantrieb umfasst mindestens ein abgeschlossenes, autarkes hydraulisches Antriebssystem, welches seinerseits mindestens eine hydraulische Zylinder-Kolben-Einheit und mindestens ein diese beaufschlagendes, aus einem Vorratsbehälter versorgtes Hydraulikaggregat umfasst.
- Das mindestens eine hydraulische Antriebssystem ist zwischen einem Eilgang, in dem eine erste wirksame Kolbenfläche von dem mindestens einen Hydraulikaggregat beaufschlagt wird, und einem Pressgang, in dem das mindestens eine Hydraulikaggregat eine ge- genüber der ersten wirksamen Kolbenfläche wesentlich größere zweite wirksame Kolbenfläche beaufschlagt, umschaltbar.
- Die Hydraulikflüssigkeit des mindestens einen hydraulischen Antriebssystems ist in einem den Vorratsbehälter bildenden Druckspeicher bevorratet, der dem gesamten betreffenden hydraulischen Antriebssystem ständig zumindest einen über dem Umgebungsdruck liegenden Basisdruck aufprägt.
- Zwischen dem kolbenstangenseitigen Arbeitsraum und dem kolbenseitigen Arbeitsraum mindestens einer hydraulischen Zylinder-Kolben-Einheit des mindestens einen hydraulischen Antriebssystems besteht keinerlei hydraulische Verbindung.
- Der obere Werkzeugträger ist mittels einer Federeinrichtung, die das Gewicht (die Gewichtskraft) des oberen Werkzeugträgers, des hieran angebauten Werkzeugs und der mit dem oberen Werkzeugträger verbundenen Komponenten des Hydraulikantriebs sowie die durch den in dem mindestens einen hydraulischen Antriebssystem herrschenden Basisdruck implizierte Schließkraft überkompensiert, in seine obere Endlage vorgespannt .
Ein die erfindungsgemäße Maschinenpresse gegenüber dem Stand der Technik auszeichnender, besonders ausgeprägter Vorteil besteht in der erzielbaren sehr hohen Arbeitsgeschwindigkeit, d.h. den minimalen Zykluszeiten. Erreicht wird dies durch eine in Anwendung der Erfindung mögliche substantielle Verkürzung der Tot- bzw. Leerzeiten, d.h. jener Zeiten, in denen der obere Werkzeugträger der Maschinenpresse ineffiziente Leerhübe ausführt. Insoweit nutzt die vorliegende Erfindung u.a. den Umstand, dass bei üblichen Abkant- und sonstigen Maschinenpressen typischerweise nur ein geringer Anteil (z.B. 3mm) des gesamten Betriebshubes (z.B. 40 -50mm) den die Umformung des Werkstücks bewirkenden Pressgang bildet, ein weit größerer Anteil des Betriebshubes indessen einen ineffizienten Leerhub darstellt. Zwar ist, wie dies auch bei der erfindungsgemäßen Maschinenpresse umgesetzt ist, bekannt, das mindestens eine hydraulische Antriebssystem des Hydraulikantriebs so auszulegen, dass der Leerhub im sog. Eilgang mit vergleichsweise hoher Geschwindigkeit durchfahren werden kann; allerdings verbleibt, wie nun durch die Erfinder der vorliegenden Erfindung erkannt wurde, noch ein nicht unerhebliches Potential an Verkürzung der Zyklusdauer, und zwar ohne dass die Erreichung der verbleibenden praxisrelevanten Anforderungen beeinträchtigt oder geschmälert wird; im Gegenteil, auch diverse andere Anforderungen lassen sich, wie nachstehend im Einzelnen dargelegt wird, durch erfindungsgemäße Maschinenpressen sogar noch weitergehender erreichen als nach dem Stand der Technik.
Im funktionalen Zusammenwirken mit den weiteren, die erfindungsgemäße Maschinenpresse auszeichnenden Merkmalen ist von besonderer Bedeutung, dass das mindestens eine hydraulische Antriebssystem einen als Druckspeicher ausgeführten Vorratsbehälter für die Hydraulikflüssigkeit aufweist, der so vorgespannt ist, dass in dem gesamten betreffenden hydraulischen Antriebssystem stets, d.h. an jedem Ort und zu jeder Zeit während des gesamten Betriebszyklus1, ein Basisdruck herrscht, der über dem Umgebungsdruck (Normbedingungen nach DIN) liegt. Denn dies gewährleistet ein besonders rasches, vollständiges und störungsfreies Füllen der mindestens einen hydraulischen Zylinder-Kolben-Einheit des mindestens einen hydraulischen Antriebssystems im Eilgang, in dem zur Erzielung der hohen Geschwindigkeit des oberen Werkzeugträgers nur ein Teil der insgesamt zur Verfügung stehenden Kolbenfläche, nämlich nur die erste wirksame Kolbenfläche, von dem Hydraulikaggregat beaufschlagt wird, der von dem darüber hinausgehenden Anteil der gesamten Kolbenfläche begrenzte Arbeitsraum indessen (direkt) aus dem Vorratsbehälter versorgt (gefüllt) wird. Im Eilgang wird auf diese Weise auch der nicht von dem Hydraulikaggregat beaufschlagte Arbeitsraum der mindestens einen hydraulischen Zylinder-Kolben-Einheit aktiv aus dem Druckspeicher gefüllt. Dies wiederum gestattet sowohl die Erhöhung der Bewegungsgeschwindigkeit im Eilgang als auch die Verwendung von relativ kompakten sog. "Nachsaugventilen" , d.h. Nachsaugventilen mit vergleichsweise kleinen Strömungsquerschnitten, ohne dass die Gefahr einer Kavitation in der Hydraulikflüssigkeit besteht. Die entsprechend kompakte Dimensionierung der Nachsaugventile, die typischerweise zwischen einer durch ein Rückschlagventil gesicherten Nachsaug- und Arbeitsstellung und einer für die Rückstellung des Hydraulikantriebs (Aufwärtsbewegung des oberen Werkzeugträgers) maßgeblichen Durchgangsstellung umschalt- bar sind, wirkt sich über dementsprechend geringe Mas- sen ihrerseits positiv auf Schaltdynamik des Ventils aus, was wiederum der Maschinendynamik zugute kommt. Insoweit erweist sich, wiederum im funktionalen Zusammenwirken mit den vorstehend erläuterten technischen Gesichtspunkten, als günstig, dass der obere Werkzeugträger mittels einer (ständig wirkenden) Federeinrichtung, die das Gewicht (die Gewichtskraft) des oberen Werkzeugträgers, des hieran angebauten Werkzeugs und der mit dem oberen Werkzeugträger verbundenen Komponenten des Hydraulikantriebs sowie die durch den in dem mindestens einen hydraulischen Antriebssystem herrschenden Basisdruck implizierte Schließkraft überkompensiert, im Sinne eines Öffnens der Maschinenpresse, d.h. in seine obere Endlage vorgespannt ist. Denn hierdurch setzt unmittelbar bei Beendigung der Beaufschlagung der zweiten wirksamen Kolbenfläche der mindestens einen hydraulischen Zylinder-Kolben-Einheit des mindestens einen hydraulischen Antriebssystems durch das Hydraulikaggregat das Öffnen der Maschinenpresse ein, wobei sich in vorteilhafter Weise (s.u.) wiederum kürzeste Wege und damit geringste zu beschleunigende Massen realisieren lassen.
Im Hinblick auf die gattungsbildende AT 008633 Ul ist dabei durchaus überraschend, dass sich durch die erfindungsgemäße Gestaltung des Hydraulikantriebs die angestrebten Vorteile erzielen lassen. Denn der Umstand, dass durch die ständige Beaufschlagung des gesamten hydraulischen Antriebssystems (bzw. der gesamten hydraulischen Antriebssysteme) durch (jeweils) einen
Druckspeicher mit einem über dem Umgebungsdruck liegen- den Druckniveau in dem Antriebssystem (bzw. den Antriebssystemen) stets eine auf den (jeweiligen) Kolben wirkende Kraft (Schließkraft) generiert wird, macht eine entsprechend größer bzw. stärker dimensionierte Federeinrichtung erforderlich und lässt zunächst vermuten, dass die Maschinendynamik darunter leidet, dass beim Anheben des oberen Werkzeugträgers die Federeinrichtung zusätzlich zum Gewicht der bewegten Teile auch noch die besagte ständig wirkende Kraft überwinden bzw. kompensieren muss . Insoweit ist die erfindungsgemäße Gestaltung der Maschinenpresse auch durch AT 008633 Ul gerade nicht nahegelegt.
Die weiter oben dargelegten vorteilhaften Wirkungen der vorliegenden Erfindung stellen sich bei typischen Anwendungsfällen bereits bei einem den Umgebungsdruck nur mäßig überschreitenden Basisdruck ein, z.B. bereits dann, wenn der Basisdruck, der in dem betreffenden hydraulischen Antriebssystem stets, d.h. an jedem Ort und zu jeder Zeit während des gesamten Betriebszyklus ' herrscht, um etwa 1 bar über dem Umgebungsdruck liegt. Bei einer solchen Auslegung des hydraulischen Antriebssystems wird der Druckspeicher so ausgelegt, dass er bei minimaler Füllung, d.h. bei vollständig abgesenktem Kolben der zugeordneten Zylinder-Kolben-Einheit, dem Hydrauliksystem noch immer einen Überdruck von etwa 1 bar über dem Umgebungsdruck aufprägt . Ein bevorzugter Basisdruck liegt bei etwa 1 bis 2 bar oberhalb des Umgebungsdrucks. Bevorzugt erfolgt die Auslegung des Druckspeichers und dessen Anpassung an die weiteren Komponenten des hydraulischen Antriebssystems dabei dergestalt, dass der Maximaldruck im Druckspeicher, der sich bei vollständig angehobenem Kolben der Zylinder- Kolben-Einheit und somit maximaler Füllung des Druckspeichers einstellt, nicht über etwa 5 bar, besonders bevorzugt etwa zwischen 4 und 5 bar beträgt.
Eine erste bevorzugte Weiterbildung der Erfindung zeichnet sich dadurch aus, dass der Hydraulikantrieb zwei hydraulische Antriebssysteme mit jeweils zumindest einer Zylinder-Kolben-Einheit umfasst, wobei jedes der beiden hydraulischen Antriebssysteme ein eigenes Hydraulikaggregat umfasst. Nicht nur lassen sich auf diese Weise kürzeste Leitungswege innerhalb des Hydraulikantriebs realisieren, was wiederum - infolge der reduzierten zu bewegenden Massen und geringeren Leitungs- verluste - günstig ist sowohl für eine hohe Maschinendynamik als auch für eine hohe Effizienz. Auch unter Gesichtspunkten der Montage-, Wartungs- und Servicefreundlichkeit bietet diese Bauweise, wie aus den weiteren Erläuterungen der vorliegenden Erfindung erkennbar wird, erhebliche Vorteile.
Gemäß einer anderen bevorzugten Weiterbildung der vorliegenden Erfindung ist die Federeinheit in mindestens eine hydraulische Zylinder-Kolben-Einheit des mindestens einen hydraulischen Antriebssystems integriert. Besonders bevorzugt ist sie als Gasfeder ausgeführt. Insoweit kann namentlich der (mit Hydraulikflüssigkeit gefüllte) Kolbenstangenarbeitsraum der betreffenden hydraulischen Zylinder-Kolben-Einheit hydraulisch mit einem externen, entsprechend vorgespannten Druckspei- eher - dieser hat mit dem vorstehend erläuterten Druckspeicher im hydraulischen Antriebssystem nichts zu tun - verbunden sein. Der allein dem Öffnen der Maschinenpresse dienende, hinsichtlich der Druckverhältnisse, Volumina und sonstigen konstruktiven Merkmale spezifisch auf die insoweit bestehenden Anforderungen abgestimmte Druckspeicher kann unmittelbar an dem Zylinder der betreffenden hydraulischen Zylinder-Kolben-Einheit angebaut sein, was wiederum nicht nur ein Verlegen gesonderter Hydraulikleitungen überflüssig macht, sondern auch - im Sinne optimaler Effizienz - die zu verschiebenden Massen und Leitungsverluste minimiert.
Noch günstiger ist es, wenn der Kolbenstangenarbeits- raum der betreffenden hydraulischen Zylinder-Kolben- Einheit selbst mit einem Federgas gefüllt ist, das bei der Abwärtsbewegung des oberen Werkzeugträgers komprimiert wird. Dies reduziert gegenüber der vorstehend dargelegten Ausgestaltung, weil keine Hydraulikflüssigkeit in dem Kolbenstangenarbeitsraum, zwischen diesem und dem (externen) Druckspeicher sowie im letzteren verschoben zu werden braucht, noch weitergehend die bewegten Massen, was zur Möglichkeit einer weiteren Steigerung der Maschinendynamik beiträgt. Der (gasgefüllte) Kolbenstangenarbeitsraum kann dabei mit innerhalb der Zylinder-Kolben-Einheit vorgesehenen internen gasgefüllten Ausgleichsräumen, die insbesondere im Kolben und/oder im Gehäuse angeordnet sein können, im kommunizierender Verbindung stehen, um die Federkennlinie der Gasfeder optimal an die jeweilige Anwendung anzupassen. Derartige interne Ausgleichsräume erlauben wiederum die Gestaltung besonders kompakter und leichter Antriebs - einheiten mit minimalen bewegten Massen, weil die axiale Länge des Kolbenstangenarbeitsraumes nicht nennenswert dem Hub der Antriebseinheit zu übersteigen
braucht, nur um einen die maximal komprimierte Gasfüllung aufnehmenden Restraum bereitzustellen. Die Anordnung des besagten Ausgleichsraums im Kolben an geeigneter Stelle kann im Übrigen zu einer weiteren Gewichtsreduktion beitragen.
Im Sinne einer ausgewogenen Abstimmung des Hydraulikantriebs im Hinblick auf die Optimierung der im Eilgang und im Pressgang bestehenden Verhältnisse ist es besonders vorteilhaft, wenn das Flächenverhältnis zwischen zweiter wirksamer Arbeitsfläche und erster wirksamer Arbeitsfläche mindestens 3 beträgt.
Bei einer wiederum anderen bevorzugten Weiterbildung der erfindungsgemäßen Maschinenpresse ist eine Maschinensteuerung vorgesehen, die von einem den Arbeitsdruck in dem mindestens einen hydraulischen Antriebssystem ermittelnden Drucksensor beaufschlagt wird. Die Berücksichtigung der bei der jeweils vorliegenden individuellen Pressaufgabe im Hydraulikantrieb tatsächlich bestehenden spezifischen Druckverhältnisse in der Maschinensteuerung gestattet eine zielgerichtete individuelle Einflussnahme auf den Hydraulikantrieb, und zwar nicht nur zur Minimierung der Dauer des jeweiligen Arbeitszyklus1 , sondern auch im Hinblick auf die Qualität das Ergebnisses der Werkstückumformung. Dies gilt in besonderer Weise in dem Falle, dass der Hydraulikantrieb der erfindungsgemäßen Maschinenpresse über zwei oder noch mehr autarke, in sich abgeschlossenen hydraulische Antriebssysteme verfügt, die über einen Abgleich der jeweiligen Druckverhältnisse in der (gemeinsamen) Maschinensteuerung steuerungstechnisch aufeinander abgestimmt werden können. So lässt sich beispielsweise die außermittige Beschickung der Maschinenpresse mit einem Werkstück steuerungstechnisch kompensieren.
Eine abermals andere bevorzugte Weiterbildung der erfindungsgemäßen Maschinenpresse zeichnet sich dadurch aus, dass bei dem mindestens einen hydraulischen Antriebssystem die mindestens eine hydraulische Zylinder- Kolben-Einheit und das zugeordnete Hydraulikaggregat einen Komplettantrieb mit einem gemeinsamen Steuer- , Ventil- und Leitungsblock darstellen, an den auch der zugeordnete Druckspeicher direkt angeschlossen ist, so dass keine freien Rohr- oder Schlauchleitungen existieren. Hierdurch lassen sich in vielerlei Hinsicht optimale bauliche und funktionale Verhältnisse erzielen, namentlich im Hinblick auf den erforderlichen Bauraum, die erzielbare Effizienz, den Montageaufwand, die Zuverlässigkeit, die Wartungs- und Servicefreundlichkeit. Dies kommt den anwenderseitigen Bedürfnissen und Interessen weitestgehend entgegen, zumal im Falle eines solchen hydraulischen Komplettantriebs mit einem - durch die Ausführung des Vorratsbehälters für die Hydraulikflüssigkeit als Druckspeicher - vollständig geschlossenen Hydrauliksystems ausschließlich elektrische Schnittstellen zur Maschinensteuerung existieren müssen. Das Hydraulikaggregat ist gemäß einer anderen bevorzugten Weiterbildung der Erfindung als Reversieraggregat, d.h. als Aggregat mit umkehrbarer Fördereinrichtung ausgeführt. Näheres hierzu ist weiter unten angegeben.
Bei besonderen Maschinenkonstellationen kann sich als vorteilhaft erweisen, wenn das mindestens eine hydraulische Antriebssystem zwei (ggf. unterschiedlich ausgelegte) wahlweise zuschaltbare Hydraul kpumpen umfasst. Namentlich kann in diesem Falle die Beaufschlagung der mindestens einen hydraulischen Zylinder-Kolben-Einheit im Eilgang und im Pressgang in einem größeren Spektrum individuell an die spezifische Pressaufgabe angepasst werden, insbesondere durch Beaufschlagung der ersten wirksamen Kolbenfläche im Eilgang mit zwei parallel betriebenen Hydraulikpumpen und Beaufschlagung der zweiten wirksamen Kolbenfläche im Pressgang mit nur einer Hydraulikpumpe .
Vor einem vergleichbaren Hintergrund kann es bei besonderen Maschinenkonstellationen günstig sein, wenn das mindestens eine hydraulische Antriebssystem zwei wahlweise zuschaltbare hydraulische Zylinder-Kolben- Einheiten umfasst, von denen eine im Eilgang durch hydraulische Verbindung der beiden Arbeitsräume miteinander - als Differentialzylinder geschaltet sein kann. Namentlich kann in diesem Falle im Eilgang - im Interesse einer schnellen Bewegung des oberen Werkzeugträgers - nur eine der hydraulischen Zylinder-Kolben- Einheiten beaufschlagt werden, während im Pressgang - zur Erhöhung der Presskraft - beide hydraulischen Zylinder-Kolben-Einheiten beaufschlagt werden.
Im Folgenden wird die vorliegende Erfindung anhand in der Zeichnung veranschaulichter bevorzugter Ausführungsbeispiele näher erläutert. Dabei zeigt
Fig. 1 in perspektivischer, teilweise schematischer
Ansicht ein Ausführungsbeispiel für eine als Abkantpresse ausgeführte, zwei hydraulische Antriebseinheiten aufweisende erfindungsgemäße Maschinenpresse,
Fig. 2 in perspektivischer Ansicht einen Komplettantrieb der bei der in Fig. 1 gezeigten Abkantpresse verwendeten Art,
Fig. 3 einen Hydraulikschaltplan der Antriebseinheiten der in Fig. 1 gezeigten Abkantpresse,
Fig. 4 eine Abwandlung des Hydraulikschaltplans nach
Fig. 3,
Fig. 5 den Hydraulikschaltplan einer abgewandelten
Antriebseinheit und
Fig. 6 eine Abwandlung des Hydraulikschaltplans nach
Fig. 5; weiterhin zeigt
Fig. 7 den Hydraulikschaltplan sowie (schematisch) die konstruktive Gestaltung einer Zylinder- Kolben-Einheit einer wiederum anderen bevorzugten Ausführungsform der Erfindung.
Die in Fig. 1 gezeigte, als Abkantpresse ausgeführte Maschinenpresse 1 weist eine zwei C-Rahmen 2 umfassende Maschinenstruktur 3 auf. In fester räumlicher Beziehung zu der Maschinenstruktur 3, nämlich jeweils an dem unteren Profilschenkel der beiden C-Rahmen 2 fixiert, ist an dieser ein unterer Werkzeugträger 4 mit einem unteren Biegewerkzeug 5 angeordnet. Ein mit einem oberen Biegewerkzeug 6 bestückter, in Fig. 1 in seiner obersten Stellung gezeigter oberer Werkzeugträger 7 ist relativ zu dem unteren Werkzeugträger 4 um einen Betriebshub H linear auf und ab verfahrbar (Doppelpfeil A) . Da die in Fig. 1 gezeigte Abkantpresse in diesem Umfang dem hinlänglich bekanten Stand er Technik entspricht, sind weitere Erläuterungen insoweit entbehrlich. Dies gilt auch für als solche bekannte, hier nicht gezeigte konstruktive Details, z.B. im Hinblick auf die Verbindung der Biegewerkzeuge mit dem jeweils zugeordneten Werkzeugträger.
Um die abwärts gerichtete Bewegung des oberen Werkzeugträgers zu bewirken, sind zwei hydraulische Antriebs - Systeme, nämlich ein linkes hydraulisches Antriebssystem 8 und ein rechtes hydraulisches Antriebssystem 9 vorgesehen, die gemeinsam einen auf den oberen Werkzeugträger 7 wirkenden Hydraulikantrieb 10 bilden. Die beiden hydraulischen Antriebssysteme 8 und 9 sind abgeschlossen und autark, d.h. sie weisen keinerlei hydraulische Verbindung zueinander auf. Sie sind in Form von Komplettantrieben 11 ausgeführt.
Jeder der beiden - spiegelbildlich ausgeführten - Komplettantriebe 11 umfasst insbesondere (vgl. auch den Hydraulikschaltplan nach Fig. 3) eine hydraulische Zylinder-Kolben-Einheit 12 mit einem Zylinder 13 und ei- nem darin geführten Kolben 14 , dessen Kolbenstange mit dem oberen Werkzeugträger 7 fest verbunden ist, und ein die hydraulische Zylinder-Kolben-Einheit 12 beaufschlagendes Hydraulikaggregat 15 mit einer durch einen
Elektromotor 16 angetriebenen reversierbaren Hydraulikpumpe 17. Die Hydraulikpumpe 17 ist als Einbaupumpe in einem gemeinsamen Steuer-, Ventil- und Leitungsblock 18 untergebracht, der damit zugleich auch einen Pumpenblock bildet und an dem unmittelbar auch der Zylinder 13 und der Elektromotor 16 angeflanscht sind. Weiterhin ist direkt an dem Steuer-, Ventil- und Leitungsblock 18 ein Druckspeicher 19 angeflanscht, der einen Vorratsund Ausgleichsbehälter für die Hydraulikflüssigkeit des hydraulischen Antriebssystems 8 bildet und insbesondere das Hydraulikaggregat 15 versorgt. Das Hydrauliksystem ist hermetisch abgeschlossen. In ihm ist die Hydraulikflüssigkeit eingespannt und herrscht ständig und überall zumindest ein über dem Umgebungsdruck liegender Basisdruck, der ihm durch den Druckspeicher 19 aufgeprägt wird. Indem die hydraulische Zylinder-Kolben-Einheit 12, der Druckspeicher 19 und erforderliche, in Fig. 1 und 2 nur schematisch veranschaulichte Ventile 20 sowie ein Filter 33 für das Hydrauliköl direkt an den Steuer- , Ventil- und Leitungsblock 18 angeflanscht sind und die Hydraulikpumpe in diesem untergebracht ist, existieren keinerlei die besagten hydraulischen Komponenten miteinander verbindende freie, d.h. außerhalb des Steuer-, Ventil- und Leitungsblocks 18 verlegte Rohr- oder Schlauchleitungen . Der obere Werkzeugträger 7 ist mittels einer Federeinrichtung 21, die das Gewicht des oberen Werkzeugträgers 7 , des hieran angebauten Werkzeugs 6 und der mit dem oberen Werkzeugträger verbundenen Komponenten des Hydraulikantriebs 10, d.h. der Kolben 14 der beiden hydraulischen Antriebssysteme 8 und 9, sowie die durch den in den beiden hydraulischen Antriebssystemen herrschenden Basisdruck implizierte Schließkraft überkompensiert, in seine obere Endlage (Fig. 1) vorgespannt. Die Federeinrichtung ist dergestalt in die hydraulischen Zylinder-Kolben-Einheiten 12 der beiden hydraulischen Antriebssysteme 8 und 9 integriert ist, dass jeweils der Kolbenstangenarbeitsraum 22 der hydraulischen Zylinder-Kolben-Einheiten 12 hydraulisch mit einem zugeordneten externen Druckspeicher 23 verbunden ist. Der externe Druckspeicher 23 ist dabei direkt an den zugeordneten Zylinder 13 angeflanscht, so dass wiederum keinerlei den Druckspeicher 23 mit der zugeordneten hydraulischen Zylinder-Kolben-Einheit 12 verbindende freie Rohr- oder Schlauchleitung existiert. Durch entsprechende Gas-Vorspannung in den Druckspeichern 23 ist die Federeinheit 21 als Gasfeder ausgeführt. Da die aufwärts gerichtete Bewegung des oberen Werkzeugträgers 7 allein durch die Federeinrichtung 21, d.h. durch Beaufschlagung der Kolbenstangenarbeitsräume 22 durch den jeweils zugeordneten Druckspeicher 23 erfolgt, bildet die Hydraulik der Federeinrichtung 21 ein abgeschlossenes System, indem insbesondere bei keiner der beiden Zylinder-Kolben-Einheiten 12 eine hydraulische Verbindung zwischen dem kolbenstangenseitigen Arbeitsraum 22 und dem kolbenseitigen Arbeitsraum 24 besteht. Der Hydraulikantrieb 10 der Abkantpresse ist zwischen einem Eilgang und einem Pressgang umschaltbar. Dabei erfolgt, nachdem die aufwärts gerichtete Kraft der Federeinrichtung 21 ständig in einer solchen Höhe auf den oberen Werkzeugträger 7 wirkt, dass das Gewicht aller bewegbaren Komponenten der Abkantpresse sowie die durch den in den beiden hydraulischen Antriebssystemen herrschenden Basisdruck implizierte Schließkraft überkompensiert und der obere Werkzeugträger in seine oberste Stellung vorgespannt wird, auch im Eilgang eine aktive Bewegung des oberen Werkzeugträgers 7 durch den Hydraulikantrieb 10, nicht indessen eine freie Bewegung aufgrund der Schwerkraft. Erreicht wird dies, indem in die Kolben 14 der beiden hydraulischen Zylinder-Kolben- Einheiten 12, nämlich jeweils eine darin eingebrachte Bohrung 25 jeweils ein Hilfskolben 26 eintaucht. Näheres hierzu ist der AT 8633 Ul (Fig. 3 und 4 samt zugehörige Beschreibung) entnehmbar. Im Ergebnis wird von dem Hydraulikaggregat im Eilgang eine vergleichsweise kleine erste wirksame Kolbenfläche 27 beaufschlagt, im Pressgang demgegenüber eine wesentlich größere zweite wirksame Kolbenfläche 48, die sich aus der ersten wirksamen Kolbenfläche 27 des Hilfsarbeitsraums 28 und der Ringfläche 29 des kobenseitigen Arbeitsraums 24 zusammensetzt. Zur Umschaltung zwischen dem Eilgang und dem Pressgang dient das Ventil 30, das im Eilgang die Verbindung des Hydraulikaggregats 15 zum Kolbenarbeitsraum 24 sperrt, im Pressgang demgegenüber öffnet. Im Eilgang erfolgt ein Füllen des Kolbenarbeitsraums 24 über den über ein Rückschlagventil 31 abgesicherten Pfad des Nachsaugventils 32. Das Hydraulikaggregat 15 und die hydraulische Zylinder-Kolben-Einheit 12, insbesondere dessen Hilfskolben 26 und erste wirksame Kolbenfläche 27, sind so aufeinander abgestimmt, dass im Eilgang - unter Berücksichtigung der Gewichtskraft der bewegbaren Komponenten der Abkantpresse und der Schließkraft, die sich durch den über den Druckspeicher 19 bereitgestellten, im Kolbenarbeitsraum 24 herrschenden Basisdruck einstellt - die Gegenkraft der Federeinrichtung 21 überwunden werden kann.
Für den Pressgang wird das Ventil 30 umgeschaltet, so dass das Hydraulikaggregat 15 parallel den Kolbenarbeitsraum 24 und den Hilfsarbeitsraum 28 beaufschlagt. Am Ende der Schließbewegung, d.h. typischerweise wenn der obere Werkzeugträger 7 eine vorgegebene Position erreicht, wird die Förderung des Hydraulikaggregats 15 heruntergefahren und gestoppt, so dass der obere Werkzeugträger anhält. Das Werkzeug hält dann kurze Zeit inne, bevor der sog. "Dekompressionshub" einsetzt, d.h. das langsame, kontrollierte Abheben des oberen Werkzeugs und Öffnen der Presse über einen geringen Hub (z.B. 2-3 mm) durch Förderrichtungsumkehr des rever- sierbaren Hydraulikaggregats. Am Ende des Dekompressi- onshubes, d.h. wenn der hohe Druck im System zumindest im Wesentlichen abgebaut ist, werden das Ventil 30 und das Nachsaugven il 32 umgesteuert, so dass sich in dem Kolbenarbeitsraum 24 der durch den Druckspeicher 19 auf das System aufgeprägte Basisdruck einstellt und der Kolben 14 unter der Einwirkung der Federeinrichtung 21 einfährt. Das Einfahren des Kolbens 14 erfolgt dabei im Eilgang kontrolliert (gebremst) , indem der Hilfsar- beitsraum 28 über das weiterhin mit gegenüber dem
Schließen der Presse umgekehrter Pörderrichtung betriebene Hydraulikaggregat 15 kontrolliert und gesteuert in den Druckspeicher 19 entleert wird. Insoweit ist, wie dies in Fig. 3 dargestellt ist, bei diesem hydraulischen Antriebssystem die Förderleistung des Hydraulikaggregats 15 um- und einstellbar. Veranschaulicht sind weiterhin der Ölfilter 33 und ein Ölkühler 34. Letzterer steht damit im Zusammenhang, das das Fassungsvermögen des Druckspeichers 19 vergleichsweise gering ist, jedenfalls deutlich kleiner als das herkömmlicherweise eingesetzter belüfteter Tanks, so dass für die Wärmeabfuhr nur eine verminderte Oberfläche zur Verfügung steht. Die Maschinensteuerung S kommuniziert über entsprechende Steuerleitungen mit dem Motor 16 des Hydraulikaggregats 15 sowie dem Ventil 30 und dem Nachsaug- ventil 32, und zwar den entsprechenden Komponenten beider hydraulischer Antriebssysteme 8 und 9.
Das in Fig. 4 veranschaulichte modifizierte Hydrauliksystem unterscheidet sich von demjenigen nach Fig. 3 im Wesentlichen durch eine andere Ausführung des Hydraulikaggregats 15'. Dieses umfasst nämlich eine Konstantpumpe 35, d.h. eine kontinuierlich fördernde Pumpe.
Dementsprechend ist druckseitig ein Druckbegrenzungs- ventil 36 vorgesehen, welches die über den in dem jeweiligen Betriebspunkt bestehenden Bedarf hinausgehende Fördermenge absteuert. Weiterhin ist zwischen dem Hydraulikaggregat 15' und der hydraulischen Zylinder- Kolben-Einheit 12 ein 3/3 -Wegevantil 37 angeordnet. Dieses kann neben der gezeigten Nullstellung, in der die drei Anschlüsse gegeneinander gesperrt sind, eine Schließen-Stellung und eine Öffnen-Stellung einnehmen. In der Schließen-Stellung werden - in Abhängigkeit von der Stellung des Ventils 30 - entweder nur der Hilfsar- beitsraum 28 (Eilgang) oder aber dieser und zusätzlich auch der Kolbenarbeitsraum 24 (Pressgang) von dem Hydraulikaggregat 15' beaufschlagt. In der Öffnen-Stellung der Zylinderanschluss 38 mit dem Druckspeicher 19 verbunden. Dabei gelten für das Ende des Pressganges und das Öffnen der Presse die obigen Ausführungen in ähnlicher Weise. Am Ende der Schließbewegung, d.h. typischerweise wenn der obere Werkzeugträger 7 eine vorgegebene Position erreicht, wird das Wegeventil 37 in seine Nullstellung (Sperrstellung) umgesteuert, so dass der obere Werkzeugträger anhält. Um den "Dekompressi- onshub" einzuleiten, wird das Wegeventil 37 in seine Öffnen-Stellung umgesteuert, wobei der Druckabbau sowohl im Kolbenarbeitsraum 24 als auch im Hilfsarbeits- raum 28 und das langsame, gesteuerte Abheben des oberen Werkzeugs und Öffnen der Presse kontrolliert über eine Ablasskante erfolgt. Am Ende des Dekompressionshubes werden das Ventil 30 und das Nachsaugventil 32 umgesteuert, so dass sich in dem Kolbenarbeitsraum 24 der durch den Druckspeicher 19 auf das System aufgeprägte Basisdruck einstellt und der Kolben 14 unter der Einwirkung der Federeinrichtung 21 einfährt. Das Einfahren des Kolbens 14 erfolgt dabei im Eilgang kontrolliert (gebremst) , indem der Hilfsarbeitsraum 28 über das Wegeventil 37, nämlich über dessen Ablasskante kontrol- liert und gesteuert in den Druckspeicher 19 entleert wird.
Gezeigt ist in Fig. 4 weiterhin ein den in der hydraulischen Zylinder-Kolben-Einheit 12 herrschenden Arbeitsdruck ständig aufnehmender Drucksensor 39. Das Drucksignal wird in der Maschinensteuerung S verarbeitet. Es kann dabei insbesondere in dem Sinne als Hilfsregelgröße genutzt werden, als das Signal des unabhängig arbeitenden Wegmessgebers auf seine Plausibilität hin überprüft und für die weitere Verarbeitung in der Steuerung ggf. modifiziert wird. Letzteres kommt insbesondere in Betracht, wenn das Wegmesssignal (z.B. bei einem festsitzenden Bauteil und/oder übermäßiger Haftreibung) keinerlei Bewegung indiziert, das Drucksignal indessen einen solchen Arbeitsdruck innerhalb der Hydraulik angibt, dass eine Bewegung des oberen Werkzeugträgers eigentlich zu erwarten wäre. Durch Berücksichtigung bzw. Auswertung des Drucksignals können solche außergewöhnlichen Betriebszustände erkannt und kann auf die Maschinensteuerung Einfluss genommen werden, beispielsweise um ein die Sicherheit am Arbeitsplatz gefährdendes schlagartiges Losbrechen des oberen Werkzeugträgers bei weiterer Druckerhöhung zu verhindern. Auch kann, nachdem der Drucksensor auf Veränderungen innerhalb des Hydraulikantriebs früher reagiert als das Wegmesssystem, durch Abgleich der Signale des Wegmess- systems und des Drucksensors die Steuerung im Sinne einer möglichst exakten Einhaltung eines vorgegebenen Geschwindigkeitsprofils für den oberen Werkzeugträger optimiert werden, was dazu beitragen kann, die Zykluszeit - insbesondere durch Minimierung der Übergangszeiten - weiter zu verkürzen.
Das Hydrauliksystem gemäß dem in Fig. 5 veranschaulichten Hydraulikschaltplan unterscheidet sich von dem nach Fig. 4 insbesondere dadurch, dass es zwei baulich getrennte hydraulische Zylinder-Kolben-Einheiten 12'A und 12 'B aufweist, deren Kolben 14' allerdings beide mit dem oberen Werkzeugträger 7 verbunden und auf diese Weise miteinander gekoppelt sind. Von den beiden hydraulischen Zylinder-Kolben-Einheiten 12'A und 121 B ist wahlweise, über das Ventil 30' umschaltbar, nur einer durch das Hydraulikaggregat 15' beaufschlagbar, nämlich die in der Zeichnung rechts dargestellte hydraulische Zylinder-Kolben-Einheit 12'A, oder aber beide Zylinder- Kolben-Einheiten 12'A und 12' B simultan und parallel. Im Eilgang wird allein die hydraulische Zylinder- Kolben-Einheit 12'A beaufschlagt, so dass die erste wirksame Kolbenfläche 45 identisch ist mit der Stirnfläche des Kolbens 14'A. Der Kolbenarbeitsraum 24 'B der anderen hydraulischen Zylinder-Kolben-Einheit 12'B, der keinerlei Verbindung hat zu dem zugeordneten, wiederum allein von der Federeinrichtung 21 beaufschlagten Kol- benstangenarbeitsraum 22 'B, füllt sich über das Nach- saugventil 32. Zur Vermeindung unnötiger Hydraulikströme können im Eilgang der Kolbenarbeitsraum 24' A und der Kolbenstangenarbeitsraum 22Ά der hydraulischen Zylinder-Kolben-Einheit 12'A über das Ventil 40 kurzgeschlossen werden; bei dieser Schaltstellung des Ventils 40 wirkt die hydraulische Zylinder-Kolben-Einheit 12'A als Differentialzylinder. Im Pressgang, wenn über eine entsprechende Schaltung des Ventils 30 beide hydraulischen Zylinder-Kolben-Einheiten 12'A und 12 'B kolben- seitig von dem Hydraulikaggregat 151 beaufschlagt werden, d.h. die Stirnfläche des Kolbens 1 Ά und die Stirnfläche 46 des Kolbens 14 'B zusammen die zweite wirksame Kolbenfläche 47 bilden, wird der Kolbenstangenarbeitsraum 22 ' A der hydraulischen Zylinder-Kolben- Einheit 12 Ά durch Umsteuerung des Ventils 40 mit dem Druckspeicher 19 verbunden, um die maximale Schließkraft bereitzustellen.
Gezeigt ist in Fig. 5 weiterhin ein den an der Druckseite des Hydraulikaggregats 15' herrschenden Pumpendruck ständig aufnehmender weiterer Drucksensor 41. Auch das Drucksignal dieses Drucksensors wird in einer für beide hydraulischen Antriebssysteme gemeinsamen Maschinensteuerung verarbeitet.
Das in Fig. 6 veranschaulichte modifizierte Hydrauliksystem unterscheidet sich von demjenigen nach Fig. 5 im Wesentlichen durch ein Hydraulikaggregat 15" mit Doppelpumpe. Während die Druckseite der einen Pumpe 17 "A ständig mit dem Druckanschluss 42 des Wegeventils 37 verbunden ist, kann die Druckseite der anderen Pumpe 17"B über das Ventil 43 mit dem Druckspeicher 19 verbunden und die Pumpe 17 "B somit auf Umlaufförderung geschaltet werden. Im Eilgang des Hydraulikantriebs fördern - aufgrund entsprechender Schaltstellung des Ventils 43 - beide Pumpen 17 "A und 17"B zu der hydraulischen Zylinder-Kolben-Einheit 12' A. Im Pressgang fördert indessen - infolge einer Umsteuerung des Ventils 43 - nur die Pumpe 17 "A zu beiden hydraulischen Zylinder-Kolben-Einheiten 12'A und 12'B, während die Pumpe 17 "B im Kreislauf fördert. Das Rückschlagventil 44 sichert die Druckseite der Pumpe 17 "A gegen das Ventil 4 ab.
Das Hydrauliksystem nach Fig. 7 entspricht in wesentli chen Aspekten demjenigen nach Fig. 3. Aus diesem Grund gelten für es die Erläuterungen und Erklärungen der Fig. 3 in entsprechender Weise, mit Ausnahme der nachstehend nachgelegten Abweichungen.
Bei der (schematisch dargestellten) Zylinder-Kolben- Einheit 12 ist der Kolbenstangenarbeitsraum 22 mit einem Federgas gefüllt, wobei die Gasfüllung über einen entsprechenden Fülldruck unter einer Vorspannung steht Die schematisch am Kolben 14 veranschaulichten, auf de Innenfläche 50 des Zylinders 13 dichtend anliegenden Dichtungen 51 sind im Hinblick darauf, dass sie gegenüber dem kolbenseitigen hydraulischen Arbeitsraum 24 einen Gasraum abgrenzen, in als solches bekannter geeigneter Weise ausgeführt. Mit dem Kolbenstangenarbeitsraum 22 stehen über entsprechende Kanäle 52 bzw. 53 zwei - jeweils ringförmig ausgeführte - Ausgleichsräume strömungstechnisch in Verbindung, nämlich ein zy linderseitiger erster Ausgleichsraum 54 und ein kolben seitiger zweiter Ausgleichsraum 55. Durch die Bereitstellung der entsprechenden Ausgleichsräume für die Gasfüllung der Gasfedereinheit 21 steht die axiale Län ge des Kolbenstangenarbeitsraums 22 mehr oder weniger vollständig für den Hub des Kolbens zur Verfügung, d.h es wird im Kolbenstangenarbeitsraum 22 nur ein geringes oder gar kein Restvolumen benötigt.
Lediglich zur Vermeidung von Missverständnissen ist an dieser Stelle nochmals zu betonen, dass es sich bei der Veranschaulichung der Zylinder-Kolben-Einheit 12 nach Fig. 7 um ein schematische Darstellung handelt, nachdem insbesondere ohne weiteres erkennbar ist, dass der Zylinder 13 nicht einteilig aufgebaut sein kann, sondern - in als solches bekannter Weise - aus mehreren Teile zusammengefügt ist.

Claims

Patentansprüche
1. Maschinenpresse (1), insbesondere Abkantpresse, mit einer Maschinenstruktur (3) , einem in fester räumlicher Beziehung zu der Maschinenstruktur angeordneten unteren Werkzeugträger (4) , einem oberen Werkzeugträger (7) , der relativ zu dem unteren Werkzeugträger um einen Betriebshub (H) linear auf und ab verfahrbar (A) ist, und einem auf den oberen Werkzeugträger wirkenden, die abwärts gerichtete Bewegung des oberen
Werkzeugträgers bewirkenden Hydraulikantrieb (10) , welcher mindestens ein abgeschlossenes, autarkes hydraulisches Antriebssystem (8; 9) aufweist, welches seinerseits mindestens eine hydraulische Zylinder-Kolben-Einheit (12; 12' A, 12 'Β) und mindestens ein diese beaufschlagendes, aus einem Vorratsbehälter versorgtes Hydraulikaggregat (15, 15', 15") umfasst, mit den folgenden Merkmalen:
- das mindestens eine hydraulische Antriebssystem (8; 9) ist zwischen einem Eilgang, in dem eine erste wirksame Kolbenfläche (27; 45) von dem mindestens einen Hydraulikaggregat beaufschlagt wird, und einem Pressgang, in dem das
mindestens eine Hydraulikaggregat eine
gegenüber der ersten wirksamen Kolbenfläche wesentlich größere zweite wirksame Kolbenfläche (48; 47) beaufschlagt, umschaltbar;
- die Hydraulikflüssigkeit des mindestens einen hydraulischen Antriebssystems ist in einem den Vorratsbehälter bildenden Druckspeicher (19) bevorratet, der dem gesamten betreffenden hydraulischen Antriebssystem ständig zumindest einen über dem Umgebungsdruck liegenden Basisdruck aufprägt;
- zwischen dem kolbenstangenseitigen Arbeitsraum (22; 22 'Β) und dem kolbenseitigen Arbeitsraum (24; 24 'Β) mindestens einer hydraulischen
Zylinder-Kolben-Einheit (12; 12' B) des mindestens einen hydraulischen Antriebssystems besteht keinerlei hydraulische Verbindung;
- der obere Werkzeugträger (7) ist mittels einer Federeinrichtung (21) , die das Gewicht des oberen Werkzeugträgers, des hieran angebauten Werkzeugs und der mit dem oberen Werkzeugträger verbundenen Komponenten des Hydraulikantriebs sowie die durch den in dem mindestens einen hydraulischen Antriebssystem herrschenden Basisdruck implizierte Schließkraft
überkompensiert, in seine obere Endlage vorgespannt .
2. Maschinenpresse nach Anspruch 1, dadurch
gekennzeichnet, dass der Hydraulikantrieb (10) zwei hydraulische Antriebssysteme (8, 9) mit jeweils zumindest einer Zylinder-Kolben-Einheit (12; 12' A, 12' B) umfasst, wobei jedes der beiden hydraulischen Antriebssysteme ein eigenes
Hydraulikaggregat (15; 15', 15") umfasst.
3. Maschinenpresse nach Anspruch 1 oder Anspruch 2 , dadurch gekennzeichnet, dass die Federeinrichtung (21) in mindestens eine hydraulische Zylinder- Kolben-Einheit (12; 12' B) des mindestens einen hydraulischen Antriebssystems (8, 9) integriert ist .
4. Maschinenpresse nach Anspruch 3, dadurch
gekennzeichnet, dass die Federeinrichtung (21) als Gasfeder ausgeführt ist, wobei der
Kolbenstangenarbeitsraum (22) eine Gasfüllung aufweist .
5. Maschinenpresse nach Anspruch 4, dadurch
gekennzeichnet, dass an den
Kolbenstangenarbeitsraum (22) ein gasgefüllter kolbenseitiger Ausgleichsraum (55) und/oder ein gasgefüllter zylinderseitiger Ausgleichsraum (54) Strömungstechnik angeschlossen ist .
6. Maschinenpresse nach Anspruch 3, dadurch
gekennzeichnet, dass die Federeinrichtung (21) als Gasfeder ausgeführt ist, wobei bevorzugt der Kolbenstangenarbeitsraum (22; 22'B) der
hydraulischen Zylinder-Kolben-Einheit (12; 12'B) hydraulisch mit einem externen Druckspeicher (23) verbunden ist.
7. Maschinenpresse nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass das Flächenverhältnis zwischen zweiter wirksamer Arbeitsfläche (48) und erster wirksamer Arbeitsfläche (27) mindestens 3 beträgt .
Maschinenpresse nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass eine
Maschinensteuerung (S) vorgesehen ist, die von einem den Arbeitsdruck in dem mindestens einen hydraulischen Antriebssystem (8, 9) ermittelnden Drucksensor (39, 41) beaufschlagt wird.
Maschinenpresse nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass bei dem mindestens einen hydraulischen Antriebssystem (8, 9) die mindestens eine hydraulische Zylinder-Kolben- Einheit (12) und das zugeordnete Hydraulikaggregat (15) einen Komplettantrieb (11) mit einem
gemeinsamen Steuer-, Ventil- und Leitungsblock (18) darstellen, an den auch der zugeordnete
Druckspeicher (19) direkt angeschlossen ist, so dass keine freien Rohr- oder Schlauchleitungen existieren.
Maschinenpresse nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass das mindestens eine hydraulische Antriebssystem (8, 9) zwei wahlweise zuschaltbare, bevorzugt unterschiedlich ausgelegte Hydraulikpumpen (17"A, 17 "B) umfasst.
11. Maschinenpresse nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass das mindestens eine hydraulische Antriebssystem (8, 9) zwei wahlweise zuschaltbare hydraulische Zylinder-Kolben- Einheiten (12Ά, 12' B) umfasst, von denen eine (12' A) im Eilgang als Differentialzylinder
geschaltet ist.
12. Maschinenpresse nach einem der Ansprüche 1 bis 11, dadurch gekennzeichnet, dass von der mindestens einen hydraulischen Zylinder-Kolben-Einheit (12; 121 A, 12'B) der Zylinder (13) in einer festen räumlichen Beziehung zu der Maschinenstruktur (3) angeordnet und die Kolbenstange mit dem oberen Werkzeugträger (7) verbunden ist.
13. Maschinenpresse nach einem der Ansprüche 1 bis 12, dadurch gekennzeichnet, dass das Hydraulikaggregat reversierbar ausgeführt ist.
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