WO1989003484A1 - Hydraulique drive system - Google Patents

Hydraulique drive system Download PDF

Info

Publication number
WO1989003484A1
WO1989003484A1 PCT/DE1988/000635 DE8800635W WO8903484A1 WO 1989003484 A1 WO1989003484 A1 WO 1989003484A1 DE 8800635 W DE8800635 W DE 8800635W WO 8903484 A1 WO8903484 A1 WO 8903484A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
pressure
valve
drive
piston
hydraulic cylinder
Prior art date
Application number
PCT/DE1988/000635
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Eckehart Schulze
Original Assignee
Eckehart Schulze
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Eckehart Schulze filed Critical Eckehart Schulze
Priority to DE8888908928T priority Critical patent/DE3861589D1/de
Priority to AT88908928T priority patent/ATE60113T1/de
Publication of WO1989003484A1 publication Critical patent/WO1989003484A1/de

Links

Classifications

    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B21—MECHANICAL METAL-WORKING WITHOUT ESSENTIALLY REMOVING MATERIAL; PUNCHING METAL
    • B21D—WORKING OR PROCESSING OF SHEET METAL OR METAL TUBES, RODS OR PROFILES WITHOUT ESSENTIALLY REMOVING MATERIAL; PUNCHING METAL
    • B21D28/00—Shaping by press-cutting; Perforating
    • B21D28/002—Drive of the tools
    • 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

Definitions

  • the invention relates to a hydraulic drive device for a machine element, e.g. a punching or embossing tool which, in the course of a machining cycle of a workpiece, executes a rapid feed movement leading to it with the same direction of movement, then the working stroke and then a rapid return movement returning to the starting position, and with the further ones mentioned in the preamble of patent claim 1 , generic characteristics.
  • a machine element e.g. a punching or embossing tool which, in the course of a machining cycle of a workpiece, executes a rapid feed movement leading to it with the same direction of movement, then the working stroke and then a rapid return movement returning to the starting position, and with the further ones mentioned in the preamble of patent claim 1 , generic characteristics.
  • the operating pressure-dependent switchover from rapid feed mode to load feed mode is often selected, i.e. if the pressure in the drive pressure chambers of the differential cylinder exceeds a threshold value, it is controlled by means of a pressure-controlled area - Switchover valve switched from rapid feed operation to load feed operation.
  • the pressure-controlled valve could be considered to equip the pressure-controlled valve with an electromagnetic hold control in such a way that it is additionally provided with a control magnet which, as soon as the valve - depending on the pressure - changes from rapid feed operation to load feed -Operation is switched, the valve for a defined period of time in the functional position mediating the load-feed operation holds.
  • a control magnet which, as soon as the valve - depending on the pressure - changes from rapid feed operation to load feed -Operation is switched, the valve for a defined period of time in the functional position mediating the load-feed operation holds.
  • the object of the invention is therefore to improve a hydraulic drive device of the type mentioned in such a way that a need-based switchover of the drive device from rapid feed operation to load feed operation and from this again to rapid feed operation or final rapid withdrawal operation, independently on the thickness of a workpiece to be machined.
  • the surface switching valve provided below as an exclusively pressure-dependent controlled valve, in which the response pressure can be defined in a defined manner by the closing force of a check valve which can be set according to claim 2, in combination with a directional valve which, as it were, generates the "hysteresis" that is required
  • a significant advantage over known drive devices is obtained from the point of view of saving time and achieved a high level of functional reliability due to the simplicity of the overall structure.
  • Fig. 1 is a schematic representation of a hydraulic drive device according to the invention, in which the drive element and the surface switching valve are each shown in section along their central longitudinal axes and
  • the hydraulic drive device according to the invention shown in FIG. 1, to the details of which is expressly referred to, designated overall by 10, is assumed without restriction of generality as a drive head for a punching or embossing machine, in which as a drive element for a tool 11, by means of which a workpiece 12, e.g. a steel plate which can be subjected to a penetrating or shaping cold deformation, a hydraulic cylinder designated as a whole is provided, which in the special embodiment shown is designed as a double-acting, linear hydraulic cylinder.
  • This hydraulic cylinder 13 is assumed to be arranged as "standing”, i.e. with a vertical course of its central longitudinal axis 14 with respect to a horizontally arranged machine table 16, by which the machine frame, not shown in the rest, is represented, on which, fixed to the frame, the housing 17 of the hydraulic cylinder 13 is also permanently mounted.
  • the workpiece 12 resting on the machine table 16 can be fixed to the machine table 16 by means of a holding device (not shown).
  • the hydraulic cylinder 13 is designed as a differential cylinder whose piston 18, which can be displaced up and down, within the cylinder bore 19 delimits two drive pressure chambers 21 and 22 in a pressure-tight manner from one another, through their valve-controlled, joint or alternative application of the output pressure P, one with a total of 23 designated pressure supply unit and, if necessary, pressure relief of each of the two drive pressure chambers 21 or 22, the feed and retraction strokes of the piston 18 or the tool 11 required for the machining of workpieces 12 can be controlled as required.
  • the effective amount of the piston surface 24 which delimits the movable piston pressure space 21 according to the illustration in FIG. 1 is equal to the cross-sectional area F 1 of the cylinder bore 19.
  • K 1 F 1 . P (1).
  • F 2 is the effective cross-sectional area of the cylinder bore 19, in which the cylinder piston 18 is displaceably guided in a pressure-tight manner, designated by an inner housing step housing bore 29, in which the piston 18, which is fixedly connected to the piston 18 and is, for example, embodied in one piece with it, is displaceably guided in a pressure-tight manner, at the lower, free end of which the tool 11 is fastened.
  • F 3 denotes the effective amount of the essentially circular “differential area” 32 on which a pressure coupled into the lower drive pressure chamber 22 acts on the cylinder piston 18 in the sense of generating the force K 2 .
  • the area ratio F 1 / F 3 has the value 2/1.
  • the maximum amount of this feed force K 3 is - at the value 2/1 of the area ratio F 1 / F 3 chosen for the explanation - limited to 50% of the maximum achievable feed force K 1 , which can be achieved if only the upper drive pressure chamber 21 is acted upon by the outlet pressure P of the auxiliary pressure source 23, but the lower drive pressure chamber 22 is relieved to the tank 34 of the pressure supply unit 23.
  • the lower drive pressure chamber 22 is acted upon by the outlet pressure of the pressure supply unit 23 and the upper drive pressure chamber 21 toward the tank 34 of the pressure supply unit 23 relieved, which consists of a high-pressure pump 36 and a pressure relief valve 37 that can be adjusted to a desired outlet pressure range, as shown in FIG.
  • an electrically controllable directional control valve 38 is provided, which has a neutral center position "centered" by return springs 39 and 41, in the basic position 0, in which the Pressure supply unit 23 works in circulation.
  • this directional control valve 38 can be controlled, in each case from its basic position, into alternative functional positions I or II, one of which - the functional control I of the feed direction of the piston movement and its others - the functional position II - the withdrawal direction of the piston or tool movement are assigned.
  • the control signals required for the motion control for the control magnets 42 and 43 of the directional control valve 38 are generated by a driver stage 44, which in turn can be electronically controlled manually, for example via hand switches (not shown) or automatically in the sense of the required motion sequence.
  • the directional control valve 38 is designed as a 3/3-way valve, via which only the connection of the drive pressure chamber 21, which is larger in cross-section, as shown in FIG. 1, is either connected to the high-pressure outlet 46 of the pressure supply Unit 23 or at its tank port 47 is controllable.
  • This surface switch valve 53 which is shown in FIG. 1 in its basic position corresponding to the non-activated state of the drive device 10, is, on the one hand, a pressure-controlled directional valve which, depending on the pressures in the drive pressure chambers 21 and 22 of the drive hydraulic cylinder 13 prevail, automatically as required, the connection of the annular drive pressure chamber 22 of the hydro Cylinder to the high-pressure outlet 46 of the pressure supply unit 23 conveys in which case the maximum feed force that can be used for machining the workpiece 12 is given by the relationship (3), but a relatively high feed speed can be used for this, alternatively the pressure relief of this drive pressure chamber 22 conveyed to the tank 34 of the pressure supply unit 23 when an increased feed force is required for the machining of the workpiece 12, the maximum amount of which is given by the relationship (1), but in which case the feed speed that can then still be used by a factor of F 3 / F 1 is reduced.
  • this surface switch valve 53 fulfills the function that after it had been switched into its functional position which mediated the pressure relief of the annular drive pressure chamber 22 and thereby enabled the use of an increased feed force, only then again in its pressurization of the annular drive pressure chamber 22 mediating function position is switched back after the - for example penetrating - machining of the workpiece 12 the need for feed force on the tool 11 has become a defined minimum amount ⁇ K lower than the amount of the feed force or the operating pressure in the drive pressure chambers 21 and 22 of the hydraulic cylinder 13 , by exceeding which the switching of the surface switching valve 53 in which the pressure relief of the annular drive pressure chamber 22 was triggered.
  • the surface switching valve 53 is designed in more detail as follows:
  • the surface switching valve 53 comprises a first valve chamber 57, which is permanently connected to the tank connection 47 of the pressure supply unit 53 via a relief flow path 58 and is thus kept depressurized.
  • valve chamber 57 is sealed off from the outside with a set screw, as it were, which forms the end end wall of the valve 61, which is denoted overall by 59.
  • a valve closing spring 62 is adjustable, which engages a centering piece 63, which urges a valve body formed as a ball 64 of a seat valve, generally designated 66, against its valve seat 67, ie into the closed position of this seat valve 66, which is formed by the inner, ie the clear diameter towards the smaller edge of a conical depression, which in turn serves to center the valve ball 64, of an intermediate wall 69 of the valve housing 59.
  • a valve channel 72 opening into the central valve chamber 71 extends between this valve seat 67 and a central valve chamber 71.
  • the central valve chamber 71 is in constant communication via a first hydraulic control line 73 Connection to the annular drive pressure chamber 22 of the hydraulic cylinder 13.
  • the central valve chamber 71 is bounded by the one bore step 74, the diameter of which is smaller, of a stepped bore of the housing 59, which is designated overall by 76, the diameter of which is larger at the other end of the housing 59 is sealed in a pressure-tight manner by a housing cover 78 which forms the end wall of the valve housing 59 there.
  • a stage piston In the two bore stages 74 and 77 of the stage bore 76, a stage piston, designated overall by 82, is displaceably guided in a pressure-tight manner with a piston stage 79 and 81, respectively, the smaller piston stage 79 of which forms an axially movable boundary of the central valve chamber 71, and its diameter after the larger piston stage 81, on the one hand, the axially movable boundary of an annular chamber 85 forms, which is axially fixed to the housing by the annular housing stage 83 mediating between the smaller bore stage 74 and the larger bore stage 77, and further the axially movable boundary of a control chamber 84 forms, the housing-fixed axial boundary is formed by the housing cover 78.
  • This control chamber 84 is held via a second hydraulic line S 86 in constant communication with the larger drive pressure chamber 21 of the drive hydraulic cylinder 13.
  • the stepped piston 82 is urged toward the valve ball 64 by a - weakly preloaded - return spring 87, which is supported on the inside of the housing cover 78, on which it is shown in FIG. 1 made basic position with a plunger-shaped, axial extension of its smaller piston stage 79 supports.
  • the outer diameter of this push-egg-shaped extension 88 is significantly smaller than the diameter of the valve channel 72 through which it passes.
  • the smaller piston stage 79 is offset from the larger piston stage 81 by an annular groove-shaped constriction 89 which is penetrated by a transverse bore 91 opening into the annular chamber 85.
  • This transverse bore 91 is in constant communication with the central valve chamber 71 via a central longitudinal bore 92 which penetrates the smaller piston stage 79 and its plunger-shaped extension 88 in the axial direction and one or more transverse bore (s) 93 in the plunger-shaped extension 88.
  • the smaller bore step 74 seen in the axial direction, is provided in its central region with an annular groove-shaped, radial extension 94, which is permanently connected to the high-pressure outlet 46 of the pressure supply unit 23 via a third control or pressure supply line 95.
  • the edge formed by the radially inner edge 96 of the upper groove flank 97 facing the central valve chamber 71 in accordance with FIG. 1 forms a control edge fixed to the housing, with which the outer edge 98 of the annular end face 99 of the smaller piston stage 79 delimiting the central valve chamber 51 cooperates as a movable control edge can.
  • the movable control edge 98 of the stepped piston 82 has a positive overlap with the control edge 96 fixed to the housing, this overlap ⁇ X 1 only a small fraction corresponds to the stroke X 1 that the stepped piston 82 can carry out from its illustrated basic position in the opening direction of the seat valve 66, ie in the direction of arrow 101, and also only a small fraction of that stroke X 2 that the stepped piston 82 in the opposite direction, ie can execute in the direction of arrow 102.
  • the annular chamber delimited by the annular groove-shaped extension 94 and the smaller piston step 59 regardless of the overlap ⁇ X 1 of the movable control edge 98 and the control edge 96 fixed to the housing, is not hermetically sealed against the central valve chamber 71, but stands with it a peripheral edge notch 103 with a small overflow cross-section still in communicating connection, which is however canceled when the stepped piston joins has performed a small fraction of its possible stroke in the direction of arrow 101, after which the annular groove-shaped extension 94 of the smaller bore step 74 communicating with the high-pressure outlet 46 of the pressure supply unit 23 is blocked off from the central valve chamber 71.
  • the preload of the valve closing spring 62 is or is set so high that the force with which the valve ball 64 is pressed against the circular valve seat 67 corresponds approximately to the force, for example 90% of that force, if the valve ball 66 within the by the Valve seat 67 bordered circular area with the maximum output pressure of the pressure supply unit 23 is applied. Assuming a maximum outlet pressure of the pressure supply unit 23 of 300 bar, the pretensioning of the closing spring 62 is accordingly set to a "closing pressure" of 270 bar equivalent value set.
  • the bias of the return spring 87 is negligible and equivalent to a pressure of only a few, for example 5 bar.
  • A is a predeterminable fraction of the area ratio of the order of 20%, by which the area ratio F 5 / F 4 should always be greater than the area ratio F 1 / F 3 of the areas of the piston 18 of the hydraulic cylinder 13 that can be pressurized.
  • the drive device 10 explained in terms of its structure works more specifically as follows: When the pressure supply unit 23 is switched on, the directional control valve 38 is first controlled in its energized position II. As a result, the larger drive pressure chamber 21 of the hydraulic cylinder 13 and the control chamber 84 of the surface switching valve 53 to the tank 34 of the pressure supply unit 23 are relieved, while at the same time the output pressure of the pressure supply unit 23 into the annular groove-shaped extension 94 of the Housing 59 of the surface switching valve 53, the central valve chamber 71 and the annular chamber 85 and via the first control line 73 is coupled into the annular drive pressure chamber 22 of the hydraulic cylinder 13. The piston 18 of the hydraulic cylinder 13 thereby initially reaches its upper end position, the basic position shown in FIG.
  • step piston 82 of the surface switching valve 53 which is in total on one of the cross-sectional area F 5 of its larger piston step 81 with the outlet pressure of the pressure supply Actuated, is pushed into its lower end position, shown in FIG. 2, ie removed from the valve ball 64.
  • This functional position of the surface switching valve 53 in combination with the excited position II of the directional control valve 38 also corresponds to the retracting operation of the hydraulic cylinder 18 after the tool 11 has carried out its working stroke.
  • the directional control valve 38 In order to initiate its feed operation from the basic position of the hydraulic cylinder piston 18, the directional control valve 38 is switched into its functional position I by energizing its first control magnet 42. As a result, both the upper drive pressure chamber 21 of the hydraulic cylinder 13 and the control chamber 84 of the surface switching valve 53 are connected to the high-pressure outlet 46 of the pressure supply unit 23 via the flow-through flow path 49 of the directional control valve 38.
  • the stepped piston 82 of the surface switching valve 53 is now relieved of pressure, since it is pressurized with neutral pressure both via the central valve chamber 71 and the annular chamber 85 and via the control chamber 84 with the outlet pressure P of the pressure supply unit.
  • the weak return spring 87 is now able to To shift the stepped piston in the direction of the valve ball 64, but the stepped piston remains held in a dynamic overlap of these control edges by the high pressure pump 36 to the annular groove extension 94 of the valve housing and via the control edges 96 and 98 of the housing or the stepped piston , depending on the amount of pressure oil flowing into the annular drive pressure chamber 22 of the drive cylinder 13.
  • the tool 11 is moved in rapid feed operation in the direction of the workpiece 12, this feed movement taking place in the drive pressure chambers 21 and 22 of the hydraulic cylinder 13 with only moderate pressure development.
  • the stepped piston thereby becomes further in the sense of lifting the valve ball 64 from its seat displaced, whereby the communicating connection of the central valve chamber 71 with the groove-shaped extension 94 which is still under the high outlet pressure of the pressure supply unit 23 is canceled.
  • the stepped piston moves into the “upper” end position shown in FIG. 3, in which the annular drive pressure chamber 22 is relieved via the central valve chamber 71 and the valve chamber 57, which is arranged “above” anyway, to the tank 34 of the pressure supply unit 23 .
  • the high output pressure of the pressure supply unit 23 is now only applied to the upper, larger drive pressure chamber 21 of the hydraulic cylinder 13, which now performs its working stroke with a lower feed rate but with a correspondingly increased force in the load feed operation.

Description

Hydraulische Antriebsvorrichtung
Die Erfindung betrifft eine hydraulische Antriebsvorrichtung für ein Maschinenelement, z.B. ein Stanz- oder ein Prägewerkzeug, das im Verlauf eines Bearbeitungszyklus eines Werkstückes eine zu diesem hinführende Eil-Vorschubbewegung hierauf mit derselben Bewegungsrichtung den Arbeitshub und anschließend eine in die Ausgangsstellung zurückführende Eil-Rückzugsbewegung ausführt, und mit den weiteren, im Oberbegriff des Patentanspruchs 1 genannten, gattungsbestimmenden Merkmalen.
Antriebsvorrichtungen dieser Art sind allgemein bekannt.
Problematisch bei solchen Antriebsvorrichtungen ist die lastgerechte Umschaltung des als Antriebselement vorgesehenen Differential-Hydrozylinders vom Eil-Vorschub-Betrieb, in dem sowohl die größere als auch die kleinere Arbeitsfläche des Antriebskolbens druckbeaufschlagt ist, die maximal erreichbare Vorschubkraft aber um das Verhältnis der kleineren zur größeren Kolbenfläche reduziert ist, in den Last-Vorschub-Betrieb, bei dem nur die größere Kolbenfläche mit dem Ausgangsdruck des Druckversorgungs-Aggregats beaufschlagt ist, die kleinere Kolbenfläche aber druckentlastet ist, was notwendig wird, wenn die im Eil-Vorschub-Betrieb entfaltbare Vorschubkraft nicht ausreicht, um z.B. das Werkstück bei einer stanzen den Bearbeitung zu durchstoßen. Wählt man eine wegabhängige Steuerung des Übergangs vom Eil-Vorschub-Betrieb in den Last-Vorschub-Betrieb, so hat dies den Nachteil, daß in Fällen, in denen die im Eil-Vorschub-Betrieb entfaltbare Vorschubkraft ausreichen würde, mithin im Eil-Vorschub-Betrieb weitergearbeitet werden könnte, zu große Zykluszeiten in Kauf genommen werden müssen. um diesbezügliche Zeiteinsparungen erzielen zu können, wird daher vielfach die Betriebsdruck-abhängige Umschaltung vom Eil-Vorschub-Betrieb in den Last-VorschubBetrieb gewählt, d.h., es wird, wenn der Druck in den Antriebsdruckräumen des Differentialzylinders einen Schwellenwert übersteigt, mittels eines druckabhängig gesteuerten Flächen-ümschaltventils vom Eil-VorschubBetrieb in den Last-Vorschub-Betrieb umgeschaltet. Es muß dann aber dafür Sorge getragen werden, daß der LastVorschub-Betrieb hinreichend lange aufrecht erhalten wird, um sicherzustellen, daß das druckabhängig gesteuerte Ventil nicht "zu früh" wieder auf Eil-Vorschub-Betrieb umschaltet, was zu unerwünschten Schwingungen und im Extremfall zu einem annähernden Stillstand des Werkzeuges führen könnte.
Um dies zu vermeiden, könnte daran gedacht werden, das druckabhängig gesteuerte Ventil mit einer elektromagnetischen Halte-Steuerung auszurüsten, derart, daß es zusätzlich mit einem Steuermagneten versehen ist, der, sobald das Ventil - druckabhängig - vom Eil-VorschubBetrieb auf den Last-Vorschub-Betrieb umgeschaltet wird, das Ventil für eine definierte Zeitspanne in der den Last-Vorschub-Betrieb vermittelnden Funktionsstellung hält. Dies hätte jedoch, um optimal kurze Zykluszeiten ausnutzen zu können zur Folge, daß die Verzögerungszeit, für die das druckabhängig schaltende Ventil mittels des Steuermagneten in seiner Lastbetrieb-Funktionsstellung gehalten wird, jeweils auf die Materialstärke des zu bearbeitenden Materials eingestellt werden müßte, was nicht nur mit erheblichem Zeitaufwand verbunden wäre, sondern auch in vielen Fällen Fehleinstellungen zur Folge hätte, die wiederum zu unnötig hohen Zykluszeiten führen würden.
Aufgabe der Erfindung ist es daher, eine hydraulische Antriebsvorrichtung der eingangs genannten Art dahingehend zu verbessern, daß eine bedarfsgerechte Umschaltung der Antriebsvorrichtung von Eil-Vorschub-Betrieb auf LastVorschub-Betrieb und von diesem wieder auf Eil-VorschubBetrieb bzw. abschließendem Eil-Rückzugsbetrieb, unabhängig von der Dicke eines zu bearbeitenden Werkstückes.
Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die im kennzeichnenden Teil des Patentanspruchs 1 genannten Merkmale gelöst.
Durch die hiernach vorgesehene Gestaltung des FlächenUmschaltventils als ein ausschließlich druckabhängig gesteuertes Ventil, bei dem durch die gemäß Anspruch 2 einstellbare Schließkraft eines Rückschlagventils der Ansprechdruck definiert einstellbar ist, in Kombination mit einem Wege-Ventil, das gleichsam die "Hysterese" erzeugt, die erforderlich ist, damit die Antriebsvorrichtung nicht "zu früh" auf Eil-Vorschub-Betrieb zurückschaltet, wird unter Gesichtspunkten der Zeiteinsparung ein wesentlicher Vorteil gegenüber bekannten Antriebsvorrichtungen und durch die Einfachheit des Gesamtaufbaues auch eine hohe Funktionszuverlässigkeit erzielt.
In Kombination hiermit ist die gemäß Anspruch 3 vorgesehene einfache Gestaltung des Richtungs-Steuerventils möglich.
Weitere Einzelheiten und Merkmale der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung eines speziellen Ausführungsbeispiels anhand der Zeichnung. Es zeigen:
Fig. 1 eine schematische Darstellung einer erfindungsgemäßen hydraulischen Antriebsvorrichtung, bei der das Antriebselement und das Flächen-Umschaltventil jeweils im Schnitt längs ihrer zentralen Längsachsen dargestellt sind und
Fig . 2 und 3 entsprechende Längsschnitt-Darstellungen des
Flächen-Umschaltventils gemäß Figur 1 , die verschiedenen Betriebs zuständen der Antriebsvorrichtung gemäß Figur 1 entsprechen .
Die in der Figur 1, auf deren Einzelheiten ausdrücklich verwiesen sei, dargestellte, erfindungsgemäße, insgesamt mit 10 bezeichnete hydraulische Antriebsvorrichtung sei ohne Beschränkung der Allgemeinheit als Antriebskopf für eine Stanzoder eine Prägemaschine vorausgesetzt, bei der als Äntriebselement für ein Werkzeug 11, mittels dessen ein Werkstück 12, z.B. eine Stahlplatte, einer durchstoßenden oder prägenden Kalt-Verformung unterworfen werden kann, ein insgesamt mit 13 bezeichneter Hydrozylinder vorgesehen ist, der beim dargestellten, speziellen Ausführungsbeispiel als doppelt wirkender, linearer Hydrozylinder ausgebildet ist.
Dieser Hydrozylinder 13 sei als "stehend" angeordnet vorausgesetzt, d.h. mit vertikalem Verlauf seiner zentralen Längsachse 14 bezüglich eines horizontal angeordneten Maschinentisches 16, durch den das im übrigen nicht dargestellte Maschinengestell repräsentiert sei, an dem, gestellfest, auch das Gehäuse 17 des Hydrozylinders 13 fest montiert ist.
Das auf dem Maschinentisch 16 aufliegende Werkstück 12 ist mittels einer nicht eigens dargestellten Haltevorrichtung an dem Maschinentisch 16 fixierbar.
Der Hydrozylinder 13 ist als Differential-Zylinder ausgebildet, dessen insgesamt mit 18 bezeichneter, auf- und abverschiebbarer Kolben innerhalb der Zylinderbohrung 19 zwei Antriebsdruckräume 21 und 22 druckdicht gegeneinander abgrenzt, durch deren ventilgesteuerte, gemeinsame oder alternative Beaufschlagung mit dem Ausgangsdruck P eines insgesamt mit 23 bezeichneten Druckversorgungs-Aggregats und ggf. Druckentlastung je eines der beiden Antriebsdruckräume 21 oder 22, die für die Bearbeitung von Werkstücken 12 erforderlichen Vorschub- und Rückzugs¬Hübe des Kolbens 18 bzw. des Werkzeuges 11 bedarfsgerecht steuerbar sind.
Der effektive Betrag der den gemäß der Darstellung der Figur 1 oberen Antriebsdruckraum 21 beweglich begrenzenden Kolbenfläche 24 ist gleich der Querschnittsflache F1 der Zylinderbohrung 19.
Durch eine Beaufschlagung dieses oberen Antriebsdruckraumes 21 mit dem Ausgangsdruck P des Druckversorgungsaggregats 23 wird somit auf den Kolben 18 eine in Richtung des Pfeils 26 wirkende, d.h. zum Werkstück 12 hin gerichtete Kraft K1 ausgeübt, gemäß der Beziehung
K1 = F1 . P (1).
Durch eine Beaufschlagung des gemäß der Darstellung der Figur 1 unteren Antriebsdruckraumes 22 mit dem Ausgangsdruck P der Hilfsdruckquelle 23 wird auf den Kolben 18 des Hydrozylinders 13 eine in Richtung des Pfeils 27, d.h. in der entgegengesetzten Richtung wirkende Kraft K2 ausgeübt, deren Betrag durch die Beziehung
K2 = (F1-F2) . P = F3 . P (2)
gegeben ist.
In dieser Beziehung ist mit F2 die wirksame Querschnittsfläche der gegenüber der Zylinderbohrung 19, in welcher der Zylinderkolben 18 druckdicht verschiebbar geführt ist, durch eine innere Gehäusestufe abgesetzten Gehäusebohrung 29 bezeichnet, in welcher die mit dem Kolben 18 fest verbundene, mit diesem z.B. einstückig ausgeführte, zylindrische Kolbenstange 31 druckdicht verschiebbar geführt ist, an deren unterem, freiem Ende das Werkzeug 11 befestigt ist.
Mit F3 ist der wirksame Betrag der im wesentlichen kreisringförmigen "Differenzfläche" 32 bezeichnet, auf welcher ein in den unteren Antriebsdruckraum 22 eingekoppelter Druck auf den Zylinderkolben 18 im Sinne der Erzeugung der Kraft K2 wirkt.
Für das zur Erläuterung gewählte, spezielle Ausführungsbeispiel sei angenommen, daß das Flächenverhältnis F1/F3 den Wert 2/1 habe.
Wenn beide Antriebsdruckräume 21 und 22 mit dem Ausgangsdruck P der Hilfsdruckquelle 23 beaufschlagt sind, so ist die für den Zustell- und Arbeitsvorschub des Werkzeuges 11 maximal ausnutzbare Kraft K3, die in Richtung des zu dem Pfeil 26 parallelen Pfeils 33 wirkt, dem Betrage nach durch die Beziehung
K3 = K1 - K2 (3)
gegeben.
Der Maximalbetrag dieser Vorschubkraft K3 ist - bei dem zur Erläuterung gewählten Wert 2/1 des Flächenverhältnisses F1/F3 - auf 50 % der maximal erzielbaren Vorschubkraft K1 beschränkt, die erzielbar ist, wenn lediglich der obere Antriebsdruckräum 21 mit dem Ausgangsdruck P der Hilfsdruckguelle 23 beaufschlagt ist, der untere Antriebsdruckraum 22 jedoch zum Tank 34 des Druckversorgungs-Aggregats 23 hin entlastet ist.
Um den Kolben 18 in seine jeweils am Beginn eines Bearbeitungstaktes eingenommene, in der Figur 1 dargestellte Grundstellung zu bringen, wird der untere Antriebsdruckraum 22 mit dem Ausgangsdruck des Druckversorgungs-Aggregats 23 beaufschlagt und der obere Antriebsdruckraum 21 zum Tank 34 des Druckversorgungs-Aggregats 23 hin entlastet, das in der aus der Figur 1 ersichtlichen, hierfür üblichen Gestaltung aus einer Hochdruckpumpe 36 und einem auf einen erwünschten Ausgangsdruckbereich einstellbaren Druckbegrenzungsventil 37 besteht,
Zur Steuerung der alternativen Bewegungsrichtungen des Zylinäerkolbens 18 bzw. des Werkzeuges 11, nämlich Zustellbzw. Eilvorschub- und Arbeits- bzw. Lastvorschub-Bewegung einerseits und Rückzugsbewegung bis in die Grundstellung andererseits, ist ein elektrisch ansteuerbares Richtungs-Steuerventil 38 vorgesehen, das als Grundstellung 0 eine durch Rückstellfedern 39 und 41 "zentrierte", neutrale Mittelstellung hat, in welcher das Druckversorgungs-Aggregat 23 im Umlaufbetrieb arbeitet.
Durch alternative Erregung je eines von zwei Steuermagneten 42 bzw. 43 ist dieses Richtungs-Steuerventil 38 , jeweils aus seiner Grundstellung heraus in alternative Funktionsstellungen I bzw. II steuerbar, deren eine - die Funktionssteuerung I der Vorschub-Richtung der Kolbenbewegung und deren andere - die Funktionsstellung II - der Rückzugs-Richtung der Kolben- bzw. Werkzeugbewegung zugeordnet sind. Die für die Bewegungssteuerung erforderlichen Ansteuersignale für die Steuermagnete 42 und 43 des RichtungsSteuerventils 38 werden von einer Treiberstufe 44 erzeugt, die ihrerseits manuell, z.B. über nicht-dargestellte Handtaster oder auch selbsttätig im Sinne des erforderlichen Bewegungsablaufes elektronisch gesteuert sein kann.
Bei dem dargestellten, speziellen Ausführungsbeispiel ist das Richtungs-Steuerventil 38 als 3/3-Wege-Ventil ausgebildet, über das lediglich der Anschluß des dem Querschnitt nach größeren, gemäß der Darstellung der Figur 1 oberen Antriebsdruckraumes 21 entweder an den Hochdruckausgang 46 des Druckversorgungs-Aggregats 23 oder an dessen Tankanschluß 47 steuerbar ist.
In der Grundstellung 0 des Richtungs-Steuerventils 38 ist der obere Antriebsdruckraum 21 des Hydrozylinders 13 sowohl gegen den Hochdruckausgang 46 als auch gegen den Tankanschluß 47 des Druckversorgungsaggregats 23 abgesperrt, während der Hochdruckausgang 46 und der Tankanschluß 47 des Druckversorgungsaggregats 23 über einen UmlaufStrömungspfad 48 des Richtungs-Steuerventils 38 miteinander verbunden sind.
In der bei Erregung des einen Steuermagneten 42 mit einem Ausgangssignal der Treiberstufe 44 eingenommenen, erregten Stellung I des Richtungs-Steuerventils 38 ist der Hochdruckausgang 46 des Druckversorgungs-Aggregats 23 über einen ersten Durchfluß-Strömungspfad 49 des Richtungs-Steuerventils 38 mit dem Versorgungsanschluß 51 des oberen - größeren - Antriebsdruckraumes 21 des Hydrozylinders 13 verbunden, dieser aber gegen den Tankanschluß 47 abgesperrt.
In der hierzu alternativen, bei Erregung des zweiten Steuermagneten 43 mit einem Ausgangssignal der Treiberstufe 44 eingenommenen Funktionsstellung II des Richtungs-Steuerventils 38 ist der obere Antriebsdruckraum 21 des Hydrozylinders 13 über einen zweiten DurchflußStrömungspfad 52 des Richtungs-Steuerventils 38 mit dem Tankanschluß 47 des Druckversorgungs-Aggregats 23 verbunden, jedoch gegen dessen Hochdruck-Ausgang 46 abgesperrt.
Zur Steuerung der darüber hinaus erforderlichen Druckbeaufschlagung bzw. Entlastung des zweiten, ringraumförmigen Antriebsdruckraumes 22 des Hydrozylinders 13, wodurch im Ergebnis die Geschwindigkeit und der Maximalbetrag der Kraft steuerbar sind, mit denen das Werkzeug 11 seine Vorschub- und Arbeitsbewegungen ausführt, ist ein insgesamt mit 53 bezeichnetes "Flächen-Umschaltventil" vorgesehen, zu dessen Erläuterung nunmehr auch auf die Einzelheiten der Figuren 2 und 3 verwiesen sei, welche zwei weitere Funktionsstellungen des Flächen-ümschaltventils 53 zeigen.
Dieses Flächen-Umschaltventil 53, das in der Figur 1 in seiner dem nicht aktivierten Zustand der Antriebsvorrichtung 10 entsprechenden Grundstellung dargestellt ist, ist, seiner Funktion nach, einerseits ein druckgesteuertes Wege-Ventil, das, je nachdem, welche Drücke in den Antriebsdruckräumen 21 und 22 des Antriebs-Hydrozylinders 13 herrschen, selbsttätig bedarfsgerecht den Anschluß des ringraumförmigen Antriebsdruckraumes 22 des Hydro Zylinders an den Hochdruckausgang 46 des Druckversorgungs- Aggregates 23 vermittelt, in welchem Falle die für die Bearbeitung des Werkstückes 12 maximal ausnutzbare Vorschubkraft durch die Beziehung (3) gegeben ist, dafür aber eine relativ hohe Vorschubgeschwindigkeit ausnutzbar ist, alternativ dazu die Druckentlastung dieses Antriebsdruckraumes 22 zum Tank 34 des Druckversorgungs-Aggregates 23 hin vermittelt, wenn für die Bearbeitung des Werkstückes 12 eine erhöhte Vorschubkraft erforderlich ist, deren maximaler Betrag durch αie Beziehung (1) gegeben ist, in welchem Falle aber die dann noch ausnutzbare Vorschubgeschwindigkeit um den Faktor F3/F1 reduziert ist. Zum anderen erfüllt dieses Flächen-Umschaltventil 53 die Funktion, daß es, nachdem es in seine die Druckentlastung des ringraumförmigen Antriebsdruckraumes 22 vermittelnde und dadurch die Ausnutzung einer erhöhten Vorschubkraft ermöglichende Funktionsstellung geschaltet worden war, erst dann wieder in seine erneut die Druckbeaufschlagung des ringraumförmigen Antriebsdruckraumes 22 vermittelnde Funktionsstellung zurückgeschaltet wird, nachdem der für die - z.B. durchstoßende - Bearbeitung des Werkstückes 12 erforderliche Bedarf an Vorschubkraft am Werkzeug 11 um einen definierten Mindestbetrag ΔK niedriger geworden ist als derjenige Betrag der Vorschubkraft bzw. des Betriebsdruckes in den Antriebsdruckräumen 21 und 22 des Hydrozylinders 13, durch dessen Überschreiten die Umschaltung des Flächen-Umschaltventils 53 in dessen die Druckentlastung des ringraumförmigen Antriebsdruckraumes 22 ausgelöst wurde.
Hierdurch wird einerseits erreicht, daß, solange wie möglich, eine möglichst hohe Vorschubgeschwindigkeit des Werkzeuges 11 ausnutzbar bleibt und andererseits sichergestellt. daß, nachdem die Antriebsvorrichtung 10 auf eine erhöhte nicht
Vorschubkraft umgeschaltet worden war, "zu früh" wieder auf eine reduzierte Vorschubkraft "zurückgeschaltet" wird, was zu unerwünschten Schwingungen und als Folge davon zu einem "Stehenbleiben" des Werkzeuges 11 führen könnte.
Zu diesem Zweck ist das Flächen-Umschaltventil 53 mehr im einzelnen wie folgt ausgebildet:
Das Flächen-Umschaltventil 53 umfaßt eine erste Ventilkammer 57, welche über einen Entlastungs-Strömungspfad 58 permanent mit dem Tankanschluß 47 des DruckversorgungsAggregats 53 verbunden und dadurch drucklos gehalten ist.
Diese Ventilkammer 57 ist durch eine gleichsam die eine Endstirnwand des insgesamt mit 59 bezeichneten Ventil61 gehäuses bildende Stellschraube hinroIchend dicht nach außen abgeschlossen. Durch Verdrehen dieser Stellschraube 61 ist die Vorspannung einer Ventil-Schließfeder 62 einstellbar, die an einem Zentrierstück 63 angreift, das einen als Kugel 64 ausgebildeten Ventilkörper eines insgesamt mit 66 bezeichneten Sitzventils gegen dessen Ventilsitz 67, d.h. in die SchließStellung dieses Sitzventils 66 drängt, der durch den inneren, d.h. dem lichten Durchmesser nach kleineren Rand einer ihrerseits zur Zentrierung der Ventilkugel 64 dienenden, konischen Vertiefung einer Zwischenwand 69 des Ventilgehäuses 59 gebildet ist. Zwischen diesem Ventilsitz 67 und einer zentralen Ventilkammer 71 erstreckt sich ein in die zentrale Ventilkammer 71 mündender Ventilkanal 72. Die zentrale Ventilkammer 71 steht über eine erste hydraulische Steuerleitung 73 in ständig kommunizierender Verbindung mit dem ringraumförmigen Antriebsdruckraum 22 des Hydrozylinders 13. Die zentrale Ventilkammer 71 ist durch die eine, dem Durchmesser nach kleinere Bohrungsstufe 74 einer insgesamt mit 76 bezeichneten Stufenbohrung des Gehäuses 59 gehäusefest begrenzt, deren dem Durchmesser nach größere Bohrungsstufe 77 am anderen Ende des Gehäuses 59 durch einen die dortige Endstirnwand des Ventilgehäuses 59 bildenden Gehäusedeckel 78 druckdicht abgeschlossen ist.
In den beiden Bohrungsstufen 74 und 77 der Stufenbohrung 76 ist mit je einer Kolbenstufe 79 bzw. 81 entsprechenden Durchmessers ein insgesamt mit 82 bezeichneter Stufenkolben druckdicht verschiebbar geführt, dessen kleinere Kolbenstufe 79 eine axial-bewegliche Begrenzung der zentralen Ventilkammer 71 bildet, und dessen dem Durchmesser nach größere Kolbenstufe 81 einerseits die axial-bewegliche Begrenzung einer Ringkammer 85 bildet, die in axialer Richtung gehäusefest durch die zwischen der kleineren Bohrungsstufe 74 und der größeren Bohrungsstufe 77 vermittelnde, ringförmige Gehäusestufe 83 begrenzt ist, und weiter die axial-bewegliche Begrenzung einer Steuerkammer 84 bildet, deren gehäusefeste axiale Begrenzung durch den Gehäusedeckel 78 gebildet ist. Diese Steuerkammer 84 ist über eine zweite hydraulische S teuer leitung 86 in ständig kommunizierender Verbindung mit dem größeren Antriebsdruckraum 21 des Antriebs-Hydrozylinders 13 gehalten.
Der Stufenkolben 82 wird durch eine - schwach vorgespannte - Rückstellfeder 87, die sich an der Innenseite des Gehäusedeckels 78 abstützt, in Richtung auf die Ventilkugel 64 hin gedrängt, an der er sich in der in der Figur 1 darge stellten Grundstellung mit einem stoßelförmigen, axialen Fortsatz seiner kleineren Kolbenstufe 79 abstützt. Der Außendurchmesser dieses stoßeiförmigen Fortsatzes 88 ist deutlich kleiner als der Durchmesser des Ventilkanals 72, durch den er hindurchtritt. Die kleinere Kolbenstufe 79 ist gegenüber der größeren Kolbenstufe 81 durch eine ringnutförmige Einschnürung 89 abgesetzt, die von einer in die Ringkammer 85 mündenden Querbohrung 91 durchsetzt ist. Diese Querbohrung 91 steht über eine die kleinere Kolbenstufe 79 und deren stößelförmigen Fortsatz 88 in axialer Richtung durchsetzenden, zentralen Längsbohrung 92 und eine oder mehrere Querbohrung (en) 93 des stößelförmigen Fortsatzes 88 in ständig kommunizierender Verbindung mit der zentralen Ventilkammer 71.
Die kleinere Bohrungsstufe 74 ist, in axialer Richtung gesehen, in ihrem mittleren Bereich mit einer ringnutförmigen, radialen Erweiterung 94 versehen, die über eine dritte Steuer- bzw. Druckversorgungsleitung 95 permanent mit dem Hochdruckausgang 46 des Druckversorgungsaggregats 23 verbunden ist. Die durch den radial inneren Rand 96 der gemäß Figur 1 oberen, der zentralen Ventilkammer 71 zugewandten Nutflanke 97 gebildete Kante bildet eine gehäusefeste Steuerkante, mit der der äußere Rand 98 der die zentrale Ventilkammer 51 begrenzenden ringförmigen Stirnfläche 99 der kleineren Kolbenstufe 79 als bewegliche Steuerkante kooperieren kann.
In der dargestellten Grundstellung des Stufenkolbens steht die bewegliche Steuerkante 98 des Stufenkolbens 82 in positiver Überlappung mit der gehäusefesten Steuerkante 96, wobei diese Überlappung ΔX1 nur einem kleinen Bruchteil desjenigen Hubes X1 entspricht, den der Stufenkolben 82 aus seiner dargestellten Grundstellung heraus in Öffnungsrichtung des Sitzventils 66, d.h. in Richtung des Pfeils 101 ausführen kann, und auch nur einem kleinen Bruchteil desjenigen Hubes X2, den der Stufenkolben 82 in der Gegenrichtung, d.h. in Richtung des Pfeils 102 ausführen kann. In der dargestellten Grundstellung des Stufenkolbens 82 ist die durch die ringnutförmige Erweiterung 94 und die kleinere Kolbenstufe 59 begrenzte Ringkammer, ungeachtet der Überlappung ΔX1 der beweglichen Steuerkante 98 und der gehäusefesten Steuerkante 96 nicht hermetisch gegen die zentrale Ventilkammer 71 abgesperrt, sondern steht mit dieser durch eine periphere Randkerbe 103 mit einem kleinen Überström-Querschnitt noch in kommunizierender Verbindung, die jedoch aufgehoben wird, wenn der Stufenkolben einen
Figure imgf000017_0001
kleinen Bruchteil seines möglichen Hubes in Richtung des Pfeils 101 ausgeführt hat, wonach die mit dem Hochdruckausgang 46 des Druckversorgungs-Aggregats 23 in kommunizierender Verbindung stehende, ringnutförmige Erweiterung 94 der kleineren Bohrungsstufe 74 gegen die zentrale Ventilkammer 71 abgesperrt ist.
Die Vorspannung der Ventilschließfeder 62 ist bzw. wird so hoch eingestellt, daß die Kraft, mit der die Ventilkugel 64 gegen den kreislinienförmigen Ventilsitz 67 gedrängt wird, annähernd der Kraft entspricht, z.B. 90 % derjenigen Kraft entspricht, wenn die Ventilkugel 66 innerhalb der durch den Ventilsitz 67 berandeten Kreisfläche mit dem maximalen Ausgangsdruck des Druckversorgungs-Aggregats 23 beaufschlagt ist. Einen maximalen Ausgangsdurck des Druckversorgungs-Aggregats 23 von 300 bar vorausgesetzt, wird demgemäß die Vorspannung der Schließfeder 62 auf einen einem "Schließdruck" von 270 bar äquivalenten Wert eingestellt.
Demgegenüber ist die Vorspannung der Rückstellfeder 87 vernachlässigbar und einem Druck von nur wenigen, z.B. 5 bar, äquivalent. Bezeichnet man die durch den Ventilsitz 6 7 berandete Kreisfläche, innerhalb derer auf die Ventilkugel 64 der Ausgangsdruck P des Druckversorgungs-Aggregates 23 wirken kann, dem Betrage nach mit F4 und die Querschnittsfläche der größeren Kolbenstufe 81 des Stufenkolbens 82, die ebenfalls mit dem Ausgangsdruck P des Druckversorgungs-Aggregates 23 beaufschlagbar ist, mit F5, so sind diese Flächen bei dem Flächen-Umschaltventil 53 so dimensioniert, daß sie der folgenden Beziehung genügen:
F5/F4 = F1/F3 + A (4)
wobei mit A ein vorggebbarer Bruchteil des Flächenverhältnisses von größenordnungsmäßig 20 % bezeichnet ist, um den das Flächenverhältnis F5/F4 stets größer sein soll als das Flächenverhältnis F1/F3 der druckbeaufschlagbaren Flächen des Kolbens 18 des Hydrozylinders 13.
Die insoweit ihrem Aufbau nach eriäuterte Antriebsvorrichtung 10 arbeitet mehr im einzelnen wie folgt: Mit dem Einschalten des Druckversorgungs-Aggregates 23 wird zunächst das Richtungs-Steuerventil 38 in dessen erregte Stellung II gesteuert. Dadurch werden der größere Antriebsdruckraum 21 des Hydrozylinders 13 und die Steuerkammer 84 des Flächen-Umschaltventils 53 zum Tank 34 des Druckversorgungs-Aggregats 23 hin entlastet, während gleichzeitig der Ausgangsdruck des Druckversorgungs-Aggregates 23 in die ringnutförmige Erweiterung 94 des Gehäuses 59 des Flächen-Umschaltventils 53, dessen zentrale Ventilkammer 71 und dessen Ringkammer 85 sowie über die erste Steuerleitung 73 in den ringraumförmigen Antriebsdruckraum 22 des Hydrozylinders 13 eingekoppelt wird. Der Kolben 18 des Hydrozylinders 13 gelangt dadurch zunächst in seine obere Endstellung, die in der Figur 1 dargestellte Grundstellung, während der Stufenkolben 82 des Flächen-Umschaltventils 53, der insgesamt auf einer der Querschnittsfläche F5 seiner größeren Kolbenstufe 81 mit dem Ausgangsdruck des Druckversorgungs-Aggregates beaufschlagt ist, in seine, in der Figur 2 dargestellte, untere, d.h. von der Ventilkugel 64 entfernte Endstellung gedrängt wird. Diese Funktionsstellung des Flächen-Umschaltventils 53 in Kombination mit der erregten Stellung II des Richtungs-Steuerventils 38 entspricht auch dem Rückzugsbetrieb des Hydrozylinders 18, nachdem das Werkzeug 11 seinen Arbeitshub ausgeführt hat.
Um aus der Grundstellung des Hydrozylinderkolbens 18 heraus dessen Vorschubbetrieb einzuleiten, wird das RichtungsSteuerventil 38 durch Erregung seines ersten Steuermagneten 42 in seine Funktionsstellung I umgeschaltet. Hierdurch werden sowohl der obere Antriebsdruckraum 21 des Hydrozylinders 13 als auch die Steuerkammer 84 des FlächenUmschaltventils 53 über den Durchfluß-Strömungspfad 49 des Richtungs-Steuerventils 38 an den Hochdruck-Ausgang 46 des Druckversorgungs-Aggregats 23 angeschlossen. Der Stufenkolben 82 des Flächen-Umschaltventils 53 ist nunmehr druckentlastet, da er sowohl über die zentrale Ventilkammer 71 und die Ringkammer 85 als auch über die Steuerkammer 84 mit dem Ausgangsdruck P des Druckversorgungs-Aggregats gleichsam neutral druckbeaufschlagt ist. Die schwache Rückstellfeder 87 ist jetzt in der Lage, den Stufenkolben in Richtung auf die Ventilkugel 64 zu verschieben, wobei jedoch der Stufenkolben dynamisch, d.h. durch das von der Hochdruckpumpe 36 zu der ringnutförmigen Erweiterung 94 des Ventilgehäuses und über die Steuerkanten 96 und 98 des Gehäuses bzw. des Stufenkolbens in negativer Überlappung dieser Steuerkanten gehalten bleibt, je nachdem, welche Druckölmenge in den ringförmigen Antriebsdruckraum 22 des Antriebszylinders 13 überströmt. Das Werkzeug 11 wird im Eil-Vorschubbetrieb in Richtung auf das Werkstück 12 zu bewegt, wobei diese Vorschubbewegung sich bei nur mäßiger Druckentfaltung in den Antriebsdruckräumen 21 und 22 des Hydrozylinders 13 vollzieht. Sobald das Werkzeug 11 auf das Werkstück 12 auftrifft, tritt in den Antriebsdruckräumen 21 und 22 eine Erhöhung des Druckes ein, die sich über die Steuerleitungen 73 und 86 auch der zentralen Ventilkammer 71, der Ringkammer 85 und der Steuerkammer 84 gleichmäßig mitteilt. Reicht die Vorschubkraft im Eilvorschubbetrieb nicht aus, um das Werkstück 12 zu durchstoßen, mit der Folge, daß der Betriebsdruck in den Antriebsdruckräumen 21 und 22 bis auf nahezu den Maximalwert des Ausgangsdruckes P des Druckversorgungs-Aggregates 23 ansteigt, so wird schließlich die Schließkraft der Schließfeder 62 überwunden, und die Kugel 64 hebt von dem Ventilsitz 87 ab, mit der Folge, daß die zentrale Ventilkammer 71 in kommunizierende Verbindung mit der drucklosen Ventilkammer 57 gelangt und der weiteren, hiermit verknüpften Folge, daß nunmehr der Stufenkolben 82 nur noch mit seiner größeren, die Steuerkammer 84 beweglich begrenzenden Kolbenstufe 81 dem hohen Ausgangsdruck des Druckversorgungs-Aggregats 23 ausgesetzt ist. Der Stufenkolben wird dadurch weiter im Sinne eines Abhebens der Ventilkugel 64 von ihrem Sitz verschoben, wodurch die zuvor noch über die Einkerbung 103 bestehende kommunizierende Verbindung der zentralen Ventilkammer 71 mit der unter dem hohen Ausgangsdruck des Druckversorgungs-Aggregats 23 stehenden nutförmigen Erweiterung 94 aufgehoben wird. Dadurch gelangt der Stufenkolben in die in der Figur 3 dargestellte, "obere" Endstellung, in welcher der ringförmige Antriebsdruckraum 22 über die zentrale Ventilkammer 71 und die "darüber" angeordnete, ohnehin drucklose Ventilkammer 57 zum Tank 34 des Druckversorgungs-Aggregats 23 hin entlastet ist. Mit dem hohen Ausgangsdruck des Druckversorgungs-Aggregats 23 beaufschlagt ist jetzt nur noch der obere, größere Antriebsdruckraum 21 des Hydrozylinders 13, der nunmehr im LastVorschubbetrieb zwar mit geringerer Vorschubgeschwindigkeit, jedoch mit entsprechend erhöhter Kraft seinen Arbeitshub ausführt. Ist das Werkstück 12 bearbeitet, z.B. durchstoßen , wobei der Druck im Antrieb sdruckraum 21 wieder abfällt, so tritt der entsprechende Druckabfall auch in der Steuerkammer 84 des Flächen-Umschaltventils 53 ein, so daß die Ventilschließfeder 62 den Stufenkolben 82 wieder in Richtung auf seine Grundstellung zurückzudrängen vermag. Wegen der gemäß der Beziehung (4) vorgesehenen unterschiedlichen Flächen-Verhältnisse F5/F4 und F1/F3 ist jedoch der Druck, bei dessen Unterschreiten der ringförmige Antriebsdruckraum 22 über das Flächen-Umschaltventil 53 wieder mit dem Ausgangsdruck des Druckversorgungs-Aggregats 23 beaufschlagt wird, geringer als der Druck, bei dem zuvor auf alleinige Druckbeaufschlagung des größeren Antriebsdruckraumes 21 umgeschaltet worden war. Dadurch wird erreicht, daß ein Übergang von dem "langsamen" Last-Vorschubbetrieb auf den wieder mit größerer Vorschubgeschwindigkeit erfolgenden Abschluß eines Arbeitstaktes im Eil-Vorschubbetrieb des Werk Zeuges 11 erst dann erfolgt, wenn der Bedarf an erhöhter Vorschubkraft mit Sicherheit gedeckt ist, und es wird auch ein erschütterungsfreier und damit schonender Ablauf der Umschaltvorgänge gewährleistet.

Claims

Patentansprüche
1. Hydraulische Antriebsvorrichtung für ein Maschinenelement, z.B. ein Stanz- oder ein Prägewerkzeug, das im Verlauf eines Bearbeitungszyklus eines Werkstückes eine zu diesem hinführende Eil-Vorschubbewegung, hierauf mit derselben Bewegungsrichtung den Arbeitshub und anschließend einen in die Ausgangsstellung zurückführenden Eil-Rückzugshub ausführt, mit einem doppelt-wirkenden Hydrozylinder als Antriebselement, der als Differential-Zylinder mit unterschiedlich großen Arbeitsflächen seines Kolbens ausgebildet ist, durch deren gemeinsame Beaufschlagung mit dem Ausgangsdruck eines Druckversorgungs-Aggregats der Eil-Vorschubbetrieb erzielt wird und durch dessen alternative Druckbeaufschlagung bzw. -Entlastung Last- bzw. Arbeitsvorschub mit erhöhter Vorschubkraft sowie Eil-Rückzugsbetrieb steuerbar sind, wobei zur Umschaltung von Eil- auf Last-Vorschubbetrieb ein druckgesteuertes Flächen-Umschaltventil vorgesehen ist, das, wenn der Antriebsdruck in den Antriebsdruckräumen des Hydrozylinders einen Schwellenwert, der einem hohen Prozentsatz von z.B. 90 % des maximalen Ausgangsdruckes des Druckversorgungs-Aggregates übersteigt, eine Umschaltung des Hydrozylinders von Differentialbetrieb auf einseitige Druckbeaufschlagung der größeren Antriebsflache des Hydrozylinders und Druckentlastung der kleineren Antriebsfläche desselben umschaltet, dadurch gekennzeichnet, daß das Flächen-Umschaltventil (53) ein Rückschlagventil (66) umfaßt, das durch den in demjenigen Antriebsdruckraum (22) des Hydrozylinders (13), der durch die kleinere Kolbenfläche seines Differentialkolbens (18) beweglich begrenzt ist, herrschenden Betriebsdruck in Öffnungsrichtung beaufschlagt ist, daß die Schließkraft einer den Ventilkörper (64) des Rückschlagventils (66 ) in dessen Schließstellung drängenden, vorgespannten Schließfeder (62) einem Öffnungsdruck von 85 % bis 95 % des Ausgangsdruckes des DruckversorgungsAggregates (23) äquivalent ist, daß das FlächenUmschaltventil (53) weiter ein druckgesteuertes Schieber-Ventil mit einem als Stufenkolben (82) ausgebildeten. Ventilkörper umfaßt, der durch eine schwach vorgespannte Rückstellfeder (87) in Anlage mit dem Ventilkörper (64) des Rückschlagventils (66) gedrängt wird und in der Schließstellung des Rückschlagventils (66) in einer Funktionsstellung gehalten ist, in welcher der kleinere Antriebsdruckraum (22) des Hydrozylinders (13) mit dem Ausgangsdruck des Druckversόrgungs-Aggregats (23) beaufschlagt ist, und in der Offen-Stellung des Rückschlagventils (66) in eine Position gelangt, in welcher der kleinere Antriebsdruckraum (22) druckentlastet ist, daß dieser Stufenkolben (82) auf seiner größeren Kolbenstufe (81) mit dem in dem größeren Antriebsdruckraum (21) des Hydrozylinders (13) herrschenden Druck beaufschlagt ist, und daß das Verhältnis F5/F4 der wirksamen Fläche F5 der größeren Kolbenstufe (81) des Stufenkolbens (82) zu der durch den Ventilsitz (67) des Rückschlagventils (66) umrandeten Querschnittsfläche F4, innerhalb welcher der Ventilkörper (64) mit dem in dem kleineren Antriebsdruckraum (22) herrschenden Druck in Öffnungsrichtung beaufschlagt ist, um einen definierten Bruchteil A von 10 % bis 30 % größer ist als das Verhältnis F1/F3 der den größeren Antriebsdruckraum (21) des Hydrozylinders (13) begrenzenden Kolbenfläche (24, F1) zu der den kleineren Antriebsdruckraum (22) begrenzenden Kolbenfläche (32, F3).
2. Antriebsvorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Rückschlagventil (66) des Flächen-Umschaltventils (53) als Kugel-SitzVentil (66) ausgebildet ist, dessen Ventilkugel (64) mittels einer Schließfeder (62) mit einstellbarer Vorspannung gegen den Ventilsitz (67) gedrängt wird.
3. Antriebsvorrichtung nach Anspruch 1 oder Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß zur Richtungssteuerung der Vorschub- und Rückzugsbewegungen des Kolbens (18) des Antriebs-Hydrozylinders (13) ein als 3/3-wegeVentil ausgebildetes Magnetventil (38) vorgesehen ist, das durch alternative Erregung je eines Steuermagneten (42 oder 43) in alternative Funktionsstellungen (I bzw. II) steuerbar ist, in deren einer - der Stellung I - der Hochdruck-Ausgang (46) des Druckversorgungs-Aggregats (43) an den größeren Antriebsdruckraum (21) des Hydrozylinders (13) angeschlossen ist und in deren anderer - der Funktionsstellung II - dieser Antriebsdruckraum (21) druckentlastet ist, während der zweite, kleinere Antriebsdruckraum (22) über das druckgesteuerte Wegeventil (18,94,71) des Flächen-Umschalt-Ventils (53) mit dem hohen Ausgangsdruck des DruckversorgungsAggregats beaufschlagbar bzw. zu dessen Tank (34) hin entlastbar ist.
PCT/DE1988/000635 1987-10-16 1988-10-15 Hydraulique drive system WO1989003484A1 (en)

Priority Applications (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE8888908928T DE3861589D1 (de) 1987-10-16 1988-10-15 Hydraulische antriebsvorrichtung.
AT88908928T ATE60113T1 (de) 1987-10-16 1988-10-15 Hydraulische antriebsvorrichtung.

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DEP3735123.0 1987-10-16
DE19873735123 DE3735123A1 (de) 1987-10-16 1987-10-16 Hydraulische antriebsvorrichtung

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO1989003484A1 true WO1989003484A1 (en) 1989-04-20

Family

ID=6338497

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/DE1988/000635 WO1989003484A1 (en) 1987-10-16 1988-10-15 Hydraulique drive system

Country Status (5)

Country Link
US (1) US4958548A (de)
EP (1) EP0335939B1 (de)
JP (1) JP2581789B2 (de)
DE (2) DE3735123A1 (de)
WO (1) WO1989003484A1 (de)

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP3115122A1 (de) * 2015-07-06 2017-01-11 Feintool International Holding AG Vorrichtung und verfahren zum abstreifen/ausstossen eines stanzgitters /innenformteils und auswerfen eines schneidteils in einer feinschneidpresse

Families Citing this family (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CA2154875A1 (en) * 1993-02-02 1994-08-18 Karl Schlecht Process for conveying thick matter containing preshredded scrap metal or similar solids
DE4414779C1 (de) * 1994-04-25 1995-11-02 Mannesmann Ag Multifunktionsventil
DE19543876A1 (de) * 1995-11-24 1997-05-28 Rexroth Mannesmann Gmbh Verfahren und Vorrichtung zur Ansteuerung einer Hydroanlage eines Arbeitsgerätes
DE19623549A1 (de) * 1996-06-13 1997-12-18 I T E C Gmbh Steuerung von Bewegungen an Maschinen und Vorrichtungen
US7305914B2 (en) * 2004-01-28 2007-12-11 The United States Of America, As Represented By The Administrator Of The Environmental Protection Agency Hydraulic actuator control valve
DE102006029523B4 (de) * 2006-06-27 2014-10-23 Damcos A/S Stellvorrichtung
US8375984B2 (en) * 2009-04-24 2013-02-19 Alcoa Inc. Multiple preset indexing pressure relief valve
JP5971595B2 (ja) * 2013-04-10 2016-08-17 Smc株式会社 パンチ装置
AT524160B1 (de) 2020-08-19 2022-06-15 Engel Austria Gmbh Hydraulische Antriebsvorrichtung für eine Formgebungsmaschine

Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE2119594A1 (de) * 1971-04-22 1972-11-02 Robert Bosch Gmbh, 7000 Stuttgart Steuerung für einen Druckmittelmotor
DE2244443A1 (de) * 1972-09-11 1974-03-21 Bosch Gmbh Robert Schaltventil fuer die ueberwachung der verbindung eines arbeitszylinders mit einem vorratsbehaelter

Family Cites Families (13)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE224443C (de) *
DE2021857C3 (de) * 1970-05-05 1978-08-10 G.L. Rexroth Gmbh, 8770 Lohr Bremsventil
DE2314590A1 (de) * 1973-03-23 1974-09-26 Parker Hannifin Corp Ventilanordnung
DE2424973C3 (de) * 1974-05-22 1980-01-31 Montan-Hydraulik Gmbh & Co Kg, 4755 Holzwickede Einrichtung zum Steuern von Hydroantrieben
US4205591A (en) * 1976-05-04 1980-06-03 Fmc Corporation Multiple speed hoisting system with pressure protection and load control
US4256017A (en) * 1979-04-05 1981-03-17 The Bendix Corporation Differential area electrohydraulic doser actuator
US4461449A (en) * 1980-05-01 1984-07-24 The Boeing Company Integral hydraulic blocking and relief valve
US4445421A (en) * 1981-11-06 1984-05-01 The Charles Stark Draper Laboratory, Inc. Helicopter swashplate controller
US4765227A (en) * 1982-05-28 1988-08-23 Teledyne Hyson Die cylinder assembly
DE3407878C1 (de) * 1984-03-02 1985-06-27 Hermann Hemscheidt Maschinenfabrik Gmbh & Co, 5600 Wuppertal Rueckschlagventil fuer die Stempel von Schreitausbaugestellen
DE3408909A1 (de) * 1984-03-10 1985-09-12 BBC Aktiengesellschaft Brown, Boveri & Cie., Baden, Aargau Hydraulischer antrieb
SE451396B (sv) * 1985-09-19 1987-10-05 Mats Hugdahl Forfarande for noggrann positionering av lastberande tryckfluidcylindrar
US4727797A (en) * 1986-07-03 1988-03-01 Titon Hardware Limited Secondary window ventilators

Patent Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE2119594A1 (de) * 1971-04-22 1972-11-02 Robert Bosch Gmbh, 7000 Stuttgart Steuerung für einen Druckmittelmotor
DE2244443A1 (de) * 1972-09-11 1974-03-21 Bosch Gmbh Robert Schaltventil fuer die ueberwachung der verbindung eines arbeitszylinders mit einem vorratsbehaelter

Cited By (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP3115122A1 (de) * 2015-07-06 2017-01-11 Feintool International Holding AG Vorrichtung und verfahren zum abstreifen/ausstossen eines stanzgitters /innenformteils und auswerfen eines schneidteils in einer feinschneidpresse
CN106334744A (zh) * 2015-07-06 2017-01-18 法因图尔国际控股股份公司 在精冲压机中刮削/推顶冲裁栅条/内模件和顶出冲裁部件的装置和方法
US10682782B2 (en) 2015-07-06 2020-06-16 Feintool International Holding Ag Apparatus and method for stripping away/pushing out a punched grid/internally formed part and ejecting a blanked part in a precision blanking press

Also Published As

Publication number Publication date
US4958548A (en) 1990-09-25
EP0335939A1 (de) 1989-10-11
JPH02501634A (ja) 1990-06-07
EP0335939B1 (de) 1991-01-16
JP2581789B2 (ja) 1997-02-12
DE3735123A1 (de) 1989-06-29
DE3861589D1 (de) 1991-02-21

Similar Documents

Publication Publication Date Title
EP2384834B1 (de) Hydraulisches Ziehkissen mit einem hydraulischen Zylinder
DE10206630B4 (de) Verfahren und Vorrichtung zum Hochgeschwindigkeitspressen von Werkstücken
DE2249181B2 (de) Hydraulische Lenkbegrenzung für Servolenkanlagen, insbesondere für Kraftfahrzeuge
CH661227A5 (de) Hydraulische antriebsvorrichtung.
EP0339247B1 (de) Hydraulische Steuereinrichtung für die Antriebssteuerung eines doppelt-wirkenden Hydrozylinders
DE2338267C3 (de) Zweistufiger pneumatisch-hydraulischer Druckwandler
EP0335939B1 (de) Hydraulische antriebsvorrichtung
DE2600948A1 (de) Vorrichtung zum erzeugen einer schlagartigen belastung eines zu bearbeitenden und/oder zu verformenden koerpers
DE2749312C2 (de) Steuereinrichtung mit Nachsetzautomatik für einen hydraulischen Stempelausbau
DE1194079B (de) Servorrichtung fuer die Steuerung der Verschiebungen einer Elektrode in einer Elektroerosionsmaschine
DE2336512C2 (de) Ventil
DE2810894A1 (de) Pneumatisch hydraulischer zylinder
DE1106571B (de) UEberdruckeinrichtung fuer Druckmittelmotore
DE2432774B2 (de) Presse, insbesondere Feinschneidpresse
EP0559651B1 (de) Hydraulisch angetriebene maschine mit zwei antriebszylindern
DE3048229C2 (de) Rückschlagventil für Grubenausbaustempel
DE3711384C2 (de) Hydraulische Antriebsvorrichtung
WO1999054123A1 (de) Verfahren zum betrieb einer hydraulischen presse
DE3239939C2 (de)
DE2223708C3 (de) Steuerung für hydraulische Freiform-Schmiedepressen
DE2818008A1 (de) Vorrichtung fuer die umformtechnik zum erzeugen einer schlagartigen belastung oder verformung (arbeitsphase) - jeweils innerhalb weniger millisekunden oder innerhalb von bruchteilen davon - eines zu bearbeitenden und/oder zu verformenden koerpers und steuerung
DE2102869C3 (de) Zuschaltventil für hydraulische Anlagen
DE2839612C2 (de) Hydraulisch betätigte Werkstück-Spannvorrichtung
DE2223431A1 (de) Hydraulische steuereinrichtung, insbesondere fuer schmiedepressen
DE2064353A1 (de) Hydraulische Metallpulverpresse für das Trocken- und Naßpreßverfahren

Legal Events

Date Code Title Description
AK Designated states

Kind code of ref document: A1

Designated state(s): JP US

AL Designated countries for regional patents

Kind code of ref document: A1

Designated state(s): AT BE CH DE FR GB IT LU NL SE

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 1988908928

Country of ref document: EP

WWP Wipo information: published in national office

Ref document number: 1988908928

Country of ref document: EP

WWG Wipo information: grant in national office

Ref document number: 1988908928

Country of ref document: EP