WO2004101263A1 - Antrieb für eine stanz- oder umformmaschine - Google Patents

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WO2004101263A1
WO2004101263A1 PCT/DE2004/001031 DE2004001031W WO2004101263A1 WO 2004101263 A1 WO2004101263 A1 WO 2004101263A1 DE 2004001031 W DE2004001031 W DE 2004001031W WO 2004101263 A1 WO2004101263 A1 WO 2004101263A1
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WO
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pressure
switching valve
switching
valve
tank
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Application number
PCT/DE2004/001031
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English (en)
French (fr)
Inventor
Stefan Schmidt
Original Assignee
Bosch Rexroth Ag
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Publication date
Application filed by Bosch Rexroth Ag filed Critical Bosch Rexroth Ag
Publication of WO2004101263A1 publication Critical patent/WO2004101263A1/de

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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B11/00—Servomotor systems without provision for follow-up action; Circuits therefor
    • F15B11/02—Systems essentially incorporating special features for controlling the speed or actuating force of an output member
    • F15B11/028—Systems essentially incorporating special features for controlling the speed or actuating force of an output member for controlling the actuating force
    • F15B11/036—Systems essentially incorporating special features for controlling the speed or actuating force of an output member for controlling the actuating force by means of servomotors having a plurality of working chambers
    • 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
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B11/00—Servomotor systems without provision for follow-up action; Circuits therefor
    • F15B11/02—Systems essentially incorporating special features for controlling the speed or actuating force of an output member
    • F15B11/022—Systems essentially incorporating special features for controlling the speed or actuating force of an output member in which a rapid approach stroke is followed by a slower, high-force working stroke
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B11/00—Servomotor systems without provision for follow-up action; Circuits therefor
    • F15B11/02—Systems essentially incorporating special features for controlling the speed or actuating force of an output member
    • F15B11/028—Systems essentially incorporating special features for controlling the speed or actuating force of an output member for controlling the actuating force

Definitions

  • the invention relates to a hydraulic drive for a punching or forming machine according to the preamble of claim 1 and a switching valve provided for such drives.
  • Punching machines in particular fast-running nibbling machines, have a working or punching cylinder, for example designed as a differential cylinder, by means of which the punching tool is actuated.
  • the cylinder is extended and retracted hydraulically, with the stroke being controlled by means of a continuously adjustable valve - hereinafter referred to as the control valve.
  • the punching process is usually divided into three sub-areas, with the punching cylinder - or more precisely, the piston - being extended in rapid traverse and this extension movement taking place at relatively high speed and low force.
  • a high force is applied to the punching cylinder during punching.
  • the return stroke of the punching cylinder then takes place again at high speed and comparatively little force.
  • a punch cylinder with two active surfaces is known from DE 37 35 123 AI, a larger active surface in the extension direction and a smaller active surface of the Punch cylinder acts in the direction of retraction.
  • These active surfaces can be acted upon by the pressure supplied by a high-pressure pump or by tank pressure by means of a control valve and an associated pilot-operated switching valve.
  • the switching valve is switched as a function of the load pressure in the pressure chamber effective in the extension direction, with the tank pressure acting on the pressure chamber acting in the retraction direction by switching the switching valve, so that the punching cylinder is acted upon with great force in the extension direction.
  • DE 37 20 266 C2 also shows a punch cylinder with two pressure chambers bounded by opposing active surfaces, the pressure chamber effective in the direction of entry being connectable to a low pressure source, a high pressure source or tank via a low pressure valve and a high pressure valve.
  • the pressure chamber effective in the extension direction is always connected to the low pressure source.
  • the valves are actuated via a cam control. Since two different supply pressures and tank pressure can be applied via the valves, this solution shows an improved dynamic compared to the previously described solution.
  • a disadvantage is the complicated structure of the valve arrangement with the cam control and the two valves for connecting the pressure chamber effective in the extension direction with the high-pressure, low-pressure circuit or with the tank.
  • US Pat. No. 4,348,943 discloses a punching cylinder which is designed with three pressure chambers, two pressure chambers being delimited by active surfaces acting in the extension direction and a third pressure chamber being delimited by an active surface which can be pressurized in the entry direction.
  • the pressure chambers are acted upon either by the pressure in a high-pressure accumulator or by the pressure in a tank accumulator via a control valve.
  • a control valve is assigned to the control valve, via which, depending on the load pressure in a pressure space that is effective in the extension direction, the second pressure space that is effective in the extension direction is connected to the high-pressure accumulator in order to perform the punching with great force.
  • the invention has for its object to provide a hydraulic drive for punching or forming machines and a suitable switching valve that allow the application of large forces for punching / forming even at high stroke rates.
  • the drive according to the invention for a punching or forming machine has a working cylinder which has three active surfaces, two of the respective active surfaces assigned to a pressure chamber acting in one direction (extension / retraction direction) and the other active surface acting in the opposite direction on the piston of the working cylinder.
  • the pressure medium is applied to the pressure chambers by means of a valve arrangement which has a switching valve and a continuously adjustable valve, via which the pressure chambers can be connected to a higher or a lower supply pressure or a tank pressure.
  • a pressure chamber effective in the retraction direction of the piston is charged with the higher supply pressure in its basic position via the switching valve and with the lower supply pressure or the tank pressure when a predetermined load pressure is exceeded. beat.
  • one of three active surfaces is switched off for punching.
  • the punching cylinder is designed with an additional ring surface, which either has a suitable supply pressure or the switching valve
  • Tank is connectable.
  • the pilot-operated switching valve is designed with an additional control surface, which is effective either after a certain stroke of the switching valve, so that it no longer switches over when the load pressure drops briefly.
  • an additional control surface can also be switched off when switching over, in order to leave the switching valve in its switching position and to ensure that switching back takes place only after the punching process has been completed.
  • the area ratio of the three control surfaces of the switching valve can be based on the ratio of the active areas of the working cylinder.
  • the control surfaces of the switching valve then simulate the area ratios of the working cylinder in a suitable manner, so that the switching valve is switched in accordance with the external loads.
  • the normalized area ratio of the control areas can then, for example, be selected to be approximately 0.4 to 0.6 times smaller than the normalized area ratio of the cylinder areas.
  • the drive according to the invention is preferably designed as a single-circuit system with a high-pressure source and a tank.
  • Working cylinders are not pressurized with the higher supply pressure but with a lower pressure.
  • Figure 1 shows an application example for a switching valve according to the invention, in a drive with a punching cylinder, which has an effective effective area in the extending direction;
  • FIG. 2 shows a switching valve according to Figure 1 with modified control.
  • FIG. 3 shows an exemplary embodiment of a drive of a punching machine with a punching cylinder which has an additional effective area effective in the direction of insertion;
  • FIG. 4 shows an application example of a switching valve in a circuit in which an annular space of the punching cylinder can be acted upon with either a high or a low supply pressure via the switching valve;
  • FIG. 5 shows an application example of a switching valve in a drive in which the annular space is supplied with a supply pressure or is connected to the tank
  • FIGS 8 and 9 embodiments of switching valves according to the invention.
  • FIG. 1 shows a greatly simplified circuit diagram of a drive of a fast-running nibbling machine, which is designed with a switching valve 10 according to the invention.
  • a switching valve 10 In such nibbling machines, cylinder forces of up to 30 tons are applied. and extension movement of the punching cylinder takes place within 20 ms.
  • the circuit according to FIG. 1 has a punch cylinder 1 which has an annular space 6. This is separated from an upper cylinder chamber 4 by a piston 2.
  • the punching cylinder 1 is designed with an additional pressure chamber 12, into which an axial projection 14 of the piston 2 extending away from the piston head is immersed, and thus the pressure chamber 12 is delimited on the end face by an end face 13.
  • the pressure chamber 12 is connected to a working port B of a switching valve 10, which in its illustrated basic position (a) connects the pressure chamber 12 to a tank port S, which is connected to a tank T via a tank line 16.
  • a pressure port P of the switching valve 10 is connected to a working port A of a control valve 8 which, depending on the position of the control piston of the control valve 8, can be connected to a pressure port P or a tank port S connected to the tank T.
  • the pressure connection P of the control valve 8 is connected via an inlet line 18 to a pressure medium source providing a comparatively high supply pressure, for example a pump or a high pressure accumulator.
  • the annular cavities 6 is tung via a branch line 20 with the Zulauflei- • 18.
  • the pressure in the branch line 20 is tapped via a control line 22 and led to a smaller control surface 23 of the switching valve 10 which is effective in the direction of the basic position (a).
  • the working connection A of the control valve 8 is connected to the cylinder chamber 4 via an inlet 24.
  • the pressure in this inlet 24 is tapped via a further control line 26 and acts on a smaller control surface 27 of the switching valve 10 which is effective in the direction of the switching position (b).
  • a larger control surface 29 is applied in the direction of the switching position. tion (b) additionally effective, so that the switching valve 10 is kept in the switching position (b) even when the load pressure fluctuations caused by the switching.
  • This additional control surface 29 thus prevents a negative effect due to the jump in the load pressures when the working surfaces of the working cylinder are switched, so that the switching valve is kept in a defined switching state.
  • the control valve 8 is brought into the range of the control positions marked with (1) (depending on the stroke of the punching cylinder 1), so that the annular space 6 and the cylinder space 4 are acted upon by the supply pressure HD. Due to the area difference of the piston 2, the punch cylinder 1 extends and a load pressure builds up in the cylinder chamber 4. At comparatively low load pressures, the switching valve 10 is in its spring-biased basic position (a), so that the additional pressure chamber 12 towards the tank T is relieved of pressure.
  • the switching valve 10 When a predetermined load pressure level is exceeded, the switching valve 10 is switched against the supply pressure effective in the direction of the basic position and the force of a return spring into its switching position marked with (b), in which the connection to the tank T is shut off and the working port B is connected to the pressure port P. , so that the supply pressure HD in the pressure chamber 12 is effective on the end face 13 and the punching force applied by the punching cylinder 1 is accordingly increased.
  • Punching decreases the load pressure, the switching valve 10 switches back to its basic position (a), with premature switching by the additional control surface 29 being prevented.
  • the control valve is moved into the region of its control position marked with (2), in which the cylinder chamber 4 is connected to the tank T and the pressure chamber 12 by switching the switching valve 10 into its Basic position (a) is also connected to the tank T.
  • the punching cylinder 1 is pushed back into its starting position by the supply pressure effective in the annular space 6.
  • a certain disadvantage of this solution is that in the predominant operating range (30% of the maximum available punching force, high stroke rates) the switching valve 10 is not switched over, so that when the punching cylinder is extended 1 pressure medium has to be sucked from the tank T into the pressure chamber 12. Furthermore, the necessary compression volume is increased by the additional non-prestressed pressure chamber. The natural cylinder frequency is adversely affected by the surface 13 not switched on.
  • the advantage of this solution is that a single-circuit system is sufficient.
  • FIG. 2 A simplified exemplary embodiment is now shown in FIG. 2, the control edge already present being used to open the connection from P to B of the switching valve 10 in order to apply a control pressure to the additional control surface 29.
  • the control edge branches off from the pressure medium flow path between the connection B and the pressure chamber 12 from an additional control line 26 ', via which the additional control surface 29 can be acted upon by the pressure at the outlet connection B.
  • this additional control line 26 ' is connected to the tank T and thus the additional control surface 29 is relieved.
  • the switching valve 10 is switched to position (b)
  • the pressure at the input port P acts on this additional control surface 29 - the switching valve 10 is thus acted upon by an additional force in the direction of its switching position (b).
  • an additional active surface that is effective in the extension direction is “switched on” at high load pressures.
  • an effective surface that is effective in the retracting direction is “switched off” at higher load pressures for punching.
  • the piston rod 28 of the piston 2 is radially stepped back toward its free end section, so that an annular end face 30 is created which delimits an additional annular space 32 of the punching cylinder 1 in the axial direction.
  • This additional annular space 32 is connected to the working port B of the switching valve 10, which in its spring-biased basic position (a) connects this working port B to the pressure port P and thus to the supply line 18 carrying the supply pressure.
  • the switching valve 10 is acted upon in the direction of this basic position (a) by the supply pressure effective in the control line 22 and on the control surface 23 and in the direction of the switching position (b) by the load pressure effective in the control line 26 and on the control surface 23, which acts with the Cylinder chamber 4 is connected.
  • the pressure effective in the additional annular space 32 is tapped via a control line 31 and led to the additional control surface 29 of the switching valve 10, which in this exemplary embodiment acts in the direction of the switching position (a).
  • the ratio of the control surfaces 27, 23 and 29 essentially corresponds to the ratio of the active surfaces in the cylinder space 4, in the annular space 6 and in the additional annular space 32, the control surface and the associated cylinder surface each being subjected to the essentially the same pressure. That is, the control surfaces simulate the area ratio on the punch cylinder 1, so that the switching valve 10 is switched in accordance with the effective external loads. Since - as mentioned above - the pressure in the additional annular space 32 is switched off for punching with great force, the pressure acting on the additional control surface 29 is also switched off accordingly, so that the switching valve is reliably in its switching position (b) by the substantially larger control surface 27 is held.
  • the annular space 6 of the punching cylinder 1 is connected to the supply line 18 via the branch line 20, so that the supply pressure HD is always present in the annular space 6. Downstream of the branch line 20, the inlet line 18 is connected to the pressure port P of the control valve 8. Its working connection A leads to the cylinder space 4 via the inlet 24.
  • the supply pressure can thus act in the annular space 6 and in the additional annular space 32.
  • the load pressure that builds up in the cylinder chamber 4 is effective in the direction of the switching position (b) on the control surface 27 of the switching valve 10.
  • the switching valve 10 switches over to the control pressures acting on the control surface 23, 29 into its switching position (b), so that the additional annular space 32 is connected to the tank T and is thus relieved of pressure, so that accordingly the maximum cylinder force required for punching can be applied.
  • the control valve 8 is moved into the area of the control positions marked with (2), so that the cylinder space 4 is connected to the tank line 16 and thus to the tank T.
  • the switching valve 10 is switched back to its basic position (a), so that the supply pressure is effective in the two annular spaces 6, 32 and the punching cylinder 1 is thus quickly returned to its starting position.
  • the additional annulus affects the cylinder natural frequency only comparatively slightly. Since the additional annular space 32 is acted upon by the supply pressure, this pressure space is filled very quickly, so that no cavitation problems arise.
  • the punching cylinder 1 in contrast to the exemplary embodiments described above, is not provided with an additional active surface which is switched on or off depending on the load pressure.
  • the annular space 6 can be acted upon with a higher supply pressure HD or a lower supply pressure ND via the switching valve 10. That to apply the maximum punching cylinder force, the pressure in the annular space 6 is reduced, i.e. it is not - as in the exemplary embodiment described above - that an active surface is “switched off”, but the pressure level in the annular space 6 is lowered — the effect is practically the same.
  • Such a variant has the advantage that the punch cylinder 1 can be made somewhat simpler, since no additional active surface has to be provided.
  • this advantage is bought with the fact that a Dual-circuit system must be provided, through which a high-pressure and low-pressure pressure medium supply is guaranteed.
  • the cylinder space 4 is connected via the control valve 8 either to the tank line 16 and thus to the tank T or to the feed line 18, which is connected to the high pressure supply HD.
  • An input port P of the switching valve 10 is connected to the feed line 18, while a further input port P 'is connected to the low pressure supply ND via a low pressure supply line 34.
  • This low-pressure supply does not necessarily have to be formed by a pump, but it is also sufficient if the lower supply pressure is provided by a hydraulic accumulator.
  • the working port B of the switching valve 10 is connected to the annular space 6 of the punch cylinder 1.
  • Switching valve 10 is biased in its illustrated basic position (a) by the force of the spring and by the pressure tapped from the low-pressure supply line 34 via the control line 22 and acting on the control surface 23, and in the direction of the switching position (b) by the pressure via the control line 26 acts on the control surface 27 acting load pressure, which additionally acts on the comparatively large control surface 29 after a predetermined stroke of the switching valve 10.
  • the additional control surface 29 ensures that the switching valve 10 does not spring back into its basic position (a) during the switchover to high pressure.
  • the working connection B is connected to the pressure connection P, so that the higher supply pressure is present in the annular space 6. Ie by comparison low cylinder forces counteract the load pressure by the higher supply pressure.
  • the switching valve 10 When the load pressure rises to the predetermined limit value, the switching valve 10 is shifted into its switching position (b) against the force of the spring and against the control pressure (low pressure) acting on the control surface 23, so that the annular space 6 is acted upon with the lower supply pressure and thus the pressure force component acting against the punching force is reduced accordingly - the maximum cylinder force is made available.
  • FIG. 5 shows a simplified variant of the exemplary embodiment described above.
  • the tank line 16 can be pretensioned, for example by means of a preload valve.
  • the low-pressure supply is essentially replaced by the tank (pretensioned or depressurized) and the pressure connection P 1 of the switching valve 10 of the exemplary embodiment from FIG. 5 is designed as a • tank connection S which is connected to the tank line 16.
  • this exemplary embodiment corresponds to the exemplary embodiment described above, so that further explanations are unnecessary.
  • a disadvantage of this solution compared to the exemplary embodiment from FIG. 4 is that the tank line 16 must be pretensioned with a comparatively high pressure in order to ensure the required dynamics.
  • the annular space 6 or the additional annular space 32 for retracting (retracting) the piston 2 is in each case subjected to high pressure. This leads to high withdrawal forces and an increased need for high pressure oil and power.
  • the pressure spaces mentioned are subjected to low pressure, so that no increased energy requirement is required for the withdrawal.
  • the basic structure of the exemplary embodiment of a drive according to the invention shown in FIG. 6 corresponds to that from FIG. 3. That is to say, the punching cylinder 1 is designed with an additional annular space 32, via which an annular end face 30 of the piston 2 is acted upon in the retracting direction.
  • a pretensioning line 38 branches off from a connecting line 36 between the working port B of the switching valve 10 and the annular space 32 and is connected to the supply line 18.
  • a check valve 40 is provided in the prestressing line 38, which allows a pressure medium flow from the additional annular space 32 to the inlet line 18 and blocks it in the opposite direction.
  • a tank line damper 44 and a preload valve 46 are provided in the tank line 16, which is connected to a tank connection S of the switching valve 10 via a branch line 42.
  • the tank line 16 is biased to a pressure equivalent to the force of the spring of the preload valve 46. Pressure fluctuations in the tank line 16 can be compensated for via the tank line damper 44.
  • the switching valve 10 is only designed with two connections B, S. In the spring-biased basic position of the switching valve 10, the flow from S to B is possible, the opposite direction is blocked, as indicated by the check valve in the switching valve 10. In its switching position (b) the connection from B to S and in the opposite direction is open.
  • the switching valve 10 When the cylinder 1 is extended, the switching valve 10 initially remains in its basic position (a), ie the connection from the connecting line 36 to the branch line 42 is shut off and the pressure which builds up in the additional annular space 32 during the downward movement is via the check valve 40 to Supply pressure in the supply line 18 limited.
  • the switching valve 10 switches to the switching position (b), so that the additional annular space 32 is connected to the tank line 16, which is biased via the preload valve 46 to a slightly higher pressure than the tank pressure - the annular space 32 thus switched off.
  • the pressure in the additional annular space 32 drops and the maximum cylinder force is applied.
  • the additional control surface 29 again ensures that the changeover valve 10 remains in its switching position (b) during the changeover and also in the event of load pressure fluctuations and only switches back to its basic position (a) after the stamping, ie after the stamping.
  • control valve 8 To retract the piston 2, the control valve 8 is moved into one of its positions marked with (2), so that the cylinder chamber 4 is connected to the tank line 16 via the control valve.
  • the drive according to FIG. 4 is correspondingly further developed. det. Accordingly, the annular space 6 of the punching cylinder 1 can be connected via the non-return valve 40 via a non-return valve 40 via the prestressing line 38 branching off from a connecting line 36 between the working port B of the switching valve 10 and the annular space 6.
  • a pressure connection P 'of the switching valve 10 is connected via the low pressure supply line 34 to a low pressure source, for example a low pressure accumulator.
  • the further pressure connection P provided in the exemplary embodiment according to FIG. 4 is not implemented in the switching valve 10 according to FIG. 6.
  • the switching valve 10 in its basic position (a) allows a pressure medium flow from the low pressure supply line 34 to the connecting line 36, the pressure medium flow in the opposite direction is blocked.
  • the control surface 23 of the switching valve 10 acting in the direction of the basic position (a) is connected via the control line 22 - in contrast to the exemplary embodiment according to FIG. 4 - to the supply line 18 carrying the high pressure and not to the low pressure supply line 34. Otherwise, the exemplary embodiment according to FIG. 7 corresponds to the exemplary embodiment according to FIG. 4, so that further explanations are unnecessary.
  • FIG. 8 shows an exemplary embodiment in which the additional control surface takes effect after a predetermined stroke.
  • the switching valve 10 indicated schematically in FIG. 8 has a switching piston 48 which is guided axially displaceably in a switching valve bore 50.
  • the left end face, not shown in FIG. 8, of the switching piston 48 forms, for example, the control face 23, which is supplied with pressure medium via the control line 22.
  • the illustrated right end face of the switching piston 48 is stepped down twice, with a larger piston section 52 being somewhat smaller than the maximum outer diameter of the valve bore 50 and an axial projection 54 being stepped back in relation to the piston section 52.
  • the valve bore 50 is designed accordingly.
  • the end face of the axial projection 54 forms the control surface 27 and the ring end face of the piston section 52 forms the additional control surface 29.
  • the downgraded peripheral edge of the valve bore forms a control edge 55 fixed to the housing which is run over by the end face (control surface 27) of the switching piston 48 when switching over.
  • a spacer pin 56 is also formed on the end face of the axial projection 54, which ensures that the control surface 27 remains spaced apart from the adjacent end face of the valve bore 50.
  • control line 26 opens into the pressure space 58 delimited by the control surface 27.
  • a relief line 60 branches off from the control line 26, which ends in the ring control space 61 delimited by the control surface 29 and in which one in the direction of the control line 26 opening check valve 62 is arranged.
  • the switching piston 48 is biased into its basic position (FIG. 8) by the spring, not shown, in which the axial projection 54 rests on the end face of the switching valve bore 50.
  • the switching piston 48 When a predetermined limit load pressure is reached, the switching piston 48 is moved to the left against the force of the spring and the pressure acting on its control surface 23 acting in the closing direction (FIG. 8), the pressure chamber 58 increasing and then the peripheral edge of the control surface 27 acting as the control edge Control edge 55 fixed to the housing and thus the connection to the radially outer ring control space 61 is opened.
  • the check valve 62 prevents the load pressure from also being present in this ring control chamber 61. After opening the connection between the two spaces 58, 61, the control surface 29 is also acted upon by the load pressure, so that the switching piston 48 is reliably in its switching position is held.
  • the check valve 62 allows the control oil to flow out to the control line 26 when the switching valve 10 is switched back.
  • FIG. 9 shows a specific embodiment of an exemplary embodiment of the switching valve 10 from FIG. 6, the pressure relief being relieved of pressure on the control surface 29, like the associated additional annular space 32, when switching.
  • the switching valve 10 has a valve housing 64, in which a valve bushing 66 is received.
  • the output connection B, the tank connection S and two control connections X, Y are formed on the valve housing 64 and are connected via channels to pressure chambers of the valve housing 64, which are described in more detail below.
  • the switching piston 48 is axially displaceably guided, which is biased against a valve seat 70 into its basic position shown by a switching spring 68.
  • the output port B of the switching valve 10 is via an output channel 72 and a bore star 74
  • Valve bushing 66 is connected to the area located to the right of valve seat 70 in FIG. 9, while tank connection S is connected via a tank channel 76 and the front opening of valve bushing 66 to the area to the left (FIG. 8) of valve seat 70.
  • the switching piston 48 closes the connection from the outlet connection B to the tank connection S in its basic position.
  • the spring is designed to be comparatively weak (for example 4 bar), so that in the case in which the prestressed tank pressure is around is more than 4 bar higher than the pressure in the outlet channel 72, the switching piston 48 can be lifted from its valve seat 70 - the switching valve 10 then acts as a non-return valve which blocks a pressure medium flow from the tank T via the branch line connected to the tank connection S. B and from there via the connecting line 36 to the additional annular space 32 and blocks in the opposite direction.
  • a control piston 78 is guided in the valve housing 64 and, with its end section designed as an axial projection 80, dips into a recess in the adjacent end face of the switching piston 48 in order to actuate the switching piston 48.
  • control piston To the left of the axial projection 80, the control piston has a radially somewhat expanded guide collar 82 which is guided in a guide 84 of the valve housing 64.
  • the guide collar 82 dips into a pressure chamber and then merges into a radially expanded control collar 86, the annular end face of which forms the control surface 23 effective in the closing direction and the end face of which forms the control surface 27 effective in the opening direction.
  • the control collar 86 divides the pressure chamber into a rear control chamber 88 and a central control chamber 90.
  • the control connection Y opens via a channel in the control room 90, while the control connection X opens into the rear control chamber 88 via a corresponding channel.
  • a spring chamber 92 receiving the switching spring 68 is connected to the output channel 72 via a channel.
  • this channel forms the control line 31, while the control line 22 is connected to the control connection Y and the control line 26 to the connection X.
  • the right front end of the valve housing 64 forms an end screw 94, which in the Valve housing 64 is screwed in and on which the switching spring 68 is supported.
  • the rear control chamber 88 is delimited by an end cover 94.
  • the rear control space 88 delimited by the control surface 27 is connected to the cylinder space 4 and the control space 90 delimited on the annular control surface 23 via the control line 22 to the annular space 6.
  • the additional control surface 29 is formed by the effective end face of the switching piston 48, the diameter of which corresponds to that of the valve seat 70.
  • the spring space 92 delimited by this end face is connected via the control line 31 to the connection B and thus to the additional annular space 32.
  • a special feature of the valve shown in Figure 9 is that the normalized area ratio between the control surface 27, the oppositely effective control surface 23 and the additional
  • Control surface 29 is suitably chosen, for example, so that it is essentially the same as the normalized area ratio between the piston area delimiting the cylinder space 4, the ring end face delimiting the annular space 6 and the ring end area 30 delimiting the additional annular space 32.
  • the area ratio of the cylinder areas (large piston area : Annular end face 30: annular surface of the annular space 6), for example a: l: b (where a>b> l), the area ratio of the control surfaces 23, 27, 29 will be approximately 0.5: 1: 0.5b, the standardization each took place with the middle area.
  • the area ratios of the punch cylinder 1 are then reproduced in the switching valve 10 with approximately the same ratio, so that its actuation takes place in accordance with the forces acting on the piston 2 of the punch cylinder 1, since the Control surface 23, 27 and 29 are subjected to approximately the same pressures as the associated cylinder active surfaces. Unwanted downshifts when the load pressure jumps can be reliably avoided with this design. It was shown in the first tests that the control valve according to the invention according to FIG. 8 in connection with a punch cylinder having three pressure chambers (FIG. 3, FIG. 6) has the best dynamic behavior, which is superior to the solutions described at the beginning.
  • the switching valve 10 with the control surface ratios mentioned can also be used in the solutions according to FIGS. 1 and 2.
  • the use of the switching valve 10 is, however, not limited to these constructions, but can also be used in punch cylinders with two pressure chambers or in constructions in which the large force is applied by switching on a pressure chamber.
  • a hydraulic drive for a punching or forming machine in which the pressure chambers of a punching or working cylinder can be supplied with a supply pressure or tank pressure via a continuously adjustable valve and a switching valve.
  • a pressure chamber which is effective in the direction of entry is switched over from the comparatively high supply pressure to a lower pressure, for example tank pressure, in order to apply a large force.
  • a switching valve suitable for such a drive which has a control surface which is effective in the closing direction and an opening in the opening direction.
  • the switching valve is also designed with an additional control surface, which becomes effective when the switching valve is switched, and thus that Switching valve in the direction of its switching position additionally acted upon or the additional control surface acts in the direction of the basic position of the switching valve and is switched virtually ineffective when switching, so that the switching valve is also held in its switching position.

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Abstract

Offenbart ist ein hydraulischer Antrieb für eine Stanz- oder Umformmaschine, bei der Druckräume (4, 6, 32) eines Stanz- oder Arbeitszylinders über ein stetig verstellbares Ventil (8) und ein Schaltventil (10) mit einem Versorgungsdruck (40) oder Tankdruck beaufschlagbar sind. Bei einem Antrieb mit besonders gutem dynamischem Verhalten wird ein in Einfahrrichtung wirksamer Druckraum zum Aufbringen einer grossen Kraft von dem vergleichsweise hohen Versorgungsdruck auf einen niedrigeren Druck, beispielsweise Tankdruck umgeschaltet. Offenbart ist des Weiteren ein für einen derartigen Antrieb geeignetes Schaltventil, das eine in Schliessrichtung und eine in Öffnungsrichtung wirksame Steuerfläche hat. Das Schaltventil ist zusätzlich mit einer weiteren Steuerfläche ausgeführt, die beim Schalten des Schaltventils wirksam wird und somit das Schaltventil in Richtung seiner Schaltposition zusätzlich beaufschlagt oder die zusätzliche Steuerfläche wirkt in Richtung der Grundposition des Schaltventils und wird beim Umschalten praktisch wirkungslos geschaltet, so dass das Schaltventil ebenfalls in seiner Schaltposition gehalten wird.

Description

Beschreibung
Antrieb für eine Stanz- oder Umformmaschine
Die Erfindung betrifft einen hydraulischen Antrieb für eine Stanz- oder Umformmaschine gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruches 1 und ein für derartige Antriebe vorgesehenes Schaltventil.
Stanzmaschinen, insbesondere schnell laufende Nibbelmaschinen haben einen beispielsweise als Differentialzy- linder ausgeführten Arbeits- oder Stanzzylinder, über den das Stanzwerkzeug betätigt wird. Das Aus- und Einfahren des Zylinders erfolgt hydraulisch, wobei der Hub mittels eines stetig verstellbaren Ventils - im folgenden Regelventil genannt - gesteuert wird.
Der Stanzvorgang ist üblicherweise in drei Teilbereiche unterteilt, wobei zunächst der Stanzzylinder - oder genauer gesagt, dessen Kolben - im Eilgang ausgefahren wird und diese Ausfahrbewegung mit relativ hoher Geschwindigkeit und geringer Kraft erfolgt. Beim Stanzen wird der Stanzzylinder mit einer hohen Kraft beaufschlagt. Der Rückhub des Stanzzylinders erfolgt dann wieder mit hoher Geschwindigkeit und vergleichsweise geringer Kraft. Im Stand der Technik sind einige Lösungen offenbart, bei denen die vorgeschriebenen Geschwindigkeits- und Kraftverhältnisse durch geeignetes Verbinden von Druckräumen des Stanzzylinders mit einer Hochdruckquelle, einer Niederdruckquelle oder einem Tank erfolgt .
So ist aus der DE 37 35 123 AI ein Stanzzylinder mit zwei Wirkflächen bekannt, wobei eine größere Wirkfläche in Ausfahrrichtung und eine kleinere Wirkfläche des Stanzzylinders in Einfahrrichtung wirkt. Diese Wirkflächen lassen sich mittels eines Regelventils und eines zugeordneten vorgesteuerten Schaltventils mit dem von einer Hochdruckpumpe gelieferten Druck oder mit Tankdruck beaufschlagen. Das Umschalten des Schaltventils erfolgt in Abhängigkeit vom Lastdruck in dem in Ausfahrrichtung wirksamen Druckraum, wobei zum Stanzen der in Einfahrrichtung wirksame Druckraum durch Umschalten des Schaltventils mit dem Tankdruck beaufschlagt wird, so dass der Stanzzylinder mit großer Kraft in Ausfahrrichtung beaufschlagt ist .
Nachteilig bei dieser Lösung ist, dass das vorgesteuerte Schaltventil äußerst komplex aufgebaut ist und dass durch die direkte Versorgung über die Hochdruckpumpe die bei schnell laufenden Stanzmaschinen erforderliche Dynamik nur schwierig realisierbar ist.
Die DE 37 20 266 C2 zeigt ebenfalls einen Stanzzylin- der mit zwei von entgegengesetzt wirkenden Wirkflächen begrenzten Druckräumen, wobei der in Einfahrrichtung wirksame Druckraum über ein Niederdruckventil und ein Hochdruckventil mit einer Niederdruckquelle, einer Hochdruckquelle oder Tank verbindbar ist. Der in Ausfahr- richtung wirksame Druckraum ist stets mit der Niederdruckquelle verbunden. Die Betätigung der Ventile erfolgt über eine Nockensteuerung. Da über die Ventile zwei unterschiedliche Versorgungsdrücke und Tankdruck aufgeschaltet werden können, zeigt diese Lösung eine gegenüber der vorbeschriebenen- Lösung verbesserte Dynamik. Nachteilig ist jedoch der komplizierte Aufbau der Ventilanordnung mit der Nockensteuerung und den beiden Ventilen zur Verbindung des in Ausfahrrichtung wirksamen Druckraums mit dem Hochdruck-, Niederdruckkreis oder mit dem Tank. Bei beiden vorbeschriebenen Lösungen ist der Stanzzylinder mit lediglich zwei Druckräumen ausgeführt. In der US 4,348,943 ist ein Stanzzylinder offenbart, der mit drei Druckräumen ausgeführt ist, wobei zwei Druckräume von in Ausfahrrichtung wirksamen Wirkflächen und ein dritter Druckraum von einer in Einfahrrichtung mit Druck beaufschlagbaren Wirkfläche begrenzt sind. Bei dieser bekannten Lösung werden die Druckräume über ein Regelventil entweder vom Druck in einem Hochdruckspeicher oder vom Druck in einem Tankspeicher beaufschlagt. Dem Regelventil ist ein Schaltventil zugeordnet, über das in Abhängigkeit vom Lastdruck in einem in Ausfahrrichtung wirksamen Druckraum der zweite, in Ausfahrrichtung wirksame Druckraum mit dem Hochdruckspeicher verbunden wird, um das Stanzen mit großer Kraft durchzuführen. Vorversuche zeigten, dass auch dieser bekannte hydraulische Antrieb mit drei Druckräumen bei schnell laufenden Stanz- maschinen bei bestimmten Betriebsbedingungen die gewünschten hohen Hubzahlen nicht ermöglicht.
Das gleiche gilt für eine aus der US 6,240,758 bekannten Lösung, bei der ebenfalls ein Stanzzylinder mit drei Druckräumen offenbart ist, von denen zwei mit in Ausfahrrichtung wirksamen Wirkflächen und einer mit in Einfahrrichtung druckbeaufschlagter Wirkfläche begrenzt ist . Auch bei dieser Lösung wird eine der in Ausfahrrichtung wirkenden Wirkflächen über ein elektrisch betätigbares Schaltventil zum Stanzen (hohe Kraft, geringe Geschwindigkeit) mit Hochdruck beaufschlagt und ansonsten mit einem Tank verbunden.
Ein weitere Nachteil der vorbeschriebenen Lösungen, bei denen das Umschalten zwischen Hochdruck und Niederdruck (und umgekehrt) über ein vom Lastdruck betätigtes Schaltventil erfolgt, zeigte sich 'in der praktischen Erprobung: Beim Umschalten und der damit einhergehenden sprunghaften Änderung der Druckbeaufschlagung der Wirkflächen kann es vorkommen, dass der auf das Schaltventil wirkende Lastdruck während des Umschaltens springt und somit das Schaltventil ungewollt umschaltet, so dass der Schaltzustand der Schaltventile während des Umschaltens der Wirkflächen Undefiniert ist.
Demgegenüber liegt der Erfindung die Aufgabe zugrunde, einen hydraulischen Antrieb für Stanz- oder Umformma- schinen sowie ein dafür geeignetes Schaltventil zu schaffen, die auch bei hohen Hubzahlen das Aufbringen großer Kräfte zum Stanzen/Umformen ermöglichen.
Diese Aufgabe wird hinsichtlich des Antriebs durch die Merkmalskombination des Patentanspruchs 1 und hinsichtlich des Schaltventils durch die Merkmalskombination des nebengeordneten Patentanspruchs 7 gelöst .
Der erfindungsgemäße Antrieb für eine Stanz- oder Um- formmaschine hat einen Arbeitszylinder, der drei Wirkflächen aufweist, wobei zwei der jeweils einem Druckraum zugeordneten Wirkflächen in einer Richtung (Ausfahrrichtung/Einfahrrichtung) und die andere Wirkfläche in Gegenrichtung auf den Kolben des Arbeitszylinders wirkt. Die Druckmittelbeaufschlagung der Druckräume erfolgt mittels einer Ventilanordnung, die ein Schaltventil sowie ein stetig verstellbares Ventil aufweist, über die die Druckräume mit einem höheren oder einem niedrigeren Versorgungsdruck oder einem Tankdruck verbindbar sind.
Erfindungsgemäß ist ein in Einfahrrichtung des Kolbens wirksamer Druckraum über das Schaltventil in seiner Grundposition mit dem höheren Versorgungsdruck und bei Überschreiten eines vorbestimmten Lastdrucks mit dem niedrigeren Versorquncrsdruck oder dem Tankdruck beauf- schlagt. D.h. bei der erfindungsgemäßen Lösung wird eine von drei Wirkflächen zum Stanzen abgeschaltet.
Es zeigte sich, dass mit einer derartigen Lösung höhere Hubzahlen realisierbar sind, als dies bei herkömmlichen Lösungen der Fall ist, bei denen die hohe Kraft durch Zuschalten eines dritten Druckraums bewirkt wird. Die für die hohe Eigenfrequenz des Zylinders verantwortliche, mit dem Regelventil verbundene Kolbenfläche wird nicht teilweise abgeschaltet, d. h. nicht reduziert.
Erfindungsgemäß wird somit nicht eine in Ausfahrrichtung wirksame Fläche zugeschaltet, sondern eine in Ein- fahrrichtung, d.h. entgegengesetzt der Arbeitsrichtung wirksame Wirkfläche abgeschaltet, falls die maximalen Zylinderkräfte aufgebracht werden sollen. Bei dieser Lösung wird der Stanzzylinder mit einer zusätzlichen Ringfläche ausgebildet, die über das Schaltventil entwe- der mit einem geeigneten Versorgungsdruck oder mit dem
Tank verbindbar ist.
Mittels des erfindungsgemäßen Schaltventils lässt sich der negative Effekt des springenden Lastdrucks beim Umschalten vermeiden. Erfindungsgemäß wird das vorgesteuerte Schaltventil mit einer zusätzlichen Steuerfläche ausgeführt, die entweder nach einem bestimmten Hub des Schaltventils wirksam ist, so dass dieses nicht mehr bei einem kurzfristigen Absinken des Lastdrucks umschaltet. Alternativ dazu kann eine zusätzliche Steuerfläche auch beim Umschalten weggeschaltet werden, um das Schaltventil in seiner Schaltstellung zu belassen und dafür zu sorgen, dass erst nach dem Vollenden des Stanzvorgangs wieder zurückge- schaltet wird. Bei der letztgenannten Alternative kann sich das Flächenverhältnis der drei Steuerflächen des Schaltventils an dem Verhältnis der Wirkflächen des ArbeitsZylinders orientieren. Die Steuerflächen des Schaltventils bilden dann die Flächenverhältnisse des Arbeitszylinders in geeigneter Weise nach, so dass das Schaltventil entsprechend der äußeren Lasten geschaltet wird. Das normierte Flächenverhältnis der Steuerflächen kann dann beispielsweise etwa um den Faktor 0,4 bis 0,6 kleiner als das normierte Flächenverhältnis der Zylinderflächen gewählt sein.
Ein mit dem vorbeschriebenen Schaltventil ausgeführter hydraulischer Antrieb zeigt ein wesentlich besseres dynamisches Verhalten als die eingangs diskutierten bekannten Lösungen.
Der erfindungsgemäße Antrieb wird vorzugsweise als EinkreisSystem mit Hochdruckquelle und einem Tank ausge- führt .
Der Energiebedarf während des Rückzugs des ArbeitsZylinders, d.h. während der Bewegung des Kolbens weg vom Werkstück, ist verringert, wenn die in Einfahrrichtung (Rückzug) wirksame Wirkfläche oder der Ringraum des
Arbeitszylinders nicht mit dem höheren Versorgungsdruck sondern mit einem niedrigeren Druck beaufschlagt werden.
Zur Dämpfung von Druckmittelschwankungen ist es vor- teilhaft, in der Tankleitung einen Tankleitungsdämpfer vorzusehen.
Sonstige vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung sind Gegenstand weiterer Unteransprüche. Im Folgenden werden bevorzugte Ausführungsbeispiele der Erfindung anhand schematischer Zeichnungen näher erläutert. Es zeigen:
Figur 1 ein Anwendungsbeispiel für ein erfindungsgemäßes Schaltventil, bei einem Antrieb mit einem Stanzzylinder, der eine in Ausfahrricht ng wirksame zusätzliche Wirkfläche hat;
Figur 2 ein Schaltventil nach Figur 1 mit abgeänderter Ansteuerung.
Figur 3 ein Ausführungsbeispiel eines Antriebs einer Stanzmaschine mit einem Stanzzylinder, der eine in Ein- fahrrichtung wirksame zusätzliche Wirkfläche hat;
Figur 4 ein Anwendungsbeispiel eines Schaltventils bei einer Schaltung, bei der ein Ringraum des Stanzzylinders über das Schaltventil entweder mit einem hohen oder einem niedrigen Versorgungsdruck beaufschlagbar ist;
Figur 5 ein Anwendungsbeispiel eines Schaltventils bei einem Antrieb, bei dem der Ringraum mit einem Versorgungsdruck beaufschlagt oder mit dem Tank verbunden ist,
Figuren 6 und 7 Varianten der Anwendungsbeispiele gemäß den Figuren 2 und 3 und
Figuren 8 und 9 Ausführungsbeispiele von erfindungs- gemäßen Schaltventilen.
Figur 1 zeigt ein stark vereinfachtes Schaltschema eines Antriebs einer schnell laufenden Nibbelmaschine, der mit einem erfindungsgemäßen Schaltventil 10 ausge- führt ist. Bei derartigen Nibbelmaschinen werden Zylinderkräfte bis zu 30 Tonnen aufgebracht, wobei die Ein- und Ausfahrbewegung des Stanzzylinders innerhalb von 20 ms erfolgt .
Die Schaltung gemäß Figur 1 hat einen Stanzzylinder 1, der einen Ringraum 6 aufweist. Dieser ist über einen Kolben 2 von einem oberen Zylinderraum 4 abgetrennt . In diesem Bereich ist der Stanzzylinder 1 mit einem zusätzlichen Druckraum 12 ausgeführt, in den ein sich vom Kolbenboden weg erstreckender Axialvorsprung 14 des Kolbens 2 eintaucht und somit den Druckraum 12 mit einer Stirnfläche 13 stirnseitig begrenzt. Der Druckraum 12 ist mit einem Arbeitsanschluss B eines Schaltventils 10 verbunden, das in seiner dargestellten Grundposition (a) den Druckraum 12 mit einem Tankanschluss S verbindet, der über eine Tankleitung 16 mit einem Tank T verbunden ist. Ein Druckanschluss P des Schaltventils 10 ist mit einem Arbeitsanschluss A eines Regelventils 8 verbunden, der je nach Stellung des Regelkolbens des Regelventils 8 mit einem Druckanschluss P oder einem mit dem Tank T verbun- denen Tankanschluss S verbindbar ist. Der Druckanschluss P des Regelventils 8 ist über eine Zulaufleitung 18 mit einer einen vergleichsweise hohen Versorgungsdruck bereitstellenden Druckmittelquelle, beispielsweise einer Pumpe oder einem Hochdruckspeicher verbunden. Der Ring- räum 6 ist über eine Zweigleitung 20 mit der Zulauflei- • tung 18 verbunden. Der Druck in der Zweigleitung 20 wird über eine Steuerleitung 22 abgegriffen und zu einer in Richtung der Grundposition (a) wirksamen kleineren Steuerfläche 23 des Schaltventils 10 geführt. Der Arbeitsan- schluss A des Regelventils 8 ist über einen Zulauf 24 mit dem Zylinderraum 4 verbunden. Der Druck in diesem Zulauf 24 wird über eine weitere Steuerleitung 26 abgegriffen und beaufschlagt eine in Richtung der Schaltstellung (b) wirksame kleinere Steuerfläche 27 des Schaltventils 10. Nach einem vorbestimmten Hub des Schaltventilkolbens wird eine größere Steuerfläche 29 in Richtung der Schaltstel- lung (b) zusätzlich wirksam, so dass das Schaltventil 10 auch bei durch das Umschalten hervorgerufenen Lastdruckschwankungen in der Schaltstellung (b) gehalten wird. Durch diese zusätzliche Steuerfläche 29 wird somit beim Umschalten der Wirkflächen des Arbeitszylinders eine negative Auswirkung durch das Springen der Lastdrücke verhindert, so dass das Umschaltventil in einem definierten Schaltzustand gehalten wird.
Zum Einleiten des Stanzvorganges, d.h. zum Ausfahren des Stanzzylinders 1 wird das Regelventil 8 in den Bereich der mit (1) gekennzeichneten Regelpositionen (in Abhängigkeit vom Hub des StanzZylinders 1) gebracht, so dass der Ringraum 6 und der Zylinderräum 4 mit dem Ver- sorgungsdruck HD beaufschlagt sind. Aufgrund der Flächendifferenz des Kolbens 2 fährt der Stanzzylinder 1 aus und es baut sich ein Lastdruck im Zylinderraum 4 auf . Bei vergleichsweise geringen Lastdrücken befindet sich das Schaltventil 10 in seiner federvorgespannten Grundposi- tion (a) , so dass der zusätzliche Druckraum 12 zum Tank T hin druckentlastet ist. Bei Überschreiten eines vorbestimmten Lastdruckniveaus wird das Schaltventil 10 gegen den in Richtung der Grundposition wirksamen Versorgungsdruck und die Kraft einer Rückstellfeder in seine mit (b) gekennzeichnete Schaltstellung umgeschaltet, in der die Verbindung zum Tank T abgesperrt und der Arbeitsanschluss B mit dem Druckanschluss P verbunden ist, so dass der Versorgungsdruck HD im Druckraum 12 auf die Stirnfläche 13 wirksam wird und somit entsprechend die vom Stanzzy- linder 1 aufgebrachte Stanzkraft erhöht wird. Nach dem
Stanzen sinkt der Lastdruck ab, das Schaltventil 10 schaltet wieder in seine Grundstellung (a) um, wobei ein vorzeitiges Umschalten durch die zusätzliche Steuerfläche 29 verhindert ist. Zum Rückzug des Stanzzylinders 1, d.h. zum Einfahren des Kolbens 2 wird das Regelventil in den Bereich seiner mit (2) gekennzeichneten Regelposition verfahren, in der der Zylinderraum 4 mit dem Tank T verbunden ist und der Druckraum 12 durch das Umschalten des Schaltventils 10 in seine Grundposition (a) ebenfalls mit dem Tank T verbunden ist. Der Stanzzylinder 1 wird durch den im Ringraum 6 wirksamen Versorgungsdruck in seine Startposition zurückgeschoben.
Ein gewisser Nachteil dieser Lösung besteht darin, dass im überwiegenden Betriebsbereich (30% der maximal verfügbaren Stanzkraft, hohe Hubzahlen) das Schaltventil 10 nicht umgeschaltet ist, so dass beim Ausfahren des StanzZylinders 1 Druckmittel vom Tank T in den Druckraum 12 nachgesaugt werden muss . Des Weiteren wird durch den zusätzlichen nicht vorgespannten Druckraum das notwendige Kompressionsvolumen erhöht. Durch die nicht zugeschaltete Fläche 13 wird die Zylindereigenfrequenz nachteilig beeinflusst. Der Vorteil dieser Lösung besteht darin, dass ein EinkreisSystem ausreicht.
Beim vorbeschriebenen Ausführungsbeispiel wird beim Umschalten des Schaltventils 10 zunächst nur die kleinere Steuerfläche 27 mit dem Druck am Anschluss P beaufschlagt. Nach einem bestimmten Weg (siehe Figur 8) wird eine zusätzliche Steuerfläche 29 wirksam, wobei ein Schaltkolben (48 in Figur 8) des Schaltventils 10 eine zusätzliche Steuerkante überfährt.
In Figur 2 ist nun ein vereinfachtes Ausführungsbeispiel dargestellt, wobei die ohnehin schon vorhandene Steuerkante zum Öffnen der Verbindung von P nach B des Schaltventils 10 verwendet wird, um die zusätzliche Steuerfläche 29 mit einem Steuerdruck zu beaufschlagen. Dazu zweigt vom Druckmittelströmungspfad zwischen dem Anschluss B und dem Druckraum 12 eine zusätzliche Steuerleitung 26' ab, über die die zusätzliche Steuerfläche 29 mit dem Druck am Ausgangsanschluss B beaufschlagbar ist. In der dargestellten Grundposition (a) des Schaltventils 10 ist diese zusätzliche Steuerleitung 26' mit dem Tank T verbunden und somit die zusätzliche Steuerfläche 29 entlastet. Beim Umschalten des Schaltventils 10 in die Position (b) wirkt auf diese zusätzliche Steuerfläche 29 der Druck am Eingangsanschluss P - das Schaltventil 10 wird somit über eine zusätzliche Kraft in Richtung seiner Schaltposition (b) beaufschlagt.
Bei den vorbeschriebenen Ausführungsbeispielen wird bei hohen Lastdrücken eine in Ausfahrrichtung wirksame zusätzliche Wirkfläche "aufgeschaltet" . Bei dem in Figur 3 dargestellten Ausführungsbeispiel, das einen erfindungsgemäßen hydraulischen Antrieb zeigt, wird bei höheren Lastdrücken zum Stanzen eine in Einfahrrichtung wirksame Wirkfläche "abgeschaltet". Dazu ist die Kolbenstange 28 des Kolbens 2 zu ihrem freien Endabschnitt hin radial zurückgestuft, so dass eine Ringstirnfläche 30 entsteht, die einen zusätzlichen Ringraum 32 des Stanzzylinders 1 in Axialrichtung begrenzt. Dieser zusätzliche Ringraum 32 ist mit dem Arbeitsanschluss B des Schaltventils 10 verbunden, das in seiner federvorgespannten Grundposition (a) diesen Arbeitsanschluss B mit dem Druckanschluss P und somit mit der den Versorgungsdruck führenden Zulaufleitung 18 verbindet. Das Schaltventil 10 ist in Richtung dieser Grundposition (a) von dem in der Steuerleitung 22 und auf die Steuerfläche 23 wirksamen Versorgungsdruck und in Richtung der Schaltstellung (b) von dem in der Steuerleitung 26 und auf die Steuerfläche 23 wirksamen Lastdruck beaufschlagt, die mit dem Zylinderraum 4 verbunden ist. Der im zusätzlichen Ringraum 32 wirksame Druck wird über eine Steuerleitung 31 abgegriffen und zu der zusätzlichen Steuerfläche 29 des Schaltventils 10 geführt, die bei diesem Ausführungsbeispiel in Richtung der Schalt- Stellung (a) wirkt. Das Verhältnis der Steuerflächen 27, 23 und 29 entspricht im wesentlichen dem Verhältnis der Wirkflächen im Zylinderraum 4, im Ringraum 6 und im zusätzlichen Ringraum 32, wobei die Steuerfläche und die zugeordnete Zylinderfläche jeweils mit dem im wesentli- chen gleichen Druck beaufschlagt ist. D.h. die Steuerflächen bilden das Flächenverhältnis am Stanzzylinder 1 nach, so dass das Schaltventil 10 entsprechend den wirksamen äußeren Lasten geschaltet wird. Da - wie oben erwähnt - zum Stanzen mit großer Kraft der Druck im zusätzlichen Ringraum 32 abgeschaltet wird, wird entsprechend auch der auf die zusätzliche Steuerfläche 29 wirksame Druck abgeschaltet, so dass das Schaltventil durch die wesentlich größere Steuerfläche 27 zuverlässig in seiner Schaltposition (b) gehalten wird.
Der Ringraum 6 des StanzZylinders 1 ist über die Zweigleitung 20 mit der Zulaufleitung 18 verbunden, so dass im Ringraum 6 stets der Versorgungsdruck HD anliegt. Stromabwärts der Zweigleitung 20 ist die Zulaufleitung 18 an den Druckanschluss P des Regelventils 8 angeschlossen. Dessen Arbeitsanschluss A führt über den Zulauf 24 zum Zylinderraum 4. Somit kann im Ringraum 6 und im zusätzlichen Ringraum 32 jeweils der Versorgungsdruck wirken. Der sich aufbauende Lastdruck im Zylinderräum 4 ist in Richtung der Schaltstellung (b) auf die Steuerfläche 27 des Schaltventil 10 wirksam. Beim Ansteigen des Lastdruckes über einen vorbestimmten Grenzwert schaltet das Schaltventil 10 gegen die auf die Steuerfläche 23, 29 wirkenden Steuerdrücke in seine Schaltstellung (b) um, so dass der zusätzliche Ringraum 32 mit dem Tank T verbunden ist und somit druckentlastet wird, so dass entsprechend die zum Stanzen erforderliche maximale Zylinderkraft aufgebracht werden kann.
Zum Zurückbewegen des StanzZylinders 1 wird das Re- gelventil 8 in den Bereich der mit (2) gekennzeichneten Regelpositionen verfahren, so dass der Zylinderraum 4 mit der Tankleitung 16 und damit mit dem Tank T verbunden ist. Das Schaltventil 10 ist in seine Grundposition (a) zurückgeschaltet, so dass in den beiden Ringräumen 6, 32 der Versorgungsdruck wirksam ist und somit der Stanzzylinder 1 schnell in seine Ausgangsposition zurückgefahren wird. Der zusätzliche Ringraum beeinflusst die Zylindereigenfrequenz nur vergleichsweise geringfügig. Da der zusätzliche Ringraum 32 mit dem Versorgungsdruck beauf- schlagt ist, geschieht das Füllen dieses Druckraumes sehr schnell, so dass keine Kavitationsprobleme entstehen.
Bei dem in Figur 4 dargestellten Anwendungsbeispiel des erfindungsgemäßen Schaltventils ist der Stanzzylinder 1 im Gegensatz zu den vorbeschriebenen Ausführungsbei- spielen nicht mit einer zusätzlichen Wirkfläche versehen, die je nach Lastdruck zu- oder abgeschaltet wird. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel kann der Ringraum 6 - über das Schaltventil 10 wahlweise mit einem höheren Versorgungsdruck HD oder einem niedrigeren Versorgungsdruck ND beaufschlagt werden. D.h. zum Aufbringen der maximalen Stanzzylinderkraft wird der Druck im Ringraum 6 abgesenkt, d.h. es wird nicht - wie beim vorbeschriebenen Ausführungsbeispiel - eine Wirkfläche "abgeschaltet", sondern das Druckniveau im Ringraum 6 abgesenkt - es stellt sich praktisch die gleiche Wirkung ein.
Eine derartige Variante hat den Vorteil, dass der Stanzzylinder 1 etwas einfacher ausgeführt werden kann, da keine zusätzliche Wirkfläche vorgesehen werden muß. Dieser Vorteil wird allerdings damit erkauft, dass ein Zweikreissystem bereitgestellt werden muss, durch das eine Hochdruck- und Niederdruck-Druckmittelversorgung gewährleistet ist.
Bei der in Figur 4 dargestellten Lösung wird der Zylinderraum 4 über das Regelventil 8 entweder mit der Tankleitung 16 und damit mit dem Tank T oder mit der Zulaufleitung 18 verbunden, die an die Hochdruckversorgung HD angeschlossen ist. Ein Eingangsanschluss P des Schaltventils 10 ist an die Zulaufleitung 18 angeschlossen, während ein weiterer Eingangsanschluss P' über eine Niederdruckversorgungsleitung 34 an die Niederdruckversorgung ND angeschlossen ist. Diese Niederdruckversorgung muss nicht notwendigerweise durch eine Pumpe ausgebildet werden, sondern es reicht auch aus, wenn der niedrigere Versorgungsdruck von einem Hydrospeicher bereitgestellt wird.
Der Arbeitsanschluss B des Schaltventils 10 ist mit dem Ringraum 6 des Stanzzylinders 1 verbunden. Das
Schaltventil 10 ist in seiner dargestellten Grundposition (a) durch die Kraft der Feder und durch den über die Steuerleitung 22 von der Niederdruckversorgungsleitung 34 abgegriffenen und auf die Steuerfläche 23 wirkenden Druck vorgespannt und in Richtung der Schaltposition (b) durch den über die Steuerleitung 26 auf die Steuerfläche 27 wirkenden Lastdruck beaufschlagt, der nach einem vorbestimmten Hub des Schaltventils 10 zusätzlich die, vergleichsweise große Steuerfläche 29 beaufschlagt. D.h. auch bei diesem Ausführungsbeispiel wird durch die zusätzliche Steuerfläche 29 dafür gesorgt, dass während des Umschaltens auf Hochdruck das Schaltventil 10 nicht wieder in seine Grundposition (a) zurück springt. In der Grundposition (a) ist der Arbeitsanschluss B mit dem Druckanschluss P verbunden, so dass im Ringraum 6 der höhere Versorgungsdruck anliegt. D.h. bei vergleichsweise geringen Zylinderkräften wirkt dem Lastdruck der höhere Versorgungsdruck entgegen.
Beim Ansteigen des Lastdruckes auf den vorbestimmten Grenzwert wird das Schaltventil 10 gegen die Kraft der Feder und gegen den auf die Steuerfläche 23 wirksamen Steuerdruck (Niederdruck) in seine Schaltstellung (b) verschoben, so dass der Ringraum 6 mit dem niedrigeren Versorgungsdruck beaufschlagt wird und somit entsprechend die entgegen der Stanzkraft wirkende Druckkraftkomponente verringert wird - es wird die maximale Zylinderkraft zur Verfügung gestellt.
In Figur 5 ist eine vereinfachte Variante des vorbe- schriebenen Ausführungsbeispiels dargestellt. Bei diesem Ausführungsbeispiel wird nur ein EinkreisSystem verwendet, wobei der Ringraum 6 bei Überschreiten des vorbestimmten Lastdruckes direkt mit dem Tank und nicht mit einem niedrigeren Versorgungsdruck beaufschlagt wird. Um ein unkontrolliertes Ausfahren des Stanzzylinders 1 zu vermeiden, kann die Tankleitung 16 - beispielsweise mittels eines Vorspannventils - vorgespannt werden. D.h. bei dem in Figur 5 dargestellten Ausführungsbeispiel wird die Niederdruckversorgung im wesentlichen durch den Tank (vorgespannt oder drucklos) ersetzt und der Druckanschluss P1 des Schaltventils 10 des Ausführungsbeispiels aus Figur 5 wird als • Tankanschluss S ausgeführt, der an die Tankleitung 16 angeschlossen ist. Im Übrigen entspricht dieses Ausführungsbeispiel dem vorbeschriebenen Ausführungsbeispiel, so dass weitere Erläuterungen entbehrlich sind. Ein Nachteil dieser Lösung gegenüber dem Ausführungsbeispiel aus Figur 4 besteht darin, dass die Tankleitung 16 mit vergleichsweise hohem Druck vorgespannt werden muss, um die erforderliche Dynamik zu gewährleisten. Bei den Ausführungsbeispielen gemäß den Figuren 3 und 4 ist der Ringraum 6 bzw. der zusätzliche Ringraum 32 zum Rückzug (Einfahren) des Kolbens 2 jeweils mit Hochdruck beaufschlagt. Dies führt zu hohen Rückzugskräften und zu einem erhöhten Bedarf an Hochdruckol und Leistung. Um diese Nachteile auszuräumen, werden bei den in den Figuren 6 und 7 dargestellten Ausführungsbeispielen die angesprochenen Druckräume mit Niederdruck beaufschlagt, so dass keine erhöhter Energiebedarf für den Rückzug erforderlich ist.
Der Grundaufbau des in Figur 6 dargestellten Ausführungsbeispiels eines erfindungsgemäßen Antriebs entspricht demjenigen aus Figur 3. D.h. der Stanzzylinder 1 ist mit einem zusätzlichen Ringraum 32 ausgeführt, über den eine Ringstirnfläche 30 des Kolbens 2 in Einfahrrichtung beaufschlagt ist. Ein Unterschied der in Figur 6 dargestellten Schaltung zum Ausführungsbeispiel gemäß Figur 3 besteht darin, dass von einer Verbindungsleitung 36 zwischen dem Arbeitsanschluss B des Schaltventils 10 und dem Ringraum 32 eine Vorspannleitung 38 abzweigt, die mit der Zulaufleitung 18 verbunden ist. In der Vorspannleitung 38 ist ein Rückschlagventil 40 vorgesehen, das eine Druckmittelströmung vom zusätzlichen Ringraum 32 hin zur Zulaufleitung 18 zulässt und in Gegenrichtung sperrt. Ein weiterer Unterschied besteht darin, dass in der Tankleitung 16, die über eine Zweigleitung 42 mit einem Tankanschluss S des Schaltventils 10 verbunden ist, ein Tankleitungsdämpfer 44 sowie ein Vorspannventil 46 vorge- sehen sind. Durch Letzteres wird die Tankleitung 16 auf einen zur Kraft der Feder des Vorspannventils 46 äquivalenten Druck vorgespannt. Über den Tankleitungsdämpfer 44 lassen sich Druckschwankungen in der Tankleitung 16 ausgleichen. Im Unterschied zum Ausführungsbeispiel gemäß Figur 3 ist das Schaltventil 10 lediglich mit zwei Anschlüssen B, S ausgeführt. In der federvorgespannten Grundstellung des Schaltventils 10 ist die Durchströmung von S nach B möglich, die Gegenrichtung ist gesperrt, wie dies durch das Rückschlagventil im Schaltventil 10 angedeutet ist. In seiner Schaltposition (b) ist die Verbindung von B nach S und in umgekehrter Richtung geöffnet. Beim Ausfahren des Zylinders 1 verbleibt das Schaltventil 10 zu- nächst in seiner Grundposition (a) , d.h. die Verbindung von der Verbindungsleitung 36 zur Zweigleitung 42 ist abgesperrt und der sich im zusätzlichen Ringraum 32 während der Abwärtsbewegung aufbauende Druck ist über das Rückschlagventil 40 auf den Versorgungsdruck in der Zulaufleitung 18 begrenzt. Bei Erreichen des voreingestellten Grenzdruckes schaltet das Schaltventil 10 in die Schaltstellung (b) um, so dass der zusätzliche Ringraum 32 mit der Tankleitung 16 verbunden ist, die über das Vorspannventil 46 auf einen etwas höheren Druck als den Tankdruck vorgespannt ist - der Ringraum 32 wird somit abgeschaltet. Der Druck im zusätzlichen Ringraum 32 sinkt ab und es wird die maximale Zylinderkraft aufgebracht. Die zusätzliche Steuerfläche 29 sorgt wieder dafür, dass das Umschaltventil 10 während des Umschaltens und auch bei Lastdruckschwankungen in seiner Schaltstellung (b) verbleibt und erst nach dem Stanzen, d.h. nach dem Stanzen in seine Grundposition (a) zurückschaltet .
Zum Rückzug des Kolbens 2 wird das Regelventil 8 in eine seiner mit (2) gekennzeichneten Positionen verfahren, so dass der Zylinderraum 4 über das Regelventil mit der Tankleitung 16 verbunden ist.
Bei dem in Figur 7 dargestellten Anwendungsbeispiel ist der Antrieb gemäß Figur 4 entsprechend weiter gebil- det . Demgemäß ist der Ringraum 6 des Stanzzylinders 1 über die von einer Verbindungsleitung 36 zwischen dem Arbeitsanschluss B des Schaltventils 10 und dem Ringraum 6 abzweigenden Vorspannleitung 38 mit der den höheren Versorgungsdruck führenden Zulaufleitung 18 über ein Rückschlagventil 40 verbindbar. Ein Druckanschluss P' des Schaltventils 10 ist über die Niederdruckversorgungsleitung 34 mit einer Niederdruckquelle, beispielsweise einem Niederdruckspeicher verbunden. Der beim Ausführungsbeispiel gemäß Figur 4 vorgesehene weitere Druckanschluss P ist beim Schaltventil 10 gemäß Figur 6 nicht ausgeführt.
Ähnlich wie beim Antrieb gemäß Figur 6 lässt das Schaltventil 10 in seiner Grundposition (a) eine Druckmittelströmung von der Niederdruckversorgungsleitung 34 zur Verbindungsleitung 36 zu, die Druckmittelströmung in Gegenrichtung wird gesperrt .
Die in Richtung der Grundposition (a) wirkende Steuerfläche 23 des Schaltventils 10 ist über die Steuerleitung 22 - im Unterschied zum Ausführungsbeispiel gemäß Figur 4 - mit der den Hochdruck führenden Zulaufleitung 18 und nicht mit der Niederdruckversorgungsleitung 34 verbunden. Im Übrigen entspricht das Ausführungsbeispiel gemäß Figur 7 dem Ausführungsbeispiel gemäß Figur 4, so dass weitere Erläuterungen entbehrlich sind.
Auch bei der in Figur 7 dargestellten Konstruktion wird beim Rückzug des Zylinders 1, d.h. beim Einfahren des Kolbens 2 der Ringraum 6 über das Schaltventil 10 in seiner Grundposition (a) mit Niederdruck beaufschlagt, so dass die Rückzugsbewegung zwar etwas langsamer als beim Ausführungsbeispiel gemäß Figur 4 erfolgt, dafür jedoch der Energiebedarf geringer ist. Bei der Schaltung gemäß Figur 6 muss das Druckmittel für den Ringraum 32 beim Rückzug zwar aus der Tankleitung nachgefördert werden, durch den an der Maschine ohnehin vorhandenen Tankleitungsspeicher 44 mit dem Vorspannventil 46 entstehen jedoch keinerlei Nachsaugprobleme . Durch die zum Ringraum 32 abfließende Druckmittelmenge wird der Tankleitungsspeicher 44 in seiner dämpfenden Aufgabe noch unterstützt. Dies ist ein erheblicher Vorteil des in Figur 5 dargestellten Ausführungsbeispiels gegenüber den Schaltungen gemäß den Figuren 6 und 3.
Anhand der Figuren 8 und 9 soll der konstruktive Grundaufbau der bei den vorbeschriebenen hydraulischen Antrieben verwendeten Schaltventile 10 erläutert werden.
Figur 8 zeigt ein Ausführungsbeispiel, bei dem die zusätzliche Steuerfläche nach einem vorbestimmten Hub wirksam wird.
Das in Figur 8 schematisch angedeutete Schaltventil 10 hat einen Schaltkolben 48, der in einer Schaltventilbohrung 50 axial verschiebbar geführt ist. Die in Figur 8 nicht dargestellte linke Stirnfläche des Schaltkolbens 48 bildet beispielsweise die Steuerfläche 23, die über die Steuerleitung 22 mit Druckmittel versorgt wird. Die dargestellte rechte Stirnfläche des Schaltkolbens 48 ist zweifach zurückgestuft, wobei ein größerer Kolbenabschnitt 52 etwas kleiner als der maximale Außendurchmes- ser der Ventilbohrung 50 ausgeführt ist und ein Axialvorsprung 54 wiederum gegenüber dem Kolbenabschnitt 52 zurückgestuft ist. Die Ventilbohrung 50 ist entsprechend ausgebildet. Die Stirnfläche des Axialvorsprungs 54 bildet dabei die Steuerfläche 27 und die Ringstirnfläche des Kolbenabschnitts 52 die zusätzliche Steuerfläche 29 aus. Die zurückgestufte Umfangskante der Ventilbohrung bildet eine gehäusefeste Steuerkante 55 aus, die von der Stirnfläche (Steuerfläche 27) des Schaltkolbens 48 beim Umschalten überfahren wird. An der Stirnfläche des Axialvorsprungs 54 ist noch ein Abstandszapfen 56 ausgebildet, der dafür sorgt, dass die Steuerfläche 27 zur benachbarten Stirnfläche der Ventilbohrung 50 beabstandet bleibt.
Wie in Figur 8 dargestellt, mündet die Steuerleitung 26 in dem von der Steuerfläche 27 begrenzten Druckraum 58. Von der Steuerleitung 26 zweigt eine Entlastungsleitung 60 ab, die in dem von der Steuerfläche 29 begrenzten Ringsteuerräum 61 mündet und in der ein in Richtung zur Steuerleitung 26 öffnendes Rückschlagventil 62 angeordnet ist. Der Schaltkolben 48 ist durch die nicht dargestellte Feder in seine Grundposition (Figur 8) vorgespannt, in der der Axialvorsprung 54 an der Stirnfläche der Schalt- ventilbohrung 50 anliegt. Beim Auflaufen des Kolbens 2 auf das zu stanzende Werkzeug steigt der Druck im Zylin- derraum 4 des Stanzzylinders 1 an, so dass entsprechend auch der über die Steuerleitung 26 abgegriffene Lastdruck steigt. Bei Erreichen eines vorbestimmten Grenzlastdrucks wird der Schaltkolben 48 gegen die Kraft der Feder und den auf seine in Schließrichtung wirksame Steuerfläche 23 wirkenden Druck nach links (Figur 8) bewegt, wobei sich der Druckraum 58 vergrößert und dann die als Steuerkante wirkende Umfangskante der Steuerfläche 27 die gehäusefeste Steuerkante 55 überfährt und somit die Verbindung zum radial außen liegenden Ringsteuerräum 61 aufgesteuert wird. Solange der Axialvorsprung 54 in den zurückgestuften Endabschnitt der Schaltventilbohrung 50 eintaucht, verhindert das Rückschlagventil 62, dass der Lastdruck auch in diesem Ringsteuerraum 61 anliegt. Nach dem Aufsteuern der Verbindung zwischen den beiden Räumen 58, 61 ist auch die Steuerfläche 29 mit dem Lastdruck beaufschlagt, so dass der Schaltkolben 48 zuverlässig in seiner Schaltposition gehalten ist. Das Rückschlagventil 62 lässt beim Zurückschalten des Schaltventils 10 das Abströmen des Steueröls hin zur Steuerleitung 26 zu.
In Figur 9 ist eine konkrete Ausführung eines Ausfüh- rungsbeispiels des Schaltventils 10 aus Fig. 6 gezeigt, wobei beim Umschalten die Steuerfläche 29 - wie der zugeordnete zusätzliche Ringraum 32 - druckentlastet wird. Bei diesem Ausführungsbeispiel hat das Schaltventil 10 ein Ventilgehäuse 64, in dem eine Ventilbuchse 66 aufgenommen ist. Am Ventilgehäuse 64 sind der Ausgangsanschluss B, der Tankanschluss S sowie zwei Steueranschlüsse X, Y ausgebildet, die über Kanäle mit im folgenden noch näher beschriebenen Druckräumen des Ven- tilgehäuses 64 verbunden sind. In der Ventilbuchse 66 ist der Schaltkolben 48 axial verschiebbar geführt, der über eine Schaltfeder 68 in seine dargestellte Grundposition gegen einen Ventilsitz 70 vorgespannt ist. Der Ausgangsanschluss B des Schaltventils 10 ist über einen Ausgangskanal 72 und einen Bohrungsstern 74 der
Ventilbuchse 66 mit dem in der Figur 9 rechts vom Ventilsitz 70 gelegenen Bereich verbunden, während der Tankanschluss S über einen Tankkanal 76 und die stirnseitige Öffnung der Ventilbuchse 66 mit dem links (Figur 8) vom Ventilsitz 70 gelegenen Bereich verbunden ist. Wie beispielsweise der Darstellung gemäß Figur 6 entnehmbar ist, verschließt der Schaltkolben 48 in seiner Grundposition die Verbindung vom Ausgangsanschluss B zum Tankanschluss S. Die Feder ist vergleichsweise schwach ausgelegt (beispielsweise 4 bar) , so dass in dem Fall, in dem der vorgespannte Tankdruck um mehr als 4 bar höher ist als der Druck im Ausgangskanal 72, der Schaltkolben 48 von seinem Ventilsitz 70 gehoben werden kann - das Schaltventil 10 wirkt dann als Rückschlagventil, das eine Druckmittelströmung vom Tank T über die an den Tankanschluss S angeschlossene Zweigleitung zum Anschluss B und von dort über die Verbindungsleitung 36 zum zusätzlichen Ringraum 32 hin zulässt und in Gegenrichtung sperrt .
Koaxial zur Achse des Schaltkolbens 48 ist im Ventilgehäuse 64 ein Steuerkolben 78 geführt, der mit seinem als axialer Vorsprung 80 ausgebildeten Endabschnitt in eine Ausnehmung in der benachbarten Stirnfläche des Schaltkolbens 48 eintaucht, um den Schaltkolben 48 zu betätigen.
Links vom axialen Vorsprung 80 hat der Steuerkolben einen radial etwas erweiterten Führungsbund 82, der in einer Führung 84 des Ventilgehäuses 64 geführt ist.
Der Führungsbund 82 taucht in einen Druckraum ein und geht dann in einen radial erweiterten Steuerbund 86 über, dessen Ringstirnfläche die in Schließrichtung wirksame Steuerfläche 23 und dessen Stirnfläche die in Öffnungs- richtung wirksame Steuerfläche 27 ausbildet. Der Steuerbund 86 unterteilt, den Druckraum in einen rückseitigen Steuerraum 88 und einen mittleren Steuerraum 90. Der Steueranschluss Y mündet über einen Kanal im Steuerraum 90, während der Steueranschluss X über einen entsprechen- den Kanal im rückseitigen Steuerraum 88 mündet.
Wie des Weiteren aus Figur 9 hervorgeht, ist ein die Schaltfeder 68 aufnehmender Federraum 92 über einen Kanal mit dem Ausgangskanal 72 verbunden. Dieser Kanal bildet in der Darstellung gemäß Figur 6 die Steuerleitung 31 aus, während die Steuerleitung 22 an den Steueranschluss Y und die Steuerleitung 26 an den Anschluss X angeschlossen sind.
Den rechten stirnseitigen Abschluss des Ventilgehäuses 64 bildet eine Abschlussschraube 94, die in das Ventilgehäuse 64 eingeschraubt ist und an der die Schaltfeder 68 abgestützt ist. Der rückseitige Steuerraum 88 wird von einem stirnseitigen Deckel 94 begrenzt.
Mit der vorbeschriebenen Konstruktion sind der von der Steuerfläche 27 begrenzte rückseitige Steuerraum 88 mit dem Zylinderraum 4 und der an der ringförmigen Steuerfläche 23 begrenzte Steuerraum 90 über die Steuerleitung 22 mit dem Ringraum 6 verbunden. Die zusätzliche Steuerfläche 29 ist durch die wirksame Stirnfläche des Schaltkolbens 48 gebildet, deren Durchmesser demjenigen des Ventilsitzes 70 entspricht. Der von dieser Stirnfläche begrenzte Federraum 92 ist über die Steuerleitung 31 mit dem Anschluss B und damit mit dem zusätzlichen Ringraum 32 verbunden.
Eine Besonderheit des in Figur 9 dargestellten Ventils besteht darin, dass das normierte Flächenverhältnis zwischen der Steuerfläche 27, der entgegengesetzt wirksamen Steuerfläche 23 und der zusätzlichen
Steuerfläche 29 geeignet gewählt wird, beispielsweise so, dass es im Wesentlichen gleich ist zum normierten Flächenverhältnis zwischen der den Zylinderraum 4 begrenzenden Kolbenfläche, der den Ringraum 6 begrenzenden Ringstirnfläche und der den zusätzlichen Ringraum 32 begrenzenden Ringstirnfläche 30. Beträgt das Flächenverhältnis der Zylinderflächen (grosse Kolbenfläche: Ringstirnfläche 30 : Ringfläche des Ringraums 6) beispielsweise a:l:b (wobei a>b>l) beträgt, wird das Flächenverhältnis der Steuerflächen 23, 27, 29 etwa 0,5:1:0,5b betragen, wobei die Normierung jeweils mit der mittleren Fläche erfolgte. D.h. die Flächenverhältnisse des StanzZylinders 1 sind dann etwa verhältnisgleich im Schaltventil 10 wiedergegeben, so dass dessen Betätigung entsprechend der auf den Kolben 2 des Stanzzylinders 1 wirkenden Kräfte erfolgt, da die Steuerfläche 23, 27 bzw. 29 mit etwa den gleichen Drücken wie die zugehörigen Zylinderwirkflächen beaufschlagt sind. Ein unerwünschtes Zurückschalten bei springendem Lastdruck kann mit dieser Konstruktion zuverlässig ver- mieden werden. Es zeigte sich bei ersten Tests, dass das erfindungsgemäße Steuerventil gemäß Figur 8 in Verbindung mit einem drei Druckräume aufweisenden Stanzzylinder (Figur 3, Figur 6) das beste dynamische Verhalten aufweist, das den eingangs beschriebenen Lösungen überlegen ist. Das Schaltventil 10 mit den genannten Steuerflächenverhältnissen ist aber auch bei den Lösungen gemäß den Figuren 1 und 2 einsetzbar.
Wie anhand der Ausführungsbeispiele gemäß den Figuren 1, 4, 5 und 7 erläutert, ist die Verwendung des Schalt- ventils 10 jedoch nicht auf diese Konstruktionen begrenzt, sondern kann auch bei StanzZylindern mit zwei Druckräumen oder bei Konstruktionen eingesetzt werden, bei denen die große Kraft durch Zuschalten eines Druck- raums aufgebracht wird.
Offenbart ist ein hydraulischer Antrieb für eine Stanz- oder Umformmaschine, bei der Druckräume eines Stanz- oder ArbeitsZylinders über ein stetig verstellba- res Ventil und ein Schaltventil mit einem Versorgungsdruck oder Tankdruck beaufschlagbar sind. Bei einem Antrieb mit besonders gutem dynamischem Verhalten wird ein in Einfahrrichtung wirksamer Druckraum zum Aufbringen einer großen Kraft von dem vergleichsweise hohen Versor- gungsdruck auf einen niedrigeren Druck, beispielsweise Tankdruck umgeschaltet. Offenbart ist des Weiteren ein für einen derartigen Antrieb geeignetes Schaltventil, das eine in Schließrichtung und eine in Öffnungsrichtung wirksame Steuerfläche hat. Das Schaltventil ist zusätz- lieh mit einer weiteren Steuerfläche ausgeführt, die beim Schalten des Schaltventils wirksam wird und somit das Schaltventil in Richtung seiner Schaltposition zusätzlich beaufschlagt oder die zusätzliche Steuerfläche wirkt in Richtung der Grundposition des Schaltventils und wird beim Umschalten praktisch wirkungslos geschaltet, so dass das Schaltventil ebenfalls in seiner Schaltposition gehalten wird.
Bezuqszeichen liste:
1 Stanzzylinder
2 Kolben
4 Zy1inderraum
6 Ringraum
8 Regelventil
10 Schaltventil
12 Druckraum
13 Stirnfläche
14 Axialvorsprung
16 Tankleitung
18 Zulaufleitung
20 Zweigleitung
22 Steuerleitung
23 Steuerfläche
24 Zulauf
26 Steuerleitung
26' Steuerleitung
27 Steuerfläche
28 Kolbenstange
29 Steuerfläche
30 Ringstirnfläche
32 zusätzlicher Ringraum
34 Niederdruckversorgungsleitung
36 Verbindungsleitung
38 Vorspannleitung
40 Rückschlagventil
42 Zweigleitung
44 Tankleitungsdämpfer
46 Vorspannventil
48 Schaltkolben
50 Schaltventilbohrung
52 Kolbenabschnitt Axialvorsprung gehäusefeste Steuerkante Abstandszapfen Druckraum Entlastungsleitung Ringsteuerraum Rückschlagventil Ventilgehäuse Ventilbuchse Schaltfeder Ventilsitz Ausgangskanal Bohrungsstern Tankkanal Steuerkolben Vorsprung Führungsbund Führung Steuerbund rückseitiger Steuerraum Steuerraum Federräum Deckel

Claims

Patentansprüche
1. Hydraulischer Antrieb für eine Stanz- oder Umformmaschine, mit einem mehrere Druckräume (4, 6) aufweisenden Arbeitszylinder, dessen Kolben unmittelbar oder mittelbar auf ein zu stanzendes oder umzuformendes Werkstück wirkt, wobei zumindest ein Druckraum (4) des Arbeitszylinders zum Aus- oder Einfahren des Kolbens (2) über ein stetig verstellbares Ventil mit einem Versorgungsdruck oder Tankdruck beaufschlagbar ist und wobei ein weiterer Druckraum (6) ständig mit Versorgungsdruck oder Tankdruck beaufschlagt und mit einem vom Lastdruck betätigbaren, Schaltventil (10) , das einem der Druckräume (32) vorgeschaltet ist, so dass dieser mit einem Versorgungsdruck oder Tankdruck beaufschlagbar ist wobei der Druckraum (32) von einer zusätzlichen Wirkfläche (13, 30) begrenzt ist, die über das Schaltventil in Abhängigkeit vom Lastdruck mit Versorgungsdruck oder Tankdruck beaufschlagbar ist, dadurch gekennzeichnet, dass die zusätzliche in Einfahrrichtung wirkende Wirkfläche (30) einen Zusatzringraum (32) begrenzt, der mit dem Schaltventil (10) verbunden ist und in einer Grundstellung (a) des Schaltventils (10) mit einem Versorgungsdruck (HD) und der bei Überschreiten eines vor- besti mten Lastdrucks über das Schaltventil (10) mit einem niedrigeren Versorgungsdruck oder Tankdruck be- aufschlagt ist.
2. Hydraulischer Antrieb nach Patentanspruch 1, wobei das Schaltventil (10) in seiner Grundstellung (a) die
Verbindung vom Zusatzringraum (32) zu einer Tanklei- tung (16) absperrt und eine Druckmittelströmung in
Gegenrichtung zulässt, mit einer Vorspannleitung (38) , über die der Zusatzringraum (32) bei Umgehung des Schaltventils (10) mit einer den höheren Versorgungsdruck (HD) führenden Zulaufleitung (18) verbindbar ist, wobei in der Vorspannleitung (38) ein Rück- schlagventil (40) vorgesehen ist, das in Richtung zur Zulaufleitung (18) öffnet.
3. Hydraulischer Antrieb nach Patentanspruch 1 oder 2, wobei in der Tankleitung (16) ein Tankleitungsdämpfer (44) vorgesehen ist.
. Hydraulischer Antrieb nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, wobei in einer Tankleitung (16) ein Vorspannventil vorgesehen ist.
5. Hydraulischer Antrieb nach einem der vorhergehenden Patentansprüche, wobei eine Steuerfläche (23) des Schaltventil (10) in Richtung seiner Grundstellung (a) zumindest von einem Versorgungsdruck oder dergleichen und eine Steuerfläche (27) in Richtung seiner Schaltstellung (b) vom Lastdruck am Arbeitszylinder (1) beaufschlagt ist.
6. Hydraulischer Antrieb nach Patentanspruch 5, wobei das Schaltventil (10) eine dritte Steuerfläche (29) hat, die beim Umschalten mit Versorgungsdruck oder Tankdruck beaufschlagt ist, um das Schaltventil (10) in seiner Schaltstellung (b) zu halten.
7. Schaltventil für einen hydraulischen Antrieb einer Stanz- oder Umformmaschine, über das ein Druckraum eines ArbeitsZylinders (1) in Abhängigkeit von der Schaltstellung mit einem Versorgungsdruck oder Tankdruck beaufschlagt ist, wobei eine in Richtung der Schaltstellung (b) wirksame Steuerfläche (27) vom Lastdruck und eine in Richtung der anderen Schalt- Stellung (a) wirksame Steuerfläche (23) von einem Versorgungsdruck beaufschlagt ist, gekennzeichnet durch eine dritte Steuerfläche (29) , die beim Umschalten zusätzlich in Umschaltrichtung wirksam ist oder druckentlastet wird.
8. Schaltventil nach Patentanspruch 7, wobei die dritte Steuerfläche (29) vom Lastdruck bzw. einem entsprechenden Druck oder von dem Druck in einem Druckraum (32) des Arbeitszylinders (1) beaufschlagt ist, der beim Umschalten des Schaltventils druckentlastet wird.
9. Schaltventil nach Patentanspruch 7 oder 8, wobei die dritte Steuerfläche (29) nach einem Hub eines
Schaltkolbens (48) wirksam ist.
10. Schaltventil nach einem der Patentansprüche 7 oder 8, wobei das Flächenverhältnis der Steuerflächen (23, 27, 29) etwa in Abhängigkeit vom Flächenverhältnis der Arbeitszylinderflächen gewählt ist. Wobei jeweils eine Steuerfläche (23, 27, 29) und eine entsprechende Arbeitszylinderfläche mit im wesentlichen dem gleichen Druck beaufschlagbar sind.
11. Schaltventil nach Patentanspruch 10, wobei das normierte Flächenverhältnis der Steuerflächen (23, 27, 29) etwa um den Faktor 0,5 kleiner als das normierte Flächenverhältnis der Arbeitszylinder- flächen ist.
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