WO2018108615A1 - Hydraulischer antrieb mit eil- und lasthub - Google Patents

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WO2018108615A1
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Hubert Schaber
Magnus Junginger
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Voith Patent Gmbh
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    • F15B2211/86—Control during or prevention of abnormal conditions
    • F15B2211/8646—Control during or prevention of abnormal conditions the abnormal condition being hysteresis

Definitions

  • the invention relates to a hydraulic drive with rapid and load stroke with a differential cylinder and a hydraulic arrangement for controlling a differential cylinder and a method for controlling a hydraulic drive with a differential cylinder in an express and load stroke.
  • a hydraulic arrangement for controlling at least one differential cylinder which can be operated in an express and load mode is known.
  • the hydraulic assembly included a motor pump unit with a reversible pump and a reservoir.
  • This hydraulic arrangement comprises a valve arrangement with an integrated switching arrangement and a changeover valve.
  • the switching valve is automatically switched to a first and a second switching position. In a first switching position, rapid stroke in the extension direction, the hydraulic fluid flowing out of the annular space flows via the changeover valve and a fluid connection provided by the valve arrangement into the piston chamber of the differential cylinder without passing through the pump.
  • the difference volume between the piston and annulus from the pump must be promoted in the piston chamber.
  • the switching valve automatically switches to a second switching position.
  • the now flowing out of the annulus hydraulic fluid is now fed to a memory.
  • the pumped hydraulic fluid is supplied to the piston chamber, resulting in a low piston speed with a large force. If the pressure in the piston chamber falls below the predetermined pressure for switching over the switching device to the second switching position, then the switching device automatically switches back into the first switching position.
  • the use of various valves compensates for the imbalance between the pump displacement volume and the difference between the piston chamber and annulus.
  • this can be used to generate a corresponding rapid traverse / load profile characteristic. It can be used as a linear drive Hydraulic cylinders are used with reduced speed required pump power can be moved at an increased speed. In load operation, the maximum possible driving speed is reduced accordingly. Compared to an arrangement without rapid traverse / load gear changeover, the required pump size for high speeds is reduced in rapid traverse. Likewise, the maximum torque for generating the maximum force is reduced in the load profile. Both the size of the pump and the driving electric motor can thus be reduced cost and energy-saving in self-sufficient compact drives. Due to the pronounced rapid traverse / load profile characteristic, the self-sufficient compact drive is particularly suitable for corresponding joining and embossing operations. Also for processes with similar characteristics like punching, cutting etc.
  • servo drives are self-sufficient servo drives, e.g. from Voith as CLDP and Rexroth as SHA known. These servo drives are linear drives with hydraulic power transmission. As a result, the drives are virtually wear-free and have unrestricted overload protection. The structure is compact and the integrated hydraulic system is closed. The servo drives have only a few electrical interfaces. No hydraulic knowledge is required for installation and commissioning.
  • the object of the invention is to provide a hydraulic arrangement for a self-sufficient linear drive and a self-sufficient linear drive, which are inexpensive to produce. Furthermore, the invention was the object of developing a self-sufficient linear actuator and to provide a reliable method for operating the self-sufficient compact drive.
  • the invention was based on the object to provide a self-sufficient linear drive, which defines a reliable operation in the fast mode and in load mode ensures.
  • the object is achieved by a device and a method according to the independent claims.
  • Diverter valve which is switched by means of a hysteresis, off. This can ensure that after a switching operation, a constant back and forth between the switching positions of the diverter switch valve is prevented.
  • the diverter switch valve opens at a pressure exceeding a predetermined pressure on the side of the piston chamber.
  • Opening the diverter switch valve can cause a pressure drop on the side of the annulus. As a result, movement of the piston can cause a pressure drop in the piston chamber. This can lead to a permanent switching between different switching positions without a hysteresis. By providing a hysteresis circuit, this can be prevented.
  • the hysteresis circuit comprises at least one valve for the provision of a control pressure applied to the diverter switchover valve.
  • the at least one valve of the hysteresis circuit is designed only for control volumes. By designing the valves of the hysteresis circuit only on control volumes, the valves can be made smaller, since no volume flow passes through these valves.
  • Control volumes are understood to mean hydraulic flows which are not provided for pressurization on the actuator, but which are used only for controlling switching positions of valves.
  • valves used for the control of a volume flow are self-switching valves.
  • the self-sufficient system does not have a large number of power supply lines be provided to control the valves.
  • a hydraulic system or linear drive designed / designed for predetermined pressure ratios is first put into operation, such a system is very robust.
  • Particularly preferred valves with low throttle losses are used to keep low heat input in the hydraulic system. Due to the closed structure of the self-sufficient system, it is advantageous if it can be dispensed with a cooling device, or the cooling capacity of a cooling system can be kept low.
  • a surge tank which is preferably designed for a maximum of 10 bar for a maximum of 10 bar. In such a system, only a low bias pressure is required and only one surge tank is required. It has proven to be advantageous to provide a pump which is reversible and which has identical displacement in both directions of operation. Of course, it would also be possible to provide a separate pump for each conveying direction, but then a larger volume would be connected. It would also be conceivable to provide two pumps with different displacement volume. The identical displacement volume in both conveying directions bring space advantages and cost advantages.
  • a self-sufficient hydraulic linear drive is formed. It has proven to be advantageous to provide as actuator a piston-cylinder unit in the form of a differential cylinder.
  • the effective areas of the cylinder chambers are different in size. With the same torque of the pump in both directions, it is possible to provide a greater effective force in one direction.
  • differential cylinders are simple in structure and inexpensive.
  • a differential valve is provided, wherein at least two through this differential valve Hydraulic iksammlung the piston-cylinder unit can be interconnected.
  • This is advantageous, in particular, for an expressive movement since only a part of the hydraulic medium then has to be conveyed by means of the pump into the pressure chamber, in particular the piston chamber, which is pressurized for the desired movement.
  • the required pump volume can be reduced.
  • a short-circuit line between the annulus and the piston chamber of the differential cylinder can be short-circuited automatically closes when falling below a predetermined pressure difference between the annulus and piston chamber. As a result, in particular a load operation can be initiated.
  • the hydraulic arrangement of the surge tank has a hydraulic connection to one of the side of the annular space associated pump port B and between the reservoir and pump port B at least one automatically opening valve is provided. This makes it possible to supply part of the pumped by the pump hydraulic fluid to the expansion tank. By the pump a predetermined displacement volume is promoted, so that thereby the speed of movement of the piston-cylinder unit is limited.
  • the hysteresis circuit of the diverter switch valve has a connection, preferably a control line, to the side of the piston chamber. This makes it possible to design the hysteresis circuit in dependence on the prevailing on the side of the piston chamber pressure self-switching. In a preferred embodiment, it is provided to use both the pressure prevailing in the hysteresis circuit on the side of the piston chamber and on the side of the annular space as the control pressure for at least one switching operation.
  • the hysteresis circuit has a hydraulic connection through which the Hysteresis circuit is applied as possible with no pressure. This is realized by a hydraulic connection to the expansion tank.
  • the biasing pressure is used counteracting the provided on the part of the piston chamber control pressure in the hysteresis circuit.
  • the hysteresis circuit has a first and a second, preferably coupled with the first, valve.
  • the first and the second valve of the hysteresis circuit can also be arranged in a common housing.
  • a bypass valve is provided in a supply line to the expansion tank. Through this bypass valve, a hydraulic connection to the piston chamber or to the pump port B can be made.
  • a bypass valve a directional control valve is provided. In a particularly preferred embodiment, the directional control valve is designed to be self-switching.
  • a pressure relief valve is additionally provided in the supply line to the expansion tank from the pump port B.
  • a pressure relief valve is additionally provided in the supply line to the expansion tank from the pump port B.
  • the arrangement of the valves and the hydraulic connection to the expansion tank and the realized independent circuit of the supply of hydraulic medium to the expansion tank from the side of the annulus and also from the side of the piston chamber during the retraction movement of the piston rod represents an independent inventive aspect, which is used independently of the hysteresis, in particular.
  • the Hystereseschari the Lastumschaltventil at a on the side of the piston chamber a predetermined pressure exceeding Pressure is automatically opened.
  • the hysteresis circuit is designed so that the hysteresis circuit causes an opening of the Lastumschaltventils at a first control pressure and closing the Lastumschaltventils at a second applied control pressure, wherein the first predetermined control pressure in a ratio to the second control pressure is and this ratio is at least as large as an area ratio of an effective piston area of the piston chamber to an effective piston area of the annular space.
  • the hysteresis circuit is provided to provide the applied to the Lastumschaltventil control pressure for an automatic switching of the diverter valve.
  • the hydraulic system is characterized in that the use of standard components is provided, which contributes to a reduction in costs.
  • the annular medium supplied to the hydraulic medium is supplied by means of the pump to the annulus, wherein preferably at a Eileinfahren the pump port B passing hydraulic medium is completely supplied to the annulus.
  • a Bethebsmodus called load application.
  • load application a controlled retraction under the action of an external counterforce.
  • load retraction only a portion of the hydraulic medium delivered to the side of the annulus by the pump is directed to the annulus for controlled retraction, and a portion is supplied to the surge tank. Due to the predetermined or the maximum delivery volume of the pump characterized the retraction is limited.
  • an independent switching is provided at a pressure below a predetermined pressure on the side of the piston chamber in an operating mode Eileinfahren.
  • an operating mode is provided with Eilausfahren, in which the effluent from the annulus hydraulic medium is supplied via a short-circuit line directly to the piston chamber.
  • the hydraulic medium supplied via the short-circuit line to the piston chamber does not pass the pump.
  • a decompression mode is provided for pressure reduction on the side of the piston chamber.
  • the decompression mode is characterized in that by the pump hydraulic medium is conveyed to the side of the annulus and at least 80% of this volume of hydraulic fluid conveyed to the surge tank, preferably at least 90% is supplied to the surge tank.
  • the method provides at least 3, preferably at least 4 and particularly preferably 5 different operating modes between which switching takes place independently.
  • An independent circuit is understood as a change between different modes of operation, in which an electrical signal for switching valves is not required.
  • the linear drive comprises a piston-cylinder unit 3.
  • This piston-cylinder unit 3 comprises a cylinder in which a piston with a piston rod 6, which divides the cylinder volume into a piston chamber 5 and into an annular space 4, is arranged.
  • the piston can be moved with piston rod 6.
  • the piston rod 6 Upon movement of the piston, the piston rod 6 performs a linear movement.
  • a hydraulic arrangement 2 is provided for the pressurization of the piston-cylinder unit 3.
  • the annular space 4 is connected via a supply line A 7 with the hydraulic assembly 2 and the piston chamber 5 is connected via a supply line B 8 with the hydraulic assembly 2.
  • the hydraulic arrangement 2 has a pump unit 27 for pressurizing.
  • This pump unit 27 comprises a reversible pump 1 1.
  • This pump 1 1 is connected in the illustrated case via a coupling 10 with a drive in the form of an electric motor 9.
  • the pump 1 1 can be designed as a variable-speed four-quadrant pump.
  • This pump 1 1 can be operated reversibly and preferably has identical displacement in both directions on.
  • the pump 1 1 is connected to a pump port A, reference numeral 12 and to a pump port B, reference numeral 13.
  • the leads A, B of the pump with the leads A, B of the piston-cylinder unit 3 are connected.
  • the piston rod 6 On the basis of a displacement control, the piston rod 6 is moved as a differential cylinder designed piston-cylinder unit 3.
  • a differential cylinder designed piston-cylinder unit 3.
  • the surfaces of the annular space 4 from the piston chamber 5 separating piston are different in size.
  • the piston-cylinder unit 3 is associated with a position measuring system 30 or position sensor.
  • the annular space 4 and the piston chamber 5 can be interconnected.
  • the piston chamber 5 is directly connected via the supply line A 7 with the pump port A 12, i. E. there is no valve interposed.
  • connection a check valve 14 is provided.
  • a connection of the annular space with the pump port B can be established via the holding valve 15 and a diverter switch valve 16.
  • the load switching valve 16 is assigned a hysteresis circuit 17.
  • the hysteresis circuit 17 comprises a pressure limiting valve 18 and a directional control valve 19. Both valves 18 and 19 are not designed for the provision of a control pressure but not for a volume flow.
  • the differential valve 20 is associated with a shuttle valve 21. Via the shuttle valve 21, a connection with the supply line to the piston chamber 5 or a connection to the pump port B can be provided for switching the differential valve 20.
  • the hydraulic assembly 2 comprises a surge tank 28.
  • the surge tank is connected to the pump port B 13 via a check valve 25.
  • the surge tank is associated with a pressure sensor 32 for monitoring the biasing pressure.
  • the expansion tank 28 is designed for a pressure range of about 2 to a maximum of 10 bar.
  • the surge tank 28 is connected to the hydraulic connection of pump port A 12 and supply line 7 via a check valve 26.
  • the check valve 25 opens at a lower pressure than the check valve 26. About the check valves 25 and 26 can be accessed on the hydraulic medium from the surge tank 28.
  • a pressure limiting valve 24 is provided in order to supply the hydraulic medium to the expansion tank 28 in the event of an overpressure on the piston side. Avoidance of overpressure on the side of the annular space 4 or on the side of the pump port B 13 is ensured by the hysteresis circuit 17. At a high pressure, the valve 16 opens and via the branch in front of the differential valve 20, the hydraulic medium via the valves 19, 18 is supplied to the surge tank.
  • a hydraulic connection to the expansion tank 28 from the side of the piston chamber 5 by means of a bypass valve 23 can be switched.
  • a supply line to the expansion tank 28 can be provided on the side of the annular space 4, which can be unlocked by a pressure relief valve 22 and extends through the bypass valve 23 to the expansion tank 28.
  • the bypass valve 23 can be switched between a connection to the side of the piston chamber 5 or to the side of the annular space 4.
  • the surge tank 28 is to monitor the
  • Biasing pressure associated with a pressure sensor 32 is provided in a supply line to the expansion tank.
  • Autonomous linear drives are understood to mean drives which have a closed hydraulic system.
  • the autarkic compact drive 1 described on the basis of FIG. 1 can be operated both position-controlled by means of the displacement sensor 30 and pressure-controlled by means of the pressure sensor 31.
  • the speed or direction of rotation of the motor 9 has a direct influence on the movement of the piston rod 6 of the piston-cylinder unit 3. About the speed, the speed is impressed, a change in the direction of rotation causes a reversal of direction of the piston rod. 6
  • the bypass valve 23 and the check valve 25 have essentially the task to compensate for the imbalance between the displacement volume of the pump 1 1 and the active surfaces of annulus 4 and piston chamber 5.
  • the area ratio of the effective areas of piston chamber 5 to annular space 4 has a ratio in the region of two.
  • the load switching valve 16 and the differential valve 20 have essentially the task of switching the transmission ratio of the hydrostatic transmission. As a result, a rapid traverse load characteristic becomes possible.
  • the linear drive 1 forms a self-contained, hydraulic system.
  • a surge tank 28 is required to compensate for, by the piston-cylinder unit conditionally resulting differential volume.
  • the system is hydraulically preloaded with a preload pressure.
  • the holding valve 15 prevents provoked by this bias pressure drifting of the cylinder in the off state. By inserting a seat valve, a drift can be completely prevented. If a drift in the off state is permitted, then the holding valve 15 can be dispensed with.
  • the position sensor 30 and the pressure sensor 31 are used for path or pressure control and for process monitoring.
  • the pressure sensor 31 and the temperature sensor 33 are used for system monitoring. Not shown is also depending on the application meaningful pressure transducer
  • the fact that the system is hydraulically biased and the cylinder has differential surfaces implies that in the off state the cylinder has a tendency to extend.
  • the spring of the holding valve 15 is dimensioned such that, in the resulting from system biasing pressure and cylinder area ratio back pressure, on the side of the annular space 4 a secure closing behavior is ensured.
  • the pump 1 1 promotes at the pump inlet A hydraulic medium, preferably oil, on the side of the piston chamber 5 of the piston-cylinder unit.
  • a hydraulic medium preferably oil
  • the displaced from the annular space 4 hydraulic medium is also passed through the holding valve 15 and the differential valve 20 in the piston chamber 5.
  • the piston-cylinder unit 3 thus operates in the regenerative differential mode, while an increased in relation to the flow rate of the pump 1 1 driving speed of the piston rod 6 is realized.
  • the difference between the areas A A -A B is effective.
  • the speed results at rapid traverse: VEIL Q / AA-AB
  • the area A A is the area of the piston on the side of the piston chamber 5 and the area A B is the area of the piston on the annular space side 4.
  • Q is the delivery volume of the pump 11.
  • the holding valve 15 is opened by the back pressure on the side of the annular space 4 against an integrated compression spring.
  • a control line connected to the holding valve 15 is connected to the surge tank 28.
  • the holding valve 15 is acted upon by the system biasing pressure.
  • the holding valve 15 opens due to the control line already after slight pressure increase on the side of the annular space 4.
  • the differential valve 20 operates in this phase in the function of a check valve.
  • On the suction side of the pump 1 1, pump port B 13, the pump 1 1 is supplied via the check valve 25 with hydraulic medium from the surge tank 28.
  • the pressure in the piston chamber 5 increases. By this pressure increase closes the differential valve 20.
  • the differential valve 20 has the function of a check valve. Due to the pressure increase on the side of the piston chamber 5, the directional control valve 19 of the hysteresis circuit 17 is automatically closed. At the same time, the pressure relief valve 18 of the hysteresis circuit 17 opens. The control pressure is now the system biasing pressure of the surge tank 28 at the Lastumschaltventil. As a result, the diverter switch valve 16 is opened. After opening the diverter switch valve 16, the connection to the suction side, pump connection B 13, is released. As a result, the pressure drops on the side of the annular space 4.
  • VLAST Q / A
  • Q is the delivery volume of the pump 1 1 and A A is the area of the piston in the piston chamber 5.
  • the annular space 4 of the piston-cylinder unit 3 is connected to the suction side of the pump 1 1. Since the volume flow on the side of the annular space 4 is smaller than the volume flow on the side of the piston chamber 5, the corresponding difference is passed through the check valve 25 from the surge tank 28 to the pump suction side.
  • the hysteresis circuit 17 is designed such that it remains in the open state and also has a reset hysteresis.
  • the remindschalthysterese is at least as large as the area ratio on the piston of the piston-cylinder unit 3, ie the area on the piston from the piston chamber 5 to the surface of the piston from the annular space 4.
  • an opening pressure of 60 bar and a switch-back of 20 be provided bar.
  • the diverter valve 16 can not take a clear position, wherein a swinging the diverter diverter valve 16 could take place.
  • the diverter valve 16 is provided with a shutter.
  • the aperture has the function to limit the control flow rate. Operating modes decompression:
  • a decompression is provided.
  • decompression in particular the compression volume impressed on the side of the piston chamber 5, as well as in the machine stand, ie the machine parts which are in operative connection with the linear drive, are stored stored pretensioning energy. In essence, no or only little relative movement of the piston rod 6 takes place.
  • the compressed hydraulic fluid on the side of the piston chamber 5 via the pump port A 12 of the pump 1 1 is depressurized.
  • the effluent to the pump 1 1 hydraulic medium is passed through the pressure relief valve 22 and the bypass valve 23 into the surge tank 28.
  • An external counterforce can arise, for example, by an external tool system with springs, such as hold-down or scraper.
  • the piston rod is retracted at the maximum load speed until the counterforce has fallen to a defined level of force.
  • This level of force is adjustable via the pressure relief valve 22. This level of force is independent of the design of the hysteresis 17 adjustable. The effective areas and speeds of the load gear apply.
  • the volume of the hydraulic medium is received on the side of the piston chamber 5 of the pump 1 1, the hydraulic medium flowing off via the pump connection B 13 is conducted via the check valve 14 into the annular space 4. Since the increase in the volume of the annular space 4 per traveled distance of the piston is smaller than the decrease in the volume of the piston chamber 5, a difference is passed through the pressure relief valve 22 and the bypass valve 23 in the surge tank 28. The bypass valve 23 must remain imperatively closed in this mode, since an opening of this bypass valve 23 would cause an uncontrolled retraction of the piston rod 6 by itself.
  • bypass valve 23 The unintentional opening of the bypass valve 23 is prevented by the force acting on the control surface of the bypass valve 23 on the side of the annular space 4 control pressure is present and this is smaller than acting from the side of the piston chamber on the valve 23 control pressure.
  • the diaphragm 34 is provided for damping the switching behavior.
  • the bypass valve 23 opens only when the pressure on the side of the piston chamber 5, including the spring force of the bypass valve 23 below the opening pressure of the pressure relief valve 22.
  • the express retracts.
  • the connection is interrupted by the pressure relief valve 22 to the expansion tank 28 and the function of the pressure relief valve 22 is locked.
  • a bypass connection from the piston chamber of the cylinder to the expansion tank with switching of the bypass valve 23 is opened.
  • a portion of the pump volume is passed through the Lastumschaltventil 16 in the function of a check valve and the holding valve 15 in the annulus 4.
  • the differential valve 20 is closed in this phase, since the control pressure from the side of the annular space 4 acts on the relevant control surface of the differential valve via the shuttle valve 21.
  • the area A B ie the area of the piston on the annulus side 4, is effective.

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Abstract

Die Erfindung betrifft einen autarken hydraulischen Linearantrieb mit einer Hydraulikanordnung und Verfahren zum Betreiben dieser. Die Hydraulikanordnung umfassend eine Pumpeneinheit (27), einen Ausgleichsbehälter (28) und mindestens ein selbsttätig umschaltendes Lastumschaltventil (16) vorzugsweise für ein Umschalten zwischen einem Eilausfahren und einem Lastausfahren, wobei dem Lastumschaltventil (16) eine Hystereseschaltung (17) zugeordnet ist. Durch die Hystereseschaltung (17) wird ein erster Schaltvorgang des Lastumschaltventils (16) bei einem ersten vorbestimmten anliegenden Steuerdruck ausgelöst und ein zweiter Schaltvorgang wird bei einem von dem ersten vorbestimmten Steuerdruck abweichendem zweiten Steuerdruck ausgelöst wird.

Description

Hydraulischer Antrieb mit Eil- und Lasthub
Die Erfindung betrifft einen hydraulischen Antrieb mit Eil- und Lasthub mit einem Differenzialzylinder und eine hydraulische Anordnung zur Ansteuerung eines Differentialzylinders sowie ein Verfahren zur Steuerung eines hydraulischen Antriebs mit einem Differentialzylinder in einem Eil- und Lasthub.
Aus der DE 10 2014 016 296 A1 ist eine Hydraulikanordnung zur Steuerung wenigstens eines Differentialzylinders, der in einem Eil- und Lastbetrieb betreibbar ist, bekannt. Die Hydraulikanordnung umfasste eine Motor-Pumpeneinheit mit einer reversierbaren Pumpe und einen Speicher. Diese Hydraulikanordnung umfasst eine Ventilanordnung mit einer integrierten Schaltanordnung und ein Umschaltventil. Das Umschaltventil ist selbsttätig in eine erste und eine zweite Schaltstellung umschaltbar. In einer ersten Schaltstellung, Eilhub in Ausfahrrichtung, strömt das aus dem Ringraum ausströmende Hydraulikfluid über das Umschaltventil und eine durch die Ventilanordnung bereitgestellte Fluidverbindung in den Kolbenraum des Differentialzylinders ohne die Pumpe zu passieren. Somit muss nur das Differenzvolumen zwischen Kolben und Ringraum von der Pumpe in den Kolbenraum gefördert werden. Oberhalb einer in Richtung der ausfahrenden Stellung wirkenden Kraft und somit oberhalb eines vorbestimmten Drucks in dem Kolbenraum schaltet die Umschaltventil selbsttätig in eine zweite Schaltstellung um. Das nun aus dem Ringraum ausströmende Hydraulikfluid wird nun einem Speicher zugeführt. Das von der Pumpe geförderte Hydraulikfluid wird dem Kolbenraum zugeführt, was zu einer niedrigen Kolbengeschwindigkeit bei einer großen Kraft führt. Wird im Kolbenraum der für das Umschalten der Umschalteinrichtung in die zweite Schaltstellung vorbestimmte Druck unterschritten, so schaltet die Umschalteinrichtung wieder selbsttätig in die erste Schaltstellung zurück.
Bei diesem Antrieb wird durch den Einsatz diverser Ventile das Ungleichgewicht zwischen dem Pumpen-Verdrängervolumen und der Differenz von Kolbenraum und Ringraum kompensiert. Zusätzlich kann dadurch eine entsprechende Eilgang/Lastgang-Charakteristik erzeugt werden. Dabei kann der als Linearantrieb verwendete Hydraulikzylinder bei reduzierter erforderlicher Pumpleistung mit erhöhter Geschwindigkeit verfahren werden. Im Lastbetrieb reduziert sich die maximal mögliche Fahrgeschwindigkeit entsprechend. Im Vergleich zu einer Anordnung ohne Eilgang/Lastgang Umschaltung wird die erforderliche Pumpengröße für hohe Geschwindigkeiten im Eilgang reduziert. Ebenso wird das maximale Drehmoment zum Erzeugen der Maximal kraft im Lastgang reduziert. Sowohl die Baugröße der Pumpe als auch des antreibenden Elektromotors kann somit bei autarken Kompaktantrieben kosten- und energiesparend verringert werden. Aufgrund der ausgeprägten Eilgang/Lastgang-Charakteristik eignet sich der autarke Kompaktantrieb vor allem für entsprechende Füge- und Prägeoperationen. Ebenso für Prozesse mit ähnlichen Eigenschaften wie Stanzen, Schneiden etc.
Es sind autarke Servoantriebe, z.B. von Voith als CLDP und von Rexroth als SHA bezeichnet, bekannt. Diese Servoantriebe sind Linearantriebe mit hydraulischer Kraftübertragung. Dadurch sind die Antriebe nahezu verschleißfrei und verfügen über einen uneingeschränkten Überlastschutz. Der Aufbau ist kompakt und das integrierte Hydrauliksystem ist geschlossen. Die Servoantriebe haben nur wenige elektrische Schnittstellen. Für Montage und Inbetriebnahme sind keinerlei Hydraulikkenntnisse erforderlich.
Die Aufgabe der Erfindung ist es, eine Hydraulikanordnung für einen autarken Linearantrieb und einen autarken Linearantrieb bereitzustellen, die kostengünstig herstellbar sind. Weiterhin lag der Erfindung die Aufgabe einen autarken Linearantrieb weiterzubilden und ein zuverlässiges Verfahren zum Betreiben des autarken Kompaktantriebes bereitzustellen.
Insbesondere lag der Erfindung die Aufgabe zu Grunde einen autarken Linearantrieb bereitzustellen, der definiert einen zuverlässigen Betrieb im Eilmodus und im Lastmodus gewährleistet. Die Aufgabe wird erfindungsgemäß durch eine Vorrichtung und ein Verfahren gemäß den unabhängigen Ansprüchen gelöst.
Die erfindungsgemäße Hydraulikanordnung zeichnet sich durch ein
Lastumschaltventil, das mittels einer Hystereseschaltung geschaltet wird, aus. Dadurch kann sichergestellt werden, dass nach einem Schaltvorgang ein ständiges Hin- und Herschalten zwischen den Schaltpositionen des Lastumschaltventiles verhindert ist. Vorzugsweise öffnet das Lastumschaltventil bei einem einen vorbestimmten Druck auf der Seite des Kolbenraumes übersteigenden Druck.
Durch das Öffnen des Lastumschaltventils kann es zu einem Druckabfall auf der Seite des Ringraumes kommen. Infolgedessen kann es durch eine Bewegung des Kolbens zu einem Druckabfall auch im Kolbenraum kommen. Dadurch kann es ohne eine Hystereseschaltung zu einem ständigen Schalten zwischen verschiedenen Schaltpositionen kommen. Durch das Vorsehen einer Hystereseschaltung kann das verhindert werden.
In einer vorteilhaften Weiterbildung ist vorgesehen, dass die Hystereseschaltung mindestens ein Ventil für die Bereitstellung eines am Lastumschaltventil anliegenden Steuerdruckes umfasst. Das mindestens eine Ventil der Hystereseschaltung ist nur für Steuervolumina ausgelegt. Durch Auslegung der Ventile der Hystereseschaltung nur auf Steuervolumina können die Ventile kleiner ausgelegt werden, da kein Volumenstrom diese Ventile passiert. Unter Steuervolumina werden Hydraulikströmungen verstanden, die nicht für eine Druckbeaufschlagung am Aktuator vorgesehen sind, sondern die nur zur Steuerung von Schaltstellungen von Ventilen eingesetzt werden.
In einer bevorzugten Ausführungsform sind zumindestens die Mehrzahl der für die Steuerung eines Volumenstromes eingesetzten Ventile, vorzugsweise alle Ventile der Hydraulikanordnung, selbstschaltende Ventile. Dadurch ist der Steuerungsaufwand durch eine zugeordnete Steuereinheit für die Steuerung der Ventilstellung nicht erforderlich. Das autarke System muss nicht mit einer Vielzahl an Stromzuführungen zur Steuerung der Ventile versehen werden. Insbesondere ist ein auf vorbestimmte Druckverhältnisse ausgelegtes/abgestimmtes Hydrauliksystem oder Linearantrieb erst einmal in Betrieb genommen, so ist ein derartiges System sehr robust. Besonders bevorzugt werden Ventile mit geringen Drossel Verlusten eingesetzt, um einen Wärmeeintrag im der Hydraulikanordnung gering zu halten. Aufgrund des geschlossenen Aufbaus des autarken Systems ist es vorteilhaft, wenn auf eine Kühleinrichtung verzichtet werden kann, oder die Kühlleistung eines Kühlsystems gering gehalten werden kann. In einer Weiterbildung ist vorgesehen, einen Ausgleichsbehälter vorzusehen, der maximal 10 bar vorzugsweise für maximal 5 bar ausgelegt ist. Bei einem derartigen System ist nur ein geringer Vorspanndruck erforderlich und es ist nur ein Ausgleichsbehälter erforderlich. Es hat sich als vorteilhaft herausgestellt, eine Pumpe vorzusehen, die reversibel ist und die in beiden Betriebsrichtungen identische Verdrängervolumen hat. Natürlich wäre es auch möglich eine eigene Pumpe für jede Förderrichtung vorzusehen, damit wäre dann aber ein größeres Bauvolumen verbunden. Denkbar wäre es auch zwei Pumpen mit unterschiedlichem Verdrängervolumen vorzusehen. Die identischen Verdrängervolumen in beide Förderrichtungen bringen Bauraumvorteile und Kostenvorteile mit sich.
Durch die Hydraulikanordnung zusammen mit einem Aktuator wird ein autarker hydraulischen Linearantrieb gebildet. Es hat sich als vorteilhaft herausgestellt, als Aktuator eine Kolben-Zylinder Einheit in Form von einem Differentialzylinder vorzusehen. Bei einem Differentialzylinder sind die Wirkflächen der Zylinderräume unterschiedlich groß. Bei gleichem Drehmoment der Pumpe in beiden Richtungen ist es möglich in einer Richtung eine größere wirksame Kraft bereitstellen zu können. Des Weiteren sind Differentialzylinder im Aufbau einfach und kostengünstig.
In einer vorteilhaften Weiterbildung des autarken Linearantriebes ist ein Differentialventil vorgesehen, wobei durch dieses Differentialventil mindestens zwei Hydraul ikräume der Kolben-Zylinder Einheit miteinander verbunden werden können. Dies ist insbesondere für eine Eilbewegung von Vorteil, da dann nur ein Teil des Hydraulikmediums mittels der Pumpe in den für die gewünschte Bewegung druckbeaufschlagten Druckraum, insbesondere den Kolbenraum, gefördert werden muss. Dadurch kann das benötigte Pumpenvolumen reduziert werden. Insbesondere kann mittels des Differentialventils eine Kurzschlussleitung zwischen Ringraum und Kolbenraum des Differentialzylinders kurzgeschlossen werden, die bei Unterschreitung einer vorbestimmten Druckdifferenz zwischen Ringraum und Kolbenraum automatisch schließt. Dadurch kann dann insbesondere ein Lastbetrieb eingeleitet werden.
In einer Ausführungsvariante ist für ein geregeltes bzw. kontrolliertes Einfahren vorgesehen, dass die Hydraulikanordnung von dem Ausgleichsbehälter eine hydraulische Verbindung zu einem der Seite des Ringraumes zugeordneten Pumpenanschlusses B aufweist und zwischen Ausgleichsbehälter und Pumpenanschluss B mindestens ein selbsttätig öffnendes Ventil vorgesehen ist. Dadurch ist es möglich einen Teil des von der Pumpe geförderten Hydraulikmediums dem Ausgleichsbehälter zuzuführen. Durch die Pumpe wird ein vorbestimmtes Verdrängervolumen gefördert, so dass dadurch die Geschwindigkeit der Bewegung der Kolben-Zylinder Einheit limitiert ist.
In einer Ausführungsvariante ist vorgesehen, dass die Hystereseschaltung des Lastumschaltventils eine Verbindung, vorzugsweise eine Steuerleitung, zur Seite des Kolbenraumes aufweist. Dadurch ist es möglich die Hystereseschaltung in Abhängigkeit von dem auf der Seite des Kolbenraumes vorherrschenden Druckes selbstschaltend auszulegen. In einer bevorzugten Ausführungsform ist vorgesehen, sowohl den auf der Seite des Kolbenraumes als auch den auf der Seite des Ringraumes vorherrschenden Druck in der Hystereseschaltung als Steuerdruck für zumindestens einen Schaltvorgang heranzuziehen.
In einer bevorzugten Weiterbildung der Erfindung ist vorgesehen, dass die Hystereseschaltung eine hydraulische Verbindung aufweist, durch die die Hysterreseschaltung möglichst mit keinem Druck beaufschlagt wird. Dies ist durch eine hydraulische Verbindung zum Ausgleichsbehälter realisiert.
In einer Variante der Erfindung ist vorgesehen, dass der Vorspanndruck entgegenwirkend zum seitens des Kolbenraumes bereitgestellten Steuerdruck in der Hystereseschaltung eingesetzt wird.
In einer bevorzugten Weiterbildung ist vorgesehen, dass die Hystereseschaltung ein erstes und ein zweites, vorzugsweise mit dem ersten gekoppeltes, Ventil aufweist. Das erste und das zweite Ventil der Hystereseschaltung können auch in einem gemeinsamen Gehäuse angeordnet sein.
Ein weiterer Aspekt der Erfindung ist, dass in einer Zuleitung zum Ausgleichsbehälter ein Bypassventil vorgesehen ist. Durch dieses Bypassventil kann eine hydraulische Verbindung zum Kolbenraum oder zum Pumpenanschluss B hergestellt werden kann. Als Bypassventil ist ein Wegeventil vorgesehen. In einer besonders bevorzugten Ausführungsvariante ist das Wegeventil selbstschaltend ausgelegt.
Vorzugsweise ist in der Zuleitung zum Ausgleichsbehälter vom Pumpenanschluss B zusätzlich ein Druckbegrenzungsventil vorgesehen. Mittels dieser Ventile ist es möglich eine Zuführung von Hydraulikmedium zum Ausgleichsbehälter von der Seite des Kolbenraumes und von der Seite des Ringraumes zu ermöglichen. Insbesondere ist die direkte Zuführung von Hydraulikmedium von der Seite des Kolbenraumes bei einem Einfahren des Kolbens von Vorteil, da dann das dem Ausgleichsbehälter von der Seite des Kolbenraumes zugeführtes Hydraulikmedium nicht die Pumpe passieren muss. Andererseits ist ein kontrollierter Druckabbau auf der Seite des Kolbenraumes in einigen Betriebsphasen von Vorteil, damit eine kontrollierte Bewegung der Kolbenstange der Kolben-Zylinder Einheit gewährleistet ist. Die Anordnung der Ventile und der hydraulischen Verbindung zum Ausgleichsbehälter und die realisierte eigenständige Schaltung der Zuführung von Hydraulikmedium zum Ausgleichsbehälter von der Seite des Ringraumes und auch von der Seite des Kolbenraumes bei der Einfahrbewegung der Kolbenstange stellt einen eigenständigen erfinderischen Aspekt, der insbesondere von der Hystereseschaltung unabhängig verwendbar ist, dar. In einer Ausführungsvariante ist vorgesehen, dass durch die Hystereseschaltung das Lastumschaltventil bei einem auf der Seite des Kolbenraumes einen vorbestimmten Druck überschreitenden Druck selbsttätig geöffnet wird.
In einer bevorzugten Weiterbildung ist vorgesehen, dass die Hystereseschaltung so ausgelegt ist, dass die Hystereseschaltung bei einem ersten Steuerdruck ein Öffnen des Lastumschaltventils bewirkt und bei einem zweiten anliegenden Steuerdruck ein Schließen des Lastumschaltventils erfolgt, wobei der erster vorbestimmte Steuerdruck in einem Verhältnis zu dem zweiten Steuerdruck steht und dieses Verhältnis mindestens so groß ist wie ein Flächenverhältnis einer wirksamen Kolbenfläche des Kolbenraumes zu einer wirksamen Kolbenfläche des Ringraumes. Die Hystereseschaltung ist vorgesehen, um den an dem Lastumschaltventil anliegenden Steuerdruck für ein selbsttätiges Umschalten des Lastumschaltventils bereitzustellen. Die Hydraulikanordnung zeichnet sich dadurch aus, dass die Verwendung von Standartbauteilen vorgesehen ist, was zu einer Reduzierung der Kosten beiträgt.
Bei einer mittels ausschließlich selbsttätig schaltenden Ventilen aufgebauten Hydraulikanordnung ist der Steuerungsaufwand gering. Derartige Systeme zeichnen sich durch eine hohe Zuverlässigkeit der Funktion aus.
Verfahren zum Betreiben eines autarken hydraulischen Linearantriebes nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
wobei für ein Einfahren das dem Ringraum zugeführte Hydraulikmedium mittels der Pumpe dem Ringraum zugeführt wird, wobei vorzugsweise bei einem Eileinfahren das den Pumpenanschluss B passierende Hydraulikmedium komplett dem Ringraum zugeführt wird. ln einer bevorzugten Ausführungsform ist ein Bethebsmodus, mit Lasteinfahren bezeichnet, vorgesehen. Unter Lasteinfahren wird ein kontrolliertes Einfahren unter Einwirkung einer äußeren Gegenkraft verstanden. Beim Lasteinfahren wird für ein kontrolliertes Einfahren nur ein Teil der mittels der Pumpe auf die Seite des Ringraumes geförderten Hydraulikmediums zum Ringraum geleitet und ein Teil wird dem Ausgleichsbehälter zugeführt. Aufgrund des vorbestimmten bzw. des maximalen Fördervolumens der Pumpe ist dadurch die Einfahrbewegung begrenzt. Vorzugsweise ist ein eigenständiges Umschalten bei einem einen vorbestimmten Druck unterschreitenden Druck auf der Seite des Kolbenraumes in einen Betriebsmodus Eileinfahren vorgesehen.
In einer bevorzugten Ausführungsform ist ein Betriebsmodus, mit Eilausfahren vorgesehen, bei dem das aus dem Ringraum ausströmende Hydraulikmedium über eine Kurzschlussleitung direkt dem Kolbenraum zugeführt wird. Das über die Kurzschlussleitung dem Kolbenraum zugeführte Hydraulikmedium passiert die Pumpe nicht.
In einer bevorzugten Ausführungsform ist ein Dekompressionsmodus für einen Druckabbau auf der Seite des Kolbenraumes vorgesehen. Der Dekompressionsmodus zeichnet sich dadurch aus, dass durch die Pumpe Hydraulikmedium auf die Seite des Ringraumes gefördert wird und mindestens 80% dieses geförderten Volumens an Hydraulikmedium dem Ausgleichsbehälter, vorzugsweise mindestens 90% dem Ausgleichsbehälter zugeführt wird. In einer bevorzugten Ausführungsform ist vorgesehen, dass das Verfahren mindestens 3 vorzugsweise mindestens 4 und besonders bevorzugt 5 verschiedene Betriebsmodiis bereitstellt zwischen denen eigenständig geschaltet wird. Unter einer eigenständigen Schaltung wird ein Wechsel zwischen verschiedenen Betriebsmodiis verstanden, bei dem ein elektrisches Signal zum Schalten von Ventilen nicht erforderlich ist. Unter Bezugnahme auf die Zeichnungen wird die Erfindung näher erläutert. Die genannten Merkmale können nicht nur in der dargestellten Kombination vorteilhaft umgesetzt werden, sondern auch einzeln untereinander kombiniert werden. Die Figuren zeigen im Einzelnen:
Fig.1 Aufbau eines autarken servohydraulischen Linearantriebs,
ausgeschalteter Betriebszustand
Fig.2 Linearantrieb im Betriebsmodus Eil-Ausfahren
Fig.3 Linearantrieb im Betriebsmodus Last-Ausfahren
Fig.4 Linearantrieb im Betriebsmodus Last-Einfahren
Fig.5 Linearantrieb im Betriebsmodus Eil-Einfahren
Nachfolgend werden die Figuren detaillierter beschrieben. Anhand von Figur 1 wird ein möglicher Aufbau eines autarken servohydraulischen Linearantriebes 1 , auch als hydraulischer Linearantrieb bezeichnet, beschrieben. Der Linearantrieb umfasst eine Kolben-Zylinder-Einheit 3. Diese Kolben-Zylinder-Einheit 3 umfasst einen Zylinder, in dem ein Kolben mit einer Kolbenstange 6, der das Zylindervolumen in einen Kolbenraum 5 und in einen Ringraum 4 unterteilt, angeordnet ist. Durch Druckbeaufschlagung von Kolbenraum 5 und/oder Ringraum 4 kann der Kolben mit Kolbenstange 6 bewegt werden. Bei Bewegung des Kolbens führt die Kolbenstange 6 eine Linearbewegung aus. Für die Druckbeaufschlagung der Kolben-Zylinder-Einheit 3 ist eine Hydraulikanordnung 2 vorgesehen. Der Ringraum 4 ist über eine Zuleitung A 7 mit der Hydraulikanordnung 2 verbunden und der Kolbenraum 5 ist über eine Zuleitung B 8 mit der Hydraulikanordnung 2 verbunden.
Die Hydraulikanordnung 2 weist für eine Druckbeaufschlagung eine Pumpeneinheit 27 auf. Diese Pumpeneinheit 27 umfasst eine reversible Pumpe 1 1 . Diese Pumpe 1 1 ist in dem dargestellten Fall über eine Kupplung 10 mit einem Antrieb in Form von einem elektrischen Motor 9 verbunden. Die Pumpe 1 1 kann als drehzahlvariable Vier- Quadranten-Pumpe ausgeführt sein. Diese Pumpe 1 1 kann reversibel betrieben werden und weist in beide Richtungen vorzugsweise identische Verdrängervolumen auf. Die Pumpe 1 1 ist mit einem Pumpenanschluss A, Bezugszeichen 12 und mit einem Pumpenanschluss B, Bezugszeichen 13, verbunden. Über die Hydraulikanordnung sind die Zuleitungen A, B. der Pumpe mit den Zuleitungen A, B der Kolben-Zylinder Einheit 3 verbindbar.
Auf der Basis einer Verdrängersteuerung wird die Kolbenstange 6 der als Differentialzylinder ausgestalteten Kolben-Zylinder Einheit 3 verfahren. Bei einem Differenzialzylinder sind die Flächen des den Ringraum 4 vom Kolbenraum 5 trennenden Kolbens unterschiedlich groß. Für die Detektion der Bewegung des Kolbens ist der Kolben-Zylinder Einheit 3 ein Wegmesssystem 30 bzw. Positionsaufnehmer zugeordnet.
Über ein Halteventil 15 und ein Differentialventil 20 kann der Ringraum 4 und der Kolbenraum 5 miteinander verbunden werden. Der Kolbenraum 5 ist über die Zuleitung A 7 mit dem Pumpenanschluss A 12 direkt verbunden, d.h. es ist kein Ventil zwischengeschaltet.
Es ist eine hydraulische Verbindung von Zuleitung B und Pumpenanschluss B vorgesehen, wobei in dieser Verbindung ein Rückschlagventil 14 vorgesehen ist. Darüber hinaus kann über das Halteventil 15 und ein Lastumschaltventil 16 eine Verbindung des Ringraumes mit dem Pumpenanschluss B hergestellt werden. Dem Lastumschaltventil 16 ist eine Hystereseschaltung 17 zugeordnet. Die Hystereseschaltung 17 umfasst ein Druckbegrenzungsventil 18 und ein Wegeventil 19. Beide Ventile 18 und 19 sind nur für die Bereitstellung eines Steuerdruckes nicht aber für einen Volumenstrom ausgelegt.
Dem Differentialventil 20 ist ein Wechselventil 21 zugeordnet. Über das Wechselventil 21 kann für ein Schalten des Differentialventils 20 eine Verbindung mit der Zuleitung zum Kolbenraum 5 oder eine Verbindung zum Pumpenanschluss B bereitgestellt werden. Die Hydraulikanordnung 2 umfasst einen Ausgleichsbehälter 28. Der Ausgleichsbehälter ist mit dem Pumpenanschluss B 13 über ein Rückschlagventil 25 verbunden. Dem Ausgleichsbehälter ist ein Drucksensor 32 für eine Überwachung des Vorspanndruckes zugeordnet. Der Ausgleichsbehälter 28 ist für einen Druckbereich von circa 2 bis zu maximal 10 bar ausgelegt. Darüber hinaus ist der Ausgleichsbehälter 28 mit der hydraulischen Verbindung von Pumpenanschluss A 12 und Zuleitung 7 über ein Rückschlagventil 26 verbunden. Das Rückschlagventil 25 öffnet bei einem geringeren Druck als das Rückschlagventil 26. Über die Rückschlagventile 25 und 26 kann auf das Hydraulikmedium aus dem Ausgleichsbehälter 28 zugegriffen werden. Ein Druckbegrenzungsventil 24 ist vorgesehen, um bei einem Überdruck auf der Kolbenseite das Hydraulikmedium dem Ausgleichsbehälter 28 zuzuführen. Eine Vermeidung eines Überdruckes auf der Seite des Ringraumes 4 bzw. auf der Seite des Pumpenanschlusses B 13 ist durch die Hystereseschaltung 17 sichergestellt. Bei einem hohen Druck öffnet das Ventil 16 und über den Abzweig vor dem Differentialventil 20 wird das Hydraulikmedium über die Ventile 19 , 18 dem Ausgleichsbehälter zugeführt.
Weiterhin ist eine hydraulische Verbindung zum Ausgleichsbehälter 28 von der Seite des Kolbenraumes 5 mittels eines Bypassventils 23 schaltbar.
Weiterhin ist auf der Seite des Ringraumes 4 eine Zuleitung zum Ausgleichsbehälter 28 bereitstellbar, die durch ein Druckbegrenzungsventil 22 freigeschaltet werden kann und über das Bypassventil 23 zum Ausgleichsbehälter 28 verläuft. Mittels des Bypassventils 23 kann zwischen einer Verbindung zur Seite des Kolbenraumes 5 oder zur Seite des Ringraumes 4 geschaltet werden.
Zur Überwachung der Wirkkraft ist der Zuleitung 7 zum Kolbenraum 5 ein
Drucksensor 31 zugeordnet. Dem Ausgleichsbehälter 28 ist zur Überwachung des
Vorspanndruckes ein Drucksensor 32 zugeordnet. Weiterhin ist ein Temperatursensor 33 in einer Zuleitung zum Ausgleichsbehälter vorgesehen. Unter autarken Linearantrieben werden Antriebe verstanden, die ein geschlossenes Hydrauliksystem aufweisen.
Anhand der Figuren 2 bis 5 wird die Funktionsweise dieses Linearantriebes näher beschrieben.
Der anhand von Figur 1 beschriebene autarke Kompaktantrieb 1 kann sowohl positionsgeregelt mittels des Wegsensors 30 als auch druckgeregelt mittels des Drucksensors 31 betrieben werden. Die Drehzahl bzw. Drehrichtung des Motors 9 hat einen direkten Einfluss auf die Bewegung der Kolbenstange 6 der Kolben-Zylinder Einheit 3. Über die Drehzahl wird die Geschwindigkeit aufgeprägt, eine Änderung der Drehrichtung bewirkt eine Richtungsumkehr der Kolbenstange 6.
Durch die verdrängergesteuerte Wirkweise arbeitet das System nach dem Prinzip eines hydrostatischen Getriebes. Entsprechend ausgelegte Ventiltechnik der Hydraulikanordnung 2 schaltet lastabhängig, automatisch zwischen zwei unterschiedlichen Übersetzungsverhältnissen um. Die Schaltung der Ventile der Hydraulikanordnung 2 erfolgt selbsttätig in Abhängigkeit von Drehrichtung und Betriebslasten.
Das Bypassventil 23 und das Rückschlagventil 25 haben im Wesentlichen die Aufgabe, das Ungleichgewicht zwischen dem Verdrängervolumen der Pumpe 1 1 und den Wirkflächen von Ringraum 4 und Kolbenraum 5 zu kompensieren. Typischerweise weist das Flächenverhältnis der Wirkflächen von Kolbenraum 5 zu Ringraum 4 ein Verhältnis im Bereich von zwei auf. Das Lastumschaltventil 16 und das Differentialventil 20 haben im Wesentlichen die Aufgabe das Übersetzungsverhältnis des hydrostatischen Getriebes zu schalten. Dadurch wird eine Eilgang-Lastgangcharakteristik möglich. Der Linearantrieb 1 bildet ein in sich abgeschlossenes, hydraulisches System. Zur Kompensation der, durch die Kolben-Zylinder Einheit bedingt entstehenden Differenzvolumen ist ein Ausgleichsbehälter 28 erforderlich. Das System ist hydraulisch mit einem Vorspanndruck vorgespannt. Das Halteventil 15 verhindert ein durch diesen Vorspanndruck provoziertes Driften des Zylinders im abgeschalteten Zustand. Durch Einsetzen eines Sitzventils kann eine Drift vollständig unterbunden werden. Ist eine Drift im ausgeschalteten Zustand zulässig, so kann auf das Halteventil 15 verzichtet werden.
Der Positionsaufnehmer 30 und der Drucksensor 31 werden zur Weg- bzw. Druckregelung sowie zur Prozessüberwachung verwendet. Der Drucksensor 31 sowie der Temperatursensor 33 werden zur Systemüberwachung eingesetzt. Nicht gezeigt ist ein ebenfalls je nach Anwendung sinnvoller Druckaufnehmer auf
der Seite des Ringraumes 4. Ein derartiger Drucksensor würde eine eindeutige Detektion erlauben, in welchem Betriebsmodus sich das System befindet. Im Folgenden werden die verschiedenen Betriebsmodiis beschrieben. Betriebsmodi„OFF" - abgeschalteter Zustand
Die Tatsache, dass das System hydraulisch vorgespannt ist und der Zylinder Differenzflächen aufweist, bringt mit sich, dass im abgeschalteten Zustand der Zylinder eine Tendenz zum Ausfahren zeigt. Das Halteventil 15, welches als Sitzventil ausgeführt ist, verhindert ein solches Driftverhalten. Die Feder des Halteventils 15 ist derart dimensioniert, dass, bei dem aus Systemvorspanndruck und Zylinderflächenverhältnis resultierenden Staudruck, auf der Seite des Ringraumes 4 ein sicheres Schließverhalten gewährleistet ist.
Betriebsmodi Eil-Ausfahren gemäß Figur 2:
Die Pumpe 1 1 fördert an der Pumpenzuleitung A Hydraulikmedium, vorzugsweise Öl, auf die Seite des Kolbenraumes 5 der Kolben-Zylinder Einheit. Das aus dem Ringraum 4 verdrängte Hydraulikmedium wird über das Halteventil 15 und das Differentialventil 20 ebenfalls in den Kolbenraum 5 geleitet. Der Kolben-Zylinder Einheit 3 arbeitet damit im regenerativen Differentialbetrieb, dabei wird eine in Bezug zur Fördermenge der Pumpe 1 1 erhöhte Fahrgeschwindigkeit der Kolbenstange 6 realisiert. Wirksam ist die Differenz der Flächen AA-AB. Die Geschwindigkeit ergibt sich im Eilgang aus: VEIL = Q / AA-AB
Dabei ist die Fläche AA die Fläche des Kolbens auf der Seite des Kolbenraumes 5 und die Fläche AB die Fläche des Kolbens auf der Ringraumseite 4. Q ist das Fördervolumen der Pumpe 1 1 .
Das Halteventil 15 wird durch den Staudruck auf der Seite des Ringraumes 4 gegen eine integrierte Druckfeder geöffnet. Eine mit dem Halteventil 15 verbundene Steuerleitung ist mit dem Ausgleichsbehälter 28 verbunden. Dadurch wird das Halteventil 15 mit dem Systemvorspanndruck beaufschlagt. Das Halteventil 15 öffnet aufgrund der Steuerleitung bereits nach geringfügigem Druckanstieg auf der Seite des Ringraumes 4. Dadurch werden Drosselverluste auf ein Minimum reduziert, wodurch der Energieverbrauch und der Wärmeeintrag ins System gering gehalten werden. Das Differentialventil 20 arbeitet in dieser Phase in der Funktion eines Rückschlagventils. Auf der Ansaugseite der Pumpe 1 1 , Pumpenanschluss B 13, wird die Pumpe 1 1 über das Rückschlagventil 25 mit Hydraulikmedium aus dem Ausgleichsbehälter 28 versorgt.
Betriebsmodi Last-Ausfahren gemäß Figur 3:
Trifft die Kolbenstange direkt oder indirekt im Eil Ausfahren auf eine externe Last, dann steigt im Kolbenraum 5 der Druck an. Durch diesen Druckanstieg schließt das Differentialventil 20. Das Differentialventil 20 hat dabei die Funktion eines Rückschlagventils. Durch den Druckanstieg auf der Seite des Kolbenraumes 5 wird das Wegeventil 19 der Hystereseschaltung 17 automatisch geschlossen. Gleichzeitig öffnet das Druckbegrenzungsventil 18 der Hystereseschaltung 17. Als Steuerdruck liegt nun der Systemvorspanndruck des Ausgleichsbehälters 28 an dem Lastumschaltventil an. Dadurch wird das Lastumschaltventil 16 geöffnet. Nach dem Öffnen des Lastumschaltventils 16 wird die Verbindung zur Saugseite, Pumpenanschluss B 13, freigeschaltet. Dadurch fällt der Druck auf der Seite des Ringraumes 4 ab. Dadurch bedingt kann es auch auf der Seite des Kolbenraumes zu einem Druckabfall kommen. Ohne eine Hystereseschaltung 17 würde das Lastumschaltventil nun wieder schließen. Diese Schaltvorgänge für ein selbsttätiges Umschalten in einen Lastmodus finden selbsttätig statt. In diesem Lastmodus kann der Linearantrieb 1 bei reduzierter Geschwindigkeit der Kolbenstange 6 seine maximale Kraft erzeugen. Die Fahrgeschwindigkeit errechnet sich durch die Fördermenge der Pumpe 1 1 bezogen auf die Kolbenfläche der Kolben-Zylinder Einheit 3. Wirksam ist die Fläche des Kolbens im Kolbenraum 5. Die Geschwindigkeit ergibt sich im Lastgang aus
VLAST = Q / AA
Dabei ist Q das Fördervolumen der Pumpe 1 1 und AA ist die Fläche des Kolbens im Kolbenraum 5. Der Ringraum 4 der Kolben-Zylinder Einheit 3 ist mit der Saugseite der Pumpe 1 1 verbunden. Da der Volumenstrom auf der Seite des Ringraumes 4 kleiner ist als der Volumenstrom an der Seite des Kolbenraumes 5, wird die entsprechende Differenzmenge über das Rückschlagventil 25 aus dem Ausgleichsbehälter 28 auf die Pumpen Saugseite geleitet.
Detail zur Umschaltung in den Lastmodus:
Erreicht der Steuerdruck an der Hystereseschaltung des Lastumschaltventils 16 den eingestellten Druckwert, öffnet das Druckbegrenzungsventil 18 der Hystereseschaltung 17. In der Folge schaltet die das Lastumschaltventil 16 ebenfalls, wobei die Verbindung zur Saugseite B der Pumpe 1 1 öffnet. Die Hystereschaltung 17 ist dabei derart ausgestaltet, dass diese im geöffneten Zustand verharrt und zudem eine Rückschalthysterese aufweist. Die Rückschalthysterese ist dabei mindestens so groß ausgelegt wie das Flächenverhältnis am Kolben der Kolben-Zylinder Einheit 3, also der Fläche am Kolben vom Kolbenraum 5 zur Fläche am Kolben vom Ringraum 4. So kann zum Beispiel ein Öffnungsdruck von 60 bar und ein Rückschaltdruck von 20 bar vorgesehen sein. Wird das Zuschalt- / Abschaltverhältnis kleiner gewählt als das Zylinder Flächenverhältnis, kann das Lastumschaltventil 16 keine eindeutige Stellung einnehmen, wobei ein Aufschwingen des Lastumschaltventils 16 erfolgen könnte. In dem dargestellten Ausführungsbeispiel ist das Lastumschaltventil 16 mit einer Blende versehen. Die Blende hat die Funktion den Steuervolumenstrom zu begrenzen. Betriebsmodi Dekompression:
Nach Abschluss des vorgesehenen Vorganges wie z.B. Fügen, Prägen, Stanzen oder Schneiden, ist eine Dekompression vorgesehen. Bei der Dekompression wird insbesondere das auf der Seite des Kolbenraumes 5 eingeprägte Kompressionsvolumen, sowie im Maschinenständer, also der in Wirkverbindung mit dem Linearantrieb stehenden Maschinenteile, abgespeicherte Vorspannenergie abgebaut. Im Wesentlichen findet dabei keine bzw. nur geringe Relativbewegung der Kolbenstange 6 statt. Durch Wechsel der Drehrichtung an der Pumpe 1 1 wird das komprimierte Hydraulikmedium auf der Seite des Kolbenraumes 5 über den Pumpenanschluss A 12 der Pumpe 1 1 druckentlastet. Das an der Pumpe 1 1 abfließende Hydraulikmedium wird über das Druckbegrenzungsventil 22 und das Bypassventil 23 in den Ausgleichsbehälter 28 geleitet.
Betriebsmodi Last Einfahren bei externer Gegenkraft gemäß Figur 4:
Direkt an die Dekompression schließt sich das Einfahren bei externer Gegenkraft an. Eine externe Gegenkraft kann dabei zum Beispiel durch ein externes Werkzeugsystem mit Federn, wie zum Beispiel Niederhalter oder Abstreifer, entstehen. In diesem Zustand wird die Kolbenstange so lange maximal mit der Lastgeschwindigkeit eingefahren, bis die Gegenkraft auf ein definiertes Kraftniveau gefallen ist. Dieses Kraftniveau ist über das Druckbegrenzungsventil 22 einstellbar. Diese Kraftniveau ist unabhängig von der Auslegung der Hystereseschaltung 17 einstellbar. Es gelten die Wirkflächen und Geschwindigkeiten des Lastganges.
Das Volumen des Hydraulikmediums wird auf der Seite des Kolbenraumes 5 von der Pumpe 1 1 aufgenommen, das über den Pumpenanschluss B 13 abfließende Hydraulikmedium wird über das Rückschlagventil 14 in den Ringraum 4 geleitet. Da die Zunahme des Volumens des Ringraumes 4 pro zurückgelegter Wegstrecke des Kolbens kleiner ist als die Abnahme des Volumens des Kolbenraumes 5, wird eine Differenzmenge über das Druckbegrenzungsventil 22 und über das Bypassventil 23 in den Ausgleichsbehälter 28 geleitet. Das Bypassventil 23 muss in dieser Betriebsart zwingend geschlossen bleiben, da ein Öffnen dieses Bypassventils 23 eine unkontrollierte Einfahrbewegung der Kolbenstange 6 nach sich ziehen würde. Das ungewollte Öffnen des Bypassventils 23 wird dadurch verhindert, indem der auf die Steuerfläche des Bypassventils 23 auf der Seite des Ringraumes 4 wirkende Steuerdruck ansteht und dieser kleiner ist als der von der Seite des Kolbenraumes auf das Ventil 23 wirkende Steuerdruck. Die Blende 34 ist für eine Dämpfung des Schaltverhaltens vorgesehen. Somit öffnet das Byassventil 23 erst dann, wenn der Druck auf der Seite des Kolbenraumes 5 inklusiv der Federkraft des Bypassventils 23 den Öffnungsdruck des Druckbegrenzungsventils 22 unterschreitet.
Betriebsmodi Eil Einfahren gemäß Figur 5:
Direkt an das Last Einfahren schließt sich das Eil Einfahren an. Beim Schalten des Bypassventils 23 wird die Verbindung vom Druckbegrenzungsventil 22 zum Ausgleichsbehälter 28 unterbrochen und die Funktion des Druckbegrenzungsventils 22 gesperrt. Gleichzeitig wird eine Bypassverbindung vom Kolbenraum des Zylinders zum Ausgleichsbehälter mit Umschalten des Bypassventils 23 geöffnet. In diesem Zustand wird ein Teil des Pumpenvolumens über das Lastumschaltventil 16 in der Funktion eines Rückschlagventils sowie über das Halteventil 15 in den Ringraum 4 geleitet. Parallel dazu fließt eine Teilmenge über das Rückschlagventil 14. Das Differentialventil 20 ist in dieser Phase geschlossen, da über das Wechselventil 21 der Steuerdruck von der Seite des Ringraumes 4 auf die relevante Steuerfläche des Differentialventils wirkt. Wirksam ist die Fläche AB, d.h. die Fläche des Kolbens auf der Ringraumseite 4. Die Geschwindigkeit ergibt sich im Eilgang (Einfahren) aus: VEIL = Q / AB
Der aus der Zylinderkolbenseite ausströmende Volumenstrom wird zu einer Teilmenge von der Pumpe aufgenommen, die Restmenge fließt über das Bypassventil 23, welches in die Schaltstellung „Bypass" geschaltet ist, in den Ausgleichsbehälter 28. Dabei wird die Kolbenstange 6 mit einer entsprechend hohen Eilgeschwindigkeit verfahren. Beim Einfahren kann ein hoher, den Vorspanndruck überschreitender Druck auf der Seite des Ringraumes aufgebaut werden da die Zuleitung zum Ausgleichsbehälter von der Seite des Ringraumes 4 durch das Bypassventil 23 gesperrt ist. Bezugszeichenliste
1 autarker servohydraulischer Linearantrieb
2 Hydraulikanordnung
3 Kolben-Zylinder Einheit
4 Ringraum
5 Kolbenraum
6 Kolbenstange
7 Zuleitung zum Kolbenraum, Zuleitung A
8 Zuleitung zum Ringraum, Zuleitung B
9 Motor (Synchron motor, Servomotor)
10 Kupplung
1 1 Pumpe, reversibel, drehzahlvariabel
12 Pumpenanschluss A
13 Pumpenanschluss B
14 Rückschlagventil zwischen Pumpe und Ringraum
15 Halteventil
16 Lastumschaltventil Hauptstufe
17 Hysterese-Schaltung Lastumschaltventil
18 Druckbegrenzungsventil der Hysterese-Schaltung
19 Wegeventil der Hysterese-Schaltung
20 Differentialventil
21 Wechselventil
22 Druckbegrenzungsventil in der Ausgleichsbehalterzuleitung vom Ringraum
23 Bypassventil der Ausgleichsbehalterzuleitung vom Ringraum
24 Druckbegrenzungsventil in der Ausgleichsbehalterzuleitung vom Kolbenraum
25 Rückschlagventil zwischen Ausgleichsbehälter und Ringraum
26 Rückschalgventil zwischen Ausgleichsbehälter und Kolbenraum
27 Pumpeneinheit
28 Ausgleichsbehälter Wegmesssystem, Positionsaufnehmer
Prozessüberwachung Prägekraft, Drucksensor-Prägekraft Vorspanndrucküberwachung, Drucksensor- Vorspanndruck Temperatursensor
Blende
Differentialzylinder

Claims

Patentansprüche 1. Hydraulikanordnung (2) für einen autarken hydraulischen Linearantrieb (1 ) umfassend eine Pumpeneinheit (27), einen Ausgleichsbehälter (28) und mindestens ein selbsttätig umschaltendes Lastumschaltventil (16) vorzugsweise für ein Umschalten zwischen einem Eilausfahren und einem Lastausfahren, dadurch gekennzeichnet, dass
dem Lastumschaltventil (16) eine Hystereseschaltung (17) zugeordnet ist, wobei durch die Hystereseschaltung (17) ein erster Schaltvorgang des Lastumschaltventils (16) bei einem ersten vorbestimmten anliegenden Steuerdruck ausgelöst wird und ein zweiter Schaltvorgang bei einem von dem ersten vorbestimmten Steuerdruck abweichendem zweiten Steuerdruck ausgelöst wird.
2. Hydraulikanordnung nach Anspruch 1 ,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Hystereseschaltung (17) mindestens ein Ventil (18, 19) für die Bereitstellung eines am Lastumschaltventil anliegenden Steuerdruckes umfasst, wobei das mindestens eine Ventil (18, 19) der Hystereseschaltung nur für Steuervolumina ausgelegt ist.
3. Hydraulikanordnung nach Anspruch 1 oder 2,
dadurch gekennzeichnet, dass
durch die Hystereseschaltung (17) ein Pumpenanschluss B (13) gegen einen Überdruck absichert werden kann.
4. Hydraulikanordnung nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Mehrzahl der Ventile, vorzugsweise alle Ventile (15, 16, 18 bis 26), der Hydraulikanordnung (2) selbstschaltende Ventile sind. Hydraulikanordnung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass
die Hydraulikanordnung (2) einen Ausgleichsbehälter (28) umfasst, wobei der Ausgleichsbehälter (28) für einen Druckbereich bis maximal 10 bar, vorzugsweise maximal 5 bar, ausgelegt ist.
Hydraulikanordnung nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
eine Pumpe (1 1 ) der Pumpeneinheit (27) eine in beide Richtungen betreibbare Pumpe (1 1 ) ist, die in beiden Betriebsrichtungen identische Verdrängervolumen hat.
Autarker hydraulischer Linearantrieb (1 ) umfassend eine Hydraulikanordnung (2) nach einem der vorhergehenden Ansprüchen und eine Kolben-Zylinder Einheit (3) mit einem ersten als Ringraum (4) bezeichneten Zylinderraum und einem zweiten als Kolbenraum (5) bezeichneten zweiten Zylinderraum,
dadurch gekennzeichnet, dass
als Kolben-Zylinder Einheit ein Differentialzylinder (35) vorgesehen ist.
Autarker hydraulischer Linearantrieb nach Anspruch 7,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Hydraulikanordnung (2) ein Differentialventil (16) aufweist, wobei durch das Differentialventil (16) mindestens zwei Hydraulikräume (4, 5) der Kolben-Zylinder Einheit (3) miteinander für eine Eilbwegung, vorzugsweise für ein Eilausfahren, verbindbar sind.
Autarker hydraulischer Antrieb nach einem der vorhergehenden Ansprüche 7 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass
die Hydraulikanordnung (2) von dem Ausgleichsbehälter (28) eine hydraulische Verbindung zu dem der Seite des Ringraumes (4) zugeordneten Pumpenanschluss B (13) aufweist und zwischen Ausgleichsbehälter (28) und Pumpenanschluss B (13) ein selbsttätig öffnendes Ventil, vorzugsweise ein Rückschlagventil (25), vorgesehen ist.
10. Autarker hydraulischer Antrieb nach einem der vorhergehenden Ansprüche 7 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass
die Hystereseschaltung (17) eine Verbindung, vorzugsweise eine Steuerleitung, zur Seite des Kolbenraumes (5) aufweist.
11. Autarker hydraulischer Antrieb nach einem der vorhergehenden Ansprüche 7 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass
die Hystereseschaltung (17) eine Verbindung zum Ausgleichsbehälter (28) aufweist.
12. Autarker hydraulischer Antrieb nach einem der vorhergehenden Ansprüche 7 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass
die Hystereseschaltung (17) ein erstes (19) und ein zweites, vorzugsweise mit dem ersten gekoppeltes, Ventil (18) aufweist.
13. Autarker hydraulischer Antrieb nach einem der vorhergehenden Ansprüche 7 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass
in einer Zuleitung zum Ausgleichsbehälter (28) ein Bypassventil (23) vorgesehen ist, mittels dessen eine hydraulische Verbindung zum Kolbenraum (5) oder zum Pumpenanschluss B (13) hergestellt werden kann, vorzugsweise ist in der Zuleitung zum Ausgleichsbehälter (28) vom Pumpenanschluss B (13) zusätzlich ein Druckbegrenzungsventil (22) vorgesehen.
14. Autarker hydraulischer Antrieb nach einem der vorhergehenden Ansprüche 7 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass
durch die Hystereseschaltung (17) das Lastumschaltventil (16) bei einem auf der Seite des Kolbenraumes (5) einen vorbestimmten Druck überschreitenden Druck selbsttätig geöffnet wird.
15. Verfahren zum Betreiben eines autarken hydraulischen Linearantriebes nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
wobei für ein Einfahren das dem Ringraum (4) zugeführte Hydraulikmedium mittels der Pumpe (1 1 ) dem Ringraum (4) zugeführt wird, wobei vorzugsweise bei einem Eileinfahren das den Pumpenanschluss B (13) passierende Hydraulikmedium komplett dem Ringraum (4) zugeführt wird.
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