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Die Erfindung betrifft eine Antriebsvorrichtung für ein bewegbares Bauteil, insbesondere für ein Oberwerkzeug einer Abkantpresse, gemäss dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1.
Antriebsvorrichtungen für Pressen, Stanzmaschinen und Tafelscheren sowie Schliesseinheiten für Spritzgussformen sind häufig mit einer hydraulischen Kraftübersetzungsvorrichtung ausgestattet, um auch mit einem vergleichsweise schwach dimensionierten Antriebsmotor eine hohe Kraft auszuüben. Ein hohes Übersetzungsverhältnis bedingt jedoch eine langsame Stellbewegung des angetriebenen Bauteils und einen grossen Weg, den ein Eingangselement der Kraftübersetzungsvorrichtung - z.B. ein Hydraulikkolben - dafür zurücklegen muss.
Daher sind Kraftübersetzungsvorrichtungen häufig mit einem so genannten Eilgang ausgestattet, der eine schnelle Ausführung von Stellbewegungen, bei denen nur kleine Kräfte aufzubringen sind, erlaubt.
Die EP 1 307 330 B1 beschreibt z.B. eine Schliesseinheit für eine Spritzgiessmaschine. Eine elektromotorische Antriebseinheit umfasst einen Elektromotor und einen Gewindetrieb. Der Gewindetrieb ist unter Zwischenschaltung einer hydraulischen Kraftübersetzung an ein verschiebbares Formteil der Spritzgussform gekoppelt. Die Kraftübersetzung besteht im wesentlichen aus einem Arbeitshydrozylinder, an dessen Hydraulikkolben das Formteil angebracht ist, und zwei - aus Sicht der Kraftübersetzung - antriebsseitig angeordneten Hydrozylindern, deren Kolben an den Gewindetrieb gekoppelt sind. Ein erster Kolben mit kleiner Wirkfläche ist dabei starr mit dem Gewindetrieb verbunden.
Der zweite Kolben mit einer grösseren Wirkfläche ist in Zugrichtung des Gewindetriebs durch einen Anschlag formschlüssig von dem ersten Kolben mitnehmbar und in Schubrich tung durch eine Federkupplung oder eine lösbare Magnetkupplung nur bis zu einem bestimmten Gegendruck mitnehmbar. Der Druckraum, aus dem der erste Kolben in Schubrichtung Druckflüssigkeit verdrängt, ist direkt mit einem Zylinderraum des Arbeitshydrozylinders verbunden. Der entsprechende Druckraum des zweiten Kolbens ist mit diesem Zylinderraum des Arbeitshydrozylinders über ein Schaltventil verbunden. Eine schnelle Stellbewegung in Schliessrichtung der Spritzgussform, d.h. ein Eilgang, wird erzielt, wenn das Schaltventil geöffnet ist.
Dabei strömt Druckmittel aus den in Schubrichtung des Gewindetriebs kleiner werdenden Druckräumen beider antriebsseitig angeordneten Hydrozylindem in den Zylinderraum des Arbeitshydrozylinders. Wird das Schaltventil geschlossen, ist der Druckraum des zweiten Kolbens gegen eine weitere Verkleinerung gesperrt. Die antriebsseitig über die Federkupplung oder die Magnetkupplung auf den zweiten Kolben einwirkende Kraft wird durch den im gesperrten Druckraum aufgebauten Druck abgestützt, so dass der zweite Kolben stehen bleibt. Der erste Kolben kann nach Lösen der Magnetkupplung bzw. im Rahmen der Nachgiebigkeit der Federkupplung weiter in Schubrichtung bewegt werden und mit seiner vergleichsweise kleinen Wirkfläche Druckflüssigkeit aus dem an ihn angrenzenden Druckraum verdrängen.
Dadurch ist im Zylinderraum des Arbeitshydrozylinders ein hoher Druck und somit eine hohe Kraftübersetzung erzielbar.
Bei dieser herkömmlichen Kraftübersetzung, bei der ein Hydrozylinder stillgesetzt wird, indem eine antriebsseitig auf ihn einwirkende Kraft durch einen gesperrten Druckraum abgestützt wird, ergibt sich zwangsläufig eine Trennung der Druckräume, die durch verschiedene Kolben mit der antriebsseitig aufgebrachten Kraft in Richtung einer Verdrängung von Druckflüssigkeit beaufschlagt sind. Dies steht den Bestrebungen nach einer weiteren Vereinfachung der Kraftübersetzungsvorrichtung bzw. der Antriebsvorrichtung im Wege.
Daher ist es die Aufgabe der vorliegenden Erfindung eine Antriebsvorrichtung mit einer alternativen Bauform einer Kraftübersetzungsvorrichtung anzugeben, die insbesondere einfacher und effizienter konstruierte Antriebsvorrichtungen ermöglicht.
Diese Aufgabe wird durch eine Antriebsvorrichtung mit den Merkmalen des Patentanspruchs 1 gelöst.
Die erfindungsgemässe Antriebsvorrichtung ist mit einer elektromotorischen Antriebsvorrichtung, die ein geradlinig bewegbares Ausgangselement aufweist ausgestattet. Eine hydraulische Kraftübersetzungsvorrichtung überträgt die durch das Ausgangselement aufgebrachte Kraft an ein bewegbares Bauteil. Die Kraftübersetzungsvorrichtung umfasst drei Hydraulikkolben. Der erste Hydraulikkolben begrenzt mit einer ersten Wirkfläche einen ersten Druckraum, der zweite Hydraulikkolben begrenzt mit einer zweiten Wirkfläche einen zweiten Druckraum und der dritte Hydraulikkolben begrenzt mit einer dritten Wirkfläche einen dritten Druckraum und mit einer vierten Wirkfläche einen vierten Druckraum. Die zweite Wirkfläche ist wesentliche kleiner als die erste und als die dritte Wirkfläche.
Der zweite Hydraulikkolben ist starr mit dem Ausgangselement gekoppelt. Der erste und zweite Druckraum sind dauernd fluidisch verbunden. Durch einen einseitigen mechanischen Anschlag ist der dritte Hydraulikkolben vom zweiten Hydraulikkolben in Richtung einer Vergrösserung des dritten Druckraums mitnehmbar. In dieser Richtung ist also die Bewegung der beiden Kolben formschlüssig gekoppelt. In der anderen Richtung folgt der dritte Hydraulikkolben dem zweiten Hydraulikkolben bis zu einem bestimmten Druck im dritten Druckraum.
Mit einem Schaltventil ist einer der an den dritten Hydraulikkolben angrenzenden Druckräume absperrbar.
Die Besonderheit der vorliegenden Erfindung ist es, dass auch der dritte Druckraum dauernd mit dem ersten Druckraum verbunden ist und dass durch das Schaltventil der vierte Druckraum sperrbar ist.
Im Gegensatz zu der herkömmlichen Lösung wird eine Verdrängung von Druckflüssigkeit aus dem dritten Druckraum in den ersten Druckraum nicht durch das Schaltventil unterbunden. Der dritte Hydraulikkolben wird auch nicht gegen eine antriebsseitig auf ihn einwirkende Kraft abgestützt. Erfindungsgemäss wird stattdessen durch die Absperrung des vierten Druckraums der dritte Hydraulikkolben gegen einen vom dritten Druckraum auf ihn einwirkenden Druck abgestützt.
Somit lässt sich im ersten, zweiten und dritten Druckraum ein hoher Druck aufbauen, wenn der im Vergleich zu dem dritten und ersten Hydraulikkolben kleine zweite Hydraulikkolben im Sinne einer Volumenverkleinerung des zweiten Druckraums bewegt wird.
Diese verblüffend einfache Lösung erlaubt es, nicht nur den zweiten und den dritten Druckraum dauerhaft fluidisch zu verbinden, sondern auch den dritten Druckraum, aus dem der erste Hydraulikkolben im Eilgang Druckflüssigkeit erhält, direkt an den ersten Druckraum fluidisch anzubinden.
Dies eröffnet neue Möglichkeiten für eine Vereinfachung der Antriebsvorrichtung.
Die Ansteuerung des Schaltventils kann übrigens auf die gleiche Weise wie bei der herkömmlichen Kraftübersetzung erfolgen - im Eilgang geöffnet, zur Übertragung hoher Kräfte geschlossen - so dass eine eventuell schon verfügbare Steuervorrichtung verwendet werden kann.
Unter den Begriffen "erster Druckraum", "zweiter Druckraum" und "dritter Druckraum" sollen nicht nur einzelne, deutlich voneinander abgegrenzte Druckkammern verstanden werden. Die Zählung soll lediglich das Verständnis des Patentanspruchs erleichtern.
Insbesondere Ausführungen, wie sie in den Figuren 1 und 2 gezeigt sind, bei denen zwei oder drei dieser Druckräume zu einer einzigen Druckkammer zusammengefasst sind, sollen vom Wortlaut diese Anspruchs umfasst sein.
Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen sind in den Unteransprüchen angegeben.
So lassen sich gemäss Anspruch 2 wenigstens zwei der drei dauernd fluidisch verbundenen Druckräume, dies sind der erste, der zweite und der dritte Druckraum, zu einem einzigen Druckraum zusammenfassen. Dadurch kann insbesondere auch der dritte Druckraum in ein gemeinsames Gehäuse mit dem ersten oder zweiten Druckraum integriert werden. Aufwendige Verbindungsleitungen werden eingespart.
Die Zahl der Dichtstellen kann gering gehalten werden und die Leckagewahrscheinlichkeit verringert sich.
Eine besonders bevorzugte Ausgestaltung sieht vor, dass der zweite und der dritte Hydraulikkolben in einem gemeinsamen Zylindergehäuse angeordnet sind. Dadurch lässt sich eine kompakte Bauform der beiden mit der elektromotorischen Antriebseinheit direkt bzw. über den mechanischen Anschlag gekoppelten Hydraulikkolben erreichen.
Die oft zweckmässige Aufteilung in eine antriebsseitige Zylinder-Kolben-Einheit mit dem zweiten und dritten Hydraulikkolben und eine werkzeugseitige Zylinder-Kolben-Einheit mit dem ersten Hydraulikkolben wird vereinfacht.
Zusätzliche Vorteile werden erzielt, wenn der zweite Hydraulikkolben als Plungerkolben ausgebildet ist und der dritte Hydraulikkolben ringförmig geformt, auf den zweiten Hydraulikkolben aufgeschoben und auf diesem axial beweglich geführt ist. Dies ergibt eine besonders einfache und kostengünstige Bauweise einer den zweiten und den dritten Hydraulikkolben beinhaltende ZylinderKolben-Einheit, die insbesondere nur eine geringe Zahl an Dichtstellen aufweist.
Vorzugsweise ist der mechanische Anschlag durch eine Schulter an einem in das Zylindergehäuse ragenden Ende des zweiten Hydraulikkolbens gebildet.
Ein solcher Anschlag ist einfach und kostengünstig herstellbar. Die Zahl der Dichtstellen wird weiter verringert, da der dritte Hydraulikkolben keinerlei Durchführung an die Aussenseite des Zylindergehäuses benötigt. Somit vereinfacht sich der Aufbau der Antriebsvorrichtung weiter.
Eine weitere vorteilhafte Ausbildung sieht vor, dass ein Hydrospeicher vorhanden ist und dass das Schaltventil eine Verbindung zwischen dem vierten Druckraum und dem Hydrospeicher steuert. Der Hydrospeicher kann die Funktion einer hydro-mechanischen Spannvorrichtung übernehmen, die bewirkt, dass der dritte Hydraulikkolben dem zweiten Hydraulikkolben unter Anlage am Anschlag folgt.
Der Hydrospeicher kann zusätzlich die Druckflüssigkeitsbilanz in der hydraulischen Kraftübersetzungsvorrichtung ausgleichen, so dass diese als geschlossenes System ausführbar ist.
Vorzugsweise begrenzt der erste Hydraulikkolben mit einer zur ersten Wirkfläche entgegengesetzt ausgerichteten fünften Wirkfläche einen fünften Druckraum, so dass auch eine Rückzugsbewegung des Bauteils ausführbar ist.
Eine sehr kostengünstige Kraftübersetzungsvorrichtung mit einer Eilgangbetriebsart, einem geschlossenen Hydrauliksystem und einer Rückzugsbewegungsfunktion erhält man, wenn eine fluidische Verbindung zwischen dem fünften Druckraum und dem vierten Druckraum durch das Schaltventil gesteuert ist.
Vorzugsweise ist der fünfte Druckraum mit einem zweiten Speicher verbunden.
Dadurch kann eine Verbindungsleitung zwischen dem fünften und dem vierten Druckraum eingespart werden.
Gemäss einer besonders bevorzugten Weiterbildung ist das Schaltventil als Sitzventil ausgeführt ist. Dadurch ist die hydraulische Kraftübersetzungsvorrichtung im Wesentlichen leckagefrei.
Nachfolgend werden die vorliegende Erfindung und deren Vorteile unter Bezugnahme auf das in den Figuren dargestellte Ausführungsbeispiel und seine Abwandlungen näher erläutert.
Es zeigen:
Fig. 1 ein Schaltbild einer Antriebsvorrichtung mit einer hydraulischen Kraftübersetzungsvorrichtung,
Fig. 2 ein Schaltbild der in Fig. 1 dargestellten hydraulischen Kraftübersetzungsvorrichtung in leicht abgewandelter Form, bei der unter anderem drei Druckräume ein einem einzigen Zylindergehäuse zusammengefasst sind,
Fig. 3 ein Schaltbild, das eine weitere Abwandlung einer Kraftübersetzungsvorrichtung mit vollständig separat ausgeführten Druckräumen darstellt, und
Fig. 4 ein Schaltbild, das eine Abwandlung einer Kraftübersetzungsvorrichtung darstellt, bei der unter anderem eine Rückleitung durch einen Hydrospeicher ersetzt ist.
Zur Veranschaulichung eines konkreten Beispiels bezieht sich die folgende Beschreibung auf eine Antriebsvorrichtung für ein Oberwerkzeug einer Abkantpresse.
Die beschriebene Antriebsvorrichtung ist jedoch uneingeschränkt für viele andere Einsatzbereiche geeignet, seien es Stanzmaschinen, Tafelscheren oder Schliesseinrichtungen für Spritzgussmaschinen, etc. Nach Fig. 1 ist eine Antriebseinheit 1 einer Abkantpresse mit einem Elektromotor 10, einem Gewindetrieb 12, z.B. ein Kugel- oder ein Rollengewindetrieb, und einer hydraulischen Kraftübersetzungsvorrichtung 20 ausgestattet. Ein Werkzeughalter 16 mit dem darauf angebrachten Oberwerkzeug ist vereinfacht ein Form eines Masseblocks dargestellt.
Die hydraulische Kraftübersetzungsvorrichtung 20 wird durch drei verschiedene Hydraulikkolben 24, 28 und 36 gebildet. In ein Zylindergehäuse 22 ragt der als Plungerkolben ausgebildete Hydraulikkolben 24 hinein. Der Hydraulikkolben 24 ist mechanisch starr mit einer Gewindestange 14 des Gewindetriebs 12 verbunden.
An dem in das Zylindergehäuse 22 hineinragenden Ende des Hydraulikkolbens 24 ist eine Schulter 26 gebildet. Auf dem Hydraulikkolben 24 ist der als Ringkolben ausgebildete Hydraulikkolben 28 beweglich geführt. Dieser unterteilt das Zylindergehäuse 22 in einen Zylinderraum 30 und einen Ringraum 31.
In einem weiteren Zylindergehäuse 34 ist der Hydraulikkolben 36 angeordnet. Der Hydraulikkolben 36 unterteilt das Zylindergehäuse 34 in einen Zylinderraum 38 und einen Ringraum 39. Er bildet somit zusammen mit dem Zylindergehäuse 34 einen doppeltwirkenden Differentialhydrozylinder. An der Kolbenstange 37 des Hydraulikkolbens 36 ist der Werkzeughalter 16 angebracht.
Es sei noch erwähnt, dass eine Abkantpresse oft mit mehreren Presszylindern ausgestattet ist.
Die Antriebsvorrichtung 1 wird in diesem Fall um weitere Differentialzylinder ergänzt, die zu dem aus dem Kolben 36 und dem Gehäuse 34 gebildeten Differentialzylinder parallel geschalten sind.
Eine Fluidleitung 40 verbindet den Zylinderraum 30 dauernd mit dem Zylinderraum 38. Eine weitere Fluidleitung 41 , 42 führt von dem durch den Ringkolben 28 begrenzten Ringraum 31 über ein Schaltventil 44 zu dem vom Hydraulikkolben 36 begrenzten Ringraum 39. An dem Leitungsabschnitt 41 ist zudem ein Hydrospeicher 46 angeschlossen. Das Schaltventil 44 ist als Sitzventil ausgeführt. Es steuert eine fluidische Verbindung zwischen dem Ringraum 31 und dem Speicher 46 bzw. dem Ringraum 39.
Die Wirkfläche, mit der der Kolben 36 den Zylinderraum 38 begrenzt, entspricht bei dieser Ausführung der Fläche, mit der der Ringkolben 28 an den Zylinderraum 30 angrenzt, zuzüglich der Stangenquerschnittsfläche des Plungerkolbens 24. Die Fläche, mit der der Kolben 36 den Ringraum 39 begrenzt ist etwas kleiner als die den Ringraum 31 begrenzende Fläche des Kolbens 28. Dies ergibt sich daraus, dass die Kolbenstange 37 zur Aufnahme von im Pressenbetrieb üblichen hohen Druckbelastungen ausgelegt ist, während der Kolben 24 und die Gewindestange 14 schwächer dimensioniert sind.
Die Stangenquerschnittsfläche des Plungerkolbens 24 beträgt 1/5 der Kreisfläche des Kolbens 36, so dass eine Kraftübersetzung um etwa den Faktor 5 erzielt werden kann.
Nachfolgend wird die Arbeitsweise der in Figur 1 dargestellten Antriebsvorrichtung eriäutert.
Um den Antrieb in einer oberen Halteposition des Werkzeughalters 16 in einen Ruhezustand zu versetzen, wird das Schaltventil 44 in eine geschlossene Ventilstellung gebracht, wie in Fig. 1 gezeigt. Der Hydrospeicher 46 ist auf einen bestimmten Druck vorgespannt, z.B. 20 bar. Dieser Druck erzeugt an der Ringfläche des Kolbens 36 eine Kraft in Aufwärtsrichtung, die etwa der doppelten Gewichtskraft des Werkzeughalters 16 mit dem Oberwerkzeug entspricht. Der Kraftüberschuss wird durch einen Druck, der sich in den Druckräumen 38 und 30 einstellt, ausgeglichen.
Dieser Druck ist geringer als der Vorspanndruck des Hydrospeichers 46. Der Druck in den Druckräumen 38, 30 stützt sich an der dem Druckraum 30 zugewandten Ringfläche des Ringkolbens 28 ab. Im Ringraum 31 herrscht ein Druck der mindestens dem Druck in den Räumen 30 und 38 entspricht. Dieser Druck stützt sich am geschlossenen Schaltventil 44 ab. Der Ringkolben 28 soll sich dabei in Anlage an dem durch die Schulter 26 gebildeten Anschlag befinden, oder höchstens im Rahmen der Kompressibilität der Druckflüssigkeit im Ringraum 31 in Richtung einer Verkleinerung desselben verschoben sein. Eine durch den Druck im Zylinderraum 30 auf den Hydraulikkolben 24 ausgeübte Kraft lässt sich ohne Weiteres durch den Antriebsmotor 10 halten oder ggf. an einem Endanschlag (nicht dargestellt) der Gewindestange 14 abstützen.
Um den Ruhezustand zu beenden, wird das Schaltventil 44 in die geöffnete Ventilsstellung geschalten. Nun steht der Vorspanndruck des Hydrospeichers 46 auch im Druckraum 31 an. Der Druck in den Räumen 38 und 30 ist niedriger als der Vorspanndruck des Hydrospeichers 46, denn er ist nach wie vor durch den Kraftüberschuss am Kolben 36 in Aufwärtsrichtung bestimmt. Am Ringkolben 28 besteht ein Kraftüberschuss in Richtung der Schulter 26, an der er nun anliegt. An der Gewindestange 14 wirkt also eine Zugkraft. Die zum Halten der Gewindestange erforderliche Kraft setzt sich aus der Gewichtskraft des Werkzeughalters 16, des Werkzeuges und des Kolbens 36 zusammen und aus einer Zusatzkraft. Diese Zusatzkraft beruht auf der Differenz der Kräfte, die der Vorspanndruck des Speichers 46 einerseits an der Ringfläche des Kolbens 36 und andererseits an der Ringfläche des Kolbens 28 bewirkt.
Je grösser die Ringfläche des Kolbens 28 gegenüber der Ringfläche des Kolbens 36 ist, desto grösser ist die an der Gewindestange aufzubringende Zusatzkraft.
Steuert man den Elektromotor 10 nun so an, dass der an der Gewindestange 14 befestigte Kolben 24 in den Zylinder 22 eingeschoben wird, folgt der Ringkolben 28 diesem aufgrund der an ihm angreifenden Drücke. Die aus dem Raum 30 verdrängte Druckflüssigkeit fliesst in den Zylinderraum 38 und der Zylinder 36 senkt sich ab. Die aus dem Ringraum 39 verdrängte Druckflüssigkeit wird über die Leitung 41 und 42 und über das geöffnete Schaltventil 44 dem Ringraum 31 zugeführt. Zusätzlich fliesst aus dem Speicher 46 eine Ausgleichsmenge an Druckflüssigkeit in den Ringraum 31.
Die dem Zylinderraum 38 zugewandte Fläche des Kolbens 36 entspricht der Summe der auf den Zylinderraum 30 einwirkenden Flächen der Kolben 28 und 24.
Daher ist der vom Kolben 36 zurückgelegte Weg genauso gross wie der von der Gewindestange 14 gefahrene Weg. Die Wegübersetzung beträgt 1/1 , wenn die geringe Kompressibilität der Druckflüssigkeit einmal ausser Acht gelassen wird. Eine solche, lange Übersetzung wird auch als Eilgang bezeichnet und erlaubt ein schnelles Absenken des Hydraulikkolbens 36.
Da entsprechend der Wegübersetzung die Kraftübersetzung 1/1 beträgt, und da der Ringkolben 28 dem Plungerkolben 24 ohnehin nur solange folgt, wie der Druck in den Zylinderräumen 38 und 30 den Speicherdruck nicht übersteigt, eignet sich diese Betriebsart insbesondere für schnelle Stellbewegungen, bei denen keine grossen Kräfte aufzubringen sind.
Um eine kürzere Wegübersetzung zu erhalten, die ein Ausüben hoher Presskräfte durch den Hydraulikkolben 36 erlaubt, wird das Schaltventil 44 in die geschlossene Stellung gebracht. Der Ringraum 31 ist dadurch abgesperrt. Ein in ihm anstehender Druck stützt sich am geschlossenen Schaltventil 46 ab. Bei fortgesetzter Einschubbewegung des Kolbens 24 folgt der Ringkolben 28 diesem zunächst noch, bis der Druck im Zylinderraum 30 den Druck im Ringraum 31 übersteigt.
Dann bleibt der Ringkolben 28 stehen und es bewegt sich nur noch der Kolben 24 im Sinne einer Verkleinerung des Volumens der Zylinderraums 30. Die daraus verdrängte Druckflüssigkeit wird in den Raum 38 geschoben und bewirkt eine weitere Abwärtsbewegung des Kolbens 36. Die aus dem Ringraum 39 verdrängte Druckflüssigkeit wird vom Speicher 46 aufgenommen. Die Weg- bzw. Kraftübersetzung bemisst sich nach dem Verhältnis der an den Druckraum 38 angrenzenden Kreisfläche des Kolbens 36 und der Stangenquerschnittsfläche des Kolbens 24. In diesem Beispiel liegt ein Flächenverhältnis von 5/1 vor. Daraus ergibt sich eine Wegübersetzung von 1/5, d.h. der Kolben 24 legt einen fünfmal längeren Weg zurück als der Kolben 36, und eine Kraftübersetzung von 5/1.
Dies bedeutet, dass am Kolben 36 eine fünfmal grössere Presskraft aufgebracht werden kann, als eine an der Gewindestange 14 durch den elektromotorischen Antrieb aufgewendete Kraft.
Um den Kolben 36 nach erfolgter Abwärtsbewegung wieder anzuheben, d.h. um eine Rückzugsbewegung auszuführen, muss zunächst bei geschlossenen Ventil 44 der Plungerkolben 24 aus dem Zylinder 22 herausgefahren werden, bis dessen Schulter 26 wieder am Ringkolben 28 anliegt. Geht man davon aus, das keine Leckage vorliegt, so ist der Weg, den der Kolben 24 bei geschlossenen Ventil 44 eingefahren wurde, der gleiche Weg, den der Kolben 24 bei geschlossenen Ventil 44 wieder herausgefahren werden muss.
Sobald infolge der Ausfahrbewegung des Kolbens 24 ein in den Druckräumen 38, 30 und 31 durch die zuvor erfolgte Einfahrbewegung aufgebauter Druck wieder auf einen Druck gefallen ist, der am Kolben 36 den Speichervorspanndruck und die Gewichtskraft des Werkzeugshalters 16, des Oberwerkzeugs und Kolbens 36 ausgleicht, so bewegt sich bei fortgesetzter Ausfahrbewegung des Kolbens 24 der Kolben 36 unter dem Einfluss des im Ringraum 39 anstehenden Vorspanndrucks des Speichers 46 nach oben. Die zuvor aufgenommene Flüssigkeitsmenge wird nun wieder aus dem Speicher 46 in den Ringraum 39 abgegeben. Die Wegübersetzung beträgt 1/5.
Es wird allerdings in Aufwärtsrichtung keine grosse Kraft am Kolben 36 aufgebaut, da diese auf das Druckäquivalent des Speichervorspanndrucks begrenzt ist.
Würde man das Ventil 44 öffnen, während in den Druckräumen 38, 30 und 31 noch ein höherer Druck als der Speichervorspanndruck herrscht, würde der Kolben 28 zurückweichen, bis der Druck auf den Speichervorspanndruck abgesunken ist. Ist der Kolben 36 dagegen in Ausfahrrichtung der Kolbenstange 37 belastet, würde der Ringkolben 28 an den Anschlag 26 gleiten und der Kolben 36 und der Werkzeughalter 16 entsprechend absacken.
Sobald der Plungerkolben 24 soweit aus dem Zylinder 22 herausgefahren ist, dass seine Schulter 26 am Ringkolben 28 anliegt, kann das Ventil 44 geöffnet werden. Bei der weiteren Ausfahrbewegung nimmt der Kolben 24 den Ringkolben 28 formschlüssig durch die Anlage an der Schulter 26 mit.
Die aus dem Ringraum 31 verdrängte Druckflüssigkeit wird dem Ringraum 39 und dem Speicher 46 zugeführt. Unter der Einwirkung des Vorspanndrucks des Speichers 46 bewegt sich der Kolben 36 nach oben. Das im Zylinderraum 30 entstehende Volumen wird durch Druckflüssigkeit aus dem Raum 38 gefüllt. Die Wegübersetzung beträgt 1/1. Die durch den Kolben 36 aufbringbaren Kraft ist wiederum durch den Speichervorspanndruck bzw. dessen zulässigen Betriebsdruck begrenzt.
Somit besteht der beschriebene Arbeitszyklus des Kolbens 36 aus einer lang übersetzten ersten Abwärtsbewegung, die als schnelle Stellbewegung ausführbar ist, einer kurz übersetzten zweiten Abwärtsbewegung, bei der eine grosse Presskraft zur Verfügung steht, einer kurz übersetzten ersten Rückzugsbewegung und einer lang übersetzten und somit schneller ausführbaren zweiten Rückzugsbewegung.
Dementsprechend führt der Elektromotor 10 über den Gewindetrieb 12 hintereinander zwei Einfahrbewegungen des Kolbens 24 und anschliessend zwei Ausfahrbewegungen des Kolbens 24 aus. Ein Stoppen des Elektromotors zwischen den zwei Einfahr- oder den Ausfahrbewegungsvorgängen ist nicht erforderlich. Die Bewegungsvorgänge sind vielmehr durch das Umschalten des Ventils 44 unterscheidbar.
Die Figur 2 zeigt eine hydraulische Kraftübersetzungsvorrichtung 50, die gegenüber der in Fig. 1 dargestellten Kraftübersetzungsvorrichtung 20 leicht abgewandelt ist. Die Bezugszeichen für Bestandteile der Kraftübersetzungsvorrichtung 50, die denen der Kraftübersetzungsvorrichtung 20 entsprechen, wurden beibehalten.
Der Unterschied zwischen der Kraftübersetzungsvorrichtung 50 und der Kraftübersetzungsvorrichtung 20 besteht darin, dass bei der Kraftübersetzungsvorrichtung 50 die Druckräume 30 und 38 zu einem gemeinsamen Druckraum 54 zusammengefasst sind. Dementsprechend lassen sich die Hydraulikkolben 24, 28 und 36 alle in einem einzigen Zylindergehäuse 52 anordnen. Die Verbindungsleitung 40 entfällt. Auf diese Weise lässt sich ein kompakterer, einfacherer Aufbau der Kraftübersetzungsvorrichtung erzielen.
Der Aufwand für Verrohrung und Abdichtung ist gegenüber der Kraftübersetzungsvorrichtung 20 reduziert.
Abgesehen von dem genannten Unterschied entspricht der übrige Aufbau und die Funktionsweise der Kraftübersetzungsvorrichtung 50 der Kraftübersetzungsvorrichtung 20.
In der Figur 3 ist eine weitere Kraftübersetzungsvorrichtung 60, die ebenfalls eine Abwandlung der Kraftübersetzungsvorrichtung 20 ist, dargestellt. Es sind drei Hydraulikkolben 64, 72 und 36 vorhanden. Der Hydraulikkolben 36 mit dem Zylindergehäuse 34 und der Kolbenstange 37 entsprechen den jeweiligen Bestandteilen der Kraftübersetzungsvorrichtung 20. Der Hydraulikkolben 64 bildet zusammen mit dem Zylindergehäuse 62 und der Kolbenstange 67 einen doppeltwirkenden Differentialhydrozylinder. Der Innenraum des Zylindergehäuses 62 ist durch den Kolben 64 in einen Ringraum 66 und einen Zylinderraum 65 unterteilt.
Die Kolbenstange 67 ist starr mit der Gewindestange des elektromotorischen Antriebs gekoppelt. Der Hydraulikkolben 72 bildet ebenfalls mit seinem Zylindergehäuse 70 und der Kolbenstange 75 einen Differentialhydrozy linder. Im Innenraum des Zylindergehäuses 70 sind ein Zylinderraum 73 und ein Ringraum 74 gebildet.
Die Zylinderräume 65 und 73 sind über Fluidleitungen 80 und 81 ständig mit dem Zylinderraum 38 verbunden. Vom Ringraum 39 führt eine Fluidleitung 82 zum Ringraum 66. Eine weitere Fluidleitung 83 führt unter Zwischenschaltung des Schaltventils 44 zum Ringraum 74.
Zwischen der Kolbenstange 67 und der Kolbenstange 75 ist ein Kopplungselement vorgesehen, dass in Ausfahrrichtung der Kolbenstange 67 eine formschlüssige Mitnahme der Kolbenstange 75 erlaubt. Das Kopplungselement ist hier durch einen Kopplungsbalken 77 gebildet, der an der Kolbenstange 67 befestigt ist.
Die Kolbenstange 75 ist durch eine Aufnahmebohrung im Kopplungsbalken 77 geführt. Ein an der Kolbenstange 75 ausgebildeter Anschlag 78 erzwingt eine Mitnahme der Kolbenstange 75 in Ausfahrrichtung. Davon abgesehen ist der Kopplungsbalken 77 auf der Kolbenstange 75 verschiebbar geführt.
Die Kolben 64 und 72 sind so dimensioniert, dass das Verhältnis der Kreisfläche, die den jeweiligen Zylinderraum 65 bzw. 73 begrenzt, zu der Ringfläche, die den jeweiligen Ringraum 66 bzw. 74 begrenzt, dem Flächenverhältnis der dem Zylinderraum 38 zugewandten Kreisfläche und der dem Ringraum 39 zugewandten Ringfläche am Kolben 36 entspricht.
Dies trifft ausserdem für die Summe der die Zylinderräume 65 und 73 begrenzenden Kreisflächen der Kolben 64 und 72 im Verhältnis zu der Summe der die Ringräume 66 und 74 begrenzenden Ringflächen zu.
Die Summe der die Zylinderräume 65 und 73 begrenzenden Kreisflächen der Kolben 64 und 72 entspricht der Kreisfläche des Kolbens 36, die den Zylinderraum 38 begrenzt. Die dem Zylinderraum 65 zugewandte Kreisfläche des Kolbens 64 beträgt 1/5 der Fläche, mit der der Kolben 36 den Raum 38 begrenzt. Aufgrund dieser Flächenverhältnisse ergibt sich eine Wegübersetzung von 1/1 wenn die Bewegung der Kolben 64 und 72 gekoppelt ist.
Wird nur der Kolben 64 verschoben, während der Kolben 72 fest steht, so wird eine Wegübersetzung von 1/5 und somit eine Kraftübersetzung von 5/1 erzielt.Ist das Schaltventil 44 geöffnet, folgt der Kolben 72 dem Kolben 64 bei einer Bewegung in Richtung einer Verkleinerung der Zylinderräume 65 und 73 aufgrund einer am Kolben 36 angreifenden in Richtung des Ringraums 39 gerichteten Gewichtskraft des Werkzeughalters 16, des Werkzeugs, etc. Der durch die Gewichtskraft erzeugte Druck im Ringraum 39 setzt sich in den Ringraum 66 und über das offene Schaltventil 44 auch in den Ringraum 74 fort und sorgt somit dafür, dass der Kolben 72 dem Kolben 64 unter Anlage am Anschlag 78 folgt. Dies ermöglicht ein Absenken des Kolbens 36 mit einer langen Wegübersetzung von 1/1. Bei einer Ausfahrbewegung der Kolbenstange 67 nimmt der Kolben 64 den Kolben 72 über den Anschlag 78 mit.
Die aus den Ringräumen 66 und 74 verdrängte Druckflüssigkeit wird dem Ringraum 39 zugeführt. Dies führt zu einer Aufwärtsbewegung des Kolbens 36.
Bei geschlossenen Schaltventil 44 ist der Ringraum 74 abgesperrt. Ein vom Zylinderraum 73 her auf ihn einwirkender Druck wird über den gesperrten Zylinderraum 74 abgestützt. Bei einer Einfahrbewegung der Kolbenstange 67 und des Kolbens 64 bleibt der Kolben 72 stehen. Der Kopplungsbalken 77 hebt vom Anschlag 78 ab. Aus dem Zylinderraum 65 verdrängte Druckflüssigkeit wird in den Zylinderraum 38 geleitet. Dementsprechend wird Druckflüssigkeit aus dem Ringraum 39 in den Ringraum 66 verdrängt. Der Kolben 36 senkt sich ab. Durch das Verhältnis der wirksamen Flächen des Kolbens 64 und des Kolbens 36 wird die Kraftübersetzung wie oben angegeben bestimmt.
Um den Kolben 36 wieder anzuheben wird zunächst der Kolben 64 soweit in Richtung des Ringraums 66 gefahren, bis der Kopplungsbalken am Anschlag 78 anliegt. Dann kann das Ventil 44 geöffnet werden und unter Verdrängung von Druckflüssigkeit aus beiden Räumen 66 und 74 ein weiteres Anheben des Kolbens 36 erfolgen.
Die beschriebene Wirkungsweise der Kraftübersetzungsvorrichtung 60 unterscheidet sich nur unwesentlich von der Wirkungsweise der Kraftübersetzungsvorrichtung 20. Dadurch, dass der Kolben 64 in einem Differentialhydrozylinder angeordnet ist, lässt sich auch eine Aufwärtsbewegung des Kolbens 36 unter Ausübung hoher Kräfte durchführen. Die erzielte Kraftübersetzung entspricht bei geschlossenen Ventil 44 dem Flächenverhältnis der Kolben 36 und 64.
Aufgrund der Wahl des gleichen Verhältnisses der Kreisflächen und der Ringflächen an den Kolben 36, 64 und 72 kann ein Speicher entfallen. Ist es jedoch zweckmässig, das Verhältnis der Kreis- und Ringflächen der Kolben 64 oder 72 unterschiedlich zum Flächenverhältnis der Kreis- und Ringfläche des Kolbens 36 zu wählen, so kann ein über die Fluidleitung 83 mit dem Ringraum 39 verbundener Speicher die Differenzmengen ausgleichen. Wie in Verbindung mit der Kraftübersetzungsvorrichtung 20 schon beschrieben, kann ein solcher Speicher zusätzlich eine Vorspannkraft des Kolbens 72 in Richtung einer Verkleinerung des Zylinderraums 73 bewirken, so dass der Kolben 72 dem Kolben 64 auch bei Abwesenheit einer auf die Kolbenstange 37 einwirkenden Zugkraft zuverlässig folgt.
Zusätzlich wird wie auch bei der Kraftübersetzungsvorrichtung 20 durch einen solchen Speicher der Kolbens 36 in Aufwärtsrichtung mit einer Vorspannkraft beaufschlagt. Somit ist der Werkzeugshalter 16 bei geschlossenen Ventil 44 gegen ein Absacken gestützt, ohne dass die Kolbenstange 67 mit einer Zugkraft beaufschlagt werden muss. Eine Schubkraft an der Kolbenstange 67 könnte ggf. durch einen Endanschlag abgestützt werden.
Eine Abwandlung der in Figur 3 dargestellten Kraftübersetzungsvorrichtung 60 ist in Figur 4 gezeigt. Die Bestandteile der Kraftübersetzungsvorrichtung 90, die den Bestandteilen der Kraftübersetzungsvorrichtung 60 entsprechen, sind mit gleichen Bezugszeichen versehen und werden nicht mehr gesondert erläutert.
Die nachfolgende Beschreibung verdeutlicht die Unterschiede zwischen der Kraftübersetzungsvorrichtung 90 und der Kraftübersetzungsvorrichtung 60.
Der Kolben 64 mit dem Gehäuse 62 und der Kolbenstange 67 ist durch den Plungerkolben 93 ersetzt, der im Gehäuse 92 geführt ist. An dem Plungerkolben 93 ist eine Kolbenstange 94 befestigt. An dieser Kolbenstange 94 ist der Kopplungsbalken 77 befestigt. Der vom Hydraulikkolben 93 begrenzte Raum 91 ist über die Fluidleitung 80 mit dem Zylinderraum 38 verbunden. Der Zylinderraum 73 ist ständig mit dem Zylinderraum 91 und somit auch dem Zylinderraum 38 verbunden. Der vom Hydraulikkolben 36 begrenzte Ringraum 39 ist mit einem Hydrospeicher 96 verbunden. Der vom Hydraulikkolben 72 begrenzte Ringraum 74 ist über das Schaltventil mit einem weiteren Hydrospeicher 98 verbindbar.
Eine Rückleitung zwischen dem Ringraum 39 und dem Ringraum 74 entfällt.
Die Funktionsweise der Kraftübersetzungsvorrichtung 90 entspricht im Wesentlichen der in Figur 1 dargestellten Kraftübersetzungsvorrichtung 20. Aus den Zylinderräumen 91 und 73 ist Druckflüssigkeit in den Zylinderraum 38 verdrängbar. Wenn das Schaltventil 44 geöffnet ist, folgt der Zylinder 72 dem Zylinder 93 ihn Richtung einer Verkleinerung der Druckräume 91 und 73 unter Einwirkung des Vorspanndrucks, der im Speicher 98 herrscht. In der anderen Richtung wird der Kolben 72 durch den Anschlag 78 mitgenommen. Der Speicher 98 gibt dabei je nach Bewegungsrichtung die benötigte Menge an Druckflüssigkeit ab oder nimmt sie auf.
Wird das Ventil 44 geschlossen, so ist der Ringraum 74 abgesperrt und der Zylinder 92 gegen eine Verkleinerung des Ringraums 74 blockiert.
Der Kolben 93 lässt sich nun in Richtung einer Verkleinerung des Raums 91 verschieben ohne den Kolben 72 mitzunehmen. Durch die an den Druckraum 91 angrenzende kleine Fläche des Kolbens 93 lässt sich mit einem geringen Kraftaufwand an der Kolbenstange 94 ein hoher Druck in den Druckräumen 91 und 38 erzeugen. So ist eine Abwärtsbewegung des Kolbens 36 unter Erzeugung einer hohen Presskraft an der Kolbenstange 37 durchführbar. Um den Kolben 36 wieder anzuheben, wird bei geschossenen Ventil 44 der Kolben 93 zunächst aus dem Gehäuse 92 zurückgefahren, bis der Kopplungsbalken 77 am Anschlag 78 anliegt. Dann wird das Ventil 44 geöffnet und eine weitere Rückzugsbewegung unter Beteiligung beider Kolben 93 und 72 durchgeführt.
Aus dem Ringraum 39 bei der Abwärtsbewegung des Kolbens 36 verdrängte Druckflüssigkeit wird vom Hydrospeicher 96 aufgenommen.
Bei einer Ausfahrbewegung der Kolben 93 und 72 erniedrigt sich der Druck im Druckraum 38. Durch den Vorspanndruck im Hydrospeicher 96 wird der Kolben 36 daraufhin angehoben. Die zuvor verdrängte Druckflüssigkeit wird aus dem Hydrospeicher 96 in den Ringraum 39 zurückgespeist.
Der Vorspanndruck des Hydrospeichers 96 muss im Vergleich zum Vorspanndruck des Hydrospeichers 98 und unter Berücksichtigung der Ringflächen der Kolben 36 und 72 so gewählt werden, dass bei offenem Schaltventil 44 gewährleistet ist, dass der Kolben 72 einer Einfahrbewegung der Kolbenstange 94 folgt.
Sind z.B. die Ringflächen der Kolben 36 und 72 gleich, muss der Vorspanndruck des Speichers 96 unter dem Vorspanndruck des Speichers 98 liegen.
Bei dem beschriebenen Ausführungsbeispiel und seinen Abwandlungen wurde das Kraftübersetzungsverhältnis für die Abwärtsbewegung des Kolbens 36 bei geschlossenen Schalter 44 mit 5/1 angegeben. Der Fachmann kann jedoch auch ohne weiteres ein anderes Übersetzungsverhältnis wählen, das ihm zweckmässig erscheint. Dazu brauchen nur die Fläche des Kolbens 36, die an den Zylinderraum 38 angrenzt, und die gegenüber diesem Druckraum wirksame Fläche des Kolbens 24, 64 oder 93, der direkt an die Gewindestange gekoppelt ist, entsprechend dem gewünschten Verhältnis dimensioniert werden.
OI[Lambda][Lambda]IPT[Gamma] ^I
(34701)
The invention relates to a drive device for a movable component, in particular for an upper tool of a press brake, according to the preamble of patent claim 1.
Drive devices for presses, punching machines and guillotine shears as well as closing units for injection molds are often equipped with a hydraulic power transmission device to exert a high force even with a comparatively weakly dimensioned drive motor. However, a high gear ratio requires a slow adjusting movement of the driven component and a long way, an input element of the power transmission device -. B. a hydraulic piston - must travel for it.
Therefore, power transmission devices are often equipped with a so-called rapid traverse, which allows rapid execution of actuating movements in which only small forces are applied.
EP 1 307 330 B1 describes, for. B. a closing unit for an injection molding machine. An electromotive drive unit comprises an electric motor and a screw drive. The screw drive is coupled with the interposition of a hydraulic power transmission to a displaceable molding of the injection mold. The power transmission consists essentially of a working hydraulic cylinder, at the hydraulic piston, the molding is mounted, and two - from the perspective of power transmission - arranged on the drive side hydraulic cylinders whose pistons are coupled to the screw drive. A first piston with a small effective area is rigidly connected to the screw drive.
The second piston with a larger effective area is in the pulling direction of the screw by a stop positively entrained by the first piston and in Schubrich device by a spring clutch or a releasable magnetic coupling only to a certain counter pressure mitnehmbar. The pressure chamber, from which the first piston displaces pressure fluid in the thrust direction, is directly connected to a cylinder space of the working hydraulic cylinder. The corresponding pressure chamber of the second piston is connected to this cylinder space of the working hydraulic cylinder via a switching valve. A fast positioning movement in the closing direction of the injection mold, d. H. a rapid traverse, is achieved when the switching valve is open.
In this case, pressure fluid flows from the pressure chambers, which become smaller in the direction of thrust of the screw drive, on both the hydraulic cylinder arranged on the drive side into the cylinder space of the working hydraulic cylinder. If the switching valve is closed, the pressure chamber of the second piston is locked against further reduction. The force acting on the drive side via the spring clutch or the magnetic coupling to the second piston is supported by the pressure built up in the locked pressure chamber, so that the second piston stops. The first piston can after loosening the magnetic coupling or be moved in the direction of thrust in the context of the compliance of the spring clutch and displace with its relatively small effective area pressure fluid from the pressure chamber adjacent to it.
As a result, in the cylinder chamber of the working hydraulic cylinder, a high pressure and thus a high power transmission can be achieved.
In this conventional power transmission, in which a hydraulic cylinder is stopped by a drive side acting on it force is supported by a locked pressure chamber, inevitably results in a separation of the pressure chambers, which acts by different pistons with the drive side applied force in the direction of displacement of hydraulic fluid are. This is the aspiration for a further simplification of the power transmission device or the drive device in the way.
Therefore, it is the object of the present invention to provide a drive device with an alternative design of a power transmission device, which in particular enables simpler and more efficiently designed drive devices.
This object is achieved by a drive device having the features of patent claim 1.
The drive device according to the invention is equipped with an electromotive drive device which has a rectilinearly movable output element. A hydraulic power transmission device transmits the force applied by the output member to a movable member. The power transmission device comprises three hydraulic pistons. The first hydraulic piston defines a first pressure area with a first effective area, the second hydraulic piston delimits a second pressure area with a second effective area, and the third hydraulic piston delimits a third pressure area with a third active area and a fourth pressure space with a fourth effective area. The second effective area is substantially smaller than the first and as the third effective area.
The second hydraulic piston is rigidly coupled to the output member. The first and second pressure chambers are permanently fluidically connected. By a one-sided mechanical stop of the third hydraulic piston from the second hydraulic piston in the direction of an enlargement of the third pressure chamber is entrained. In this direction, therefore, the movement of the two pistons is positively coupled. In the other direction, the third hydraulic piston follows the second hydraulic piston up to a certain pressure in the third pressure chamber.
With a switching valve one of the adjacent to the third hydraulic piston pressure chambers can be shut off.
The peculiarity of the present invention is that even the third pressure chamber is permanently connected to the first pressure chamber and that the fourth pressure chamber can be blocked by the switching valve.
In contrast to the conventional solution, a displacement of hydraulic fluid from the third pressure chamber into the first pressure chamber is not prevented by the switching valve. The third hydraulic piston is not supported against a drive side acting on it force. According to the invention, the third hydraulic piston is instead supported by the blocking of the fourth pressure chamber against a pressure acting on it from the third pressure chamber.
Thus, a high pressure can be built up in the first, second and third pressure chambers when the second hydraulic piston which is small in comparison to the third and first hydraulic pistons is moved in the sense of a volume reduction of the second pressure chamber.
This amazingly simple solution makes it possible not only to connect the second and the third pressure chamber permanently fluidically, but also to connect the third pressure chamber, from which the first hydraulic piston receives pressurized fluid in rapid traverse, directly to the first pressure chamber.
This opens up new possibilities for simplifying the drive device.
Incidentally, the control of the switching valve can take place in the same way as in the conventional power transmission - open at rapid traction, closed to transmit high forces - so that a possibly already available control device can be used.
The terms "first pressure chamber", "second pressure chamber" and "third pressure chamber" are to be understood not only individual, clearly separated pressure chambers. The count is intended to facilitate the understanding of the claim.
In particular embodiments, as shown in Figures 1 and 2, in which two or three of these pressure chambers are combined to form a single pressure chamber, should be included in the wording of this claim.
Further advantageous embodiments are specified in the subclaims.
Thus, according to claim 2 at least two of the three permanently fluidly connected pressure chambers, these are the first, the second and the third pressure chamber, combine to form a single pressure chamber. As a result, in particular, the third pressure chamber can also be integrated into a common housing with the first or second pressure chamber. Elaborate connection lines are saved.
The number of sealing points can be kept low and the likelihood of leakage is reduced.
A particularly preferred embodiment provides that the second and the third hydraulic piston are arranged in a common cylinder housing. This allows a compact design of the two with the electric motor drive unit directly or reach over the mechanical stop coupled hydraulic piston.
The often expedient division into a drive-side cylinder-piston unit with the second and third hydraulic piston and a tool-side cylinder-piston unit with the first hydraulic piston is simplified.
Additional advantages are achieved if the second hydraulic piston is designed as a plunger and the third hydraulic piston annularly shaped, pushed onto the second hydraulic piston and is guided axially movable on this. This results in a particularly simple and cost-effective design of a cylinder and piston unit containing the second and third hydraulic pistons, which has in particular only a small number of sealing points.
Preferably, the mechanical stop is formed by a shoulder on an end of the second hydraulic piston projecting into the cylinder housing.
Such a stop is simple and inexpensive to produce. The number of sealing points is further reduced because the third hydraulic piston does not require any passage to the outside of the cylinder housing. Thus, the structure of the drive device further simplified.
A further advantageous embodiment provides that a hydraulic accumulator is present and that the switching valve controls a connection between the fourth pressure chamber and the hydraulic accumulator. The hydraulic accumulator can take over the function of a hydro-mechanical tensioning device which causes the third hydraulic piston to follow the second hydraulic piston while resting against the stop.
The hydraulic accumulator can additionally compensate the pressure fluid balance in the hydraulic power transmission device, so that it can be executed as a closed system.
The first hydraulic piston preferably defines a fifth pressure area with a fifth active area opposing the first active area, so that a return movement of the component can also be carried out.
A very inexpensive power transmission device with a rapid traverse mode, a closed hydraulic system and a retracting movement function is obtained when a fluidic connection between the fifth pressure chamber and the fourth pressure chamber is controlled by the switching valve.
Preferably, the fifth pressure chamber is connected to a second memory.
As a result, a connecting line between the fifth and the fourth pressure chamber can be saved.
According to a particularly preferred embodiment, the switching valve is designed as a seat valve. As a result, the hydraulic power transmission device is substantially leak-free.
Hereinafter, the present invention and its advantages will be explained in detail with reference to the embodiment shown in the figures and its modifications.
Show it:
FIG. 1 is a circuit diagram of a drive device with a hydraulic power transmission device,
FIG. 2 is a circuit diagram of the in Fig. 1 illustrated hydraulic power transmission device in a slightly modified form, in which, inter alia, three pressure chambers are combined into a single cylinder housing,
FIG. FIG. 3 is a circuit diagram showing another modification of a power transmission device having pressure chambers completely separated, and FIG
FIG. 4 is a circuit diagram showing a modification of a power transmission device in which inter alia a return line through a hydraulic accumulator is replaced.
To illustrate a concrete example, the following description refers to a drive device for a top tool of a press brake.
However, the drive device described is fully suitable for many other applications, be it punching machines, guillotine shears or closing devices for injection molding machines, etc. According to FIG. 1 is a drive unit 1 of a press brake with an electric motor 10, a screw 12, z. B. a ball or a roller screw, and a hydraulic power transmission device 20 equipped. A tool holder 16 with the top tool mounted thereon is shown in simplified form of a mass block.
The hydraulic power transmission device 20 is formed by three different hydraulic pistons 24, 28 and 36. In a cylinder housing 22 protrudes designed as a plunger hydraulic piston 24 into it. The hydraulic piston 24 is mechanically rigidly connected to a threaded rod 14 of the screw 12.
At the projecting into the cylinder housing 22 end of the hydraulic piston 24, a shoulder 26 is formed. On the hydraulic piston 24 designed as an annular piston hydraulic piston 28 is movably guided. This subdivides the cylinder housing 22 into a cylinder chamber 30 and an annular space 31.
In a further cylinder housing 34 of the hydraulic piston 36 is arranged. The hydraulic piston 36 divides the cylinder housing 34 into a cylinder chamber 38 and an annular space 39. It thus forms, together with the cylinder housing 34, a double-acting differential hydraulic cylinder. On the piston rod 37 of the hydraulic piston 36, the tool holder 16 is attached.
It should be noted that a press brake is often equipped with several pressing cylinders.
The drive device 1 is supplemented in this case by further differential cylinders, which are connected in parallel with the differential cylinder formed from the piston 36 and the housing 34.
A fluid line 40 connects the cylinder chamber 30 permanently with the cylinder chamber 38. Another fluid line 41, 42 leads from the annular space 31 delimited by the annular piston 28 via a switching valve 44 to the annular space 39 bounded by the hydraulic piston 36. At the line section 41, a hydraulic accumulator 46 is also connected. The switching valve 44 is designed as a seat valve. It controls a fluidic connection between the annular space 31 and the memory 46 or the annular space 39.
The active surface with which the piston 36 delimits the cylinder space 38 corresponds in this embodiment to the surface with which the annular piston 28 adjoins the cylinder space 30, plus the rod cross-sectional area of the plunger 24. The surface with which the piston 36 delimits the annular space 39 is slightly smaller than the area of the piston 28 delimiting the annular space 31. This results from the fact that the piston rod 37 is designed to accommodate the usual high pressure loads in the press, while the piston 24 and the threaded rod 14 are dimensioned smaller.
The rod cross-sectional area of the plunger 24 is 1/5 of the circular area of the piston 36, so that a force transmission by about a factor of 5 can be achieved.
The operation of the drive device shown in Figure 1 will be explained below.
In order to put the drive in an upper holding position of the tool holder 16 in a resting state, the switching valve 44 is brought into a closed valve position, as shown in FIG. 1 shown. The hydraulic accumulator 46 is biased to a certain pressure, for. B. 20 bar. This pressure creates an upward force on the annular surface of the piston 36, which corresponds approximately to twice the weight of the tool holder 16 with the upper tool. The excess force is compensated by a pressure which occurs in the pressure chambers 38 and 30.
This pressure is less than the biasing pressure of the hydraulic accumulator 46. The pressure in the pressure chambers 38, 30 is supported on the annular surface of the annular piston 28 facing the pressure chamber 30. In the annular space 31 there is a pressure which corresponds at least to the pressure in the spaces 30 and 38. This pressure is based on the closed switching valve 44. The annular piston 28 is to be in abutment with the stop formed by the shoulder 26, or at most be displaced within the scope of the compressibility of the hydraulic fluid in the annular space 31 in the direction of a reduction of the same. A force exerted by the pressure in the cylinder chamber 30 on the hydraulic piston 24 force can be easily held by the drive motor 10 or possibly at an end stop (not shown) support the threaded rod 14.
To end the idle state, the switching valve 44 is switched to the open valve position. Now, the bias pressure of the hydraulic accumulator 46 is also in the pressure chamber 31. The pressure in the chambers 38 and 30 is lower than the bias pressure of the hydraulic accumulator 46, because it is still determined by the excess force on the piston 36 in the upward direction. On the annular piston 28 there is an excess of force in the direction of the shoulder 26, to which he now rests. At the threaded rod 14 thus acts a tensile force. The force required to hold the threaded rod is composed of the weight of the tool holder 16, the tool and the piston 36 and an additional force. This additional force is based on the difference of the forces, which causes the biasing pressure of the memory 46 on the one hand on the annular surface of the piston 36 and on the other hand on the annular surface of the piston 28.
The larger the annular surface of the piston 28 relative to the annular surface of the piston 36, the greater is the additional force to be applied to the threaded rod.
If the electric motor 10 is now controlled in such a way that the piston 24 attached to the threaded rod 14 is pushed into the cylinder 22, the annular piston 28 follows it due to the pressures acting on it. The displaced from the space 30 pressure fluid flows into the cylinder chamber 38 and the cylinder 36 lowers. The displaced from the annular space 39 hydraulic fluid is supplied via the line 41 and 42 and the open switching valve 44 to the annular space 31. In addition, a compensating amount of pressure fluid flows from the reservoir 46 into the annular space 31.
The cylinder chamber 38 facing surface of the piston 36 corresponds to the sum of the forces acting on the cylinder chamber 30 surfaces of the piston 28 and 24th
Therefore, the path traveled by the piston 36 is the same as the distance traveled by the threaded rod 14 way. The path ratio is 1/1, if the low compressibility of the hydraulic fluid is disregarded. Such a long translation is also referred to as rapid traverse and allows a rapid lowering of the hydraulic piston 36th
Since according to the path ratio, the power transmission is 1/1, and since the annular piston 28 follows the plunger 24 anyway only as long as the pressure in the cylinder chambers 38 and 30 does not exceed the accumulator pressure, this mode is particularly suitable for fast actuating movements, where none great forces are to raise.
In order to obtain a shorter path ratio, which allows exerting high pressing forces by the hydraulic piston 36, the switching valve 44 is brought into the closed position. The annular space 31 is thereby shut off. A pending in him pressure is based on the closed switching valve 46. With continued insertion movement of the piston 24, the annular piston 28 follows this initially until the pressure in the cylinder chamber 30 exceeds the pressure in the annular space 31.
Then, the annular piston 28 stops and it moves only the piston 24 in the sense of a reduction of the volume of the cylinder chamber 30th The pressure fluid displaced therefrom is pushed into the space 38 and causes a further downward movement of the piston 36. The displaced from the annular space 39 hydraulic fluid is received by the memory 46. The way or Power transmission is measured by the ratio of the adjacent to the pressure chamber 38 circular area of the piston 36 and the rod cross-sectional area of the piston 24th In this example, there is an area ratio of 5/1. This results in a path ratio of 1/5, d. H. the piston 24 travels a five times longer travel than the piston 36, and a power ratio of 5/1.
This means that a five times greater pressing force can be applied to the piston 36 than a force expended on the threaded rod 14 by the electric motor drive.
To raise the piston 36 after the downward movement again, d. H. In order to perform a return movement, the plunger 24 must first be moved out of the cylinder 22 with the valve 44 closed, until its shoulder 26 bears against the annular piston 28 again. Assuming that there is no leakage, so is the way the piston 24 was retracted with the valve 44 closed, the same way that the piston 24 must be moved out again with the valve 44 closed.
As soon as, due to the extension movement of the piston 24, a pressure built up in the pressure chambers 38, 30 and 31 by the previously made retraction movement has fallen back to a pressure which balances the accumulator pressure and the weight of the tool holder 16, the upper tool and the piston 36 on the piston 36, Thus, with continued extension movement of the piston 24, the piston 36 moves upward under the influence of the prestressing pressure of the reservoir 46 present in the annular space 39. The previously recorded amount of liquid is now discharged again from the memory 46 into the annular space 39. The path ratio is 1/5.
However, no large force is built up on the piston 36 in the upward direction, since this is limited to the pressure equivalent of the storage biasing pressure.
If one were to open the valve 44, while in the pressure chambers 38, 30 and 31, a higher pressure than the storage biasing pressure prevails, the piston 28 would retreat until the pressure has dropped to the storage bias pressure. However, if the piston 36 is loaded in the extension direction of the piston rod 37, the annular piston 28 would slide against the stop 26 and the piston 36 and the tool holder 16 would sag correspondingly.
As soon as the plunger 24 has moved out of the cylinder 22 so far that its shoulder 26 rests against the annular piston 28, the valve 44 can be opened. In the further extension movement of the piston 24 takes the annular piston 28 positively by the system on the shoulder 26 with.
The displaced from the annular space 31 hydraulic fluid is the annular space 39 and the memory 46 is supplied. Under the action of the biasing pressure of the accumulator 46, the piston 36 moves upward. The resulting in the cylinder chamber 30 volume is filled by pressure fluid from the space 38. The path ratio is 1/1. The applied by the piston 36 force is in turn by the memory biasing pressure or whose permissible operating pressure is limited.
Thus, the described cycle of operation of the piston 36 consists of a long translated first downward movement, which is executable as a fast adjusting movement, a short translated second downward movement, in which a large pressing force is available, a short translated first retraction movement and a long translated and thus faster executable second withdrawal movement.
Accordingly, the electric motor 10 via the screw 12 in succession two retraction movements of the piston 24 and then two extension movements of the piston 24 from. Stopping the electric motor between the two retracting or extending motions is not required. The movements are rather distinguishable by the switching of the valve 44.
FIG. 2 shows a hydraulic power transmission device 50 which is opposite to the one shown in FIG. 1 shown power transmission device 20 is slightly modified. Reference numerals for components of the power transmission device 50 corresponding to those of the power transmission device 20 have been retained.
The difference between the power transmission device 50 and the power transmission device 20 is that in the power transmission device 50, the pressure chambers 30 and 38 are combined to form a common pressure chamber 54. Accordingly, the hydraulic pistons 24, 28 and 36 can all be arranged in a single cylinder housing 52. The connecting line 40 is omitted. In this way, a more compact, simpler construction of the power transmission device can be achieved.
The cost of piping and sealing is reduced compared to the power transmission device 20.
Apart from the mentioned difference, the remaining structure and the operation of the power transmission device 50 of the power transmission device 20th
FIG. 3 shows another force transmission device 60, which is also a modification of the force transmission device 20. There are three hydraulic pistons 64, 72 and 36 available. The hydraulic piston 36 with the cylinder housing 34 and the piston rod 37 correspond to the respective constituents of the power transmission device 20. The hydraulic piston 64 together with the cylinder housing 62 and the piston rod 67 forms a double-acting differential hydraulic cylinder. The interior of the cylinder housing 62 is divided by the piston 64 into an annular space 66 and a cylinder space 65.
The piston rod 67 is rigidly coupled to the threaded rod of the electromotive drive. The hydraulic piston 72 also forms with its cylinder housing 70 and the piston rod 75 a Differentialhydrozy cylinder. In the interior of the cylinder housing 70, a cylinder chamber 73 and an annular space 74 are formed.
The cylinder chambers 65 and 73 are constantly connected via fluid lines 80 and 81 with the cylinder chamber 38. From the annular space 39, a fluid line 82 leads to the annular space 66. Another fluid line 83 leads with the interposition of the switching valve 44 to the annular space 74th
Between the piston rod 67 and the piston rod 75, a coupling element is provided that in the extension direction of the piston rod 67 allows a positive entrainment of the piston rod 75. The coupling element is here formed by a coupling bar 77 which is fixed to the piston rod 67.
The piston rod 75 is guided through a receiving bore in the coupling bar 77. A trained on the piston rod 75 stopper 78 forces a entrainment of the piston rod 75 in the extension direction. Apart from that, the coupling bar 77 is displaceably guided on the piston rod 75.
The pistons 64 and 72 are dimensioned so that the ratio of the circular area, the respective cylinder chamber 65 and 73 limited to the annular surface, the respective annular space 66 and 74 limited, the area ratio of the cylinder space 38 facing the circular surface and the annular space 39 facing annular surface on the piston 36 corresponds.
This also applies to the sum of the cylinder spaces 65 and 73 bounding circular surfaces of the pistons 64 and 72 in relation to the sum of the annular spaces 66 and 74 bounding annular surfaces.
The sum of the cylinder spaces 65 and 73 bounding circular surfaces of the pistons 64 and 72 corresponds to the circular area of the piston 36, which limits the cylinder space 38. The cylinder space 65 facing the circular surface of the piston 64 is 1/5 of the area with which the piston 36 limits the space 38. Because of these area ratios results in a path ratio of 1/1 when the movement of the pistons 64 and 72 is coupled.
If only the piston 64 is displaced while the piston 72 is stationary, then a displacement ratio of 1/5 and thus a power ratio of 5/1 is achieved. If the switching valve 44 is opened, the piston 72 follows the piston 64 in a movement in the direction of a reduction of the cylinder chambers 65 and 73 due to an acting on the piston 36 in the direction of the annular space 39 directed weight of the tool holder 16, the tool, etc. The pressure generated in the annular space 39 by the weight force continues in the annular space 66 and via the open switching valve 44 in the annular space 74 and thus ensures that the piston 72 follows the piston 64 under abutment against the stop 78. This allows lowering of the piston 36 with a long travel ratio of 1/1. In an extension movement of the piston rod 67, the piston 64 takes the piston 72 via the stop 78 with.
The displaced from the annular spaces 66 and 74 hydraulic fluid is supplied to the annular space 39. This leads to an upward movement of the piston 36.
When closed switching valve 44, the annular space 74 is shut off. A pressure acting on it from the cylinder chamber 73 is supported via the locked cylinder chamber 74. Upon a retraction movement of the piston rod 67 and the piston 64, the piston 72 stops. The coupling bar 77 lifts off from the stop 78. From the cylinder chamber 65 displaced hydraulic fluid is passed into the cylinder chamber 38. Accordingly, hydraulic fluid is displaced from the annular space 39 into the annular space 66. The piston 36 lowers. By the ratio of the effective areas of the piston 64 and the piston 36, the force transmission is determined as indicated above.
To raise the piston 36 again, the piston 64 is first moved in the direction of the annular space 66 until the coupling bar rests against the stop 78. Then, the valve 44 can be opened and carried out under displacement of hydraulic fluid from both spaces 66 and 74, a further lifting of the piston 36.
The described mode of action of the force transmission device 60 differs only insignificantly from the mode of operation of the force transmission device 20. Characterized in that the piston 64 is arranged in a differential hydraulic cylinder, can also perform an upward movement of the piston 36 while exerting high forces. The force transmission achieved corresponds to the area ratio of the pistons 36 and 64 when the valve 44 is closed.
Due to the choice of the same ratio of the circular areas and the annular surfaces on the pistons 36, 64 and 72, a memory can be omitted. However, if it is appropriate to choose the ratio of the circular and annular surfaces of the piston 64 or 72 different from the area ratio of the circular and annular surface of the piston 36, so connected via the fluid line 83 to the annulus 39 memory compensate for the differences. As already described in connection with the force transmission device 20, such a reservoir can additionally cause a biasing force of the piston 72 in the direction of a reduction of the cylinder space 73, so that the piston 72 reliably follows the piston 64 even in the absence of a tensile force acting on the piston rod 37.
In addition, as with the power transmission device 20, such a reservoir supplies the piston 36 with a biasing force in the upward direction. Thus, the tool holder 16 is supported at a closed valve 44 against sagging, without the piston rod 67 must be subjected to a tensile force. A thrust force on the piston rod 67 could possibly be supported by an end stop.
A modification of the force transmission device 60 shown in FIG. 3 is shown in FIG. The components of the power transmission device 90, which correspond to the components of the power transmission device 60 are provided with the same reference numerals and will not be discussed separately.
The following description illustrates the differences between the power transmission device 90 and the power transmission device 60.
The piston 64 with the housing 62 and the piston rod 67 is replaced by the plunger 93 which is guided in the housing 92. On the plunger 93, a piston rod 94 is attached. At this piston rod 94 of the coupling bar 77 is attached. The space 91 bounded by the hydraulic piston 93 is connected to the cylinder space 38 via the fluid line 80. The cylinder chamber 73 is constantly connected to the cylinder chamber 91 and thus also to the cylinder chamber 38. The limited by the hydraulic piston 36 annular space 39 is connected to a hydraulic accumulator 96. The limited by the hydraulic piston 72 annular space 74 is connected via the switching valve with a further hydraulic accumulator 98.
A return between the annular space 39 and the annular space 74 is eliminated.
The mode of operation of the force transmission device 90 essentially corresponds to the force transmission device 20 shown in FIG. From the cylinder chambers 91 and 73 hydraulic fluid in the cylinder chamber 38 is displaceable. When the switching valve 44 is opened, the cylinder 72 follows the cylinder 93 in the direction of a reduction of the pressure chambers 91 and 73 under the action of the bias pressure prevailing in the memory 98. In the other direction, the piston 72 is taken by the stop 78. The memory 98 is depending on the direction of movement, the required amount of pressure fluid from or absorbs them.
If the valve 44 is closed, the annular space 74 is shut off and the cylinder 92 is blocked against a reduction of the annular space 74.
The piston 93 can now be moved in the direction of a reduction of the space 91 without taking the piston 72. By the pressure surface 91 adjacent to the small surface of the piston 93 can be with a small force on the piston rod 94, a high pressure in the pressure chambers 91 and 38 generate. Thus, a downward movement of the piston 36 to produce a high pressing force on the piston rod 37 is feasible. In order to raise the piston 36 again, when the valve 44 is closed, the piston 93 is initially moved back out of the housing 92 until the coupling bar 77 bears against the stop 78. Then, the valve 44 is opened and another retraction movement involving both pistons 93 and 72 is performed.
From the annular space 39 in the downward movement of the piston 36 displaced hydraulic fluid is received by the hydraulic accumulator 96.
Upon an extension movement of the pistons 93 and 72, the pressure in the pressure chamber 38 is lowered. By the bias pressure in the hydraulic accumulator 96, the piston 36 is then raised. The previously displaced pressure fluid is fed back from the hydraulic accumulator 96 into the annular space 39.
The biasing pressure of the hydraulic accumulator 96 must be selected in comparison to the biasing pressure of the hydraulic accumulator 98 and taking into account the annular surfaces of the pistons 36 and 72 so that when the open switching valve 44 is ensured that the piston 72 follows a retraction movement of the piston rod 94.
Are z. B. the annular areas of the pistons 36 and 72 equal, the bias pressure of the memory 96 must be below the bias pressure of the memory 98.
In the described embodiment and its modifications, the force transmission ratio for the downward movement of the piston 36 with closed switch 44 was given as 5/1. However, the person skilled in the art can easily choose a different gear ratio, which seems appropriate to him. For this purpose, only the surface of the piston 36 which is adjacent to the cylinder space 38 and the area of the piston 24, 64 or 93 which is active relative to this pressure space and which is coupled directly to the threaded rod, must be dimensioned according to the desired ratio.
OI [lambda] [lambda] IPT [gamma] ^ I