DE2131013C2 - Ziehpresse - Google Patents

Description

a) der Schnittpunkt P der Hauptachse V und der Nebenachse W der Koppelkurve liegt im Seitenubstand von der Stößelbewegungsbahn F und häf von dem unteren Endpunkt V der Hauptachse V einen kleineren Abstand als von dem oberen Endpunkt V₂ der Hauptachse V;

b) die Koppelkurve ist von der Stößelbewegungsbahn Fin zwei Sektoren Si und 52 geschnitten, wobei derjenige Sektor S₂, welcher den größten Längenbereich der Hauptachse V der Koppelkurve umschließt, auf derjenigen Seite der Stößelbewegungsbahn F liegt, welcher der Treibkurbel abgewandt ist und wobei für die Abmessungen der beiden Sektoren Si, S₂ gilt:

4, Ziehpresse nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß der Lenker (98, 202) bei seinen gegenläufigen Hubbewegungen einen Winkel qzn der Stößelbewegungsbahn Feinschließt, der stets unter 30°liegt

5, Ziehpresse nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß der Koppelpunkt C in kleinerem Abstand von dem Punkt b liegt als von dem Punkt a.

6, Ziehpresse nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß der Koppelpunkt C zwischen a und b liegt

7, Ziehpresse nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß der Abstand des Zentrums O der Treibkurbel (80, 208) von der Stößelbewegungsbahn F höchstens das Dreifache der Kurbelkröpfung beträgt

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wobei äi die größte Vertiki'abmessung des der Treibkurbel zugewandten Sektors Si b\, die größte Horizontalabmessung dieses Sektors Si, m die größte Vertikalabmessung des der Treibkurbel abgewandten Sektors S₂ und η die größte Horizontalabmessung dieses Sektors S₂ ist

gekennzeichnet durch eine solche Auslegung des Gelenkgetriebes, daß für die Koppelkurve folgende weiteren Bedingungen erfüllt sind:

c) der im unteren Hubbereich des Stößels (114, 200) liegende Endpunkt V, der Hauptachse V der Koppelkurve liegt in einem geringeren Abstand von der Stößelbewegungsbahn F als der im oberen Hubbereich des Stößels liegende Endpunkt V₂ der Hauptachse;

d) die Hauptachse V der Koppelkurve ist in Richtung auf ihren unteren Endpunkt V\ zur Treibkurbel (80, 208) hin geneigt und schneidet die Stößelbewegungsbahn F unterhalb der Koppelkurve unter einem Winkel K, der größer ist als 120°.

60

2. Ziehpresse nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das Zentrum Ound der Anlenkpunkt D auf der gleichen Seite der Stößelbewegungsbahn F im Abstand übereinanderliegen.

3. Ziehpresse nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Punkte O und D auf einer zur Stößelbewegungsbahn F parallelen Geraden vertikal übereinanderliegen.

Die Erfindung betrifft eine Ziehpresse der im Oberbegriff des Patentanspruches 1 genannten Bauart

Die bekannten mechanischen Pressenantriebe weisen im allgemeinen eine Treibkurbel auf, welche den Pressenstößel unmittelbar über eine Pleuelstange bzw. einen Lenker antreibt Der Verwendung solcher Pressenantriebe sind jedoch vor allem bei großbauenden Pressen enge wirtschaftliche Grenzen gesetzt Geht man z. B. davon aus, daß von einer Standardpresse mit mechanischem Pressenantrieb für den Arbeitsvorgang eine angenähert konstante Preßkraft von 200 t über einen Arbeitshub von 152 mm verlangt wird und daß die Presse bei einem Gesamthub von 406 mm ihre Nennkraft bei etwa 12 mm von der unteren Hubendstellung aus liefert, so läßt sich zeigen, daß eine solche Presse nur etwa 35 bis 40% ihrer Nennkraft an einer Stelle liefert, die 152 mm oberhalb der unteren Hubendstellung liegt, wenn das Kurbeldrehmoment seinen Maximalwert hat. Eine höhere Beanspruchung an diesem Arbeitspunkt führt zwangsläufig zu einer Überlastung der Treibkurbel, ihres Untersetzungsgetriebes und der im Antriebszug der Presse angeordneten Kupplung. Um daher die gewünschte Preßkraft von 200 t am Anfang des Arbeitshubes zu erhalten, müßte hier ein auf eine Leistung von 5001 ausgelegter Pressenantrieb verwendet werden. Dies würde selbstverständlich äußerst unwirtschaftlich sein, da eine solche Presse über den größten Teil ihres Hubes eine über die geforderte!/ 200 t hinausgehende Preßkraft zu liefern in der Lage wäre. Außerdem müßte eine solche Presse ein außerordentlich großbauendes und aufwendiges Pressengestell erhalten.

Um die genannten Schwierigkeilten und Nachteile zu beheben, hat man in der Vergangenheit zahlreiche Pressenantriebe entwickelt. Dabei hat sich aber gezeigt, daß es äußerst schwierig ist, bei einem mechanischen Pressenantrieb die bestehenden Nachteile zu beheben und einen mechanischen Pressenantrieb mit günstiger Betriebscharakteristik zu schaffen, bei der im Hinblick auf die Erzielung hoher Produktionsgeschwindigkeiten die StöBelgeschwindigkeit beim Annäherungs- Und Rückhub möglichst groß, beim Arbeitshub dagegen vergleichsweise klein ist, und bei der ferner über den Arbeitshub ein günstiger Kraftverlauf am Pressenstößel vorhanden ist. Außerdem sollte der Antrieb ein möglichst geringes Eingangsdrehmoment über einen großen Arbeitshub aufweisen, so daß die Abmessungen

der Kupplung und der Kurbel möglichst klein gehalten werden können,

Antriebsvorrichtungen, die mit Steuerkurven arbeiten, erfüllen zwar in gewissem Maße die genannten Forderungen. Solche Antriebe sind jedoch aufgrund der hohen spezifischen Flächenkräfte für mit hohen Preßkräften arbeitende Ianghubige Hochleistungspressen, auf weiche die Erfindung gerichtet ist, ungeeignet.

Bei Ziehpressen ergibt sich noch ein weiteres Erfordernis, welches die Entwicklung eines leistungsfähigen mechanischen Pressenantriebes zusätzlich erschwert Die meisten Metalle müssen nämlich mit einer Geschwindigkeit gezogen werden, die unterhalb eines bekannten maximalen Wertes liegt Für Stahl beträgt dieser maximale Geschwindigkeitswert etwa 0,46 m/s. Bei einem Ziehhub von 152 nun darf demgemäß die Stößelgeschwindigkeit auf den letzten 152 mm des gesamten Abwärtshubes nicht höher als 0,46 mm/s liegen. Um dies mit einer herkömmlichen Kurbelpresse zu erreichen, muß die Drehgeschwindigkeit der Treibkurbel entsprechend vermindert werden. Da eine Kurbelumdrehung einem vollen Pressenzyklus entspricht, wird demgemäß die Arbeitsgeschwindigkeit der Presse durch den Langsamlauf während des Ziehhubs herabgesetzt

Es sind schon seit langem Kurbelpressen bekannt bei welchen die Treibkurbel über ein mehrgliedriges Gelenkgetriebe auf den Pressenstößel wirkt, um die periodische Arbeitsbewegung des Stößels zu erzielen. Unter den verschiedenen Gelenkgetrieben sind auch solche bekannt, bei welchen der mit dem Stößel verbundene Lenker im Koppelpunkt an einem von der Treibkurbel angetriebenen Koppelhebel angeschlossen ist, an dem ein am Pressengestell angelenkter Schwinghebel angreift (GB-PS 3 97 558, GB-PS 4 24 59!, Zeitschrift »Das Industrieblatt«, Stuttgart, Januar 1959, Seite 19). Diese mechanischen Pressenantriebe weisen aber eine ungünstige Betriebscharakteristik auf. Ihr Gelenkgetriebe ist so ausgelegt daß sich die ist, hinsichtlich ihrer Betriebscharakteristik so zu verbessern, daß bei Wahrung der anzustrebenden hohen Stößelgeschwindigkeit beim Annäherungs- und Röckhub und bei der erforderlichen kleineren Stößelg.-?- schwindigkeit beim Arbeitshub insbesondere ein für den Ziehvorgang günstiger Verlauf der Preß- und Seitenkräfte erzielt wird.

Diese Aufgabe wird mit den im Kennzeichen des Patentanspruches 1 aufgeführten Merkmalen gelöst

in Es konnte festgestellt werden, daß sich bei den seit langem bekannten mechanischen Pressenantrieben mit mehrgliedrigen Gelenkgetrieben bei entsprechender Abstimmung der Getriebeteile eine Betriebscharakteristik der Presse erreichen läßt die bisher allenfalls mit hydraulischen Pressen erreichbar war. Insbesondere ist es möglich, bei hoher Stößelgeschwindigkeit über den Annäherungs- und Rückhub den Kraftverlauf über den sich mit erheblich niedrigerer Stößelgeschwindigkeit vollziehenden Arbeitshub erheblich zu verbessern. Ein Richtungswechsel der Seitenkräfte auf dem Arbeitshub und die sich daraus ergebenden Nachteile insbesondere bezüglich der Produktqualität ν :,<den vermieden. Außerdem wird erreicht, daß die Seitenieäfte zu Beginn des Stößel-Rückh^bes einen fallenden Verlauf haben, was im Hinblick auf die einwandfreie Trennung von Werkzeug und Werkstück vorteilhaft ist Die Größe der Seitenkraft läßt sich auf demjenigen Bereich der Koppelkurve, der den Arbeitshub einschließt, erheblich kleiner einstellen als in dem anderen Bereich der Koppelkurve, welcher den Rückhub und den Annäherungshub mit dem dazwischenliegenden Totpunkt umfaßt Bei Annäherung des Stößels an den Endpunkt des Arbeitshubes hat die Stößel-Seitenkraft einen fallenden Verlauf, wodurch die unerwünschten Reibkräfte zwischen dem Werkstück und dem Werkzeug des Stößels vermindert und die Trennung des Werkzeugs von dem Werkstück begünstigt werden. Die Verminderung der schädlichen Reibkräfte zwischen Werkzeug und Werkstück führen zu beträchtlich besseren

am Stößel wirkende Seitenkraft über den Arbeitshub 40 Produktqualitäten und ermöglichen außerdem höhere nicht nur sehr stark in ihrer Größe, sondern auch in ihrer Pressengeschwindigkeiten und Pressenkräfte.

Richtung ändert und außerdem bei Annäherung des Stößels an das Ende des Arbeitshubes noch weiter ansteigt. Der Richtungswechsel der Seitenkraft im Verlauf des Arbeitshubes führt zu einer Kniehebelwirkung zwischen Stößel und Stößellenker und beeinträchtigt außerdem den Arbeits- bzw. Ziehvorgang in ungünstiger Weise. Die Seitenkraft am Stößel bewirkt während des Arbeitshubes eine mehr oder weniger große seitliche Stößelablenkung, welche sich nachteilig auf die Bearbeitungsgenauigkeit bei dem Ziehvorgang auswirkt. Dies gilt dann, wenn sich die Seitenkraft während des Arbeitshubes in ihrer Größe und/oder Richtung ändert. Ein Anstieg der Seitenkraft bei Annäherung des Stößels an den unteren Totpunkt ist ebenfalls nachteilig, da auf dem Arbeitshub die Reibung zwischen dem Werkstück und dem Stößel bzw. seinem Werkzeug zunimmt und eine zugleich ansteigende Stößel-Seitenkraft eine beträchtliche Reibungserhöhung sowie zugleich eine Erhöhung der Stößelablenkung bewirkt, die sich schädlich auf die gleichmäßige und genaue Metallbearbeitung auswirkt. In dieser Hinsicht ungünstig ist es auch, wenn die Seitenkraft bei Beginn des Rück- bzw. Aufwärtshubes des Stößels noch

weiter ansteigt, da in dieser Phase die Trennung des 65 zu gestalten, derart, daß bei Vermeidung von abrupten Stößels von dem Werkstück erfolgt. PreßkrafKchwankunpen die Preßkraft auf dem Arbeits-

Aufgabe der Erfindung ist es, eine Ziehpresse, die mit hub einen zu dem Ende des Arbeitshubes hin einem Gelenkgetriebe der bekannten Art ausgerüstet ansteigenden Kraftverlauf hat, was zu einer entSDre-

Darüber hinaus läßt sich mit der erfindungsgemäßen Ausgestaltung des Pressenantriebes bzw. seines Gelenkgetriebes auch ein äußerst günstiger Geschwindig-

keits- und Preßkraftverlauf des Siößels auf dem Arbeitshub erreichen. Der Pressenanlrieb läßt sich in seiner Betriebscharakteristik so auslegen, daß die Stößelgeschwindigkeit über den Arbeitshub eine stetige, gleichmäßige Verminderung erfährt, wobei sie bis zum

so Ende des Arbeitshubes und darüber hinaus bis zum Totpunkt stetig abfällt. Diese vorteilhafte Geschwindigkeitscharakteristik bei Vermeidung von abrupten Änderungen in der Stößelbewegung führt zu einer Verminderung der ungünstigen Reibkräfte und demzufo'ge :.u einer Verbesserung des Ziehvorganges. Im Hinblick auf die Verminderung der Reibkräfte ist es ferner von Bedeutuisg, daß sich die Preßkraft über den Arbeitshub des Stößels möglichst gleichmäßig und stetig ändert, da sprunghafte Preßkraftänderungen die Reibkräfte beträchtlich erhöhen und außerdem zu einem erhöhten Verschleiß der Presse i\rA ihrer Werkzeuge führen. Mit der Erfindung wird die Möglichkeit geschaffen, die Betrieb3charakterisiik des Pressenantriebes auch in dieser Hinsicht äuberst günstig

chenden Abnahme der Stößelseitenkraft und damit zu einer verbesserten Produktqualität bei gleichzeitiger Erhöhung der Standzeit der Pressenteile führt.

Bei dem erfindungsgemäßen Pressenantrieb kann das Gelenkgetriebe von unterschiedlicher Ausgestaltung sein. Beispielsweise kann das Gelenkgetriebe, wie in der Literaturstelle »Das Industrieblatt«, 1959, Seite 19, Bild 8 angegeben, ausgestaltet sein, derart, daß der Koppelpunkt c am Ende des Koppelhebels liegt, wobei der Gelenkanschluß b des Schwinghebels an dem Koppelhebel in einem kleineren Abstand von dem Koppelpunkt cliegt als von dem Punkt a, in welchem die Treibkurbel mit dem Koppelhebel verbunden ist. Andererseits kann der Koppelpunkt c aber auch zwischen den Punkten a und b an dem Koppelhebel liegen. Das Zentrum O und der Anlenkpunkt D können bei dem Gelenkgetriebe auf der gleichen Seite der Stößelbewegungsbahn F im Abstand übereinander liegen. Insoweit ist das Gelenkgetriebe in seinem

Aufbau vpränrjprhar Wpspntlirh ist daß Hip CiPtriehe-

teile so aufeinander abgestimmt sind, daß die genannte Koppelkurve erreicht wird. Die in den Unteransprüchen aufgeführten Maßnahmen tragen dazu bei. die vorgenannten günstigen Betriebseigenschaften des Pressenantriebes noch weiter zu verbessern.

Die Erfindung wird nachfolgend im Zusammenhang mit den in der Zeichnung dargestellten Ausführungsbeispielen näher erläutert. In der Zeichnung zeigt

Fig. 1 eine Presse der erfindungsgemäßen Art in Seitenansicht, teilweise im Aufriß:

F i g. 2 die Presse gemäß F i g. 1 in Stirnansicht;

F i g. 3 einen Querschnitt nach Linie 3-3 der Fig. 1;

F i g. 4 eine Teilansicht des bei der Presse gemäß den F i g. I bis 3 für den Pressenantrieb verwendeten Gelenkgetriebes;

Fig. 5 bis 8 schematisch dar Gelenkgetriebe der Presse gemäß den F i g. I bis 4 :n verschiedenen Arbeitsstellungen ν ährend eines vollen Arbeitszyklus;

Fig. 9 in größerem Maßstab schematisch den in Verbindung mit den F i g. 1 bis 8 dargestellten Pressenantrieb nebst dessen Koppelkurve;

Fig. 10 die Koppelkurve des vorstehend erwähnten Pressenantriebs in größerem Maßstab:

Fig. 11 schematisch das Gelenkgetriebe in einer Position der Koppelkurve, in der ein maximaler ι jbertragungswinkel vorhanden ist;

F i g. 11 a das Gelenkgetriebe gemäß F i g. H in einer anderen Arbeitsposition:

Fig. 12 schpmatisch das Gelenksystem in einer Position, bei der der kleinstmögliche Übertragungswinkel vorliegt:

Fig. 12a das (/!lenkgetriebe schematisch zur Darstellung einer anderen Arbeitscharakteristik:

Fig. 13 bis 15 verschiedene Diagramme zur Darstellung der Betriebscharakteristik der erfindungsgemäßen Presse:

F i g. 16 schematisch ein weiteres Ausführungsbeispiel eines Pressenantriebes einer erfindungsgemäßen Presse;

F i g. 17 eine geometrische Darstellung des Gelenkgetriebes.

Die in den F i g. 1 und 2 insgesamt dargestellte Ziehpresse weist ein vertikales Pressengestell A, einen Pressenantrieb B mit einem Gelenkgetriebe C auf. Das Pressengestell A umfaßt ein Fußtei! 10, welches einen vertikal angeordneten Knüppelbehälter 10a aufnimmt und in das Fundament eingelassen ist, so daß seine Oberseite in Höhe der Bodenfläche 11 des Fundaments liegt. An dem Fußteil 10 sind zwei vertikale kastenförmige Ständer 12 und 14 angeordnet, die an ihren oberen Enden über ein dreiteiliges Querhaupt 16 verbunden sind, welches aus drei rechteckigen Kasten'eilen 18, 20 und 22 besteht. An dem Querhaupt 16 ist das Gelenkgetriebe so gelagert, daß die Teilungsebenen zwischen den Kastenteilen 18, 20 und 22 mit den Hauptgelenken des Gelenkgetriebes Czusammenfallen, wodurch die Fertigung und die Montage erleichtert

ίο werden.

Die Hauptteile des Pressengestells A sind über sechs vertikale Zugstangen miteinander verbunden. Wie vor allem die Fig. I und 3 zeigen, erstrecken sich jeweils zwei Ankerstangen 24 mit großem Durchmesser durch die beiden Ständer 12, während jeweils eine im Durchmesser kleinere Ankerstange 26 die vorderen Ständer 14 durchgreift. Die Ankerstangen 24 liegen in gleichen Abständen an den gegenüberliegenden Seiten der Hauptgelenkstellen des Gelenkgetriebes, die in der 7pirhnung mit D unrl O bezeichnet sind. Die Ankerstangen 24 nehmen die Reaktionskräfte der Pressenkräfte auf. Die im Durchmesser kleineren Ankerstangen 26 nehmen demgegenüber nur einen kleinen Anteil der Reaktionskräfte auf; sie dienen

2ϊ vornehmlich der Aufnahme der von dem Pressenstößel ausgeübten Quer- bzw. Seitenkräfte. Die einzelnen Bauteile des Pressengestells A werden an verschiedenen Stellen ihrer aufeinanderliegenden Flächen, wie z. B. an der Stel'."· 28 in den Fig. 1 und 2. verkeilt, um ein in Querrichtung starres Gestell zu erhalten.

Die Ständer 12 und 14 begrenzen die Bewegungsbahn des Pressenstößels 114. An dpn Innenkanten der Ständer 12 und 14 sind Stößelführungsleisten 12' und 14' zur Führung des Pressenstößels 114 bei seiner Vertikalbewegung vorgesehen.

Der Pressenantrieb Bist seitlich neben der Presse an einem besonderen Tisch oder Tragrahmen 30 angeordnet. Er weist einen Elektromotor 32 auf, der über eine Kupplung 34 mit einer Antriebswelle 36 verbunden ist.

auf der ein im Durchmesser großes Schwungrad 38 sitzt. Das Schwungrad 38 und die Welle 36 sind in Lagern 40 drehbar gelagert. An dem Schwungrad 38 ist eine druckmittelbetätigte Hochleistungskupplung 44 herkömmlicher Bauart gelagert, über die bei Einschaltung das Schwungrad über die Welle 46 mit der Hauptantriebswelle 42 antriebsmäßig verbunden wird. Die Welle 46 ist in Lagern 48 des Gestells 30 gelagert.

Das Rädergetriebe des Pressenantriebes ist in einem zweiteiligen Getriebekasten 52 untergebracht. Die Antriebswelle 42 erstreckt sich quer durch den Getriebekasten 52 und trägt an ihrem äußeren Ende eine Bremse 50. Die Welle 42 ist in WellenLjern gelagert, die sich in der Teilungsebene des Getriebekastens 52 befinden. Das Getriebe, welches ein Übersetzungsverhältnis von 150:1 hat, weist ein auf der Antriebswelle 42 sitzendes Hauptantriebsrad 54 auf, mit dem ein Zahnrad 56 im Eingriff steht, welches auf einer Welle 58 sitzt, die in Lagern des Getriebegehäuses 52 gelagert ist. Auf der Welle 58 sitzen beiderseits des Zahnrades 56 zwei Zahnräder 60, die mit Zahnrädern 62 im Eingriff stehen, welche auf einer Antriebswelle 64 aufgekeilt sind. Die Antriebswelle 64 ragt mit beiden Enden über die Seiten des Pressengestells A hervor wobei auf den äußeren Enden dieser Welle die beiden Haupt-Getrieberäder 66 sitzen.

Die Getrieberäder 66 stehen jeweils im Eingriff mit einem schweren Zahnrad 68 großen Durchmessers, welches, wie Fig.3 zeigt, aus einem ringförmigen

Zahnkranz. 70 besteht, der an zwei Sfirnplatten 72 angeschweißt ist. die ihrerseits mit einer zentralen Nabe 74 verbunden sind, welche mit einer Stummelwelle 76 drehschlüssig verbunden ist, die im Querhaupt 16 der Presse gelagert ist. Fig. I zeigt, daß die beiden Stummelwellen 76 in der Teilungsebene zwischen den Abschnitten 18 und 20 des Querhauptes gelagert sind, wobei zur Lagerung Lagerhülsen 78 dienen. Gemäß den Fig. ι und 4 sind die innenliegenden Enden der Stummdwellen 76 mit zwei Kurbelteilen 80 verkeilt, die über einen Kurbelzapfen 82 verbunden sind. Diese Teile bilden somit die Treibkurbel des Pressenantriebs, wobei die Kurbelkröpfung gleich dem Abstand zwischen dem Zentrum Oder Stummelwellen 76 und der Mittellinie a des Kurbelzapfen 82 ist.

Das Gelenkgetriebe Cbesteht gemäß den F.i g. I bis 4 aus einem Koppelhebel 84, der mittels einer geteilten Kappe 83 an den Kurbelzapfen 82 der Treibkurbel im Gelenkpunkt a gelenkig angeschlossen ist. Der Koppelhebel 84 ist zweiteilig ausgebildet, wobei sein äußeres Ende von einem Zyliiiderteil 86 begrenzt ist, welches einen Schlitz 87 aufweist, der den Koppelhebel 84 aufnimmt und mittels eines Bolzenpaares 87a mit diesem verbunden ist. Zwei Schwinghebel 88 sind mit ihrem einen Ende im Gelenkpunkt D an einer horizontalen Achse 92 angelenkt, die im oberen Bereich des Pressengestells A zwischen den Abschnitten 20 und 22 des Querhauptes angeordnet ist. Der Gelenkpunkt D liegt vertikal oberhalb des Zentrums Oder Treibkurbel bzw. ihrer Stummelwellen 76. Die durch die beiden Punkte O und D hindurchgehende vertikale Gerade verläuft parallel zu der vertikalen Bewegungsbahn des Stößels 114.

Die äußeren Enden der Schwinghebel 88 sind mittels geteilter Kappen 90 mit dem zylindrischen Endteil 86 des Koppelhebels 84 verbunden, wodurch eine Glenkverbindung zwischen den Hebeln 88 und 84 geschaffen wird, deren wirksamer Gelenkmittelpunkt durch den Mittelpunkt ödes zylindrischen Teils 86 gebildet wird.

Quer zu dem zylindrischen Teil 86, in einem Abstand L von dessen Mittelpunkt, erstreckt sich ein Gelenkbolzen 94, der beiderseits über das zylindrische Teil 86 vorragt und mittels Deckel 95 mit dem gegabelten oueren Ende mit dem die Pleuelstange bildenden Lenker 98 des Stößels 114 verbunden ist. Der Lenker 98 ist mit seinem unteren Ende an dem Stößel 104 angelenkt, der sich im Betrieb über die Stößelbewegungsbahn F(Fig.5 bis 9) bewegt. Die Gelenkverbindung erfolgt mittels eines Gelenkbolzens 100, der zwischen zwei Wangen 102 gehalten ist, die sich von einer Horizontalplatte 103 des Stößels 104 nach oben erstrecken.

Die Platte 103 des Stößels 104 ist über eine

Teil 8C (Kurbelkröpfung): Teil 84'
Teil 84'
Teil 88'
Teil 98'

Bei den vorgenannten Längenverhältnissen ist das über den 914,4 mm Arbeitshub aufzubringende maximale Drehmoment etwa gleich 1674 mt, während das über motorgetriebene Stößeleinstellschraube 106 einstellbar mit dem Stößel verbunden. Diese Einstellschraube faßt durch eine Gewindeöffnung eines Bauteils 108, welches im unteren Ende einer Hülse 110 sitzt, die eine Gleitbahn für das Teil 103 bildet. Die Hülse 110 ist am unteren Ende mittels einer Platte 112 verschlossen, welche den eigentlichen Stößelteil 114 trägt. Der letztgenannte besteht aus einem Außengehäuse 116. welches Druckblöcke 118 und 120 umschließt. Der

in eigentliche Ziehstößel 122 und der Durchstößer 123 sind mit der unteren Platte 124 lösbar verbunden, die ihrerseits an das Gehäuse 116 angeschlossen ist.

Die Arbeitsweise des vorstehend beschriebenen l'ressenantriebes läßt sich am besten den Fig.5 bis 8

r> entnehmen, in denen diejenigen Bauteile, die mit den Bauteilen der Presse gemäß den Fig. I bis 4 übereinstimmen, mit denselben Bezugsziffern versehen sind, die hier jedoch zur Unterscheidung einen Indexstrich tragen.

F i g. 5 zeigt das Gelenkgetriebe mit der Treibkurbel in einer Stellung, in der sich der Punkt E, in welchem der Pressenstößel an dem Lenker 98' angelenkt ist, in der oberen Totpunktlage befindet. Die Treibkurbel dreht sich im Uhrzeigersinn, wobei sich bei der dargestellten Anordnung des Gelenkgetriebes die obere Totpunktlage bei einem Drehwinkel der Treibkurbel von etwa 55° einstellt. Wenn sich die Treibkurbel aus der in Fig.5 dargestellten Drehlage weiterdreht, wird der Punkt E beim Ziehhub nach unten bewegt, wobei er die Position gemäß F i g. 6 durchläuft. In dieser Position befindet sich die Treibkurbel in einer Drehlage von etwa 200°.

Bei der Weiterdrehung von der Stellung gemäß Fig.6 in die Stellung gemäß Fig. 7 bewegt sich der Stößelanlenkpunkt E weiterhin nach unten, wobei der volle Ziehhub ausgeführt wird und der Punkt fdie Stelle der maximalen Preßkraft bei einem Kurbel-Drehwinkel von etwa 254° durchläuft. In F i g. 7 (Kurbel-Drehwinkel von etwa 320°) befindet sich der Stößel in seiner unteren Totpunktlage. Anschließend durchläuft das Geienkgetriebe beim Rückhub des Stößels die in Fig.8 dargestellte Position.

Beispiel I

Bei dem hier gewählten Ausführungsbeispiel ist die Presse so ausgelegt, daß sie einen Gesamthub von 3327 mm, einen Arbeitshub von 914,4 mm gegen einen konstanten Belastungswiderstand von 3265 t (Ziehhub) und eiren Arbeitshub von 1060,4 mm gegen einen konstanten Belastungswiderstand von 1088,4 t (Durchstoßhub) aufweist. Um dies zu erreichen, werden die Längenverhältnisse der verschiedenen Hebelverbindungsteile vorzugsweise wie folgt gewählt:

Abstand O bis α = 1524 mm
Abstand α bis b = 2286 mm
Abstand b bis C = 762 mm
Abstand b bis D = 3048 mm
Abstand C bis E = 4572 mm
Abstand O bis Z) = 3048 mm
Abstand O bis F = 2438,4 mm
Abstand α bis C = 3048 mm

den 1060,4 mm Arbeitshub aufgebrachte Drehmoment etwa 1355 mt beträgt Das Pressengestell braucht hier nur auf eine Belastung von 97951 ausgelegt zu werden.

Diese Werte liegen erheblich unter denjenigen der herkömmlichen Pressen-Kurbelantriebe, welche so ausgelegt sind, daß sie dieselben Arbeitsfunktionen ausführen können. In diesen Fällen stellt sich ein nahezu dreimal größeres Drehmoment bei einer um das Zweibis Eineinhalbfache höheren Belastung des Pressengestells ein. Dieses Fj'eispiel ist in F i g. 9 dargestellt.

Beispiel II

Eine rasche Annäherungs- und Rückhubgeschwindigkeit bei zugleich langsamer Stößelgeschwindigkeit über den Arbeitshub läßt sich mit demselben oder aber einem

größeren bzw. einem kleineren Gesamthub bei entspre- io aufweisen soll so können die Längenverhältnisse wie chender Änderung der oben angegebenen Längenver- folgt gewählt werden:

hältnisse erreichen. Wenn z. B. die Presse einen Gesamthub von 406,4 mm, einen Arbeitshub von 152,4 mm gegen eine konstante Last von 181,4t

Teil 80' (Kurbelkröpfung):	Abstand O bis	a =	239,7 mm
Teil 84'	Abstand α bis	b —	420 mm
Teil 84'	Abstand b bis	C =	184,4 mm
Teil 88'	Abstand b bis	D =	719,6 mm
Teil 98'	Abstand C bis	£ =	1085,1 mm
	Abstand O bis	D =	815,6 mm
	Abstand O bis	F -	4!8,6 Him
	Abstand α bis	C =	604,5 mm

Der Winkel zwischen der Linie O-D und d?r Stößelbewegungsbahn F beträgt hier 7° und der Abstand O-F ist rechtwinklig zu dieser Linie zwischen den Achsen Ound Dgemessen.

Es ist zu erwähnen, daß in diesem l-'all die allgemeine Gelenkhebelanordnung dieselbe wie bei dem Ausführungsbeispiel nach den F i g. 5 bis 8 ist, wobei jedoch die in Hebelverhältnisse abweichen. Auch bei diesen Hebelverhältnissen ist die Stößelvorschub- und rückhubbewegung eine Eilgangbewegung, während der Stößel über den 152,4 mm-Arbtitshub bei konstanter Winkelgeschwindigkeit der Antriebskurbel die gewünschte langsame Hubbewegung ausführt. Das maximale Drehmoment beträgt hier etwa 16 128 mkp.

Arbeitsweise des Ausführungsbeispiels Il

Um die Arbeitsweise zu verdeutlichen, wird Bezug genommen auf Fig.9, in der das gemäß Beispiel II ausgelegte Antriebssystem schematisch dargestellt ist. Zur Vereinfachung und Übersichtlichkeit sind die verschiedenen Längen und Achsen hier wie folgt bezeichnet:

erstes Gelenkteil:
zweites Gelenkteil:
drittes Gelenkteil:
Kurbel:
erste Achse:
zweite Achse:
dritte Achse:
vierte Achse:
fünfte Achse:
sechste Achse:

Lenker 98
Kuppelhebel 84
Schwinghebel 88
Kurbel 80
Achse E
Achse O
Achse a
Achse C
Achse D
Achse b.

45

50

55

Wenn sich die Kurbel 80 gemäß Fig. 9 in Pfeilrichtung R dreht, bewegt sich die vierte Achse C die den Koppelpunkt bildet, über die Koppelkurve, welche die Bewegung der ersten Achse E entlang der Stößelbewegungsbahn F bestimmt Der Verlauf der Koppelkurve ist so festgelegt, daß sich der Stößel zunächst im Eilgang in Richtung auf den Arbeitshub, dann mit einer langsamen Hubbewegung über den Arbeits- bzw. Ziehhub und schließlich im Eilgang über den Rückhub zu der oberen Totpunktlage TDCbewegt. In Fig. 10 ist die Koppelkurve gesondert dargestellt. Die Koppelkurve wird von der Stößelachse bzw. der Linie, auf der sich der Stößel bewegt, geschnitten und somit in zwei Sektoren unterteilt, wobei der eine Sektor im wesentlichen der untersten Hubstellung des Stößels und der andere Sektor im wesentlichen der Bewegung des Stößels im oberen Hubbereich entspricht. Diejenigen Punkte V\ und V2 der geschlossenen Koppelkurve, die den größten Abstand voneinander haben, sind durch eine Gerade miteinander verbunden, welche die Hauptachse Vder Koppelkurve bildet. Senkrecht zu der Hauptachse ist die Nebenachse W eingezeichnet, welche diejenigen Punkte der Koppelkurve verbindet, die senkrecht zu der Hauptachse den größten gegenseitigen Abstand aufweisen. Die Hauptachse V und die Nebenachse W schneiden sich in dem Punkt P. Die Zusammenhänge zwischen den verschiedenen Sektoren, der Haupt- und Nebenachse und die verschiedenen Positionen des Gelenkgetriebcs sind für die Arbeitscharakteristik des Pressenantriebs von Bedeutung und werden nachfolgend näher erläutert.

Der zweite Sektor der Koppelkurve umschließt den größten Teil der Hauptachse. Dieser Sektor liegt auf derjenigen Seite der Stößelbahn F, welche der Kurbel 80 abgewandt ist. Der zweite Sektor betrifft die Eilgangbewegung des Stößels und entspricht ferner der Bewegung des Stößels im oberen Hubbereich. Da sich der zweite Sektor auf der der Kurbel abgewandten Seite der Stößelbahn Fbefindet, wenn sich die Kurbel in Richtung auf die Koppelkurve hin bewegt, wird eine hohe Geschwindigkeit erzeugt. Diese rasche Geschwindigkeit wird durch Abkröpfen der Kurbel zur anderen Seite bzw. zu der der Stößelbahn F gegenüberliegenden Seite hin erhöht Auf diese Weise bewirkt die abgekröpfte Kurbel eine Eilgangbewegung, wenn sich der Punkt C in dem zweiten Sektor befindet Diese Eilgangbewegung stellt sich sowohl bei der Stößelbewegung in Richtung auf die obere Totpunktlage TDC als auch in Gegenrichtung ein.

Der zweite Sektor der Koppelkurve hat die vertikale Höhenabmessung m und die horizontale Breitenabmessung n. Um eine rasche Aufwärtsbewegung des Stößels zu erzielen, ist die Höhenabmessung m größer als die Breitenabmessung n. Entsprechend weist der erste Sektor der Koppeikurve eine Höhenabmessung a'und eine Breitenabmessung ö'auf. Die Höhenabmessung a'

ist groDer als die Breitenabmessung b'. Da die Breitenabmessung b' die Grö£e der Seiten- bzw. Querkraft des Stößels während des Ziehhubs bestimmt, sollte sie so gering wie möglich gehalten werden. In der Praxis liegt das Verhältnis von a':b'\m ailgemeinen oberhalb 1,5 :1,0. Das Verhältnis von m : π ist grCßer als 1,0 und vorzugsweise größer als etwa 1,5:1,0. Diese Abmessungsverhältnisse der beiden Sektoren der Koppelkurve bewirken den raschen Aufwärtsgang (Rückhub) und die hohe Stößelkraft beim Abwärtsgang bzw. beim Arbeitshub bei kleinstmöglicher Seitenkraft. Die Seitenkraft beträgt im allgemeinen weniger als 10% der gesamten am Stößel erzeugten Kraft.

Durch Versetzen der Treibkurbel gegenüber der Stößelbewegungsbahn F läßt sich eine in stärkerem Maße geradlinige Auf- und Abwärtsbewegung des Lenkers 98 beim Ziehhub erreichen. Wenn die Kurbel in unmittelbarer Fluchtlinie zu der Stößelbewegungsbahn F angeordnet wäre, so würde sich eine Kniehebelwirkung ergeben, bei der der Lenker 98 in Nähe der unteren Totpunktlage zwangsläufig eine weite Ausschwingbewe^ung ausführen würde. Diese würde zu erheblichen Seitenkräften und demgemäß zu einem beträchtlichen Verschleiß der Stößelführungen führen. Wie die F i g. 9 und 10 zeigen, schneidet die Hauptachse V der Koppelkurve die Stößelbewegungsbahn F unter einem stumpfen Winkel k. Dieser Winkel sollte größer als etwa 110° und vorzugsweise größer als etwa 120° sein, um sicherzustellen, daß die K&ppelkurve gegenüber der Stößelbewegungsbahn F einen angenähert vertikalen Verlauf hat.

In den Fig. 11, 12, 11a und 12a sind weitere Betriebseigenschaften des erfindungsgemäßen Antriebs schematisch dargestellt. Der in den Fig. 11 und 12 eingezeichnete Winkel q ist der »Übertragungswinkel« des Hebelsystems. Wenn dieser Winkel etwa 90° beträgt, liegt die wirksamste Kraftübertragung vor. Ist dieser Winkel dagegen verhältnismäßig klein, so ergibt sich die wirksamste Bewegungsübertragung. Erfinüungsgemäß ist der Übertragungswinkel q, wie in F i g. 11 dargestellt, dann am größten, wenn sich der Stößel auf dem Arbeitshub in Richtung auf seine untere Totpunktlage BDC bewegt. Der Antrieb hat hierbei das gewünschte günstigste Kraftübertragungsverhältnis. Gemäß Fig. 12 ist der Winkel q dann am kleinsten, wenn sich der Koppelpunkt C über den zweiten Sektor der Koppelkurve bewegt. Dies ist bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel dann der Fall, wenn günstigste Bewegungsübertragungsverhältnisse vorliegen. Gemäß dem bevorzugten Ausführungsbeispiel der Erfindung sollte der Winkel q sich nicht wesentlich unter 40° vermindern, um eine zu hohe Stößelbeschleunigung und zu abrupte Änderungen der Stößelbeschleunigung zu vermeiden.

Fig. lla läßt erkennen, daß die Koppelkurve hier durch die Stößelbewegungsbahn F in die beiden genannten Sektoren unterteilt wird In bevorzugter Ausführung ist die Anordnung so getroffen, daß sich der Koppelpunkt Cmitten im ersten Sektor der Koppelkurve befindet, wenn, wie in F i g. 1 la gezeigt, die Kurbel 80 den Koppelhebel 84 übergreift bzw. der Koppelhebel in der Kurbelebene liegt Dies hat zur Folge, daß sich der Punkt C beim Durchgang durch die untere Totpunktlage BDC in Vertikalrichtung nur langsam bewegt Entsprechend ergibt sich bei diesem Betriebszustand die gewünschte niedrige Arbeits- bzw. Ziehgeschwindigkeit Der Punkt C befindet sich, wie erwähnt in dem ersten Sektor der Koppelkurve und ist unmittelbar bereit, die Abwärtsbewegung zur unteren Totpunktlage zu beginnen. Hierdurch wird die Kraftübertragung erhöht und die Arbeitscharakteristik des Antriebssystems indprgewünschtn Weise eingestellt. In Fig. 12a ist eine weitere Eigenart des Antriebs dargestellt. Die Kurbe! 80 und der Schwinghebel 88 haben zwei Positionen, in denen sie zueinander parallel sind. Wenn die Hauptachse der Koppelkurve die beiden Endpunkte V'i und V₂ im Schnittpunkt mit der Koppelkurve haben und wenn, wie voll ausgezeichnet, die Kurbel 80 und der Schwinghebel 88 parallel zueinander stehen, bewegt sich der Koppelpunkt Centlang der Koppelkurve nach unten, wobei er sich in erheblichem Abstand von den beiden Sr' nittpunkten Vi und V₂ befindet. In der anderen parallelen Position, die in Fig. 12a strichpunktiert largestellt ist, ist der Punkt Cvon einem der beiden PuiiKte K₂, Vi v/eiter entfernt. Die Eilgangbewegung des Hebelsystems ist hauptsächlich zwischen diesen beiden Parallelpositionen und über den Bereich der Aufwärtsbewegung des Konpelnuiiktes C. entlang Her Knnnelkurve gegeben. Der Punkt V₂ liegt unmittelbar vor der unteren Totp-mktlage ßDCdes Koppelpunktes C, wenn sich dieser entlang der Koppelkurve zu dem Punkt BDC hin bewegt.

Wird eine Presse mit einem Gelenkgetriebe ausgestattet, welches eine oder sämtliche der in den Fig. 10, 11,12,11 a und 12a dargestellten Arbeitscharakteristiken aufweist, so läßt sich eine besonders leistungsfähige Presse erzielen. Die Verwirklichung aller dieser Merkmale bei einer einzigen Presse führt zu der wirksamsten Anwendung der Erfindung.

Im folgenden werden noch einige weitere Merkmale der Erfindung näher erläutert: Wie vorstehend bereits erwähnt, dreht sich die Kurbel 80 um das Zentrum O, das gegenüber der Stößelbewegungsbahn F seitlich versetzt ist. Der Schwinghebel 88 schwingt um den oberen Punkt Dübereinen Bogenweg. Das Zentrum O der Kurbel liegt vertikal unter dem Punkt D, so daß sich der Schwinghebel 88 im wesentlichen über eine Bahn bewegt, die angenähert der Koppelkurve entspricht. Da die Kurbel an das Ende des Koppelhebels 84 angeschlossen ist, wird der Koppelhebel 84 bei der Kurbelumdrehung wechselnd auf Druck und auf Zug beansprucht Dies ergibt eine wirksame Bewe^ungs-

« und Kraftübertragung, die durch die LenkercharaKteristik des herabhängenden Schwinghebels 88 beeinflußt wird. Der Hauptteil der Koppelkurve, der sich über den größeren Längenbereich der Hauptachse V auf der einen oder der anderen Seite der Stößelbewegungsbahn Ferstreckt, befindet sich auf derjenigen Seite von F, die der Kurbelachse abgewandt ist Dieser Teil der Koppelkurve weist demgemäß einen schräg nach oben und von der Kurbelachse sowie dem Stößel der Presse fortlaufenden Verlauf auf. Der Punkt b liegt in geringerem Abstand von dem Punkt C als von dem Punkt a. Auf diese Weise wird während des letzten Teüs der Stößelabwärtsbewegung eine günstige Kraftübertragung erhalten. Alle vorerwähnten Merkmale sind für die Erfindung von Bedeutung und tragen zu einer Verbesserung der Betriebscharakteristik der Presse bei.

In Fig. 13 ist ein Diagramm dargestellt welches im

Vergleich die Betriebscharakteristik einer Presse gemäß der Erfindung und diejenige einer herkömmlichen Ziehpresse darstellt Wenn z. B. die maximale Ziehgeschwindigkeit für Stahl etwa 0,46 m/s beträgt und die Presse einen Gesamthub von 406,4 mm und einen Ziehhub von etwa 152,4 mm haben soll, so darf während der letzten 152,4 mm des Stößelhubs die Geschwindig-

keit des Stößels den Wert von O/iSm/s nicht überschreiten. Die voll ausgezogenen Linien beziehen sich auf eine Presse der erfindungsgemäßen Bauart, während die gestrichelte Unis eine Kurbelpresse herkömmlicher Bauweise betrifft. Bei der vorbekannten Presse ist die Kurbelgeschwindigkeit auf einundzwanzig Umdrehungen je Minute herabgesetzt, so daß die Geschwindigkeit über den letzten 152,4 mm-Hubbereich den Geschwindigkeitswert von 0,46 m/s nicht überschreitet Es versteht sich, daß die Abwärts- und Aufwärtsbewegung des Stößels sich nach derselben Geschwindigkeitskurve vollziehen.

Anders liegen die Verhältnisse bei dem erfindungsgemäSen Antrieb. Die Kurbelgeschwindigkeit kann hier auf sechzig Umdrehungen je Minute erhöht werden, ohne daß dabei die Stößelgeschwindigkeit während des Ziehhubs den Geschwindigkeitswert von 0,46 m/s überschreitet. Bei der Bewegung des Stößels von der unteren Totpunktlage SDCzu der oberen Totpunktlage 7"DC folgt er der oberen Kurve a, deren Maximalgeschwindigkeit etwa 2,6 m/s beträgt Bei dem Abwärtshub weist die erfindungsgemäße Presse die Geschwindigkeitskurve b mit dem Abschnitt I auf, über den die Geschwindigkeit auf angenähert 1,2 m/s ansteigt und dann über den Arbeitshub auf etwa 0,46 m/s abfällt. Anschließend geht die Kurve b in den zweiten Abschnitt II über, in dem die Geschwindigkeit im Bereich von 0,46 m/s liegt Im Abschnitt III geht dann die Kurve von einem Geschwindigkeitswert von 0,46 m/s auf den Wert Null zurück. Es ist erkennbar, daß die erfindungsgemäße Presse erheblich schneller arbeiten kann als die vorbekannte Presse. Da die Geschwindigkeitskurve sich während des Ziehvorgangs dem Wert von etwa 0,46 m/s nähert, ist zu erwarten, daß die Geschwindigkeit der Presse um etwa 10% auf vierundfünfzig Umdrehungen je Minute vermindert wird. Hieraus folgt, daß eine Presse gemäß der Erfindung, welche die Betriebscharakteristik der Fig. 13 hat, etwa 2,6mal schneller arbeitet als eine herkömmliche Presse. Die Steigerung der Produktionsgeschwindigkeit beträgt demgemäß etwa 157%.

In Fig. 14 ist ein weiteres Diagramm dargestellt, in dem sich die Kurve a auf eine bekannte Presse bezieht, die über ihren gesamten Arbeitshub von 152 mm eine Tonnenleistung von etwa 200 t haben soll. Es ist zu erkennen, daß die wirkliche Tonnenleistung einer solchen Presse im Bereich der unteren Totpunktlage etwa 1700 t übersteigt Würde die vorbekannte Presse auf eine maximale Tonnenleistung von etwa 8001 herabgesetzt, so würde sich über den Ziehhub gemäß Kurve b eine Tonnenleistung ergeben, die erheblich unter dem geforderten Nennwert von 200 t liegt Die Kurve cgibt die Werte einer erfindungsgemäßen Presse an. In diesem Fall ergibt sich im Bereich der unteren Totpunktlage eine Preßkraft von etwa 800 t, wenn die Preßkraft über den Ziehhub der Presse etwa 200 t beträgt. Aus der Gegenüberstellung dieser Kurven ist somit zu entnehmen, daß die Belastungsspitzen bei einer erfindungsgemäßen Presse erheblich niedriger liegen und daß die erfindungsgemäße Presse somit ein Pressengestell erhalten kann, welches wesentlich leichter bauen kann als dasjenige einer Presse herkömmlicher Bauart.

Aus Fig. 15 ist eine weitere Betriebscharakteristik der erfindungsgemäßen Presse zu entnehmen. In diesem Diagramm sind die Kurbeldrehmomente über den 152 mm-Ziehhub für eine vorbekannte Kurbelpresse und eine Presse gemäß der Erfindung einander

gegenübergestelli, wobei sich die Kurve a auf die Presse herkömmlicher Bauart und die Kurve b auf die erfindungsgemäße Presse bezieht Ein Spitzendrehmoment von etwa 38 500 mkp ist bei einer 200 t-Presse bei 152 mm Ziehhub erforderlich, um die 200t-Kraft zu erhalten, wenn sich der Stößel im Bereich der 152 mm-Hubstellung befindet Erfindungsgemäß ist demgegenüber nur ein Drehmoment von etwa 13 800 mkp erforderlich, um die 2001 über den Ziehhub von 152 mm zur Verfügung zu stellen. Diese Verminderung des maximalen Pressendreh moments führt zu einer Herabsetzung der Baugröße der Presse und zu einem Kurbelantrieb, der entsprechend kleiner und leichter ausgebildet werden kann.

Beispiel III

In Fig. 16 ist ein weiteres Ausführungsbeispiel der Erfindung dargestellt Bei diesem Ausführungsbeispiel wird der Stößel 200 von dem ersten Hebel, d. h. dem Lenker 202 über die Stößelbewegungsbahn F' bewegt Ein zweiter Hebel, der den Koppeihebei 204 bildet, verbindet einen dritten Hebel, d. h. den Schwinghebel 206 mit der Kurbel 208. Die Koppelkurve ist mit 210 bezeichnet; sie weist die eingezeichnete Hauptachse V und die ebenfalls eingezeichnete Nebenachse W auf. Die Zahlen auf der Koppelkurve entsprechen den Ziffern auf dem Kreisbogen der Kurbel 208. Je dichter die entsprechenden Punkte auf der Koppelkurve liegen, um so kleiner ist die Stößelgeschwindigkeit, da die Ziffern auf dem Kurbelkreis gleiche Drehwinkel einer kontinuierlich rotierenden Kurbel sind. Wenn der Abstand zwischen den Punkten der Koppelkurve ansteigt, so steigt entsprechend die Stößelgeschwindigkeit an. Der erste Lenker 202 hat die Gelenkanschlußstellen bzw. die Achsen a\ und a», die den Punkten fund Cin den F i g. 5 bis 10 entsprechen. Der Koppelhebel 204 ist zwischen den Gelenkachsen as und at angeschlossen, die den Punkten a und centsprechen. Die feststehende Achse a₂ ist das Zentrum O der Kurbel 208, während die feststehende Achse as dem Punkt D entspricht, um den der Schwinghebel 206 schwingt. Bei diesem Ausführungsbeispiel sind folgende Längenabmessungen vorgesehen:

Es ist zu erwähnen, daß die Koppelkurve gemäß Fig. 16 im wesentlichen dieselben Eigenschaften hat wie diejenige der Ausführungsbeispiele I und It. Auch die grundsätzliche Anordnung der einzelnen Hebel» und Gelenkglieder entspricht derjenigen der Ausführungsbeispiele I und II.

In Fig. 17 ist eine mathematische Beziehung dargestellt, mit der die einzelnen Punkte auf der Koppelkurve 220 in Abhängigkeit von zwei rechtwinkligen Achsen bestimmt werden, deren Ursprung mit dem Mittelpunkt O der Kurbel zusammenfällt. Es ist nicht notwendig, hier in die Einzelheiten der verschiedenen

Kurbel 208	261,4 mm
Koppelhebel 204	591,8 mm
Schwinghebel 206	549,2 mm
a2a5 (OD)	653,9 mm
Lenker 202	1268,5 mm
<?3-a< (a-b)	374,4 mm
Winkel X	18,5°
a2-/(Schnittpunkt der
Linie Fund einer Linie, die
senkrecht zu der Linie a^-as
durch die Achse a2 verläuft)	2263 mm

15 16

mathematischen Beziehungen einzugehen, Die Kurbel sehen Ableitung ergeben sich für die Bestimmung der

ist mit Γ,, der Koppelhebel mit ri, der Schwinghebel mit einzelnen Punkte der Koppelkurve 220 die beiden

η und der Abstand zwischen den zwei feststehenden folgenden Gleichungen;

Achsen O und C mit Γ4 bezeichnet Die vierte Achse ist _v _ _ r>r\ca _i_ nncna .im /i\

die Achse D, über welche die Kupplung mit dem (nicht -, ^Λ° ~ ^r' ^{LL>i> ö) + e {Jüii} ^² + ^ψ> W

dargestellten) ersten Hebel erfolgt Aus der mathemati- Yd = η SIN Θ, + e SIN (θ₂ + 5·). (2)

Hierzu 9 Blatt Zeichnungen

Claims (1)

1. Patentansprüche;

   1, ZiehpK'se mit im Pressengestell geradlinig geführtem Pressenstößel, der von einer Treibkurbel über ein Gelsnkgetriebe angetrieben ist, welches einen mit seinem einen Ende am Stößel im Punkt E angeordneten Lenker aufweist, dessen anderes Ende im Koppelpunkt C mit einem Koppelhebel gelenkig verbunden ist, der seinerseits im Pimkt a an der um das Zentrum O umlaufenden Treibkurbel mit dem Radius rangelenkt ist, und mit einem Schwinghebel, der mit seinem einen Ende im Anschlußpunkt D am Pressengestell und mit seinem anderen Ende in einem Punkt b am Koppelhebel angelenkt ist, der im Abstand von dem Punkt a und dem Koppelpunkt C liegt, wobei der Koppelpunkt C eine Koppelkurve beschreibt, die wie folgt definiert ist: