WO2018028832A1 - Hydraulische, insbesondere druckspeicherlose, antriebsanordnung für und mit einem verbraucher, insbesondere für pressen, sowie verfahren zum betreiben einer solchen hydraulischen antriebsanordnung - Google Patents

Hydraulische, insbesondere druckspeicherlose, antriebsanordnung für und mit einem verbraucher, insbesondere für pressen, sowie verfahren zum betreiben einer solchen hydraulischen antriebsanordnung Download PDF

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    • F15B2211/7053—Double-acting output members

Definitions

  • Hydraulic in particular pressure accumulatorless, drive arrangement for and with a consumer, in particular for presses, and method for operating a hydraulic drive assembly
  • the invention relates to a hydraulic, in particular pressure accumulator-free, drive arrangement for and with a consumer, in particular for presses having the features of the preamble of claim 1 or 10, and a method for operating a hydraulic drive arrangement having the features of the preamble of claim 4 or 5.
  • the invention is based on a hydraulic drive arrangement with at least one working piston and, if necessary, a supplementary rapid-action piston and, if appropriate, a ring-type, return piston, in particular if it comprises a double-acting, at least one reversibly movable working piston and at least one cylinder chamber -
  • Sending piston / cylinder arrangement comprises, wherein the at least one cylinder chamber or the cylinder chambers at least one of the working piston with fluid pressure acting on the (first) piston chamber and, preferably, at least a second piston chamber comprises / include.
  • the piston chambers can be supplied with pressure medium via pressure lines.
  • At least one pump arrangement is provided with at least one, preferably at least variable speed driven, pump and with at least one at least one pump driving, preferably variable speed, drive.
  • At least one pressure medium tank hydraulically connected or connectable to the piston / cylinder arrangement and the pump arrangement can be provided.
  • the at least one pump can be connected or connectable via a first pressure line to the first piston chamber, so that the hydraulic drive arrangement can be operated by means of at least one single-motor drive train in both directions of movement and, preferably, also reaches high working pressures during the operation.
  • An adjusting device of the at least one pump can be provided with a dropping means for the latter, wherein the delivery flow of the at least one pump can be changed by means of the adjusting device which can be actuated by the adjusting means.
  • the hydraulic accumulatorless hydraulic drive arrangement can comprise a third piston chamber which supplements the first piston chamber is supplied by a pressure line.
  • the pump (s) supplying pressure fluid to the piston chamber (s) can also be driven or driven in rotation speed and, if desired, also in rotational direction.
  • Variable-speed hydraulic drives in particular for large cylinders, are carried out in accordance with WO 2010/020427 or WO 2012/110259, for example.
  • the hydraulic cylinder may be equipped with an additional rapid traverse piston chamber.
  • the disadvantage is the high construction costs for the two motor pump stations. Especially with large consumers, the inverter controls and power supplies used for the motor drive are quite expensive.
  • the large directional control valves for switching the pump delivery flow from the rapid traverse piston to the large piston surface are also expensive.
  • the second is based on WO2010 / 020427 on the concept, in a pressure-storable hydraulic drive arrangement with working piston, supplementary rapid traverse piston and ring-like return piston to provide a direction of rotation variable pump assembly of a variable speed motor with at least two pumps and the three cylinder (or piston) spaces via three pressure lines individually and directly to the pumps to connect such that in both directions a rapid traverse occurs.
  • variable displacement pumps used so far are based on a pump-internal, usually purely hydromechanical torque or pressure control of the delivery flow.
  • the adjustment device (the adjustment system) of the variable displacement pump / s for the piston and possibly the annular space of the working cylinder is characterized by an adjusting means in the form of a hydraulic cylinder with spring return. When the operating pressure of the variable displacement pump increases, the variable displacement pump pivots against the spring and pivots the variable displacement pump back so that the flow rate per pump revolution (displacement) decreases.
  • the drive torque of the drive motor is proportional to the product of hydraulic pressure and displacement of the driven working piston.
  • the spring characteristic By a suitable choice of the spring characteristic, it is possible to keep the engine drive torque almost constant pressure-independent and not to exceed the rated torque of the engine.
  • an electrical adjusting device of the variable displacement is known.
  • the object of the invention is therefore to further develop a generic drive arrangement so that the utilization of the drive motor and if possible also its converter can be improved.
  • a hydraulic accumulator arrangement which may be free of pressure accumulator, for and with a consumer, in particular for presses with the features of claim 1 or 10 and a method with the features of claim 4 or 5, is proposed.
  • the invention based on WO 2010/020427 or WO2012 / 110259, based on the method concept (claim 5), that in a generic hydraulic drive assembly caused by a hydromechanical or mechanical pump regulation or -Verchez change, in particular reduction, the delivery flow of the at least one pump by means of a hydromechanical or mechanical pump control superimposed or the pump adjustment causing externally controllable hydraulic or mechanical drive means is delayed so far until the drive torque of the engine is utilized as much as desired.
  • the invention can u.
  • the drive torque of the motor and the thermal or electrical limits of motor or inverter can be exploited as much as desired.
  • a reduction in the flow rate of the pump may be delayed until the thermal or electrical limits of the motor or inverter have been exploited as much as desired.
  • the speed variability can be achieved with at least one asynchronous motor and at least one frequency converter. If desired, a reversal of the direction of rotation of the pump can be achieved without the motor itself having to reverse its direction of rotation. If desired, further, the swash plate of the (axial piston) pump beyond the angle "0 °" out, in particular in the negative angle range, are rotated, so that the (gear and pressure) ports of the pump each reverse their function.
  • the adjustment of the pump can therefore comprise a known hydraulic cylinder, possibly with (spring) reset. As the operating pressure increases, the pump pivots against the return (spring). When swiveling forwards and / or backwards, the flow rate per pump revolution (displacement) is changed.
  • At least one, preferably external, in particular electrically controlled, drive device is provided for varying the position of the adjusting element of the adjusting device of the at least one pump, and in which the actuating means of the at least one pump are at least one hydromechanical device. sches drive member, such as an actuating cylinder,
  • the at least one drive means for varying the position of the adjusting means of the adjusting device of the at least one pump comprises a (second) pump and one of the (second) pump associated drive means, wherein the (second) pump with the actuating means of at least one pump, in Verstellsinn is fluidically connected, and that by controlling the (second) pump associated drive means with the aid of an external, in particular electrical, the flow rate of the (second) pump influencing control signal, the adjusting means is displaceable in variable positions.
  • the drive device for varying the position of the adjusting means of the adjusting device of the at least one pump of the drive assembly is also hydraulic in this alternative (second) implementation of the invention, although - unlike the first implementation - not the working or operating pressure of the drive assembly itself but the working pressure of a comparatively small, externally driven (further) pump is used.
  • it is in a hydraulic, in particular pressure accumulatorless, drive arrangement for and with a consumer, in particular for presses,
  • At least one, preferably external, in particular electrically controlled, drive means for varying the position of the adjusting means of the adjusting device of the at least one pump is provided, and in which as adjusting means of the at least one pump at least one mechanical drive member, such as an adjusting spindle (51 C), serves,
  • the at least one drive device for varying the position of the adjusting means of the adjusting device of the at least one pump comprises a drive means assigned to the at least one mechanical drive element, and that by controlling the drive means associated with the mechanical drive element (adjusting means) by means of an external, in particular electric, the position of the drive means influencing the control signal, the adjusting means is displaceable in variable positions.
  • the drive device for varying the position of the adjusting means of the adjusting device of the at least one pump of the drive assembly is mechanical in this alternative (third) implementation of the invention, although - unlike the first and second realization - not the pump pressure but the adjustment of the external NEN drive means itself is used.
  • variable-speed motor-pump combinations such as, for example, with a single motor pump station with one or more pumps of which an adjustment according to the invention takes place at least on one pump or with a plurality of motor pump stations each having one or more pumps, at least at a motor pump station providing a flow adjustment according to the invention is.
  • variable-speed hydraulic drives have drive motors that can be loaded for a short time well beyond the rated torque. For example, a factor that is four times faster can be called up for about two seconds, and a 10 percent overrun is allowed for several minutes. The higher limits are due to the thermal load capacity of the motor windings and the power semiconductors of the Inverter determined.
  • the current I is quadratic, the duration t of the current is linear.
  • I 2 t-bill For evaluation of the limits of the system, the respective load collective is evaluated (“I 2 t-bill”) .
  • This potential can be used by the invention in a simple and cost-effective manner, whereas known hydraulic drives automatically limit the engine torque by pivoting in the pump that a higher torque can therefore only be used to a limited extent without the utilization of the inverter and motor utilization values for a short time.
  • Adjustable pump controller without further control modules and sensors z. B. controlled directly from the inverter.
  • the arrangement should preferably be such that determined according to the t with the internal inverter 2 l account by the drive current load factor of the engine and drive the pump is operated as long as possible with a high tilt angle in order to utilize the motor and inverter optimal.
  • the flow rate increased in this way makes it possible to significantly shorten the system cycle time or, alternatively, to select a smaller drive motor. It was also recognized that the above-mentioned, typical load profiles of a press with only a short time higher forces allow it to retrieve significantly higher moments during the work process, if the subsequent rapid traverse and breaks for loading and unloading the system are used again for cooling ,
  • the current degree of utilization as a controlled variable.
  • the load value of the motor and the converter is considered, but on the other hand, the rate of change of this value.
  • the adjustment of the pump, such as the swivel angle, to reduce the engine torque is relatively quickly withdrawn, while at a slowly increasing load value adjustment can be slower or even completely omitted.
  • load factor for motor and drive can be considered according to the invention as a further control variable for adjusting the pump and the knowledge of the respective work process of the entire system. If it is known, for example, that a particularly high power requirement is only needed for a short period of time, then a high degree of adjustment, such as a high tilt angle, can be maintained, although the course of the utilization factor indicates an imminent emergency shutdown.
  • variable-speed drives which have hitherto been carried out according to the state of the art from which the invention is based are based-as already mentioned-only on a pump-internal, usually purely hydromechanical, control of the delivery flow.
  • a pump-internal usually purely hydromechanical
  • the flow rate of the pump With increasing pressure, the flow rate of the pump is automatically withdrawn so far that the drive torque of the motor, which is proportional to the product of hydraulic pressure and displacement remains largely constant.
  • Characteristic of this known control is the fact that the adjustment is done inside the pump and responsible for the motion control inverter has no influence on it.
  • these self-sufficient, purely hydromechanical Governors could alternatively also be designed, for example, such that the operating pressure is kept constant as a manipulated variable for the variation of the displacement (pressure regulator). This was useful in such control for that pump which was connected to the annular space of the cylinder. Its only purpose was to support the cylinder and possibly attached masses against gravity and to prevent cavitation of the pump connected to the annulus during the upward movement.
  • Fig. 1 shows a (first) embodiment of a pressure accumulatorless hydraulic drive assembly with an external, in particular electrically controlled, drive means for Influencing the position (position) of a hydromechanical drive element (adjusting means) of the adjusting device of the at least one pump of the drive arrangement, wherein the drive means hydraulically superimposed on the position of the actuating means for influencing the flow rate of the at least one pump by means of the working pressure of the drive assembly - as a block diagram;
  • FIG. 2 shows a (second) embodiment of an accumulatorless hydraulic drive arrangement with an external, in particular electrically controlled, drive device for influencing the position (position) of a hydromechanical drive element (adjusting means) of the adjusting device of the at least one pump of the drive arrangement, wherein the drive device is the position the actuating means for influencing the flow rate of the at least one pump by means of the working pressure of the drive assembly hydraulically superimposed changed - as a block diagram;
  • 3 shows an alternative realization of a hydraulic drive arrangement with an external, in particular electrically controlled, drive device for influencing the position of a hydromechanical drive element (adjusting means) of the adjusting device of the at least one pump of the drive arrangement, wherein the drive device controls the position of the actuating means for influencing the Flow rate of the at least one pump NEN by means of the working pressure of a separate pump hydraulically changed - as a block diagram;
  • Fig. 4 shows a further alternative realization of a hydraulic drive assembly with an external, in particular electrically controlled, Antnebseinnchtung for influencing the position (position) of a mechanical drive member (adjusting means) of the adjusting device of the at least one pump of the drive assembly, wherein the drive means the position of the mechanical drive member for Influencing the flow rate of the at least one pump by means of a mechanical drive member associated drive means mechanically changed - as a block diagram;
  • FIG. 5 shows a (second) embodiment modified from the further alternative realization according to FIG. 4, as a block diagram
  • FIG. 6 is a comparison with the further alternative embodiment of FIG. 4 or 5 changed (third) embodiment - as a block diagram
  • Fig. 7 shows a relation to the further alternative realization of Fig. 4, 5 or 6 changed (fourth) embodiment - as a block diagram.
  • FIG. 1 is a double-acting, a piston 21, a piston rod 22 and a cylinder chamber comprehensive piston / cylinder assembly 20 can be seen in the reversibly movable piston 21, the cylinder chamber on the one hand in a first piston chamber 23A (or working cylinder) and on the other a second piston space 23C (or annulus or remindholzylinder) surrounding the piston rod 22 divided.
  • a rapid traverse piston not shown in this and the other figures, can be oriented in a direction opposite to the piston rod 22, or in the same direction as the piston rod.
  • the piston / cylinder arrangement 20 is connected to a first pressure line D1 supplying the first piston chamber 23A with a pressure medium and to an optional second pressure line D3 supplying the optional annular space 23C with pressure medium.
  • a single, designed as a servomotor drive 33 drives a double pump in the form of two, in particular variable speed pumps 31, 32 on a single drive shaft 33A.
  • Both pumps are each equipped with a device (50, 51, D1 ', D3') for adjusting their delivery volume.
  • the adjustment takes place on the one hand, in particular inside the pump, in each case by a control device (adjusting device 38, 38A, 38B), in particular in the form of adjusting cylinders 51; 51A, 51 B, the flow in a known manner the current, over the connecting lines D1 'and D3' at her pending operating pressure of the associated pump 31 and 32 following, for example by means of a pump pivoting mechanism 52, changed.
  • a hydraulically upstream adjusting device 50 (hydraulic valve) in the form of a proportional valve; 50A, 50B are used per pump, which responds to hydraulic or, in particular, electrical control variables of an external control, such as in an inverter.
  • the drive device 60 for this overlapping delivery flow adjustment is accordingly of hydromechanical nature and comprises in addition to the connection lines DT and D3 'for the supply of the hydraulic valves 50 with pressurized fluid - the externally controlled and electrically adjustable hydraulic valves 50 via signal lines 150A and 150B. The latter - as described in more detail below - depending on the state of the drive 33 and / or the inverter U, the amount of fluid for adjusting the flow rate of the associated pump 31 and 32 by the hydromechanical drive member 51 A and 51 B.
  • the servomotor 33 closest to the pump 32 is hydraulically connected in the present embodiment with the cylinder serving as a working piston chamber 23A and the other pump 31 with the opposite piston chamber 23C.
  • the pumps 31, 32 are fluidically connected on one side to a tank 40 and on the other side to the piston chamber 23A and to the annular space 23C.
  • the installed on the piston rod 22 encoder 36 reports the current piston position to the drive 33 supplying voltage to the drive U.
  • a possibly present mechanical transmission 37 for the transmission of torque from the drive 33 is associated with both pumps of the same drive train, in particular in order to use motors with relatively high speeds compared to the pumps. It is also helpful if the pump arrangement comprises a brake, in particular in order to promote a switch-valve-less operation.
  • At least one hydraulic valve in particular a proportional valve 50A or 50B, is hydraulically connected in or eg at the ends of at least one connecting line D1 ', D3'.
  • the at least one connecting line D1 ', D3' is provided between the / for at least one of the pumps 32 and 31 associated,, Stellzylinder / n 51 A and 51 B and the pressure lines D1 and D3 of the pumps 32 and 31.
  • Die Actuating cylinder 51 A and 51 B may be integrated into the respectively associated with them pump 32 and 31, respectively.
  • the adjusting cylinders 51 A and 51 B can be subjected to a variable pressure which can be adjusted within the limits of 0 to the applied pump pressure.
  • the respective pump with, in particular in particular one each, for example electrical, control signal externally via the proportional valves 50A and 50B are adjusted.
  • freely programmable control systems can be used in currently available converters.
  • the control algorithm can access all system sizes of the drive (eg engine utilization, engine temperature, tappet travel position, torque and engine speed) for optimal control of the pump displacement, particularly the pump swing angle.
  • the existing sensors for the position, in particular the swivel angle, and pressure can be omitted, because with the current signals of the cylinder encoder and the inverter internally available values for motor current and speed and, if necessary, a mathematical model of the pump behavior swivel angle and system pressure can be calculated indirectly. In addition, it is possible and so far preferred to install the pump without maintenance problems to save space and sound-insulating below the oil level.
  • the connected to the piston chamber 23A pump 32 is, for example, only then adjusted, in particular pivoted back when the degree of utilization of the motor 33 requires this.
  • the pump 31 connected to the annular space 23C is pivoted, for example, so that the pressure on the side of the annular space to compensate for the force of gravity is around 20 bar.
  • control algorithm can access all system variables of the drive 33 (for example, degree of utilization of the engine, engine temperature, travel position of the tappet, torque and speed of the engine), in order to optimize the control of the pump (in particular) the pump swivel angle to use.
  • the pump 32 delivers oil into the piston chamber 23A when the servomotor 33 rotates.
  • the pump 31 sucks oil from the annulus 23C.
  • the oil flow required to fill the piston space 23A serving as the working cylinder can be sucked from the tank 40.
  • the pump 31 is z.
  • the delivery flow is preferably set to the maximum via the adjustment device of each pump. This happens at comparatively low pump pressure.
  • the pump 32 fills the large piston chamber 23A alone.
  • the delivery volume of the pump 32 is thereby withdrawn, optionally pressure-dependent or with superimposing help of the controlled over the inverter proportional valve 50A to a predetermined value.
  • the positioning process is carried out in the usual way by stopping the servomotor 33.
  • the direction of rotation of the servomotor 33 is reversed.
  • the pressurized oil drives the servomotor, which now acts as a generator.
  • the resulting electrical energy can be fed back into the electrical grid.
  • the reversed pump 31 now conveys into the annular space 23C of the piston / cylinder arrangement 20, so that the piston rod 22 retracts at rapid traverse speed.
  • the pump 32 sucks the oil from the piston chamber 23A.
  • the pump 31 is preferably operated at full flow to assist a possibly provided switchable filling valve during emptying of the working cylinder.
  • the utilization value of motor and inverter is considered, on the other hand, but also the rate of change of this value.
  • the swivel angle for reducing the engine torque must be reduced relatively quickly, while with a slowly increasing load value, an adaptation can take place more slowly or even completely cease.
  • the embodiment of Figure 2 each contains a motor pump station for the piston and the annulus.
  • a first and a second drive motor 33C and 33B are provided with inverter.
  • the significantly lower requirements for delivery rate and pressure for the annular space side 23C require only a low engine output and small pumps.
  • a simple fixed displacement pump 34 can be used for the annular space side 23C.
  • the variation of the delivery flow to the annular space side 23C is achieved exclusively via the engine speed.
  • the cylinder space is arranged vertically, it is particularly advantageous to keep the annulus pressure constant by regulating the engine torque.
  • a double-acting piston / cylinder arrangement 20 comprising a working piston 21, a piston rod 22 and a cylinder chamber
  • the reversibly movable working piston 21 moves the cylinder chamber into a first piston chamber 23A (or working cylinder) and on the other hand divided into a surrounding the piston rod 22 annulus 23C (or remindylinder).
  • a rapid motion piston which is provided approximately, can be oriented, as not shown, in a direction pointing in the opposite direction to the piston rod, or in the same direction as the piston rod.
  • the piston / cylinder arrangement 20 is connected to a first pressure line D1 supplying the first piston chamber 23A with a pressure medium and a pressure line D3 supplying the annular space 23C with pressure medium.
  • Two drives 33B and 33C each designed as variable-speed motors, each drive one, in particular variable-speed, pump 32 or 34.
  • Only the pump 33C is equipped with means 50, 51 for adjusting its delivery volume.
  • the adjustment takes place on the one hand, in particular pumpeintem, by a control device, in particular in Shape of an actuating cylinder 51A, which changes the flow rate in a known manner following the current pressure.
  • a hydraulically upstream adjustment device in the form of a proportional valve 50 is used, which responds to hydraulic or, in particular, electrical manipulated variables of an external control, such as in a converter U.
  • the pump flow rate can be adjusted hydraulically depending on an external input signal up to the maximum flow rate.
  • the motor 32C associated pump 32 is hydraulically connected in the present embodiment with the cylinder serving as a working piston chamber 23A. Both pumps 32 and 34 are fluidically connected on one side with a tank 40 and on the other side with the piston chamber 23A and with the annular space 23C.
  • the installed on the piston rod 22 encoder 36 reports the current piston position to the drive 33B and 33C supplied with electrical voltage converter U.
  • the equipment of the two motors 33C and 30 with suitable (not shown in any of the figures, optional) brakes can be a dangerous Falling of the piston 21 under gravity Schwerkraftei flow with vertically installed cylinder unit 20, for example, prevent power failure. On previously used in such cases switching valves can be dispensed with.
  • a small, in particular mechanical, drive means 62; 62A, 62B preferably in the form of a servomotor, used for the adjustment operation. It acts either via a further pump 61, preferably in the form of a small gear pump, on the adjusting piston, ie on a hydromechanical drive member 51 A, 51 B, which is preferably designed as a positioning cylinder ( Figure 3), or it acts on a mechanical drive member 51st C, which is preferably designed as an adjusting spindle ( Figures 4 to 7).
  • a further pump 61 preferably in the form of a small gear pump
  • the at least one pump 31, 32 can also be pivoted without a pending hydraulic pressure.
  • the energy consumption is significantly lower.
  • the control x motor revolutions generate y degrees pump swivel angle
  • a use of the targeted tilting to "0" as an observable security function is possible. borrowed.
  • electrically pivotable pumps are possible to swivel them beyond the zero point. It then change suction and pressure side. In this way, one can also avoid a reversal of the direction of rotation of the motor and, instead, "swivel" the pump, in particular.
  • a simple asynchronous motor with frequency converter can be used instead of the servomotor.
  • Example: For a cylinder with the piston / ring area ratio of 2: 1, two identical pumps with a delivery volume of, for example, a maximum of 40 cm 3 would be selected. When the piston is extended, there is a delivery volume of 40 + 40 80 cm 3 on the piston side.
  • the piston pump can therefore be dimensioned much smaller.
  • the delivery volume can be adjusted so that the pressure in the annulus assumes the desired value (eg, about 5 bar in the downward travel, 20 bar in the upward travel). Since both pumps can be pivoted independently of each other - as shown for example in Figure 6, the swing angle change can be realized with increasing engine utilization.
  • the pumps can be smaller in size (40 + 40 instead of 80 + 40). Noise level and power loss and pump price decrease.
  • piston rod 51 C mechanical drive member, such as
  • Annulus or recoil cylinder 51 C "mechanical drive link, such as

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Abstract

Bei einer, insbesondere druckspeicherlosen hydraulischen Antriebsanordnung (10) für und mit einem Verbraucher, insbesondere für Pressen, mit einer doppelt wirksamen, mindestens einen reversierend verfahrbaren Arbeitskolben (21) und mindestens einen Zylinderraum umfassenden Kolben/Zylinder-Anordnung (20), bei der der mindestens eine Zylinderraum oder die Zylinderräume mindestens einen den Arbeitskolben (21 ) mit Fluiddruck beaufschlagenden, ersten Kolbenraum (23A), und, ggf., mindestens einen zweiten Kolbenraum (23C) umfasst/umfassen, mit die Kolbenräume mit einem Druckmittel versorgenden Druckleitungen (D1,... ), mit mindestens einer Pumpenanordnung (30; 30A, 30B), welche mindestens eine zumindest drehzahlvariabel angetriebene Pumpe (31; 32) und mindestens einen die mindestens eine Pumpe (31, 32) antreibenden drehzahlvariablen Antrieb (33),mit mindestens einem mit der Kolben/Zylinder-Anordnung (20) und der Pumpenanordnung (30; 30A, 30B) hydraulisch verbundenen oder verbindbaren Druckmittelvorrat, bei der die mindestens eine Pumpe (31 ) über eine erste Druckleitung (D1 ) mit dem ersten Kolbenraum (23A) verbunden oder verbindbar ist, so dass die hydraulische Antriebsanordnung (10) mittels eines einzigen einmotorigen Antriebsstrangs sowohl in mindestens einer Bewegungsrichtung betreibbar ist als auch im Arbeitsgang hohe Arbeitsdrücke erreicht, wird eine verbesserte Auslastung des Antriebsmotors und möglichst auch dessen Umrichters erreicht durch mindestens je einen hydromechanischen Stellzylinder (51; 51 A) der mindestens einen Pumpe (32), eine hydraulische VerbindungA/erbindungsleitung (D1'), die zwischen dem Stellzylinder (51; 51 A) und der zwischen der mindestens einen Pumpe (32) und dem ihr zugeordneten Kolbenraum (23A) vorgesehenen Druckleitung (D1) wirksam ist, sowie zumindest Hydraulikventil, insbesondere ein Proportionalventil (50; 50A), wobei das zumindest eine Hydraulikventil in der mindestens einen Verbindungsleitung (D1 ') zwischen dem Stellzylinder (51; 51 A) und der Druckleitung (D1) derart hydraulisch wirksam ist, dass durch Variation der Stellung dieses Hydraulikventils mittels eines externen, insbesondere elektrischen, die Stellung des Hydraulikventils beeinflussenden Stellsignals der Stellzylinder (51; 51 A) mit einem variablen Druck beaufschlagbar ist.

Description

Hydraulische, insbesondere druckspeicherlose, Antriebsanordnung für und mit einem Verbraucher, insbesondere für Pressen, sowie Verfahren zum Betreiben einer hydraulischen Antriebsanordnung
GEBIET DER ERFINDUNG
Die Erfindung betrifft eine hydraulische, insbesondere druckspeicherlose, Antriebsanord- nung für und mit einem Verbraucher, insbesondere für Pressen mit den Merkmalen des Oberbegriffs des Anspruchs 1 oder 10 sowie ein Verfahren zum Betreiben einer hydraulischen Antriebsanordnung mit den Merkmalen des Oberbegriffs des Anspruchs 4 oder 5.
Demnach geht die Erfindung von einer hydraulischen Antriebsanordnung mit mindestens einem Arbeitskolben und, ggf., einem ergänzenden Eilgangkolben und, ggf., einem ringar- tigen, Rückholkolben aus, insbesondere wenn sie eine doppelt wirksame, mindestens einen reversierend verfahrbaren Arbeitskolben und mindestens einen Zylinderraum umfas- sende Kolben/Zylinder-Anordnung umfasst, bei der der mindestens eine Zylinderraum oder die Zylinderräume mindestens einen den Arbeitskolben mit Fluiddruck beaufschlagenden (ersten) Kolbenraum und, vorzugsweise, mindestens einen zweiten Kolbenraum um- fasst/umfassen. Die Kolbenräume können über Druckleitungen mit einem Druckmittel ver- sorgt werden. Mindestens eine Pumpenanordnung ist mit mindestens einer, vorzugsweise zumindest drehzahlvariabel angetriebenen, Pumpe und mit mindestens einem die mindestens eine Pumpe antreibenden, vorzugsweise drehzahlvariablen, Antrieb versehen. Es kann mindestens ein mit der Kolben/Zylinder-Anordnung und der Pumpenanordnung hydraulisch verbundener oder verbindbarer Druckmittel-Tank vorgesehen sein. Die mindestens eine Pumpe kann über eine erste Druckleitung mit dem ersten Kolbenraum verbunden oder verbindbar sein, so dass die hydraulische Antriebsanordnung mittels mindestens eines einzigen einmotorigen Antriebsstrangs in beiden Bewegungsrichtungen betreibbar ist und, vorzugsweise, auch im Arbeitsgang hohe Arbeitsdrücke erreicht. Es kann eine Versteileinrichtung der mindestens einen Pumpe mit einem Steilmittel für diese vorgesehen sein, wo- bei der Förderstrom der mindestens einen Pumpe mittels der von dem Stellmittel betätigbaren VerStelleinrichtung veränderbar ist, Die druckspeicherlose hydraulische Antriebsanordnung kann einen den ersten Kolbenraum ergänzenden dritten Kolbenraum umfassen, der durch eine Druckleitung versorgt wird. Die den oder die Kolbenraum/-räume mit Druckmittel versorgende/n Pumpe/n können drehzahl- und gewünschtenfalls auch drehrichtungsvaria- bei antreibbar bzw. angetrieben sein.
TECHNOLOGISCHER HINTERGRUND
Drehzahlvariable Hydraulikantriebe, insbesondere für große Zylinder, werden etwa ent- sprechend der WO 2010/020427 oder WO 2012/110259 ausgeführt. Bei ersterer sind zwei getrennte Pumpenantriebsanordnungen für den Arbeitshub einerseits und den Rückholhub andererseits vorgesehen um großvolumige Druckspeicher einzusparen. Der Hydraulikzylinder kann mit einem zusätzlichen Eilgang-Kolbenraum ausgestattet sein. Nachteilig ist der hohe Bauaufwand für die beiden Motor-Pumpenstationen. Insbesondere bei großen Verbrauchern sind die für den Motorantrieb eingesetzten Umrichtersteuerungen und Netzteile recht kostenintensiv. Auch die großen Wegeventile zum Umschalten des Pumpenför- derstroms vom Eilgangkolben auf die große Kolbenfläche sind kostenintensiv.
Zweitere basiert, ausgehend von der WO2010/020427, auf dem Konzept, bei einer druck- speicherlosen hydraulischen Antriebsanordnung mit Arbeitskolben, ergänzendem Eilgang- kolben und ringartigem Rückholkolben eine drehrichtungsvariable Pumpenanordnung aus einem drehzahlvariablen Motor mit mindestens zwei Pumpen vorzusehen und die drei Zylinder- (oder Kolben-) Räume über drei Druckleitungen einzeln und direkt mit den Pumpen derart zu verbinden, dass in beide Richtungen eine Eilgangfahrt erfolgt.
Die derzeit eingesetzten, als Antriebe dienenden Servomotoren und die zugehörigen Umrichter sind sehr kostenintensiv; eine Reduktion des Antriebsmoments würde die Kosten für den Einsatz von sogenannten Verstellpumpen in drehzahlvariablen Hydraulikantrieben deutlich reduzieren. Die bislang ausgeführten Verstellpumpen basieren auf einer pumpen- internen, meist rein hydromechanischen Momenten- oder Druck-Regelung des Förderstroms. Die VerStelleinrichtung (das Verstellsystem) der Verstellpumpe/n für den Kolben- und ggf. den Ringraum des Arbeitszylinders ist durch ein Stellmittel in Gestalt eines Hydraulikzylinders mit Federrückstellung charakterisiert. Bei zunehmendem Betriebsdruck der Verstellpumpe schwenkt die Verstellpumpe gegen die Feder vor und schwenkt die Ver- stellpumpe zurück, so dass der Förderstrom je Pumpenumdrehung (Hubraum) geringer wird. Das Antriebsmoment des Antriebsmotors ist proportional zum Produkt aus Hydraulikdruck und Hubraum des angetriebenen Arbeitskolbens. Durch geeignete Wahl der Federcharakteristik ist es möglich, das Motor-Antriebsmoment druckunabhängig fast konstant zu halten und das Nennmoment des Motors nicht zu überschreiten. Bei ansteigendem Be- triebsdruck der (Verstell-)Pumpe wird ihr Förderstrom so weit zurückgenommen, dass das Antriebsmoment ihres Antriebsmotors weitgehend konstant bleibt. Alternativ ist eine elektrische Versteileinrichtung der Verstellpumpe bekannt.
Es wurde ferner gefunden, dass die meisten Einsatzfälle von hydraulischen Antriebsanord- nungen lange Eilgang-Wege mit wenig Last erfordern, während die Phasen großer Belastung nur geringe Zeitanteile ausmachen. Beispiele für solche Prozesse sind etwa Umformoder Richtaufgaben, bei denen nur für weniger als 10 Prozent der gesamten Taktzeit hohe Prozesskräfte benötigt werden. Eine verbesserte Nutzung des verfügbaren Antriebsmomentes des Motors wäre demnach ebenfalls erwünscht.
DARSTELLUNG DER ERFINDUNG
Aufgabe der Erfindung ist es demnach, eine gattungsgemäße Antriebsanordnung so weiterzuentwickeln, dass die Auslastung des Antriebsmotors und möglichst auch dessen Um- richters verbessert werden kann. Zur Lösung des Problems wird eine, ggf. druckspeicherlose, hydraulische Antriebsanordnung für und mit einem Verbraucher, insbesondere für Pressen mit den Merkmalen des Anspruchs 1 oder 10 und ein Verfahren mit den Merkmalen des Anspruchs 4 oder 5 vorge- schlagen. Demnach basiert die Erfindung, ausgehend von der WO 2010/020427 oder der WO2012/110259, auf dem Verfahrens-Konzept (Anspruch 5), dass bei einer gattungsgemäßen hydraulischen Antriebsanordnung eine durch eine hydromechanische oder mechanische Pumpenregelung oder -Verstellung bewirkte Veränderung, insbesondere Verringerung, des Förderstromes der mindestens einen Pumpe mittels einer die hydromechanische oder mechanische Pumpenregelung überlagernden oder die Pumpenverstellung bewirkenden, extern ansteuerbaren hydraulischen oder mechanischen Antriebseinrichtung so weit hinausgezögert wird, bis das Antriebsmoment des Motors so weit wie gewünscht ausgelastet ist. Durch die Erfindung kann u. A. der Förderstrom der Pumpe dem aktuellen Zustand des Motors bzw. des Umrichters zeitlich angepasst werden. Insbesondere können das Antriebsmoment des Motors und die thermischen oder elektrischen Grenzen von Motor oder Umrichter so weit wie gewünscht ausgenutzt werden. So kann u. A. eine Verringerung des Förderstromes der Pumpe so weit hinausgezögert werden, bis die thermischen oder elekt- rischen Grenzen von Motor oder Umrichter so weit wie gewünscht ausgenutzt sind.
Es kann auch eine Kombination aus Antriebsanordnung und nachgeschalteter Ventilsteuerungen vorgesehen sein. Die Drehzahlvariabilität kann mit zumindest einem Asynchronmotor und zumindest einem Frequenzumrichter erreichbar sein. Gewünschten Falls kann eine Umkehrung der Drehrichtung der Pumpe erreicht werden, ohne das der Motor selbst eine Drehrichtungsumkehr vollziehen muss. Gewünschtenfalls kann ferner die Schwenkscheibe der (Axialkolben-)Pumpe über den Winkel„0°" hinaus, insbesondere in den negativen Winkelbereich, gedreht werden, sodass die (Gang- und Druck-)Anschlüsse der Pumpe jeweils ihre Funktion umkehren.
Gemäß einer (ersten) Realisierung der Erfindung ist es bei einer bekannten autarken rein hydromechanischen, eine Pumpenverstell-, insbesondere -Verschwenkeinrichtung, und einen Stellkolben hierfür umfassenden Regelung des Förderstromes der mindestens einen Pumpe - kumulativ oder alternativ - vorgesehen, den Eingangsdruck des Stellkolbens mit- tels eines externen, insbesondere elektrisch gesteuerten, Hydraulikventils, insbesondere Proportionalventils, derart überlagernd zu verändern, dass durch die Variation der Stellung dieses Hydraulikventils der Stellkolben der Pumpenverstelleinrichtung mittels des externen, insbesondere elektrischen, Stellsignals mit einem variablen Druck beaufschlagt wird, insbesondere gemäß Ansprüchen 1 , 4 oder 11.
Das Verstellsystem der Pumpe kann demnach einen an sich bekannten Hydraulikzylinder umfassen, ggf. mit (Feder-)Rückstellung. Bei zunehmendem Betriebsdruck schwenkt die Pumpe gegen die Rückstellung (Feder). Beim Vor- und/oder Zurückschwenken wird der Förderstrom je Pumpenumdrehung (Hubraum) verändert.
Gemäß einer alternativen (zweiten) Realisierung der Erfindung (Anspruch 12) ist es bei einer hydraulischen, insbesondere druckspeicherlosen, Antriebsanordnung für und mit einem Verbraucher, insbesondere für Pressen,
bei der, gemäß Anspruch 10, mindestens eine, vorzugsweise externe, insbesonde- re elektrisch gesteuerte, Antriebseinrichtung zur Variation der Stellung des Stellmii- tels der VerStelleinrichtung der mindestens einen Pumpe vorgesehen ist, und bei der als Stellmittel der mindestens einen Pumpe mindestens ein hydromechani- sches Antriebsglied, wie einen Stellzylinder dient,
vorgesehen, dass die mindestens eine Antriebseinrichtung zur Variation der Stellung des Stellmittels der Versteileinrichtung der mindestens einen Pumpe eine (zweite) Pumpe sowie ein der (zweiten) Pumpe zugeordnetes Antriebsmittel umfasst, wobei die (zweite) Pumpe mit dem Stellmittel der mindestens einen Pumpe, im Verstellsinn fluidisch verbunden ist, und dass durch Steuern des der (zweiten) Pumpe zugeordneten Antriebmittels mit Hilfe eines externen, insbesondere elektrischen, die Fördermenge der (zweiten) Pumpe beeinflussenden Stellsignals das Stellmittel in variable Stellungen verlagerbar ist.
Die Antriebseinrichtung zur Variation der Stellung des Stellmittels der VerStelleinrichtung der mindestens einen Pumpe der Antriebsanordnung ist auch bei dieser alternativen (zweiten) Realisierung der Erfindung hydraulischer Natur, wobei allerdings - anders als bei der ersten Realisierung - nicht der Arbeits- oder Betriebsdruck der Antriebsanordnung selbst sondern der Arbeitsdruck einer vergleichsweise kleinen, extern angetriebenen (weiteren) Pumpe genutzt wird. Gemäß einer weiteren alternativen (drittten) Realisierung der Erfindung (Anspruch 13) ist es bei einer hydraulischen, insbesondere druckspeicherlosen, Antriebsanordnung für und mit einem Verbraucher, insbesondere für Pressen,
bei der, gemäß Anspruch 10, mindestens eine, vorzugsweise externe, insbesonde- re elektrisch gesteuerte, Antriebseinrichtung zur Variation der Stellung des Stellmittels der VerStelleinrichtung der mindestens einen Pumpe vorgesehen ist, und bei der als Stellmittel der mindestens einen Pumpe mindestens ein mechanisches Antriebsglied, wie eine Stellspindel (51 C), dient,
vorgesehen, dass die mindestens eine Antriebseinrichtung zur Variation der Stellung des Stellmittels der VerStelleinrichtung der mindestens einen Pumpe ein dem mindestens einen mechanischen Antriebsglied zugeordnetes Antriebsmittel umfasst, und dass durch Steuern des dem mechanischen Antriebsglied (Stellmittel) zugeordneten Antriebmittels mit Hilfe eines externen, insbesondere elektrischen, die Stellung des Antriebsmittels beeinflussenden Stellsignals das Stellmittel in variable Stellungen verlagerbar ist.
Die Antriebseinrichtung zur Variation der Stellung des Stellmittels der VerStelleinrichtung der mindestens einen Pumpe der Antriebsanordnung ist bei dieser alternativen (dritten) Realisierung der Erfindung mechanischer Natur, wobei allerdings - anders als bei der ersten und zweiten Realisierung - nicht ein Pumpendruck sondern die Verstellung des exter- nen Antriebsmittels selbst genutzt wird.
Der Einsatz der erfindungsgemäßen Förderstrom-Verstelltechnik kann mit den verschiedensten Schaltungskonzepten, insbesondere drehzahlvariabler, Motor-Pumpen- Kombinationen verwirklicht werden, wie z.B. mit einer einzigen Motor-Pumpenstation mit einer oder mehreren Pumpen von denen zumindest an einer Pumpe eine Verstellung nach der Erfindung erfolgt oder mit mehreren Motor-Pumpenstationen mit je einer oder mehreren Pumpen wobei zumindest an einer Motor-Pumpenstation eine Förderstrom-Verstellung nach der Erfindung vorgesehen ist.
Bekannte drehzahlvariable Hydraulikantriebe verfügen über Antriebsmotoren, die kurzzeitig deutlich über das Nennmoment hinaus belastet werden können. So ist beispielsweise ein um den Faktor vier höheres Moment für rund zwei Sekunden abrufbar, eine 10-prozentige Überschreitung ist über mehrere Minuten hinweg zulässig. Die höheren Grenzen werden durch die thermische Belastbarkeit der Motorwicklungen und der Leistungshalbleiter des Umrichters bestimmt. Dabei geht der Strom I quadratisch, die Dauer t des Stroms linear ein. Für die Bewertung der Grenzen des Systems wird das jeweilige Lastkollektiv bewertet („I2t-Rechnung"). Dieses Potential kann durch die Erfindung auf einfache und kostengünstige Weise genutzt werden, wohingegen bekannte Hydraulikantriebe das Motormoment durch das Einschwenken der Pumpe selbsttätig begrenzen, so dass ein höheres Moment ohne Nutzung der Auslastungswerte von Umrichter und Motor daher auch kurzzeitig nur bedingt genutzt werden kann.
Verstellbare Pumpenregler nach der Erfindung, können ohne weitere Steuerbaugruppen und Sensoren z. B. direkt vom Umrichter gesteuert werden. Dabei sollte die Regelung vorzugsweise dergestalt erfolgen, dass entsprechend dem mit der umrichter-internen l2 t- Rechnung durch den Umrichter ermittelten aktuellen Auslastungsfaktor von Motor und Antrieb die Pumpe möglichst lange mit hohem Schwenkwinkel betrieben wird, um Motor und Umrichter optimal auszulasten. Der auf diese Weise erhöhte Förderstrom erlaubt es, die Anlagentaktzeit deutlich zu verkürzen oder alternativ einen kleineren Antriebsmotor zu wählen. Es wurde zudem erkannt, dass die oben genannten, typischen Lastprofile einer Presse mit den nur kurzzeitig höheren Kräften es erlauben, während des Arbeitsprozesses deutlich höhere Momente abzurufen, wenn die anschließende Eilgangfahrt und auch Pausen zum Be- und Entladen der Anlage wieder zur Abkühlung genutzt werden.
Nach der Erfindung kann es demnach vorteilhaft sein, den aktuellen Ausiastungsgrad als Regelgröße zu verwenden. Vorzugsweise wird dabei einerseits der Auslastungswert von Motor und Umrichter betrachtet, andererseits aber auch die Änderungsgeschwindigkeit dieses Werts. Mit schnell steigendem Auslastungswert wird die Verstellung der Pumpe, wie der Schwenkwinkel, zur Senkung des Motormoments relativ rasch zurückgenommen, während bei einem langsam steigenden Auslastungswert eine Anpassung langsamer erfolgen oder gar ganz unterbleiben kann.
Neben dem Auslastungsfaktor für Motor und Antrieb kann nach der Erfindung als weitere Regelgröße zur Verstellung der Pumpe auch die Kenntnis des jeweiligen Arbeitsprozesses der Gesamtanlage berücksichtigt werden. Ist etwa bekannt, dass ein besonders hoher Leistungsbedarf nur noch für einen kurze Zeitabschnitt benötigt wird, so kann ein hoher Verstellungsgrad, wie ein hoher Schwenkwinkel, beibehalten werden, obwohl der Verlauf des Auslastungsfaktors eine baldige Notabschaltung erkennen lässt.
Die bislang nach dem Stand der Technik, von dem die Erfindung ausgeht, ausgeführten drehzahlvariablen Antriebe basieren demgegenüber - wie eingangs bereits erwähnt - le- diglich auf einer pumpeninternen, meist rein hydromechanischen Regelung des Förderstroms. Bei ansteigendem Druck wird der Förderstrom der Pumpe selbsttätig so weit zurückgenommen, dass das Antriebsmoment des Motors, welches proportional zum Produkt aus Hydraulikdruck und Hubraum ist, weitgehend konstant bleibt. Damit war es durch geeignete Wahl der Federcharakteristik möglich, das Motor-Antriebsmoment druckunabhän- gig fast konstant zu halten und das Nennmoment des Motors nicht zu überschreiten. Beispiele für eine solche hydromechanisch momentengeregelte Pumpe ist etwa der Typ A4VSO-LR2 der Firma BoschRexroth. Charakteristisch für diese bekannte Regelung ist die Tatsache, dass die Verstellung pumpenintern erfolgt und der für die Bewegungssteuerung verantwortliche Umrichter keinen Einfluss darauf hat. Diese autarken, rein hydromechani- sehen Regier konnten alternativ aber beispielsweise auch so ausgelegt sein, dass als Stellgröße für die Variation des Hubraums der Betriebsdruck konstant gehalten wird (Druckregler). Dies war bei solchen Steuerung sinnvoll für diejenige Pumpe, die mit dem Ringraum des Zylinders verbunden war. Sie hatte lediglich die Aufgabe, den Zylinder und eventuell anhängende Massen gegen die Schwerkraft abzustützen und bei der Aufwärts- fahrt eine Kavitation der mit dem Ringraum verbundenen Pumpe zu verhindern.
Neben diesen hydromechanischen Reglern sind aktuell auch elektrisch beeinflussbare Regler bekannt. So können z. B. heute eingesetzte Umrichter die Auslastung des Motors und des Umrichters selbst ständig verfolgen und sie begrenzen den Strom selbsttätig, so- bald die thermischen Grenzen erreicht werden. Auch kann der jeweilige Auslastungsgrad von Umrichter und Motor an einer elektrischen Schnittstelle als Zahlenwert für die Maschinensteuerung zur Verfügung gestellt werden. Verfügbar für die oben genannte Pumpe sind auch solche Regler - z.B. in Gestalt des Reglertyps DFE1 - welche die Beeinflussung der Pumpe durch externe Steuersignale für Förderstrom oder Druck gestatten. Die elektrisch beeinflussbaren Regler benötigen eine eigene Steuerelektronik und verfügen über Sensoren für die Istwerte z.B. von Schwenkwinkel und Druck. Die zusätzlichen Einrichtungen und Kosten des Regelsystems verteuern die Pumpe allerdings deutlich. Durch die Erfindung werden dem gegenüber und gegenüber der in der WO 2012/110259 beschriebenen Lösung, von der die Erfindung ausgeht, u. A. folgende Vorteile erzielt:
Bessere Ausnutzung von Motor und Umrichter;
- Geringer Anschaffungspreis durch Entfall einer eigenen Pumpensteuerung und
Sensoren für Schwenkwinkel und Druck;
Günstigere Taktzeiten;
Anwahl energieoptimaler Betriebspunkte für Motor und Pumpe möglich (schlechte Wirkungsgrade bei sehr geringer Drehzahl);
- Erhöhung der Maschinensicherheit: Gezieltes Schwenken der Pumpen auf „0" mindert die Gefahr einer ungewollten Bewegung;
Ggf. Verzicht auf Umkehrung der Drehrichtung des Motors, insbesondere durch Schwenken der Pumpe über„0°" hinaus. Die vorgenannten sowie die beanspruchten und in den Ausführungsbeispielen beschriebenen erfindungsgemäß zu verwendenden Bauteile unterliegen in ihrer Größe, Formgestaltung, Materialauswahl und technischen Konzeption keinen besonderen Ausnahmebedingungen, so dass die in dem Anwendungsgebiet bekannten Auswahlkriterien uneingeschränkt Anwendung finden können.
Weitere Einzelheiten, Merkmale und Vorteile des Gegenstandes der Erfindung ergeben sich aus den Unteransprüchen, sowie aus der nachfolgenden Beschreibung der zugehörigen Zeichnung und Tabelle, in der - beispielhaft - ein Ausführungsbeispiel einer druckspei- cherlosen hydraulischen Antriebsanordnung dargestellt sind. Auch einzelne Merkmale der Ansprüche oder der Ausführungsformen können mit anderen Merkmalen anderer Ansprüche und Ausführungsformen kombiniert werden.
FIGURENKURZBESCHREIBUNG In der Zeichnung zeigen:
Fig. 1 eine (erste) Ausführungsform einer druckspeicherlosen hydraulischen Antriebsanordnung mit einer externen, insbesondere elektrisch gesteuerten, Antriebseinrichtung zur Beeinflussung der Stellung (Position) eines hydromechanischen Antriebsgliedes (Stellmittels) der VerStelleinrichtung der mindestens einen Pumpe der Antriebsanordnung, wobei die Antriebseinrichtung die Position des Stellmittels zur Beeinflussung des Förderstroms der mindestens einen Pumpe mittels des Arbeitsdrucks der Antriebsanordnung hydraulisch überlagernd verändert - als Blockschaltbild;
Fig. 2 eine (zweite) Ausführungsform einer druckspeicherlosen hydraulischen Antriebsanordnung mit einer externen, insbesondere elektrisch gesteuerten, Antriebseinrichtung zur Beeinflussung der Stellung (Position) eines hydromechanischen Antriebsgliedes (Stellmit- tels) der VerStelleinrichtung der mindestens einen Pumpe der Antriebsanordnung, wobei die Antriebseinrichtung die Position des Stellmittels zur Beeinflussung des Förderstroms der mindestens einen Pumpe mittels des Arbeitsdrucks der Antriebsanordnung hydraulisch überlagernd verändert - als Blockschaltbild; Fig. 3 eine alternative Realisierung einer hydraulischen Antriebsanordnung mit einer externen, insbesondere elektrisch gesteuerten, Antriebseinrichtung zur Beeinflussung der Stellung (Position) eines hydromechanischen Antriebsgliedes (Stellmittels) der Versteileinrichtung der mindestens einen Pumpe der Antriebsanordnung, wobei die Antriebseinrichtung die Position des Stellmittels zur Beeinflussung des Förderstroms der mindestens ei- nen Pumpe mittels des Arbeitsdrucks einer gesonderten Pumpe hydraulisch verändert - als Blockschaltbild;
Fig. 4 eine weitere alternative Realisierung einer hydraulischen Antriebsanordnung mit einer externen, insbesondere elektrisch gesteuerten, Antnebseinnchtung zur Beeinflussung der Stellung (Position) eines mechanischen Antriebsgliedes (Stellmittels) der Versteileinrichtung der mindestens einen Pumpe der Antriebsanordnung, wobei die Antriebseinrichtung die Position des mechanischen Antriebsgliedes zur Beeinflussung des Förderstroms der mindestens einen Pumpe mittels eines dem mechanischen Antriebsglied zugeordneten Antriebsmittels mechanisch verändert - als Blockschaltbild;
Fig. 5 eine gegenüber der weiteren alternativen Realisierung nach Fig. 4 geänderte (zweite) Ausführungsform - als Blockschaltbild,
Fig. 6 eine gegenüber der weiteren alternativen Realisierung nach Fig. 4 oder 5 geänderte (dritte) Ausführungsform - als Blockschaltbild Fig. 7 eine gegenüber der weiteren alternativen Realisierung nach Fig. 4, 5 oder 6 geänderte (vierte) Ausführungsform - als Blockschaltbild.
DETAILLIERTE BESCHREIBUNG VON AUSFÜHRUNGSBEISPIELEN
Aus der Figur 1 ist eine doppelt wirksame, einen Arbeitskolben 21 , eine Kolbenstange 22 und einen Zylinderraum umfassende Kolben/Zylinder-Anordnung 20 ersichtlich, in der der reversierend verfahrbare Arbeitskolben 21 den Zylinderraum einerseits in einen ersten Kolbenraum 23A (oder Arbeitszylinder) und andererseits in einen die Kolbenstange 22 umgebenden zweiten Kolbenraum 23C (oder Ringraum oder Rückholzylinder) unterteilt. Ein in dieser und den weiteren Figuren nicht dargestellter aber verwendbarer Eilgangkolben kann in eine zur Kolbenstange 22 entgegengesetzt weisenden Richtung, oder in eine mit der Kolbenstange gleichen Richtung orientiert sein. Die Kolben/Zylinder-Anordnung 20 ist an eine den ersten Kolbenraum 23A mit einem Druckmittel versorgende erste Druckleitung D1 sowie an eine optionale, den optionalen Ringraum 23C mit Druckmittel versorgende zweite Druckleitung D3 angeschlossen. Ein einziger, als Servomotor gestalteter Antrieb 33 treibt eine Doppelpumpe in Gestalt von zwei, insbesondere drehzahlvariablen Pumpen 31 , 32 auf einer einzigen Antriebswelle 33A an. Beide Pumpen sind mit je einer Einrichtung (50, 51 , D1 '; D3') zum Verstellen ihres Fördervolumens ausgestattet. Die Verstellung erfolgt einerseits, insbesondere pumpenintern, jeweils durch eine Regeleinrichtung (VerStelleinrichtung 38; 38A,38B), insbesondere in Gestalt von Stellzylindern 51 ; 51A, 51 B, die die Fördermenge in bekannte Weise dem aktuellen, über die Verbindungsleitungen D1 ' bzw. D3' an ihr anstehenden Betriebsdruck der zugeordneten Pumpe 31 bzw. 32 folgend, z.B. mittels eines Pumpen- Verschwenkmechanismus 52, verändert. Zusätzlich wird erfindungsgemäß eine hydraulisch vorgeschaltete VerStelleinrichtung 50 (Hydraulikventil) in Gestalt eines Proportional- ventils; 50A, 50B je Pumpe eingesetzt, die auf hydraulische oder, insbesondere, elektrische Stellgrößen einer externen Steuerung, wie in einem Umrichter, reagiert/en. Damit kann der Pumpen-Förderstrom in Abhängigkeit von einem externen Eingangssignal bis zum maximalen Förderstrom - den Betriebsdruck der zugeordneten Pumpe 31 und/oder 32 überlagernd - hydraulisch verstellt werden. Die Antriebseinrichtung 60 für diese überla- gemde Förderstrom-Verstellung ist demgemäß hydromechanischer Natur und umfasst - neben den Verbindungsleitungen DT bzw. D3' für die Versorgung der Hydraulikventile 50 mit Druckfluid - die über Signalleitungen 150A bzw. 150B extern angesteuerten und elektrisch verstellbaren Hydraulikventile 50. Letztere drosseln - wie weiter unten näher beschrieben - in Abhängigkeit vom Zustand des Antriebs 33 und/oder des Umrichters U die Fluidmenge zum Verstellen der Fördermenge der zugeordneten Pumpe 31 bzw. 32 durch das hydromechanische Antriebsglied 51 A bzw. 51 B.
Die dem Servomotor 33 nächstliegende Pumpe 32 ist in dem vorliegenden Ausführungsbeispiel mit dem als Arbeitszylinder dienenden Kolbenraum 23A und die andere Pumpe 31 mit dem gegenüber liegenden Kolbenraum 23C hydraulisch verbunden. Die Pumpen 31 , 32 sind auf ihrer einen Seite mit einem Tank 40 und auf der anderen Seite mit dem Kolbenraum 23A bzw. mit dem Ringraum 23C fluidisch verbunden. Der an der Kolbenstange 22 installierte Weggeber 36 meldet die aktuelle Kolbenposition an einen den Antrieb 33 mit elektrischer Spannung versorgenden Umrichter U.
Ein ggf. vorhandenes mechanisches Getriebe 37 für die Drehmomentübertragung vom Antrieb 33, wie es auch in den weiteren Figuren als Option dargestellt ist, ist beiden Pumpen desselben Antriebsstrangs zugeordnet, insbesondere, um Motoren mit im Vergleich zu den Pumpen relativ höheren Drehzahlen einsetzen zu können. Ebenso ist es hilfreich, wenn die Pumpenanordnung eine Bremse umfasst, insbesondere um einen schaltventillo- sen Betrieb zu begünstigen.
Folgende/r Arbeitsweise/Aufbau sind bevorzugt: A) Pumpen-, insbesondere Schwenkwinkel-, -Verstellsystem
Ausgehend von dem hydraulischen Antriebssystem gemäß WO 2012/110259 ist in oder z.B. an den Enden mindestens einer Verbindungsleitung D1 ', D3' mindestens ein Hydraulikventil, insbesondere ein Proportionalventil 50A bzw. 50B hydraulisch verbindend eingebaut. Die mindestens eine Verbindungsleitung D1 ', D3' ist vorgesehen zwischen dem/denn mindestens einer der Pumpen 32 bzw. 31 zugeordneten, , Stellzylinder/n 51 A bzw. 51 B und den Druckleitungen D1 bzw. D3 der Pumpen 32 bzw. 31. Die Stellzylinder 51 A bzw. 51 B können in die jeweils ihnen zugeordnete Pumpe 32 bzw. 31 integriert sein. Durch Variation der Kolbenstellung dieser Hydraulikventile können die Stellzylinder 51 A bzw. 51 B mit einem variablen Druck beaufschlagt werden, der in den Grenzen von 0 bis zum anlie- genden Pumpendruck verstellt werden kann. Damit kann die jeweilige Pumpe mit, insbe- sondere je einem, z.B. elektrischen, Stellsignal extern über die Proportionalventile 50A bzw. 50B verstellt werden. Für die Steuerung der beiden Hydraulik-/Proportionalventile können in aktuell verfügbaren Umrichtern standardmäßig installierte, frei programmierbare Steuerungssysteme eingesetzt werden. Der Regelalgorithmus kann auf alle Systemgrößen des Antriebs zugreifen (beispielsweise Auslastungsgrad des Motors, Motortemperatur, Wegposition des Stößels, Drehmoment und Drehzahl des Motors), um sie für eine optimale Steuerung der Pumpenverstellung, insbesondere des Pumpenschwenkwinkels, zu nutzen. Die bei üblichen Reglern vorhandenen Sensoren für die Stellung, insbesondere den Schwenkwinkel, und Druck können entfallen, weil mit den aktuellen Signalen des Zylinder- Weggebers und den umrichter-intern verfügbaren Werten für Motorstrom und -drehzahl sowie nach Bedarf auch einem rechnerischen Modell des Pumpenverhaltens Schwenkwinkel und Systemdruck indirekt berechnet werden/werden können. Zudem wird es möglich und insoweit bevorzugt, die Pumpe ohne Instandhaltungsprobleme platzsparend und lärmdämmend unterhalb des Ölspiegels einzubauen.
Die mit dem Kolbenraum 23A verbundene Pumpe 32 wird beispielsweise erst dann verstellt, insbesondere zurückgeschwenkt, wenn der Auslastungsgrad des Motors 33 dies erfordert. Die mit dem Ringraum 23C verbundene Pumpe 31 wird beispielsweise so verschwenkt, dass der ringraumseitige Druck zur Kompensation der Schwerkraft rund 20 bar beträgt.
Für die Steuerung der beiden Proportionalventile können in aktuell verfügbaren Umrichtern standardmäßig installierte, frei programmierbare Systeme eingesetzt werden. Der Regelalgorithmus kann, insbesondere, auf alle Systemgrößen des Antriebs 33 zugreifen (Bei- spielsweise Auslastungsgrad des Motors, Motortemperatur, Wegposition des Stößels, Drehmoment und Drehzahl des Motors), um sie für eine optimale Steuerung der Pum- pen(ver)stellung, insbesondere des Pumpenschwenkwinkels, zu nutzen.
Zum Ausfahren der an dem Arbeitskoiben 21 vorgesehenen Kolbenstange 22 mit Eil- ganggeschwindigkeit fördert bei Drehung des Servomotors 33 die Pumpe 32 Öl in den Kolbenraum 23A. Zeitgleich saugt die Pumpe 31 Öl aus der Ringraum 23C. Der zur Füllung des als Arbeitszylinders dienenden Kolbenraums 23A erforderliche Ölstrom kann aus dem Tank 40 nachgesaugt werden. Die Pumpe 31 wird z. B. durch die gemeinsame Welle 33A zur Pumpe 32 durch den Servomotor 33 mit derselben Drehzahl wie die Pumpe 32 aber mit entgegengesetztem Drehsinn angetrieben. Der Förderstrom wird über die Verstellein- richtung jeder Pumpe vorzugsweise auf das Maximum eingestellt. Das geschieht bei vergleichsweise geringem Pumpendruck.
Zum Umschalten auf Arbeitsgeschwindigkeit füllt die Pumpe 32 den großen Kolbenraum 23A allein. Das Fördervolumen der Pumpe 32 wird dabei zurückgenommen, wahlweise druckabhängig oder mit überlagernder Hilfe des über den Umrichter langesteuerten Proportionalventils 50A auf einen vorgebbaren Wert.
Der Positioniervorgang erfolgt in gewohnter Weise durch Anhalten des Servomotors 33.
Zum Dekomprimieren wird die Drehrichtung des Servomotors 33 umgekehrt. Das unter Druck stehende Öl treibt den Servomotor an, der nun als Generator wirkt. Die entstehende elektrische Energie kann ins elektrische Netz zurückgespeist werden.
Für die Aufwärtsfahrt wird ein etwa vorhandenes Füllventil geöffnet, die reversierte Pumpe 31 fördert nun in den Ringraum 23C der Kolben/Zylinder-Anordnung 20, so dass die Kolbenstange 22 mit Eilganggeschwindigkeit einfährt. Zudem saugt die Pumpe 32 das Öl aus dem Kolbenraum 23A. Die Pumpe 31 wird vorzugsweise mit vollem Förderstrom betrieben, um ein ggf. vorgesehenes schaltbares Füllventil beim Entleeren des Arbeitszylinders zu unterstützen.
B) Pumpen-, insbesondere Schwenkwinkel-Regelung, nach Antriebsauslastung
Dabei wird einerseits der Auslastungswert von Motor und Umrichter betrachtet, andererseits aber auch die Änderungsgeschwindigkeit dieses Werts. Mit schnell steigendem Auslastungswert muss der Schwenkwinkel zur Senkung des Motormoments relativ rasch zurückgenommen werden, während bei einem langsam steigenden Auslastungswert eine Anpassung langsamer erfolgen oder gar ganz unterbleiben kann.
C) Optimierte Pumpen-, insbesondere Schwenkwinkel-Regelung aus Prozessdaten
Eine zusätzliche Möglichkeit der Regelung der Pumpen(ver)stellung, insbesondere des Schwenkwinkels, ist möglich, wenn der eigentliche Prozessablauf für die einzelnen Arbeitsspiele der Gesamtanlage sich in Bezug auf das Kraft-Geschwindigkeitsprofil immer wieder in sehr ähnlicher Form wiederholt. Das ist beispielsweise bei Umform- oder Richtvorgängen der Fall. Hierbei kann neben den aktuellen Messdaten auch die Kenntnis über die nächsten Zeitabschnitte wertvolle Informationen zur optimalen Schwenkwinkeleinstellug der Pumpe geben. Die Kenntnisse über den Prozessablauf können beispielsweise aus für den jeweiligen Prozess erstellten Parameterlisten entnommen werden.
Möglich ist auch, für die Optimierung selbstlernende Algorithmen zu verwenden, die die Schwenkwinkeleinstellung ausgehend von einer eher„vorsichtigen" Einstellung bis zum Auslastungsoptimum immer weiter verbessern. Die mit dem Ringraum verbundene Pumpe wird beispielsweise so verschwenkt, dass der ringraumseitige Druck zur Kompensation der Schwerkraft rund 20 bar beträgt.
Die Ausführungsform nach Figur 2 enthält je eine Motor-Pumpenstation für den Kolben- und den Ringraum. Hier sind ein erster und ein zweiter Antriebsmotor 33C bzw.33B samt Umrichter vorgesehen. Die für die Ringraumseite 23C deutlich geringeren Anforderungen an Fördermenge und Druck erfordern jedoch nur eine geringe Motorleistung und kleine Pumpen. Zudem kann eine einfache Konstantpumpe 34 für die Ringraumseite 23C eingesetzt werden. Die Variation des Förderstroms zur Ringraumseite 23C wird ausschließlich über die Motordrehzahl erreicht. Bei vertikal angeordnetem Zylinderraum ist es besonders vorteilhaft, den Ringraumdruck durch die Regelung des Motormoments konstant zu halten. - Im Einzelnen ist aus Figur 2 eine doppelt wirksame, einen Arbeitskolben 21 , eine Kolbenstange 22 und einen Zylinderraum umfassende Kolben/Zylinder-Anordnung 20 ersichtlich, in der der reversierend verfahrbare Arbeitskolben 21 den Zylinderraum einerseits in einen ersten Kolbenraum 23A (oder Arbeitszylinder) und andererseits in einen die Kolbenstange 22 umgebenden Ringraum 23C (oder Rückholzylinder) unterteilt. Ein etwa vorgese- hener Eilgangkolben kann, wie nicht dargestellt, in eine zur Kolbenstange entgegengesetzt weisende Richtung, oder in eine mit der Kolbenstange gleiche Richtung orientiert sein. Die Kolben/Zylinder-Anordnung 20 ist an eine den ersten Kolbenraum 23A mit einem Druckmittel versorgende erste Druckleitung D1 sowie eine den Ringraum 23C mit Druckmittel versorgende Druckleitung D3 angeschlossen.
Zwei, je als mit drehzahlvariablen Motoren gestaltete Antriebe 33B und 33C treiben je eine, insbesondere drehzahlvariable Pumpe 32 bzw. 34 an. Allein die Pumpe 33C ist mit einer Einrichtung 50, 51 zum Verstellen ihres Fördervolumens ausgestattet. Die Verstellung erfolgt einerseits, insbesondere pumpenintem, durch eine Regeleinrichtung, insbesondere in Gestalt eines Stellzylinders 51A, der die Fördermenge in bekannte Weise dem aktuellen Druck folgend verändert. Zusätzlich wird eine hydraulisch vorgeschaltete Verstelleinrich- tung (Hydraulikventil) in Gestalt eines Proportionalventils 50 eingesetzt, die auf hydraulische oder, insbesondere, elektrische Stellgrößen einer externen Steuerung, wie in einem Umrichter U, reagiert. Damit kann der Pumpen-Förderstrom in Abhängigkeit von einem externen Eingangssignal bis zum maximalen Förderstrom hydraulisch verstellt werden.
Die dem Motor 33C zugeordnete Pumpe 32 ist in dem vorliegenden Ausführungsbeispiel mit dem als Arbeitszylinder dienenden Kolbenraum 23A hydraulisch verbunden. Beide Pumpen 32 und 34 sind auf ihrer einen Seite mit einem Tank 40 und auf der anderen Seite mit dem Kolbenraum 23A bzw. mit dem Ringraum 23C fluidisch verbunden. Der an der Kolbenstange 22 installierte Weggeber 36 meldet die aktuelle Kolbenposition an einen den Antrieb 33B bzw. 33C mit elektrischer Spannung versorgenden Umrichter U. Die Ausstattung der beiden Motoren 33C und 30 mit geeigneten (in keiner der Figuren dargestellten, optionalen) Bremsen kann ein gefahrbringendes Absinken des Kolbens 21 unter Schwerkraftei nfluss bei vertikal installierter Zylindereinheit 20, beispielsweise bei Netzausfall verhindern. Auf bisher in solchen Fällen eingesetzte Schaltventile kann so verzichtet werden.
Während die Verstellung der mindestens einen Pumpe 31 ; 32 gemäß der vorangehenden Realisierung der Erfindung (Figuren 1 und 2) über ein Proportionalventil ausgeführt ist, wird gemäß der Realisierungen nach Figuren 3 bis 7 ein kleines, insbesondere mechanisches, Antriebsmittel 62; 62A, 62B, vorzugsweise in Gestalt eines Servomotors, für die Verstell- Operation benutzt. Er wirkt entweder über eine weitere Pumpe 61 , vorzugsweise in Gestalt einer kleinen Zahnradpumpe, auf den Verstellkolben, d.h. auf ein hydromechanisches Antriebsglied 51 A, 51 B, welches vorzugsweise als Stellzylinder ausgeführt ist (Figur 3), oder es wirkt auf ein mechanisches Antriebsglied 51 C, welches vorzugsweise als Stellspindel ausgeführt ist (Figuren 4 bis7). Bei den Realisierungen nach Figuren 3 bis 7 sind (einzeln oder gemeinsam) eine Reihe von Vorteilen erzielbar: So ist die mindestens eine Pumpe 31 , 32 auch ohne einen anstehenden Hydraulikdruck schwenkbar. Der Energieverbrauch ist deutlich geringer. Die Regelung (x Motorumdrehungen erzeugen y Grad Pumpenschwenkwinkel) ist einfacher. Eine Nutzung der gezielten Schwenkung auf„0" als überwachbare Sicherheitsfunkfion ist mög- lieh. Es besteht eine Fixierungsmöglichkeit des Pumpenschwenkwinkels durch eine motor- seitige Bremse. Ferner ist es bei allen in den Ausführungsformen nach Figuren 1 bis 7 eingesetzten, elektrisch schwenkbaren Pumpen möglich, diese über den Nullpunkt hinauszuschwenken. Es wechseln dann Saug- und Druckseite. Man kann auf diese Weise auch eine Drehrichtungsumkehr des Motors vermeiden und statt dessen die Pumpe, insbesondere, "durchschwenken". In diesem Fall ist statt des Servomotors ein einfacher Asynchronmotor mit Frequenzumrichter einsetzbar.
Bei den Realisierungen nach Figuren 5 und 7 (exemplarische und insoweit bevorzugten Darstellungen) ist vorteilhafter Weise ein Nutzung der den Ringraum 23C versorgenden Pumpe (Pumpe 31 ) auch für Füllung des ersten Kolbenraums 23A möglich. Bislang waren Ring- und erster Kolbenraum jeweils mit einer eigenen Pumpe ausgestattet. Dies war notwendig, weil beide Räume unterschiedliche Flächen aufweisen. Verbindet man den zweiten Druckfluid-Ausgang 31 B der Ringraumpumpe 31 , anstatt mit dem Druckfluid-Tank, über eine Rohrleitung ebenfalls mit dem ersten Kolbenraum 23A, so können u. A. die un- terschiedlichen Flächenverhältnisse ausgeglichen werden, indem die Pumpen 31 und/oder 32 in ihrem Fördervolumen an diese (Flächenverhältnisse) angepasst werden. Dieses Lösungskonzept ist von eigenständig erfinderischer Bedeutung und auch bei den übrigen Realisierungen der Erfindung anwendbar. Beispiel: Für einen Zylinder mit dem Flächenverhältnis Kolben/Ring von 2:1 würden zwei gleiche Pumpen mit einem Fördervolumen von beispielsweise maximal 40 cm3 gewählt. Bei Ausfahren des Kolbens ergibt sich kolbenseitig ein Fördervolumen von 40 + 40 = 80 cm3. Die Kolbenpumpe kann also deutlich kleiner dimensioniert werden. Durch Veränderung des Schwenkwinkels der mit dem Ringraum verbundenen Pumpe kann das Fördervolumen so verstellt werden, dass der Druck im Ringraum den gewünschten Wert annimmt (z.B. ca. 5 bar bei der Abwärtsfahrt, 20 bar bei der Aufwärtsfahrt). Da beide Pumpen unabhängig voneinander geschwenkt werden können - wie z.B. in Figur 6 dargestellt, kann auch die Schwenkwinkelveränderung bei steigender Motor-Auslastung realisiert werden. Auch vorübergehende Änderungen des Förderstrom-Vershältnisses Kolben/Ring z.B. während der Kompressions- oder Dekompressionsphase sind durch Schwenkwinkelkorrekturen ausgleichbar. Besondere Vorteile: Die Pumpen können kleiner dimensioniert werden (40 + 40 statt 80 + 40). Geräuschpegel und Verlustleistung und Pumpenpreis sinken.
In der zu Figur 6 alternativen Ausführungsform gemäß Figur 7 wird auf einen eigenständig gesteuerten Motor für die zweite Antriebseinrichtung 60B verzichtet. Stattdessen ist ein Getriebe 63 vorgesehen, dass den (einzigen) Motor 62A und das zugehörende Antriebsglied, wie eine Stellspindel, mit dem anderen Antriebsglied in einem, insbesondere festen, Drehzahlverhältnis koppelt. Die Verstellung der, z.B auf den Ringraum 23C einwirkenden, Pumpe 31 folgt dann, insbesondere den Flächenverhältnissen am Arbeitskolben 21 ent- sprechend, der Verstellung der auf, z.B. den ersten Kolbenraum 23A einwirkenden, Pumpe 32. Auch dieses Lösungskonzept ist von eigenständig erfinderischer Bedeutung und auch bei den übrigen Realisierungen der Erfindung, zumindest nach Figuren 3 bis 6, anwendbar.
Es ist wichtig zu betonen, dass es dem Fachmann auf dem vorliegenden Sachgebiet ohne weiteres möglich ist, auch die übrigen Merkmale der Realisierungen nach Figuren 1 und 2 und die übrigen Merkmale der Realisierungen nach Figuren 3 bis 7 im wesentlichen auch bei den jeweils anderen Realisierungen der Erfindung anzuwenden.
BEZUGSZEICHENLISTE
10 Antriebsanordnung 51 Stellmittel
20 Kolben/Zylinder-Anordnung 51 A, 51 B hydromechanisches An¬
21 Arbeitskolben triebsglied, wie Stellzylinder
22 Kolbenstange 51 C mechanisches Antriebsglied, wie
23A (erster) Kolbenraum oder ArStellspindel
beitszylinder 51 C mechanisches Antriebsglied, wie
23C (zweiter) Kolbenraum oder Stellspindel
Ringraum oder Rückholzylinder 51 C" mechanisches Antriebsglied, wie
30 Pumpenanordnung Stellspindel
31 (erste) Pumpe 52 Pumpenverschwenkmechanismus
31 A (erster) Druckfluid-Ausgang 60 Antriebseinrichtung
31 B (zweiter) Druckfluid-Ausgang 60A Antriebseinrichtung
32 zweite Pumpe 60B Antriebseinrichtung
33 Antrieb 61 weitere Pumpe
33A Antriebswelle 62 Antriebsmittel
33B Antrieb 63 Getriebe
33C Antrieb 150 Signalleitung
34 Pumpe 150A Signalleitung
36 Weggeber 150B Signalleitung
37 Getriebe
38 Versteileinrichtung D1 (erste) Druckleitung
38A Versteileinrichtung D1 ' Verbindungsleitung
38B VerStelleinrichtung D3 (zweite) Druckleitung
40 Druckmittel-Tank D3' Verbindungsleitung
50 Hydraulikventil U Umrichter
50A,50BProportionalventil/e

Claims

PATENTANSPRÜCHE
1. Hydraulische, insbesondere druckspeicherlose, Antriebsanordnung (10) für und mit einem Verbraucher, insbesondere für Pressen, mit einer, insbesondere doppelt wirksamen, Kolben/Zylinder-Anordnung (20), die mindestens einen reversierend verfahrbaren Arbeitskolben (21 ) und mindestens einen Zylinderraum umfasst und bei der der mindestens eine Zylinderraum oder die Zylinderräume mindestens einen den Arbeitskolben (21 ) mit Fluiddruck beaufschlagenden, ersten Kolbenraum (23A), und, vorzugsweise, mindestens einen zweiten Kolbenraum (23C) umfasst/umfassen, mit den oder die Kolbenraum/-räume mit einem Druckmittel versorgende/n Druckleitung/en (D1 , D3), mit mindestens einer Pumpenanordnung (30), welche mindestens eine, vorzugsweise zumindest drehzahlvariabel angetriebene, Pumpe (31 ; 32) und mindestens einen die mindestens eine Pumpe (31 , 32) antreibenden, vorzugsweise drehzahlvariablen, Antrieb (33) , mit mindestens einem mit der Kolben/Zylinder-Anordnung (20) und der Pumpenanordnung (30) hydraulisch verbundenen oder verbindbaren Druckmittelvorrat, bei der die mindestens eine Pumpe (32) über eine erste Druckleitung (D1 ) mit dem ersten Kolbenraum (23A) verbunden oder verbindbar ist, so dass die hydraulische Antriebsanordnung (10), vorzugsweise mittels eines einzigen einmotorigen Antriebsstrangs, in mindestens einer Bewegungsrichtung betreibbar ist und, vorzugsweise, auch im Arbeitsgang hohe Arbeitsdrücke erreicht, gekennzeichnet durch mindestens einen hydromechanischen Stellzylinder (51 ; 51 A) der mindestens einen Pumpe (32), eine hydraulische Verbindung/Verbindungsleitung (D1 '), die zwischen dem Stellzylinder (51 ; 51 A) und der zwischen der mindestens einen Pumpe (32) und dem ihr zugeordneten Kolbenraum (23A) vorgesehenen Druckleitung (D1 ) wirksam ist, sowie zumindest ein Hydraulikventil, insbesondere ein Proportionalventil (50; 50A), wobei das zumindest eine Hydraulikventil in der mindestens einen Verbindungsleitung (D1 !) zwischen dem Stellzylinder (51 ; 51 A) und der Druckleitung (D1 ) derart hydraulisch wirksam ist, dass durch Variation der Stellung dieses Hydraulikventils mittels eines externen, insbesondere elektrischen, die Stellung des Hydraulikventils beeinflussenden Stellsignals der Stellzylinder (51 ; 51 A) mit einem variablen Druck beaufschlagbar ist.
Hydraulische Antriebsanordnung (10) nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass eine Versteileinrichtung (38) der mindestens einen Pumpe und ein Stellmittel (51 ) für diese vorgesehen sind, wobei der Förderstrom der mindestens einen Pumpe mittels der von dem Stellmittel (51 ) betätigbaren VerStelleinrichtung (38) veränderbar ist.
Antriebsanordnung nach Anspruch 1 oder 2, gekennzeichnet durch mindestens zwei, je aus mindestens einer Pumpe (32; 34) und einem Antrieb (33C; 33B) bestehende, gesonderte Motor-Pumpenstationen für den ersten Kolbenraum (23A) und für mindestens einen zweiten Kolbenraum (23C), bei der zumindest eine der Motor- Pumpenstationen ein Hydraulikventil (50) in der Verbindungsleitung zwischen dem Stellzylinder (51 ) und der zugehörenden Druckleitung aufweist.
Verfahren zum Betreiben einer hydraulischen, insbesondere druckspeicherlosen, Antriebsanordnung für einen Verbraucher, insbesondere für Pressen, mit einer, insbesondere doppelt wirksamen, mindestens einen reversierend verfahrbaren Arbeitskolben (21 ) und mindestens einen Zylinderraum umfassenden Kolben/Zylinder-Anordnung (20), bei der der mindestens eine Zylinderraum oder die Zylinderräume mindestens einen den Arbeitskolben (21 ) mit Fluiddruck beaufschlagenden, ersten Kolbenraum (23A), und, vorzugsweise, mindestens einen zweiten Kolbenraum (23C) umfasst/umfassen, mit die Kolbenräume mit einem Druckmittel versorgenden Druckleitungen (D1 , D3), mit mindestens einer Pumpenanordnung (30), welche mindestens eine, vorzugsweise zumindest drehzahlvariabel angetriebene, Pumpe (31 ; 32) und mindestens einen die mindestens eine Pumpe (31 , 32) antreibenden, vorzugsweise drehzahlvariablen, Antrieb (33) umfasst,
insbesondere, wenn eine Versteileinrichtung (38) der mindestens einen Pumpe und einem Stellmittel (51 ) für diese vorgesehen ist, wobei der Förderstrom der mindestens einen Pumpe mittels der von dem Stellmittel (51 ) betätigbaren Versteileinrichtung (38) veränderbar ist, mit mindestens einem mit der Kolben/Zylinder-Anordnung (20) und der Pumpenanordnung (30) hydraulisch verbundenen oder verbindbaren Druckmittelvorrat, bei der die mindestens eine Pumpe (32) über eine erste Druckleitung (D1 ) mit dem ersten Kolbenraum (23A) verbunden oder verbindbar ist, so dass die hydraulische Antriebsanordnung (10), vorzugsweise mittels eines einzigen einmotorigen Antriebsstrangs, in mindestens einer Bewegungsrichtung betreibbar ist und, vorzugsweise, auch im Arbeitsgang hohe Arbeitsdrücke erreicht, dadurch gekennzeichnet, dass mindestens ein hydromechanischer Stellzylinder (51 ; 51 A) der mindestens einen Pumpe (32) vorgesehen wird, eine hydraulische Verbindung/Verbindungsleitung (D1 '), die zwischen dem Stellzylinder (51 ; 51 A) und der zwischen der mindestens einen Pumpe (32) und dem ihr zugeordneten Kolbenraum (23A) vorgesehenen Druckleitung (D1 ) wirksam ist, vorgesehen wird, sowie zumindest ein Hydraulikventil, insbesondere ein Proportionalventil (50; 50A) vorgesehen wird, wobei das zumindest eine Hydraulikventil in der mindestens einen Verbindungsleitung (DV) zwischen dem Stellzylinder (51 ; 51 A) und der Druckleitung (D1 ) derart hydraulisch wirksam wird, dass durch Variation der Stellung dieses Hydraulikventils mittels eines externen, insbesondere elektrischen, die Stellung des Hydraulikventils beeinflussenden Stellsignals der Stellzylinder (51 ; 51 A) mit einem variablen Druck beaufschlagt wird.
Verfahren nach dem Oberbegriff von Anspruch 4, insbesondere nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass eine durch eine hydromechanische oder mechanische Pumpenverstellung oder -regelung bewirkte Veränderung, insbesondere Verringerung, des Förderstromes der mindestens einen Pumpe mittels einer die hydromechanische oder mechanische Pumpenverstellung bewirkenden oder die Pumpenregelung überlagernden, extern ansteuerbaren hydraulischen oder mechanischen Antriebseinrichtung (60) so weit hinausgezögert wird, bis das Antriebsmoment des Motors so weit wie gewünscht ausgelastet ist.
Verfahren nach Anspruch 4 oder 5, dadurch gekennzeichnet, dass der Antriebsmotor des drehzahlvariablen Hydraulikantriebes mittels der extern ansteuerbaren Antriebseinrichtung (60) kurzzeitig gezielt über sein Nennmoment hinaus belastet wird.
Verfahren nach einem der Ansprüche 4 bis 6, gekennzeichnet durch Verwenden des aktuellen Auslastungsgrades des Antriebsmotors als Regelgröße für die zu geordnete Pumpe.
Verfahren nach Anspruch 6 oder 7, dadurch gekennzeichnet, dass zur Wiederabkühlung des zuvor gezielt überlasteten Antiebsmotors eine Eilgangfahrt und/oder Pausen zum Be- und Entladen des Verbrauchers genutzt werden.
Verfahren nach einem der Ansprüche 4 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass ein hoher Schwenkwinkel der mindestens einen Pumpe beibehalten wird, obwohl der Verlauf des Auslastungsfaktors eine baldige Notabschaltung erkennen lässt.
0. Hydraulische, insbesondere druckspeicherlose, Antriebsanordnung (10) für und mit einem Verbraucher, insbesondere für Pressen, mit einer Kolben/Zylinder-Anordnung (20), die mindestens einen reversierend verfahrbaren Arbeitskolben (21 ) und mindestens einen Zylinderraum umfasst und bei der der mindestens eine Zylinderraum oder die Zylinderräume mindestens einen den Arbeitskolben (21 ) mit Fluiddruck beaufschlagenden (ersten) Kolbenraum (23A), umfasst/umfassen, mit den oder die Kolbenraum/-räume mit einem Druckmittel versorgende/n Drucklei- tung/en (D1 , D3), mit mindestens einer Pumpenanordnung (30), welche mindestens eine, vorzugsweise zumindest drehzahlvariabel angetriebene, Pumpe (31 ; 32) und mindestens einen die mindestens eine Pumpe (31 , 32) antreibenden, vorzugsweise drehzahlvariablen, Antrieb (33) umfasst, mit einer VerStelleinrichtung (38) der mindestens einen Pumpe und einem Stellmittel
(51 ) für diese, wobei der Förderstrom der mindestens einen Pumpe mittels der von dem Stellmittel (51 ) betätigbaren Versteileinrichtung (38) veränderbar ist, mit mindestens einem mit der Kolben/Zylinder-Anordnung (20) und/oder der Pum- penanordnung (30) hydraulisch verbundenen oder verbindbaren Druckmittelvorrat, bei der die mindestens eine Pumpe (32) über eine erste Druckleitung (D1 ) mit dem (ersten) Kolbenraum (23A) verbunden oder verbindbar ist, so dass die hydraulische Antriebsanordnung (10) in mindestens einer Bewegungsrichtung betreibbar ist und, vorzugsweise, auch im Arbeitsgang die gewünschten Arbeitsdrücke erreicht, dadurch gekennzeichnet, dass die Antriebsanordnung (10) als Stellmittel (51 ) der mindestens einen Pumpe (32) mindestens ein hydromechanisches oder mechanisches Antriebsglied, wie einen Stellzylinder (51 A; 51 B) oder eine Stellspindel (51 C), umfasst und dass mindestens eine, vorzugsweise externe, insbesondere elektrisch gesteuerte, Antriebseinrichtung (60) zur Variation der Stellung des Stellmittels (51 ) der Versteileinrichtung (38) der mindestens einen Pumpe vorgesehen ist. Hydraulische Antriebsanordnung nach Anspruch 10, bei der das Stellmittel (51 ) der mindestens einen Pumpe (32) mindestens ein hydromechanisches Antriebsglied, wie einen Stellzylinder (51 A; 51 B) ist, dadurch gekennzeichnet, dass die mindestens eine Antriebseinrichtung (60) umfasst:
a) eine hydraulische Verbindung/Verbindungsleitung (D1 '; D3'), die zwischen dem Stellzylinder (51 A; 51 B) und der zwischen der mindestens einen Pumpe (32) und dem ihr zugeordneten Kolbenraum (23A) vorgesehenen Druckleitung (D1 ) wirksam ist, sowie
b) zumindest ein Hydraulikventil (50), insbesondere ein Proportionalventil (50A; 50B), und dass das zumindest eine Hydraulikventil in der mindestens einen Verbindungsleitung (D11) zwischen dem Stellzylinder (51 ; 51 A) und der Druckleitung (D1 ) derart hydraulisch wirksam ist, dass durch Variation der Stellung dieses Hydraulikventils mittels eines externen, insbesondere elektrischen, die Stellung des Hydraulikventils beeinflussenden Stellsignals der Stellzylinder (51 ; 51 A) mit einem variablen Druck beaufschlagbar ist.
Hydraulische Antriebsanordnung nach Anspruch 10, bei das Stellmittel (51 ) der mindestens einen Pumpe (32) mindestens ein hydromechanisches Antriebsglied (51 A; 51 B), wie einen Stellzylinder ist, dadurch gekennzeichnet, dass die mindestens eine Antriebseinrichtung (60) umfasst:
a) eine mit dem hydromechanischen Antriebsglied (51 A; 51 B) der mindestens einen Pumpe (32) im Verstellsinn fluidisch verbundene (weitere) Pumpe (61 ) sowie b) ein der weiteren Pumpe (61 ) zugeordnetes Antriebsmittels (62), und dass durch Steuern des Antriebmittels (62) mittels eines externen, insbesondere elektrischen, die Fördermenge der weiteren Pumpe (61 ) beeinflussenden Stellsignals das hydromechanische Antriebsglied (51 A; 51 B) in variable Stellungen verlagerbar ist.
Hydraulische Antriebsanordnung nach Anspruch 10, bei das Stellmittel (51 ) der mindestens einen Pumpe (32) mindestens ein mechanisches Antriebsglied (51 C), wie eine Stellspindel, ist, dadurch gekennzeichnet, dass die mindestens eine An- triebseinrichtung (60) ein mit dem mechanischen Antriebsglied (51 C) der mindestens einen Pumpe (32) im Verstellsinn verbundenes Antriebsmittel (62), umfasst und dass durch Steuern des Antriebmittels (62) mittels eines externen, insbesondere elektrischen, die Stellung des mechanischen Antriebsglieds (51 C) beeinflussenden Stellsignals das mechanischen Antriebsglieds (51 C) in variable Antriebsstellungen verlagerbar ist.
4. Hydraulische Antriebsanordnung nach einem der Ansprüche 10 bis 13, bei die Kolben/Zylinder-Anordnung (20) mindestens einen (zweiten) Kolbenraum (23C) aufweist, der von einer (ersten) Pumpe (31 ) der Pumpenanordnung (30) gespeist wird, dadurch gekennzeichnet, dass die (erste) Pumpe (31 ) über einen zweiten Druckflu- id-Ausgang (31 B) mit dem (ersten) Kolbenraum (23A) der Kolben/Zylinder- Anordnung (20) zu dessen zusätzlicher Druckmittel-Beaufschlagung verbunden oder verbindbar ist.
5. Hydraulische Antriebsanordnung nach einem der Ansprüche 10 bis 14, bei die Kolben/Zylinder-Anordnung (20) mindestens einen (zweiten) Kolbenraum (23C) aufweist, der von einer (ersten) Pumpe (31 ) der Pumpenanordnung (30) gespeist wird, dadurch gekennzeichnet, dass, unter Verzicht auf ein eigenständig gesteuertes Antriebsmittels für eine zweite Antriebseinrichtung (60B), ein Getriebe (63) vorgesehen ist, dass das Antriebsmittel des zugehörenden Antriebsglieds der ersten Antriebseinrichtung (60A) mit dem anderen Antriebsglied in einem, insbesondere festen, Drehzahlverhältnis koppelt.
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