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Hydraulische Antriebsvorrichtung
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Die Erfindung betrifft eine hydraulische Antriebsvorrichtung für ein
Maschinenelement, z.B. einen Stanzkopf oder den Pressenbären einer hydraulischen
Presse, das im Verlauf eines Arbeitszyklus eine zum Werkstück hin gerichtete Eilvorschub-Bewegung
äls Zustellung-Bewegung, weiter einen langsamer, dafür aber unter erhöhter Vorschubkraft
erfolgenden Lasthub als Arbeitsbewegung und in der entgegengesetzten Richtung wieder
eine Eil-Rückzugsbewegung ausführt, durch die das Werkzeug in seine Ausgangsstellung
für einen nachfolgenden Arbeitshub gelangt, und mit den weiteren, im Oberbegriff
des Patentanspruch 1 genannten, gattungsbestimmenden Merkmalen.
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Antriebsvorrichtungen dieser Art sind allgemein bekannt, z.B. als
nachlaufgesteuerte bzw. -geregelte Maschinenantriebe, wobei im Rahmen der Leistungs-Antriebseinheit
ein sog. Lastzylinder, der eine große wirksame Kolbenfläche hat und zwei bezüglich
der Längsachse des Lastzylinders symmetrisch angeordnete kleinere, sog. Eilzylinder
vorgesehen sind, die jeweils als doppelt wirkende Linearmotore ausgebildet sind.
Im Eil-Vorschub-Betrieb der Antriebsvorrichtung sind nur die Eilzylinder, deren
insgesamt wirksame Kolbenfläche AE deutlich kleiner ist als die wirksame Kolbenfläche
Al des Lastzylinders an den Hochdruckausgang der hydraulischen Leistungsquelle angeschlossen,
während im Lastbetrieb, in dem das Werkze
-ig seinen eigentlichen
Arbeitshub ausführt, in dessen Verlauf das Werkstück seine zweckgerechte, bleibende
Verformung erfährt, zusätzlich auch der Lastzylinder an die hydraulische Leistungsquelle
angeschlossen ist, so daß im Lastbetrieb insgesamt die Kolbenfläche AL = AE + Al
wirksam ist. Die zyklusgerechte Steuerung der Eilvorschub-, Lastvorschub- und Eil-Rückzugs-Bewegungsphasen
des Werkzeuges erfolgt durch nachlaufgeregelte Steuerung der der Leistungs-Antriebseinheit
von der hydraulischen Leistungsquelle zugeleiteten und von der Leistungs-Antriebseinheit
zum Tank der hydraulischen Leistungsquelle zurückgeleiteten Druckmittelströme, z.B.
mit Hilfe eines als 4/3-Wege-Ventil ausgebildeten Nachlauf-Regelventils, das mit
elektrisch gesteuerter Sollwert-Vorgabe und mechanischer Positions-Istwert-Rückmeldung
arbeitet. Um ein gutes dynamisches Verhalten der Antriebsvorrichtung insgesamt,
d.h. möglichst geringe Zykluszeiten und gute Positioniergenauigkeit zu erzielen,
ist die Auslegung des Nachlauf-Regelkreises so getroffen, daß die Kreisverstärkung
Kv, die allgemein durch die Beziehung Kv = v/~s definiert ist, in den Eil-Betriebszuständen
der Antriebsvorrichtung ungefähr 1/7 bis 1/4 der Kennkreisfrequenz, d.h. näherungsweise
etwa der Eigenfrequenz des Antriebs-/Massensystems entspricht, wobei mit v die Vorschubgeschwindigkeit(im
Eilbetrieb)und mit ts der Schleppfehler bezeichnet sind, der mit dem Verstellhub
des Nachlauf-Regelventils verknüpft ist, um bei vorgegebener Förderleistung die
für die erwünschte Vorschubgeschwindigkeit benötigte, zeitbezogene Fördermenge zu
erzielen.
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Der wesentliche Nachteil einer solchen nachlaufgeregelten hydraulischen
Antriebsvorrichtung besteht darin, daß sich beim Übergang vom Eilvorschub- auf den
Lastvorschub-Betrieb ~wegen der bei konstanter Förderleistung damit verknüpften
Verringerung der Vorschubgeschwindigkeit im Verhältnis AE/CPZ,in in demselben Verhältnis
auch die für den Nachlauf-Regelkreis charakteristische Kreisverstärkung Kv reduziert,
mit der Folge, daß sich die für den Arbeitshub maßgebliche Einregelzeit erhöht und
dessen Beitrag zur Gesamtdauer eines Arbeitszyklus drastisch erhöht wird, mit der
weiteren Folge, daß insgesamt wesentlich verlängerte Zykluszeiten in Kauf genommen
werden müssen.
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Dies ist insbesondere dann von Nachteil, wenn die Antriebsvorrichtung
im Rahmen einer Bearbeitungsmaschine, z.B.
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einer Stanzmaschine, eingesetzt ist, die mit fortlaufend wiederholten
Arbeitszyklen arbeitet.
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Aufgabe der Erfindung ist es daher, eine Antriebsvorrichtung der eingangs
genannten Art zu schaffen, die kürzere Arbeitszykluszeiten und damit auch eine rationellere
Bearbeitung eines Werkstückes ermöglicht.
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Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die im kennzeichnenden Teil
des Patentanspruchs 1 genannten Merkmale gelöst.
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Die erfindungsgemäße Antriebsvorrichtung hat den wesentlichen Vorteil,
daß beim Übergang von Eilvorschub- auf Lastvorschub-Betrieb selbsttätig eine bedarfsgerechte
Anpassung der Kreisverstärkung des Nachlauf-Regelkreises
an den
Lastvorschub-Betrieb, im Sinne einer Erhöhung der Kreisverstärkung, erfolgt, wodurch
die Einregelzeiten, d.h.
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die Zeitspannen, innerhalb derer die Gleichheit von Soll-und Ist-Position
des Werkzeuges erreicht wird, deutlich reduziert und insgesamt deutlich verminderte
Arbeitszykluszeiten erzielt werden können.
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In der durch die Merkmale des Anspruchs 2 angegebenen Auslegung der
erfindungsgemäßen Antriebsvorrichtung können, verglichen mit konventionellen Antriebsvorrichtungen
der eingangs genannten Art, Verkürzungen der Arbeitszykluszeiten um etwa 1/3 erzielt
werden, was als erheblicher Vorteil zu werten ist. Dabei genügt es für die meisten
Einsatzfälle, wenn im Last-Betrieb der erfindungsgemäßen Antriebsvorrichtung nicht
die höchstmögliche Kreisverstärkung ausgenutzt wird, sondern lediglich ein Wert
derselben, der etwa dem für den Eil-Vorschubbetrieb charakteristischen Wert entspricht,
falls dieser für den Eil-Vorschubbetrieb im Sinne der eingangs erläuterten Relation
zur Eigenfrequenz der Antriebsvorrichtung optimiert ist.
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Eine Anhebung der Regelkreisverstärkung für den Last-Vorschubbetrieb
kann dadurch realisiert werden, daß im Rahmen des Nachlauf-Regelventils eine in
der Art eines Wechselgetriebes arbeitende Umschaltvorrichtung vorgesehen ist, die
aus Regelabweichungen resultierende Auslenkungen eines Ventilbetätigungsgliedes,
mit denen proportionale änderungen der wirksamen Durchflußquerschnitte verknüpft
sind, im Lastbetriebsfall in größere Auslenkungen des Ventilbetätigungsgliedes übersetzt
als im Eilbetriebsfall. In einem solchen Nachlauf-
Regelventil
verwendbare Ventileinsätze müssen dann aber auf große Durchflußmengen ausgelegt
sein, mit der Folge, daß auch das Nachlauf-Regelventil verhältnismäßig groß baut.
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Die bevorzugte Gestaltung einer erfindungsgemäßen Antriebsvorrichtung
gemäß den Merkmalen des Anspruchs 3 hat demgegenüber den Vorzug, daß ein Nachlauf-Regelventil
verwendbar ist, das auf kleine Nennwerte des Arbeitsmedium-Durchflusses ausgelegt
ist und dennoch Änderungen der Regelkreisverstärkung innerhalb weiter Grenzen möglich
sind.
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Bei der durch die Merkmale des Anspruchs 4 angegebenen Ausgestaltung
einer solchen Antriebsvorrichtung, bei der das Nachlauf-Regelventil als Vorsteuerventil
für ein Durchfluß-Steuerventil benutzt ist, werden Auslenkungen des Ventilkolbens
des Durchfluß-Steuerventils auf Auslenkungen des Ventilbetätigungsgliedes des Nachlauf-Regelventils
zurückgekoppelt, im Lastbetriebsfall mit größerem Rückkopplungsgrad als im Eilbetriebsfall,
und dadurch die Anhebung der Regelkreisverstärkung im Lastbetriebsfall erzielt.
Bei dieser Art der Regelung ist das Ventilbetätigungsglied des Nachlauf-Regelventils,
sobald sich ein stationärer Zustand der Regelung, d.h.
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Übereinstimmung der Vorschubgeschwindigkeit mit der diesbezüglichen
Sollwert-Vorgabe, eingestellt hat, in seine Grundstellung gesteuert.
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Durch die Merkmale des Anspruchs 5 ist ihrem grundsätzlichen Aufbau
nach eine besonders einfache Gestaltung einer Rückmelde- bzw. Rückkopplungseinrichtung
als Hebelübersetzung umrissen und durch die Merkmale der Ansprüche 6 bis 10 hinsichtlich
Einzelheiten ihres Aufbaues näher spezifiziert, durch die den wesentlichen praktischen
Bedürfnissen entsprechende Änderungen der Regelkreisverstärkung mit einfachsten
konstruktiven Mitteln erzielt werden können.
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In Verbindung hiermit sind durch die Merkmale der Ansprüche 11 bis
14 konstruktiv einfache und funktionssichere Komponenten der erfindungsgemäßen Antriebsvorrichtung
angegeben, die bedarfsgerecht die selbsttätige Umschaltung der Regelkreisverstärkung
beim übergang von Eilvorschubauf Lastvorschub-Betrieb sowie von diesen auf Eil-Rückzugs-Betrieb
vermitteln.
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Durch die Merkmale des Anspruchs 15 ist in ihrem grundsätzlichen Aufbau
und durch die Merkmale der Ansprüche 16 und 17 in funktionswesentlichen Einzelheiten
näher spezifiziert eine zu einer Hebelübersetzung alternative Gestaltung ein#er
Rückmelde- bzw. Rückkopplungs-Einrichtung angegeben, bei der mit Gewindegliedern
unterschiedlicher Steigung besonders hohe Werte des Übersetzungsverhältnisses einstellbar
sind, das für die Anhebung der Regelkreisverstärkung im Last-Betriebszustand der
Antriebsvorrichtung maßgeblich ist.
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Durch die Merkmale der Ansprüche 18 bis 20 sind bevorzugte Gestaltungen
einer erfindungsgemäßen Antriebsvorrichtung angegeben, die innerhalb vorgegebener
Grenzwerte eine stufenlose Einstellung der in den Eil- und Last-Betriebspahsen der
Antriebsvorrichtung ausnutzbaren Regelkreisverstärkungen vermittelt und damit eine
flexible Anpassung der Antriebsvorrichtung an die verschiedensten Leistungs-Antriebseinheiten
ermöglicht.
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Schließlich ist durch die Merkmale des Anspruchs 21 eine einfache
Art der elektronischen Überwachung bzw.
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Einstellung der Regelkreisverstärkung angegeben, die eine z.B. programmgesteuerte
Veränderung oder Anpassung der Regelkreisverstärkung ermöglicht.
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Weitere Einzelheiten und Merkmale der Erfindung ergeben sich aus der
nachfolgenden Beschreibung spezieller Ausführungsbeispiele anhand der Zeichnung.
Es zeigen: Fig. 1 ein Blockschaltbild einer ersten Ausführungsform einer erfindungsgemäßen
Antriebsvorrichtung mit einem als Vorsteuerventil für ein als Kolben-Schieber-Ventil
ausgebildetes Durchfluß-Steuerventil ausgenutzten Nachlauf-Regelventil und einer
als Kipphebel-Übersetzer ausgebildeten Rückmeldeeinrichtung für die Auslenkung des
Kolbens des Durchfluß-Steuerventils, Fig. 2 Einzelheiten des im Rahmen der Antriebsvorrichtung
gemäß Fig. 1 vorgesehenen Nachlauf-Regelventils und dessen Ankopplung an die Rückmeldeeinrichtung
und Fig. 3 die Rückmeldeeinrichtung einer weiteren Ausführungsform einer erfindungsgemäßen
Antriebsvorrichtung mit koaxialer Anordnung der Rückmeldeeinrichtung zwischen einem
Nachlauf-Regelventil und einem Durchfluß-Steuerventil.
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Die in der Fig. 1, auf deren Einzelheiten ausdrücklich verwiesen sei,
ihrem grundsätzlichen Aufbau nach dargestellte, erfindungsgemäße elektrohydraulische
Antriebsvorrichtung 10 sei, zum Zweck der Erläuterung eines besonders vorteilhaften
Einsatzfalles, jedoch ohne Beschränkung der Allgemeinheit, als Antrieb für eine
Presse 11, 12 gedacht, bei der das Preßwerkzeug 11 , der sogenannte Pressenbär,
in einer als Eil-Betriebsphase zu bezeichnenden Anfangsphase seiner auf das auf
dem Pressentisch 12 liegende Werkstück 13 zugerichteten Vorschubbewegung relativ
schnell, d.h.
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mit einer typischen Geschwindigkeit von 0,5 m/s, jedoch mit verhältnismäßig
kleiner Vorschubkraft bewegt wird, und in einer anschließenden zweiten Phase seiner
auf das Werkstück 13 zugerichteten Vorschubbewegung, dem eigentlichen Arbeitshub,
in dessen Verlauf das Werkstück im Pressvorgang eine bleibende Verformung erfährt,
deutlich langsamer aber mit entsprechend größerer Vorschubkraft angetrieben ist.
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Die vom gepressten Werkstück 13 weggerichtete Rückzugsbewegung des
Pressenbärs 11 vollzieht sich dann wieder mit der für den Eilbetrieb charakteristischen,
großen Geschwindigkeit und kleiner Vorschubkraft.
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Die Leistungs-Antriebseinheit der Antriebsvorrichtung 10 ist in der
Fig. 1 durch drei doppelt wirkende Hydraulikzylinder 14, 16 und 17 veranschaulicht.
Der Kolben 18 des zentral angeordneten Hydraulikzylinders 16 hat eine wesentlich
größere wirksame Querschnittsfläche als die Kolben 19 bzw. 21 der beiden äußeren
Hydraulik-Zylinder 14 und 17 , die bezüglich der zentralen Längsachse 22
des
mittleren Hydraulikzylinders 16 symmetrisch angeordnet sind. Die Zylindergehäuse
sind fest mit dem lediglich schematisch angedeuteten Pressengestell 23 , das auch
den Pressentisch 12 umfaßt, verbunden. Die Kolben 18, 19 und 21 sind mit je einer
nach unten aus den Zylindergehäusen austretenden Kolbenstange mit dem Pressenbär
11 und mit je einer nach oben aus den Zylindergehäusen austretenden Kolbenstange,
die untereinander mittels eines Joch-Gliedes 24 gekoppelt sind, mit einer sich in
Bewegungsrichtung der Kolben 18, 19 und 21 bzw. Pressenbär 11. erstreckenden Zahnstange
26 verbunden, die Funktionselement einer im Folgenden noch näher zu erläuternden
Rückmeldeeinrichtung ist, die im Rahmen eines Nachlauf-Regelkreises der Antriebsvorrichtung
10 die Ist-Wert-Rückmeldung der Momentanposition des Pressenbärs 11.
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vermittelt.
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Ein typischer Arbeitszyklus der insoweit erläuterten Presse 11, 12
und ihrer Leistungs-Antriebseinheit 18, 19, 21 läuft wie folgt ab: ausgehend von
der in der Fig. 1 in ausgezogenen Linien dargestellten Grund-bzw. Anfangsstellung
der Kolben 18, 19 und 21 der Hydraulik-Zylinder 16, 14 und 17 bzw. des Pressenbärs
11 , der in dieser Anfangsstellung seinen größten, vertikalen Abstand vom Werkstück
13 bzw. dem Pressentisch 12 hat, wird durch Einspeisung eines Hydraulik-Olstromes
in die oberhalb der Kolben 19 und 21 der äußeren Hydraulik-Zylinder 14 und 17 angeordneten
Arbeitsräume 27 und 28 derselben, während ihre unterhalb der Kolben 19 und 21 angeordneten
Arbeitsräume 29 und 31. , sowie der obere Arbeitsraum 32 und der untere Arbeitsraum
33. des mittleren Hydraulik-Zylinders 16 an den Tank T der im übrigen
durch
eine Hochdruckpumpe 34 repräsentierten hydraulischen Druckversorgung angeschlossen
sind, die Eilbetriebsphase der in Richtung auf das Werkstück 13 hin erfolgenden
Vorschubbewegung des Pressenbärs 11 eingeleitet, in deren Verlauf sich der Pressenbär
11 mit der Geschwindigkeit VE = Q/AE (1) auf das Werkstück (13) zu bewegt, wobei
mit Q die pro Sekunde insgesamt in die oberen Arbeitsräume 27 und 28. der äußeren
Hydraulik-Zylinder 14 und 17 einströmende Hydraulik-ölmenge, gemessen in cm3/s,
und mit AE die insgesamt wirksame Fläche der beiden Kolben 19 und 21 dieser beiden
Hydraulikzylinder 14 und 17 bezeichnet sind.
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Es sei angenommen, daß die Kolben 18, 19 und 21 der Hydraulik-Zylinder
16, 14 und 17 bzw. der Pressenbär 11 in dieser Eil-Betriebsphase den größten Teil
ihrer auf das Werkstück 13 zu gerichteten Vorschubbewegung ausführen, z.B. bis in
die gestrichelt eingezeichnete Stellung, in der sich der Pressenbär 11 noch in einem
kleinen vertikalen Abstand von dem Werkstück 13 befindet. Mit dem Erreichen dieser
Position wird, z.B. durch selbsttätig gesteuerte Umschaltung eines ersten Magnetventils
36. der obere Arbeitsraum 32 des mittleren Hydraulik-Zylinders 16 gegen den Tank
T der hydraulischen Druckversorgung 34 abgesperrt und dafür zusätzlich zu den Hydraulik-Zylindern
14 und 17 an die Drucköl-Zuführung angeschlossen; sein unterer Arbeitsraum 33 bleibt
weiterhin mit dem Tank T verbunden. Durch die zusätzliche Einleitung des Drucköl-Stromes
in den oberen Arbeitsraum 32 des mittleren
Hydraulik-Zylinders
33 , dessen Kolben 18 die wirksame Kolbenfläche Al habe, wird die sogenannte Last-Betriebsphase
eingeleitet, in welcher der Pressenbär 11. seine restliche Vorschub-Bewegung bis
zum Kontakt mit dem Werkstück 13 sowie seinen mit großem Kraftbedarf verknüpften,
die bezweckte Verformung des Werkstückes 13 vermittelnden Arbeitshub ausführt.
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In der Last-Betriebsphase ist die Geschwindigkeit VL, r mit der sich
der Pressenbär 11 auf den Pressentisch 12 zu bewegt, durch die Beziehung VL = Q/AL
(2) gegeben, wobei mit AL die im Lastbetrieb wirksame Gesamtfläche der Kolben .18,
19 und 21 der Hydraulik-Zylinder 16, 14 und 18 bezeichnet ist, gemäß der Beziehung
AL = Al + AE (3) Die abschließende Rückzugsbewegung des Pressenbärs 11.
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erfolgt wieder in einer Eil-Betriebsphase der Hydraulik-Zylinder 14,
16 und 17 , wobei nunmehr der die Beaufschlagung der beiden äußeren Hydraulik-Zylinder
14 und 17 vermittelnde Drucköl-Strom in deren untere Arbeitsräume 29 und 31 eingeleitet
wird, während ihre oberen Arbeitsräume 27 und 28 sowie der untere Arbeitsraum 33
und der obere Arbeitsraum 32 des mittleren Hydraulik-Zylinders 1.6. , der nur im
Lastbetrieb für den Vorschub ausgenutzt wird,
an den Tank der Drucköl-Versorgung
34 angeschlossen sind.
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Der Anschluß des oberen Arbeitsraumes 32# des mittleren Hydraulik-Zylinders
16. erfolgt dabei durch gesteuerte Umschaltung des Magnetventils 36 in dessen Durchflußstellung
bezüglich des Tankanschlusses. Der Arbeitszyklus ist beendet, wenn die Kolben 18,
19 und 21 der Hydraulik-Zylinder 16, 14 und 17. und der Pressenbär 11 wieder die
in der Fig. 1 dargestellte Ausgangsstellung erreicht haben.
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Zur Steuerung des insoweit erläuterten Bewegungsablaufes eines Arbeitszyklus
der Presse l1,12 ist im Rahmen der Antriebsvorrichtung 10 ein Nachlauf-Regelkreis
vorgesehen, der mit elektronisch gesteuerter Positions-Soll-Wert-Vorgabe und mechanischer
Positions-Ist-Wert-Rückmeldung arbeitet.
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Funktionswesentliches Element dieses Nachlauf-Regelkreises ist ein
seinem grundsätzlichen Aufbau nach in der Fig. 2, auf deren Einzelheiten wiederum
ausdrücklich verwiesen sei, dargestelltes, insgesamt mit 41 bezeichnetes Nachlauf-Regelventil,
das, wie aus dem Schaltbild der Fig. 1 ersichtlich, als 4/3-Wege-Ventil ausgebildet
ist. In koaxialer Anordnung bezüglich der zentralen Längsachse 42 des Ventilgehäuses
43 sind in diesem eine Spindelmutter 44 und eine Spindel 46 gelagert, deren Innengewinde
47 bzw.
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Außengewinde 48 , die eine typische Steigung von 10 mm haben, über
Gewindekugeln 49 in kämmendem Eingriff miteinander stehen. Die Gewinde 47 und 48.
seien als Rechtsgewinde vorausgesetzt. Die Spindelmutter 44 ist in einer
Hülse
51 drehbar gelagert und zwar über Axial-Kugellager 52 und 53 , so daß axiale Relativbewegungen
der Hülse 51 gegen die Spindelmutter 44 ausgeschlossen sind. Die Hülse 51 und mit
dieser die Spindelmutter 44 sind in einer zentralen Längsbohrung 54 des Ventilgehäuses
43; in axialer Richtung hin- und her-verschiebbar geführt, wobei die Hülse 51 durch
nicht dargestellte Führungselemente gegen ein Verdrehen innerhalb des Ventilgehäuses
43 gesichert ist. Bezogen auf eine vorgegebene Position der Spindel 46 resultiert
aus einer Verdrehung der Spindelmutter 44 , in Richtung des Pfeils 56 gesehen im
Uhrzeigersinn, zu einer Auslenkung E1 der Hülse 51 gemäß Fig. 2 nach links und eine
Verdrehung der Spindelmutter 44 im Gegen-Uhrzeigersinn zu einer Auslenkung E2 der
Hülse 51 nach rechts. In einer ringrauittförmigen Erweiterung 57 der zentralen Bohrung
54 des Ventilgehäuses 43 ist ein mit der Hülse 51 fest verbundenes, Platten-oder
Ringflansch-förmiges Ventilbetätigungsglied 58 5 8 zuangeordnet, das axiale Verschiebebewegungen
der Hülse 51 mit ausführt und bei einer Auslenkung £1, gemäß Fig. 2 nach links,
zwei Kegel-Sitzventile 59 und 61 , deren kegelstumpfförmige Ventilkörper 62. durch
Rückstellfedern 63. in ihre Sperrstellung gedrängt werden, in Öffnungsrichtung betätigt,
alternativ bei einer hinreichenden Auslenkung 62 d.h. gemäß Fig. 2 nach rechts,
zwei entsprechend ausgebildete Kegel-Sitzventile 64 und 66 ebenfalls in öffnungsrichtung
betätigt. Bei der in der Fig. 2 dargestellten Mittelstellung des Ventil-.Betätigungsgliedes
58. befinden sich sämtliche vier Kegel-Sitzventile 59, 61, 64 und 66 in ihrer Sperrstellung.
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Diese Stellung entspricht der gemäß Fig. 1 mit 0 bezeichneten Grundstellung
des Nachlauf-Regelventils 41 in der die Versorgungs-Anschlüsse A und B des Nachlauf-Regelventils
41 sowohl gegen den Tank T als auch gegen den P-Ausgang der Druckmittelversorgung
34. abgesperrt sind. Durch eine, z.B. durch eine Verdrehung der Spindelmutter 44.
im Uhrzeigersinn ausgelöste Auslenkung des Ventil-Betätigungsgliedes 58 nach links,
wodurch die beiden Ventile 59 und 61 aufgesteuert werden, während die Ventile 64
und 66. gesperrt bleiben, gelangt das Nachlauf-Regelventil 41 in die in der Fig.
1 mit I bezeichnete Durchflußstellung, in welcher der Versorgungsanschluß A des
Nachlauf-Regelventils .41 mit dem P-Ausgang der Druckmittelversorgung 34 und der
Versorgungs-Ausgang B des Nachlauf-Regelventils 41 mit dem Tank T verbunden sind.
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Bei einer Auslenkung £2, gemäß Fig. 2 nach rechts, gelangt das Nachlauf-Regelventil
41 in seine in der Fig. 1 mit II bezeichnete, alternative Durchfluß-Stellung, in
welcher der Versorgungs-Anschluß A des Nachlauf-Regelventils 41 mit dem Tank T und
der Versorgungs-Anschluß B des Nachlauf-Regelventils 41 mit dem P-Ausgang der Druckversorgung
.34 verbunden sind. Eine hinreichende Förderleistung der Hochdruckpumpe 34 vorausgesetzt,
ist der Durchfluß durch die Ventile 49 und 61 bzw. 64 und 66 des Nachlauf-Regelventils
41 jeweils den Auslenkungen E1 bzw.
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ihrer Ventilkörper 62 aus der Ruhelage proportional.
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Das Nachlauf-Regelventil ist im Rahmen der Antriebsvorrichtung .10.
als Vorsteuer-Ventil für ein ebenfalls als 4/3-Wege-Ventil ausgebildetes, hydraulisch
vorgesteuertes Durchfluß-Steuerventil 67 ausgenutzt, über das die zu
der
Antriebseinheit hin und von dieser zurück führenden Hydraulik-ölströme steuerbar
sind. Für dieses Durchfluß-Steuerventil 67 ist eine an sich bekannte Gestaltung
als Kolben-Schieber-Ventil vorgesehen. In der mit 0 bezeichneten Grundstellung des
Durchfluß-Steuerventils 67 sind dessen Versorgungsanschlüsse A und B sowohl gegen
den Tank als auch gegen den P-Ausgang der Druckmittel-Versorgung 34 abgesperrt.
In der mit II bezeichneten Funktionsstellung des Durchfluß-Steuerventils 67 sind
dessen Versorgungsanschluß A mit dem Tank und der Versorgungsanschluß B mit dem
Hochdruckausgang P der Druckmittelversorgung 34 verbunden. In diese Funktionsstellung
II ist das Durchfluß-Steuerventil 67 während der Eilbetriebsphase und der Lastbetriebsphase
des Vorschub-Betriebes der die Hydraulik-Zylinder 14, 16 und 17 umfassenden Leistungs-Antriebseinheit
gesteuert. In der zur Funktionsstellung II alternativen Funktionsstellung I sind
der Versorgungsanschluß B des Durchfluß-Steuerventils 67 mit dem Tank T und der
Versorgungsanschluß A des Durchfluß-Steuerventils 67 mit dem Hochdruck-Ausgang P
der Druckmittelversorgung 34 verbunden. Diese Funktionsstellung I des Durchfluß-Steuerventils
67 ist der im Eilbetrieb erfolgenden Rückzugs-Phase der Leistungs-Antriebseinheit
der Antriebsvorrichtung 10 zugeordnet. Ausgehend von seiner Grundstellung 0 wird
das Durchfluß-Steuerventil 67 in seine Funktionsstellung II gesteuert, wenn das
Nachlauf-Regelventil seine Funktionsstellung I einnimmt, und das Durchfluß-Steuerventil
67 gelangt in seine Funktionsstellung 1 wenn das Nachlauf-Regelventil 41. in seine
Funktionsstellung II gesteuert ist. Der Kolben des Durchfluß-Steuerventils 67 erfährt
daher Auslenkungen E: und E2
die mit den Auslenkungen E und g2
des Ventil-Betätigungsgliedes (58) korreliert, d.h. zu diesen proportional sind,
wobei die Auslenkungen r' und 62 um so größer sind, je größer die Hydraulik-ölvolumina
sind, die von den Versorgungsanschlüssen A und B des Nachlauf-Regelventils in die
Steuerräume 68 oder 69 des Durchfluß-Steuerventils 67 eingespeist werden bzw. aus
diesen abströmen. Durch die Vorsteuerung des Durchfluß-Steuerventils 67 mittels
des Nachlauf-Regelventils 41 wird auf einfache Weise erreicht, daß große Durchflußmengen,
die für den Antrieb der Leistungs-Antriebseinheit benötigt werden, mit günstig niedriger
hydraulischer Energie gesteuert werden können.
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Die Steuerung der Eil- und Last-Vorschubbewegungen sowie der Rückzugsbewegungen
der Leistungs-Antriebseinheit 14, 16, 17 erfolgt, wie an sich bei nachlaufgeregelten,
elektrohydraulischen Antriebssystemen bekannt, durch Verdrehen der Spindelmutter
44 mittels eines zur Positions-Soll-Wert-Vorgabe vorgesehenen elektrischen Schrittmotors
71 , der über einen insgesamt mit 72 bezeichneten Zahnriementrieb mit der Spindelmutter
44 des Nachlauf-Regelventils 41 antriebsgekoppelt ist. Der Schrittmotor 71 ist hierzu
mit einer Folge von Ausgangs impulsen einer elektronischen Steuereinheit 73, z.B.
einer numerischen Steuerungseinrichtung, ansteuerbar, wobei sich die Abtriebswelle
74 des Schrittmotors 71 mit jedem Steuerimpuls um einen bestimmten Winkelbetrag
im Uhrzeigersinn oder im Gegen-Uhrzeigersinn dreht, je nach der Polarität der Ansteuerimpulse.
Durch die Impulsfolge-Frequenz dieser Steuerimpulse ist, je nach der Größe der wirksamen
Kolbenflächen der Leistungs-Antriebseinheit 14, 16, 17 die Geschwindigkeit vorgebbar,
mit der sich die Kolben 18, 19 und 21 der Hydraulik-Zylinder 16, 14 und 19 im Eil-und
Lastbetrieb bewegen. Durch die Anzahl der innerhalb
der jeweiligen
Eilvorschub-, Lastvorschub- und Rückzugs-Betriebsphasen abgegebenen Steuerimpulse
sind auch die auf diese Betriebsphasen entfallenden jeweiligen Hubhöhen vorgebbar.
Auch das die Umschaltung von Eil-Vorschub- auf Last-Vorschub-Betrieb der Leistungs-Antriebseinheit
14, 16, 18 vorgesehene Magnetventil 36 ist zu diesem Zweck durch Ausgangssignale
der elektronischen Steuereinheit 73 ansteuerbar.
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Der im Rahmen der erfindungsgemäßen Antriebsvorrichtung 10 zur Bewegungs-
und Positionssteuerung der Leistungs-Antriebseinheit vorgesehene Nachlauf-Regelkreis
ist mittels einer insgesamt mit 76 bezeichneten Rückmeldeeinrichtung geschlossen,
die einerseits den für die Bewegungssteuerung der Leistungs-Antriebs-Einheit 14,
16, 17 erforderlichen Vergleich der momentanen Ist-Positionen der Zylinderkolben
18, 19 und 21 mit deren Soll-Positionen vermittelt und andererseits - im Unterschied
zu bekannten, zur Antriebssteuerung vorgesehenen Nachlauf-Regeleinrichtungen - auch
eine bedarfsgerechte Anpassung der Regelkreisverstärkung beim Übergang von Eil-
auf Last-Vorschub-Betrieb bzw. beim Wechsel von Last-Vorschub-Betrieb auf Eil-Rückzugs-Betrieb
der Leistungs-Antriebseinheit bewirkt.
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Diese Rückmelde-Einrichtung 76 ist bei dem in der Fig. 1 und bezüglich
Einzelheiten des Nachlauf-Regelventils 41 in der Fig. 2 dargestellten Ausführungsbeispiel
wie folgt konstruktiv realisiert:
die Spindel 46 ist bei dem in
der Antriebsvorrichtung 10 eingesetzten Nachlauf-Regelventil in dessen Gehäuse 43
sowohl drehbar als auch in axialer Richtung hin- und herverschiebbar gelagert, im
Unterschied zu bekannten Nachlauf-Regelventilen mit ansonsten dem anhand der Fig.
2 geschilderten Aufbau, bei denen die Rückmelde-Spindel in axialer Richtung nicht
verschiebbar ist.
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Die Spindel 46 ist in einer Lagerbohrung 77 der gemäß Fig. 2 linken
Stirnwand 78 des Ventilgehäuses 43 mittels einer langgestreckten Welle 79 drehbar
und in axialer Richtung hin- und her-verschiebbar gelagert. Das freie Ende dieser
Spindelwelle 79 ist über eine Fingerkupplung 81 mit einem Rückmelderitzel 82 gekoppelt,
das mit der die Bewegungen der Kolben 18,19 und 21 der Hydraulik-Zylinder 16, 14
und 17 der Leistungs-Antriebseinheit mit ausführenden Zahnstange 26 kämmt. Durch
die Fingerkupplung 81 wird erreicht, daß die Spindel 46 axiale Relativbewegungen
bezüglich des Rückmelderitzels 82. ausführen kann, das in axialer Richtung nicht
verschiebbar ist. Auf der Spindelwelle 79 ist ein Flanschring 83 angeordnet, in
dem sich die Spindelwelle 79. drehen kann, der in axialer Richtung jedoch auf der
Spindelwelle nicht verschiebbar ist.
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Der - im einzelnen nicht dargestellte - Kolben des Durchfluß-Steuerventils
67 ist in der Fig. 1 durch eine seitlich aus dem Gehäuse des Durchfluß-Steuerventils
67 herausragende, stabförmige Verlängerung 84. repräsentiert, an deren freiem Ende
zwei radiale Flansche 86 und 87 vorgesehen sind, deren Anordnung derjenigen der
Flansche 88 und 89 des an der Spindelwelle 79 vorgesehenen Flanschringes 83 entspricht.
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Die Flansche 86 und 87 der stabförmigen Verlängerung 84 des Kolbens
des Durchfluß-Regelventils und die Flansche 88 und 89 des Flanschringes 83 bilden
die axialen Widerlager für die in axialer Richtung gesehen beidseitige axiale Abstützung
von klauenförmigen Kupplungselementen 91 und 92 mittels derer ein Kipphebel 93 gelenkig
mit der stabförmigen Verlängerung 84 des Kolbens des Durchfluß-Steuerventils 67
einerseits und andererseits mit der Welle 79 der Spindel 46 des Nachlauf-Regelventils
41 gelenkig verbunden ist, wie im einzelnen der Fig. 1 entnehmbar. In der in der
Fig. 1 dargestellten Ausgangsstellung der Antriebsvorrichtung, die diese am Beginn
des Eilbetriebs-Vorschubes einnimmt, verläuft der Kipphebel rechtwinklig zu den
Längs achsen 94 und 96 der Spindelwelle 79 des Nachlauf-Regelventils 41 bzw. der
stabförmigen Verlängerung 84 des Kolbens des Durchfluß-Steuerventils 67 , und die
Berührungsstellen, mit denen die Kugelkopf-förmigen Enden der klauenförmigen Kupplungselemente
91 und 92 an den radialen Flanschen 86 und 87 bzw. 88 und 89 anliegen, liegen in
Höhe der Längsachsen 94 und 96 . Der Kipphebel 93 ist um zwei, jeweils durch ihre
Achsen 97 und 98 , die senkrecht auf der durch die zentralen Längsachsen 94 und
96 bestimmten Ebene stehen, repräsentierte Gelenke schwenkbar, deren Positionen
alternativ durch je einen Positionierungszylinder 99 bzw. 101 in definierter Lage
festlegbar sind.
-
Das Verhältnis 11/12 der von dem mittleren Schwenkgelenk 97 ausgemessenen
Hebelarmlängen des Kipphebels 93 beträgt beim dargestellten speziellen Ausführungsbeispiel
1/1; das Verhältnis l1'/l2' der von der Achse des anderen Schwenkgelenks 98 aus
gemessenen Hebelarmlängen des Kipphebels 93 beträgt 1/10. Das in der Mitte zwischen
der Spindelwelle 79 und der stabförmigen Verlängerung 84 des Durchfluß-
Steuerventil-Kolbens
angeordnete Schwenkgelenk 97 ist so ausgebildet, daß die Gelenkbohrung des Kipphebels
93 einen zum Querschnitt des Gelenkzapfens 102 komplementären lichten Querschnitt
hat, so daß der Kipphebel 93 ausschließlich Schwenkbewegungen um den Gelenkzapfen
(102) ausführen kann. Die Öffnung 103 des Kipphebels 93 , durch die der Gelenkzapfen
104 des anderen Kipphebelgelenks 98 hindurchtritt, ist als ein sich in Längsrichtung
des Kipphebels erstreckendes Langloch ausgebildet, an dessen Längsrändern der Gelenkzapfen
104 beidseits gleitbar abgestützt ist. Durch diese Ausbildung des Gelenks 98 und
die gleitende Abstützung der klauenförmigen Kipphebelenden zwischen den Flanschen
86 und 87 bzw. 88 und 89 sind die bei einer Drehung des Kipphebels 93 um die Gelenkachse
97 erforderlichen Ausgleichsbewegungen im Bereich der weiteren gelenkigen Verbindungen
möglich.
-
Die zur alternativen Festsetzung der Gelenkachsen 97 und 98 vorgesehenen
Positionierungszylinder 99 und 101 sind identisch ausgebildet und haben je ein ortsfest
angeordnetes Gehäuse 106 , das einen zweistufigen Zylinderraum begrenzt.
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In der räumlich engeren Stufe ist ein Kolben 107 verschiebbar angeordnet,
von dem eine aus dem Zylindergehäuse einseitig austretende Kolbenstange 108 ausgeht,
an deren freiem Ende der jeweilige Lagerzapfen .102 bzw. 104 angeordnet ist. Diese
Kolbenstange ist mit einem Flansch 109 in einer Bohrung der dem Kipphebel zugewandten
Endstirnwand des Zylindergehäuses .106 verschiebbar geführt. Auf dem zwischen diesem
Flansch 109 und dem Kolben 107 sich erstreckenden Abschnitt der Kolbenstange 108
ist ein Anschlagring 111 verschiebbar angeordnet, der sowohl
gegen
die Kolbenstange 108 als auch gegen die Außenwand der räumlich weiteren Bohrungsstufe
112 abgedichtet ist.
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Durch Druckbeaufschlagung des durch den Kolben 107 einerseits und
andererseits durch den Anschlagring 111 in axialer Richtung begrenzten Teilraumes
des jeweiligen Positionierungszylinders 99 bzw. 101 wird der Anschlagring 111 in
Anlage an der Innenseite der hebelseitigen Zylinderstirnwand gedrängt und der Kolbenflansch
109 in Anlage an den Anschlagring 111 und dadurch die jeweilige Gelenkachse 97 bzw.
98 der Kipphebel-Schwenkgelenke in einer definierten Position fixiert. Durch Ansteuerung
eines 4/2-Wege-Magnetventils 115 sind diese Steuerräume der Positionierungszylinder
99 und 101 alternativ mit dem P-Hochdruckausgang der Druckversorgung 34 bzw. deren
Tank T verbindbar und dadurch die Schwenkgelenke 97 und 98 in definierten Positionen
festlegbar. Ist, wie in der Fig. 1 dargestellt, der Positionierungszylinder 99 druckbeaufschlagt
und dadurch die Schwenkgelenkachse 97 festgehalten, so kann, da der Kolben 107 des
anderen Positionierungszylinders 101 frei beweglich bleibt, der Kipphebel 93 Schwenkbewegungen
ausführen, wobei das andere Schwenkgelenk 98 diesen Schwenkbewegungen folgen kann.
-
Ist andererseits dieses fixiert, so kann das Schwenkgelenk 97 den
Schwenkbewegungen des Kipphebels 93 nachgeben.
-
Im Betrieb der Antriebsvorrichtung 10 ist immer die Position einer
der Schwenkgelenkachsen 97 oder 98 fixiert und dadurch - über die jeweils wirksamen
Kipphebel-Arm-Längen 11 und 12 bzw. 11' ' und l2,-ein Umsetzungsverhältnis definiert,
mit dem axiale Auslenkungs-Bewegungen der Spindel 46 des Nachlauf-Regelventils 41
und des Ventilkolbens
des Durchfluß-Steuerventils 67 miteinander
korreliert sind. In der Grundstellung des 4/2-Wege-Magnetventils 112 1 ? 2 ist der
mit dem mittleren Schwenkgelenk .97 verbundene Positionierungszylinder 99 druckbeaufschlagt,
dadurch dessen Lagerzapfen 102 fixiert und damit das Verhältnis, mit dem Auslenkungen
E1 und E2 der Spindel 46, 79 des Nachlauf-Regelventils 41 in axiale Verschiebungen
des Kolbens 84 des Durchfluß-Steuerventils 67 umgesetzt werden, auf den kleineren
Wert (1/1) des Umsetzungsverhältnisses eingestellt.
-
Ist andererseits die Position des in geringerem Abstand von der Spindelwelle
79 angeordneten Gelenkzapfens 98 fixiert - durch Druckbeaufschlagung des auf diesen
Gelenkzapfen (98) wirkenden Positionierungszylinders 101 -, so ist das Umsetzungsverhältnis,
mit dem axiale Verschiebungen 61 und der Spindel 46, 79 des Nachlauf-Regelventils
41 in damit korrelierte Verschiebungen 61 und 62 des Kolbens 84 des Durchfluß-Steuerventils
.67 umgesetzt werden, auf den größeren Wert (1/10) eingestellt, d.h. die Auslenkungen
E1 und 62 sind zehnmal größer als diejenigen der Spindel 46, 2 79 Die Umschaltung
auf den größeren Wert des Umsetzungsverhältnisses erfolgt bei der erfindungsgemäßen
Antriebsvorrichtung 10 jeweils für die Dauer der Last-Vorschub-Betriebsphase, wobei
diese Umschaltung vom kleineren auf das größere Umsetzungsverhältnis entweder in
Abhängigkeit vom Druck in den oberen Arbeitsräumen 27 und 28 der beiden Hydraulikzylinder
14 und 17 erfolgen kann, oder, wie in der Fig. 1 dargestellt, durch Ansteuerung
des Magnetventils 115 mit einem für die Dauer der Last-Vorschub-Betriebsphase anstehenden
Ausgangssignal der elektronischen Steuereinheit 73
Im folgenden
sei anhand eines speziellen Auslegungsbeispiels der anhand der Fig. 1 und 2 ihrem
Aufbau nach erläuterten erfindungsgemäßen Antriebsvorrichtung, deren Funktion näher
erläutert am Beginn einer Eil-Vorschub-Betriebsphase wird der Schrittmotor .71 durch
Steuer-Ausgangsimpulse der elektronischen Steuereinheit 73 so beaufschlagt, daß
sich die Spindelmutter 44. im Uhrzeigersinn dreht und das Ventil-Betätigungsglied
58 gemäß Fig. 2 eine Auslenkung E1 nach links erfährt, wodurch die beiden Ventile
59 und 61 in ihre Offenstellung gelangen. Dadurch erfährt auch der Kolben 84 des
Durchfluß-Steuerventils 67 eine Auslenkung E1 nach links, wobei das Durchfluß-Steuerventil
67 in seine Funktionsstellung II gelangt. Das - mittlere - Gelenk 97 des Kipphebels
93 ist durch Druckbeaufschlagung des mit seinem Schwenk-Lagerzapfen 102 gekoppelten
Positionierungszylinders 99 festgesetzt, so daß das Hebelarm-Verhältnis 11/12 des
Kipphebels 93 den Wert 1/1 hat. In diesem Verhältnis werden dann Auslenkungen El
des Ventilkolbens 84 des Durchfluß-Steuerventils 67 in Auslenkungen des Ventil-Betätigungsgliedes
58 des Nachlauf-Regelventils umgesetzt, die zu den Soll-Wert-Vorgabe-Auslenkungen
E1 entgegengesetzt gerichtet sind. Mit einer durch die hydraulische Nachgiebigkeit
der Gesamtanordnung, insbesondere der Leistungs-Antriebs-Einheit bedingten Verzögerung
setzt auch die Eil-Vorschub-Bewegung des Pressenbärs 11. ein, der in dieser Betriebsphase
lediglich durch die beiden Hydraulik-Zylinder 14 und 17 angetrieben ist, deren Kolben
19 und 21 insgesamt die wirksame Fläche AE = 0,01 m2 haben mögen.
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Durch die Eil-Vorschub-Bewegung der Leistungs-Antriebs-Einheit wird
auch die über die Zahnstange 26 und das
Rückmelderitzel 22 auf
die Spindel 46, 79 des Nachlauf-Regelventils 41 vermittelte rotatorische Positions-Ist-Wert-Rückmeldung
wirksam, die ihrerseits zu kompensatorischen, den Soll-Wert-Vorgabe-Auslenkungen
der Spindelmutter 44 entgegengesetzt gerichteten Auslenkungen des Ventil-Betätigungsgliedes
58 des Nachlauf-Regelventils 41 führt. In dem sich durch das Zusammenspiel von Soll-Wert-Vorgabe
und rotatorischer Rüclaneldung der Position der Leistungs-Antriebseinheit 14, 16,
17 sowie der durch den Kipphebel 93 vermittelten Rüclsneldung über die Lage des
Ventilkolbens 84 des Durchfluß-Steuerventils ergebenden stationären Zustand, der
einer im wesentlichen, d.h. abgesehen von geringfügigen Regelabweichungen, konstanten
Eil-Vorschub-Geschwindigkeit vE entspricht, ist der Kolben 84 des Durchfluß-Steuerventils
67 um einen Verschiebeweg a so weit nach links verschoben, daß der Hydraulik-Öldurchfluß
Q den Wert hat, bei dem die Vorschub-Geschwindigkeit vE der Leistungs-Antriebs-Einheit
14, 16, 17 bzw. des Pressenbärs 11 gerade der durch die Soll-Wert-Einsteuerung vorgegebenen
Soll-Geschwindigkeit entspricht, d.h. die Drehzahlen des Rückmelderitzels 22 und
der Spindelmutter 44 gleich sind. In diesem stationären Zustand befindet sich das
Ventil-Betätigungsglied 58 des Nachlauf-Regelventils 41 in seiner der Grundstellung
0 entsprechenden Mittelstellung, in der die Ventile 59, 61, 64 und 66 des Nachlauf-Regelventils
geschlossen sind. Der Nachlauf-Weg As, um den die Ist-Position der Leistungs-Antriebseinheit
gegenüber ihrem jeweiligen Soll-Wert im Sinne einer Nacheilung verschoben ist, ist
dann durch die Beziehung s = U . x (
gegeben, wobei mit U der Umfang
des Rückmelderitzels (82) bezeichnet ist, und mit x die Zahl der Umdrehungen der
Spindel 46 bzw. der Spindelmutter 44 , die erforderlich sind, um diejenige Relativbewegung
E zwischen diesen beiden Funktionselementen des Nachlauf-Regelventils 41 zu erzielen,
damit der Kolben 84 des Durchfluß-Steuerventils um den Verschiebeweg a in seine
Funktionsstellung II aufzusteuern. Wegen des durch den Kipphebel 93. bedingten Umsetzungsverhältnisses,
mit dem Auslenkungen g der Spindel 46, 79 bezüglich der Spindelmutter 44 mit Auslenkungen
E ( E1 = a im stationären Zustand der Eil-Vorschub-Betriebsphase)verknüpft sind,
gilt somit für den stationären Zustand des Eil-Vorschub-Betriebes die Beziehung
a = g * 12/1¹ (5) wobei mit 12 und 11 die Hebelarmlängen des Kipphebels 93 bezeichnet
sind.
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Die hiermit verknüpfte Auslenkung g der Spindel 46 gegen die Spindelmutter
44 des Nachlauf-Regelventils ist ist dann durch die Beziehung m m. x (6) gegeben,
wobei mit m die Steigung des Spindelgewindes 48 bezeichnet ist.
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Aus dem Vergleich der Beziehungen (5) und (6) folgt unmittelbar die
Beziehung x=a.1¹ (7) 2
(7) in (4) eingesetzt ergibt sodann für
den Schleppfehler b s die Beziehung a . 11 . U (8) m . 12 Die für den Nachlauf-Regelkreis
der Antriebsvorrichtung 10 charakteristische Regelkreis-Verstärkung Kv, die im Hinblick
auf die Erzielung günstig niedriger Zykluszeiten möglichst hoch gewählt werden sollte,
ist mit dem durch die Beziehung (8) gegebenen Schleppfehler As durch die Beziehung
Kv = v/ s (9) verknüpft, wobei für v im Falle des Eil-Vorschub-Betriebes und des
Eil-Rückzugs-Betriebes der Leistungs-Antriebseinheit der durch die Beziehung (1)
gegebene Wert vE und für den Last-Vorschub-Betrieb der durch die Beziehung (2) gegebene
Wert vL einzusetzen sind.
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Der Regelkreis wird üblicherweise so ausgelegt, daß die Regelkreisverstärkung
K auf einen Wert zwischen W /4 v und CU/7 /7eingestellt wird, wobei mit GV die Kennkreisfrequenz
bezeichnet ist, die durch die Beziehung
gegeben ist.
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In der Beziehung 10 ist mit M die insgesamt durch die Antriebsvorrichtung
bewegte Masse - in erster Linie des Pressenbärs 11 - bezeichnet und mit c die für
den jeweiligen Betriebszustand der Antriebsvorrichtung 10 charakteristische hydraulische
Steifigkeit der Leistungs-Betriebseinheit 14, 16, 17 . Dabei ist die hydraulische
Steifigkeit c ihrerseits in guter Näherung durch die Beziehung c = 4wk A/h (11)
gegeben. Hierin ist mit A die in der jeweiligen Betriebsphase insgesamt für den
Antrieb ausgenutzte Kolbenfläche bezeichnet (im Falle der Eil-Betriebsphasen die
der Summe der Flächen der Kolben 19 und 21 der äußeren Hydraulik-Zylinder 14, 17
entsprechende Fläche AE und im Falle der Last-Vorschub-Betriebsphase die durch die
Beziehung (3) gegebene Gesamtfläche AL der Zylinderkolben 18, 19 und 21), mit h
die effektive Höhe der insgesamt im Leistungs-Antriebsteil der Antriebsvorrichtung
10 bewegten Hydraulik-Flüssigkeitssäule und mit k ein für die Hydraulikflüssigkeit
charakteristischer Material-Parameter, 9 dessen typischer Wert 1,4 x 109 N/m2 beträgt.
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In zweckmäßiger Auslegung der Antriebsvorrichtung (10)-wird die Regelkreis-Verstärkung
Kv für die Eil-Betriebsphasen auf den Wert
eingestellt, d.h. auf den Wert der Eigenfrequenz des die Vorschub-
und Rückzugsbewegungen ausführenden Antriebs-Massensystems.
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Durch die Regelkreisverstärkung K ist auch die Einregelv zeit tR bestimmt,
die verstreicht, bis in den jeweiligen Betriebsphasen nach einer Beendigung der
Soll-Wert-Vorgabe die dieser Vorgabe entsprechende Position des Pressenbärs 11 erreicht
wird, wobei in guter Näherung gilt: tR = Kv (13) v Davon ausgehend, daß die Hydraulik-Öldurchflußmengen
in Eil-Vorschub-Betrieb, im Last-Vorschub-Betrieb und im Eil-Rückzugs-Betrieb der
Leistungs-Antriebseinheit 14, 16,17 jeweils dieselben sind, d.h. die Hochdruckpumpe
34 mit konstanter Förderleistung arbeitet, so ergeben sich für die Eil-Betriebsphasen
(Eil-Vorschub- und Eil-Rückzugs-Betrieb) und die Last-Vorschub-Betriebsphase gemäß
den Beziehungen (1) und (2) unterschiedliche Geschwindigkeiten VE und VL und daher
gemäß der Beziehung (9) auch unterschiedliche Regelkreisverstärkungen.
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Bei der erfindungsgemäßen Antriebsvorrichtung 10 wird beim Übergang
von der Eil-Vorschub-Betriebsphase zur Last-Vorschub-Betriebsphase - durch Druckbeaufschlagung
des Positionierungszylinders 101 und gleichzeitige Druckentlastung des Positionierungszylinders
99 und die dadurch erfolgende Festsetzung der Gelenkachse 98 und Freigabe der Gelenkachse
97 - auf einen kleineren Wert l'1/l'2 des wirksamen Hebelarmverhältnisses des Kipphebels
93 umgeschaltet und dadurch für den Last-Vorschub-Betrieb gemäß der Beziehung (8)
der Schleppfehler
a S t verglichen mit seinem gemäß der Beziehung
8 für den Eilvorschubbetrieb maßgeblichen Wert, verringert.
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Dadurch wird im Ergebnis eine relative Vergrößerung der Regelkreisverstärkung
für den Last-Vorschub-Betrieb und damit gemäß der Beziehung 13 eine entsprechende
Verringerung der für den Last-Betriebs-Fall maßgeblichen Einregelzeit erzielt.
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Wäre diese Umschaltbarkeit des Hebelarmverhältnisses des Kipphebels
93 nicht vorgesehen, so wäre der Übergang von Eil-Vorschub- auf Last-Vorschub-Betrieb
mit einer Verringerung der Regelkreisverstärkung im Verhältnis AE/AL verknüpft,
mit der Folge, daß gemäß der Beziehung 13 die für den Last-Vorschub-Betrieb maßgebliche
Einregelzeit drastisch erhöht würde und insgesamt große Arbeitszyklus-Zeiten in
Kauf genommen werden müßten.
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Davon ausgehend, daß in dem sich an den Last-Vorschub-Betrieb der
Leistungs-Antriebseinheit 14, 16, 17. anschließenden Eil-Rückzugs-Betrieb derselben
durch Umschaltung des Magnetventils 12 und die daraus resultierende Druckbeaufschlagung
des Positionierungszylinders 99 und Druckentlastung des Positionierungszylinders
101 wieder die Gelenkachse 97 festgesetzt und die Gelenkachse 98 freigegeben werden,
d.h. wieder auf den größeren Wert 11/12 des Hebelarmverhältnisses des Kipphebels
93. umgeschaltet wird, kann für die Gesamt-Zykluszeit tz die folgende Beziehung
angesetzt werden: tZ tEv + tRE + tLv + tLR +tEr RE (14)
In der
Beziehung 14 sind mit tEv# tLv und tEr die Zeit spannen bezeichnet, die für die
Bewegungshübe sEv, SLV und SEr der entsprechenden Betriebsphasen benötigt werden
und mit # tRE bzw. tLR die für die Eil-Betriebsphasen und die Last-Vorschub-Betriebsphase
maßgeblichen Einregelzeiten gemäß der Beziehung 13 Dabei ist natürlich vorausgesetzt,
daß die genannten Betriebsphasen jeweils unmittelbar aufeinander folgen.
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Zu einer quantitativen, beispielsweisen Abschätzung der mit der Antriebsvorrichtung
10 erzielbaren Arbeitszykluszeiten tz Z bzw. deren Verkürzung gegenüber einer Antriebsvorrichtung,
bei der keine Umschaltbarkeit der Kreisverstärkung für die verschiedenen Phasen
eines Arbeitszyklus vorgesehen ist, sind in der nachstehenden Tabelle für verschiedene
Auslegungen der Antriebsvorrichtung 10 sich ergebende Zykluszeiten zusammengestellt
die sich anhand einer Auswertung der Beziehung 14 ergeben. Dabei ist von den folgenden
Parameterwerten ausgegangen: AE 0,01 m2 AL 0,10 m2 AL k 1,4 . 109 N/m2 h 0.5 m (
h = Gesamthöhe der Arbeitsmedium-Flüssigkeitssäulen oberhalb und unterhalb der Kolben
( h = Gesamthöhe der Arbeitsmedium-Flüssigkeitssäulen oberhalb und unterhalb der
Kolben der Hydraulikzylinder der Leistungs-Antriebseinheit) Q 5 l/s M 4 500 kg S
0,3 m ( s = S + s. = Gesamthubhöhe der Kolben der Hydrauim imEilvorschub- und im
Lastvorschub-Betrieb der Leistungs-Antriebseinheit)
In den Zeilen
1 bis 3 sind dann jeweils für verschiedene Werte des Verhältnisses sEv/sLv die Zykluszeiten
tzmax, tzmin und tZE angegeben, die sich für den Fall ergeben, daß keine Umschaltung
der Regelkreisverstärkung vorgesehen wäre (tZmax)r für den Fall, daß die Umschaltung
der Kennkreisverstärkung auf jeweils den größtmöglichen -Wert erfolgt (tzmin) und
für den Fall, daß die Antriebsvorrichtung (10) so ausgelegt ist, daß im Eil- und
im Last-Betriebszustand dieselbe Regelkreisverstärkung erzielt wird (tZE) angegeben,
und es sind in den Zeilen 4 und 5 die durch die Umschaltbarkeit der Regelkreisverstärkung
erzielten Verringerungen der Zykluszeiten gegenüber dem Vergleichsfall (tzmax) in
Prozent angegeben.
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Hierbei ist davon ausgegangen, daß sich die minimalen Zykluszeiten
ergeben, wenn die Rückmeldeeinrichtung 76.
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so ausgelegt ist, daß im Last-Betriebsfall eine der Eigenfrequenz
der Leistungs-Antriebseinheit 14,16,17.
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entsprechende maximale Regelkreisverstärkung aus nutzbar ist, d.h.
das Hebelarm-Verhältnis des Kipphebels 93 so gewählt ist, daß im Last-Betriebsfall
die Kennkreisverstärkung der Eigenfrequenz fOL entspricht, die mit der sich aus
der Beziehung 10 ergebenden Kennkreisfrequenz durch die Beziehung OL Mol/2# (15)
verknüpft ist.
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SEv/SLv 26/4 27/3 28/2 29/1 tZmax [s3 3.79 3.57 3.35 3.13 tZmin
CSI 2.63 2.41 2.19 1.97 tZE ist 2.71 2.49 2.27 2.05 tZmax - tZE [%] 28.4 30.2 32.1
34.4 tZmax tZmax t [%] 30.5 32.5 34.6 37.0 Zmax Zmin tzmax Aus den tabellierten
Werten ist ersichtlich, daß durch die Umschaltung der Regelkreisverstärkung im Sinne
einer Erhöhung für die Last-Vorschub-Betriebsphasen die Arbeitszykluszeiten um etwa
30 % erniedrigt werden können.
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Im folgenden wird nunmehr anhand der Fig. 3, auf deren Einzelheiten
wiederum ausdrücklich verwiesen sei, eine im Rahmen einer erfindungsgemäßen Antriebsvorrichtung
10 anstelle der Rückmeldeeinrichtung 76 analog einsetzbare Rückmeldeeinrichtung
116 erläutert, die sich insbesondere für die Realisierung hoher Übersetzungsverhältnisse
eignet, mit denen Regelabweichungen - Auslenkungen des Ventilbetätigungsgliedes
des Nachlauf-Regelventils 41 -in damit korrelierte Stellbewegungen des Kolbens des
Durchfluß-Steuerventils 67 umsetzbar sind.
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Bau und funktionsgleiche oder-analoge Elemente der Rückmeldeeinrichtungen
76 und 116 sind jeweils mit denselben Bezugszeichen belegt.
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In der Fig. 3 ist, der Einfachheit der Darstellung halber, eine koaxiale
Anordnung des Nachlauf-Regelventils 41. und des Durchfluß-Steuerventils 67 entlang
einer gemeinsamen zentralen Achse 117 vorausgesetzt. Bei der Rückmeldeeinrichtung
116 gemäß Fig. 3 ist an die aus dem Gehäuse des Durchfluß-Steuerventils 67 herausragende
Verlängerung 84 seines Ventilkolbens ein zylindrisches Gehäuse 118 angesetzt, das
mit seiner einen, dem Durchfluß-Steuerventil 67 zugewandten Endstirnwand 119 an
der Kolbenverlängerung 84 befestigt ist. Die dieser gegenüberliegende andere Endstirnwand
121 dieses Gehäuses 118 ist als Mutter ausgebildet, mit der ein erster Gewindeabschnitt
122 eines insgesamt mit 123 bezeichneten Gewindebolzens kämmt, der in das zylindrische
Gehäuse 118 hineinragt und durch vorgespannte Druck-Wendelfedern 124 und 126 , die
sich an einander gegenüberliegenden Seiten eines Endflansches 127 des Gewindebolzens
123 abstützen, in eine definierte Position bezüglich des Gehäuses 118 gedrängt wird.
Diese Position ist durch Anlage des Endflansches 127 an einem Anschlagring 128 markiert,
der mittels der einen Druck-Wendelfeder 126 , deren Rückstellkraft größer ist als
diejenige der anderen Druck-Wendelfeder 124 , gegen eine radial nach innen ragende
Ringschulter 129 des Gehäuses 118 gedrängt wird, wobei die andere Druck-Wendelfeder
124 , die sich an der die Mutter bildenden Endstirnwand 121 des zylindrischen Gehäuses
118 abstützt,
den Flansch 127 des Gewindebolzens 123 gegen den
Anschlagring 128 drückt.
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Das Gewinde 131 dieses ersten Gewindeabschnittes .122 des Gewindebolzens
123 hat eine große Steigung von z.B.
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19 mm und ist nicht selbsthemmend. Zum Zweck der Erläuterung sei angenommen,
daß dieses Gewinde 131 als Rechtsgewinde ausgebildet sei.
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Der Gewindebolzen 117 hat weiter einen zweiten Gewindeabschnitt 133
, der entweder unmittelbar an den ersten Gewindeabschnitt 122 anschließt oder gegenüber
diesem, wie dargestellt, durch ein kurzes Zwischenstück abgesetzt ist. Das Gewinde
134 dieses zweiten Gewindeabschnittes 133 hat den zum Gewinde 131 des ersten Gewindeabschnittes
122 entgegengesetzten Windungssinn und ist somit beim dargestellten Ausführungsbeispiel
als Linksgewinde ausgebildet. Es hat eine wesentlich kleinere Steigung, z.B.
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eine Steigung von 1 mm, als das Gewinde 131 . Mit dem Gewinde 134
dieses zweiten Gewindeabschnittes 133 des Gewindebolzens 117 kämmt eine Mutter 136.
, die, z.B.
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mittels einer sich in axialer Richtung erstreckenden Nut/ Feder-Führung
137 ebenfalls gegen ein Verdrehen um die Längsachse .117 der Anordnung gesichert
ist. Diese Mutter 136 kann durch Einrücken eines Indexbolzens 138 in eine radiale
Bohrung 139 der Mutter auch in axialer Richtung festgesetzt werden, wobei das Einrücken
des Indexbolzens 138 durch Druckbeaufschlagung eines Steuerzylinderkolbens 141 erfolgt.
Der Steuerzylinderkolben und mit diesem der Indexbolzen 138 wird im entspannten
Zustand des Steuerzylinders 142 in der in ausgezogenen Linien dargestellten Grundstellung
gehalten, in der die Mutter 136 axiale Verschiebebewegungen des Gewindebolzens 123
mit ausführen kann. Das mit der Spindelmutter
44 des Nachlauf-Regelventils
41 verbundene Rückmelderitzel 82 , das mit der mit der Leistungs-Antriebseinheit
verbundenen Zahnstange 26 kämmt, ist beim dargestellten Ausführungsbeispiel der
Rückmeldeeinrichtung 116 topfförmig ausgebildet. Im Inneren des topfförmigen Rückmelderitzels
82 ist der sich an den zweiten Gewindeabschnitt 133 anschließende freie Endabschnitt
143 des Gewindebolzens 123 drehbar gelagert, jedoch in axialer Richtung unverrückbar,
so daß die Rückmeldespindel ~44' axiale Verrückungen des Gewindebolzens 123 mit
ausführt.
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Die Wirkungsweise der insoweit in ihren konstruktiven Einzelheiten
erläuterten Rückmeldeeinrichtung 136 im Rahmen einer erfindungsgemäßen Antriebsvorrichtung
10 ist die folgende: während der Eil-Vorschub- und Eil-Rückzugs-Phasen eines Arbeitszyklus
der Antriebsvorrichtung 10 ist der Steuerzylinder 142 entspannt und dadurch der
Indexbolzen 138 außer Eingriff mit der Bohrung 139 der Mutter 136 , die somit axiale
Verschiebebewegungen des Gewindebolzens .123 mit ausführen kann. Des weiteren ist
der Gewindebolzen 123 durch die Wirkung der Druck-Wendelfedern 124 und 126 in seiner
dargestellten Grundstellung gehalten, so daß er sich, wenn axiale Verstellbewegungen
der Spindelmutter 84' des Nachlauf-Regelventils und damit korrelierte Verschiebebewegungen
des Kolbens 84 des Durchfluß-Steuerventils 67 auftreten, auch nicht verdrehen kann.
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Die Spindelmutter 44 des Nachlauf-Regelventils 41 und der Kolben des
Durchfluß-Steuerventils 67 sind somit in den Eil-Betriebsphasen der Antriebsvorrichtung
gleichsam starr miteinander gekoppelt, so daß ihre Verstellbewegungen
dieselben
Hubhöhen haben. Die Rückmeldeeinrichtung 116 arbeitet in diesem Falle genau so wie
die Rückmeldeeinrichtung 76 , wenn deren Kipphebel 93 durch Ansteuerung des einen
Positionierungszylinders 99 um die dann festgesetzte Gelenkachse 97 schwenkbar ist.
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Für den Last-Betriebsfall wird durch Druckbeaufschlagung des Steuerzylinders
142 die Mutter 136 mittels des Indexbolzens 138 festgesetzt. Tritt in diesem Funktionszustand
der Rückmeldeeinrichtung 116 eine axiale Verschiebung des Kolbens des Durchfluß-Steuerventils
67 z.B. um den Betrag a nach links auf, so hat dies eine Verschiebung des Gehäuses
118 gegen den Gewindebolzen 123 zur Folge, die gegen die Rückstellkraft der gemäß
Fig. 3 rechts von dem Endflansch 127 des Gewindebolzens 123 angeordneten Druck-Wendelfeder
126 erfolgen kann.
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Dabei wird der Gewindebolzen wegen des kämmenden Eingriffes seines
mit der großen Steigung behafteten Gewindes um den Winkel 360°.x.a/mr gedreht und
zwar, in Richtung des Pfeils 144 gesehen, im Gegen-Uhrzeigersinn. Diese Drehung
des Gewindebolzens bewirkt dann wegen des Eingriffes seines zweiten Gewindeabschnittes
133 mit der festgesetzten Mutter 136. eine axiale Verschiebung des Gewindebolzens
Isa , ebenfalls in Richtung des Pfeils 144 , um den Betrag a.x.mL/mR und damit eine
entsprechende Verschiebung der Spindelmutter 82 twobei mit x die Anzahl der Umdrehungen
des Gewindebolzens 123 bezeichnet ist.
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Bei festgesetzter Mutter 136 stehen somit Auslenkungen der Spindelmutter
82 und Auslenkungen des Kolbens des Durchfluß-Steuerventils im Verhältnis mL/mR
zueinander und die Funktion der Rückmeldeeinrichtung 116 ist analog
derjenigen
der Rückmeldeeinrichtung 76 gemäß Fig. 1, wenn deren Kipphebel 93 um die durch Druckbeaufschlagung
des zweiten Positionierungszylinders 101 festgesetzte Gelenkachse 98 schwenkbar
ist.
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Um eine leichtgängige Drehbarkeit des Gewindebolzens 123 in dem Gehäuse
118 zu gewährleisten, können die Druck-Wendelfedern 124 und 126 über je ein Drehlager-Element
146 bzw. 147 an dem Endflansch 127 des Gewindebolzens 123 abgestützt sein, welche
die der Fig. 3 entnehmbare Gestaltung haben.
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Abschließend wird anhand der Fig.4, auf deren Einzelheiten wiederum
ausdrücklich verwiesen sei, eine mit der Rückmeldeeinrichtung 76 der Antriebsvorrichtung
gemäß Fig.1 vergleichbare, insgesamt mit 151 bezeichnete Rückmelde-bzw. Umsetzungseinrichtung
erläutert, die anstelle der Rückmeldeeinrichtung 76 zwanglos in eine Antriebsvorrichtung
10, wie ansonsten in der Fig.1 dargestellt, eingefügt werden kann. In den Figuren
4 und 1 sind demgemäß bau- und funktionsgleiche bzw. -analoge Elemente jeweils mit
denselben Bezugszeichen belegt. Bezüglich solcher identisch bezeichneter Elemente
der Figuren 4 und 1 wird, um Wiederholungen zu vermeiden, auf die Beschreibung zu
Fig.1 verwiesen.
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Auch bei der Rückmeldeeinrichtung 151 gemäß Fig.4 ist ein Kipphebel
93' vorgesehen, der Auslenkungen g1 und des Ventilbetätigungsgliedes des Nachlaufregelventils
41 mit Auslenkungen 1 und2 des Kolbens des Durchflußsteuerventils 67 koppelt. In
den Grundstellungen des Nachlaufregelventils 41 und des Durchflußsteuerventils 67
verläuft
die Längsachse 152 des Kipphebels 93' rechtwinklig zu den Längsachsen 94 und 96
der Spindelwelle 79 des Nachlaufregelventils 41 bzw. der stabförmigen Verlängerung
84 des Durchflußsteuerventils 67. Das gemäß Fig.4 obere Ende des Kipphebels 93'
ist, wie dasjenige des Kipphebels 93 gemäß Fig.1,mit einem klauenförmigen Kupplungselement
versehen, das sich mit kugelförmigen Endstücken an den Flanschen 88 und 89 der Flanschhülse
83 in axialer Richtung abstützt, in welchem die Spindelwelle 79 drehbar angeordnet
ist.
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Das gemäß Fig.4 untere Ende des Kipphebels 93' ist mittels eines Schwenkgelenkes
153, dessen Achse 154 senkrecht zur Zeichenebene verläuft, mit der stabförmigen
Verlängerung 84 des Kolbens des Durchflußsteuerventils 67 verbunden.
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Der Kipphebel 93' ist mit einem Langloch 154 versehen, das sich in
Richtung der Längsachse 152 des Kipphebels 93' erstreckt. In dieses Langloch greift
ein Gelenkzapfen 156 ein, der an den beiden Längsrändern 157 und 158 des Langloches
154 gleitbar abgestützt ist.
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Der Gelenkzapfen 156 ist am freien Ende eines Auslegers 159 angeordnet,
der seinerseits am freien Ende einer Kolbenstange 161 befestigt ist, die von der
einen, gemäß Fig.4 oberen Seite des Kolbens 162 eines doppelt wirkenden Hydraulikzylinders
163 ausgeht und durch die obere Stirnwand des Zylindergehäuses 162 hindurchtritt.
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Eine von der Unterseite des Kolbens 162 ausgehende und durch die untere
Stirnwand des Zylindergehäuses 162 hindurchtretende Kolbenstange 164 ist an ihrem
freien Ende mit einem flanschförmigen Anlagestück 165 versehen.
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Der Hydraulikzylinder 163 ist so angeordnet, daß seine zentrale Längsachse
166 rechtwinklig zu den Längsachsen 94 und 96 der Spindelwelle 79 des Nachlaufregelventils
41 bzw. der stabförmigen Verlängerung 84 des Kolbens des Durchflußsteuerventils
67 verläuft. In Richtung der Längsachse 166 gesehen, ist der Hydraulikzylinder 163
zwischen verstellbaren Anschlägen 167 und 168 angeordnet, die jeweils als Stellschrauben
ausgebildet sind, die in ortsfestem bzw. fest mit dem Zylindergehäuse 162 verbundenen
Gewindestücken 169 bzw. 171 schraubbar geführt sind. In der erregten Stellung eines
seiner Funktion nach mit dem Magnetventil 115 gemäß Fig.1 zu vergleichenden Magnetventils
115' ist der untere Arbeitsraum 172 des Hydraulikzylinders 163 mit dem P-Anschluß
der in der Fig.4 nicht dargestellten Versorgungs-Druckquelle 34 verbunden und der
obere Arbeitsraum 170 mit deren Tank; der Kolben 162 und mit diesem der Gelenkzapfen
156 sind dadurch in ihre obere, durch Anlage des Auslegers 159 an dem oberen Anschlag
167 markierte Endstellung gedrängt, die in ausgezogenen Linien dargestellt ist.
In der Grundstellung des Magnetventils 115' ist der obere Arbeitsraum 152 des Hydraulikzylinders
163 an den P-Ausgang der Versorgungs-Druckquelle 34 und der untere Arbeitsraum 172
an den Tank angeschlossen und dadurch der Kolben 162 des Hydraulikzylinders 163
in seine untere Endstellung gedrängt, die durch Anlage des flanschförmigen Anschlagstückes
164 an dem unteren Anschlag 168 markiert ist; diese untere Endstellung des Kolbens
162 und des mit seiner Kolbenstange 161 verbundenen Gelenkzapfens 156 ist in der
Fig.4 gestrichelt angedeutet. In dieser Funktionsstellung des Hydraulikzylinders
163 ist der Kipphebel 93' um eine Achse 97' schwenkbar, die in der Mitte zwischen
den Längsachsen 94 und 96 der Spindelwelle
79 bzw. der stabförmigen
Verlängerung 84 des Kolbens des Durchflußsteuerventils 67 und senkrecht zu diesen
Achsen 94 und 96 verläuft. In der dargestellten Stellung des Kipphebels 93' ist
dann die zwischen den Berührungspunkten seines klauenförmigen Kupplungselementes
92 mit den Flanschen 88 und 89 der Flanschhülse 83 und der Kippachse 97' gemessene
Länge 11 seines oberen Hebelarmes gleich der zwischen der Kippachse 97' und der
Achse 194 des unteren Schwenkgelenkes 153 gemessenen Länge 12 seines unteren Hebelarmes.
Diese Funktionsstellung der Rückmeldeeinrichtung 151 ist für den Eilvorschub-Betrieb
und den Eil-Rückzugsbetrieb der Antriebsvorrichtung ausgenutzt. In der in ausgezogenen
Linien dargestellten oberen Endstellung des mit dem Langloch 154 des Kipphebels
63 in Eingriff stehenden Gelenkzapfens 156 ist die zwischen der Kippachse 98' und
den Berührungsstellen des klauenförmigen Kupplungselementes 92 mit den Flanschen
88 und 89 der Flanschhülse 83 gemessene Länge 11 seines oberen Hebelarmes wesentlich
kleiner als die zwischen der Kippachse 98' und der Achse 154 des unteren Schwenkgelenkes
153 gemessene Länge l2; diese Funktionsstellung der Rückmeldeeinrichtung 151 ist
dem Lastvorschub-Betrieb der Antriebsvorrichtung zugeordnet.
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Bei Verwendung der in der Fig.4 dargestellten Rückmeldeeinrichtung
151 im Rahmen der Antriebsvorrichtung 10 gemäß Fig.1 (anstelle der dort dargestellten
Rückmeldeeinrichtung 76) können die für die Eilbetriebszustände und die Last-Betriebszustände
maßgeblichen Werte der Regelkreisverstärkung durch zweckgerechte Verstellung der
Anschläge 167 und 168 - innerhalb vorgegebener Extremwerte -stufenlos
eingestellt
werden. Anstelle der mechanischen Anschläge 167 und 168 oder zusätzlich zu diesen
kann auch eine die Position des Kolbens 162 des Hydraulikzylinders 163 überwachende
.Stellungsgeber-Einrichtung vorgesehen sein, die für die jeweilige Position des
Kolbens bzw.
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des Gelenkzapfens 156 charakteristische Ausgangssignale erzeugt. Hierzu
kann beispielsweise ein elektrisches Dreh-Potentiometer 173 vorgesehen sein, das
durch ein Ritzel 174 antreibbar ist, welches mit einer, wie gestrichelt angedeutet,
von dem Anlagestück 165 der unteren Kolbenstange 164 des Hydraulikzylinders 163
ausgehenden Zahnstange 175 kämmt. Das Ausgangssignal dieses Potentio meters 173
kann z.B. als Positions-Istwert-Signal der elektronischen Steuereinheit 73 der Antriebsvorrichtung
zugeleitet sein, die aus dem Vergleich der solchermaßen erfaßbaren Ist-Position
des Gelenkzapfens 156 mit einer elektronisch vorgebbaren Soll-Position Ansteuersignale
für ein Steuer-Magnetventil erzeugt, mit dem, sobald deK Kolben 162 des Hydraulikzylinders
163 seine mit der Soll-Position des Gelenkzapfens 156 verknüpfte Position erreicht
hat, ein Signal zur Ansteuerung dieses Steuerventils erzeugt, wodurch dieses in
eine Sperrstellung gesteuert wird, in der beide Arbeitsräume des Hydraulik zylinders
163 sowohl gegen den Tank als auch gegen den P-Ausgang der Versorgungs-Druckquelle
34 abgesperrt sind.
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In diesem Falle muß natürlich anstelle des als 4/2-Wege-Magnetventil
dargestellten Steuerventils 115' ein 4/3 Wege-Magnetventil eingesetzt werden, das
zusätzlich zu den in der Fig.4 dargestellten, alternativen Durchflußstellungen eine
Sperrstellung hat, durch die die genannte Absperrung gegen den P-Anschluß und den
Tank T erzielbar ist.
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Wenn ein solches 4/3-Wege-Magnetventil vorgesehen ist, können anstelle
mechanischer Anschläge auch durch Endschalter realisierbare elektrische Anschläge
vorgesehen sein.
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