HYDRAULISCH ANGETRIEBENE MASCHINE MIT ZWEI ANTRIEBSZYLINDERN

Beschreibung

[0001] Die Erfindung betrifft eine hydraulisch angetriebene Maschine für eine durch Kaltverformung zu erzielende Bearbeitung eines Blech-Werkstückes, gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1. Eine solche Maschine ist aus US-A-2 211 692 bekannt.

[0002] Derartige Maschinen sind z.B. als Biegemaschinen bekannt, bei denen das Blech-Werkstück zwischen einem Unterwerkzeug und einem gegenüber diesem vertikal auf- und abverfahrbaren Oberwerkzeug angeordnet ist, zu deren Antrieb zwei in seitlichem Abstand voneinander angeordnete, als Differentialzylinder ausgebildete Antriebszylinder vorgesehen sind, deren Kolben nach unten aus den Zylindergehäusen austretende Kolbenstangen haben, mit denen das Oberwerkzeug zum Ausgleich geringfügiger Hubunterschiede der Kolben über einachsige Gelenke verbunden ist, deren Gelenkachsen senkrecht zu der durch die zentralen Achsen der Antriebszylinder markierten Ebene verlaufen, wobei das Verhältnis F₁/F₂ der Flächen F₁ und F₂ der Kolben, mit denen diese je einen oberen Antriebsdruckraum gegen einen von der Kolbenstange axial durchsetzten unteren Antriebsdruckraum abgrenzen, durch deren gemeinsame oder alternative - ventilgesteuerte - Druckbeaufschlagung und/oder - entlastung auf das Werkstück zu gerichtete Eil-Vorschubbewegungen und Last-Vorschubbewegungen, sowie vom Werkstück weg gerichtete Eil-Rückzugsbewegungen steuerbar sind, einen Wert zwischen 5 und 20 hat, wobei im Eil-Vorschubbetrieb der obere, großflächiger begrenzter Antriebsdruckraum ein Nachströmventil und der untere Antriebsdruckraum über ein Steuerelement mit einstellbarer Drosselwirkung an den Vorratsbehälter des Druckversorgungsaggregats angeschlossen ist, im Last-Vorschubbetrieb der untere und der obere Antriebsdruckraum gemeinsam druckbeaufschlagt sind und im Eil-Rückzugsbetrieb der untere Antriebsdruckraum mit hohem Druck beaufschlagt ist, während der obere Antriebsdruckraum druckentlastet ist und zur Steuerung der Kolbenbewegungen und deren Gleichlaufs eine mit elektrisch steuerbarer Positions-Sollwert-Vorgabe arbeitende und die Ist-Position der Kolben bzw. des mit diesen verbundenen Oberwerkzeugs mit der Sollwert-Vorgabe vergleichende elektrohydraulische Steuereinheit vorgesehen ist.

[0003] Bei derartigen, bekannten Biegemaschinen wird - gleichsam als Antriebs-Energiequelle - für die Bewegungssteuerung des Oberwerkzeuges im Eil-Vorschubbetrieb, in dem sich dieses auf das zu bearbeitende Werkstück zubewegt, das beträchtliche Gesamtgewicht von Oberwerkzeug und Antriebszylinderkolben ausgenutzt, das in typischen Fällen einen Betrag von 10 kN hat. Dieses Gewicht ist ausreichend, um im abwärts gerichteten Eil-Vorschubbetrieb der beiden Antriebszylinder der Maschine - bei entlastetem oberen Antriebsdruckraum des jeweiligen Antriebszylinders in deren unteren Antriebsdruckräumen einen hinreichenden Druck zu erzielen, unter dem das Druckmittel bei üblichen Dimensionierungen der Leitungsquerschnitte und der Steuerventile hinreichend rasch aus den unteren Antriebsdruckräumen der Antriebszylinder abströmen kann, um die erforderlichen Geschwindigkeiten der Eil-Vorschubbewegungen zu erzielen und diese durch geeignete Drosselung der Abströmquerschnitte regeln zu können, ohne durch Druckerhöhung in den oberen Antriebsdruckräumen der Antriebszylinder den Eil-Abwärtsbewegungen ihrer Kolben gleichsam "nachhelfen" zu müssen, was wegen des Flächenverhältnisses F₁/F₂ höhere Förderleistungen der Pumpe des Druckversorgungsaggregats erfordern würde.

[0004] Bei derartigen Maschinen, bei denen die Antriebszylinder in einem durch die Breite der zu bearbeiteten Werkstücke bestimmten, relativ großen Abstand voneinander angeordnet sind, ist die Synchronisierung der beiden Antriebe besonders kritisch, da geringe Hubunterschiede der Antriebszylinderkolben mit denen das Oberwerkzeug formschlüssig verbunden ist, zu einem Verkanten der Kolben in den Zylindergehäusen und/oder Beschädigungen der Kolben und/oder des Oberwerkzeuges selbst führen können, auch wenn dieses um kleine Auslenkungsbewegungen zu ermöglichen, gelenkig mit den Kolbenstangen der Antriebszylinder verbunden ist.

[0005] Um derartigen Gefahren zu begegnen, müssen daher die Positionen der Antriebszylinderkolben sehr genau überwacht werden und miteinander vergleichbar sein. Zu diesem Zweck sind bei hydraulischen Antrieben (Bosch, Rexroth) für Biegemaschinen in der Regel mit Glasmaßstäben realisierte Meßsysteme vorgesehen, welche die Absolutwerte der Positionen der Kolben in jedem Moment zu erfassen ermöglichen. Derartige Meßsysteme sind aber sehr teuer und auch anfällig gegen Temperatureinflüsse und/oder Umgebungsbedingungen allgemein.

[0006] Desweiteren sind bei bekannten Biegemaschinenantrieben zur Bewegungssteuerung der Antriebszylinder in aller Regel 4/3-Wege-Magnetventile mit entgegengesetzt arbeitenden Proportionalmagneten eingesetzt, wobei die Auslenkungshübe solcher Magnetventile durch die Magnetstromstärke gesteuert werden. Dies erfordert aber, daß, für den Fall, daß ein Fehler im elektrischen Versorgungssystem auftritt, zusätzliche Sicherheitseinrichtungen vorhanden sein müssen, durch die sichergestellt ist, daß die Antriebszylinder nicht "herunterfallen" können, falls ein solcher elektrischer Störfall beispielsweise im Eil-Vorschubbetrieb solcher Biegemaschinen auftritt. Als Sicherheitseinrichtungen sind speziell druckgesteuerte Fall-Absicherungsventile vorgesehen, die außerdem elektrisch, d.h. über Magnetventile vorgesteuert werden.

[0007] Der hierfür erforderliche elektrohydraulische Gesamtaufwand ist erheblich.

[0008] Es kommt hinzu, daß die Verarbeitung der von den Wegmeßsystemen gelieferten - elektronischen - Positionsdaten, durch die gleichsam die Sollwert-Vorgabe korrigiert werden muß, erhebliche Zeit in Anspruch nimmt, so daß die für die Steuerung bekannten Biegemaschinen vorgesehenen Regelkreise relativ langsam sind, d.h. begrenzte Werte insbesondere der Eil-Vorschub und Eil-Rückzugsgeschwindigkeiten hingenommen werden müssen, um eine hinreichende Synchronisation der Kolbenpositionen zu ermöglichen, was sich natürlich in verlängerten Taktzeiten auswirkt und damit die Wirtschaftlichkeit des Einsatzes solcher Maschinen reduziert.

[0009] Aufgabe der Erfindung ist es daher, eine Maschine der eingangs genannten Art dahingehend zu verbessern, daß nicht nur der zu ihrer Bewegungssteuerung erforderlichen elektrohydraulische Aufwand reduziert wird, sondern auch kürzere Taktzeiten der Verarbeitung erreichbar sind.

[0010] Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die im kennzeichnenden Teil des Patentanspruchs 1 genannten Merkmale gelöst.

[0011] Durch die hiernach im Rahmen der Positions-Regelkreise für die beiden Antriebszylinder vorgesehene, als 3/3-Wege-Ventile ausgebildeten Nachlauf-Ventile, die mit impulsgesteuerter Positions-Sollwert-Vorgabe und mechanischer Positions-Istwert-Rückmeldung arbeiten, wobei zur Positions-Sollwert-Vorgabe elektrische AC- oder Schrittmotoren verwendet werden, die eine inkrementale Positions-Sollwerts-Vorgabe ermöglichen, ist die Bewegungssteuerung der Antriebszylinder auf einfache Weise durch frequenzgleiche Ansteuerung der Elektromotoren erreichbar, wobei die mechanische Positions-Istwert-Rückmeldung dafür sorgt, daß die Nachlauf-Regelventile hinreichend rasch im Sinne der jeweiligen Bewegungsrichtung aufgesteuert werden können. Eine hinreichende Leistungsfähigkeit des Druckversorgungsaggregats vorausgesetzt, können die beiden Nachlauf-Regelkreise mit optimal hoher Kreisverstärkung betrieben werden. Durch den permanenten Anschluß des Hochdruckausganges des Druckversorgungsaggregats an den unteren Antriebsdruckraum des jeweiligen Antriebszylinders wird auch zumindest bei Störungen in der elektrohydraulischen Steuerungseinheit ein wirksamer Schutz gegen ein gefährliches "Herunterfallen" der Antriebszylinderkolben bzw. des Oberwerkzeuges der Maschine erreicht. Bei einem generellen Stromausfall geht das jeweilige Nachlauf-Regelventil - wegen der mechanischen Positions-Istwert-Rückmeldung selbsttätig in seinen sperrenden Zustand zurück, so daß auch insoweit eine hinreichende Sicherung gegen ein "Herunterfallen" des Oberwerkzeugs gewährleistet ist. Die im Eil-Rückzugsbetrieb der Antriebszylinder aus deren oberen Antriebsdruckräumen verdrängte Druckmittel-Menge kann über das Abströmventil zum Vorratsbehälter des Druckversorgungsaggregats zurückströmen, ohne daß in den unteren Antriebsdruckräumen der Antriebszylinder ein überhöhter Druck aufgebaut werden muß, was zu einem günstig niedrigen Gesamt-Leistungsverbrauch der erfindungsgemäßen Maschine beiträgt. Es ist daher völlig ausreichend, wenn die Hochdruckpumpe des Druckversorgungsaggregates auf die gemäß Anspruch 2 vorgesehene maximale Förderleistung ausgelegt ist, wobei es unter dem Gesichtpunkt der Minimierung der elektrischen Anschlußleistung vorteilhaft ist, wenn, wie gemäß Anspruch 3 vorgesehen, die Hochdruckpumpe des Druckversorgungsaggregates als eine druckgeregelte Pumpe ausgebildet ist, z.B. eine Pumpe, deren Fördermenge zu dem an ihrem Ausgang erzeugten Ausgangsdruck umgekehrt proportional ist. Alternativ oder in Kombination hiermit kann es auch ausreichend bzw. zusätzlich vorteilhaft sein, wenn ein gemäß Anspruch 4 gestaltetes Druckbegrenzungsventil vorgesehen ist, das auch als Sicherheitsmaßnahme in Kombination mit einer gemäß Anspruch 2 geregelten Pumpe vorteilhaft sein kann.

[0012] Das im Rahmen der elektrohydraulischen Steuereinheit vorgesehene Abströmventil kann als ein gemäß den Merkmalen des Anspruchs 5 angesteuertes Magnetventil ausgebildet sein, was unter Aspekten der einfachen Ansteuerung besonders vorteilhaft ist.

[0013] Konstruktiv einfacher und wegen des geringeren technischen Aufwands auch billiger ist eine hinreichend funktionsgerechte Ansteuerung des Abströmventils auch realisierbar, wenn dieses gemäß den Merkmalen des Anspruchs 6 als druckgesteuertes Ventil ausgebildet ist, was darüberhinaus auch unter Sicherheitsaspekten sehr vorteilhaft ist, wobei durch die Merkmale des Anspruchs 7 eine besonders zweckmäßige Auslegung des Abströmventils angegeben ist.

[0014] Durch eine Kompensationseinrichtung mit den funktionellen Merkmalen des Anspruchs 8 wird in einem weitgehenden Maß vermieden, daß sich elastische Deformationen des Maschinengestells, die dieses mit zunehmender Vorschubkraftentfaltung der Antriebszylinder in einem zunehmenden Maß erfährt, im Sinne einer fehlerhaften Positions-Rückmeldung auswirken und es daher auch insbesondere zu unerwünschten Verlängerungen der Taktzeiten führen können.

[0015] Eine solche Kompensationseinrichtung ist dem Konstruktionsprinzip nach gemäß den Merkmalen des Anspruchs 9 und in spezieller Ausgestaltung gemäß denjenigen des Anspruchs 10 auf einfache Weise realisierbar. Die Gestaltung der Kompensationseinrichtung gemäß Anspruch 12 hat gegenüber derjenigen gemäß Anspruch 11 den Vorteil einer wesentlich geringeren Beeinflussung der hydraulischen Steifigkeit des Antriebes, bedarf zu ihrer Realisierung jedoch eines etwas erhöhten technischen Aufwandes.

[0016] Mittels eines gemäß Anspruch 13 wirkenden Gebersystems läßt sich eine weitestgehende Sicherung der Maschine gegen Beschädigungen erreichen, die aus einem nicht exakt synchronen Vorschub der beiden Antriebszylinderkolben resultieren könnten.

[0017] Wenn ein solches Gebersystem die gemäß Anspruch 14 vorgesehene Funktion vermittelt, so daß seine Ausgangssignale ein direktes Maß für den sogenannten Nachlauffehler sind, d.h. diejenige Wegstrecke um die der Positions-Istwert dem eingesteuerten Positions-Sollwert nacheilt, so ist dieses Gebersystem in Kombination mit dem Sollwert-Vorgabesystem auch als elektronisches Positions-Istwert-Meßsystem ausnutzbar, das einer CNC-gesteuerten Maschine die für diese erforderliche elektronische - Information über die Ist-Position des Oberwerkzeuges liefert. Auch können die Ausgangssignale eines solchen Schleppfehler-Meßsystems in vorteilhafterweise zu einer gemäß Anspruch 15 vorgesehenen Art der Steuerung der Positions-Sollwert-Vorgabe ausgenutzt werden und damit ein schonender Betrieb der Maschine erreicht werde.

[0018] Schließlich ist durch die Merkmale des Anspruchs 16 eine konstruktiv einfache Sicherheitseinrichtung angegeben, die, schon für sich allein gesehen, in der statistisch überwiegenden Zahl von Fehlfunktionsfällen der Maschine eine wirksame Sicherung gegen aus solchen resultierende Gefahrensituationen vermittelt.

[0019] Weitere Einzelheiten und Merkmale der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung eines speziellen Ausführungsbeispiels anhand der Zeichnung. Es zeigen

Fig. 1

eine schematisch vereinfachte Vorderansicht einer erfindungsgemäßen Maschine mit zwei, teilweise im Schnitt dargestellten Antriebszylindern,

Fig. 2

eine Seitenansicht der Maschine gemäß Fig. 1, in Richtung des Pfeils II derselben gesehen,

Fig. 3

ein Druckschaltbild des einem der beiden Antriebszylinder der Maschine gemäß Fig. 1 zugeordneten Teils einer zur Steuerung seiner Arbeitsbewegungen vorgesehenen elektrohydraulischen Steuereinheit mit einem als 3/3-Wege-Ventil ausgebildeten Nachlauf-Regelventil,

Fig. 4

Einzelheiten des Nachlauf-Regelventils gemäß Fig. 3 in vereinfachter, halbschematischer Schnittdarstellung;

Fig. 5

eine Kompensationseinrichtung zum Ausgleich von betriebsbedingten Aufweitungen des Maschinengestells.

[0020] Die in den Fig. 1, 2 und 3 insgesamt mit 10 bezeichnete Biegemaschine ist eine Maschine desjenigen Typs, bei dem durch kraftgesteuertes Absenken eines Oberwerkzeugs 11 gegenüber einem maschinengestellfesten Unterwerkzeug 12 ein Werkstück 13, z.B. ein Stahlblech, das auf dem Unterwerkzeug 12 aufliegt, in eine gewünschte Form gepreßt wird, die durch die Gestaltung des Unterwerkzeuges 12 und des dem Querschnitt nach zum Unterwerkzeug komplementär gestalteten Oberwerkzeugs 11 bestimmt ist.

[0021] Die Maschine 10 umfaßt ein insgesamt mit 14 bezeichnetes Maschinengestell mit zwei bezüglich einer vertikalen Quermittelebene 16 des Maschinengestells 14 symmetrisch angeordneten, C-förmigen Seitenwangen 17 und 18, die gemäß der Darstellung der Fig. 1 in dem seitlichen lichten Abstand b voneinander angeordnet sind und durch ein gleichsam einen Standfuß des Maschinengestells 14 bildendes Sockelteil 19 miteinander verbunden sind, das sich zwischen den unteren, horizontalen Querschenkeln 21 und 22 der insgesamt C-förmigen Seitenwangen 17 bzw. 18 erstreckt, die über vertikale, säulenförmige Jochschenkel 23 bzw. 24 einstückig mit oberen, horizontalen Querschenkeln 26 bzw. 27 der C-förmigen Seitenwangen 17 bzw. 18 zusammenhängend ausgebildet sind.

[0022] An diesen oberen Querschenkeln 26 und 27 ist mit vertikalem Verlauf der jeweiligen zentralen Längsachse 28 bzw. 29 je ein hydraulischer Antriebszylinder 31 bzw. 32 fest montiert, deren insgesamt mit 33 bzw. 34 bezeichnete Kolben aus den Zylindergehäusen 36 bzw. 37 nach unten austretende Kolbenstangen 38 bzw. 39 haben.

[0023] Diese Antriebszylinder 31 und 32 sind als doppelt-wirkende Differentialzylinder ausgebildet, bei denen durch je einen mittels einer kolbenfesten Ringdichtung gegen das Zylindergehäuse 36 bzw. 37 abgedichteten Kolbenflansch 41 bzw. 42 ein oberer Antriebsdruckraum 43 bzw. 44 gegen einen unteren Antriebsdruckraum 46 bzw. 47 druckdicht-beweglich abgegrenzt ist, durch deren mittels einer insgesamt mit 48 bezeichneten elektrohydraulischen Steuereinheit gesteuerten, alternative Beaufschlagung mit dem Ausgangsdruck P eines insgesamt mit 49 bezeichneten Druckversorgungsaggregats und Anschluß an dessen - drucklosen - Vorratsbehälter 51 auf das Werkstück 13 hinzu gerichtete Eil-Abwärtsbewegungen des mit den Kolbenstangen 38 und 39 der beiden Antriebszylinder 31 und 32 gelenkig verbundenen Oberwerkzeugs 11, Last-Vorschub-Bewegungen desselben, durch welche die Verformung des Werkstücks 13 erreicht wird, sowie Eil-Rückzugs-Bewegungen des Oberwerkzeugs 11 im Sinne einer Abhebung desselben vom Werkstück 13 und Rückkehr in eine obere Endstellung steuerbar sind.

[0024] Die beiden Antriebszylinder 31 und 32 sind hinsichtlich ihrer charakteristischen Daten

• des Betrages F₁ der "oberen" Kolbenfläche 52 bzw. 53, welche die axial bewegliche Begrenzung des oberen Antriebsdruckraumes 43 bzw. 44 des Antriebszylinders 31 bzw. 32 bildet,
• des Betrages F₃ der Querschnittsfläche der Kolbenstange 38 bzw. 39 und
• des Betrages F₂ der kreisringförmigen Kolbenfläche 54 bzw. 56, welche die axial bewegliche Begrenzung des unteren Antriebsdruckraumes 46 bzw. 47 des jeweiligen Hydrozylinders 31 bzw. 32 bildet und deren Differenz F₁-F₃ der "lichten" Querschnittsfläche des Zylindergehäuses 36 bzw. 37 und der Querschnittsfläche F₃ der jeweiligen Kolbenstange 38 bzw. 39 entspricht, sowie
• der Beträge der maximal ausführbaren Kolbenhübe identisch ausgebildet.

[0025] In einer typischen Auslegung der Biegemaschine 10 beträgt der maximale Betriebsdruck Pmax, den das Druckversorgungsaggregat 49 bereitstellen kann, 300 bar, und die beiden Antriebszylinder 31 und 32 sind so dimensioniert, daß sie bei diesem Ausgangsdruck Pmax eine maximale Vorschubkraft von je 500 kN entfalten. Das Gesamtgewicht der beweglichen Teile der Biegemaschine 10 - im wesentlichen ihres Oberwerkzeugs 11 und der mit diesem gelenkig verbundenen Kolben 38 und 39 der beiden Antriebszylinder 31 und 32 - beträgt in einer typischen Dimensionierung 10 kN. Die Förderleistung des Druckversorgungsaggregates 49 ist an diese Dimensionierung der Antriebszylinder 31 und 32 dahingehend angepaßt, daß im Last-Abwärts-Vorschubbetrieb d.h. in demjenigen Betriebszustand der Biegemaschine 10, in dem die Verformung des Werkstückes 13 erfolgt, ein Maximalwert der Vorschub-Geschwindigkeit 30 mm/s möglich ist. Des weiteren hat in typischer Auslegung der Biegemaschine das Flächenverhältnis F₁/F₂ der großen, im Last-Abwärts-Betrieb der Antriebszylinder 31 und 32 mit dem hohen Ausgangsdruck P des Druckversorgungsaggregats 49 beaufschlagten Kolbenfläche 52 bzw. 53 zu der kleineren, kreisringförmigen Kolbenfläche 54 bzw. 56 des Flansches 41 bzw. 42 des Kolbens 33 bzw. 34 des Antriebszylinders 31 bzw. 32 den Wert 10/1, so daß sich für den Eil-Aufwärts-Betrieb der Biegemaschine 10 eine maximale Geschwindigkeit der Eil-Aufwärts-Bewegung von 300 mm/s ergibt.

[0026] Zu einer mehr in die Einzelheiten gehenden Erläuterung der für die beiden Antriebszylinder 31 und 32 vorgesehenen Art der Bewegungssteuerung sei nunmehr auf die diesbezüglichen hydraulisch-schaltungstechnischen Einzelheiten der Fig. 3 verwiesen, in welcher der für die Bewegungssteuerung des gemäß Fig. 1 linken Antriebszylinders 31 der Biegemaschine 10 vorgesehene Teil 48' der elektro-hydraulischen Steuereinheit 48 dargestellt ist, mit dem der für die Bewegungssteuerung des rechten Antriebszylinders 32 vorgesehene Teil der elektrohydraulischen Steuereinheit 48 identisch ist. Das weiter in der Fig. 3 dargestellte Druckversorgungsaggregat 49, das eine saugseitig an den Vorratsbehälter 51 des Druckversorgungsaggregats 49 angeschlossene Hochdruckpumpe 57 mit Ausgangsrückschlagventil 58 und ein Druckbegrenzungsventil 59 mit einstellbarer Ansprechschwelle umfaßt, wird sowohl für den linken Antriebszylinder 31 als auch für den rechten Antriebszylinder 32 der Biegemaschine 10 ausgenutzt.

[0027] Zentrales Funktionselement der Untereinheit 48' der elektrohydraulischen Steuereinheit 48 ist ein insgesamt mit 61 bezeichnetes Nachlauf-Regelventil, zu dessen baulicher und funktioneller Erläuterung auch auf die diesbezüglichen Einzelheiten der Fig. 4 verwiesen sei.

[0028] Das Nachlauf-Regelventil 61, mittels dessen Richtung und Geschwindigkeit der möglichen Bewegungen des Kolbens 33 des Antriebszylinders 31 steuerbar sind - auf das Werkstück 13 zu gerichtete Eil-Vorschub- sowie Last-Vorschub-Bewegungen sowie vom Werkstück 13 weggerichtete Eil-Aufwärts-Bewegungen -, ist seiner Funktion nach ein 3/3-Wegeventil, das einen mit dem Hochdruckausgang 62 des Druckversorgungsaggregats 49 verbundenen, ersten (P-) Versorgungsanschluß 63 und einen zweiten, mit dem drucklosen Vorratsbehälter 51 des Druckversorgungsaggregats 49 verbundenen (T-) Versorgungsanschluß 64 hat sowie einen einzigen Steuerausgang 66, der zum einen über ein Rückschlagventil 67, das durch relativ höheren Druck am Steuerausgang 66 des Nachlauf-Regelventils 61 in Öffnungsrichtung beaufschlagt ist, und zum anderen über eine zu diesem parallel geschaltete, als Blende ausgebildete Drossel 68 mit dem Steueranschluß 69 des Antriebszylinders 31 verbunden ist, über den der obere Antriebsdruckraum 43 des Antriebszylinders 31 mit Druck beaufschlagbar bzw. zum drucklosen Vorratsbehälter 51 des Druckversorgungsaggregats 49 hin entspannbar ist. Der untere, ringzylindrische Antriebsdruckraum 46 des Antriebszylinders 31 ist über seinen Steueranschluß 71 permanent an den Hochdruckausgang 62 des Druckversorgungsaggregats 49 angeschlossen.

[0029] Das Nachlauf-Regelventil 61 hat als neutrale Grundstellung O eine Sperrstellung, in welcher sein Steuerausgang 66 sowohl gegen seinen P-Versorgungsanschluß 63 als auch gegen seinen T-Versorgungsanschluß 64 abgesperrt ist.

[0030] Dem Eil- sowie dem Last-Vorschubbetrieb des Antriebszylinders 31 ist die in den Fig. 3 und 4 mit I bezeichnet Funktionsstellung des Nachlauf-Regelventils 61 zugeordnet, in welcher der P-Versorgungsanschluß 63 des Ventils 61 mit dessen Steuerausgang 66 und damit auch mit dem Steueranschluß 69 des Antriebszylinders 31 hydraulisch verbunden ist, während der T-Versorgungsanschluß 64 gegen den Steuerausgang 66 abgesperrt ist.

[0031] Von dem Werkstück 13 - nach dessen Biege-Bearbeitung - wegführenden Eil-Aufwärtsbewegungen des Kolbens 33 des Antriebszylinders 31 zugeordnet ist die in den Fig. 3 und 4 mit II bezeichnete Funktionsstellung des Nachlauf-Regelventils 61, in welcher der Steuerausgang 66 des Nachlauf-Regelventils 61 mit dessen T-Versorgungsanschluß verbunden, gegen den P-Versorgungsanschluß 63 jedoch abgesperrt ist. In dieser Funktionsstellung II des Nachlauf-Regelventils 61, in welcher der untere Antriebsdruckraum 46 des Antriebszylinders 31 mit dem hohen Ausgangsdruck des Druckversorgungsaggregats 49 beaufschlagt ist und der obere Antriebsdruckraum 43 dieses Antriebszylinders 31 zumindest über die Drossel 68 und das Nachlauf-Regelventil 61 mit dem drucklosen Vorratsbehälter 51 des Druckversorgungsaggregats 49 verbunden ist, bewegt sich der Kolben 33 des Antriebszylinders 31 mit Eilgeschwindigkeit nach oben.

[0032] Das Nachlauf-Regelventil 61 ist - zum Zweck der Erläuterung - gemäß der halbschematischen Darstellung der Figur 4 als Schieber-Ventil vorausgesetzt, dessen "Kolben" 72 durch das 3/3-Wege-Ventil-Symbol repräsentiert ist. Es ist als Proportionalventil ausgebildet, das, von seiner sperrenden Grundstellung O aus gesehen mit einer zunehmenden Verschiebung seines Ventilkolbens 72 nach "links", d.h. im Sinne einer Ausnutzung der Funktionsstellung II - Beaufschlagung des Antriebszylinders 31 in Aufwärtsrichtung - einen zunehmend größeren Querschnitt des Durchflußfades 73 freigibt, über den Druckmittel aus dem oberen Antriebsdruckraum 43 des Antriebszylinders 31 zum drucklosen Vorratsbehälter 51 des Druckversorgungsaggregats 49 abströmen kann, und bei zunehmender Verschiebung seines Ventilkolbens 72 nach "rechts" d.h. Übergang zur Funktionsstellung I - Beaufschlagung des Antriebszylinders 31 in Abwärtsrichtung - zunehmend größere Querschnitte des Durchflußpfades 74 freigibt, über den Druckmittel von der Pumpe 57 sowie auch vom unteren Antriebsdruckraum 46 des Antriebszylinder 31 zum oberen Antriebsdruckraum 43 des Antriebszylinders 31 strömen kann.

[0033] Um das insoweit erläuterte Nachlauf-Regelventil 61 im Sinne des Ablaufes des Biegevorganges bedarfsgerecht in seine verschiedenen Funktionsstellungen O und I bzw. II steuern zu können, sind weiter die folgenden Funktions- und Steuerelemente vorgesehen:

[0034] Das lediglich schematisch angedeutete Gehäuse 75 des Nachlauf-Regelventils 61 hat einen blockförmigen Mittelabschnitt 76 mit einer zentralen Bohrung 77, in welcher um deren zentrale Längsachse 78 drehbar und entlang dieser Achse verschiebbar eine Hohlwelle 79 gelagert ist, die an ihrem einen, gemäß der Darstellung der Figur 4 rechten Ende, das aus dem Gehäuse 75 herausragt, mit einem Antriebsritzel 80 versehen ist, mit dem das Abtriebszahnrad 81 eines Elektromotors 82 kämmt, und an ihrem anderen Ende mit einem Innengewinde 83 versehen ist, mit dem eine ebenfalls um die zentrale Achse 78 drehbare Gewindespindel 84 in kämmendem Eingriff steht, die jedoch axial unverschiebbar am Gehäuse 75 des Nachlauf-Regelventils 61 gelagert ist, aus dem sie mit einem freien Endabschnitt 84' herausragt, an dem wiederum ein Ritzel 86 angeordnet ist, das mit einer Zahnstange 87 in kämmendem Eingriff steht, die, wie der Figur 3 entnehmbar, mit dem Oberwerkzeug 11 bewegungsgekoppelt ist und dessen Ab- und Aufwärtsbewegungen mit ausführt, wobei sich die Zahnstange 87 parallel zur zentralen Längsachse 28 des Antriebszylinders 31 erstreckt und in unmittelbarer Nähe desselben angeordnet ist.

[0035] Diese Gewindespindel 84 und die Zahnstange 87 sind die funktionswesentlichen Elemente einer mechanischen Rückmeldeeinrichtung, mittels derer die Position des Oberwerkzeugs 11 auf das Nachlaß-Regelventil 61 "zurückgemeldet" wird. In dem Gehäuse 75 des Nachlauf-Regelventils 61 ist axial verschiebbar, jedoch unverdrehbar ein insgesamt mit 88 bezeichnetes, der Grundform nach jochförmiges Ventilbetätigungsglied gelagert, das zwei parallel zueinander verlaufende Jochschenkel 89 und 91 hat, die durch einen parallel zur zentralen Längsachse 78 des Nachlauf-Regelventils verlaufenden Führungsstab 92, der durch eine radial seitliche Führungsbohrung 93 des blockförmigen, zentralen Gehäuseteils 76 hindurchtritt, fest miteinander verbunden sind und sich über je einen Betätigungsstift 94 bzw. 96 axial an den einander gegenüberliegenden Seiten des Ventilkolbens 72 abstützen, wobei diese Abstützung der Jochschenkel 89 und 91 an den Betätigungsstiften 94 und 96 bzw. dem Ventilkolben 72 satt-formschlüssig ist.

[0036] Die beiden Jochschenkel 89 und 91 haben miteinander fluchtende, mit der zentralen Längsachse 78 des Ventilgehäuses 75 koaxiale Bohrungen 97 bzw. 98, deren Durchmesser geringfügig größer ist als der Außendurchmesser der Hohlwelle 79, so daß diese mit einem für ihre leichtgängige Drehbarkeit hinreichenden Spiel durch diese Bohrungen 97 und 98 der Jochschenkel 89 und 91 des Ventilbetätigungsgliedes 88 hindurchtreten kann.

[0037] Das Ventilbetätigungsglied 88 ist über Kugellager 99 und 101, die eine leichtgängige Drehbarkeit der Hohlwelle 79 relativ zu dem Ventilbetätigungsglied 88 vermitteln, axial spielfrei zwischen radialen Mitnahmeflanschen 102 und 103 der Hohlwelle 79 - axial - gelagert.

[0038] Der Elektromotor 82 ist als Motor mit umkehrbarer Drehrichtung ausgebildet, z.B. als Schrittmotor oder als AC-Motor, d.h. als impulsgesteuerter Motor, der durch an einem ersten Versorgungsanschluß 105 empfangene Ausgangsimpulse einer elektronischen Steuereinheit 100 in dem durch den Pfeil 104 repräsentierten Uhrzeigersinn und durch an einem zweiten Versorgungsanschluß 106 empfangene Ausgangsimpulse der elektronischen Steuereinheit 103 in dem durch den Pfeil 107 repräsentierten Gegenuhrzeigersinn angetrieben wird, wobei der Uhrzeigersinn auf die durch den Pfeil 108 angegebene Sichtrichtung bezogen ist. Für den Elektromotor 82 ist weiter vorausgesetzt, daß sein mit dem Abtriebszahnrad 81 drehfest verbundener Anker mit jedem Steuerimpuls, den er an einem seiner beiden Versorgungsanschlüsse 105 bzw. 106 empfängt, in der einen oder anderen Drehrichtung einen einem konstanten - kleinen - inkrementalen Drehwinkel entsprechende Drehung ausführt, wie z.B. einen Winkel von 3,6°, d.h. daß hundert Impulse notwendig sind, damit der Anker des Elektromotors 82 eine Drehung um 360° ausführt. Der Elektromotor 82 dient bei dem Nachlauf-Regelventil 61 zur Positions-Sollwert-Vorgabesteuerung, die durch - programmgesteuerte - Folge der Steuerimpulse erzielt wird, die dem Elektromotor 82 an seinem einen Versorgungsanschluß 105 oder an seinem anderen Versorgungsanschluß 106 zugleitet werden.

[0039] Im Rahmen der dem linken Antriebszylinder 31 zugeordneten Untereinheit 48' der elektrohydraulischen Steuereinheit 48 ist weiter ein zwischen den zum oberen Antriebsdruckraum des Antriebszylinders 31 führenden Steueranschluß 69 desselben und den Vorratsbehälter 51 des Druckversorgungsaggregats 49 geschaltetes Nachströmventil 109 vorgesehen, über das bei Eil-Abwärtsbewegungen des Kolben 33 des linken Antriebszylinders 31 - und des Oberwerkzeugs 11 der Biegemaschine 10 - Druckmedium aus dem Vorratsbehälter 51 des Druckversorgungsaggregats 49 in den oberen Antriebsdruckraum 43 nachströmen kann. Dieses Nachströmventil 109, das zur Veranschaulichung seiner Funktion als federloses Rückschlagventil dargestellt ist, ist in für sich bekannter Bauweise, so realisiert, daß es auf minimale Druckunterschiede zwischen dem oberen Antriebsdruckraum 43 des Antriebszylinders 31 und dem Vorratsbehälter 51 des Druckversorgungsaggregats 49 anspricht und dabei seine Sperrstellung einnimmt, wenn der Druck im oberen Antriebsdruckraum 43 des Antriebszylinders 31 geringfügig größer ist als im Vorratsbehälter 51 des Druckversorgungsaggregats 49 und in seine Offenstellung übergeht, sobald der Druck im oberen Antriebsdruckraum 43 des Antriebszylinders 31 geringfügig kleiner ist als der Druck im "drucklosen" Vorratsbehälter 51 des Druckversorgungsaggregats, wobei "drucklos" Gleichheit mit dem umgebenden Atmosphärendruck bedeuten soll.

[0040] Zwischen den mit dem oberen Ausgangsdruckraum 43 des Antriebszylinders 31 kommunizierenden Steueranschluß 69, d.h. die gemeinsame Anschlußstelle des Nachströmventils 109, der Drossel-Blende 68 und des zwischen den Steuerausgang 66 des Nachlauf-Regelventils 61 und den Steueranschluß 69 des Antriebszylinders 31 geschalteten Rückschlagventils 67, das durch höheren Druck am Steuerausgang 66 des Nachlauf-Regelventils 61 als am Steueranschluß 69 in Öffnungsrichtung beaufschlagt und sonst gesperrt ist und den im vorstehend erläuterten Sinn drucklosen Vorratsbehälter 51 des Druckversorgungsaggregats 49 ist weiter ein Abströmventil 111 geschaltet, das im Eil-Rückzugsbetrieb des Kolbens 33 des Antriebszylinders 31 ein Abströmen von Druckmittel aus dem oberen Antriebsdruckraum 43 des Antriebszylinders 31 direkt zum Vorratsbehälter 51 des Druckversorgungsaggregates 49 hin ermöglicht.

[0041] Das Abströmventil 111 ist als druckgesteuertes 2/2-Wegeventil ausgebildet, dessen Grundstellung 0 seine Sperrstellung ist, in die es durch die Ventilfeder 112 gedrängt wird. Seine zweite Funktionsstellung I ist eine Durchflußstellung, in welcher der Steueranschluß 69 des Antriebszylinders 31 über den Durchflußpfad 13 des Abströmventils 111 zusätzlich zu dem über die Drosselblende 68 und das Nachlauf-Regelventil 61 zum Vorratsbehälter 51 führenden Strömungspfad, der insgesamt mit 114 bezeichnet ist, mit dem Vorratsbehälter 151 des Druckversorgungsaggregats 49 verbunden ist. Das Abströmventil 111 hat einen ersten, schematisch angedeuteten Steuerdruckraum 116, der mit dem am Steuerausgang 66 des Nachlauf-Regelventils 61 jeweils herrschenden Druck beaufschlagt ist, und einen zweiten, ebenfalls schematisch angedeuteten Steuerdruckraum 117, der mit dem im oberen Antriebsdruckraum 43 des Antriebszylinders 31 jeweils herrschende Druck beaufschlagt ist. In spezieller Auslegung des Abströmventils 111 sind die die Steuerdruckräume 116 und 117 beweglich begrenzenden Steuerkolbenflächen des als Schieberventil vorausgesetzten Abströmventils 111 so aufeinander abgestimmt, daß, gleiche Drücke in den beiden Steuerdruckräumen 116 und 117 vorausgesetzt, die Kraft, die aus der Druckbeaufschlagung des gemäß der Darstellung der Figur 3 "rechten" Steuerdruckraumes 117 resultiert und den durch das Schaltsymbol repräsentierten Kolben des Abströmventils 111 in dessen Durchflußstellung zu drängen sucht, gleich der Summe der Rückstellkraft der Ventilfeder 112 und der aus der Druckbeaufschlagung des ersten, gemäß der Darstellung der Figur 3 "linken" Steuerdruckraumes 116 resultiertierenden Kraft, ist, die den Kolben des Abströmventils 111 in dessen Grundstellung drängen. Bei dieser Auslegung des Abströmventils genügt - im Eil-Rückzugsbetrieb des Kolbens 33 des Antriebszylinders 31 - schon ein minimaler Druckabfall über der Drossel 68, um das Abströmventil 111 in dessen Durchflußstellung I umzuschalten.

[0042] Zur Erläuterung der Funktion der insoweit ihrem Aufbau nach beschriebenen Biegemaschine 10, wird nunmehr ein typisches Arbeitsspiel derselben betrachtet, das in einer oberen Endstellung der Kolben 33 und 34 der beiden Antriebszylinder 31 und 32 - und damit auch des Oberwerkzeugs 11 der Biegemaschine 10 - mit einem EilAbwärts-Betrieb dieser Funktionselemente beginnt, an den sich sodann der die Verformung des Werkstückes vermittelnde Lastvorschub-Betrieb der Antriebszylinder 31 und 32 anschließt und mit einem Eil-Rückzugshub wieder in die angenommene Ausgangsstellung zurückführt. Hierbei ist angenommen, daß das Druckversorgungsaggregat 49 permanent in Betrieb ist, und daß die Hochdruckpumpe 57 des Druckversorgungsaggregats 49 als eine geregelte Pumpe ausgebildet ist, die lediglich denjenigen Druck in den unteren Antriebsdruckräumen 46 und 47 der beiden Antriebszylinder 31 und 32 aufrechterhält, der erforderlich ist, um die Kolben 33 und 34 und mit diesen das Oberwerkzeug 11 in der oberen Endstellung zu halten und in diesem Betriebszustand der Biegemaschine 10 einen eventuell auftretenden Leckölverlust auszugleichen.

[0043] In diesem Funktionszustand der Biegemaschine 10 befinden sich die Nachlauf-Regelventile 61 und die Abströmventile 111 der elektrohydraulischen Steuereinheit 48 in den in der Figur 3 dargestellten Grundstellungen, wobei die Nachströmventile 109 offen oder geschlossen sein können. Diese Nachströmventile 109 sind so ausgelegt, daß ihre - nicht im einzelnen dargestellten Ventilkörper - aufgrund der Einbaulage der Ventile 109 durch die Schwerkraft, die auf sie wirkt, in die Offen-Stellung gelangen, jedoch bei einem geringfügigen Überdruck in den oberen Antriebsdruckräumen 43 und 44 der beiden Antriebszylinder 31 und 32 in die Sperrstellung "angehoben" werden. Ausgehend von der angenommenen und in der Figur 1 dargestellten Ausgangsstellung der Kolben 33 und 34 der beiden Antriebszylinder 31 und 32. wird deren Eil-Abwärts-Vorschubbetrieb dadurch eingeleitet, daß der Elektromotor 82 mit einer Impulsfolge angesteuert wird, mit deren Frequenz eine bestimmte Vorschub-Geschwindigkeit in Richtung des Pfeils 118 der Figur 3 verknüpft ist, die einen typischen Wert von 300 mms⁻¹ hat. Davon ausgehend, daß die Vorschubbewegung der Kolben 33 und 34 in Schrittweiten von 1 µ programmierbar sein soll und jedem Impuls, der dem Elektromotor 82 zugeleitet wird, diese inkrementale Schrittweite der Vorschubbewegung entspricht, bedeutet dies, daß der Elektromotor mit einer Impulsfolgefrequenz von 300 kHz angesteuert werden muß, damit sich die Vorschubgeschwindigkeit von 300 mms⁻¹ ergibt.

[0044] Bei der anhand der Figur 4 erläuterten, speziellen Gestaltung des Nachlauf-Regelventils 61 gelangt dieses in seine dem Abwärts-Vorschubbetrieb entsprechende Funktionsstellung I dann, wenn sich das Ventilbetätigungsglied 88 nach rechts bewegt, was der Fall ist, wenn der Elektromotor 82, in Richtung des Pfeils 108 gesehen, im Uhrzeigersinn angetrieben wird. Zum Zweck der Erläuterung sei angenommen, daß dies der Fall ist, wenn dem Elektromotor 82 an seinem ersten Versorgungsanschluß 105 Ausgangsimpulse der elektronischen Steuereinheit 103 zugeleitet werden.

[0045] Das nachfolgend zur Bewegungssteuerung des Kolbens 33 des Antriebszylinders 31 ausgeführte gilt sinngemäß auch für den Kolben 34 des "rechten" Antriebszylinder 32.

[0046] Wenn die - rotatorische - Positions-Sollwert-Vorgabebewegung des Abtriebszahnrades 81 des Elektromotors 82 und damit die im Gegenuhrzeigersinn erfolgende Drehbewegung der Hohlwelle 79 einsetzt, befindet sich der Kolben 33 des Antriebszylinders 31 zunächst noch in Ruhe, mit der Folge, daß auch die Gewindespindel 84 noch "steht". In dieser Konstellation bewegt sich die Hohlwelle 79 gemäß Figur 4 in Richtung des Pfeils 119 nach rechts, wodurch der von dem Ventilbetätigungsglied 88 mitgenommene Kolben 72 des Nachlauf-Regelventils 61 in seine Funktionsstellung I gelangt, die dem AbwärtsBewegungssteuerbetrieb des Kolbens 33 des Antriebszylinders 31 zugeordnet ist, wobei sich, je weiter der Kolben 72 nach rechts verschoben wird, der Durchflußquerschnitt des in dieser Funktionsstellung I freigegebenen Durchflußpfades 121 des Nachlauf-Regelventils 61 zunehmend vergrößert. Die Folge hiervon ist, daß die beiden Antriebsdruckräume 43 und 46 des Antriebszylinders 31 nunmehr über den Durchflußpfad 74 des Nachlauf-Regelventils in kommunizierender Verbindung miteinander stehen, was wiederum zur Folge hat, daß sich der Kolben 33 des Antriebszylinders 31 nunmehr in Richtung des Pfeils 118 - "abwärts" - bewegen kann.

[0047] Die Hochdruckpumpe 57 des Druckversorgungsaggregats 49 ist hinsichtlich der maximalen Förderleistung dahingehend ausgelegt, daß ihr auf die Zeiteinheit bezogenes Fördervolumen Q lediglich einen Wert hat, der ausreichend ist, um im Last-Vorschubbetrieb des Antriebszylinders 31, in dem die Vorschubgeschwindigkeit lediglich 1/10 der Eil-Vorschubgeschwindigkeit beträgt, beim gewählten Erläuterungsbeispiel somit 30 mms⁻¹, den für die biegende bzw. pressende Bearbeitung des Werkstückes 13 erforderlichen Maximaldruck von 300 bar im oberen - großflächig begrenzten - Antriebsdruckraum 43 des Antriebszylinders 31 aufrechtzuerhalten. Für das gewählte Erläuterungsbeispiel, bei dem jeder der beiden Antriebszylinder 31 und 32 eine maximale Vorschubkraft von 500 kN entfaltet, beträgt somit das maximale Fördervolumen Q der Hochdruckpumpe 57 ca. 1 ls⁻¹ bzw. 60 l/min, entsprechend der Querschnittsfläche des oberen Antriebsdruckraumes 43 bzw. der wirksamen Kolbenfläche 52 des Kolbens 33, die, um eine maximale Vorschubkraft von 500 kN bei einem maximalen Betriebsdruck von 300 bar zu entfalten, den Wert 167 cm² hat.

[0048] Da das auf die Zeiteinheit bezogene Fördervolumen der Hochdruckpumpe 57 zuzüglich des auf die Zeiteinheit bezogenen Volumens von Druckmedium, das im Zuge der Abwärtsbewegung des Kolbens 33 des Antriebszylinders 31 aus dessen unterem Antriebsdruckraum 46 verdrängt wird und über den in der Funktionsstellung I des Nachlauf-Regelventils 61 offenen Durchflußpfad 74 desselben ebenfalls zum oberen Antriebsdruckraum 43 des Antriebszylinders 31 strömen kann, nicht ausreichen, um diesen oberen Antriebsdruckraum 43 vollständig mit Druckmedium gefüllt zu halten, entsteht - im Eil-Abwärtsbetrieb des Antriebszylinders 31 - im oberen Antriebsdruckraum 43 ein geringer Unterdruck, der aber ausreicht, das. Nachströmventil 109 in seine Offen-Stellung zu steuern, so daß nunmehr Druckmedium aus dem Vorratsbehälter 51 des Druckversorgungsaggregats 49 über das Nachströmventil 109 in den oberen Antriebsdruckraum 43 des Antriebszylinders 31 nachströmen kann.

[0049] Sobald die Abwärtsbewegung des Kolbens 33 bzw. des Oberwerkzeugs 11 der Biegemaschine 10 einsetzt, wird über die diese Bewegung mit ausführende Zahnstange 87 der Rückmeldeeinrichtung 84,86,87 das Ritzel 86, in Richtung des Pfeils 121 der Figur 4 gesehen, in dem durch den Pfeil 122 symbolisierten Uhrzeigersinn angetrieben, mit der Folge, daß die Hohlwelle 79 - wege des kämmenden Eingriffs des Spindelgewindes 84 mit dem Innengewinde 83 der Hohlwelle 79 - wieder in Richtung des Pfeils 123 der Figur 4 nach links gezogen wird, so daß der Durchflußquerschnitt des Durchflußpfades 74 des Nachlauf-Regelventils 61 wieder abnimmt, das jedoch, entsprechend der Sollwert-Vorgabe, die durch den Elektromotor 82 gesteuert ist, in seiner Funktionsstellung I verbleibt.

[0050] Nach diesem "Einschwingen" der Bewegungssteuerung, das nur eine kurze Zeitspanne benötigt, ergibt sich ein stationärer Zustand, in welchem die Hohlwelle 79 und die Gewindespindel 87 mit gleicher Drehzahl angetrieben sind, d.h. Gleichheit von eingesteuertem Soll-Wert der Vorschubgeschwindigkeit und Ist-Wert derselben erreicht ist und der Öffnungsquerschnitt des Durchflußpfades 74 des Nachlauf-Regelventils 61 gerade so groß ist, daß das Nachlauf-Regelventil 61 eine Drosselwirkung entfaltet, als deren Folge im unteren Antriebsdruckraum 46 des Antriebszylinders 31 ein Druck aufgebaut wird, dessen Betrag dem Wert G/2 F₂ entspricht, wobei mit G das Gesamtgewicht des Oberwerkzeugs 11 und der mit diesem verbundenen Kolben 33 und 34 der beiden Antriebszylinder 31 und 32 bezeichnet ist, das beim gewählten Erläuterungsbeispiel zu 10 kN angenommen ist. Für diesen "Gleichgewichtsdruck" ergibt sich somit, wenn für F₂ der Wert F₁/10 angesetzt wird, ein Wert von ca. 30 bar, der auch aufrechterhalten bleibt und damit den Kolben 33 des Antriebszylinders 31 "stehenbleiben" läßt, wenn z.B. aufgrund einer Fehlfunktion des Elektromotors 82 die Positons-Sollwert-Vorgabe "stockt", d.h. auch die Hohlwelle 79 stehenbleibt, wobei schon eine geringfügige weitere Abwärtsbewegung des Kolbens 33 des Antriebszylinders 31 ausreicht, um das Nachlauf-Regelventil 61 in seine neutrale Sperr-Stellung 0 zurückzuschalten, in welcher der untere Antriebsdruckraum 46 des Antriebszylinders 31 gegen den Steuerausgang 66 des Nachlauf-Regelventils 61 abgesperrt ist, so daß aus dem unteren Antriebsdruckraum 46 keinerlei Druckmittel mehr entweichen kann und damit das Arretieren des Kolbens 33 sichergestellt ist.

[0051] Der Übergang von Eil-Abwärts-Vorschubbetrieb auf LastVorschubbetrieb erfolgt dadurch, daß die Frequenz, mit dem die Ausgangsimpulse dem "Vorwärts"-Steuereingang 105 des Elektromotors 82 zugeleitet werden, erniedrigt wird, beim gewählten Erläuterungsbeispiel auf 1/10 derjenigen Frequenz, mit der die Ausgangsimpulse zur Steuerung des Eil-Vorschubbetriebes abgegeben werden.

[0052] Die Folge der solchermaßen auf 1/10 der zuvor maßgeblichen Vorschubgeschwindigkeit reduzierten Vorschubgeschwindigkeit für den Last-Abwärtsbetrieb, die nunmehr ca. 30 mms⁻¹ beträgt, ist, daß die Förderleistung der Hochdruckpumpe 57 - zuzüglich des aus dem unteren Antriebsdruckraum 46 verdrängten Druckmittel-Volumens, das über den Durchflußpfad 74 des sich in der Funktionsstellung I befindenden Nachlauf-Regelventils nunmehr strömen kann,
ausreicht, genügend Druckmittel in den oberen Antriebsdruckraum 43 des Antriebszylinders 31 zu fördern und in diesem einen für die Biege- bzw. Pressbearbeitung des Werkstückes 13 hinreichenden Druck von bis zu 300 bar aufzubauen.

[0053] Zur Beendigung des Last-Vorschubbetriebes der Antriebszylinder 31 und 32 sind die nachfolgend genannten Maßnahmen einzeln oder in Kombination geeignet:

a) Beendigung der Ausgabe von Ansteuerimpulsen, die dem Vorwärts-Steuereingang 102 des Elektromotors 82 zugeleitet werden, nachdem deren Anzahl demjenigen Positions-Soll-Wert entspricht, bei dem die erwünschte Formung des Werkstückes 13 erfolgt sein muß.

b) Beendigung der Ausgabe von Vorwärts-Impulsen sobald der Auslenkungshub des Ventilbetätigungsgliedes 88 des Nachlauf-Regelventils einen Schwellenwert überschreitet, was ein Indiz dafür ist, daß der Druck im oberen Antriebsdruckraum 43 des Antriebszylinders 31 seinerseits einen Schwellenwert erreicht hat, bzw. ein Indiz dafür, daß der Kolben 33 im Last-Abwärtsbetrieb des Antriebszylinders 31 nicht mehr weiter fahren kann, weil er sich nunmehr - nach Erreichen der Position, in der die Verformung des Werkstücks 13 abgeschlossen ist, über dieses am Maschinengestell 14 abstützt. Zur diesbezüglichen Erfassung des Auslenkungshubes des Ventilbetätigungsgliedes 88 ist beim dargestellten Ausführungsbeispiel gemäß Figur 4 ein Endschalter 124 vorgesehen, der, sobald der Schwellenwert des Auslenkungshubes des Ventilbetätigungsgliedes 88 erreicht ist, ein Signal abgibt, durch das die Ausgabe weiterer Positions-Sollwert-Vorgabeimpulse gestoppt wird.

c) Begrenzung des Druckes im oberen Antriebsdruckraum 43 des Antriebszylinders 31 mittels eines Druckbegrenzungsventils, als welches das Abströmventil 111 ausnutzbar ist.

[0054] Die Steuerung des Eil-Rückzugs-Betriebes der beiden Antriebszylinder 31 und 32 wird auf analoge Weise dadurch erzielt, daß - im Falle des linken Antriebszylinders 31 - dem Sollwert-Steuermotor 82 Steuerimpulse an seinem zweiten Versorgungsanschluß 106 - dem Aufwärts-Steueranschluß - zugeleitet werden, wodurch der Elektromotor 82 im Gegenuhrzeigersinn 107 angetrieben wird und das Nachlauf-Regelventil 61 in seine Funktionsstellung II gelangt, in welcher sein Steuerausgang 66 über den Durchflußpfad 73 des Ventilkolbens 72 mit dem drucklosen Vorratsbehälter 51 des Druckversorgungsaggregats 49 verbunden ist und die Hochdruckpumpe 57 mit ihrem gesamten Fördervolumen in den unteren Antriebsdruckraum 46 des Antriebszylinders 31 arbeitet, dessen Kolben 33 dadurch im Eil-Aufwärtsbetrieb nach oben gefahren wird. In diesem Betriebszustand tritt über der Drossel 68, über die der Steueranschluß 69 des oberen Antriebsdruckraumes 43 des Antriebszylinders 31 mit dem Steuerausgang 66 des Nachlauf-Regelventils 61 verbunden ist, ein Druckabfall auf, der zu einer Umschaltung des Abströmventils 111 in dessen Durchflußstellung I führt, so daß - im Eil-Aufwärtsbetrieb des Antriebszylinders 31 - Druckmittel aus dessen oberem Antriebsdruckraum 43 auch "direkt" über das Abströmventil 111 zum drucklosen Vorratsbehälter 51 des Druckversorgungsaggregats 49 abströmen kann.

[0055] Im Rahmen des Nachlauf-Regelventils 61 ist weiter ein als induktiver Geber 126 dargestelltes, als "Endschalter" wirkendes Abschaltelement vorgesehen, das ein elektrisches Signal zur Abschaltung von Aufwärts-Steuerimpulsen für den Elektromotor 82 abgibt, wenn der Auslenkungshub des Ventilbetätigungsgliedes 88 in Richtung des Pfeils 123 wiederum einen Schwellenwert überschreitet, mit dem im unteren Antriebsdruckraum 46 des Antriebszylinders 31 ein überhöhter Wert des Antriebsdruckes verknüpft ist. Das Auftreten eines überhöhten Druckes im Aufwärts-Betrieb ist in der überwiegenden Zahl der statistisch bedeutsamen Betriebssituationen ein Indiz dafür, daß der Antriebszylinder 31, z.B. wegen ungleichmäßiger Vorschubgeschwindigkeit der Kolben 33 und 34 beider Antriebszylinder 31 und 32 "klemmt", was eine für die Biegemaschine 10 insgesamt "gefährliche" Betriebssituation ist, die aus Sicherheitsgründen beendet werden muß.

[0056] Wenn im Last-Vorschubbetrieb der Biegemaschine 10 deren Antriebszylinder 31 und 32 ihre maximale Vorschubkraft entfalten, pro Antriebszylinder 500 kN, so führt dies, auch bei stabilster Ausführung der Seitenwangen 17 und 18 des Maschinengestells 14 zu einer vertikalen Aufweitung der Seitenwangen die, auch wenn sich der vertikale Abstand der oberen Querschenkel 26 und 27 der Seitenwangen 17 und 18 von deren unteren horizontalen Querschenkeln 21 und 22 nur um einige Zehntel mm vergrößern würde, zu einem erheblichen Fehler der durch die Gewindespindel 84 des Nachlauf-Regelventils 61 und die Zahnstange 87, die mit dem Oberwerkzeug 11 der Biegemaschine bewegungsgekoppelt ist, vermittelten Positions-Istwert-Rückmeldung führen würde, derart, daß das Nachlauf-Regelventil 61 Positionen "sähe", die noch nicht erreicht sind, da die Zahnstange 87 nicht gedehnt wird, mit der Folge, daß erhebliche Verzögerungen im Last-Vorschubbetrieb - dem Verformungsbetrieb der Biegemaschine 10 - in Kauf genommen werden müßte.

[0057] Um derartige Fehler der Positions-Istwert-Rückmeldung weitestmöglich zu vermeiden, ist die Zahnstange 87 der jeweiligen mechanischen Rückmeldeeinrichtung des Nachlauf-Regelventils 61 mit einem insgesamt mit 127 bezeichneten Kompensationszylinder versehen, der mit zunehmendem Druck im oberen Antriebsdruckraum 43 des Antriebszylinders 31 eine der hiermit verknüpften vertikalen Aufweitung der jeweiligen Seitenwange 17 bzw. 18 des Maschinengestells 14 entsprechende Verlängerung der Zahnstange 87 vermittelt.

[0058] Der Kompensationszylinder 127 ist als einfach-wirkender Linearzylinder ausgebildet, dessen Gehäuse 128 über ein Kugelgelenk 129 mit dem Oberwerkzeug 11 verbunden ist und dessen Ab- und Aufwärtsbewegungen mit ausführt. Durch den Boden 129 des Zylindergehäuses 128 und einen in diesen druckdicht verschiebbaren Kolben 131 ist ein Druckraum 132 in axialer-vertikaler Richtung begrenzt, der über eine mindestens abschnittsweise flexibel ausgebildete Steuerleitung 133 an den Steueranschluß 69 des oberen Antriebsdruckraumes 43 des Antriebszylinders 31 angeschlossen ist. Der Kolben 131 wird durch eine vorgespannte Wendelfeder 134, die sich einerseits am Kolben 131 und andererseits an einer dem Boden 129 des Zylindergehäuses 128 gegenüberliegenden Endstirnwand 136 des Zylindergehäuses 128 abstützt, in die mit minimalem Volumen des Druckraumes 132 des Ausgleichzylinders 127 verknüpfte Grundstellung gedrängt. Die Zahnstange 87 ist als freier Endabschnitt einer mit dem Kolben 131 fest verbundenen, durch eine zentrale Bohrung 137 der Endstirnwand 136 des Zylindergehäuses 128 vertikal austretenden Kolbenstange 138 ausgebildet.

[0059] Vorspannung und Federrate der Wendelfeder 134 sind dahingehend aufeinander abgestimmt und auch an die wirksame Fläche des Kolbens 131 des Ausgleichszylinders 127 angepaßt, daß, wenn und so lange der Druck im oberen Antriebsdruckraum 43 des Antriebszylinders 31 gleich oder annähernd gleich dem im Vorratsbehälter 51 des Druckversorgungsaggregats 49 herrschenden Umgebungsdruck - Atmosphärendruck - ist, die Verbindung zwischen der Zahnstange 87 und dem Oberwerkzeug 11, in vertikaler Richtung gesehen, hinreichend starr ist um eine genaue Rückmeldung der Position des Oberwerkzeugs 11 in den Eil-Betriebszuständen des Antriebszylinders 31 zu gewährleisten und andererseits zu erreichen, daß die bei einer Druckbeaufschlagung des Druckraumes 132 des Kompensationszylinders 127 auftretende Verschiebung seines Kolbens 131 dem Betrage nach der Aufweitung der Seitenwangen 17 und 18 entspricht, die diese unter der Vorschubkraft-Entfaltung der Antriebszylinder 31 und 32 erfahren.

[0060] Die in der Fig. 5, auf deren Einzelheiten nunmehr verwiesen sei, dargestellte Variante der wiederum insgesamt mit 127 bezeichneten Kompensationseinrichtung ist baulich und funktionell der anhand der Fig. 3 erläuterten weitestgehend gleich bzw. analog. Soweit daher in der Fig. 5 dieselben Bezugszeichen angegeben sind, wie in der Fig. 3, soll dies der Hinweis auf bauliche und funktionelle Identität bzw. Analogie sein und auch den Verweis auf die schon anhand der Fig. 3 gegebene Erläuterung der solchermaßen bezeichneten Teile beinhalten.

[0061] Bei der in der Fig. 5 dargestellten Variante der Anordnung des die Kompensationseinrichtung repräsentierenden Kompensationszylinders 127 ist dieser über ein blockförmiges Anschlußteil 141 fest mit dem nach unten aus dem Gehäuse 36 des Antriebszylinders 31 austretenden Abschnitt mit der Kolbenstange 33 verbunden. In diese ist "von oben her" eine langgestreckte Sackbohrung 142 eingebracht, die über eine obere, radiale Querbohrung 143 mit dem oberen Antriebsdruckraum 43 des Antriebszylinders 31 in kommunizierender Verbindung steht. In den unteren Endabschnitt 143' dieser langgestreckten Sackbohrung 142 mündet eine untere radiale Querbohrung 144 der Kolbenstange 33 an die druckdicht der Anschlußblock 141 angeschlossen ist, der einen die radiale Querbohrung des Zylinderkolbens gleichsam fortsetzenden Querkanal 146 hat, der über einen kurzen Längskanal 147 in den Druckraum 132 des Kompensationszylinders 127 mündet, so daß dessen Druckraum 132 über den Längskanal 147, den Querkanal 146, die Querbohrung 144, die Längsbohrung 142 und die obere Querbohrung 143 kommunizierend mit dem oberen Antriebsdruckraum 43 des Antriebszylinders 31 verbunden ist.

[0062] Durch diese gleichsam "interne" Verbindung des oberen Antriebsdruckraumes 43 mit dem Druckraum 132 des Kompensationszylinders 127 werden flexible Leitungsabschnitte einer wie beim Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 3 vorgesehenen Steuerleitung 133 vermieden.

[0063] In weiterem Unterschied zum Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 3 und hinsichtlich der Gestaltung des Nachlauf-Regelventils 61 gemäß Fig. 4 hat das in Verbindung mit dem Kompensationzylinder 127 gemäß Fig. 5 vorgesehene Nachlauf-Regelventil als mechanisches Rückmeldeelement, das mit dem Kolben 131 des Kompensationszylinders 127 verschiebefest verbunden ist, eine unverdrehbar am Gehäuse 74' des Nachlauf-Regelventils 61' angeordnete Gewindespindel 84'', die hinreichend lang ausgeführt ist, damit sie innerhalb des gesamten möglichen Hubes mit dem Innengewinde der sie koaxial umgebenden Hohlwelle 79 des Nachlauf-Regelventils 61', das hier mit zur zentralen Längsachse 28 des Antriebszylinders 31 parallelem Verlauf seiner Längsachse 78 angeordnet ist, in kämmendem Eingriff bleiben kann.

[0064] Desweiteren ist das Abtriebszahnrad 81 des zur Positions-Sollwert-Vorgabe vorgesehenen Elektromotors 82 über einen Zahnriemen 148 mit dem Antriebszahnrad 80 der Hohlwelle 79 bewegungsgekoppelt.

[0065] Im übrigen ist das Nachlauf-Regelventil 61' baulich identisch mit dem in der Fig. 4 dargestellten.

[0066] Als Sicherheitseinrichtung, die bei einem Ausfall der Stromversorgung ein z.B. trägheitsbedingtes Weiterdrehen des Sollwerts-Vorgabemotors 82, wodurch eine unerwünschte Weiterbewegung der Kolben 33 und 34 der Antriebszylinder 31 und 32 eintreten könnte, verhindert, die insbesondere im Eil-Abwärtsbetrieb der Biegemaschine für eine Bedienungsperson gefährlich sein könnte, ist weiter eine elektrisch lösbare Kupplung 139 vorgesehen, die bei einem Stromausfall selbstätig in ihre die Fixierung des Rotors des Elektromotors 82 vermittelnde Sperrstellung übergeht.

Ansprüche

1. Hydraulisch angetriebene Maschine für einen durch Kaltverformung, insbesondere Biegen oder Pressen, zu erzielende Bearbeitung eines Blechstückes, das zwischen einem Unterwerkzeug (12) und einem gegenüber diesem vertikal auf- und ab verfahrbaren Oberwerkzeug (11) angeordnet ist, zu dessen Antrieb zwei als Differentialzylinder ausgebildete, in seitlichem Abstand voneinander angeordnete Antriebszylinder (31,32) vorgesehen sind, deren Kolben (33,34) nach unten aus den Zylindergehäusen (36,37) austretende Kolbenstangen (38,39) haben, mit denen das Oberwerkzeug (11) zum Ausgleich geringfügiger Hubunterschiede der Kolben (33,34) über einachsige Gelenke verbunden ist, deren Gelenkachsen senkrecht zu der durch die zentralen Achsen der Antriebszylinder markierten Ebene verlaufen, wobei das Verhältnis F₁/F₂ der Flächen F₁ und F₂ der Kolben, mit denen diese je einen oberen Antriebsdruckraum (43,44) gegen einen von der Kolbenstange axial durchsetzten unteren Antriebsdruckraum (46,47) abgrenzen, durch deren - ventilgesteuerte - gemeinsame oder alternative Druckbeaufschlagung und/oder Entlastung auf das Werkstück (13) zu gerichtete Eil-Vorschubbewegungen und Last-Vorschubbewegungen sowie vom Werkstück weg gerichtete Eil-Rückzugsbewegungen steuerbar sind, einen Wert zwischen 5 und 20 hat, wobei im Eil-Vorschubbetrieb der obere, großflächiger begrenzte Antriebsdruckraum (43,44) über ein Nachströmventil (109) mit dem drucklosen Vorratsbehälter (51) des Druckversorgungsaggregats in Verbindung steht und der untere Antriebsdruckraum (46,47) über ein Steuerelement (48) mit einstellbarer Drosselwirkung mit dem oberen Antriebsdruckraum (43,44) des jeweiligen Antriebszylinders (31,32) verbunden ist, im Last-Vorschubbetrieb der untere und der obere Antriebsdruckraum gemeinsam druckbeaufschlagt sind und im Eil-Rückzugsbetrieb der untere Antriebsdruckraum (46,47) mit hohem Druck beaufschlagt ist, während der obere Antriebsdruckraum druckentlastet ist und zur Steuerung der Kolbenbewegungen und des Gleichlaufs derselben eine mit elektrisch steuerbarer Positions-Sollwertvorgabe arbeitende und und die Ist-Positionen der Kolben (33,34) bzw. des mit diesen verbundenen Oberwerkzeugs (11) mit der Soll-Wertvorgabe vergleichende elektro-hydraulische Steuereinheit (48) vorgesehen ist, dadurch gekennzeichnet, daß im Rahmen der elektrohydraulischen Steuereinheit (48) als Steuerelemente für die beiden Antriebszylindern (31 und 32) je ein mit mechanischer Rückmeldung des Ist-Wertes der Position des jeweiligen Kolbens (33 bzw. 34) arbeitendes, als Proportionalventil ausgebildetes Nachlauf-Regelventil (61) vorgesehen ist, das als 3/3-Wege-Ventil betreibbar ist, mit einer Sperrstellung (O), in welcher der mit dem Steueranschluß (69) des oberen Antriebsdruckraumes (43) des zugeordneten Antriebszylinders (31 bzw 32) verbundene Steuerausgang (66) dieses Nachlauf-Regelventils (61) sowohl gegen den Hochdruckausgang (62) des Druckversorgungsaggregats (49) als auch der gegen dessen Vorratsbehälter (51) abgesperrt ist, einer sowohl dem Eil- als auch dem Last-Vorschubbetrieb des jeweiligen Antriebszylinders (31 bzw. 32) zugeordneten erste Durchflußstellung I, in welcher der mit dem Hochdruckausgang (62) des Druckversorgungsaggregats (49) verbundene P-Versorgungsanschluß (63) mit dem Steuerausgang (66) des Nachlauf-Regelventils (61) verbunden und dieser gegen den mit dem drucklosen Vorratsbehälter (51) des Druckversorgungsaggregats (49) verbundene T-Versorgungsanschluß (64) des Nachlauf-Regelventils (61) abgesperrt ist, sowie mit einer dem EilRückzugsbetrieb des jeweiligen Antriebszylinders (31 bzw. 32) zugeordneten zweiten Durchflußstellung II, in welcher der Steueranschluß (69) des oberen Antriebsdruckraumes (43) des jeweiligen Antriebszylinders (31 bzw. 32) mit dem Vorratsbehälter (51) verbunden und gegen den Hochdruckausgang (62) des Druckversorgungsaggregates (49) abgesperrt ist, daß der Hochdruckausgang (62) des Druckversorgungsaggregats (49) permanent an den unteren Antriebsdruckraum (46) des jeweiligen Antriebszylinders (31 bzw. 32) angeschlossen ist, und daß in hydraulischer Parallelschaltung zu dem Nachström-Ventil (109) ein als 2/2-Wege-Ventil ausgebildetes Abströmventil (111) vorgesehen ist, das in Eil-Rückzugs-Bewegungsphasen des Kolbens (33 bzw. 34) des jeweiligen Antriebszylinders (31 bzw. 32) in seine dessen direkte Verbindung mit dem Vorratsbehälter (51) vermittelnde Funktionsstellung I schaltbar ist und sonst seine - sperrende - Grundstellung O einnimmt.

2. Maschine nach Anspruch 1,
dadurch gekennzeichnet, daß die auf die Zeiteinheit bezogene, maximale Fördermenge der Hochdruckpumpe (57) des Druckversorgungsaggregats (49) mindestens und annähernd gleich derjenigen Druckmittelmenge ist, die in den oberen Antriebsdruckraum (43) des jeweiligen Antriebszylinders (31 bzw. 32) hineingedrängt werden muß, damit der Kolben (33 bzw. 34) dieses Antriebszylinders (31 bzw. 32) seine Last-Vorschubbewegung mit der dafür geeigneten Vorschubgeschwindigkeit ausführt.

3. Maschine nach Anspruch 2,
dadurch gekennzeichnet, daß die Hochdruckpumpe (57) des Druckversorgungsaggregats (49) als eine druckgeregelte Pumpe ausgebildet ist, deren Fördermenge zu dem an ihrem Ausgang erzeugten Ausgangsdruck umgekehrt proportional ist.

4. Maschine nach Anspruch 2 oder 3,
dadurch gekennzeichnet, daß ein zu der Hochdruckpumpe (57) des Druckversorgungsaggregats (49) parallel geschaltetes Druckbegrenzungsventil (59) mit einstellbarem AnsprechSchwellenwert des Druckes vorgesehen ist.

5. Maschine nach einem der Ansprüche 1 bis 4,
dadurch gekennzeichnet, daß das Abströmventil (111) als Magnetventil ausgebildet ist, das ab einer Mindestfrequenz von für die Steuerung von Eil-Rückzugsbewegungen der Antriebszylinderkolben (33 und 34) erzeugter elektrischer Positions-Sollwert-Vorgabeimpulse, mit denen ein zur Sollwert-Vorgabesteuerung des Nachlauf-Regelventils (61) vorgesehener Elektromotor (82) ansteuerbar ist, in seine Durchflußstellung I gesteuert wird.

6. Maschine nach einem der Ansprüche 1 bis 4,
dadurch gekennzeichnet, daß das Abströmventil (111) als druckgesteuertes Ventil ausgebildet ist, das durch Druckbeaufschlagung eines ersten Steuerdruckraumes (116) in seine - sperrende - Grundstellung (O) und durch Druckbeaufschlagung eines zweiten Steuerdruckraumes (117) in seine Durchflußstellung I gedrängt wird, daß der erste Steuerdruckraum (116) an den Steuerausgang (66) des Nachlauf-Regelventils (61) und der zweite Steuerdruckraum an den Steueranschluß (69) des oberen Antriebsdruckraumes (43) des Antriebszylinders (31 bzw. 32) angeschlossen sind, daß zwischen diesen und dem Steuerausgang (66) des Nachlauf-Regelventils (61) eine Drossel (68) und parallel dazu ein Rückschlagventil (67) geschaltet sind, das durch höheren Druck im oberen Antriebsdruckraum (43) als am Steuerausgang (66) des Nachlauf-Regelventils (61) in seiner Sperrstellung gehalten ist, und daß die mit dem am Steuerausgang (66) des Nachlauf-Regelventils (61) herrschenden Druck beaufschlagbare Fläche des den zweiten Steuerdruckraum (117) des Abströmventils (111) beweglich begrenzenden Steuerkolbens mindestens der mit dem im oberen Antriebsdruckraum (43) des Antriebszylinders (31 bzw. 32) herrschenden Druck beaufschlagten Fläche des den ersten Steuerdruckraum beweglich begrenzenden Steuerkolbens entspricht und dieser annähernd gleich ist und daß eine das Abströmventil (111) in dessen - sperrende - Grundstellung (O) drängende Ventilfeder (112) vorgesehen ist, deren Rückstellkraft einem kleinen Bruchteil von z.B. 1/20 bis 1/5 eines über der Drossel (66) auftretenden Druckabfalls äquivalent ist.

7. Maschine nach Anspruch 6,
dadurch gekennzeichnet, daß die mit Steuerdruck beaufschlagbaren Flächen der Steuerkolben des Abströmventils (111) und die Vorspannung der Ventilfeder (112) dahingehend aufeinander abgestimmt sind, daß das Abströmventil (111) in seine Durchflußstellung I umgeschaltet wird, sobald der über der Drossel (68) auftretende Druckabfall einen Wert von 1 bar überschreitet.

8. Maschine nach einem der Ansprüche 1 bis 7,
dadurch gekennzeichnet, daß die Positions-Istwert-Rückmeldeeinrichtung (86,87) des Nachlauf-Regelventils (61) mit einer Kompensationseinrichtung (127) versehen ist, die eine dem Betrag einer vertikalen Aufweitung des Maschinengestells (14,23,24), die dieses unter den mindestens im Last-Vorschubbetrieb auftretenden Vorschubkräften erfährt, entsprechende Anhebung der Referenzposition vermittelt, auf die die Positions-Rückmeldung bezogen ist.

9. Maschine nach Anspruch 8, bei der die PositionsIstwert-Rückmeldeeinrichtung ein mit einer Rückmeldespindel des Nachlauf-Regelventils drehfest verbundenes Ritzel und eine mit diesem kämmende Zahnstange oder eine mit einer hohlwellenförmigen Spindelmutter, durch deren motorgesteuerte Rotatoren die Positions-Sollwert-Vorgabe erfolgt, in kämmendem Eingriff stehende Gewindespindel (84'') umfaßt, welche die Bewegungen des Kolbens des jeweiligen Antriebszylinders mit ausführt und sich parallel zu dessen Längsachse erstreckt,
dadurch gekennzeichnet, daß die Zahnstange (87) bzw. die Gewindespindel der jeweiligen mechanischen Rückmeldeeinrichtung (86,87) des Nachlauf-Regelventils (61) mit einem Kompensationszylinder (127) versehen ist, der mit zunehmendem Druck im oberen Antriebsdruckraum (43) des jeweiligen Antriebszylinders (31 bzw. 32) eine der hiermit verknüpften vertikalen Aufweitung von Seitenwangen (17 und 18) des Maschinengestells (14) entsprechende Verlängerung der Zahnstange (87) bzw. der Gewindespindel (84'') vermittelt.

10. Maschine nach Anspruch 9,
dadurch gekennzeichnet, daß der Kompensationszylinder (127) als einfachwirkender hydraulischer Linearzylinder ausgebildet ist, dessen Gehäuse (128) verschiebefest mit der Kolbenstange (33 bzw. 34) des jeweiligen Antriebszylinders (31 bzw. 32) oder in unmittelbarer Nähe der jeweiligen Zylinderachse (28 bzw. 29) mit dem Oberwerkzeug (11) verbunden ist, wobei durch den Boden (129) des Zylindergehäuses (128) und einen in diesem druckdicht verschiebbaren Kolben (131) ein Druckraum (132) in axialervertikaler-Richtung beweglich begrenzt ist, der mit dem oberen Antriebsdruckraum (43) des jeweiligen Antriebszylinders (31 bzw. 32) in kommunizierender Verbindung gehalten ist, daß der Kolben (131) durch eine vorgespannte Rückstellfeder (134), die sich einerseits an den Kolben (131) und andererseits an einer dem Boden (129) des Zylindergehäuses (128) gegenüberliegenden Endstirnwand (136) des Zylindergehäuses (128) abstützt, in die mit minimalem Volumen des Druckraumes (132) des Ausgleichszylinders (127) verknüpfte Grundstellung gedrängt wird, und daß die Zahnstange (87) bzw. Gewindespindel (84'') als freier Endabschnitt einer mit dem Kolben (131) fest verbundenen, aus dem Zylindergehäuse (128) vertikal austretenden Kolbenstange (138) ausgebildet ist, wobei Vorspannung und Federrate der Wendelfeder (134) und die wirksame Fläche des Kolbens (131) des Ausgleichszylinders (127) dahingehend aufeinander abgestimmt sind, daß die bei einer Druckbeaufschlagung des Druckraumes (132) des Kompensationszylinders (127) auftretende Verschiebung seines Kolbens (131) dem Betrage nach der Aufweitung der Seitenwangen (17 und 18) entspricht, die diese unter der Vorschubkraft-Entfaltung der Antriebszylinder (31 und 32) erfahren.

11. Maschine nach Anspruch 10,
dadurch gekennzeichnet, daß der Druckraum (132) des Kompensationszylinders (127) über eine mindestens abschnittsweise flexible Steuerleitung (133) an den Steueranschluß (69) des oberen Antriebsdruckraumes (43) des jeweiligen Antriebszylinders (31 bzw. 32) angeschlossen ist.

12. Maschine nach Anspruch 10,
dadurch gekennzeichnet, daß das Gehäuse (128) des Kompensationszylinders (127) mit der Kolbenstange (33 bzw. 34) des jeweiligen Antriebszylinders (31 bzw. 32) über ein blockförmiges Anschlußteil fest verbunden ist, das mit einer Leitungsbohrung versehen ist, die einerseits mit einer den Kolben (33 bzw. 34) axial durchsetzenden, in dessen oberen Antriebsdruckraum (43) mündenden Leitungsbohrung und andererseits mit dem Druckraum (132) des Kompensationszylinders (127) in kommunizierender Verbindung steht.

13. Maschine nach einem der Ansprüche 1 bis 12,
dadurch gekennzeichnet, daß das Nachlauf-Regelventil (61) mit einem Gebersystem (124,126) ausgerüstet ist, das zur Ausnutzung als Warnsignale und/oder als Steuersignale, durch die die Maschine (10) in den Stillstand steuerbar ist, ausnutzbare elektrische Ausgangssignale erzeugt, wenn der Auslenkungshub des Ventilkörpers (72) des Nachlauf-Regelventils (61) in der dem Vorschub-Betrieb der Antriebszylinder (31 und 32) oder in der dem Rückzugsbetrieb zugeordneten Funktionsstellung einen vorgegebenen Schwellenwert überschreitet.

14. Maschine nach Anspruch 13,
dadurch gekennzeichnet, daß die von Gebern (124,126) des Gebersystems erzeugten Ausgangssignale nach Pegel und/oder Frequenz ein Maß für den Betrag der Auslenkung des Ventilkörpers (72) des Nachlauf-Regelventils (61) in dessen Funktionsstellungen (I und II) sind.

15. Maschine nach Anspruch 14,
dadurch gekennzeichnet, daß zumindest im Eil-Vorschubbetrieb sowie im Eil-Rückzugsbetrieb der Antriebszylinder (31 und 32) die Ausgabefrequenz der Positions-Sollwert-Vorgabeimpulse mit zunehmendem Auslenkungshub des Ventilkörpers (72) des Nachlauf-Regelventils (61) mehr und mehr erniedrigt wird.

16. Maschine nach einem der Ansprüche 1 bis 15,
dadurch gekennzeichnet, daß der zur Positions-Sollwert-Vorgabesteuerung vorgesehene Elektromotor (82) mit einer durch elektrische Ansteuerung lösbaren Kupplung (139) oder Bremse versehen ist, die bei einem Ausfall der Stromversorgung oder bei einer Unterbrechung der elektrischen Ansteuerung in die Löse-Stellung selbsttätig in eine die Arretierung des Rotors des Elektromotors (82) vermittelnde Sperrstellung übergeht.

Claims

1. Hydraulically driven machine for cold-work processing, in particular for bending or pressing, a sheet metal part, which is arranged between a bottom tool (12) and a top tool (11) which is displaceable vertically up and down relative to the bottom tool, with there being provided for driving said tools two drive cylinders (31, 32) in the form of differential cylinders, which are disposed laterally spaced apart from one another and whose pistons (33, 34) have piston rods (38, 39), which exit in a downward direction out of the cylinder housings (36, 37) and to which the top tool (11) - for compensating slight stroke differences of the pistons (33, 34) - is connected by monoaxial joints, whose joint axes extend at right angles to the plane marked through the central axes of the drive cylinders, wherein the ratio F₁/F₂ of the areas F₁ and F₂ of the pistons, with which said pistons each delimit a top drive pressure chamber (43, 44) from a bottom drive chamber (46, 47) axially penetrated by the piston rod, through the - valve-controlled - joint or alternative pressurization and/or pressure relief of which drive pressure chambers- rapid feed movements towards the workpiece (13) and load feed movements as well as rapid return movements away from the workpiece are controllable, has a value between 5 and 20, wherein in the rapid feed mode the top drive pressure chamber (43, 44) delimited with the larger area is connected by a suction valve (109) to the unpressurized storage tank (51) of the pressure supply unit and the bottom drive pressure chamber (46, 47) is connected by a control element (48) having an adjustable throttling action to the top drive pressure chamber (43, 44) of the drive cylinder (31, 32), in the load feed mode the bottom and the top drive pressure chamber are jointly pressurized and in the rapid return mode the bottom drive pressure chamber (46, 47) is highly pressurized, while the top drive pressure chamber is relieved of pressure and, for controlling the piston movements and their synchronization, an electro-hydraulic control unit (48) with electrically controllable position setpoint selection is provided, which compares the actual position of the pistons (33, 34) and of the top tool (11) connected to said pistons with the setpoint selection, characterized in that provided in the electro-hydraulic control unit (48) as a control element for each of the two drive cylinders (31 and 32) is a servo-control valve (61) in the form of a proportional valve, which operates with mechanical feedback of the actual value of the position of the piston (33 or 34) and is operable as a 3/3-way valve having a blocking position (O), in which the control output (66) of said servo-control valve (61) connected to the control connection (69) of the top drive pressure chamber (43) of the associated drive cylinder (31 or 32) is blocked off both from the high-pressure output (62) of the pressure supply unit (49) and from the storage tank (51) of said unit, having a first throughflow position I which is associated both with the rapid feed and load feed modes of the drive cylinder (31 or 32) and in which the P supply connection (63) connected to the high-pressure output (62) of the pressure supply unit (49) is connected to the control output (66) of the servo-control valve (61) and said control output is blocked off from the T supply connection (64) of the servo-control valve (61) connected to the unpressurized storage tank (51) of the pressure supply unit (49), as well as having a second throughflow position II which is associated with the rapid return mode of the drive cylinder (31 or 32) and in which the control connection (69) of the top drive pressure chamber (43) of the drive cylinder (31 or 32) is connected to the storage tank (51) and is blocked off from the high-pressure output (62) of the pressure supply unit (49), that the high-pressure output (62) of the pressure supply unit (49) is permanently connected to the bottom drive pressure chamber (46) of the drive cylinder (31 or 32), and that provided in hydraulic parallel connection to the secondary flow valve (109) is a flow-off valve (111) in the form of a 2/2-way valve which, during rapid return movement phases of the piston (33 or 34) of the drive cylinder (31 or 32), may be moved into its operating position I effecting its direct connection to the storage tank (51) and otherwise assumes its - blocking - basic position O.

2. Machine according to claim 1,
characterized in that
the maximum delivery quantity per unit of time of the high-pressure pump (57) of the pressure supply unit (49) is at least and approximately equal to the pressure medium quantity which has to be displaced into the top drive pressure chamber (43) of the drive cylinder (31 or 32) in order for the piston (33 or 34) of said drive cylinder (31 or 32) to execute its load feed movement at the appropriate feed rate for said purpose.

3. Machine according to claim 2,
characterized in that
the high-pressure pump (57) of the pressure supply unit (49) takes the form of a pressure-controlled pump, whose delivery quantity is inversely proportional to the output pressure generated at its output.

4. Machine according to claim 2 or 3,
characterized in that
a pressure relief valve (59) connected in parallel to the high-pressure pump (57) of the pressure supply unit (49) is provided with an adjustable response threshold value of the pressure.

5. Machine according to one of claims 1 to 4,
characterized in that
the flow-off valve (111) takes the form of a solenoid valve which onwards from a minimum frequency of electric position setpoint selection pulses, which are produced for controlling rapid return movements of the drive cylinder pistons (33 and 34) and by means of which an electric motor (82) provided for setpoint selection control of the servo-control valve (61) may be activated, is moved into its throughflow position I.

6. Machine according to one of claims 1 to 4,
characterized in that
the flow-off valve (111) takes the form of a pressure-controlled valve which as a result of pressurization of a first control pressure chamber (116) is urged into its - blocking - basic position O and as a result of pressurization of a second control pressure chamber (117) is urged into its throughflow position I, that the first control pressure chamber (116) is connected to the control output (66) of the servo-control valve (61) and the second control pressure chamber is connected to the control connection (69) of the top drive pressure chamber (43) of the drive cylinder (31 or 32), that connected between said control pressure chambers and the control output (66) of the servo-control valve (61) are a throttle (68) and, parallel to said throttle, a non-return valve (67) which is held in its blocking position by higher pressure in the top drive pressure chamber (43) than at the control output (66) of the servo-control valve (61), and that the area - which may be acted upon by the pressure prevailing at the control output (66) of the servo-control valve (61) - of the control piston movably delimiting the second control pressure chamber (117) of the flow-off valve (111) corresponds at least and is approximately equal to the area - which is acted upon by the pressure prevailing in the top drive pressure chamber (43) of the drive cylinder (31 or 32) - of the control piston movably delimiting the first control pressure chamber, and that a valve spring (112) which urges the flow-off valve (111) into its - blocking - basic position (O) is provided, whose restoring force is equivalent to a small fraction, e.g. 1/20 to 1/5, of a pressure drop occurring above the throttle (66).

7. Machine according to claim 6,
characterized in that
the areas - which may be acted upon by control pressure - of the control pistons of the flow-off valve (111) and the initial tension of the valve spring (112) are tuned to one another in such a way that the flow-off valve (111) is switched over into its throughflow position I as soon as the pressure drop occurring above the throttle (68) exceeds a value of 1 bar.

8. Machine according to one of claims 1 to 7,
characterized in that
the position actual-value feedback device (86, 87) of the servo-control valve (61) is provided with a compensation device (127) which effects a raising of the reference position, to which the position feedback is referred, corresponding to the amount of a vertical expansion of the machine frame (14, 23, 24) which said frame experiences under the feed forces arising at least in the load feed mode.

9. Machine according to claim 8, in which the position actual-value feedback device comprises a pinion, which is non-rotatably connected to a feedback spindle of the servo-control valve, and a toothed rack which meshes with said pinion, or a threaded spindle (84'') which is meshed with a hollow-shaft-like spindle nut, by means of whose motor-controlled rotators the position setpoint selection is effected, and simultaneously executes the movements of the piston of the drive cylinder and extends parallel to the longitudinal axis of said cylinder,
characterized in that
the toothed rack (87) or the threaded spindle of the mechanical feedback device (86, 87) of the servo-control valve (61) is provided with a compensating cylinder (127) which, as pressure increases in the top drive pressure chamber (43) of the drive cylinder (31 or 32), effects a lengthening of the toothed rack (87) or the threaded spindle (84'') corresponding to the vertical expansion of side pieces (17 and 18) of the machine frame (14) linked with said pressure increase.

10. Machine according to claim 9,
characterized in that
the compensating cylinder (127) takes the form of a single-acting hydraulic linear cylinder, whose housing (128) is connected non-displaceably to the piston rod (33 or 34) of the drive cylinder (31 or 32) or in the direct vicinity of the cylinder axis (28 or 29) to the top tool (11), with the base (129) of the cylinder housing (128) and a piston (131) displaceable in a pressure-sealed manner in said housing delimiting movably in an axial-vertical direction a pressure chamber (132) which
   is held in communication with the top drive pressure chamber (43) of the drive cylinder (31 or 32), that the piston (131) is urged by a preloaded restoring spring (134), which is supported at one end on the piston (131) and at the other end on an end wall (136) of the cylinder housing (128) lying opposite to the base (129) of the cylinder housing (128), into the basic position linked with a minimal volume of the pressure chamber (132) of the compensating cylinder (127), and that the toothed rack (87) or the threaded spindle (84'') takes the form of a free end portion of a piston rod (138) firmly connected to the piston (131) and exiting vertically out of the cylinder housing (128), with the initial tension and spring rate of the helical spring (134) and the effective area of the piston (131) of the compensating cylinder (127) being tuned to one another in such a way that the displacement of the piston (131) occurring upon pressurization of the pressure chamber (132) of the compensating cylinder (127) corresponds in its amount to the expansion of the side pieces (17 and 18) which said side pieces experience under the feed force development of the drive cylinders (31 and 32).

11. Machine according to claim 10,
characterized in that
the pressure chamber (132) of the compensating cylinder (127) is connected by an, at least in sections, flexible control line (133) to the control connection (69) of the top drive pressure chamber (43) of the drive cylinder (31 or 32).

12. Machine according to claim 10,
characterized in that
the housing (128) of the compensating cylinder (127) is firmly connected to the piston rod (33 or 34) of the drive cylinder (31 or 32) by a block-shaped connection part which is provided with a line bore, which communicates, on the one hand, with a line bore axially penetrating the piston (33 or 34) and opening into the top drive pressure chamber (43) of said piston and, on the other hand, with the pressure chamber (132) of the compensating cylinder (127).

13. Machine according to one of claims 1 to 12,
characterized in that
the servo-control valve (61) is equipped with a pickup system (124, 126) which produces electrical output signals, which may be used as warning signals and/or as control signals by means of which the machine (10) may be brought to a standstill, when the excursion stroke of the valve body (72) of the servo-control valve (61), in the operating position associated with the feed mode of the drive cylinders (31 and 32) or in the operating position associated with the return mode, exceeds a predetermined threshold value.

14. Machine according to claim 13,
characterized in that
the output signals produced by pickups (124, 126) of the pickup system are according to their level and/or frequency a measure of the amount of the excursion of the valve body (72) of the servo-control valve (61) in the operating positions (I and II) of said valve.

15. Machine according to claim 14,
characterized in that
at least in the rapid feed mode and in the rapid return mode of the drive cylinders (31 and 32), the output frequency of the position setpoint selection pulses is increasingly reduced with progressive excursion of the valve body (72) of the servo-control valve (61).

16. Machine according to one of claims 1 to 15,
characterized in that
the electric motor (82) provided for position setpoint selection control is provided with a coupling (139) or brake which is releasable by electrical control and which, in the event of a power failure or an interruption of the electrical setting into the release position, automatically moves over into a blocking position effecting arresting of the rotor of the electric motor (82).

Revendications

1. Machine à entraînement hydraulique pour l'usinage par façonnage à froid, en particulier par cintrage ou matriçage, d'une pièce en tôle placée entre un outil inférieur (12) et un outil supérieur (11) lequel peut être déplacé verticalement vers le haut et vers le bas en face dudit outil inférieur et pour l'entraînement duquel sont prévus deux cylindres d'entraînement (31, 32) disposés à distance latérale l'un de l'autre et conformés en cylindres différentiels dont les pistons (33, 34) comportent des tiges de piston (38, 39) lesquelles sortent par le bas des corps de cylindre (36, 37) et auxquelles l'outil supérieur (11) est relié, pour la compensation de légères différences de course des pistons (33, 34), par des articulations uniaxes dont les axes d'articulation s'étendent perpendiculairement par rapport au plan marqué par les axes centraux des cylindres d'entraînement, le rapport F₁/F₂ des surfaces F₁ et F₂ des pistons par lesquelles ceux-ci séparent à chaque fois une chambre de compression d'entraînement supérieure (43, 44) d'une chambre de compression d'entraînement inférieure (46, 47) traversée axialement par la tige de piston dont l'alimentation simultanée ou alternative en pression et/ou la décompression - commandées par des soupapes - permettent de commander des mouvements d'avance rapide et des mouvements d'avance en charge dirigés vers la pièce à usiner (13) ainsi que des mouvements de retour rapide dans la direction opposée à la pièce à usiner, étant compris entre 5 et 20, lors du mouvement d'avance rapide, la chambre de compression d'entraînement supérieure (43, 44) délimitée par une surface plus grande communiquant avec le réservoir (51) sans pression du groupe d'alimentation en pression par l'intermédiaire d'une vanne d'écoulement (109), et la chambre de compression d'entraînement inférieure (46, 47) étant reliée, par l'intermédiaire d'un élément de commande (48) à effet d'étranglement réglable, à la chambre de compression d'entraînement supérieure (43, 44) du cylindre d'entraînement (31, 32) respectif, lors du mouvement d'avance en charge, les chambres de compression d'entraînement inférieure et supérieure étant alimentées ensemble en pression, et lors du mouvement de retour rapide, la chambre de compression d'entraînement inférieure (46, 47) étant soumise à une forte pression, tandis que la chambre de compression d'entraînement supérieure est décompressée, et pour la commande des mouvements des pistons et de leur synchronisme étant prévue une unité de commande électrohydraulique (48) opérant par prédétermination de la valeur de consigne de position à commande électrique et comparant la position effective des pistons (33,34) et respectivement de l'outil supérieur (11) couplé avec ceux-ci, avec la valeur de consigne, caractérisée en ce que, dans le cadre de l'unité de commande électrohydraulique (48), elle comprend respectivement, comme éléments de commande associés aux deux cylindres d'entraînement (31 et 32), une vanne-pilote d'asservissement (61) pour chacun des cylindres (31 et 32) fonctionnant avec une répétition mécanique de la valeur effective de la position du piston respectif (33 ou 34), conformée en vanne proportionnelle, et pouvant être utilisée comme vanne à 3/3 voies, avec une position de blocage (0) dans laquelle la sortie de commande (66) de ladite vanne-pilote d'asservissement (61) reliée au raccord de commande (69) de la chambre de compression d'entraînement supérieure (43) du cylindre d'entraînement associé (31 et respectivement 32) est bloquée aussi bien par rapport à la sortie haute pression (62) du groupe d'alimentation en pression (49) que par rapport au réservoir (51) de celui-ci, avec une première position de passage (I) associée au régime d'avance rapide aussi bien que d'avance en charge du cylindre d'entraînement respectif (31 ou 32) dans laquelle le raccord d'alimentation P (63) relié à la sortie haute pression (62) du groupe d'alimentation en pression (49) communique avec la sortie de commande (66) de la vanne-pilote d'asservissement (61) et dans laquelle celle-ci est bloquée par rapport au raccord d'alimentation T (64) de la vanne-pilote d'asservissement (61) qui communique avec le réservoir (51) sans pression du groupe d'alimentation en pression (49), ainsi qu'avec une seconde position de passage (II) associée au régime de retour rapide du cylindre d'entraînement respectif (31 ou 32) dans laquelle le raccord de commande (69) de la chambre de compression d'entraînement supérieure (43) du cylindre d'entraînement respectif (31 ou 32) communique avec le réservoir (51) et est bloqué par rapport à la sortie haute pression (62) du groupe d'alimentation en pression (49), que la sortie haute pression (62) du groupe d'alimentation en pression (49) est raccordée en permanence à la chambre de compression d'entraînement inférieure (46) du cylindre d'entraînement respectif (31 ou 32), et que hydrauliquement en parallèle avec la vanne d'écoulement (109) est prévue une vanne à 2/2 voies conformée en vanne d'écoulement (111) qui, au cours des phases de mouvement de retour rapide du piston (33 et respectivement 34) du cylindre d'entraînement respectif (31 ou 32), peut être amenée dans sa position de fonctionnement I dans laquelle est établie une liaison directe entre ladite vanne d'écoulement et le réservoir (51) et qui occupe par ailleurs sa position de base 0 - position de blocage.

2. Machine selon la revendication 1, caractérisée en ce que le débit maximum de la pompe haute pression (57) du groupe d'alimentation en pression (49), rapporté à l'unité de temps, est au moins approximativement égal à la quantité de fluide sous pression qui doit être refoulée dans la chambre de compression d'entraînement supérieure (43) du cylindre d'entraînement respectif (31 ou 32) pour que le piston (33 et respectivement 34) dudit cylindre d'entraînement (31 et respectivement 32) effectue son mouvement d'avance en charge à la vitesse d'avancement appropriée.

3. Machine selon la revendication 2, caractérisée en ce que la pompe haute pression (57) du groupe d'alimentation en pression (49) est réalisée sous la forme d'une pompe commandée par pression dont le refoulement est inversement proportionnel à la pression de sortie produite à sa sortie.

4. Machine selon l'une des revendications 2 ou 3, caractérisée en ce qu'elle comprend un limiteur de pression (59) avec valeur de seuil de réponse réglable pour la pression, qui est monté en parallèle avec la pompe haute pression (57) du groupe d'alimentation en pression (49).

5. Machine selon l'une des revendications 1 à 4, caractérisée en ce que la vanne d'écoulement (111) est conformée en électrovanne qui, à partir d'une fréquence minimale, est amenée dans sa position de passage I par des impulsions électriques de prédétermination de la valeur de consigne de position générées pour la commande des mouvements de retour rapide des pistons (33 et 34) des cylindres d'entraînement et permettant de commander un moteur électrique (82) prévu pour la commande de la prédétermination de la valeur de consigne de la vanne-pilote d'asservissement (61).

6. Machine selon l'une des revendications 1 à 4, caractérisée en ce que la vanne d'écoulement (111) est réalisée sous la forme d'une vanne commandée par pression qui est amenée, par alimentation en pression d'une première chambre de compression de commande (116), dans sa position de base (0) - position de blocage - et, par alimentation en pression d'une seconde chambre de compression de commande (117), dans sa position de passage I, que la première chambre de compression de commande (116) est raccordée à la sortie de commande (66) de la vanne-pilote d'asservissement (61) et la seconde chambre de compression de commande, au raccord de commande (69) de la chambre de compression d'entraînement supérieure (43) du cylindre d'entraînement (31 et respectivement 32), qu'entre celles-ci et la sortie de commande (66) de la vanne-pilote d'asservissement (61) est intercalé un étranglement (68) et, en parallèle avec celui-ci, un clapet antiretour (67) qui est maintenu dans sa position de fermeture lorsque la pression est plus élevée dans la chambre de compression d'entraînement supérieure (43) qu'à la sortie de commande (66) de la vanne-pilote d'asservissement (61), et que la surface du piston de commande pouvant être sollicitée par la pression régnant à la sortie de commande (66) de la vanne-pilote d'asservissement (61) et délimitant de manière mobile la seconde chambre de compression de commande (117) de la vanne d'écoulement (111) correspond au moins et est approximativement égale à la surface du piston de commande délimitant de manière mobile la première chambre de compression de commande et sollicitée par la pression régnant dans la chambre de compression d'entraînement supérieure (43) du cylindre d'entraînement (31 et respectivement 32), et qu'il est prévu un ressort à soupape (112) qui pousse la vanne d'écoulement (111) dans sa position de base (0) - position de blocage - et dont la force de rappel équivaut à une petite fraction de par exemple 1/20 à 1/5 d'une chute de pression se produisant sur l'étranglement (66).

7. Machine selon la revendication 6, caractérisée en ce que les surfaces des pistons de commande de la vanne d'écoulement (111) pouvant être sollicitées par la pression de commande, et la précontrainte du ressort à soupape (112) sont accordées mutuellement en ce sens que la vanne d'écoulement (111) est commutée dans sa position de passage I dès que la chute de pression se produisant sur l'étranglement (68) dépasse une valeur de 1 bar.

8. Machine selon l'une des revendications 1 à 7, caractérisée en ce que le dispositif de répétition de la valeur de position effective (86, 87) de la vanne-pilote d'asservissement (61) comprend un dispositif de compensation (127) qui provoque un relèvement de la position de référence correspondant à la valeur d'un élargissement vertical du bâti de machine (14, 23, 24) que celui-ci subit sous l'effet des forces d'avancement appliquées au moins en régime d'avance en charge, à laquelle est rapportée la répétition de position.

9. Machine selon la revendication 8, dans laquelle le dispositif de répétition de la valeur de position effective comprend un pignon couplé de manière solidaire en rotation avec une broche de répétition de la vanne-pilote d'asservissement, et une crémaillère coopérant avec celui-ci ou une broche filetée (84'') coopérant avec un écrou de broche en forme d'arbre creux dont les rotateurs motorisés assurent la prédétermination de la valeur de consigne de position, ladite broche filetée suivant les mouvements du piston du cylindre d'entraînement respectif et s'étendant parallèlement à l'axe longitudinal de celui-ci, caractérisée en ce que la crémaillère (87) et respectivement la broche filetée du dispositif de répétition mécanique (86, 87) de la vanne-pilote d'asservissement (61) est munie d'un cylindre de compensation (127) qui, au fur et à mesure que la pression dans la chambre de compression d'entraînement supérieure (43) du cylindre d'entraînement respectif (31 ou 32) augmente, assure un allongement correspondant de la crémaillère (87) et respectivement de la broche filetée (84'') en fonction de l'élargissement vertical des faces latérales (17 et 18) du bâti de machine (14).

10. Machine selon la revendication 9, caractérisée en ce que le cylindre de compensation (127) est conformé en cylindre hydraulique linéaire à simple effet dont le corps (128) est solidarisé en translation avec la tige de piston (33 et respectivement 34) du cylindre d'entraînement respectif (31 et respectivement 32) ou, à proximité immédiate de l'axe respectif (28 ou 29) des cylindres, avec l'outil supérieur (11), le fond (129) du corps de cylindre (128) et un piston (131) déplaçable dans celui-ci de manière étanche délimitant de façon mobile dans le sens axial-vertical, une chambre de compression (132) qui est maintenue en communication avec la chambre de compression d'entraînement supérieure (43) du cylindre d'entraînement respectif (31 ou 32), que le piston (131) est poussé dans la position de base correspondant au volume minimum de la chambre de compression (132) du cylindre de compensation (127) par un ressort de rappel (134) précontraint qui s'appuie d'une part sur le piston (131) et d'autre part sur une paroi frontale d'extrémité (136) du corps de cylindre (128) disposée en face du fond (129) dudit corps de cylindre (128), et que la crémaillère (87) et respectivement la broche filetée (84'') est conformée en section terminale libre d'une tige de piston (138) qui est solidaire du piston (131) et sort verticalement du corps de cylindre (128), la précontrainte et la course élastique du ressort hélicoïdal (134) ainsi que la surface active du piston (131) du cylindre de compensation (127) étant adaptées mutuellement de telle façon que, lors d'une alimentation en pression de la chambre de compression (132) du cylindre de compensation (127), le déplacement de son piston (131) correspond à la valeur de l'élargissement des faces latérales (17 et 18) que celles-ci subissent sous l'effet de la force d'avancement développée par les cylindres d'entraînement (31 et 32)

11. Machine selon la revendication 10, caractérisée en ce que la chambre de compression (132) du cylindre de compensation (127) est reliée par une conduite de commande (133) flexible au moins par sections, au raccord de commande (69) de la chambre de compression d'entraînement supérieure (43) du cylindre d'entraînement respectif (31 ou 32).

12. Machine selon la revendication 10, caractérisée en ce que le corps (128) du cylindre de compensation (127) est solidarisé avec la tige de piston (33 et respectivement 34) du cylindre d'entraînement respectif (31 ou 32) par l'intermédiaire d'un élément de raccordement en forme de bloc muni d'un alésage de conduction qui communique d'une part avec un alésage de conduction qui traverse axialement le piston (33 et respectivement 34) et débouche dans la chambre de compression d'entraînement supérieure (43) de celui-ci et, d'autre part, avec la chambre de compression (132) du cylindre de compensation (127).

13. Machine selon l'une des revendications 1 à 12, caractérisée en ce que la vanne-pilote d'asservissement (61) est équipée d'un système de capteurs (124, 126) qui, pour l'utilisation comme signaux d'avertissement et/ou comme signaux de commande par lesquels la machine (10) peut être mise à l'arrêt, génère des signaux électriques de sortie si la course de déviation du corps (72) de la vanne-pilote d'asservissement (61) dans la position de fonctionnement associée au régime d'avancement des cylindres d'entraînement (31 et 32) ou au régime de retour, dépasse une valeur de seuil prédéterminée.

14. Machine selon la revendication 13, caractérisée en ce que les signaux de sortie générés par les capteurs (124, 126) du système de capteurs sont, en niveau et/ou en fréquence, un critère pour la valeur de la déviation du corps (72) de la vanne-pilote d'asservissement (61) dans les positions de fonctionnement (I et II) de celle-ci.

15. Machine selon la revendication 14, caractérisée en ce qu'au moins en régime d'avance rapide ainsi qu'en régime de retour rapide des cylindres d'entraînement (31 et 32), la fréquence de sortie des impulsions de prédétermination de la valeur de consigne de position baisse progressivement au fur et à mesure de l'augmentation de la course de déviation du corps (72) de la vanne-pilote d'asservissement (61).

16. Machine selon l'une des revendications 1 à 15, caractérisée en ce que le moteur électrique (82) prévu pour la commande de la prédétermination de la valeur de consigne de position comporte un accouplement (139) débrayable par activation électrique ou un frein qui, en cas de défaillance de l'alimentation électrique ou lors d'une interruption de la commande électrique de la position de désaccouplement, passe automatiquement à une position de blocage dans laquelle est réalisée l'immobilisation du rotor du moteur électrique (82).

Zeichnung