Schwingförderer
Die Erfindung bezieht sich auf einen Schwingförderer, bei dem die Übertragung unerwünschter Kräfte auf ortsfeste Auflager oder Gebäudeteile wirksam herabgesetzt sein kann.
Schwingförderer sind bekannt, bei denen eine Förderrinne oder ein Förderteil mit einem Gebäudeteil oder einem andern ortsfesten Auflager durch schräggestellte Federn verbunden ist. Schwing- und Wechselkräfte verschiedener Arten sind auf die Förderrinne zur Einwirkung gebracht worden, um diese Förderrinne längs einer schrägliegenden Bogenbahn, die ungefähr senkrecht zu den Federn verläuft, vor und zurück zu bewegen und auf diese Weise das Material in der Förderrinne vorzuschieben.
In einigen Fällen sind die gewünschten Kräfte unter Verwendung einer auf der Förderrinne angeordneten, umlaufenden Unwuchtscheibe zur Einwirkung gebracht worden, während in andern Fällen die Kräfte mittels einer Kraftquelle zur Einwirkung gebracht wurden, die auf dem ortsfesten Lager oder dem Gebäudeteil gelagert war und mit der Förderrinne entweder über eine starre Kurbel oder einen Exzenter oder über eine magnetische Kraftübertragungsvorrichtung in Verbindung stand.
Bei diesen bekannten Ausführungen wurden durch die Einwirkung der Kraftstösse auf die Förderrinne gleiche und entgegengesetzt gerichtete Kräfte auf das ortsfeste Auflager oder den Gebäudeteil übertragen. Bei vielen Förderanlagen waren diese Kräfte so gross, dass Beschädigungen an den Traglagern oder den Gebäudeteilen zu erwarten waren, wenn die Auflager nicht wesentlich verstärkt und die Masse des Auflagers bedeutend erhöht wurde. Infolgedessen war der übliche Schwingförderer entweder zu kostspielig oder zu unpraktisch, oder es mussten andere Einrichtungen zur Förderung des Gutes oder der Materialien gesucht werden.
Es sind bereits verschiedene Versuche gemacht worden, die Übertragung derartiger Schwingungen auf das Auflager zu verhüten. Beispielsweise wurde bei einigen bekannten Fördervorrichtungen ein Gegengewicht verwendet, das an der Förderrinne in solcher Weise befestigt wurde, dass die Gegengewichtsmasse die Schwingungen der Förderrinne ausgleich. Hierdurch wird aber die Masse des nichtarbeitenden toten Gewichtes erhöht, was auf Kosten des Verbrauchers geht. Ein wirtschaftliches Arbeiten ist nur möglich, wenn die Masse des in den Aufbau eingebauten toten Materials sehr klein ist.
Bei andern Ausführungsformen sind selbständige Krafterzeugnngsvorrichtungen, z. B. umlaufende Exzentergewichte, unmittelbar auf die Schwingrinne aufgebaut worden. Hier wird durch die Schwingungen der Förderrinne ein ungleichmässiger und sehr starker Verschleiss der Wellen und Lager der Exzentergewichtsvorrichtungen hervorgerufen.
Bei einem andern Versuch, die Übertragung unerwünschter Schwingkräfte oder Schwingbewegungen n vermeiden, ist eine zusätzliche Federstütze zwischen ein Zwischengestell, das die schrägliegenden Federn des Förderorgans trägt, und dem Fundament oder dem Gebäudeteil, auf dem diese Federn sonst befestigt werden würden, eingebaut worden. Diese zwischengelagerten Pufferfedern, die auch als Weichfedern bezeichnet werden, ergeben eine Schwebelagerung ohne besondere Festigkeit. In andern Fäl- len ist die Masse der Unterlage sehr gross gemacht worden, um die Schwingkräfte und Schwingbewegungen klein zu halten.
Bei einer Anordnung, bei der Schraubenfedern verwendet werden, um das Zwischengestell schwebend zu lagern, ist weiter vorgeschlagen worden, die notwendigen Förderkräfte mittels eines einzigen umlaufenden Unwuchtgewichtes zur Einwirkung zu brin gen, das nicht auf der Förderrinne, sondern auf dem Zwischengestell liegt. Die Theorie dieses Vorschlages beruht darauf, dass die Bewegung des Zwischengestelles bei bestimmten Frequenzen auf Null vermindert werden kann. Wie später ausführlich dargelegt, wurde jedoch gefunden, dass die Verwendung eines an dem Zwischengestell befestigten umlaufenden Gewichtes in Verbindung mit Schraubenfedern zur Schwebelagerung dieses Zwischengestelles nicht nur beim Festhalten des Zwischengestelles versagt, sondern eine vertikale Bewegung und eine Schwingbewegung auf das Zwischengestell überträgt.
Diese Schwingbewegung erzeugt unerwünschte Bewegungen der Förderinne, die nicht an allen Stellen längs der Länge der Förderrinne gleich gross sind und die die gewünschte Vorwärtsverschiebung des Materials in der Förderrinne wesentlich stören oder überhaupt verhüten
Der Schwingförderer nach dieser Erfindung besitzt ein Förderelement, das sich in einer vorbestimmten Förderrichtung erstreckt, und ein Zwischengestell, das in senkrechtem Abstand von dem Förderelement angeordnet ist, und ist gekennzeichnet durch einen ersten Satz federnd beweglicher Tragorgane, die schräg zur Förderrichtung des Förderelementes angeordnet sind und deren eine Enden mit dem Förderelement und die anderseits mit dem Zwischengestell verbunden sind,
wobei diese Organe die einzige Verbindung zwischen Förderelement und Zwischengestell darstellen und Verschiebungsbewegungen des Förderelementes relativ zum Gestell entlang einer geneigten Bahn senkrecht zur Längsrichtung der Organe ermöglichen, sowie einen zweiten Satz von Tragorganen, die sich von dem Zwischengestell zu einem Tragelement erstrecken und die einzige Verbindung zwischen dem Zwischengestell und dem Tragelement darstellen, ferner gekennzeichnet durch Mittel, um zyklisch eine Kraft mit einer Frequenz mindestens angenähert gleich der Eigenschwingungszahl der aus dem Förderelement und dem ersten Satz Tragorgane bestehenden Anordnung einzig dem Zwischengestell zuzuführen, so dass die zugeführte Kraft mit grösseren Komponenten in Vorwärtsrichtung entlang der Bahn und umgekehrt wirkt.
Ausführungsbeispiele des Erfindungsgegenstandes sind in der beigefügten Zeichnung, in der gleiche Teile jeweils mit den gleichen Bezugszeichen bezeichnet sind, veranschaulicht. Es zeigen:
Fig. 1 eine schaubildliche Ansicht einer Ausführungsform des Schwingförderers;
Fig. 2 eine schematische Darstellung der in Fig. 1 gezeigten Vorrichtung in Seitenansicht;
Fig. 3 eine der Fig. 2 entsprechende Ansicht einer weiteren bevorzugten Ausführungsform;
Fig. 4 eine ähnliche schematische Darstellung einer andern Ausführungsform;
Fig. 5 eine schematische Darstellung einer weiteren Ausführungsform, bei der die Übertragung der unerwünschten Drehmomente auf das Fundament verkleinert wird;
Fig. 6 eine andere Ausführungsform, in der die Förderrinne und das Zwischengestell von einem Dekkenträger getragen werden;
Fig. 7 eine abgeänderte Ausführung mit einem Deckenträger für das Zwischengestell und einer bevorzugten Aufstellung der Vorrichtung zur Erzeugung der Schwingkraft.
Fig. 8 und 9 sind schematische Darstellungen bereits bekannter Ausführungen, die hier mit aufgenommen worden sind, um das Verständnis der Ausführungsbeispiele der Erfindung zu erleichtern, und
Fig. 10 ist ein Schnitt nach der Linie 10-10 der Fig. 7.
Die in Fig. 1 und 2 dargestellte Ausführungsform enthält eine Förderrinne 10, die ein Material vom Einlassende 12 zum Auslassende 14 fördert. Die Förderrinne 10 ist im allgemeinen waagrecht gelagert, kann aber je nach der Art des zu fördernden Materials oder der Erfordernisse und Eigenheiten der Anlage gegen den Auslauf hin etwas nach oben oder nach unten geneigt sein.
Zur Vereinfachung der Darstellung ist eine einzige langgestreckte Förderrinne gezeigt, obwohl die zu beschreibenden Grundsätze auch auf eine Kombination von Förderrinnen anwendbar sind, die für die Bildung von andern Bewegungsbahnen der Fördergüter, z. B. einer runden Bewegungsbahn oder einer schraubenlinienförmigen Bewegungsbahn, angeordnet sind.
Ein parallel zur Förderrinne 10 angeordnetes Zwischengestell 16 ist in einem lotrechten Abstand von der Förderrinne aufgestellt. Bei der hier dargestellten Ausführung liegt das Zwischengestell 16 unterhalb der Förderrinne; es kann aber auch, wie dies später noch beschrieben wird, oberhalb der Förderrinne angeordnet sein.
Das Zwischengestell 16 hat längsgerichtete Seitenrahmenteile 18 und 20, einen vordern Querträger 22 und einen hintern Querträger 24. Die Rahmenteile und Querträger sind zu einem starren Gestell miteinander verbunden.
Die Förderrinne 10 und das Zwischengestell 16 sind durch zwei Federn 26 und 28 verbunden, die die Form von Flach- oder Blattfedern haben. Die obern Enden der Federn sind an plattenartigen Ansätzen 32 der Träger 34 für die Förderrinne 10 befestigt. Diese Träger 34 sind an der Förderrinne 10 bei 36 angeklemmt und dienen zur Verbindung der Federn 26, 28 mit der Förderrinne 10 und als Auflager für die Förderrinne.
Die untern Enden der Federn 26 und 28 sind an den Klemmstellen 38 bzw. 40 mit dem Zwischengestell 16 verbunden. In der Darstellung sind zwar beide Enden der Federn starr befestigt, jedoch braucht nur das eine Ende jeder Feder unbeweglich befestigt zu sein, während das andere Ende gelenkig befestigt sein kann. In diesem Falle ist jedoch die vierfache Federzahl für die gleiche Federung notwendig, wenn die Federlänge die gleiche bleibt. Diese erste Gruppe von Federn bildet also die einzige Tragverbindung zwischen der Förderrinne und dem Zwischengestell.
Da die Federn 26 und 28 zur Förderrichtung geneigt stehen und da die Federn in dieser Richtung quer zu ihrer Länge federnd nachgiebig beweglich sind, ermöglicht die Federverbindung eine Relativbewegung der Fördervorrichtung 10 gegenüber dem Gestell ungefähr senkrecht zu den Ebenen durch die Flach- federn 26, 28. Die tatsächliche Bahn der Relativbewegung ist ein Bogen. Da jedoch die Verschiebungen oder Schwingungen längs dieser Bahn sehr klein sind kann die Bahn fast als eine gerade Linie angesehen werden. Die tatsächliche Bewegungsbahn ist in Fig. 2 vom Pfeil 42 bezeichnet.
Das Zwischengestell 16 wird von einer zweiten Gruppe von Federn getragen, von denen in Fig. 1 die beiden Federn 44 und 46 dargestellt sind. Die untern Enden dieser Federn 44 und 46 sind an den Klemmstellen 48 bzw. 50 an einem Auflager, z. B. der starren Platte 2, festgeklemmt. Die Platte 52 ihrerseits kann mit einer grösseren Bodenplatte 54 verbunden sein, die den Fussboden des Gebäudes bildet, oder kann auch mit einer gesonderten fahrbaren Tragplatte verbunden sein, die zusammen mit der Fördervorrichtung örtlich bewegt werden kann.
Die obern Enden der Federn 44 und 46 sind mit dem Zwischengestell 16 fest verklemmt, so dass die zweite Gruppe von Federn die einzige Tragverbindung für dieses Zwischengestell und infolgedessen für die von diesem Zwischengestell getragene Förderrinne 10 mit dem Auflager bildet. Auch hier kann an einem Ende jeder Feder eine starre Verbindung und am andern Ende jeder Feder eine Gelenkverbindung verwendet werden.
Wichtig ist, dass die Federn der zweiten Gruppe in der vertikalen Abstützrichtung, das heisst in Richtung der Längsachsen der Federn, nicht ausdehnbar und nicht zusammenpressbar sind. In dieser Beziehung unterscheidet sich die Federverbindung zwischen dem Zwischengestell 16 und dem unbeweglich be befestigten Auflager 52, 54 wesentlich von jeder der bisher vorgeschlagenen bekannten Schwebelagerung.
Die Federkonstante k2 für die untern Federn soll klein sein, um die waagrechten Kräfte zu vermindern und die erste kritische Frequenz des Systems nach dem untern Ende des Frequenzbereiches zu verschieben. Dies vermindert das Auftreten von unerwünschten Schwingungen, wenn die Maschine abgeschaltet wird und die Frequenz zum Beispiel der umlaufenden Gewichte, die zur Erzeugung der Schwingungsbewegung der Förderrinne vorgesehen sind, abnimmt.
Bei grossen, von dem Gut herrührenden Dämpfungen oder bei andern Dämpfungen vermindert eine kleinere Federung k2 die Übertragungskraft zum Fundament. Gleichzeitig jedoch muss diese Federung k2 der untern Federn so hart sein, dass sie das System als Ganzes trägt. Innerhalb dieser allgemeinen Lehren muss die Federkonstante k2 kleiner sein als die Federkonstante kf für die erste Gruppe von Federn und muss vorzugsweise kleiner sein als ein Viertel der Federkonstante kf, während im allgemeinen die Massen m1 und m2 die gleiche Grösse haben.
Dabei ist m1 die Masse der Förderrinne 10 plus etwa ein Drittel der Masse der obern Federn 26 und 28, und m2 ist die Masse des Zwischengestelles 16 plus ein Drittel der Masse der Federn 26, 28, 44 und 46.
Um die gewünschte Relativbewegung der Förderrinne 10 längs der durch die Pfeile 42 dargestellten Bahn zu erhalten, werden Kraftstösse auf das Zwischengestell 16 von einer Kraftübertragungsvorrichtung 56 zur Einwirkung gebracht. Diese Kraftübertragungseinrichtung stellt einen selbständigen Aufbau dar, so dass die notwendigen und gewünschten Kräfte nur auf das Zwischengestell 16 wirken, ohne dass die entgegengesetzt gerichteten Gegenkräfte über die Einrichtung 56 auf andere Teile des Aufbaues oder auf das den Aufbau tragende Fundament übertragen werden. Bei der Ausführung nach Fig. 1 besteht die Einrichtung zur Übertragung zyklischer Kräfte auf das Zwischengestell 16 aus einer ungefähr waagrecht gelagerten Welle 58, die quer zur Förderrichtung der Förderrinne 10 gerichtet ist.
Die Welle 58 ist in den Seitenrahmenteilen 18 und 20 des Zwischengestelles 16 gelagert. Ein Exzenter- oder TJnwuchtgewicht 60 wird von der Welle 58 getragen, die mittels einer elastischen Kupplung 62 in Umlauf gesetzt wird, deren Antrieb von der Antriebswelle 64 eines Getriebes 66 erfolgt. Das Getriebe 66 kann mit einer Einrichtung (nicht dargestellt) zur Veränderung der Drehzahl der Antriebswelle 64 versehen sein, um die Vorrichtung den praktischen Bedürfnissen besser anzupassen. Die Welle 64 ist über das Getriebe mit einem Antriebsmotor 68 verbunden. Entweder kann die Motordrehzahl verändert werden oder, wie erwähnt, die zwischen dem Motor und der Antriebswelle 64 bestehende Getriebeverbindung in entsprechender Weise verstellt werden.
Die Frequenz der einzig auf das Zwischengestell 16 zur Einwirkung gebrachten Kraftstösse, die von der Drehzahl der Welle 58 abhängt, wird annähernd auf den Bereich der Eigenfrequenz des aus der Förderrinne 10 und der ersten Gruppe von Federn 26, 28 bestehenden Systems eingestellt. Diese Eigenfrequenz wird aus der Formel
EMI3.1
berechnet, in der k1 die Federkonstante der obern Federn und m1 die oben angegebene Masse darstellt.
Beim Arbeiten mit dieser Frequenz ist es unter Vernachlässigung der Dämpfung und einiger anderer Faktoren theoretisch möglich, die horizontale Schwingbewegung des Zwischengestelles 16 auf Null herunterzusetzen. Mit andern Worten: Die waagrechten Kraftkomponenten, die von dem Exzentergewicht 60 auf das Zwischengestell ausgeübt werden (oder genauer gesagt, diejenigen Komponenten, die senkrecht zu den Ebenen der obern Federn 26, 28 und parallel zur Bahn der Relativbewegung 42 verlaufen), werden in jedem Augenblick durch gleich grosse und entgegengesetzt gerichtete Kräfte ausgeglichen bzw. neutralisiert, die von den Trägheitskräften der Förderrinne 10 und einem Drittel der Masse der Federn 26, 28 infolge der Bewegung der Förderrinne und der Federn 26, 28 herrühren.
Infolgedessen ergeben die auf das Zwischengestell 16 zur Einwirkung gebrachten Antriebskräfte die gewünschten Schwingbewegungen der Förderrinne 10, ohne dass eine wesentliche waagrechte Bewegung des Zwischengestelles 16 erfolgt. Beim Stillstand dieses Zwischengestelles 16 werden keine waagrechten, in Längsrichtung der Förderrinne gerichteten Kraftimpulse auf das Fundament über die untere Gruppe der Federn 44 und 46 übertragen, da diese Federn nicht ausgebogen werden.
Im Betrieb treten in einem System der in den Fig. 1 und 2 dargestellten Art nicht nur Primärkräfte, wie sie von dem umlaufenden Unwuchtgewicht 60 ausgeübt werden, sondern auch Sekundärkräfte auf, die als Reibung oder Dämpfung wirken.
Diese zusätzlichen Kräfte erzeugen in jedem Falle eine Schwingung oder eine Hin- und Herbewegung des Zwischengestelles 16 und können das Arbeiten des umlaufenden Unwuchtgewichtes 60 bei einer Frequenz erfordern, die von der sogenannten Eigenfrequenz oder natürlichen Frequenz des obern Abschnittes des Schwingungssystems etwas abweicht. Die Richtung und die Grösse dieser Änderung in der Kraftfrequenz kann in jedem Falle entweder durch die nachstehend angegebene theoretische Analyse berechnet oder im Betrieb durch einfachen Versuch festgestellt werden.
Es wurde bereits dargelegt, dass der Wert
EMI4.1
die ungedämpfte Eigenfrequenz des Systems m1 kt ist. Erfolgt überhaupt keine Dämpfung, dann würde die Schwingungsamplitude des Zwischengestelles gleich Null sein, wenn die aufgedrückte Frequenz der Kraftstösse gleich dieser ungedämpften Eigenfrequenz gemacht wird.
In der Praxis tritt jedoch ein derartiger idealer Fall niemals auf, da immer eine Dämpfung von grö sserem oder kleinerem Wert vorhanden ist. Infolge dieser Dämpfung, die vom Gewicht des Materials in der Förderrinne, dem Luftwiderstand oder andern Faktoren herrührt, kann die Schwingung des Zwischengestelles niemals auf Null vermindert werden.
Wenn jedoch diese Dämpfung, verglichen mit der kritischen Dämpfung des Systems, verhältnismässig klein ist (das heisst, wenn die sogenannte Dämpfongskonstante C nicht grösser ist als 0,25 Cc, wobei Cc die kritische Dämpfung oder gleich 2 l/kt m ist und in einer gewissen Grösse von den Verhältnissen m, zu nil und kt zu k2 abhängt) wird in unmittelbarer Nachbarschaft der ungedämpften Eigenfrequenz ein besonderer Wert oder ein Bereich von Werten der Kraftfrequenz vorhanden sein, bei dem bzw. denen die Schwingungen des Zwischengestelles eine bestimmte Mindestgrösse haben. Es wurde die Beobachtung gemacht, dass dieser besondere Wert der Kraftfrequenz im allgemeinen von der ungedämpften Eigenfrequenz abweicht und etwas geringer als die ungedämpfte Eigenfrequenz ist.
Wenn dagegen die Dämpfung, verglichen mit der kritischen Dämpfung, verhältnismässig gross ist, dann liegt der Fall anders, da kein derartiger, genau bestimmter Mindestwert der Kraftfrequenz vorhanden ist. Es kann in diesem Falle sogar schwierig werden, eine gute Förderwirkung der Förderrinne 10 zu erhalten. Die hier in Frage stehende Dämpfung ist die Gesamtdämpfung des Systems. Diese kann alle Dämpfungsfaktoren und auch die Massenwirkung des zu fördernden Gutes enthalten.
Wenn grosse Dämpfungswerte zu überwinden sind, können durch sorgfältige Auswahl der Parameter des Schwingungssystems die Arbeitsweise der Vorrichtung verbessert und die Schwingungen des Zwischengestelles, die auf das Fundament übertragenen waagrechten Kräfte und der Verschleiss der die Kräfte übertragenden Vorrichtung vermindert werden. Die nachteilige Wirkung der Dämpfung kann also dadurch verringert werden, dass das Produkt k, mal ml übereinstinmend mit andern Gesichtspunkten bei der Wahl des Aufbaues, wie
1. Einfluss des zunehmenden Produktes ki m, auf Totalgewicht und Grösse,
2. Wirkung auf die Federspannung und so weiter, möglichst gross gewählt und auf diese Weise die kritische Dämpfung im Vergleich zu der tatsächlichen Dämpfung hochgehalten wird.
Beim Betrieb wird der Schwingförderer zuerst auf Arbeiten ohne Last bei ungedämpfter Eigenfrequenz eingestellt. Die künstliche Frequenz oder Kraftfrequenz wird dann in die Nähe dieser Eigenfrequenz eingestellt, wobei der Förderer die normale Last trägt. Die endgültige Arbeitsfrequenz wird dann so gewählt, dass das Zwischengestell die kleinste Bewegung ausführt und eine gute Förderwirkung der Förderrinne erhalten wird.
In jedem Falle ist wichtig, dass die Federn 44, 46 der untern Gruppe in ihrer senkrechten Stellung eine in Längsrichtung verlaufende lotrechte Festigkeit haben, so dass sie jede lotrechte Relativbewegung des Zwischengestelles 16 bezüglich des Auflagers 52, 54 verhindern und auch jeder Schwingbewegung des Zwischengestelles in lotrechter Richtung widerstehen, die durch das Kräftepaar geschaffen wird, das zwischen der zyklischen Kraft des Unwuchtgewichtes 60 und der Trägheitsgegenkraft des Förderers entsteht.
Dieses Kräftepaar ist in Fig. 2 dargestellt, wobei die Kräfte im Abstand x voneinander auftreten. Das Kräftepaar wird nachstehend in Verbindung mit Fig. 9 behandelt. Um den erwähnten Bewegungen zu widerstehen, sind die Federn 44 und 46 im wesentlichen längs ihrer Längsachse undehnbar und nicht zusammendrückbar und sind ausserdem so aufgestellt, dass sie bei starrer Verbindung mit dem Zwi schengestell 16 von diesem in lotrechter Richtung ausgehen.
Ein anderes Erfordernis des Tragfedersystems 44, 46 besteht darin, dass dieses System die erforderliche Bewegungsfreiheit des Zwischengestelles in der Richtung parallel zur Schwingungsbahn 42 der Federn 26 und 28 gewährleistet. Für die Übertragung einer möglichst geringen Schwingung auf das Gestell sollten die obern und die untern Federn möglichst parallel sein, wie das in Fig. 4 gezeigt ist. Doch ist das, wie nachfolgend mit Bezug auf die andern Ausführungsformen beispielsweise in Fig. 1 dargelegt wird, wo die untern Federn 44, 46 zu den obern Federn 26, 28 nicht parallel sind, nicht unbedingt erforderlich.
Wenn ein zwischen den Richtungen der Federn der beiden Federgruppen vorhandener Winkel von Null auf 180 Grad (das ist Parallellage) verschieden ist, bleibt das Zwischengestell 16 beim Schwingen der obern Federn während des Arbeitens des Förderers immer eine kürzere Zeit stillstehen und überträgt dabei auf das Fundament stärkere Teile der senkrecht zu den obern Federn gerichteten Kräfte.
Die vorstehend beschriebene Anordnung gleicht also die senkrecht zur Richtung der obern Federn 26, 28 gerichteten Kräfte aus und vermindert diese Kräfte, weil sowohl die Förderrinne 10 als auch das Zwischengestell 16 eine relative Bewegungsfreiheit in derselben Richtung, das heisst parallel zur Bahn 42, haben.
Wichtig ist daher, dass die untere Federgruppe 44 und 46 von dem Zwischengestell 16 in einer Richtung ausgeht, mit einer Hauptkomponente parallel zur Richtung der obern Federgruppe 26 und 28.
Darunter ist zu verstehen, dass die Längsrichtung der Federn 44 und 46 nicht mehr als 45 Grad von einer Richtung abweicht, die parallel zu den obern schrägliegenden Federn 26 und 28 verläuft.
Ein anderer Weg, diese Begrenzung der Lage der untern Federn 44 und 46 festzustellen, ergibt sich aus der Überlegung, dass die Lage der untern Federn parallel zu den obern Federn in Wirklichkeit die ideale Bewegungsfreiheit des Zwischengestelles ergibt, während die Lage dieser untern Federn in einer genauen lotrechten Stellung Vorteile in der senkrechten Abstützung des Zwischengestelles und der von ihm getragenen Förderrinne bietet. Der bevorzugte Lagebereich für die untern Federn ist daher der Bereich, der einerseits von den lotrechten Ebenen, die senkrecht zur Vorschubrichtung der Förderrinne 10 stehen und anderseits von Schrägebenen begrenzt wird, die parallel zu den schrägliegenden Federn 26 und 28 der obern Gruppe verlaufen.
Es ist in der Einleitung ausgeführt worden, dass bereits vorgeschlagen worden ist, einen Schwingförderer in solcher Weise zu betreiben, dass die Ubertragung der Kräfte auf einen Lageraufbau ausgeschaltet oder vermindert wird. Diese früheren Vorschläge beruhen entweder auf der praktischen oder der theoretischen Analyse von Systemen mit nur einem angenommenen Freiheitsgrad. In diesen Systemen, wie sie beispielsweise in Fig. 8 dargestellt sind, ist es theoretisch möglich, das System des dynamischen Schwingungsdämpfers in solcher Weise zu verwenden, dass der Schwingungsdämpfer zu einem arbeitausführenden Teil wird und dass der Bauteil, dessen Schwingungen aufgenommen werden, das Zwischengestell wird, das den die Arbeit ausführenden Teil trägt.
In Fig. 8 wird das lotrecht bewegbare Sieb 70 von in waagrechter Richtung und in lotrechter Richtung nachgiebigen Federn 72 auf einem Zwischengestell 74 abgestützt. Dieses Zwischengestell 74 wiederum wird von in lotrechter Richtung nachgiebigen Federn 76 getragen, die sich auf dem Fundament 78 abstützen. Eine auf dem Zwischengestell 74 drehbar gelagerte Welle 80 trägt ein Unwuchtgewicht 82 und dreht sich in der durch den Pfeil in Fig. 8 dargestellten Richtung, um die gewünschten zyklischen Kräfte zu erzeugen.
Es ist bereits angedeutet worden, dass ein derartiges System verwendet werden kann, um lotrechte Auf- und Abbewegungen des Siebes 70 hervorzurufen, ohne dass eine wesentliche Bewegung des Zwischengestelles 74 erfolgt, so dass theoretisch das Zwischengestell 74 keine Kraftstösse auf das Fundament über die Federn 76 überträgt. Tatsächlich sollten, wie später noch dargelegt, die waagrechten Kräfte des Unwuchtgewichtes nicht vernachlässigt werden.
Von dieser theoretischen Betrachtung ausgehend, ist bereits weiter vorgeschlagen worden, ein zweimassiges System mit zwei Federgruppen dieser Art zum Fördern zu verwenden. Dieses System ist in Fig. 9 dargestellt. Hier wird eine obere Förderrinne 84 auf einem Zwischengestell 86 nicht mittels Schraubenfedern, sondern mittels Federn 88 gestützt, die gegen die Senkrechte geneigt sind. Das Zwischengestell 86 wird von Schraubenfedern 90 getragen, die eine Schwebelagerung auf dem Fundament 100 ermöglichen. An dem Zwischengestell 86 ist eine Welle 92 drehbar gelagert, die ein Unwuchtgewicht 94 trägt und mit einer Frequenz gedreht wird, die gleich der Eigenfrequenz der Förderrinne 84 auf ihren Federn 88 ist. Hierdurch soll die gewünschte Förderwirkung erhalten werden.
Bei der Erprobung dieser bekannten Vorschläge stellte es sich jedoch heraus, dass das Zwischengestell 86 nicht nur nicht ruhig oder stillstehen bleibt, wie sich dies durch die theoretische und in Verbindung mit Fig. 8 dargelegte Analyse ergibt, sondern dass die Bewegungen des Zwischengestelles 86 sogar so gerichtet sind, dass jede Förderwirkung in der Förderrinne verhütet wird.
Dieser Mangel der bekannten Vorschläge kann durch Verwendung der bei den gezeichneten und hier beschriebenen Ausführungsbeispielen der Erfindung vorgesehenen besonderen Kombinationen von Federgruppen und besonders durch die Verwendung von in ihrer Längsrichtung nicht ausdehnbaren und nicht zusammenpressbaren, zum Tragen des Zwischengestelles dienenden Federn in der erwähnten Lagenanordnung vermieden werden.
Es besteht die sichere Annahme, dass die Hauptschwierigkeiten, die die Herstellung und Verwendung einwandfrei arbeitender Fördervorrichtungen nach den in Fig. 9 dargestellten Richtlinien verhindert haben, darin zu sehen sind, dass nicht erkannt wurde, dass der Übergang von den in Fig. 8 dargestellten, senkrecht federnden Federn zu den in Fig. 9 dargestellten geneigten Federn Kräfte und Gegenkräfte erzeugt, die Drehmomente hervorrufen, und dass nicht erkannt wurde, dass alle diese Kräfte von einem einzigen umlaufenden Unwuchtgewicht aufgenommen werden müssen.
Solange die Teile 70 und 74 in Fig. 8 in senkrechter Richtung verschiebbar und die obern und untern Federn 72 und 76 in senkrechter Richtung ausgerichtet sind, wie dies in Fig. 8 dargestellt ist, beeinträchtigen diese Wirkungen die senkrechte Bewegung des Teils 70 nicht nachteilig, so dass sie eine Siebwirkung oder eine Verdichtwirkung oder irgendeine andere Wirkung, die von der lotrechten Bewegung allein abhängt, nicht stören.
Der Einbau der geneigten Federn 88 in der aus Fig. 9 ersichtlichen Art ergibt jedoch ein System, das nicht dem in Fig. 8 dargestellten System gleichwertig ist und das nicht mit dem gleichen vereinfachten theoretischen Annäherungsverfahren berechnet werden kann. Wenn, wie in Fig. 9 dargestellt, die Relativbewegung des Zwischengestelles 86 bezüglich Förderrinne 84 und Fundament 100 in einer zu U den Federn 88 senkrecht gerichteten Richtung im wesentlichen neutralisiert werden soll, muss die auf Grund des Unwuchtgewichtes 94 auftretende, durch den Pfeil P bezeichnete Kraft an jedem Zeitpunkt von einer gleich grossen, entgegengesetzt gerichteten Kraft P', die die Trägheitsgegenkraft des Förderers darstellt, ausgeglichen werden.
Wenn auch diese Kräfte gleich gross und einander entgegengesetzt gerichtet sind, liegen sie doch nicht in Ausrichtung miteinander, da sie an entgegengesetzten Enden des obern Federsystems und ungefähr rechtwinklig dazu auftreten. Es wird also eine Umlauf- oder Drehmomentwirkung erzeugt, die eine Grösse P. 1 hat, in der 1 der senkrechte Abstand zwischen den entgegengesetzt gerichteten Kräften P und P' (Fig. 9) ist. Bei der in Fig. 9 dargestellten Stellung wird ein Drehmoment erzeugt, das das Bestreben hat, das aus zwei Massen bestehende System, das aus dem Förderer 84, dem Zwischengestell 86 und den Federn 88 zusammengesetzt ist, zu drehen. Dieses Drehmoment drückt infolgedessen das eine Ende des Zwischengestelles 86 in Richtung des Pfeils 96 nach unten und hebt das entgegengesetzte Ende in Richtung des Pfeils 98.
Bei der Drehung des Gewichtes um 1800 wird die Richtung dieses Kräftepaares und auch die Schwingneigung des Zwischengestelles 86 umgekehrt. Dieses Schwingen des Zwischengestelles 86 kann gegebenenfalls das Fördern des von der Rinne 84 getragenen Gutes verhindern gen umlaufende Exzentergewichte 110 und 112 erzeugt, die von den Wellen 114 bzw. 116 getragen werden. Diese Wellen laufen in entgegengesetzten P. ichtungen aus der in Fig. 3 dargestellten Stellung um, so dass alle von den beiden gleich grossen umlaufenden Gewichten erzeugten Zentrifugalkräfte in jedem Zeitpunkt aufgehoben werden, ausgenommen diejenigen Kräfte, die längs einer senkrecht zur gemeinsamen Ebene der beiden parallelen Wellen 114 und 116 verlaufenden Linie gerichtet sind. Diese Kräfte sind von den Pfeilen 118 dargestellt.
In Fig. 3 sind die Teile so aufgestellt, dass die gemeinsame Ebene der Wellen 114 und 116 parallel zu den Ebenen der obern Federn 104 verläuft und dass die Kraftimpulse eine Wechselbewegung längs einer senkrecht zu diesen Ebenen verlaufenden Linie haben. Auf diese Weise können diese Kräfte von den entgegengesetzt gerichteten Kräften, die von der Trägheitsgegendruckkraft der Förderrinne 100 auf das obere Ende der Federn 104 herrühren, neutralisiert werden.
In diesem Falle sind die einzigen Kräfte, die iiber die Federn 106 auf das Fundament 108 übertragen werden, die vertikalen Kräftekomponenten der wechselnden Drehmomente, die von dem Kräftepaar herriihren, das einerseits von dem kraftübertragenden Teil und anderseits von der Trägheitsdruckkraft der Förderrinne 100 gebildet wird, und zwar gemeinsam mit denjenigen vertikalen Sekundärbeschleunigungskräften, wie sie von der Materialdämpfung auf Grund der von der Förderrinne 100 getragenen Last auftreten.
Wenn es auch hinsichtlich des Ausgleichs unerwünschter Kräfte und Bewegungen theoretisch am günstigsten ist, die Wechselkräfte längs einer Linie zur Einwirkung zu bringen, die senkrecht zu der ersten Gruppe von Federn gerichtet ist, wurde gefunden, dass praktische Gründe bestehen, die in vie ]en Fällen eine abweichende Anordnung rechtfertigen. Die Neigung der Linie, längs der die Wechselkräfte wirken und die senkrecht zu den obern schrägliegenden Federn gerichtet ist, zur Förderrinnenachse ergibt beispielsweise eine Anordnung, in der diese Kräfte eine vertikale Komponente haben, die senkrecht oder lotrecht zu dem Zwischengestell stehen.
Wenn dieses Zwischengestell nicht starr genug ist oder wenn es im Vergleich zu seiner lotrechten Höhe verhältnismässig lang ist, können diese lotrechten Komponenten das Zwischengestell auf und ab biegen und unerwünschte Kräfte und Bewegungen verursachen.
Meistens werden die Wechselkräfte auf einer Linie zur Einwirkung gebracht, die parallel zur Zwischengestellängsrichtung verläuft. Die Wechselkräfte wirken also in einer Längsrichtung innerhalb des Bereiches, der durch senkrecht zu der ersten Gruppe von Federn und durch parallel zum Zwischengestell verlaufende Linien begrenzt ist. Um ungleichmässige Schleuderwirkungen auf den in entgegengesetzten Richtungen umlaufenden Exzentergewichten zu vermeiden, werden die Achsen der Schleudergewichte manchmal lotrecht gestellt, so dass die Gewichte in waagrechten Ebenen umlaufen und gleichmässige Schleuderwirkungen erzeugen, so dass Wechselkräfte auftreten, die in Längsrichtung der Förderbahn und des Zwischengestelles verlaufen. : Eine derartige An- ordnung ist in der später beschriebenen Fig. 7 dargestellt.
Fig. 4 zeigt schematisch eine Ausführungsform, bei der die Federn der untern oder zweiten Gruppe parallel zu den Federn der obern Gruppe gerichtet sind. Hier wird der Fördertisch 120 auf dem Zwischengestell 122 von obern Federn 124 abgestützt, die den Federn 26 und 28 (Fig. 1) ähnlich sind. Das Zwischengestell 122 wird auf dem Auflager 126 von untern schrägliegenden Federn 128 abgestützt. Das Auflager 126 ist auf dem Gebäudefundament 130 befestigt. Die gewünschten Kraftimpulse werden von einem Exzentergewicht 132 erzeugt, das auf einer in dem Zwischengestell 122 drehbar gelagerten Querwelle 134 befestigt ist.
Da im vorliegenden Falle die untern Federn 128 parallel zu den obern Federn 124 sind, hat das Zwischengestell 122 eine in der gleichen Richtung verlaufende Bewegungsfreiheit wie der obere Fördertisch 120. Auf diese Weise können alle Kraftkomponenten und Gegendruckkräfte, die senkrecht zu den beiden Gruppen von Federn stehen, theoretisch neutralisiert werden mit den bereits erwähnten Einschränkungen hinsichtlich der Reibungsfaktoren, des Materialdämpfungsfaktors und anderer Faktoren. Bei dieser Ausführung erfolgt auch die verminderte Übertragung der Drehmomentkräfte, deren Ursache das von dem umlaufenden Unwuchtgewicht 132 und der Trägheitsgegendruckkraft des Fördertisches 120 erzeugte Kräftepaar ist, über die untern Federn 128 auf das im Fundament 130 befestigte Auflager 126.
Die Grössenverminderung dieser Kräfte wird in diesem Falle dadurch erhalten, dass die untern Federn 128 weiter auf Abstand gesetzt sind als die obern Federn 124, und dass sie weiter auf Abstand stehen, als die Länge der obern Federn 124 beträgt, das heisst weiter auf Abstand stehen, als die Länge des Hebelarmes des erwähnten Kräftepaares ist. Der weitere Abstand zwischen den untern Federn 128 vergrössert den Hebelarm, über den das Kräftepaar auf das Fundament übertragen wird, und vermindert auf diese Weise die an den Enden dieses längeren Armes tatsächlich übertragenen Kräfte.
Ein anderes Ausführungsbeispiel mit Verminderung der auf das Fundament übertragenen Drehmomentkräfte ist in Fig. 5 dargestellt. Bei dieser Ausführung wird die Förderrinne 136 auf dem Zwischengestell 138 von einer ersten Gruppe Federn 140 mit einer gegenüber der Senkrechten geneigten Stellung abgestützt. Das Zwischengestell 138 wird auf einem untern Auflager 142 mittels annähernd lotrechter Federn 144 abgestützt. Die Federn 144 stehen in einem grösseren Abstand als die Federn 140 der obern Gruppe, so dass infolgedessen die in Verbindung mit Fig. 4 beschriebene Wirkung auftritt.
Bei der in Fig. 5 dargestellten Vorrichtung erstreckt sich ausserdem das Auflager 142 eine wesentliche Strecke über den Aufbau in Längsrichtung hinaus und weist starre Füsse 146 auf, die auf dem Boden oder dem Fundament des Gebäudes stehen. Ein verhältnismässig grosser Abstand zwischen diesen Füssen 146 sichert weiter eine Verminderung der über die Füsse 146 auf das Fundament übertragenen Drehmomentkräfte, da diese Kräfte umgekehrt proportional zu dem zwischen den Füssen 146 vorhandenen Abstand sind.
Es ist auch möglich, die lotrechten Relativstellungen des Fördertisches und des Zwischengestelles umzukehren, wie in Fig. 6 gezeigt ist. In dieser Ausführungsform sind sogar nicht unterbrochene Federn verwendet, die sich von der Förderrinne durch das Zwischengestell zu dem die erwähnten Teile tragenden Bauteil erstrecken, so dass die früher erwähnten beiden Gruppen von Federn von den beiden Teilen mit den entgegengesetzt liegenden Enden derselben Federn gebildet werden. In der Fig. 6 ist die Förderrinne mit 150, das Zwischengestell mit 152 und der tragende Bauteil mit 154 dargestellt. Das Zwischengestell 152 liegt oberhalb der Förderrinne 150, und der tragende Bauteil 154 liegt oberhalb des Zwischengestelles 152.
Die Federn 156 sind an ihren untern Enden mit der Förderrinne 150 verbunden und mit ihren obern Enden am Bauteil 154, z. B. einer Gebäudedecke, befestigt. An einer entlang den Federn 156 wählbaren Zwischenstelle dieser Federn, z. B. bei 158, wird das Zwischengestell 152 an die Federn 156 angeklemmt. Die gewünschten Kraftimpulse werden auf das Zwischengestell 152 von den in entgegengesetzter Richtung umlaufenden Gewichten 160 und 162 übertragen, die von den parallelen Wellen 164 bzw. 166 getragen werden. Die Aufstellung dieser Wellen ist so gewählt, dass die entstehenden Kraftimpulse auf das Zwischengestell (Pfeile 168) längs einer Linie verlaufen, die senkrecht zu den schrägliegenden Federn 156 gerichtet ist.
Die untern Teile dieser Federn 156 zwischen dem Zwischengestell 152 und der Förderrinne 150 entsprechen der ersten Gruppe von Federn 26, 28 in Fig. 1 und bilden die einzige Tragverbindung zwischen der Förderrinne 150 und dem an den Federn festgeklemmten Zwischengestell 152. Gleichzeitig entsprechen die obern Teile der Federn 156 zwischen dem Zwischengestell und dem Bauteil 154 der zweiten Gruppe von Federn 44, 46 und bilden die einzige Tragverbindung zwischen dem Zwischengestell 152 und dem Bauteil 154.
Fig. 7 und 10 zeigen eine bevorzugte Ausführungsform, in der das Zwischengestell ebenfalls aufgehängt ist und die lotrechte Relativstellung und Anordnung der Förderrinne und des Gestelles denen in Fig. 1 entsprechen. Bei dieser Ausführung liegt also die Förderrinne 170 oberhalb des Zwischengestelles 172 und ist mit dem Zwischengestell durch Federn 174 verbunden, die gegenüber der Senkrechten geneigt sind. Das Zwischengestell 172 wird nachgiebig federnd von einem Deckenträger 176 mittels einer zweiten Gruppe von Federn 178 getragen.
Die Federn 178 stehen in dieser Ausführung im wesentlichen lotrecht und sind wenigstens mit ihrem einen Ende am betreffenden Vorrichtungsteil starr befestigt. Die Verwendung der Federn 178 gibt dem Zwischengestell in ungefähr waagrechter Richtung die gewünschte Bewegungsfreiheit, während gleichzeitig diese Federn eine senkrechte Schwingbewegung des Zwischengestelles als Wirkung der von dem vorstehend erwähnten Kräftepaar erzeugten Drehmomente verhüten.
Zwei in entgegengesetzter Richtung umlaufende Exzentergewichte 180 werden von parallel zu den Federn 178 liegenden Wellen 182 getragen. Die Gewichte 180 laufen in einer Ebene um, die senkrecht zu den Wellen 182 gerichtet ist und erzeugen die gewünschten Kraftimpulse in der Vorschubrichtung.
Bei dieser Ausführungsform sind die Wellen 182 lotrecht gerichtet, damit die Gewichte 180 in einer waagrechten Ebene umlaufen können und einer gleichförmigen Schleuderwirkung ausgesetzt sind. Die Wellen 182 mit den Gewichten 180 sind in einem Gehäuse 181 auf Rahmen 172 gelagert und werden von einem Motor 183 angetrieben.
Beispiel 1
Als Beispiel werden nachstehend die Aufbaueinzelheiten des in Fig. 7 dargestellten Schwingförderers angegeben.
Die erste Gruppe von Federn 174 wurde unter einem Winkel von 27 Grad zur Lotrechten aufgestellt. Verwendet wurde eine Gesamtzahl von zwanzig Federn, die aus einer Aluminiumlegierung hergestellt waren. Das gesamte K dieser Federn betrug 672 kg/cm.
Für die zweite Gruppe von Federn 178 wurden sechs Federn verwendet. Diese Federn wurden aus einem 18 mm starken Stahlrohr hergestellt und hatten eine Länge von 135 cm. Die Federn waren an dem einen Ende starr befestigt und an dem andern Ende mit dem betreffenden Teil halbstarr verbunden. Das gesamte K dieser Federn betrug nicht mehr als 100 kg/cm.
Die Masse des Zwischengestelles 172 betrug annähernd 218 kg, und das oberhalb des Gestelles angeordnete Förderorgan hatte die Form eines Rohres, dessen Gewicht annähernd 80 kg betrug.
Für die Erzeugung der Kraftimpulse zur In Schwingungs-Setzung des Förderrohres wurden zwei Gruppen von Oszillatoren verwendet, von denen jeder zwei in Gegenrichtung umlaufende Gewichte von 75 kg hatte, deren Schwerpunkte 54 mm von ihren Drehachsen in Abstand lagen. Die Gewichte wurden mit einer Frequenz von etwa 770 Umdrehungen je Minute in Umlauf gesetzt. Bei dieser besonderen Ausführungsform waren die Wellen der Gewichte mit ihren Achsen nicht vertikal, wie in Fig. 7 dargestellt, sondern waagrecht angeordnet, und die beiden Schwingungserzeuger waren in Längsrichtung des Zwischengestelles in einen kleinen Abstand gesetzt und wurden über einen Riemenantrieb von einem einzigen Motor aus angetrieben.
Die Fördervorrichtung wurde mit gutem Erfolg zum Fördern von Haferflocken verwendet.
Beispiel 2
Bei einer andern Ausführungsform gemäss Fig. 7 wurden die Federn 174 in einem Winkel von 27 Grad zur Lotrechten aufgestellt. Insgesamt wurden acht Federn verwendet, die aus einer im Handel als 24-St-Aluminium bekannten Aluminiumlegierung hergestellt waren und eine Länge von 50 cm und eine Breite von etwa 5 cm sowie eine grösste Dicke von 15 mm hatten. Die gesamte K der Federn betrug 208 kg/cm.
Für die Gruppe von Federn 178 wurden sechs Federn verwendet. Diese Federn wurden hergestellt aus 30 mm starkem Stahlrohr und hatten eine durchschnittliche Länge von 100 cm. Sie waren mit dem einen Ende an einem an der Decke befestigten Federlager verbunden. Die gesamte K dieser Federn betrug annähernd 54 kg/cm.
Die Masse des Zwischengestelles 172 betrug ungefähr 66 kg, und das Förderorgan hatte die Form eines Rohres mit einem Gewicht von etwa 43 kg.
Die Einrichtung zur Erzeugung der Kraftimpulse bestand aus zwei in entgegengesetzten Richtungen umlaufenden Exzentergewichten von je 5,4 kg mit einem Umlaufradius von 5 cm. Diese Gewichte wurden auf vertikal montierten Wellen mit einer Frequenz von ungefähr 670 Umdrehungen pro Minute in Umlauf gesetzt.
Diese Fördervorrichtung wurde mit gutem Erfolg zum Fördern von Puffmais verwendet.
Aus der vorstehenden Beschreibung ergibt sich, dass die verschiedenen Ausführungsformen die wirksame Schwingförderung von Stoffen bei Verminderung der Kräfte bewirken, die auf das Fundament oder andere zum Tragen der Fördervorrichtung dienende Bauteile übertragen werden. Die Verwendung eines aus zwei Massen und aus zwei Federgruppen bestehenden Systems, in dem die Förderrinne mittels vertikaler Federn von einem Zwischengestell getragen wird und in dem die Wechselkräfte nur auf das Zwischengestell mit einer Frequenz übertragen werden, die annähernd der Eigenfrequenz des aus der Förderrinne und der ihr zugehörenden Federn bestehenden Systems entspricht, bildet die Grundanordnung für die theoretische Ausschaltung der Bewegung des Zwischengestelles und infolgedessen der Verminderung der auf das Fundament bzw. den tragenden Bauteil übertragenen Kräfte.
Im Betrieb wurde jedoch gefunden, dass für ein derartiges System für die das Zwischengestell tragenden Federn solche Federn verwendet werden müssen, die bei der erwähnten Richtung und Lage in ihrer Längsrichtung nicht dehnbar sind. Auf diese Weise wurde es zum erstenmal möglich gemacht, eine wirksame Förderung bei einem solchen System zu erhalten, da jede Übertragung der Schwingung des Zwischengestelles, die diesem auf Grund der in diesem System auftretenden Drehmomentübertragungen oder Kräftepaare erteilt wird, auf die das Zwischengestell tragenden Bauteile ausgeschaltet werden kann.
Die Ausschaltung unerwünschter Kraftkomponenten in parallel zu den die Förderrinne tragenden schrägliegenden Federn verlaufenden Richtungen durch Verwendung von krafterzeugenden Einrichtungen, die die Wechselkräfte lediglich in einer Längsrichtung innerhalb des bestimmten Bereiches zwischen senkrecht zu der obern Gruppe der Federn stehenden Linien und parallel zu dem Zwischengestell gerichteten Linien begrenzen, ermöglicht es, die Übertragung von Kräften auf den tragenden Bauteil oder auf das Fundament noch weiter zu vermindern und gleichzeitig eine hohe Förderleistung beizubehalten.
Vibratory conveyor
The invention relates to a vibratory conveyor in which the transmission of undesired forces to stationary supports or building parts can be effectively reduced.
Vibratory conveyors are known in which a conveyor trough or a conveying part is connected to a part of the building or another stationary support by means of inclined springs. Vibratory and alternating forces of various types have been brought into action on the conveyor chute in order to move this conveyor chute back and forth along an inclined arcuate path which runs approximately perpendicular to the springs and in this way to push the material in the conveyor chute.
In some cases, the desired forces were brought into effect using a rotating unbalance disk arranged on the conveyor chute, while in other cases the forces were brought into effect by means of a power source that was mounted on the fixed bearing or the part of the building and with the conveyor chute either via a rigid crank or an eccentric or via a magnetic power transmission device.
In these known designs, equal and oppositely directed forces were transmitted to the stationary support or the building part by the action of the force impulses on the conveyor trough. In many conveyor systems, these forces were so great that damage to the bearing supports or parts of the building was to be expected if the supports were not significantly reinforced and the mass of the supports was significantly increased. As a result, the conventional vibratory conveyor was either too expensive or too impractical, or other means of conveying the goods or materials had to be found.
Various attempts have already been made to prevent the transmission of such vibrations to the support. For example, in some known conveyor devices, a counterweight has been used which is attached to the conveyor chute in such a way that the counterweight mass compensates for the vibrations of the conveyor chute. However, this increases the mass of the non-working dead weight, which is at the expense of the consumer. Economical work is only possible if the mass of the dead material built into the structure is very small.
In other embodiments, self-contained Kraftzeugnngsvorrichtungen such. B. rotating eccentric weights, built directly on the vibrating channel. Here, the vibrations of the conveyor trough cause uneven and very strong wear on the shafts and bearings of the eccentric weight devices.
In another attempt to avoid the transmission of unwanted vibratory forces or vibratory movements, an additional spring support has been installed between an intermediate frame that carries the inclined springs of the conveyor element and the foundation or the part of the building on which these springs would otherwise be attached. These intermediate buffer springs, which are also known as soft springs, result in a floating bearing without particular strength. In other cases the mass of the base has been made very large in order to keep the oscillating forces and oscillating movements small.
In an arrangement in which coil springs are used to suspend the intermediate frame, it has also been proposed that the necessary conveying forces be brought into effect by means of a single rotating imbalance weight that is not on the conveyor trough, but on the intermediate frame. The theory of this proposal is based on the fact that the movement of the intermediate frame can be reduced to zero at certain frequencies. As explained in detail later, however, it has been found that the use of a rotating weight attached to the intermediate frame in conjunction with helical springs to suspend this intermediate frame not only fails when holding the intermediate frame, but also transfers a vertical movement and a swinging movement to the intermediate frame.
This oscillating movement produces undesired movements of the conveyor trough which are not the same size at all points along the length of the conveyor trough and which significantly disrupt or even prevent the desired forward displacement of the material in the conveyor trough
The vibratory conveyor according to this invention has a conveying element which extends in a predetermined conveying direction, and an intermediate frame which is arranged at a vertical distance from the conveying element, and is characterized by a first set of resiliently movable support members which are arranged obliquely to the conveying direction of the conveying element and one end of which is connected to the conveyor element and the other is connected to the intermediate frame,
these organs represent the only connection between the conveyor element and the intermediate frame and allow displacement movements of the conveyor element relative to the frame along an inclined path perpendicular to the longitudinal direction of the organs, as well as a second set of support members extending from the intermediate frame to a support element and the only connection between represent the intermediate frame and the support element, further characterized by means to cyclically supply a force with a frequency at least approximately equal to the natural frequency of the arrangement consisting of the conveyor element and the first set of support elements to the intermediate frame, so that the supplied force with larger components in the forward direction acts along the path and vice versa.
Exemplary embodiments of the subject matter of the invention are illustrated in the accompanying drawing, in which the same parts are each designated by the same reference numerals. Show it:
1 is a perspective view of an embodiment of the vibratory conveyor;
FIG. 2 shows a schematic representation of the device shown in FIG. 1 in side view;
3 shows a view corresponding to FIG. 2 of a further preferred embodiment;
4 shows a similar schematic representation of another embodiment;
5 shows a schematic representation of a further embodiment in which the transmission of the undesired torques to the foundation is reduced;
6 shows another embodiment in which the conveyor trough and the intermediate frame are carried by a ceiling support;
7 shows a modified embodiment with a ceiling support for the intermediate frame and a preferred installation of the device for generating the oscillating force.
8 and 9 are schematic representations of previously known designs which have been included here in order to facilitate understanding of the exemplary embodiments of the invention, and
FIG. 10 is a section on line 10-10 of FIG.
The embodiment shown in FIGS. 1 and 2 includes a conveyor trough 10 which conveys a material from the inlet end 12 to the outlet end 14. The conveyor trough 10 is generally mounted horizontally, but depending on the type of material to be conveyed or the requirements and peculiarities of the system, it may be inclined slightly upwards or downwards towards the outlet.
To simplify the illustration, a single elongated conveyor trough is shown, although the principles to be described are also applicable to a combination of conveyor troughs that are used for the formation of other trajectories of the conveyed goods, e.g. B. a round movement path or a helical movement path are arranged.
An intermediate frame 16 arranged parallel to the conveyor trough 10 is set up at a perpendicular distance from the conveyor trough. In the embodiment shown here, the intermediate frame 16 is below the conveyor trough; but it can also, as will be described later, be arranged above the conveyor trough.
The intermediate frame 16 has longitudinal side frame parts 18 and 20, a front cross member 22 and a rear cross member 24. The frame parts and cross members are connected to one another to form a rigid frame.
The conveyor trough 10 and the intermediate frame 16 are connected by two springs 26 and 28 which are in the form of flat or leaf springs. The upper ends of the springs are fastened to plate-like extensions 32 of the supports 34 for the conveyor chute 10. These carriers 34 are clamped to the conveyor chute 10 at 36 and serve to connect the springs 26, 28 to the conveyor chute 10 and as supports for the conveyor chute.
The lower ends of the springs 26 and 28 are connected to the intermediate frame 16 at the clamping points 38 and 40, respectively. In the illustration, although both ends of the springs are rigidly attached, only one end of each spring needs to be attached immovably, while the other end can be attached in an articulated manner. In this case, however, four times the number of springs is necessary for the same suspension if the spring length remains the same. This first group of springs thus forms the only support connection between the conveyor trough and the intermediate frame.
Since the springs 26 and 28 are inclined to the conveying direction and since the springs are resiliently movable in this direction transversely to their length, the spring connection enables a relative movement of the conveying device 10 with respect to the frame approximately perpendicular to the planes through the flat springs 26, 28 The actual path of relative movement is an arc. However, since the displacements or vibrations along this path are very small, the path can be viewed almost as a straight line. The actual trajectory is indicated by arrow 42 in FIG. 2.
The intermediate frame 16 is carried by a second group of springs, of which the two springs 44 and 46 are shown in FIG. The lower ends of these springs 44 and 46 are at the clamping points 48 and 50 on a support, for. B. the rigid plate 2, clamped. The plate 52 in turn can be connected to a larger floor plate 54, which forms the floor of the building, or can also be connected to a separate mobile support plate that can be moved locally together with the conveyor device.
The upper ends of the springs 44 and 46 are firmly clamped to the intermediate frame 16 so that the second group of springs forms the only support connection for this intermediate frame and consequently for the conveyor trough 10 carried by this intermediate frame with the support. Here, too, a rigid connection can be used at one end of each spring and an articulated connection can be used at the other end of each spring.
It is important that the springs of the second group in the vertical support direction, that is, in the direction of the longitudinal axes of the springs, are not expandable and cannot be compressed. In this regard, the spring connection between the intermediate frame 16 and the immovable be fixed support 52, 54 differs significantly from each of the previously proposed known suspension.
The spring constant k2 for the lower springs should be small in order to reduce the horizontal forces and to shift the first critical frequency of the system to the lower end of the frequency range. This reduces the occurrence of undesirable vibrations when the machine is switched off and the frequency of, for example, the rotating weights that are provided for generating the vibratory movement of the conveyor trough decreases.
In the case of large damping originating from the material or in the case of other damping, a smaller suspension k2 reduces the transmission force to the foundation. At the same time, however, this suspension along with the lower springs must be so hard that it supports the system as a whole. Within these general teachings, the spring constant k2 must be less than the spring constant kf for the first group of springs and preferably must be less than a quarter of the spring constant kf, while in general the masses m1 and m2 are of the same size.
Here, m1 is the mass of the conveyor trough 10 plus approximately one third of the mass of the upper springs 26 and 28, and m2 is the mass of the intermediate frame 16 plus one third of the mass of the springs 26, 28, 44 and 46.
In order to obtain the desired relative movement of the conveyor chute 10 along the path shown by the arrows 42, force impulses are brought into action on the intermediate frame 16 by a force transmission device 56. This force transmission device represents an independent structure, so that the necessary and desired forces only act on the intermediate frame 16 without the oppositely directed counterforces being transmitted via the device 56 to other parts of the structure or to the foundation supporting the structure. In the embodiment according to FIG. 1, the device for transmitting cyclic forces to the intermediate frame 16 consists of an approximately horizontally mounted shaft 58 which is directed transversely to the conveying direction of the conveyor chute 10.
The shaft 58 is mounted in the side frame parts 18 and 20 of the intermediate frame 16. An eccentric or balancing weight 60 is carried by the shaft 58, which is set in circulation by means of an elastic coupling 62, which is driven by the drive shaft 64 of a gear 66. The transmission 66 can be provided with a device (not shown) for changing the speed of the drive shaft 64 in order to better adapt the device to practical requirements. The shaft 64 is connected to a drive motor 68 via the transmission. Either the engine speed can be changed or, as mentioned, the transmission connection existing between the engine and the drive shaft 64 can be adjusted in a corresponding manner.
The frequency of the force impulses only applied to the intermediate frame 16, which depends on the speed of the shaft 58, is set approximately to the range of the natural frequency of the system consisting of the conveyor chute 10 and the first group of springs 26, 28. This natural frequency is derived from the formula
EMI3.1
calculated, in which k1 represents the spring constant of the upper springs and m1 represents the mass given above.
When working with this frequency, neglecting the damping and some other factors, it is theoretically possible to reduce the horizontal oscillating movement of the intermediate frame 16 to zero. In other words: the horizontal force components that are exerted by the eccentric weight 60 on the intermediate frame (or more precisely, those components that are perpendicular to the planes of the upper springs 26, 28 and parallel to the path of the relative movement 42) are in each Moment balanced or neutralized by forces of the same size and in opposite directions, which result from the inertial forces of the conveyor trough 10 and a third of the mass of the springs 26, 28 as a result of the movement of the conveyor trough and the springs 26, 28.
As a result, the driving forces brought into effect on the intermediate frame 16 result in the desired oscillating movements of the conveyor chute 10 without a substantial horizontal movement of the intermediate frame 16 taking place. When this intermediate frame 16 is at a standstill, no horizontal force impulses directed in the longitudinal direction of the conveyor trough are transmitted to the foundation via the lower group of springs 44 and 46, since these springs are not bent.
In operation, in a system of the type shown in FIGS. 1 and 2, not only primary forces, as exerted by the rotating unbalance weight 60, but also secondary forces, which act as friction or damping.
In any case, these additional forces generate an oscillation or a back and forth movement of the intermediate frame 16 and may require the rotating imbalance weight 60 to work at a frequency which deviates somewhat from the so-called natural frequency or natural frequency of the upper section of the oscillation system. The direction and the magnitude of this change in the force frequency can in any case either be calculated by the theoretical analysis given below or determined in operation by a simple experiment.
It has already been stated that the value
EMI4.1
is the undamped natural frequency of the system m1 kt. If there is no damping at all, then the oscillation amplitude of the intermediate frame would be equal to zero if the imposed frequency of the force impulses is made equal to this undamped natural frequency.
In practice, however, such an ideal case never occurs, since there is always a damping of a larger or smaller value. As a result of this damping, which results from the weight of the material in the conveyor chute, the air resistance or other factors, the vibration of the intermediate frame can never be reduced to zero.
If, however, this damping is relatively small compared to the critical damping of the system (i.e. if the so-called damping constant C is not greater than 0.25 Cc, where Cc is the critical damping or equal to 2 l / kt m and in a certain size depends on the ratios m, to nil and kt to k2) there will be a special value or a range of values of the force frequency in the immediate vicinity of the undamped natural frequency at which the vibrations of the intermediate frame have a certain minimum size. It was observed that this particular value of the force frequency generally deviates from the undamped natural frequency and is somewhat lower than the undamped natural frequency.
If, on the other hand, the damping is comparatively large compared to the critical damping, then the situation is different, since there is no such precisely determined minimum value of the force frequency. In this case, it can even become difficult to obtain a good conveying effect from the conveying chute 10. The attenuation in question here is the total attenuation of the system. This can contain all damping factors and also the mass effect of the goods to be conveyed.
If large damping values have to be overcome, careful selection of the parameters of the vibration system can improve the functioning of the device and reduce the vibrations of the intermediate frame, the horizontal forces transmitted to the foundation and the wear and tear of the device transmitting the forces. The disadvantageous effect of the damping can therefore be reduced by the fact that the product k times ml coincides with other points of view when choosing the structure, such as
1. Influence of the increasing product ki m, on total weight and size,
2. Effect on the spring tension and so on, selected to be as large as possible and in this way the critical damping is kept high compared to the actual damping.
During operation, the vibratory bowl feeder is first set to work without load at an undamped natural frequency. The artificial frequency or power frequency is then set in the vicinity of this natural frequency with the conveyor bearing the normal load. The final working frequency is then chosen so that the intermediate frame executes the smallest movement and a good conveying effect of the conveyor trough is obtained.
In any case, it is important that the springs 44, 46 of the lower group in their vertical position have a longitudinal vertical strength so that they prevent any vertical relative movement of the intermediate frame 16 with respect to the support 52, 54 and any oscillating movement of the intermediate frame in resist the perpendicular direction created by the couple of forces created between the cyclical force of the imbalance weight 60 and the inertial counterforce of the conveyor.
This pair of forces is shown in FIG. 2, the forces occurring at a distance x from one another. The force couple is discussed below in connection with FIG. In order to withstand the movements mentioned, the springs 44 and 46 are essentially inextensible and not compressible along their longitudinal axis and are also set up so that they extend from this in the vertical direction when rigidly connected to the inter mediate frame 16.
Another requirement of the suspension spring system 44, 46 is that this system ensures the required freedom of movement of the intermediate frame in the direction parallel to the oscillation path 42 of the springs 26 and 28. For the transmission of the lowest possible vibration to the frame, the upper and lower springs should be as parallel as possible, as shown in FIG. However, as will be explained below with reference to the other embodiments, for example in FIG. 1, where the lower springs 44, 46 are not parallel to the upper springs 26, 28, this is not absolutely necessary.
If an angle existing between the directions of the springs of the two spring groups is different from zero to 180 degrees (that is, the parallel position), the intermediate frame 16 always remains stationary for a shorter time when the upper springs oscillate while the conveyor is working and thereby transfers to the foundation stronger parts of the forces perpendicular to the upper springs.
The arrangement described above compensates for the forces directed perpendicular to the direction of the upper springs 26, 28 and reduces these forces because both the conveyor trough 10 and the intermediate frame 16 have relative freedom of movement in the same direction, i.e. parallel to the track 42.
It is therefore important that the lower spring group 44 and 46 extend from the intermediate frame 16 in one direction, with a main component parallel to the direction of the upper spring group 26 and 28.
This is to be understood as meaning that the longitudinal direction of the springs 44 and 46 does not deviate by more than 45 degrees from a direction which runs parallel to the upper inclined springs 26 and 28.
Another way to determine this limitation of the position of the lower springs 44 and 46 results from the consideration that the position of the lower springs parallel to the upper springs in reality results in the ideal freedom of movement of the intermediate frame, while the position of these lower springs in a exact vertical position offers advantages in the vertical support of the intermediate frame and the conveyor trough carried by it. The preferred location area for the lower springs is therefore the area that is limited on the one hand by the vertical planes that are perpendicular to the feed direction of the conveyor trough 10 and on the other hand by inclined planes that run parallel to the inclined springs 26 and 28 of the upper group.
It was stated in the introduction that it has already been proposed to operate a vibratory conveyor in such a way that the transmission of forces to a bearing structure is eliminated or reduced. These earlier proposals are based on either practical or theoretical analysis of systems with only one assumed degree of freedom. In these systems, as shown for example in FIG. 8, it is theoretically possible to use the system of the dynamic vibration damper in such a way that the vibration damper becomes a work-performing part and that the component whose vibrations are absorbed is the intermediate frame that carries the part performing the work.
In FIG. 8, the vertically movable screen 70 is supported on an intermediate frame 74 by springs 72 which are flexible in the horizontal direction and in the vertical direction. This intermediate frame 74 is in turn supported by springs 76 which are flexible in the vertical direction and which are supported on the foundation 78. A shaft 80 rotatably mounted on the intermediate frame 74 carries an imbalance weight 82 and rotates in the direction shown by the arrow in FIG. 8 in order to generate the desired cyclical forces.
It has already been indicated that such a system can be used to cause vertical up and down movements of the screen 70 without any substantial movement of the intermediate frame 74, so that theoretically the intermediate frame 74 does not have any force impacts on the foundation via the springs 76 transmits. In fact, as will be explained later, the horizontal forces of the unbalance weight should not be neglected.
Proceeding from this theoretical consideration, it has already been proposed to use a two-dimensional system with two groups of springs of this type for conveying. This system is shown in FIG. Here, an upper conveyor trough 84 is supported on an intermediate frame 86 not by means of helical springs, but by means of springs 88 which are inclined to the vertical. The intermediate frame 86 is supported by helical springs 90, which allow floating mounting on the foundation 100. A shaft 92 is rotatably mounted on the intermediate frame 86 and carries an unbalance weight 94 and is rotated at a frequency which is equal to the natural frequency of the conveyor chute 84 on its springs 88. This is intended to achieve the desired promotional effect.
When testing these known proposals, however, it turned out that the intermediate frame 86 not only does not remain still or stationary, as is evident from the theoretical analysis presented in connection with FIG. 8, but that the movements of the intermediate frame 86 even do so are directed that any conveying effect in the conveyor trough is prevented.
This deficiency of the known proposals can be avoided by using the special combinations of spring groups provided in the illustrated and described embodiments of the invention and especially by using springs in the above-mentioned layer arrangement, which are non-expandable and non-compressible in their longitudinal direction and are used to support the intermediate frame .
It is safe to assume that the main difficulties which have prevented the manufacture and use of properly functioning conveying devices according to the guidelines shown in FIG. 9 are to be seen in the failure to recognize that the transition from those shown in FIG. springs that are perpendicular to the inclined springs shown in FIG. 9 generate forces and counterforces which cause torques, and that it was not recognized that all these forces must be absorbed by a single rotating imbalance weight.
As long as the parts 70 and 74 in Fig. 8 are displaceable in the vertical direction and the upper and lower springs 72 and 76 are aligned in the vertical direction, as shown in Fig. 8, these effects do not adversely affect the vertical movement of the part 70, so that they do not interfere with a sieving effect or a compaction effect or any other effect which depends on the perpendicular movement alone.
However, the incorporation of the inclined springs 88 in the manner shown in FIG. 9 results in a system which is not equivalent to that shown in FIG. 8 and which cannot be calculated using the same simplified theoretical approximation method. If, as shown in FIG. 9, the relative movement of the intermediate frame 86 with respect to the conveyor trough 84 and the foundation 100 in a direction perpendicular to the springs 88 is to be essentially neutralized, that occurring due to the unbalance weight 94 and indicated by the arrow P must be neutralized Force at any point in time by an equally large, oppositely directed force P ', which represents the inertial counterforce of the conveyor.
Even if these forces are equally large and directed in opposite directions, they are not in alignment with one another, since they occur at opposite ends of the upper spring system and approximately at right angles to it. A rotating or torque effect is thus generated which has a size P. 1, in which 1 is the vertical distance between the oppositely directed forces P and P '(FIG. 9). In the position shown in FIG. 9, a torque is generated which tends to rotate the two-mass system, which is composed of the conveyor 84, the intermediate frame 86 and the springs 88. This torque consequently presses one end of the intermediate frame 86 downwards in the direction of the arrow 96 and lifts the opposite end in the direction of the arrow 98.
When the weight is rotated by 1800, the direction of this pair of forces and also the tendency of the intermediate frame 86 to oscillate are reversed. This swinging of the intermediate frame 86 can optionally prevent the conveying of the goods carried by the channel 84. Circulating eccentric weights 110 and 112 are generated which are carried by the shafts 114 and 116, respectively. These waves revolve in opposite directions from the position shown in FIG. 3, so that all centrifugal forces generated by the two rotating weights of the same size are canceled at any point in time, with the exception of those forces that run along a plane perpendicular to the common plane of the two parallel Waves 114 and 116 extending line are directed. These forces are represented by arrows 118.
In FIG. 3, the parts are set up in such a way that the common plane of the shafts 114 and 116 runs parallel to the planes of the upper springs 104 and that the force impulses have an alternating movement along a line running perpendicular to these planes. In this way, these forces can be neutralized by the oppositely directed forces which originate from the inertial counterpressure force of the conveyor trough 100 on the upper end of the springs 104.
In this case the only forces which are transmitted to the foundation 108 via the springs 106 are the vertical force components of the alternating torques, which derive from the force couple formed on the one hand by the force-transmitting part and on the other hand by the inertial pressure force of the conveyor trough 100, namely together with those vertical secondary acceleration forces as they occur from the material damping due to the load carried by the conveyor trough 100.
Although it is theoretically best, with regard to balancing undesired forces and movements, to bring the alternating forces into action along a line which is directed perpendicular to the first group of springs, it has been found that there are practical reasons which exist in many cases justify a different order. The inclination of the line along which the alternating forces act and which is directed perpendicular to the upper inclined springs to the conveyor chute axis, for example, results in an arrangement in which these forces have a vertical component which is perpendicular or perpendicular to the intermediate frame.
If this intermediate frame is not rigid enough or if it is relatively long compared to its perpendicular height, these perpendicular components can bend the intermediate frame up and down and cause undesirable forces and movements.
Most of the time, the alternating forces are applied on a line that runs parallel to the longitudinal direction of the intermediate frame. The alternating forces thus act in a longitudinal direction within the area which is delimited by lines perpendicular to the first group of springs and by lines running parallel to the intermediate frame. In order to avoid uneven spinning effects on the eccentric weights rotating in opposite directions, the axes of the spinning weights are sometimes set vertically so that the weights rotate in horizontal planes and generate even spinning effects, so that alternating forces occur that run in the longitudinal direction of the conveyor track and the intermediate frame. : Such an arrangement is shown in FIG. 7 described later.
Fig. 4 shows schematically an embodiment in which the springs of the lower or second group are directed parallel to the springs of the upper group. Here the conveyor table 120 is supported on the intermediate frame 122 by upper springs 124 which are similar to the springs 26 and 28 (FIG. 1). The intermediate frame 122 is supported on the support 126 by springs 128 inclined below. The support 126 is attached to the building foundation 130. The desired force pulses are generated by an eccentric weight 132 which is attached to a transverse shaft 134 rotatably mounted in the intermediate frame 122.
Since in the present case the lower springs 128 are parallel to the upper springs 124, the intermediate frame 122 has a freedom of movement running in the same direction as the upper conveyor table 120. In this way, all force components and counter-pressure forces that are perpendicular to the two groups of springs are theoretically neutralized with the restrictions already mentioned with regard to the friction factors, the material damping factor and other factors. In this embodiment, the reduced transmission of the torque forces, the cause of which is the pair of forces generated by the rotating imbalance weight 132 and the inertial counterpressure force of the conveyor table 120, also takes place via the lower springs 128 to the support 126 fastened in the foundation 130.
The magnitude of these forces is reduced in this case by the fact that the lower springs 128 are spaced further apart than the upper springs 124 and that they are further spaced than the length of the upper springs 124, that is to say are further spaced apart , than is the length of the lever arm of the mentioned force couple. The further distance between the lower springs 128 increases the lever arm via which the couple of forces is transmitted to the foundation, and in this way reduces the forces actually transmitted at the ends of this longer arm.
Another exemplary embodiment with a reduction in the torque forces transmitted to the foundation is shown in FIG. In this embodiment, the conveyor trough 136 is supported on the intermediate frame 138 by a first group of springs 140 in a position inclined relative to the vertical. The intermediate frame 138 is supported on a lower support 142 by means of approximately perpendicular springs 144. The springs 144 are at a greater distance than the springs 140 of the upper group, so that the effect described in connection with FIG. 4 occurs as a result.
In the device shown in FIG. 5, the support 142 also extends a substantial distance beyond the structure in the longitudinal direction and has rigid feet 146 which stand on the floor or the foundation of the building. A relatively large distance between these feet 146 further ensures a reduction in the torque forces transmitted to the foundation via the feet 146, since these forces are inversely proportional to the distance between the feet 146.
It is also possible to reverse the vertical relative positions of the conveyor table and the intermediate frame, as shown in FIG. In this embodiment even uninterrupted springs are used, which extend from the conveyor trough through the intermediate frame to the component carrying the mentioned parts, so that the previously mentioned two groups of springs are formed by the two parts with the opposite ends of the same springs. In FIG. 6, the conveyor trough is shown with 150, the intermediate frame with 152 and the supporting component with 154. The intermediate frame 152 lies above the conveyor chute 150, and the load-bearing component 154 lies above the intermediate frame 152.
The springs 156 are connected at their lower ends to the conveyor trough 150 and at their upper ends to the component 154, for. B. a building ceiling attached. At a selectable along the springs 156 intermediate point of these springs, for. B. at 158, the intermediate frame 152 is clamped to the springs 156. The desired force impulses are transmitted to the intermediate frame 152 by the counter-rotating weights 160 and 162 carried by the parallel shafts 164 and 166, respectively. These waves are set up in such a way that the force impulses that occur on the intermediate frame (arrows 168) run along a line that is perpendicular to the inclined springs 156.
The lower parts of these springs 156 between the intermediate frame 152 and the conveyor trough 150 correspond to the first group of springs 26, 28 in FIG. 1 and form the only support connection between the conveyor trough 150 and the intermediate frame 152 clamped to the springs. At the same time, the upper parts correspond of the springs 156 between the intermediate frame and the component 154 of the second group of springs 44, 46 and form the only support connection between the intermediate frame 152 and the component 154.
7 and 10 show a preferred embodiment in which the intermediate frame is also suspended and the vertical relative position and arrangement of the conveyor trough and the frame correspond to those in FIG. In this embodiment, the conveyor trough 170 is above the intermediate frame 172 and is connected to the intermediate frame by springs 174 which are inclined relative to the vertical. The intermediate frame 172 is resiliently supported by a ceiling support 176 by means of a second group of springs 178.
In this embodiment, the springs 178 are essentially perpendicular and at least one end is rigidly attached to the relevant device part. The use of the springs 178 gives the intermediate frame the desired freedom of movement in an approximately horizontal direction, while at the same time these springs prevent a vertical oscillating movement of the intermediate frame as an effect of the torques generated by the aforementioned force couple.
Two eccentric weights 180 rotating in opposite directions are carried by shafts 182 lying parallel to springs 178. The weights 180 revolve in a plane which is directed perpendicular to the shafts 182 and generate the desired force pulses in the feed direction.
In this embodiment, the shafts 182 are directed perpendicularly so that the weights 180 can rotate in a horizontal plane and are subjected to a uniform centrifugal effect. The shafts 182 with the weights 180 are mounted in a housing 181 on frame 172 and are driven by a motor 183.
example 1
As an example, the construction details of the vibratory conveyor shown in FIG. 7 are given below.
The first set of springs 174 was placed at an angle of 27 degrees from the perpendicular. A total of twenty springs made from an aluminum alloy were used. The total K of these springs was 672 kg / cm.
Six springs were used for the second group of springs 178. These springs were made from 18 mm steel tubing and were 135 cm long. The springs were rigidly attached at one end and semi-rigidly connected to the part in question at the other end. The total K of these springs was not more than 100 kg / cm.
The mass of the intermediate frame 172 was approximately 218 kg, and the conveyor element arranged above the frame was in the form of a tube, the weight of which was approximately 80 kg.
Two groups of oscillators were used to generate the force impulses to set the conveyor pipe vibrating, each of which had two weights of 75 kg rotating in the opposite direction, the centers of gravity 54 mm from their axes of rotation. The weights were rotated at a frequency of about 770 revolutions per minute. In this particular embodiment, the shafts of the weights with their axes were not vertical, as shown in Fig. 7, but arranged horizontally, and the two vibration generators were set in the longitudinal direction of the intermediate frame at a small distance and were via a belt drive from a single motor driven.
The conveyor has been used with good success to convey oatmeal.
Example 2
In another embodiment according to FIG. 7, the springs 174 were set up at an angle of 27 degrees to the perpendicular. A total of eight springs were used which were made of an aluminum alloy known commercially as 24-piece aluminum and had a length of 50 cm and a width of about 5 cm and a maximum thickness of 15 mm. The total K of the springs was 208 kg / cm.
Six springs were used for the group of springs 178. These springs were made from 30 mm thick steel tubing and had an average length of 100 cm. At one end they were connected to a spring bearing attached to the ceiling. The total K of these springs was approximately 54 kg / cm.
The mass of the intermediate frame 172 was approximately 66 kg, and the conveyor member was in the form of a tube with a weight of approximately 43 kg.
The device for generating the force impulses consisted of two eccentric weights of 5.4 kg each rotating in opposite directions with a radius of 5 cm. These weights were rotated on vertically mounted shafts at a frequency of approximately 670 revolutions per minute.
This conveyor has been used with good success to convey popcorn.
It can be seen from the above description that the various embodiments effect the effective vibratory conveyance of substances while reducing the forces that are transmitted to the foundation or other components used to support the conveying device. The use of a system consisting of two masses and two groups of springs in which the conveyor trough is supported by an intermediate frame by means of vertical springs and in which the alternating forces are only transmitted to the intermediate frame at a frequency that is approximately the natural frequency of the conveyor trough and the corresponding to their associated springs existing system, forms the basic arrangement for the theoretical elimination of the movement of the intermediate frame and consequently the reduction of the forces transmitted to the foundation or the load-bearing component.
In operation, however, it has been found that for such a system for the springs carrying the intermediate frame, springs must be used which are not stretchable in their longitudinal direction in the direction and position mentioned. In this way it was made possible for the first time to obtain an effective promotion in such a system, since any transmission of the vibration of the intermediate frame, which is given to it due to the torque transmissions or force pairs occurring in this system, to the components supporting the intermediate frame is eliminated can be.
The elimination of undesirable force components in directions parallel to the inclined springs carrying the conveyor trough by using force-generating devices which limit the alternating forces only in one longitudinal direction within the specific area between lines perpendicular to the upper group of springs and lines directed parallel to the intermediate frame , makes it possible to reduce the transfer of forces to the load-bearing component or to the foundation even further and at the same time maintain a high delivery rate.