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Die Erfindung bezieht sich auf eine Vibrations-Arbeitsvorrichtung
mit einer Arbeitsmasse, die durch elastische Elemente mit einer als Erreger wirkenden
Gegenmasse zu einem Resonanz-Vibrationssystem gekoppelt ist.
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Bei Vibrations-Arbeitsvorrichtungen werden vielfach Gummifedern benutzt,
und zwar sowohl als Isolierfedern, welche die Übertragung von Vibrationskräften
auf benachbarte Anlagenteile verringern, als auch als Kopplungsfedern zur Verbindung
der Arbeitsmasse mit der als Erreger wirkenden Gegenmasse. Bei Benutzung als Kopplungsfedern
wird der Gummi üblicherweise auf Scherung beansprucht, um bei verhältnismäßig gleichbleibender
Federkonstante einen langen Hub und damit eine große Vibrationsamplitude zu ergeben.
Der Gummi kann jedoch auch auf Druck beansprucht werden, was jedoch eine wesentlich
kleinere Energiespeicherung je Volumeneinheit der Feder und eine wesentlich vergrößerte
Federkonstante zur Folge hat.
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Der Erfindung liegt nun die Aufgabe zugrunde, eine Vibrations-Arbeitsvorrichtung
der eingangs genannten Art so auszubilden, daß eine wesentliche Vergrößerung der
Federkonstante der elastischen Kopplungselemente und damit eine Vergrößerung der
Vibrations-Energiemenge je Volumeneinheit ohne eine merkliche Vergrößerung der inneren
Dämpfungsverluste in den elastischen Elementen erreicht wird.
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Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß dadurch gelöst, daß die Arbeitsmasse
einen Federlagersitz aufweist, der Teil einer annähernd zylindrischen Fläche ist,
deren Achse senkrecht und deren Sehne etwa parallel zur Vibrationsrichtung der Arbeitsmasse
liegt, daß ferner die Gegenmasse mit einem Federlager versehen ist, der Teil einer
annähernd zylindrischen Fläche ist, die dem Federlagersitz der Arbeitsmasse gegenüber
und konzentrisch zu diesen angeordnet ist und daß die elastischen Elemente durch
einen zwischen den beiden Federlagersitzen unter Vorspannung eingebauten Block aus
elastischem Material gebildet werden, von dem bei der Vibrations-Relativbewegung
zwischen Arbeitsmasse und Gegenmasse ein Teil des elastischen Materials auf Scherung
und andere Teile auf Scherung und Druck beansprucht werden.
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Die erfindungsgemäße Vorrichtung nützt somit einerseits den Vorteil
der im wesentlichen über den ganzen elastischen Block gleichförmigen Beanspruchung
bei Scherbelastung aus und fügt dem andererseits noch den weiteren Vorteil hinzu,
daß sich in einem begrenzten Teil des elastischen Elementes, wo keine große Beanspruchungskonzentration
vorliegt, die Federkonstante mit dem Druck vergrößert.
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Ein Ausführungsbeispiel der Erfindung ist in der Zeichnung veranschaulicht.
Es zeigt F i g. 1 eine (teilweise aufgebrochene) Seitenansicht einer Vibrations-Arbeitsvorrichtung,
bei der die als Erreger wirkende Gegenmasse über gekrümmte elastische Elemente aus
Gummi mit der Arbeitsmasse verbunden ist, Fig. 2 und 3 Schnitte längs der Linien
2-2 der Fig. 1 bzw. 3-3 der Fig. 2, F i g. 4 eine Seitenansicht einer Gummifeder
und der zugehörigen Federlagersitze in der Mittelstellung der Relativbewegung der
einzelnen Teile, F i g. 5 eine Seitenansicht (entsprechend F i g. 4) in der einen
Endstellung der Vibrationsbewegung.
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Bei der veranschaulichten Vibrations-Arbeitsvorrichtung wird ein
Trog 1, der die Arbeitsmasse bildet, von einer Anzahl zur Schwingungsisolation dienenden
Federn 2 getragen und befindet sich in einer Lage, in der er Material von einem
Trichter 3 aufnimmt. In der Zeichnung sind nur zwei der vier Federn 2 dargestellt,
die üblicherweise den Trog tragen.
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Der Trog 1 wird im wesentlichen längs einer Bewegungsbahn, die durch
einen Pfeil 4 gekennzeichnet ist, durch Vibrationskräfte in Vibrationsschwingungen
versetzt. Diese Vibrationskräfte werden durch Exzentergewichte 5 erzeugt, die von
der Welle 6 eines Motors 7 getragen werden, der einen Teil einer als Erreger wirkenden
Gegenmasse 8 bildet.
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Die Gegenmasse 8 ist mit einem Antriebsrahmen 9 verbunden, von dem
sie getragen wird. Dieser Rahmen 9 erstreckt sich vom Trog 1 aus nach unten hinten.
Zwischen dem Antriebsrahmen 9 und der Gegenmasse 8 sind Gummi-Kopplungsfedern 10
vorgesehen, die hauptsächlich auf Scherung und teilweise auf Druck beansprucht werden.
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Bei dieser Ausführung ist die Federkonstante der Gummifedern 10 vorzugsweise
so gewählt, daß die Eigenfrequenz des aus der Gegenmasse 8 (einschließlich des Motors
7) und dem Trog 1 (einschließlich des Antriebsrahmens 9) bestehenden Systems ebene
Resonanz bei einem Frequenzwert aufweist, der etwa 10 O/o über der Betriebsdrehzahl
des Motors 7 liegt.
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Durch die Resonanzwirkungen erzeugt die Zentrifugalkraft der Exzentergewichte
5 eine beträchtliche Bewegung längs der durch den Pfeil 4 gekennzeichneten Bahn,
dagegen nur eine relativ kleine Bewegung quer zu dieser Richtung.
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Wie aus den F i g. 2 und 3 hervorgeht, enthält die Gegenmasse 8 Federlagersitze
11, die mit der Oberseite bzw. der Unterseite der Gegenmasse 8 verbunden sind. Die
Gegenmasse selbst ist kastenförmig ausgestaltet und besitzt eine ebene Deckplatte
12, eine Bodenplatte 13, Stirnplatten 14 und 15 und eine hintere Platte 16. Ferner
weist die Gegenmasse 8 zwei Zwischenwände 17 und 18 auf, die den Motor 7 tragen.
Die Zwischenwände 17 und 18 sind zur Aufnahme der Motorwelle 6 geschlitzt, so daß
das Einsetzen und Entfernen des Motors ohne Auseinanderbau des Erregers möglich
ist. Die Federlagersitze 11 sind konvex geformt. Sie werden im Bereich ihrer Mittellinien
von Rippen 19 getragen, die von der Deckplatte 12 und der Bodenplatte 13 vorstehen.
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Längs ihrer geraden Seiten sind die Federlagersitze 11 mit den Rändern
der Deckplatte 12 bzw. der Bodenplatte 13 gut verschweißt. Die Federlagersitze 11
sind vorzugsweise Teile von Zylinderflächen, deren Achsen parallel zur Motorwelle
liegen, jedoch nicht unbedingt koaxial zu dieser Welle verlaufen.
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Vorzugsweise ist der Radius der den Federlagersitz bildenden Zylinderfläche
größer als der Abstand des Federlagersitzes von der Motorwelle.
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Die Gummifedern 10 sind mit dem Trog 1 über zusammenwirkende konkave
Federlagersitze 20 und 21 verbunden, die an ihren gekrümmten Enden Flansche 22 aufweisen,
über die sie mit den Seitenteilen des Antriebsrahmens 9 durch Bolzen fest verbunden
sind. Jeder der Federlagersitze weist ferner längs seiner geraden Kante einen Flansch
23 auf, der über Spannbolzen 24 mit dem entsprechenden Flansch des anderen Federlagersitzes
verbunden ist (vgl. F i g. 3).
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Diese Baueinheit kann montiert werden, ehe sie
in
den Antriebsrahmen 9 eingesetzt wird. Zu diesem Zweck wird der untere Federlagersitz
20 in eine horizontale Lage gebracht, und es werden die unteren Gummifedern 10 daraufgesetzt,
wobei die Federn in Längsrichtung der konkaven, zylindrischen Oberfläche angeordnet
und durch die Flansche 23 zentriert werden. Dann wird die Gegenmasse 8 auf die Gummifedern
10 aufgesetzt, wobei der untere Federlagersitz 11 auf den Gummifedern zentriert
wird.
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Hiernach werden die oberen Gummifedern auf den oberen Federlagersitz
aufgesetzt und durch den oberen, konkaven Federlagersitz 21 abgedeckt. Daraufhin
werden die Spannbolzen 24 eingesetzt und angezogen, bis die Gummifedern um etwa
10 O/o zusammengepreßt sind. Die so gebildete Baueinheit wird dann in den Antriebsrahmen
9 eingesetzt, und es werden die Endflansche 22 der konkaven Federlagersitze mit
dem Antriebsrahmen 9 durch Schraubbolzen verbunden. Bei dieser Ausführung sind die
Gummifedern somit nicht mit den Federlagersitzen verbunden, sondern werden durch
Druck dazwischen festgehalten. Um ein Herauswandern (d. h. eine kriechende Verformung)
der Federn zu verhindern, ist jeder der konvexen Federlagersitze 11 längs seiner
geraden Seite mit einem Halterungsstab 26 versehen, der mit dem betreffenden Federlagersitz
so verschweißt ist, daß die beiden Stäbe leicht in Eingriff mit den Enden der dazwischenliegenden
Gummifedern sind. Entsprechende (nicht dargestellte) Stäbe können auf den konvexen
und konkaven Seiten der Federlagersitze längs der Seiten der blockförmigen Gummifedern
vorgesehen sein, um auch ein seitliches Kriechen der Federn, d. h. eine Verformung
in Längsrichtung der Motorwelle, zu verhindern. Halterungsstäbe entsprechend den
Stäben26 werden auf den konkaven Federlagersitzen 20 und 21 nicht benötigt, da dort
die Tendenz einer Gummifeder zum Herauskriechen nach links oder rechts ein weiteres
Zusammenpressen der Vorderkante der Feder und damit die Erzeugung einer Kraft zur
Folge hat, welche die Feder in ihre Ausgangslage zurückzuführen sucht.
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F i g. 4 zeigt eine der Federn 10 sowie die zugehörigen Federlagersitze
in der Mittellage der Vibrationsbewegung, während die Feder und die Federlagersitze
an einem Ende des Vibrationshubes veranschaulicht. In der unbeanspruchten Mittellage
(F i g. 4) ist die Feder 10 zwischen den Federlagersitzen 11 und 21 komprimiert;
es besteht jedoch keine Kraft, die einen der Federlagersitze relativ zum anderen
zu bewegen sucht.
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Wenn sich bei der Vibration die Gegenmasse 8 in Richtung des Pfeiles
4 relativ zum Antriebsrahmen 9 bewegt, so bewegen sich die Federlagersitze 11 relativ
zu den gegenüberliegenden konkaven Federlagersitzen 20, 21 derart, daß die Gummifedern
10 hauptsächlich auf Scherung beansprucht werden. Wird die Gegenmasse 8 relativ
zum Antriebsrahmen 9 nach rechts ausgelenkt (vgl. Fig. 5), so wird das rechte Ende
der Gummifeder sowohl komprimiert als auch auf Scherung beansprucht, da die Federlagersitze
gegenüber der Vibrationsbewegungsrichtung geneigt sind. Gleichzeitig kann das linke
Ende der Feder etwas expandieren. Das Maß dieser Expansion ist jedoch nicht so groß
wie die anfängliche Kompression, die durch die Spannbolzen 24 erzeugt wurde; der
Gummi bleibt daher in jeder Phase unter einer gewissen Druckbeanspruchung.
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Bei Vibrationsvorrichtungen, insbesondere bei Resonanzsystemen der
soeben beschriebenen Art, ist es erwünscht, daß die Federn möglichst geringe Reibungsverluste
aufweisen. Wird ein Resonanzsystem benutzt, um die Kräfte zu vervielfachen, welche
von den Exzentergewichten zur Erzeugung einer Bewegung der Gegenmasse und der Arbeitsmasse
ausgeübt werden, so sind die durch die Kopplungsfedern übertragenen Kräfte wesentlich
größer als die tatsächlich von den Exzentergewichten erzeugten Kräfte. Weisen die
Federn nun Reibungsverluste auf, so geht nicht nur ein erheblicher Teil der von
den Exzentergewichten verfügbaren Energie in den Federn verloren, sondern durch
diese Reibungsverluste wird in den Federn auch Wärme erzeugt.
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Gummifedern können dadurch eine so hohe Temperatur erreichen, daß
eine wesentliche Verschlechterung der Materialeigenschaften des Gummis auftritt.
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Die Federn sollen jedoch bei einer solchen Betriebsart nicht nur
möglichst geringe Reibungsverluste aufweisen, sondern sie sollen darüber hinaus
auch im ganzen Bewegungsbereich eine etwa konstante Federkonstante besitzen, damit
die Eigenfrequenz des Systems bei Änderungen der Vibrationsamplitude etwa konstant
bleibt. Es ist nun jedoch bekannt, daß bei Gummifedern, die auf Druck beanprucht
werden, sich die Federkonstante mit zunehmender Auslenkung (Verformung) vergrößert;
die Federn werden also bei zunehmender Verformung steifer.
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Es ist ferner bekannt, daß die Federkonstante von Gummifedern, die
auf Scherung beansprucht werden, insbesondere wenn sie einer Querbeanspruchung ausgesetzt
sind, bei Vergrößerung der Verformung zur Verringerung neigt, und zwar wenigstens
in einem Teil des Verformungsbereiches. Die dargestellte Federanordnung, bei der
der mittlere Teil jeder Feder auf Scherung und die Endteile sowohl auf Scherung
als auch auf Druck beansprucht werden, gewährleistet nicht nur eine größere Federkonstante
als bei einer nur auf Scherung beanspruchten, gleich großen Gummifeder, sondern
gewährleistet auch, daß die Federkonstante bei einer Verformung im wesentlichen
konstant bleibt.
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Experimentelle Untersuchungen zeigten, daß bei dieser Ausführung,
bei der die Federn gekrümmt sind, so daß die Endteile sowohl auf Scherung als auch
auf Druck beansprucht werden, eine wesentliche Vergrößerung der Federkonstante,
in der Größenordnung von 30 O/o und mehr, erreicht werden kann, ohne daß in den
Federn selbst eine merkliche Zunahme der Reibungsverluste oder der Hystereseverluste
auftritt.
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Bei der bevorzugten Ausführungsform sind die Federsitze jeweils Teile
von geraden Zylinderflächen, deren Sehnen parallel zueinander bleiben, wenn die
Gegenmasse relativ zum Rahmen und zur Arbeitsmasse vibriert. Diese Sehnen verlaufen
parallel zu der durch den Pfeil 4 gekennzeichneten Bewegungsbahn. Wenngleich die
zylindrische Form bevorzugt wird, so kann man vergleichbare Ergebnisse auch bei
Verwendung von Federlagersitzen erzielen, die Teile von Ellipsen oder Teile von
Polygonen sind; das einzige wesentliche Erfordernis besteht darin, daß der Hauptteil
des Gummis, d. h. der mittlere Bereich der Federn, auf Scherung und die Endteile
der Federn sowohl auf Scherung als auch auf Druck beansprucht werden.