DE3813387C3

DE3813387C3 - Vibratory conveyor with magnetically driven two-mass system

Info

Publication number: DE3813387C3
Application number: DE19883813387
Authority: DE
Inventors: Bernhard Dipl Ing Froelich; Werner Dipl Ing Mildenberger; Siegfried Dipl Ing Hanemann
Original assignee: Licentia Patent Verwaltungs GmbH
Current assignee: Aviteq Vibrationstechnik GmbH
Priority date: 1988-04-21
Filing date: 1988-04-21
Publication date: 1995-06-29
Anticipated expiration: 2008-04-22
Also published as: DE3813387A1; DE3813387C2

Description

Die Erfindung bezieht sich auf ein Schwingfördergerät mit einem magnetisch angetriebenen Zweimassensystem gemäß dem Oberbegriff des Anspruches 1.The invention relates to a vibratory conveyor with a magnetically driven Dual mass system according to the preamble of claim 1.

Ein derartiges Schwingfördergerät ist aus der Firmendruckschrift "Grundbe griffe der Schwingfördertechnik", AEG-Telefunken, Fachbereich Vi brations- und Schweißtechnik, Goldsteinstr. 238, Frankfurt/Main bekannt. Das Schwingförder gerät weist als Antrieb einen Magnetvibrator auf.Such a vibratory conveyor is from the company publication "Grundbe handles of vibratory conveyor technology ", AEG-Telefunken, Department Vi brations- and welding technology, Goldsteinstr. 238, Frankfurt / Main known. The vibratory conveyor device has a magnetic vibrator as drive.

Das Schwingfördergerät hat eine Eigen- bzw. Resonanzfrequenz f_e, die sich mit zunehmender Masse des Zweimassen-Schwingungssystems zu klei neren Werten verschiebt. Die Resonanzkurve verläuft um so flacher, je größer die Dämpfung ist. Die Amplitude ist in Abhängigkeit des aus der Antriebsfrequenz und der Eigen frequenz gebildeten Quotienten dargestellt. Ein Betrieb des Schwing fördergerätes im Resonanzbereich kann hinsichtlich der Schwingungs amplitude um so kritischer bzw. labiler sein, je geringer die Dämpfung ist. Andererseits wird eine möglichst geringe Dämpfung angestrebt, um die Verlustleistung gering zu halten. Der Arbeitspunkt wird daher üblicherweise in den unterkritischen oder überkritischen Bereich der Resonanzkurve gelegt. Es soll zunächst der überkritische Be trieb betrachtet werden, d. h. der Fall, daß die Eigenfrequenz kleiner als die Antriebsfrequenz ist, wobei die Antriebsfrequenz als konstanter Wert angenommen wird. Bei Erhöhung der Fördergutbelastung erhöht sich die Dämpfung, wodurch sich die Schwingamplitude vermindert. Diese Erhöhung der Dämpfung erklärt sich durch den Umstand, daß bei vermehrtem körnigen Fördergut die Reibung der Körper untereinander in ihrer Gesamtheit vergrößert wird, was zu einer Erhöhung der Dämpfung führt. Eine vergrößerte Fördergutbelastung bedeutet in der Regel gleichzeitig eine Vergrößerung der Arbeitsmasse, wodurch die Eigenfrequenz des Schwingfördergerätes sinkt. Dadurch wird nicht nur der Abstand der Antriebsfrequenz von der Eigenfrequenz erhöht, sondern es findet gleichzeitig eine weitere Verkleinerung der Schwingam plitude statt.The vibratory conveyor has a natural or resonant frequency f _e , which shifts to smaller values with increasing mass of the two-mass vibration system. The greater the damping, the flatter the resonance curve. The amplitude is shown as a function of the quotient formed from the drive frequency and the natural frequency. Operation of the vibration conveyor in the resonance range can be more critical or unstable with regard to the vibration amplitude, the lower the damping. On the other hand, the lowest possible damping is aimed at in order to keep the power loss low. The operating point is therefore usually placed in the subcritical or supercritical range of the resonance curve. First, the supercritical operation should be considered, ie the case that the natural frequency is lower than the drive frequency, the drive frequency being assumed as a constant value. When the load on the conveyed goods increases, the damping increases, which reduces the vibration amplitude. This increase in damping can be explained by the fact that with increased granular material to be conveyed, the friction between the bodies as a whole is increased, which leads to an increase in damping. An increased load on the conveyed material generally means at the same time an increase in the working mass, as a result of which the natural frequency of the vibratory conveyor is reduced. As a result, not only is the distance between the drive frequency and the natural frequency increased, but at the same time the oscillation amplitude is further reduced.

Beim unterkritischen Betrieb ist die Eigenfrequenz größer als die An triebsfrequenz. Mit zunehmender Dämpfung findet auch hier eine Verringe rung der Schwingungsamplitude statt. Dämpfung und Massenankopplung wirken einan der entgegen, was zu einer Stabilisierung des Betriebs führt. Da im Resonanzfall die Schwingung instabil sein kann, wird das bekannte System so eingestellt, daß unter Berücksichtigung aller Einflüsse durch die Belastung der Abstand zur Resonanz so groß ist, daß sich ein stabiler Betrieb ergibt. Um den Einfluß der Ankopp lung und Dämpfung durch das Fördergut möglichst gering zu halten, besteht die Möglichkeit, die Massen der Arbeits- und insbesondere der Freiseite möglichst groß zu wählen. Dadurch wird auch in Resonanznähe eine gute Schwingungsstabilität erzielt. Diese Auslegung bedingt jedoch eine rela tiv große Masse des Magnetvibrators, die von der Handhabung her und aus Kostengründen unerwünscht ist. Das optimale Verhältnis von Arbeitsmasse zu Freimasse liegt etwa bei 3:1 bis 4:1.In subcritical operation, the natural frequency is higher than the on drive frequency. With increasing damping there is also a reduction vibration amplitude instead. Damping and mass coupling act on the opposite, which leads to a stabilization of the operation. Because in the resonance case the vibration can be unstable, the known system is set so that taking into account of all influences by the load, the distance to the resonance is so large that stable operation results. To influence the Ankopp To keep the damping and damping by the conveyed material as low as possible the possibility of the masses of the working and especially the free side to choose as large as possible. This makes it a good one even when close to resonance Vibration stability achieved. However, this interpretation requires a rela tiv large mass of the magnetic vibrator, the handling in and out Unwanted cost reasons. The optimal ratio of working mass to free mass is about 3: 1 to 4: 1.

Die Regelung eines elektromagnetisch erregten Zweimassen-Schwingungs systems ist in der DE-AS 11 11 270 angesprochen. Die Schwingungsampli tude, die der Endlage einer Masse entspricht, läßt sich bei einem Vibra torantrieb durch Vorschaltung von Transformatoren, Drossel oder Wider ständen einstellen. Um eine vorgegebene Schwingungsamplitude auf den Sollwert einzuregeln, wird dem Vibratorantrieb ein magnetischer Verstär ker vorgeschaltet, der in Abhängigkeit von der Differenz zwischen dem größten und dem kleinsten Massenabstand selbsttätig geregelt wird. In diesem Zusammenhang ist es auch noch bekannt (Chemie-Technik 14. Jahrgang (1985), Nr. 12, S. 45 und 46), eine Resonanz-Vibrations-Regelung vorzunehmen. Die Resonanzfrequenz wird über den gesamten Arbeitsbereich geregelt. Dazu ist eine Frequenz-Rückkopplung von dem Schwingför dergerät an den Regelkreis vorgesehen, der sich damit auf die Eigenreso nanz des Fördersystems synchronisiert.The regulation of an electromagnetically excited two-mass vibration systems is addressed in DE-AS 11 11 270. The vibration ampli tude, which corresponds to the end position of a mass, can be done with a vibra Gate drive by connecting transformers, chokes or resistors set stands. To a predetermined vibration amplitude on the To set the setpoint, the vibrator drive becomes a magnetic amplifier ker upstream, which depending on the difference between the largest and the smallest mass spacing is regulated automatically. In it is also known in this connection (chemical engineering 14. Volume (1985), No. 12, pp. 45 and 46), a resonance vibration control to make. The resonance frequency is regulated over the entire working range. There is a frequency feedback from the vibration feed dergerät provided to the control loop, which is based on the Eigenreso of the conveyor system synchronized.

Schließlich ist ein Steuergerät für eine Schwingförderrinne bekannt, mit dem eine Frequenz- und eine Amplitudenregelung durchgeführt wird. Mit der Fre quenzregelung wird die Antriebsfrequenz der Schwingförderrinne auf die Eigenfrequenz unter Einschluß der Fördergutbelastung eingestellt. Die Amplitudenregelung begrenzt die Schwingungsamplitude auf einen vorgebbaren Wert im gesamten Arbeitsbereich der Schwingförderrinne (US 4,331,263).Finally, a control device for a vibrating conveyor trough is known with which frequency and amplitude control is carried out. With the Fre frequency control, the drive frequency of the vibratory conveyor trough on Natural frequency set including the load on the conveyed material. The Amplitude control limits the vibration amplitude to a predefinable one Value in the entire working area of the vibrating conveyor trough (US 4,331,263).

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein Schwingfördergerät zu schaffen, das bei konstanter Antriebsfrequenz ohne schädliches Überschwingen einen hohen Wirkungsgrad hat, wobei der Regelaufwand gering ist.The invention has for its object to a vibratory conveyor create that with constant drive frequency without harmful overshoot has a high degree of efficiency, but the control effort is low.

Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die Merkmale im Anspruch 1 gelöst. Mit dem in Anspruch 1 beschriebenen Schwingfördergerät wird bei maximaler Fördergutbelastung in Resonanz gearbeitet, so daß die volle Antriebsenergie zur Verfügung steht. Durch die Konstanthaltung der Gesamtschwingbreite wird verhindert, daß Kern und Anker eines Vibratorantriebs im Luftspalt zusammen schlagen. Eine Zerstörung des Vibratorenantriebs durch Überschwingen der Betriebsamplitude wird damit vermieden. Da im gesamten Arbeitsbereich immer eine Dämpfung vorhanden ist, die entweder durch das Fördergut oder den Resonanzabstand gegeben ist, kann die Regeleinrichtung für die Konstanthaltung der Gesamtschwingbreite sehr einfach ausgebildet sein.This object is achieved by the features in claim 1. With that described in claim 1 Vibratory conveyor is loaded at maximum load Resonance worked so that the full drive energy is available stands. By keeping the overall vibration range constant, that the core and armature of a vibrator drive together in the air gap beat. Destruction of the vibrator drive by overshooting the operating amplitude is avoided. Since there is always damping in the entire work area either through the material to be conveyed or the resonance distance is given, the control device for keeping the constant Overall vibration range can be very simple.

Das Schwingfördergerät kann auf einfachere Weise optimal eingestellt werden.The vibratory conveyor can be optimally adjusted in a simpler manner become.

Im wesentlichen ist dazu erforderlich, unter Beachtung der vor aussichtlichen Fördergutbelastung die Eigenfrequenz der Schwingförderein richtung einzustellen, und zwar im unterkritischen Bereich. Das bedeutet, daß die Schwingförderrinne im Leerlauf durch den Resonanzabstand gedämpft ist, ihr Schwingverhalten durch den Resonanzabstand jedoch sta biler ist als in Resonanz. Bei Belastung liegt der Arbeitspunkt durch die Massenankopplung zwar bei der Resonanzfrequenz, das System ist jedoch aufgrund der inneren Reibung des Fördergutes stärker gedämpft, so daß bereits von daher keine zu starken Überschwingungen auftreten. Durch diese Arbeitsweise ergibt sich jedenfalls sowohl für den Leerbetrieb als auch den Resonanzbetrieb eine Begrenzung der Amplitude, so daß mit einem relativ geringen Regelaufwand der Arbeitspunkt auf den Sollwert eingere gelt werden kann.Essentially, this is necessary, taking into account the above the natural frequency of the vibratory conveyor set direction, in the subcritical area. This means that the vibrating conveyor trough is idle due to the resonance distance is damped, however, their vibration behavior due to the resonance distance sta is cheaper than in resonance. The working point lies through the load Mass coupling at the resonance frequency, but the system is damped more due to the internal friction of the conveyed material, so that therefore, there are no excessive overshoots. By this way of working results in any case both for the empty operation as well as the resonance operation a limitation of the amplitude, so that with a relatively low control effort, the working point entered on the setpoint can be applied.

Weiterbildungen der Erfindung sind dem Unteranspruch zu entnehmen.Further developments of the invention can be found in the subclaim.

Das Wesen der Erfindung soll anhand eines in den Zeichnungen dargestell ten Ausführungsbeispiels näher erläutert werden.The essence of the invention is illustrated by means of one in the drawings th embodiment will be explained in more detail.

Es zeigenShow it

Fig. 1a und 1b ein Zweimassenschwingsystem und Fig. 1a and 1b a two-mass vibrating system and

Fig. 2 den Verlauf der Schwingbreite in Abhängigkeit von der Antriebs- bzw. Eigenfrequenz. Fig. 2 shows the course of the amplitude depending on the drive or natural frequency.

Bei einem Zweimassensystem (Fig. 1a) berechnet sich die Eigenfrequenz nach der FormelIn a two-mass system ( Fig. 1a), the natural frequency is calculated using the formula

wobei in which

ist. So hat beispielsweise bei m_F=10 kg, m_A=30 kg und einer Federkon stanten C von 9230 N/cm das Schwingsystem im Leerzustand eine Eigenfre quenz von 56 Hz. Bei einer Schüttgutbeladung von 120 kg und einer ankop pelnden Masse von 20% sinkt diese Eigenfrequenz auf 52,8 Hz. Der Einfluß von Eigenfrequenzreduzierung und Dämpfung auf die Schwingbreite ist aus Fig. 2 ersichtlich (Pkt. A, B, C).is. For example, at m _F = 10 kg, m _A = 30 kg and a spring constant C of 9230 N / cm, the vibration system has an eigenfrequency of 56 Hz when empty. With a bulk load of 120 kg and a coupling mass of 20% this natural frequency drops to 52.8 Hz. The influence of natural frequency reduction and damping on the vibration range can be seen from FIG. 2 (points A, B, C).

Beträgt bei konstantem Massenverhältnis m_A : m_F und gleicher Federkon stanten C die Eigenfrequenz 53 Hz, befindet sich das System ohne Schütt gutdämpfung (D=0) im Zustand A′ (Fig. 2) . Durch die Eigendämpfung des Systems bleibt die Schwingamplitude relativ konstant bzw. läßt sich die Amplitude mit einer einfachen Regelung konstant halten. Dies wäre nicht der Fall, wenn sich das System in Resonanz befände (f_a=f_e). Für diesen instabilen Betrieb (Pkt. B′) wäre eine aufwendigere Regelung erforder lich.At a constant mass ratio m _A : m _F and the same spring constant C the natural frequency 53 Hz, the system is without bulk damping (D = 0) in state A '( Fig. 2). Due to the internal damping of the system, the oscillation amplitude remains relatively constant or the amplitude can be kept constant with a simple control. This would not be the case if the system were in resonance (f _a = f _e ). For this unstable operation (point B ') a more complex control would be required.

Betrachtet man das Schwingsystem unter Schüttgutbeladung, treten 2 Ef fekte auf, die einander entgegenwirken; so wird nur ein Teil der Schütt gutmasse als ankoppelnde Masse auf der Arbeitsseite wirksam und geht damit in die Berechnung der Eigenfrequenz ein (Fig. 1b). Dies bewirkt eine Erhöhung der Masse der Arbeitsseite m_A und damit eine Reduzierung der Eigenfrequenz.If one looks at the vibration system under bulk loading, two effects occur which counteract each other; only a part of the bulk material mass acts as a coupling mass on the working side and is therefore included in the calculation of the natural frequency ( Fig. 1b). This causes an increase in the mass of the working side m _A and thus a reduction in the natural frequency.

Beträgt in dem obengenannten Beispiel die Schüttgutbeladung 120 kg, so erhöht sich bei einer Ankopplung von 20% m_A um 24 kg. Dadurch ergibt sich eine Eigenfrequenz von 50 Hz. Das Schwingsystem befände sich also in Resonanz. Infolge der Schüttgutdämpfung wird der Pkt. B′ (Fig. 2) jedoch nicht erreicht. Es stellt sich ein Punkt C′ auf einer der darunterliegen den Dämpfungskurven ein. Dadurch werden ähnliche Amplituden wie im Leer zustand erreicht. Die Regelung kann relativ einfach ausgeführt werden, da die Schüttgutdämpfung dem Schwingsystem kontinuierlich Energie entzieht. Die Vorteile des beschriebenen Betriebs liegen darin, daß das Schwingsy stem unter maximaler Beladung im optimalen Betriebspunkt (Resonanz) und damit in seinem maximalen Wirkungsgrad arbeitet und dies durch die Dämpfung des Schüttguts mit einer relativ einfachen Regelung erreicht wird. Deutlich erkennbar ist dies aus dem Vergleich der erreichbaren Nutzschwingbreiten bei gleichen Massenverhältnissen, wie in Fig. 2 ersichtlich.Is in the above-mentioned example, the bulk material loading of 120 kg, so increases at a coupling of 20% m _A 24 kg. This results in a natural frequency of 50 Hz. The vibration system would therefore be in resonance. Due to the bulk material damping point B '( Fig. 2) is not reached. There is a point C 'on one of the damping curves below. As a result, amplitudes similar to those in the empty state are achieved. The control can be carried out relatively easily, since the bulk material damping continuously draws energy from the vibration system. The advantages of the operation described are that the Schwingsy system operates under maximum load in the optimal operating point (resonance) and thus in its maximum efficiency and this is achieved by damping the bulk material with a relatively simple control. This can be clearly seen from the comparison of the usable vibration ranges at the same mass ratios, as can be seen in FIG. 2.

Aufgabe der Regelung ist es, die Gesamtschwingbreite des Zweimassensy stems konstant zu halten und damit auch ein Zusammenschlagen der beiden Massen zu verhindern. Als Regelgröße läßt sich der relative Weg der beiden Massen zueinander oder alle anderen davon abhängigen Größen ver wenden. Dazu zählen u. a. Schwingweg, Schwinggeschwindigkeit, Feder kräfte.The task of the control is to determine the total vibration range of the dual mass system stems to keep constant and thus a beating of the two Prevent masses. The relative path of the ver masses to each other or all other dependent sizes ver turn. These include u. a. Vibration path, vibration speed, spring powers.

Da die Nutzschwingbreite nicht nur von der Gesamtschwingbreite abhängig ist, sondern auch von anderen Faktoren, wie z. B. dem Massenverhältnis m_F : m_A, kann es sinnvoll sein, der Gesamtschwingbreitenregelung noch eine Nutzschwingbreitenregelung zu überlagern.Since the effective range is not only dependent on the total range, but also on other factors, such as B. the mass ratio m _F : m _A , it may be useful to superimpose a usable vibration width control on the total swing width control.

Claims

1. vibratory conveyor, which as a two-mass vibration system between a free mass and a working mass has a magnetic drive that has a constant drive frequency, the natural frequency of the Schwingför dergergeräte, when unloaded is greater than the drive frequency and approaches the drive frequency with increasing load, and whereby the damping increases with increasing load on the conveyed goods,
characterized by
that the natural frequency of the vibratory conveyor is set at idle, the natural frequency (fe) at the maximum load is equal to the drive frequency (fa) and that a control device for keeping the total vibration range of the two-mass vibration system constant in the operating range between the unloaded state and the operating state at maximum Conveyor load is provided.

2. Vibratory conveyor according to claim 1, characterized in that at a ratio of 3: 1 of the working mass (m _A ) to the free mass (m _F ), the natural frequency (fe) is 5% above the drive frequency (fa) without load on the conveyed material.