EP1242234A1 - Verdichtungseinrichtung zur durchführung von verdichtungsvorgängen an formkörpern aus kornförmigen stoffen - Google Patents

Verdichtungseinrichtung zur durchführung von verdichtungsvorgängen an formkörpern aus kornförmigen stoffen

Info

Publication number
EP1242234A1
EP1242234A1 EP00990584A EP00990584A EP1242234A1 EP 1242234 A1 EP1242234 A1 EP 1242234A1 EP 00990584 A EP00990584 A EP 00990584A EP 00990584 A EP00990584 A EP 00990584A EP 1242234 A1 EP1242234 A1 EP 1242234A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
spring
excitation
forces
mass
compression
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Granted
Application number
EP00990584A
Other languages
English (en)
French (fr)
Other versions
EP1242234B1 (de
Inventor
Hubert Bald
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Gedib Ingenieurbuero und Innovationsberatung GmbH
Original Assignee
Gedib Ingenieurbuero und Innovationsberatung GmbH
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Priority claimed from DE19962887A external-priority patent/DE19962887A1/de
Priority claimed from DE10039028A external-priority patent/DE10039028A1/de
Application filed by Gedib Ingenieurbuero und Innovationsberatung GmbH filed Critical Gedib Ingenieurbuero und Innovationsberatung GmbH
Publication of EP1242234A1 publication Critical patent/EP1242234A1/de
Application granted granted Critical
Publication of EP1242234B1 publication Critical patent/EP1242234B1/de
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Lifetime legal-status Critical Current

Links

Classifications

    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B28—WORKING CEMENT, CLAY, OR STONE
    • B28B—SHAPING CLAY OR OTHER CERAMIC COMPOSITIONS; SHAPING SLAG; SHAPING MIXTURES CONTAINING CEMENTITIOUS MATERIAL, e.g. PLASTER
    • B28B3/00—Producing shaped articles from the material by using presses; Presses specially adapted therefor
    • B28B3/02—Producing shaped articles from the material by using presses; Presses specially adapted therefor wherein a ram exerts pressure on the material in a moulding space; Ram heads of special form
    • B28B3/022—Producing shaped articles from the material by using presses; Presses specially adapted therefor wherein a ram exerts pressure on the material in a moulding space; Ram heads of special form combined with vibrating or jolting
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B06—GENERATING OR TRANSMITTING MECHANICAL VIBRATIONS IN GENERAL
    • B06B—METHODS OR APPARATUS FOR GENERATING OR TRANSMITTING MECHANICAL VIBRATIONS OF INFRASONIC, SONIC, OR ULTRASONIC FREQUENCY, e.g. FOR PERFORMING MECHANICAL WORK IN GENERAL
    • B06B1/00—Methods or apparatus for generating mechanical vibrations of infrasonic, sonic, or ultrasonic frequency
    • B06B1/18—Methods or apparatus for generating mechanical vibrations of infrasonic, sonic, or ultrasonic frequency wherein the vibrator is actuated by pressure fluid
    • B06B1/183—Methods or apparatus for generating mechanical vibrations of infrasonic, sonic, or ultrasonic frequency wherein the vibrator is actuated by pressure fluid operating with reciprocating masses
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B30—PRESSES
    • B30B—PRESSES IN GENERAL
    • B30B11/00—Presses specially adapted for forming shaped articles from material in particulate or plastic state, e.g. briquetting presses, tabletting presses
    • B30B11/02—Presses specially adapted for forming shaped articles from material in particulate or plastic state, e.g. briquetting presses, tabletting presses using a ram exerting pressure on the material in a moulding space
    • B30B11/022—Presses specially adapted for forming shaped articles from material in particulate or plastic state, e.g. briquetting presses, tabletting presses using a ram exerting pressure on the material in a moulding space whereby the material is subjected to vibrations

Definitions

  • Compression device for carrying out compression processes on molded bodies made of conforming substances
  • the invention relates to a compression device operated with vibration vibrations for molding and compacting molded materials in mold recesses from molded boxes to molded bodies, the molded bodies having an upper side and a lower side, via which the compressive forces are introduced.
  • the molding material is located in the mold recesses before the compression process, initially as a volume of granular constituents loosely adhering to one another, which are formed into solid molded bodies only during the compression process by the action of compression forces on the top and bottom.
  • the volume mass can e.g. consist of moist concrete mortar, in foundry molding machines made of molding sand and in sintered molding machines made of metal particles or other sintered particles.
  • the compression device can also be used to further compress preformed sintered part shaped bodies.
  • the invention relates particularly to such vibration compaction devices which operate comparatively quietly and with low energy consumption for the compaction.
  • the low-noise mode of operation requires, on the one hand, that the compression takes place by using essentially harmonic (sinusoidal) vibration forces and, on the other hand, that the molding box has no noticeable inherent movements relative to the other components involved in the vibration.
  • the molding box must be able to be clamped against such a machine element that participates in the vibration vibrations.
  • Such a machine element is, for example, the swing table located under the molding box.
  • the requirement for compression with low energy consumption is met in that the mass-spring system involved can also oscillate in or at least in the vicinity of the resonance frequency f 0 of this system.
  • the resonance frequency mode of operation leads to a very effective compression because of the so-called resonance effect due to the very high accelerations that can be achieved if it is ensured that the molded body is also subjected to the high values for the vibration acceleration derived from the resonance mode.
  • One side, e.g. the top of the molded body 226 is acted upon by a press plate 250, via which press plate the molded body has a special “average pressing force”, hereinafter also referred to simply as pressing force, even during the pressing
  • press plate is able to absorb the vibrational forces introduced from the other side (e.g. underside), which press plate is also able to carry out a displacement movement relative to the other side of the molded body, for the purpose of its tracking while reducing the compression height during the compression process and possibly also for
  • the other side e.g. the underside of the molded body 226 is also acted upon by a base plate 25 294, in addition to the pressing force which can be applied by the pressing plate, with vibrating forces which are generated and initiated by a movement generation system 240.
  • the base plate 294 in turn is supported against the vibrating table 211 of the vibrating mass system.
  • the motion generation system 240 is formed by a vibration
  • the vibrating mass system 207 is supported via springs 217 against the frame 204 (or against the floor on which the frame is loaded by gravity).
  • the oscillating mass system comprises the masses of several components that oscillate, including the oscillating table 211, the base plate 294, the molding box 213, the molding (s) 226 and the components of the clamping device 298 for the molding box that are intended to resonate.
  • the drive device 215 is used to generate excitation forces with a predeterminable excitation frequency and takes over the transmission of the excitation energy, which is needed for starting and maintaining the vibrations of the mass-spring system, as well as for the transmission of the compression energy and that energy which is necessary to cover various friction loss energies.
  • the excitation to be transmitted is used to generate excitation forces with a predeterminable excitation frequency and takes over the transmission of the excitation energy, which is needed for starting and maintaining the vibrations of the mass-spring system, as well as for the transmission of the compression energy and that energy which is necessary to cover various friction loss energies.
  • the 20 34 679 A1 (the meaning of which will be discussed again later) consists in that the forces directed through the vibrating table 211 are supported in two different ways (to the frame).
  • the springs 217 transmit the (average) pressing force and the superimposed dynamic mass forces of the oscillating mass-spring system 207 + 217 and at the same time also serve as a memory for the temporary change.
  • At least some of the power transmission elements included in the power flow circuit can form an oscillatable mass-spring system which has at least one first resonance frequency f 0 , which resonance frequency 5 can be excited by the specific excitation frequency of the drive device.
  • the mass-spring system 207 + 217 with its resonance frequency f Q it is provided that the mass-spring system 207 + 217 with its resonance frequency f Q to be operated.
  • the molded body 226 itself is included in the resonating mass-spring system.
  • the compression of the molded body 226 should take place through the action of the impact acceleration from impacts between the base plate 294 and the underside of the molded body or between the front side 5 272 of the press plate 250 and the top of the molded body (see, for example, column 3, lines 1 to 21).
  • the molded body 226 executes free-flight movements (gap L) relative to the oscillating mass system 207 (see, for example, column 9, lines 40 to 52 or claim 1). It is therefore a "shaking compactor", so to speak.
  • the excitation force is generated by a directional vibrator 118 serving as an excitation actuator with two unbalanced bodies, a good efficiency in energy conversion in the actuator itself is obtained, but the problem arises that the excitation force cannot be switched on and off quickly enough , Since the oscillating mass system 207 must not be in motion during the process of replacing the finished molded body with the initially undensified loose molding material (for the next molded body to be compressed) within the molding box, the acceleration and braking that would then be required would then be ongoing of the directional vibrator mean an unused dead time in the manufacturing process and also an energy destruction.
  • EP 0 870 585 A1 describes a compression device in which the compression of a molded body takes place with simultaneous application of a pressing pressure and a vibration by means of sinusoidal vibration acceleration.
  • the pressing pressure can be controlled by a hydraulic pressing force device 6 and the vibration (the vibration) is carried out by a hydraulic-mechanical mass-spring system, which is formed by the vibrating table 1, the molding box 14, the molding body 17, the movable part 2 of the hydraulic exciter 3, and by the compressible hydraulic medium, which is located between the movable part 2 of the exciter and the drive means 7 (electromechanical control element).
  • the vibration during the compression can be carried out in such a way that the hydraulic-mechanical mass-spring system vibrates in the vicinity or exactly at its resonance frequency f 0 and thereby (due to the accelerations "a") generates mass forces which are generated by the hydraulic pressing force device 6 Press force are superimposed. It also follows that, in contrast to DE 44 34 679 A1, the pressing pressure (generated by the hydraulic pressing force device 6 and transmitted via the hydraulic cylinder 5, 6) is not a pressure interrupted between two oscillating movements of the hydraulic-mechanical mass-spring system, but a print with a constant component and with an alternating component superimposed on it.
  • a force flow circuit leading over the "frame to be assumed” is moreover to be assumed because the compressible hydraulic medium embodying the spring of the mass-spring system can only develop forces in one direction (only pressure forces).
  • the swinging back of the mass of the mass-spring system must therefore be effected because of the desired high oscillation frequency in addition to the gravity also involved by means of a force that is supported via the molded body (and via the hydraulic pressing force device 6) against a frame.
  • the volume of the medium is part of the hydraulic-mechanical mass-spring system to be vibrated with a resonance frequency f 0 , the compressible hydraulic medium being used as a spring (later also referred to as the main system spring).
  • excitation energy In order to bring about and maintain the vibrations of the hydraulic-mechanical mass-spring system, excitation energy must be supplied in portions in the cycle of the excitation frequency. The while maintaining the Energy to be supplied with vibrations covers the energy losses which are removed from the system by damping and friction, as well as by the energy requirement for the compression of the molded body. According to the most general ideas of the invention disclosed, the excitation energy is to be supplied exclusively in a hydraulic manner, in such a way that the excitation energy is released in hydraulic form directly to the relevant (hydraulically designed) spring element of the system.
  • the excitation energy is added in portions in that the energy portions are introduced into the oscillating hydraulic-mechanical mass-spring system by the "dynamic hydraulic volume flows" to be generated discretely and in time with the excitation frequency (column 2, lines 38 to 40).
  • the energy coupling to be carried out in portions can logically only take place through the "dynamic hydraulic volume flows” associated with increasing pressure.
  • the “dynamic hydraulic volume flows” are to be produced with the assistance of an “electro-hydraulic control element” or a “servomechanism 7, 8” become.
  • This particular measure of energy coupling must therefore contain a certain meaning of the invention, which is not described, however.
  • the size of the alternating volumes required for the excitation and to be exchanged is also specified for a predetermined oscillation travel amplitude.
  • the exciter actuator must be operated with an unnecessarily large periodic alternating volume flow, which not only entails an increased energy loss as a disadvantage, but also the necessity for the servo device (for example a servo valve) to generate the alternating volumes accordingly large to dimension.
  • the periodic alternating volume flow would have to assume its greatest value just shortly before the transition from the first movement part to the second movement part, in order to drop to the value zero immediately thereafter.
  • This requirement cannot be met with real servo valves, especially at the high frequencies required (up to 100 Hz). Rather, the controlled transition from a maximum volumetric flow to a zero volumetric flow requires a certain time in which the control cross section of the servo valve is reduced, with a high pressure being built up on the servo valve due to the maximum oscillation speed that is throttled in the servo valve and one represents significant energy loss.
  • Fluid volume increases the exchange volume to be exchanged by the servo device, which can account for up to 50% of the otherwise only required exchange volume and what causes throttling losses if the excitation pressure is not fully relaxed when the upper oscillation path amplitude is reached when the subsequent volume change occurs when the downward movement begins.
  • a compression device for carrying out compression processes on molded bodies (108) made of conforming substances by introduction of essentially harmonic (sinusoidal) vibrational forces in the molded body to be compressed, with an oscillatable mass-spring system (136) with a main system spring (150, 970) with one or more natural frequencies and with an excitation device (144 ), by means of which the mass-spring system can be excited to forced vibrations, from which vibrations the vibrational forces are derived, the compression device further comprising:
  • a controller (190) for the control or regulation of the excitation device, and wherein the vibrating table is part of the vibrating mass of the mass-spring system, on which vibrating table the force of the main system spring and the exciter associated with the excitation device Actuator generated excitation force is acting.
  • the compression device defined above is further characterized in that the main system spring (150, 970) is designed as a hydraulic spring with a compressible fluid volume (140, 906) that separately acting organs for generating the excitation force (135, 980) and the spring force of the main system spring (150, 914) are provided, and that the force flow paths for the excitation force and the spring force are at least partially running separately.
  • the main system spring (150, 970) is designed as a hydraulic spring with a compressible fluid volume (140, 906) that separately acting organs for generating the excitation force (135, 980) and the spring force of the main system spring (150, 914) are provided, and that the force flow paths for the excitation force and the spring force are at least partially running separately.
  • the compression device defined above is further characterized in that the main system spring is designed as a single mechanical spring or as a resultant spring composed of several mechanical individual springs, that separate-acting organs for generating the excitation force (135, 980) and the spring force of the main system spring are provided, and that the force flow paths for the excitation force and the spring force of the main system spring are at least partially running separately.
  • a hydraulic alternating volume pump generator When using a hydraulic exciter actuator, a hydraulic alternating volume pump generator is provided in different variants in a special embodiment of the invention.
  • the "dynamic hydraulic volume flows" required to generate the excitation forces or the hydraulic alternating volumes to be exchanged are not generated by modulating or modulating the volume flow derived from a pressure source by an electro-hydraulic control element or a servo mechanism portioned, but that one uses a hydraulic alternating volume pump generator as part of the excitation device.
  • the alternating volume pump generators provided with a mechanical pump piston drive, the amounts of the alternating hydraulic volumes to be exchanged are essentially independent of the pressure prevailing in the hydraulic exciter actuator.
  • Output volumes ejected and reintroduced are generated by pump pistons (or, more generally speaking, by the displacement elements of displacement pumps known in principle), the pump pistons (or the displacement elements) being moved with predetermined strokes, preferably constant with mechanical means, whereby the strokes are mechanically derived from rotating (electric or hydraulic) drive motors.
  • the possibility of keeping the strokes constant during the excitation of the mass-spring system does not rule out that the strokes of the reciprocating pistons can also be changed in a predetermined manner, or that the alternating volumes can be changed by changing the useful stroke of the reciprocating pistons, as in an axial piston pump that can be regulated with regard to the displacer volume.
  • the alternating volumes introduced into the fluid volume to generate the excitation force can also be varied in that the stroke of the alternating volume pump generator is kept constant, but that only part of the alternating volume corresponding to a pump stroke is introduced into the fluid. Volume is introduced.
  • the pump movements of the pump pistons can be generated differently depending on the type of alternating volume pump generators, for which the following examples stand:
  • the strokes of the pump pistons can be generated by the oscillating movements of unbalance vibrators, preferably directional vibrators, the frequency of the strokes being changed by the speed of the drive motors and the path length of the strokes by the known means for changing the vibration amplitudes of the vibrators.
  • the strokes of the pump pistons can also be created and changed, as is the case in hydraulic pumps, e.g. happens in radial pumps or axial pumps. In the case of the pumps which are to be modified somewhat, all that needs to be done is to ensure that the ejected alternating volume can flow back into the cavity of the pump cylinder when a pump piston returns.
  • the size of the exchanged alternating volumes remains constant because the stroke paths of the alternating volume pump generator cannot be influenced retrospectively by the influence of the dynamic pressure of the exciter actuator (due to the dynamic inertial forces). Nevertheless, the dynamic pressure of the exciter actuator can have an effect on the alternating volume pump generator in such a way that the pump piston is driven on its way back by the dynamic pressure, as a result of which the average power output of the drive motor of the alternating volume pump generator is reduced. Because of precisely this retroactive effect, this type of coupling for the excitation energy under certain conditions also causes an automatic synchronization of the excitation frequency and the oscillation frequency of the mass-spring system or an automatic synchronization of the phase position of both types of oscillations.
  • the drive motor of the alternating volume pump generator only needs to be controlled or regulated with regard to its rotational frequency. Any deviation in the synchronism of the phase relationship between the rotational frequency and the oscillating frequency of the mass-spring system is compensated for by the elasticity of the electrical field, in particular the rotating field or the traveling field of an AC motor (slip), or its effect is mitigated.
  • a switchable member is provided between the outlet of the cylinder space of the alternating volume pump generator and the inlet of the space closing off the fluid volume of the hydraulic exciter actuator, with which at least the fluid volume exchange can be restricted or interrupted.
  • a bypass path should also be switchable with the same switching process, by means of which the alternating volumes can be diverted to another container.
  • FIG. 1 shows a compression device in a general embodiment, the part shown below the line AB in FIGS. 4 to 8 being shown in a different, special embodiment, so that the part of the compression device shown in FIG. 1 below the dividing line AB is replaced by the partial representations of Figures 4 to 8.
  • FIG. 2 illustrates a first variant
  • FIG. 3 shows a second variant of an alternating volume pump generator, which is identified in FIG. 1 as frame 160, which frame symbolizes a control part in FIGS. 1 and 9, which together with the exciter actuator entire excitation device forms.
  • FIG. 1 shows a compression device in a general embodiment, the part shown below the line AB in FIGS. 4 to 8 being shown in a different, special embodiment, so that the part of the compression device shown in FIG. 1 below the dividing line AB is replaced by the partial representations of Figures 4 to 8.
  • FIG. 2 illustrates a first variant
  • FIG. 3 shows a second variant of an alternating volume pump generator, which is identified in FIG. 1 as frame 160
  • FIG. 9 shows a further variant of a compression device, in which the hydraulic linear motor of the excitation actuator is arranged coaxially with respect to the hydraulic cylinder of the main system spring.
  • the reference numerals beginning with the number “1” represent the same organs or features as in FIG. 1.
  • FIG. 10 an enlarged scale in FIG 9 detail marked with Q is shown together with a connected hydraulic circuit.
  • 100 denotes the frame of the compaction device, which has to transmit forces of different types and which is supported against the floor 104 by springs 102 serving as vibration isolators.
  • the molded body 108 to be compressed is located in a molded box 106 open at the top and bottom, on the upper side of which the press plate 110 of the press device 112 rests.
  • the undersides of the molded box and the molded body lie on a base plate or sports plate 122, which in turn rests on the vibrating table 124.
  • Two clamping devices 126 with clamping elements 130 movable in the direction of the double arrow 132 for the purpose of clamping and releasing are provided in order to enable an exchange of the base plate and / or the molding box.
  • the molding box 106 and the base plate 122 are clamped against the vibrating table 124, so that they form a physical unit with the latter.
  • the hydraulic press device 112 consists of a cylinder 114, a piston 116 and a press drive device 118 which is connected to the pressure fluid of the cylinder via a hydraulic line 120 and to the central controller 190 via a line 192.
  • the pressing device supports the forces transmitted via the pressing plate 110 against the frame.
  • the press drive device 118 can also be designed in such a way that it is connected to a pressure source which keeps a predeterminable pressure constant in the case of differently delivered or absorbed volume flows.
  • the vibrating table 124 together with other components moving synchronously with it, which mainly include the molding box 106, the clamping device 126, the base plate 122, and the oscillating piston 134, belong to a vibrating mass system 136 which represents the mass of an oscillatable mass-spring system.
  • the dynamic mass forces generated when the vibrations of the mass-spring system are carried out are supported against the frame via the main system spring 150.
  • the main system spring of the mass-spring system simultaneously represents an energy converter and energy store, since it continuously converts the kinetic energy of the oscillating mass system 136 into spring energy (and vice versa).
  • the main system spring 150 is embodied by a pressure fluid volume 140 of a certain size V ⁇ , at least part of the pressure fluid volume being clamped between the oscillating piston 134 and the walls of the cylinder 138.
  • the dynamic mass forces are supported against the frame 100 via the cylinder 138.
  • the vibrating mass system 136 can be used to perform the
  • Vibration compression operation to be performed to generate vibratory movements 152 are forced.
  • the forces for carrying out the oscillating movements are generated by a movement generation system 142 (which in principle can be configured very differently).
  • the latter consists at least of the two components main system spring 150, which takes over the generation of the main forces and the excitation device 144 for supplying the drive energy for excitation and maintenance of the vibrations and for the compression work.
  • the excitation device itself comprises the excitation actuator (shown generally in FIG. 1 by a rectangle 135) for generating the excitation forces and the excitation control 160 for energy supply and energy control of the excitation actuator.
  • the excitation controller 160 is indicated schematically by a frame which represents different embodiments.
  • connection point 196 in the line 194 from the central control 190 to the excitation control 160 and the connection point 162 in the operative connection between the excitation control 160 and the excitation actuator 135 are intended to further clarify the interchangeability of the exciter control 160 function carrier.
  • the excitation actuator 135 is arranged such that it supports the excitation forces with a movable part against a component of the vibrating mass system 136, preferably against the vibrating table 124, and with a fixed part against the frame 100 (the movable part and the fixed part are shown in FIG Fig. 1 not shown). It can be seen that the force flow paths of the main system spring 150 and the exciter actuator 135 run at least partially separately, so that there can never be a direct coupling of the spring forces and the excitation forces as in the named prior art. It can also be seen that the excitation force is not supported against the compressible fluid volume 140 of the main system spring 150 when it is generated.
  • the partial representations of FIGS. 4 to 8 show that the function carriers main system spring and exciter actuator can be implemented using absolutely different means.
  • the excitation actuator 135 works in such a way that energy portions are supplied to it in time with the frequency specified by the excitation control 160, which is symbolically represented by the operative connection 164.
  • the exciter actuator is a hydraulic actuator, for example a hydraulic linear motor
  • alternating pump generators There are three different types of alternating pump generators, two of them will be explained with reference to Figures 2 and 3. (In the third variant, the exciter actuator is operated with an electric linear motor that works similarly to that described under FIG. 7).
  • the periodic excitation forces are at least approximately designed as harmonic excitation forces.
  • the easiest way to do this is to use alternating-volume pump generators with the inclusion of an unbalance vibrator or with the operation of a hydraulic displacement pump.
  • the mass-spring system can be excited within certain limits to harmonic vibrations with any frequencies and any vibration path amplitudes. This also applies to the case of the compression vibration to be carried out, the vibrations of the mass-spring system being influenced by the components of the pressing device 112 and by the molded body 108 itself, for example by its spring force.
  • the mass-spring system with its excitation device 144 is designed in such a way that it is well under the resonance frequency f 0 , but also in the resonance frequency f ⁇ or in the vicinity, even under the load of the press device with a predetermined pressing force passed over the molded body of f Q (above and below) can be operated.
  • the resonance mode is characterized, among other things, by the fact that very high accelerations of the vibrating table are achieved here, which are required especially with the compression provided here with harmonic vibratory forces, and at the same time relatively low excitation forces have to be generated in the resonance mode.
  • the molded body before it is compacted consists of a molded material made from loosely adhering granular components, such as moist concrete mortar. After compaction has been completed, the molded body is pushed out of the molding box and transported away in a manner known per se, and the empty molding box is again filled with undensified molding material in a known manner.
  • the pressing device 112 is also involved in the process of changing the mold box contents in a manner known per se, in that the piston 116 together with the pressing plate 110 is able to perform an upward and downward lifting movement.
  • the compression process begins with the pressing plate 110, which is moved downward by the pressing device, touching the top of the molding material. From this moment of the lifting movement of the press plate 110, the press plate moves further downward while exerting a predeterminable pressing pressure on the resulting molded body as the compression increases. At the beginning of the compression caused by the pressure plate 110 or to any other Ren time beginning or ending, the compression is carried out by a joint action of pressure and vibration on the molded body.
  • a particularly effective compression can be brought about if the vibration is carried out at 5 the resonance frequency or in the vicinity of the resonance frequency f 0 . For this reason, a process sequence is provided during the compression process, during which the resonance frequency f 0 is approximated or reached or passed at least once. Since often different components of the molding compound with their different behaviors during compression different fit them-
  • 20 140 is formed by several sub-volumes that can be separated from one another by switchable check valves. If the desired change in the spring rate is required, the corresponding check valves then only have to be opened or closed. A continuous change in the spring rate can also be provided in that part of the pressure fluid volume 140 is formed by a cylinder whose cylinder space is formed by
  • a piston which is displaceable in the cylinder in a predetermined manner is changed.
  • the vibration must be switchable on and off, e.g. when changing the mold box content. It must be possible to switch the vibration on and off very quickly in the sense of high productivity of the entire production system. To meet this requirement, measures are provided which will be described later with the aid of further figures.
  • the bottom 104 could also be included for the transmission of the power flows, as is shown in FIG. 9.
  • the force flows especially the dynamic mass forces, are complete to flow through the frame 100 and the vibrations of the frame through springs
  • pistons 116 and 134 in FIG. 1 can be designed as double-acting pistons.
  • FIG. 2 shows an exciter control 200 with an alternating volume pump generator, including an unbalance vibrator 240, in a schematic form.
  • the entire exciter control can be connected to a compression device according to FIG. 1 at the connection points 162 and 196 which are also present there, the excitation control 200 being the exciter control symbolized in FIG. 1 by the frame 160 replaced.
  • Two unbalances 204 are forced by their drive motors 202 to rotate in opposite directions and thus set the base plate 208 of the common frame in a directional oscillation, which is indicated by the double arrow 206.
  • the base plate 208 is also softly supported in a manner not shown in the drawing by means of springs against the cylinder housing 214.
  • Two pump pistons 210 are fastened to the base plate 208 and work together with two cylinder spaces 216 of the cylinder housing 214.
  • the cylinder spaces are connected to one another by a connecting line 220 and are connected to the outside via a line 222 with the involvement of the device 226 at the connection point 162.
  • the oscillating movement of the pump pistons 210 forces the pressurized fluid volume 218, which is under a prestressing pressure, and with each downward stroke under increased pressure an exchange volume of a predetermined size via the connection point 162 to the pressurized fluid volume of the exciter actuator 135, which operates hydraulically in this case 1 and to record an exchange volume emitted by the pressure fluid volume of the exciter actuator with each upward stroke.
  • a very specific portion of excitation energy can thus be delivered to the mass-spring system of FIG. 1.
  • the drive motors 202 are acted upon by a control unit 230, with which, for example, the rotational frequency can be influenced in such a way that it corresponds to the resonance frequency f 0 of the compression device in FIG. 1.
  • the control device 230 is also connected to the central control 190 via the connection point 196.
  • the size of the exchange volume to be exchanged with the hydraulically operated exciter actuator 135 in FIG. 1 must be able to be varied for various reasons, and the possibility must also be included of completely preventing the volume exchange and thus the oscillating movement of the compression device. Different solutions are provided for this task according to the invention.
  • the vibration amplitude of the vibrator can be varied between the value zero and the maximum value using means known per se and not described further here.
  • r> 3 is an excitation controller 300 illustrated in schematic form a hydraulic pump as an alternating volume pumping generator.
  • the entire exciter control can be connected via two connection points 162 and 196 to a compression device according to FIG. 1 at the connection points 162 and 196 also present there, the exciter control 300 being the exciter symbolized by the frame 160 in FIG. Control replaced.
  • a circular cam disk 310 can be driven in rotation by a drive motor M about a shaft 304 rotatably mounted in the pump housing, which is symbolized by the arrow 308.
  • the axis of rotation of the cam is arranged around an eccentric section 306 outside the center of the cam circle.
  • the drive motor M is acted upon by a control device 330, with which, for example, the rotational frequency of the cam plate 310 can be influenced in such a way that it corresponds to the resonance frequency f ⁇ of the compression device in FIG. 1.
  • the control unit 330 is also connected to the central control 190 via the connection point 196.
  • two corresponding possibilities are provided in the exciter controller 300.
  • the stroke of the pump piston 324 can be changed by changing the eccentric section 306 (possible down to the value zero).
  • the other solution works similarly to that with respect to the solution described in FIG. 2, in which the fluid volume exchange between the pressure fluid volume 326 and the pressure fluid volume of the excitation actuator can be restricted or interrupted.
  • Device 340 has the same task as device 226 in FIG. 2.
  • FIG. 4 shows a variant of a compression device according to FIG. 1 with the vibrating table 124, in which variant the excitation actuator 480 for generating the excitation forces and the main system spring 470 are designed differently compared to a compression device according to FIG. 1 with a hydraulic excitation actuator are.
  • the main system spring 470 is represented by the individual springs of two equally large pressurized fluid volumes 478, each of which is enclosed between its own oscillating piston 474 and cylinder 476.
  • the exciter actuator 480 is formed by the actuator piston 482, which is fastened to the vibrating table 124 by means of the piston holder 484, by the actuator cylinder 486 and by the actuator pressure fluid volume 488, which is connected to the exciter by means of the operative connection 164.
  • Controller 160 is connected.
  • alternating-volume pump generators such as e.g. which can be used as described in FIGS. 2 and 3.
  • the excitation forces are transmitted in FIG. 4 in such a way that they are guided between the vibrating table 124 and the frame 100 in a special force flow path which is parallel to those leading over the individual springs (478) Power flow paths runs. Due to this measure, excitation forces and dynamic mass forces cannot be coupled in one and the same volume of pressurized fluid.
  • FIG. 5 shows a variant of a compression device according to FIG. 1 with the vibrating table 124, in which variant the excitation actuator 580 for generating the excitation forces and the main system spring 570 are configured differently from FIG. 1.
  • the main system spring 570 is embodied by two equally large pressurized fluid volumes 578, each of which is enclosed between its own oscillating piston 574 and cylinder 576.
  • the excitation actuator 580 is formed by a directional vibrator 584 whose amplitude is adjustable and which is fastened directly to the vibrating table 124 without a force-transmitting connection to the frame 100.
  • the control of the two drive motors 582 via which the speed can also be controlled, takes place via the active connection 164 through the excitation controller 160.
  • FIG. 6 shows a variant of a compression device according to FIG. 1 with the vibrating table 124, in which variant the excitation actuator 680 for generating the excitation forces and the main system spring 670 are configured differently from FIG. 1.
  • the main system spring 670 is embodied by two equally large pressurized fluid volumes 678, which are each enclosed between their own oscillating piston 674 and cylinder 676.
  • the exciter actuator 680 comprises a directional vibrator 681, which is softly supported against the frame 100 by springs 682.
  • the control of the two drive motors 683 via which the speed can also be controlled, takes place via the active connection 164 by the excitation controller 160.
  • the directional vibrator 681 does not have to be adjustable in terms of its oscillation amplitude and can remain in constant oscillation.
  • the activation and deactivation of the excitation forces generated by the directional vibrator on the vibrating table 124 and the control of the size of the excitation energy portions to be transmitted with each oscillating movement of the directional vibrator is carried out by means of a hydraulically operated coupling device 684 which is also associated with the excitation actuator with a hydraulic switching element 685, the latter being controlled by the central control 190 via the line 686.
  • the hydraulic coupling device 684 comprises a double-acting piston 687 which can be moved up and down in the cylinder space of the cylinder 688 by the oscillating movements of the directional vibrator to which it is attached.
  • alternating volumes which are parts of the pressurized fluid volumes of the two cylinder spaces 672 and 673 separated by the piston, are exchanged with the hydraulic switching element 685.
  • the hydraulic switching element 685 can be operated in different versions: In a first mode of operation, it creates a short-circuit path for the exchange volumes to be exchanged, so that practically no excitation forces are transmitted from the directional vibrator to the vibrating table during the upward and downward movement of the piston 687.
  • the hydraulic switching element 685 provides a (preferably continuously adjustable) narrowed short-circuit path with a predeterminable throttling effect.
  • throttling the volume flows of the exchangeable volumes to be exchanged, the transferable amplitudes of the oscillating movement of the directional vibrator and the transferable excitation forces or the transferable excitation energy portions are reduced in a predeterminable manner.
  • the short-circuit path is completely blocked, with the result that the oscillating movements or the excitation forces of the directional vibrator are transmitted to the oscillating table 124 with full amplitude or in maximum size. For the transmission of excitation forces on one own power flow path applies something similar, as described in the description of Figure 4.
  • FIG. 7 shows a variant of a compression device according to FIG. 1 with the vibrating table 124, in which the exciter actuator 780 for generating the excitation forces and the main system spring 770 are configured differently from FIG. 1.
  • the main system spring 770 is embodied by two equally large pressurized fluid volumes 778, each of which is enclosed between its own oscillating piston 774 and cylinder 776.
  • the excitation actuator 780 is an electric linear motor, consisting of 10 a movable part 782 and a stationary part 783.
  • the excitation forces are generated in an air gap 784 by alternating magnetic fields and are supported on the one hand against the vibrating table 124 and on the other hand against the frame 100.
  • the size of the excitation forces, the stroke amplitude of the movable part and the excitation frequency are determined by the excitation control 160, which is connected to the linear motor via the operative connection
  • FIG. 8 shows a variant of a compression device according to FIG. 1 with the vibrating table 124, in which variant the excitation actuator 880 for generating the excitation forces and the main system spring 870 are designed differently from FIG. 1.
  • the main system spring 870 is embodied by two equally large pressurized fluid volumes 878, each of which is enclosed between its own oscillating piston 874 and cylinder 876.
  • the excitation actuator 880 is a hydraulic linear motor, consisting of a movable part 882 designed as a piston and a stationary part 883 designed as a cylinder.
  • the excitation forces are generated in the pressure fluid volume 884 by the exchange of dynamic hydraulic alternating volumes via the active components - Connection 164 to the excitation controller 160.
  • the excitation controller 160 contains an electro-hydraulic servomechanism which, in accordance with the control information received from the central controller 190, dynamically generates hydraulic alternating volumes with predeterminable frequency and size and with predeterminable exciter energy portions ,
  • the excitation forces are supported on the one hand against the vibrating table 124 and on the other hand against the frame 100.
  • 9 shows a variant of a compression device which, like the variants according to FIGS. 4 and 8, works with a hydraulic spring and with a hydraulic exciter.
  • the construction of the entire compression device is similar to that of FIG. 1.
  • the reference numerals beginning with the number 1 therefore designate the same features with the functions assigned to them as in FIG. 1.
  • the features which are different in comparison to FIG 9 begin, are all arranged below the vibrating table 124.
  • the force flow of all the forces involved is via the cylinder part 902.
  • the cylinder part is firmly connected to the foundation 10 904.
  • the foundation can be viewed as part of the frame 100 and is also the carrier of the force flow paths of all the compression forces involved.
  • the cylinder part 902 contains cylinder spaces or fluid volumes for two different hydraulic 15 linear motors:
  • the compressible fluid volume 906 represents the energy-storing part of the main system spring 970 and, with its compression module, is decisive for the resonance frequency of the mass-spring system with the vibrating mass System 136, which also includes the 908 oscillating piston.
  • the fluid volume 906 together with the oscillating piston 908 forms the main system spring 970.
  • the actuator 0 fluid volume 914 forms together with the actuator piston 916 and the cylinder part 902 the hydraulic linear motor of the excitation actuator 980, with which linear motor the excitation forces are generated. with which the frequency and amplitude of the compression vibration are determined.
  • the oscillating piston is fixed to the oscillating table 124 and the actuator piston is fixedly connected to the oscillating piston.
  • the fluid volume 906 and the actuator fluid volume 914 could also be interchanged.
  • the exciter actuator 980 is connected to the exciter controller 160 by means of the operative connection 164.
  • the excitation control (instead of the symbolic frame 160 interchangeable between the connection points 162 and 196) can be designed as an alternating volume pump generator; however, it can also contain an electro-hydraulic servo mechanism, which is connected on the one hand to a pressure source (preferably with an essentially constant pressure) and, on the other hand, exchanges dynamic hydraulic alternating volumes with the frequency and size that can be specified and with predefinable excitation energy portions with the linear motor , 5
  • the oscillating table 124 or the oscillating piston should be held at an average altitude that can be predetermined with a variable or constant value, as is achieved by the dimension "Z" is symbolized.
  • the average altitude can be defined, for example, by the reference vibration position at which the vibration speed has its maximum value and the vibration acceleration has the value zero.
  • vibration travel amplitudes + A and -A can be defined, whereby the vibration travel amplitudes + A and -A can have remarkably different values depending on various parameters.
  • the fluid volume 906 should be compressed by approximately the amount -A with a negative oscillation path amplitude -A.
  • a compensation volume dispenser 920 is provided. It consists of a cylinder housing 922, a compensating piston 926, a compensating spring 928 and a compensating volume 924 and is connected to the fluid volume 906 via a line 930. While a compression amount> zero of the fluid volume prevails, the compensating piston 926 is pressed into a mechanically formed end position against the force of the compensating spring 928.
  • a compensating volume dispenser could also be replaced by a correspondingly controlled valve, which draws the volume flow during the upward stroke from a pressure source and returns the volume flow during the downward stroke into the pressure source itself or into another container.
  • a displacement measuring system is provided for the detection of the oscillating path of the vibrating table 124 or the oscillating piston 908, consisting of a first sensor part 910 and a second sensor part 912. The result of this path measurement is (in a manner not shown in the drawing) the central control 190 fed and processed there.
  • a hydraulic regulating volume dispenser 940 is provided in order to be able to keep the vibrating table 124 or the vibrating piston 908 in the predeterminable average altitude or reference path position despite leakage losses and other disturbing factors. This can lead a control volume flow into the fluid volume 5 906 via line 942 and, if necessary, also discharge it from it, in such a way that the predetermined average altitude is kept constant.
  • the control volume dispenser 940 in the selected example has a pressure source S, a check valve C and a valve V, through which valve the necessary metering of the control volume flow is carried out.
  • the valve V which is controlled by the central control 190 via the active line 944, is an actuator of a closed control loop of a level control device, with which the average altitude or vibration path reference position is continuously regulated to a predetermined value.
  • a compression device offers several advantages, namely that the main system spring 970 is not loaded with the excitation forces, or the actuator fluid volume is not loaded with the forces of the main system spring.
  • the power flow of all three forces involved is combined in the oscillating piston, but due to the separate generation of the excitation forces in a separate excitation actuator, there is no superimposition of excitation forces and spring forces derived from the dynamic mass forces in the excitation actuator.
  • the hydraulic linear motor of the excitation actuator and the spring cylinder of the main system spring are arranged concentrically in FIG. 9 and also centrally symmetrically to the oscillating table 124. Because of the possible symmetrical application of force by dynamic mass forces resulting from the spring function and excitation forces, there can be no jamming effect on the pistons involved and the compression acceleration acts symmetrically on the entire mold box 106, which is particularly important when the mold box is divided into many individual molds.
  • FIG. 10 shows the detail identified by the circle “Q” in FIG. 9 with a modification such that an annular groove 950 is provided in the inner cylinder of the cylinder part 902 and is filled with a fluid volume 952.
  • the fluid volume 952 can unite with the fluid volume 906 when the oscillating piston 908 is moved to a higher position.
  • an additional hydraulic circuit 954 is shown, the Line part 956 communicates with the fluid volume 952 via a fluid line 962.
  • FIG. 10 shows a different, purely mechanical-hydraulic variant of a level control device compared to FIG. 9, with which the average height position or vibration travel reference position of the vibration table 124 is adjusted to one by the position of the cylinder control edge 958 the ring groove predetermined value is regulated and in which the function of the compensation volume dispenser described in Fig. 9 is also realized.
  • the oscillating piston 908 has a piston control edge 960 on its underside, which separates the fluid volume 952 from the fluid volume 906 at the same height (as drawn) as the cylinder control edge 958.
  • the reference position of the oscillating table 124 is also defined with the height of the oscillating piston shown.
  • the cylinder control edge 958 represents a measure of the target position of the oscillation travel reference position.
  • PLV is a pressure limiting valve which, at a pressure> p L in the line part 956, a volume flow the way in opens the container T.
  • S2 represents a fluid source with a constant pressure ⁇ p L.
  • a check valve CV prevents fluid backflow from the line part 956 into the fluid source.
  • the function of the level control device is as follows: after the piston control edge 960 has passed the oscillation travel reference position during a downward oscillating movement of the oscillating piston 908, the compression of this fluid volume begins with a separated fluid volume 906 and the oscillating movement reaches its lower reversal point after Covering the route -A. As soon as the piston control edge 960 has again passed the oscillation travel reference position during the subsequent upward oscillating movement, a compensating volume flow begins to flow into the fluid volume 906 from the source S2 until the oscillating piston 908 after the distance + has been covered A has reached the upper reversal point.
  • the upward strokes can be of any size within a certain range, corresponding to the distance + A due to the energy portions supplied via the actuator piston.
  • this level control device could be carried out with a similar construction with a slightly different version:
  • the piston control edge (960) is not on the oscillating piston 908 and the cylinder control edge 958 is not attached to the inner cylinder associated with the oscillating piston 908. Rather, the piston control edge (960) is now realized on another piston and the cylinder control edge 958 on another inner cylinder belonging to the other piston, the cylinder control edge on the other cylinder also being realized by the lower plane surface of another ring groove (or through radial bores).
  • a different fluid volume (similar to 906 in FIG. 10) is also contained in the other inner cylinder as a spring medium, which adjoins the underside of the other piston.
  • Another hydraulic circuit constructed like circuit 954 in FIG.
  • the organs of the exciter actuator and the main system spring are arranged either above or below the oscillating table. Instead of a single molded body or casting mold model, several can be provided at the same time.
  • the relative position of the main system spring and exciter actuator can be interchanged, which e.g. for Fig. 9 would mean that 908 is the actuator piston and that 916 is the oscillating piston.
  • the dash-dot lines shown there, e.g. line 879 in FIG. 8 symbolizes a fixed connection between two components.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Manufacturing & Machinery (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Ceramic Engineering (AREA)
  • Apparatuses For Generation Of Mechanical Vibrations (AREA)
  • Press Drives And Press Lines (AREA)
  • Casting Or Compression Moulding Of Plastics Or The Like (AREA)
  • Processing Of Solid Wastes (AREA)
  • On-Site Construction Work That Accompanies The Preparation And Application Of Concrete (AREA)

Description

Verdichtungseinrichtung zur Durchführung von Verdichtungsvorgängen an Formkorpern aus komformigen Stoffen
Die Erfindung betrifft eine mit Vibrationsschwingungen betriebene Verdichtungseinrichtung zum Formen und Verdichten von Formstoffen in Formausnehmungen von Formkästen zu Formkorpern, wobei die Formkörper eine Oberseite und eine Unterseite aufweisen, über welche die Verdichtungskräfte eingeleitet werden. Bei diesem Verfahren befindet sich der Formstoff vor dem Verdichtungsvorgang in den Formausnehmungen zunächst als eine Volumenmasse aus lose zusammenhaftenden körnigen Bestandteilen, welche erst während des Verdichtungsvorganges durch die Einwirkung von Verdichtungskräften auf die Oberseite und Unterseite zu festen Formkorpern geformt werden. Die Volumenmasse kann bei Anwendung der Verdichtungseinrichtung in Maschinen zur Herstellung von Beton- Fertigprodukten (z.B. Pflastersteinen) z.B. aus feuchtem Betonmortel, in Gießerei- Formmaschinen aus Formsand und in Sinterteil-Formmaschinen aus Metallpartikeln oder anderen Sinterpartikeln bestehen. Bei der Anwendung in Sinterteil-Formmaschinen kann die Verdichtungseinrichtung auch dazu eingesetzt werden, um vorgeformte Sinterteil- Formkörper weiter zu verdichten.
Ganz speziell bezieht sich die Erfindung auf solche Vibrations-Verdichtungseinrichtungen, welche vergleichsweise geräuscharm und mit niedrigem Energieverbrauch für die Verdichtung arbeiten. Dabei erfordert es die geräuscharme Arbeitsweise zum einen, daß die Verdichtung durch Anwendung von im wesentlichen harmonischen (sinusförmigen) Vibrationskräften geschieht und zum anderen, daß der Formkasten keine merklichen Eigenbewegungen relativ zu den anderen an der Schwingung beteiligten Bauteilen aufweist. Um die letzt- genannte Erfordernis zu erfüllen, muß der Formkasten gegen ein solches Maschinenelement festspannbar sein, welches an den Vibrationsschwingungen teilnimmt. Als solches Maschinenelement bietet sich z.B. der unter dem Formkasten befindliche Schwingtisch an. Die Forderung nach einer Verdichtung mit niedrigem Energieverbrauch wird dadurch erfüllt, daß das beteiligte Masse-Feder-System auch in oder wenigstens in der Nähe der Reso- nanzfrequenz f0 dieses Systems schwingen kann. Die Resonanzfrequenz-Arbeitsweise führt dabei wegen des sogenannten Resonanzeffektes durch die dabei erzielbaren sehr hohen Beschleunigungen zu einer sehr wirksamen Verdichtung, wenn gewährleistet ist, daß auch der Formkörper den aus dem Resonanzbetrieb abgeleiteten hohen Werten für die Schwingbeschleunigung unterworfen wird.
Der nächstliegende Stand der Technik ist durch die Druckschrift EP 0 870 585 A1 belegt und zur Beschreibung des allgemeinen Standes der Technik ist die DE 44 34 679 A1 von Interesse. Da der strukturmäßige Aufbau einer Verdichtungseinrichtung derjenigen Gattung, der die Erfindung zuzuordnen ist, in der EP 0 870 585 A1 nicht ausreichend dargestellt ist, werden die in den gesamten Kraftfluß einer erfindungsgemäßeπ Verdichtuπgseiπrichtung mit einbezogenen wesentlichsten Struktur-Merkmale nachfolgend mit Bezugnahme auf die Fig.
5 2 der DE 44 34 679 A1 aufgeführt:
- Eine Seite, z.B. die Oberseite des Formkörpers 226, ist mit einer Preßplatte 250 beaufschlagt, über welche Preßplatte der Formkörper mit einer speziellen "durchschnittlichen Preßkraft", nachfolgend vereinfachend auch Preßkraft genannt, auch während des Ver-
10 dichtungsvorganges beaufschlagt wird, welche Preßplatte die von der anderen Seite (z.B. Unterseite) her eingebrachten Vibrationskräfte aufzunehmen vermag, welche Preßplatte zusätzlich noch eine Verlagerungsbewegung relativ zu der anderen Seite des Formkörpers durchzuführen vermag, und zwar zum Zwecke seiner Nachführung bei der Verkleinerung der Verdichtungshöhe während des Verdichtungsvorganges und gegebenenfalls auch zur
15 Durchführung der üblichen notwendigen Bewegungen beim Handling des Formkörpers oder Formkastens, welche Preßplatte zur Erzeugung der Preßkraft und/oder zur Durchführung einer Veriagerungsbewegung eine (gegebenenfalls hydraulisch betriebener) Preßkrafteinrichtung 264 zugeordnet ist, und welche Preßplatte die von ihm übertragenen Kräfte gegen einen Rahmen 204 der Verdichtungseinrichtung abstützt. [Die sich hier einstellende spezi-
20 eile "durchschnittliche Preßkraft" ergibt sich neben einem ständig übertragenen Kraftanteil vor allem aus den von der Grundplatte 294 in den Formkörper eingeführten und durch den Formkörper übertragenen Impulsen und ist ihrer Natur nach nicht eine statische oder stetig wirkende Preßkraft].
- Die andere Seite, z.B. die Unterseite des Formkörpers 226, ist durch eine Grundplatte 25 294 zusätzlich zu der durch die Preßplatte aufbringbaren Preßkraft auch noch mit Vibrationskräften beaufschlagt, die von einem Bewegungserzeugungs-System 240 erzeugt und eingeleitet werden. Die Grundplatte 294 stützt sich ihrerseits wiederum gegen den Schwingtisch 211 des Schwingmasse-Systems ab.
- Das Bewegungserzeugungs-System 240 wird gebildet durch ein die Vibrations-
30 Schwingungen durchführendes Masse-Feder-System 207 + 217, dessen Masse durch ein Schwingmasse-System 207 definiert ist, und durch eine Antriebseinrichtung zur Erzeugung der Erregerkräfte für die Erregung von Schwingungen an dem Schwingmasse-System 207 bzw. an dem Masse-Feder-System 207 + 217.
- Das Schwingmasse-System 207 ist über Fedem 217 gegen den Rahmen 204 (oder ge- 5 gen den Boden, auf den der Rahmen mit seiner Schwerkraft lastet) abgestützt. Die Federn
217 übernehmen dabei sowohl die Funktion der Energiespeicherung beim Schwingbetrieb des Schwingmasse-Systems bzw. des Masse-Feder-Systems als auch die Funktion der Ab- Stützung der Preßkraft. Das Schwingmasse-System umfaßt die Massen mehrerer mitschwingender Bauteile, u. a. den Schwingtisch 211, die Grundplatte 294, den Formkasten 213, den/die Formkörper 226 und die zum Mitschwingen bestimmten Bestandteile der Festspann-Einrichtung 298 für den Formkasten. 5 - Die Antriebseinrichtung 215 dient zur Erzeugung von Erregerkräfteπ mit einer vorgebbaren Erregerfrequenz und übernimmt die Übertragung der Erregerenergie, welche gebraucht wird für die Ingangsetzung und Aufrechterhaltung der Schwingungen des Masse-Feder- Systems, wie auch für die Übertragung der Verdichtungsenergie und jener Energie, welche zur Abdeckung von diversen Reibungs- Verlustenergien nötig ist. Die zu übertragende Erre-
10 gerenergie wird in der Antriebseinrichtung durch den Einsatz eines Erreger-Aktuators 238 wenigstens einmal einer Energiewandlung unterzogen, wobei eine erste Energieform in eine zweite Energieform gewandelt wird, welche zweite Energieform an das Schwingmasse- System als Erregerenergie weitergegeben wird. - Die Abstützung der Vibrationskräfte bzw. Vibrations-Impulse und der diesen überlagerten
15 Preßkraft wird derart vorgenommen, daß alle Kräfte bzw. Vibrations-Impulse in einem geschlossenen Kraftfluß-Kreis geführt werden, wobei in diesen Kraftfluß-Kreis auch (zwischen der Preßplatte 250 und den Federn 217 des Schwingmasse-Systems liegend) der Rahmen 204 (und gegebenenfalls auch der Boden) eingebunden ist. Eine beachtenswerte Besonderheit des strukturellen Aufbaues der Verdichtungseinrichtung gemäß der Fig. 2 der DE 44
20 34 679 A1 (auf deren Bedeutung später noch einmal eingegangen wird) besteht darin, daß die durch den Schwingtisch 211 geleiteten Kräfte auf zwei unterschiedlichen Wegen (zum Rahmen) abgestützt werden. Die Federn 217 übertragen die (durchschnittliche) Preßkraft und die überlagerten dynamischen Massenkräfte des schwingenden Masse-Feder-System 207 + 217 und dienen dabei gleichzeitig noch als Speicher zur zwischenzeitlichen Um-
25 Wandlung von kinetischer Energie des schwingenden Schwingmasse-System 207 in Federenergie (und umgekehrt). Die Hydraulikkolben 228 übertragen die Erregerkräfte. Der Kraftfluß-Kreis wird in diesem Falle also auf der Strecke zwischen dem Schwingtisch 211 und dem Rahmen 204 auf zwei parallelen Wegen geführt. Man kann auch sagen, daß die über die Fedem 217 geleiteten Kräfte einerseits und die Erregerkräfte andererseits in paralleler
30 Weise an die Masse des Masse-Feder-Systems 207 + 217 angekoppelt sind.
Es versteht sich, daß wenigstens einige der in den Kraftfluß-Kreis eingeschlossenen Kraftübertraguπgs-Elemente ein schwingfähiges Masse-Feder-System bilden können, welches über mindestens eine erste Resonanzfrequenz f0 verfügt, welche Resonanzfrequenz 5 durch die bestimmte Erregerfrequenz der Antriebseinrichtung erregt werden kann. In der Verdichtungseinrichtung der DE 44 34 679 A1 in Fig. 2 ist (gemäß Spalte 15, Zeilen 3 bis 16) vorgesehen, daß das Masse-Feder-System 207 + 217 mit seiner Resonanzfrequenz fQ betrieben werden soll. Es ist allerdings nicht vorgesehen, daß der Formkörper 226 selbst in das in Resonanz schwingende Masse-Feder-System mit eingeschlossen ist. Vielmehr soll die Verdichtung des Formköφers 226 durch Einwirkung der Stoßbeschleunigung aus Stößen zwischen Grundplatte 294 und Unterseite des Formköφers bzw. zwischen Stirnseite 5 272 der Preßplatte 250 und Oberseite des Formköφers erfolgen (siehe z.B. Spalte 3, Zeilen 1 bis 21). Gleichzeitig führt der Formkörper 226 dabei Freiflugbewegungen (Spalt L) relativ zum Schwingmasse-System 207 durch (siehe z.B. Spalte 9, Zeilen 40 bis 52 oder Patentanspruch 1). Es handelt sich daher sozusagen um eine "Schüttel-Verdichtungseinrichtung".
0 Die durch die DE 44 34 679 A1 beschriebene Verdichtungseinrichtung unterscheidet sich von der durch die EP 0 870 585 A1 definierten Gattung von Verdichtungseinrichtungen auch noch wie folgt:
- Es kann nicht eine solche Verdichtungsart durchgeführt werden, bei der die Masse des Formköφers 226 selbst in den Kraftfluß-Kreis eines mit seiner Resonanzfrequenz fσ betrie- benen Masse-Feder-Systems mit einbezogen ist.
- Sofern die Erregerkraft durch einen als Erreger-Aktuator dienenden Richtvibrator 118 mit zwei Unwuchtköφem erzeugt wird, erhält man zwar einen guten Wirkungsgrad bei der Energiewandlung im Aktuator selbst, es ergibt sich jedoch das Problem, daß die Erregerkraft nicht schnell genug an- und abschaltbar ist. Da bei dem Vorgang des innerhalb des Form- kastens vorzunehmenden Austausches des fertigen Formköφers mit der zunächst unver- dichteten losen Formasse (für den nächsten zu verdichtenden Formköφer) das Schwingmasse-System 207 nicht in Bewegung sein darf, würde das dann laufend benötigte Beschleunigen und Abbremsen des Richtvibrators eine ungenutzte Totzeit bei dem Fertigungsprozeß und auch eine Energievernichtung bedeuten.
In der EP 0 870 585 A1 wird eine Verdichtungseinrichtung beschrieben, bei welchem die Verdichtung eines Formköφers unter gleichzeitiger Anwendung eines Preßdruckes und einer Vibration mittels sinusförmig verlaufender Schwingbeschleunigung erfolgt. (Die folgenden Merkmalsbezeichnungen sind zum Teil angepaßt an die bei der Erläuterung der DE 44 34 679 A1 benutzte Terminologie). Der Preßdruck kann gesteuert werden durch eine hydraulische Preßkrafteinrichtung 6 und die Vibration (die Schwingung) wird ausgeführt durch ein hydraulisch-mechanisches Masse-Feder-System, welches gebildet wird durch den Schwingtisch 1, den Formkasten 14, den Formköφer 17, den beweglichenTeil 2 des hydraulischen Erregers 3, und durch das kompressible hydraulische Medium, welches sich zwischen dem beweglichen Teil 2 des Erregers und den Antriebsmitteln 7 (elektro- mechanisches Steuerorgan) befindet. Die Vibration während der Verdichtung kann derart ausgeführt werden, daß das hydraulischmechanische Masse-Feder-System in der Nähe oder genau in seiner Resonanzfrequenz f0 schwingt und dabei (durch die Beschleunigungen "a") Massenkräfte erzeugt, welche der durch die hydraulische Preßkrafteinrichtung 6 erzeugten Preßkraft überlagert sind. Daraus folgt auch, daß hier im Gegensatz zur DE 44 34 679 A1 der (durch die hydraulische Preßkrafteinrichtung 6 erzeugte und über den Hydraulikzylinder 5,6 übertragene) Preßdruck nicht ein zwischen zwei Schwingbewegungen des hydraulisch-mechanischen Masse-Feder- Systems unterbrochener Druck ist, sondern ein Druck mit einem Konstant-Anteil und mit einem diesem überlagerten Wechsel-Anteil.
Um bezüglich des auch bei dieser Verdichtungseinrichtung vorhandenen Kraftfluß- Kreislaufes für die über den Formköφer 17 (Masse 17) geleiteten "resultierenden Kräfte" (= Preßkraft + Erregerkräfte + dynamische Massenkräfte) einen Vergleich herstellen zu können mit dem Kraftfluß-Kreislauf der Verdichtungseinrichtung gemäß der DE 44 34 679 A1 , wird Bezug genommen auf den in der EP 0 870 585 A1 (Spalte 2, Zeile 41) gegebenen Hinweis auf eine Verdichtungseinrichtung gemäß der EP 0 620 090, bei welchem die über den dort gezeigten Formköφer 15 (Produkt 15) geleiteten "resultierenden Kräfte" sich abstützen gegen den dort gezeigten Rahmen 1 , 2. Daraus kann gefolgert werden (was für den Fach- mann eigentlich auch selbstverständlich ist), daß die in der Verdichtungseinrichtung gemäß der EP 0 870 585 A1 über den Formköφer 17 geleiteten "resultierenden Kräfte" derart in einen Kraftfluß-Kreislauf eingebunden sind, daß sich die "resultierenden Kräfte" über die hydraulische Preßkrafteinrichtung 6 einerseits und über den hydraulischen Erreger 3 andererseits gegen einen "anzunehmenden Rahmen" abstützen. Ein über den "anzunehmenden Rahmen" führender Kraftfluß-Kreislauf ist im übrigen schon deshalb zwingend anzunehmen, weil das die Feder des Masse-Feder-Systems verköφernde kompressible hydraulische Medium nur Kräfte in einer Richtung (nur Druckkräfte) entwickeln kann. Das Rückschwingen der Masse des Masse-Feder-Systems muß daher wegen der angestrebten hohen Schwingfrequenz neben der auch mitwirkenden Schwerkraft zusätzlich noch mittels einer solchen Kraft bewirkt werden, die sich über den Formköφer (und über die hydraulische Preßkrafteinrichtung 6) gegen einen Rahmen abstützt.
Es ist bei der Betrachtung der Funktionsweise der Verdichtungseinrichtung gemäß der EP 0 870 585 A1 von besonderer Bedeutung, daß (im Gegensatz zur Verdichtungseinrichtung gemäß der DE 44 34 679 A1) der Kraftfluß-Kreis auf der Strecke zwischen dem Schwingtisch 1 und dem "anzunehmenden Rahmen" nur auf einem einzigen Kraftfluß-Weg geführt wird, welcher Kraftfluß-Weg über das bewegliche Teil 2, das kompressible hydraulische Me- dium [welches angeordnet ist zwischen dem beweglichen Teil 2 und dem Antriebsmittel 7 bzw. dem elektro-hydraulischen Steuerorgan 7 (Spalte 4, Zeilen 18 bis 21)] und den Erreger 3 führt. Das kompressible hydraulische Medium ist hier an zwei Funktionen beteiligt. Einmal ist es Bestandteil des hydraulischen Erregers 3, und zwar dadurch, daß das Volumen des Mediums mit Hilfe des Antriebes 7 und der Steuerungsmittel 11 mit "dynamischen hydraulischen Volumenströmen" (Spalte 2. Zeilen 38 bis 40) beaufschlagt wird, wodurch der bewegliche Teil (2) des Erregers (3) zur Durchführung von Oszillationsbewegungen gezwungen wird und wodurch die Erreger-Schwingbewegung und die dynamischen Erregerkräfte erzeugt werden (die dynamischen Volumenströme sind die im Zeittakt der Erregerfrequenz dem Volumen des Mediums hinzugefügten und wieder entnommenen Fluid- Volumina). Zum anderen ist das Volumen des Mediums Bestandteil des mit einer Resonanzfrequenz f0 in Schwingungen zu versetzenden hydraulisch-mechanischen Masse-Feder-Systems, wobei das kompressible hydraulische Medium als Feder (später auch Haupt-Systemfeder genannt) genutzt wird.
Demzufolge kann auch davon gesprochen werden, daß der Kraftfluß-Weg der "resultierenden Kräfte" zwischen dem Formköφer 17 und dem "anzunehmenden Rahmen" über den Funktionsträger "bewegliches Teil 2" als kraftübertragendes Teil des hydraulischem Erregers 3 (siehe auch Spalte 1 , Zeilen 47 und 48) und über den Funktionsträger Medium als Feder des hydraulisch-mechanischen Masse-Feder-Systems geführt ist, welche Funktionsträger durch Hintereinanderschaltung (Serienschaltung) verbunden sind. Dieser Sachverhalt kommt auch in Patentanspruch 1 expressis verbis zum Ausdruck (Spalte 6, Zeile 1 bis 8), indem ausgesagt ist, daß einerseits das hydraulisch-mechanische Masse- Feder-System die Bestandteile "beweglicher Teil 2" und "kompressibles hydraulisches Medi- um" umfaßt und daß andererseits das "kompressible hydraulische Medium" zwischen dem "beweglichen Teil 2" und dem "Antrieb 7" vorhanden ist und demnach also an das "bewegliche Teil 2" anschließend ist. Daraus kann gefolgert werden, daß die in der EP 0 870 585 A1 offenbarte technische Lehre ausdrücklich von einer Serienschaltung der Funktionsträger "Erregerkräfte übertragendes Bauteil" (des Erregers für die Erzeugung der Enreger- kräfte) und "Feder des in seiner Resonanzfrequenz zu betreibenden Masse-Feder- Systems", bzw. auch von einer AbStützung der Erregerkräfte gegen das hydraulische Medium der Systemfeder ausgeht.
Zu den Erfindungsoffenbarungen der EP 0 870 585 A1 kann weiterhin noch folgendes be- merkt werden: Zwecks Herbeiführung und Aufrechterhaltung der Schwingungen des hydraulisch-mechanischen Masse-Feder-Systems bedarf es der Zuführung von Erregerenergie portionsweise im Takte der Erregerfrequenz. Die während der Aufrechterhaltung der Schwingungen zuzuführende Energie deckt dabei die Energieverluste, welche dem System durch Dämpfung und Reibung, wie auch durch den Energiebedarf der Verdichtung des Formköφers entzogen wird. Gemäß den offenbarten allgemeinsten Erfindungsgedanken soll die Zuführung der Erregerenergie ausschließlich in hydraulischer Weise erfolgen, und zwar derart, daß die Erregerenergie in hydraulischer Form unmittelbar an das maßgebliche (hydraulisch ausgebildete) Federorgan des Systems abgegeben wird. Die portionsweise Zuführung der Erregerenergie erfolgt dabei dadurch, daß die Energieportionen durch die diskret und im Takte der Erregerfrequenz zu erzeugenden "dynamischen hydraulischen Volumenströme" (Spalte 2. Zeilen 38 bis 40) in das schwingende hydraulisch-mechanische Masse-Feder-System eingeführt werden. Dabei kann die portionsweise vorzunehmende Energie-Einkoppelung logischerweise nur durch die mit ansteigendem Druck verbundenen "dynamischen hydraulischen Volumenströme" geschehen. Wie u.a. aus den Bemerkungen in Spalte 1, Zeilen 33 bis 50 und in Spalte 3, Zeilen 19 bis 22 hervorgeht, sollen die "dynamischen hydraulischen Volumenströme" unter Mitwirkung eines "elektro-hydrauiischen Steuerungsorgans" bzw. eines "Servomechanismus's 7, 8" erzeugt werden. Diese besondere Maßnahme der Energie-Einkoppelung muß daher eine bestimmte Bedeutung der Erfindung beinhalten, die jedoch nicht beschrieben wird.
Es kann bei der kritischen Untersuchung der Arbeitsweise einer Verdichtungseinrichtung nach der EP 0 870 585 A1 festgestellt werden, daß gerade die Anwendung des Merkmals der Serienschaltung der vorerwähnten Funktionsträger bzw. die Anwendung des Merkmales der AbStützung der Erregerkräfte gegen das hydraulische Medium der Haupt-Systemfeder zusammen mit der gewählten und zuvor zitierten Art der Einkoppelung der Erregerenergie etliche Nachteile in sich birgt und daher verbesserungswürdig ist, um somit den Energiever- brauch und auch die Herstellkosten zu verringern.
Die Probleme werden noch durch folgende Umstände verschärft: Wie in der EP 0 870 585 A1 (Spalte 3, Zeile 54 bis Spalte 4, Zeile 8) bereits ausgesagt wird, und wie auch der Fachmann weiß, können und sollen bei einer derartigen Verdichtungseinrichtung sehr hohe Fre- quenzen erzeugt werden und gerade bei den hohen Frequenzen soll auch der Resonanz- Effekt mit seinen nochmals erhöhten Beschleunigungen in Anspruch genommen werden. Es wachsen aber die dynamischen Beschleunigungen "a" der schwingenden Massen des Masse-Feder-Systems bzw. die Vibrationskräfte mit dem Quadrat der Frequenz. Diese hohen dynamischen Massenkräfte werden noch überlagert von den notwendigen Preßkräften und den Erregerkräften und die daraus entstehenden hohen "resultierenden Kräfte" müssen zwangsläufig über die hydraulische Feder und damit auch über den Erreger geleitet werden. Praktisch bedeutet dies für eine Verdichtungseinrichtung gemäß der EP 0 870 585 A1, daß die "dynamischen hydraulischen Voiumenströme" von dem elektro-hydraulischen Steuerorgan 7 bzw. von dem Servomechanismus zu erzeugen sind unter dem Einfluß und der Belastung der durch die "resultierenden Kräfte" im Medium verursachten Drücke und natürlich auch unter der Belastung der vorgesehenen hohen Frequenzen (bis zu 100 Hz). Von den bei dem bekannten Stand der Technik gemäß der EP 0 870 585 A1 versteckt vorhandenen und durch die vorliegende Erfindung abzustellenden Probleme sollen nachfolgend 3 Probleme herausgegriffen und genauer betrachtet werden:
a) Wie man für ein Masse-Feder-System, welches mit einer vorgebbaren Erreger- Kraftamplitude zu erzwungenen Schwingungen angeregt wird, unter Benutzung der Formel für die Amplituden-Verstärkung in Abhängigkeit von der Erregerfrequenz nachweisen kann (als Diagramm in der sogenannten Resonanzkurve darstellbar), benötigt man für die Schwingungserregung im Bereich der Eigenfrequenz eine erheblich geringere Erregerkraft im Vergleich zu dem Maximalwert der durch die Haupt-Systemfeder aufzubringenden dyna- mischen Schwingkraft. Da man den Resonanzeffekt gerade auch im oberen Bereich der durchfahrbaren Erregerfrequenz in Anspruch nehmen möchte, und da die Maximalwerte der dynamischen Schwingkräfte mit dem Quadrat der Erregerfrequenz wachsen, ergeben sich sehr hohe maximale Federkräfte, für die der Federzylinder (bei einem vorgegebenen maximalen Druck) bezüglich seines Zylinderquerschnittes ausgelegt werden muß. Mit der Größe des für die Schwingkräfte ausgelegten Federzylinders ist aber bei vorgegebener Schwingwegamplitude auch die Größe der für die Erregung benötigten und auszutauschenden Wechselvolumina festgelegt. Als Folge dieses Sachverhaltes muß der Erreger-Aktuator mit einem unnötig großen periodischen Wechsel-Volumenstrom betrieben werden, was als Nachteil nicht nur einen erhöhten Energieverlust beinhaltet, sondern auch die Notwendig- keit, die Servoeinrichtung (z.B. ein Servoveπtil) zur Erzeugung der Wechselvolumina entsprechend groß zu dimensionieren.
b) Bei dem Prinzip der Benutzung eines gemeinsamen Fluidvolumens für den Erreger- Aktuator und für die fluidische Haupt-Systemfeder ergibt sich noch eine weitere Quelle für einen erheblichen Verlust von Erregerleistung aus dem folgenden Sachverhalt: In einem ersten Bewegungsteil der Abwärts-Schwingbewegung muß ein Wechselvolumen aus dem Zylinderraum herausgelassen werden, und zwar solange, bis jene etwa in der Mitte des gesamten Abwärts-Schwingweges gelegene Stelle erreicht ist, wo der Kompressionsraum der fluidischen Feder dicht abgeschlossen sein muß, damit anschließend bei dem zweiten Be- wegungsteil der Abwärtsbewegung das Kompressionsvolumen komprimiert und damit die Federfunktion realisiert werden kann. Der Übergang von dem ersten Bewegungsteil zu dem zweiten Bewegungsteil geschieht aber gerade in einer Situation, in weicher der Federkolben seine größte Schwinggeschwindigkeit entwickelt hat. Daher müßte bei einer theoretisch optimalen Volumenstrom-Steuerung gerade kurz vor dem Übergang von dem ersten Bewegungsteil zu dem zweiten Bewegungsteil der periodische Wechselvolumenstrom seinen größten Wert annehmen, um gleich danach auf den Wert Null abzufallen. Diese Forderung ist mit realen Servoventilen insbesondere bei den hohen geforderten Frequenzen (von bis zu 100 Hz) nicht zu erfüllen. Vielmehr benötigt der gesteuerte Übergang von einem maximalen Volumenstrom zum Null-Volumenstrom eine gewisse Zeit, in welcher der Steuerungsquerschnitt des Servoventiles verkleinert wird, wobei wegen des erreichten Maximums der Schwinggeschwindigkeit am Servoventil ein hoher Druck aufgebaut wird, der im Servo- ventil abgedrosselt wird und einen erheblichen Energieverlust darstellt. Die bei diesem Vorgang abgedrosselte Energie muß bei der Aufwärts-Schwingbewegung dem schwingenden System vom Erreger-Aktuator zusätzlich zu der sonst noch zuzuführenden Erregerenergie (= Nutzenergie und anderweitige systeminteme Verlustenergie) wieder zugeführt werden, was neben dem Energieverlust auch eine Vergößerung des Geräteaufwandes bedeutet.
c) Ein weiterer unerwünschter Effekt ergibt sich bei der Benutzung eines gemeinsamen Fluidvolumens für den Erreger-Aktuator und für die fluidische Haupt-Systemfeder daraus, daß in der Schwingwegphase, in welcher der gemeinsame Zylinder als Erreger-Aktuator dienen muß, bei der dann notwendigen Druckbeaufschlagung des Fluidvolumens auch das Feder-Fluidvolumen mit komprimiert wird, wodurch sich in dem Feder-Fluidvolumen in unerwünschter Weise eine Federfunktion (Energiespeicherung) entwickelt und wodurch die sonst mögliche reine Krafterregung des Aktuators mit der Federfunktion der Haupt- Systemfeder verkoppelt wird. Diese Verdoppelung ist unerwünscht, weil sie u. a. eine zusätzliche und sich auch verändernde Phasenverschiebung zwischen Erregerkraft und Schwingbewegung verursacht. Außerdem wird durch die Komprimierung des Feder-
Fluidvolumens das durch die Servoeinrichtung auszutauschende Wechselvolumen vergrößert, was bis zu 50% des sonst nur benötigten Wechselvolumens ausmachen kann und was bei nicht völlig vorgenommener Entspannung des Erregerdruckes bei Erreichen der oberen Schwingwegamplitude bei dem anschließenden Volumenwechsel bei beginnender Abwärts- bewegung Drosselverluste verursacht.
Es ist die Aufgabe der Erfindung, für die betroffene Gattung von mit harmonischen Verdichtungskräften und mit dem Resonanzeffekt arbeitenden Verdichtungseinrichtungen die erwähnten unerwünschten Effekte zu vermeiden bzw. in ihrer Auswirkung zu verkleinem. Die Lösung der Aufgabe wird durch die beiden unabhängigen Patentansprüche 1 und 2 beschrieben. Es ist dabei vorgesehen: Eine Verdichtungseinrichtung zur Durchführung von Verdichtungsvorgängen an Formköφern (108) aus komformigen Stoffen durch Einleitung von im wesentlichen harmonischen (sinusförmigen) Vibrationskräften in den zu verdichtenden Formköφer, mit einem schwingfähigen Masse-Feder-System (136) mit einer Haupt- Systemfeder (150, 970) mit einer oder mehreren Eigenfrequenzen und mit einer bezüglich ihrer Erregerfrequenz verstellbaren Erregereinrichtung (144), durch welche das Masse- Feder-System zu erzwungenen Schwingungen erregbar ist, aus welchen Schwingungen die Vibrationskräfte abgeleitet sind, wobei die Verdichtungseinrichtung weiterhin umfaßt:
- eine mit einer Preßkraft beaufschlagbare Preßplatte (110),
- einen Schwingtisch (124),
- eine mit dem Schwingtisch wenigstens während der Verdichtungsvibration fest verbun- dene Form (106), in welcher Form der Formköφer zwischen der Preßplatte und dem
Schwingtisch aufnehmbar ist,
- eine Steuerung (190) für die Steuerung oder Regelung der Erregereinrichtung, und wobei der Schwingtisch Teil der schwingenden Masse des Masse-Feder-Systems ist, auf welchen Schwingtisch die Kraft der Haupt-Systemfeder und die durch einen der Errege- reinrichtung zugehörigen Erreger-Aktuator erzeugte Erregerkraft einwirkend ist.
Gemäß Patentanspruch 1 ist die vorstehend definierte Verdichtungseinrichtung weiterhin dadurch gekennzeichnet, daß die Haupt-Systemfeder (150, 970) als eine hydraulische Feder mit einem kompressiblen Fluidvolumen (140, 906) ausgebildet ist, daß getrennt wirkende Organe für die Erzeugung der Erregerkraft (135, 980) und der Federkraft der Haupt- Systemfeder (150, 914) vorgesehen sind, und daß die Kraftflußwege für die Erregerkraft und die Federkraft wenigstens teilweise getrennt verlaufend sind.
Gemäß Patentanspruch 2 ist die vorstehend definierte Verdichtungseinrichtung weiterhin dadurch gekennzeichnet, daß die Haupt-Systemfeder als eine einzige mechanische Feder oder als eine aus mehreren mechanischen Einzelfedem zusammengesetzte resultierende Feder ausgebildet ist, daß getrennt wirkende Organe für die Erzeugung der Erregerkraft (135, 980) und der Federkraft der Haupt-Systemfeder vorgesehen sind, und daß die Kraftflußwege für die Erregerkraft und die Federkraft der Haupt-Systemfeder wenigstens teilwei- se getrennt verlaufend sind.
Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung sind durch die Unteransprüche definiert.
Die Lösung der Aufgabe basiert auf der Erkenntnis, daß die auftretenden Probleme beim Stand der Technik durch die Entkoppelung sowohl der Erregerkräfte und der Federkräfte und zusätzlich durch die Trennung der Organe der Erregerfunktion und der Federfunktion beseitigt werden können. Dadurch bedingt, kann bei der vorliegenden Erfindung von der vom Stand der Technik aus gesehen einzig als möglich erscheinenden hydraulischen Ausführungsweise von Erreger und Feder abgewichen werden und es können vorteilhafterweise Erreger und Feder in beliebiger Kombination beide sowohl mechanisch als auch hydraulisch ausgeführt werden. Das daraus folgende Prinzip der Möglichkeit der Substituierung der hy- draulischen Feder durch eine mechanische Feder (und umgekehrt) findet bereits in dem unabhängigen Patentanspruch 2 seinen Ausdruck und stellt auch die die beiden Ansprüche 1 und 2 verbindende Gemeinsamkeit dar.
Die hauptsächlichen Vorteile der erfinderischen Lösung ergeben sich aus der Beseitigung oder Verminderung der nachteiligen Effekte beim Stand der Technik, wie sie vorstehend unter den Punkten a) bis c) beschrieben wurden: Es ergeben sich hohe Einsparungen an Erregerenergie und Geräteaufwand für die Erregereinrichtung. Die Steuerung der ganzen Erregereinrichtung wird durch die Entkoppelung von Federkräften und Erregerkräften vereinfacht, was schon allein dadurch zum Ausdruck kommt, daß die Erzeugung der Erreger- kraft sich nun über die ganze Doppelamplitude (= 2A in Fig. 9) erstrecken kann. Außerdem wird eine Überlagerung von Massenkräften des Masse-Feder-Systems und von Erregerkräften auf einem über die Haupt-Systemfeder führenden Kraftfluß-Weg nicht zugelassen. Vielmehr werden die Erregerkräfte auf einem besonderen Kraftfluß-Weg geführt, der zwischen dem Schwingtisch und dem Rahmen parallel zu dem über die Haupt-Systemfeder führenden Kraftfluß-Weg verläuft. Für die Lösung gemäß Patentanspruch 1 bedeutet dies, daß die Erregerkraft bei ihrer Erzeugung nicht gegen das kompressible Fluidvolumen der Haupt-Systemfeder abgestützt ist und für die Lösung gemäß Patentanspruch 2 bedeutet dies, daß die Erregerkraft bei ihrer Erzeugung nicht derart gegen die Haupt-Systemfeder abgestützt ist, daß durch die Einwirkung der Erregerkraft die durch die Haupt-Systemfeder speicherbare Energie vergrößert ist.
Bei der Anwendung eines hydraulischen Erreger-Aktuators ist in einer besonderen Ausgestaltung der Erfindung ein hydraulischer Wechselvolumen-Pump-Generator in unterschiedlichen Varianten vorgesehen. Hierbei werden die zur Erzeugung der Erregerkräfte benötig- ten "dynamischen hydraulischen Volumenströme" bzw. die auszutauschenden hydraulischen Wechsel-Volumina nicht dadurch erzeugt, daß man den von einer Druck-Quelle abgeleiteten Volumenstrom durch ein elektro-hydraulisches Steuerorgan oder einen Servome- chanismus moduliert bzw. portioniert, sondern daß man einen hydraulischen Wechselvolumen-Pump-Generator als Teil der Erregereinrichtung benutzt. Bei den mit mechanischem Pumpkolbenantrieb versehenen Wechselvolumen-Pump-Generatoren sind die Beträge der auszutauschenden hydraulischen Wechsel-Volumina im wesentlichen unabhängig von dem in dem hydraulischen Erreger-Aktuator jeweils herrschenden Druck. Die von ihnen an ihrem Ausgang ausgestoßenen und wieder eingeführten Wechsel-Volumina werden durch Pumpenkolben (oder ganz allgemein gesprochen, durch die Verdrängerorgane von im Prinzip bekannten Verdrängeφumpen) erzeugt, wobei die Pumpenkolben (oder die Verdrängerorgane) mit vorgegebenen und vorzugsweise mit mechanischen Mitteln konstant haltbaren Hüben bewegt werden, wobei die Hübe mechanisch abgeleitet sind von rotierenden (elektrischen oder hydraulischen) Antriebsmotoren.
Die mögliche Konstanthaltung der Hübe während der Erregung des Masse-Feder-Systems schließt nicht aus, daß die Hübe der Hubkolben auch nach vorgegebener Weise veränder- bar sind, oder daß die Wechsel- Volumina veränderlich sind durch Veränderung des Nutzhubes der Hubkolben, wie etwa bei einer bezüglich des Verdränger- Volumens regelbaren Axialkolbenpumpe. Die zur Erzeugung der Erregerkraft in das Fluid-Volumen eingeführten Wechsel-Volumina können auch dadurch variiert werden, daß zwar der Hub des Wechselvolumen-Pump-Generators konstant gehaltenen wird, daß jedoch nur ein Teil des einem Pump-Hubes entsprechenden Wechselvolumens in das Fluid-Volumen eingeführt wird. Als Beispiel für einen derartig zu bewerkstelligenden Regelvorgang wird auf die Veränderung des Nutzhubes der Hubkolben bei einer konventionellen Dieselmotor-Einspritzeinrichtung hingewiesen.
Die Pumpbewegungen der Pumpenkolben können je nach Art der Wechselvolumen-Pump- Generatoren unterschiedlich erzeugt werden, wofür die folgenden Beispiele stehen:
- Die Hübe der Pumpenkolben können erzeugt werden durch die Schwingbewegungen von Unwuchtvibratoren, bevorzugt von Richtvibratoren, wobei die Frequenz der Hübe durch die Drehzahl der Antriebsmotoren und die Weglänge der Hübe durch die bekannten Mittel zur Veränderung der Schwingamplituden der Vibratoren verändert werden kann.
- Die Hübe der Pumpenkolben können auch erzeugt und verändert werden, wie dies in hydraulischen Pumpen, z.B. in Radialpumpen oder Axialpumpen geschieht. Bei den jeweils etwas abzuwandelnden Pumpen müßte lediglich dafür gesorgt werden, daß das ausgestoßene Wechsel-Volumen bei dem Rückweg eines Pumpenkolbens auch wieder in den ge- wonnenen Hohlraum des Pumpenzylinders zurückfließen kann.
Die Größe der ausgetauschten Wechsel-Volumina bleibt konstant, weil die Hubwege des Wechselvolumen-Pump-Generators nicht rückwirkend durch den Einfluß des dynamischen Druckes des Erreger-Aktuators (bedingt durch die dynamischen Massenkräfte) beeinflußt werden können. Gleichwohl kann aber der dynamische Druck des Erreger-Aktuators eine Rückwirkung auf den Wechselvolumen-Pump-Generator in der Art haben, daß der Pumpenkolben auf seinem Rückweg durch den dynamischen Druck angetrieben wird, wodurch die durchschnittliche Leistungsabgabe des Antriebsmotors des Wechselvolumen-Pump- Generators verringert wird. Wegen gerade dieses Rückwirk-Effektes bewirkt diese Ankop- pelungsart für die Erregerenergie unter bestimmten Bedingungen auch eine automatische Sychronisierung von Erregerfrequenz und Schwingfrequenz des Masse-Feder-Systems bzw. eine automatische Synchronisierung der Phasenlage beider Arten von Schwingungen. Der Antriebsmotor des Wechselvolumen-Pump-Generators braucht dabei lediglich bezüglich seiner Drehfrequenz gesteuert oder geregelt zu werden. Eine etwaige Abweichung der Synchronführung der Phasenlage zwischen Drehfrequenz und Schwingfrequenz des Masse- Feder-Systems wird durch die Elastizität des elektrischen Feldes, insbesondere des Dreh- feldes bzw. des Wanderfeldes eines Wechselstrommotors (Schlupf) kompensiert oder in seiner Auswirkung gemildert.
Um die Forderung nach einer schnellen An- und Abschaltung des Erreger-Aktuators zu erfüllen, für den Fall, daß der Wechselvolumen-Pump-Generator nicht über eine geeignete Einrichtung zur Veränderung der Weglänge der Hübe (vorzugsweise bis auf den Wert Null) verfügt, ist gemäß der Erfindung zwischen dem Ausgang des Zylinderraumes des Wechselvolumen-Pump-Generators und dem Eingang des das Fluidvolumen des hydraulischen Erreger-Aktuators abschließenden Raumes ein schaltbares Organ vorgesehen, mit welchem zumindestens der Fluidvolumenaustausch eingeschränkt oder unterbrochen werden kann. Vorteilhafterweise soll mit dem gleichen Schaltvorgang auch ein Bypass-Weg schaltbar sein, über den die Wechsel-Volumina in ein anderes Behältnis umgeleitet werden können.
Die Erfindung wird nachfolgend anhand der Figuren 1 bis 10 näher erläutert. Figur 1 zeigt eine Verdichtungseinrichtung in einer allgemeinen Ausführung, wobei der unterhalb der Li- nie A-B gezeigte Teil in den Figuren 4 bis 8 in einer anderen, speziellen Ausführungsart dargestellt wird, so daß der in Fig. 1 unterhalb der Trennlinie A-B gezeigte Teil der Verdichtungseinrichtung durch die Teil-Darstellungen der Figuren 4 bis 8 ausgetauscht wird. Figur 2 illustriert eine erste Variante und Figur 3 eine zweite Variante eines Wechselvolumen-Pump- Generators, der in Fig. 1 als Rahmen 160 gekennzeichnet ist, welcher Rahmen in Fig. 1 und 9 einen Steuerungsteil symbolisiert, welcher zusammen mit dem Erreger-Aktuator die gesamte Erregereinrichtung bildet. Figur 9 zeigt eine weitere Variante einer Verdichtungseinrichtung, bei welcher der hydraulische Linearmotor des Erreger-Aktuators bezüglich des hydraulischen Zylinders der Haupt-Systemfeder koaxial angeordnet ist. Wie für die Figuren 2 bis 8 gilt auch für Fig. 9, daß die mit der Ziffer "1" beginnenden Bezugszeichen die glei- chen Organe bzw. Merkmale darstellen wie in Fig. 1. In Fig. 10 ist in vergrößertem Maßstab ein in Fig. 9 mit Q gekennzeichnetes Detail zusammen mit einer angeschlossenen hydraulischen Schaltung wiedergegeben. In Fig. 1 ist mit 100 der Rahmen der Verdichtungseinrichtung gekennzeichnet, welcher Kräfte unterschiedlicher Art zu übertragen hat und welcher über als Schwingungsisolatoreπ dienende Fedem 102 gegen den Boden 104 abgestützt ist. In einem oben und unten offe- nen Formkasten 106 befindet sich der zu verdichtende Formköφer 108, auf dessen Oberseite die Preßplatte 110 der Preßeinrichtung 112 aufliegt. Die Unterseiten des Formkastens und des Formköφers liegen auf einer Grundplatte bzw. Traπsportplatte 122 auf, welche ihrerseits auf dem Schwingtisch 124 aufliegt. Zwei Festspanneinrichtungen 126 mit in Richtung des Doppelpfeiles 132 zum Zwecke des Festspannens und des Lösens bewegbaren Spannelementen 130 sind vorgesehen, um einen Austausch der Grundplatte und/oder des Formkastens zu ermöglichen. Wenigstens während des Verdichtungsvorganges sind der Formkasten 106 und die Grundplatte 122 gegen den Schwingtisch 124 festgespannt, so daß sie mit diesem eine köφeriiche Einheit bilden.
Die hydraulische Preßeinrichtung 112 besteht aus einem Zylinder 114, einem Kolben 116 und einer Preß-Antriebseinrichtung 118, die über eine hydraulische Leitung 120 mit dem Druckfluid des Zylinders und über eine Leitung 192 mit der zentralen Steuerung 190 verbunden ist. Die Preßeinrichtung stützt die über die Preßplatte 110 übertragenen Kräfte gegen den Rahmen ab. Die Preß-Antriebseinrichtung 118 kann auch derart ausgebildet sein, daß sie an eine Druckquelle angeschlossen ist, welche bei unterschiedlich abgegebenen oder aufgenommenen Volumenströmen einen vorgebbaren Druck konstant hält.
Der Schwingtisch 124 gehört zusammen mit anderen, mit ihm synchron bewegten Bauteilen, zu welchen hauptsächlich Formkasten 106, Festspanneinrichtung 126, Grundplatte 122, und Schwingkolben 134 gehören, zu einem Schwingmassen-System 136, welches die Masse eines schwingfähigen Masse-Feder-Systems darstellt. Die bei der Durchführung der Schwingungen des Masse-Feder-Systems erzeugten dynamischen Massenkräfte werden über die Haupt-Systemfeder 150 gegen den Rahmen abgestützt. Die Haupt-Systemfeder des Masse-Feder-Systems stellt gleichzeitig einen Energiewandler und Energiespeicher dar, da sie laufend die kinetische Energie des Schwingmassen-System 136 in Federenergie umsetzt (und umgekehrt). Im Falle der Fig. 1 ist die Haupt-Systemfeder 150 durch ein Druck- fluid-Volumen 140 von einer bestimmten Größe Vσ verköφert, wobei wenigstens ein Teil des Druckfluid- Volumens zwischen dem Schwingkolben 134 und den Wandungen des Zylinders 138 eingespannt ist. Die dynamischen Massenkräfte werden über den Zylinder 138 gegen den Rahmen 100 abgestützt. Das Schwingmassen-System 136 kann zwecks Durchführung des mit Anwendung einer
Vibration durchzuführenden Verdichtungsvorganges zur Erzeugung von Schwingbewegungen 152 gezwungen werden. Die Kräfte zur Durchführung der Schwingbewegungen werden erzeugt von einem Bewegungserzeugungssystem 142 (welches prinzipiell sehr unterschied- lieh ausgestaltet sein kann). Letzteres besteht zumindestens aus den beiden Bestandteilen Haupt-Systemfeder 150, welche die Erzeugung der Hauptkräfte übernimmt und der Erregereinrichtung 144 für die Zuführung der Antriebs-Energie für Erregung und Aufrechterhaltung der Schwingungen und für die Verdichtungsarbeit. Die Erregereinrichtung selbst umfaßt den (in Fig. 1 durch ein Rechteck 135 ganz allgemein dargestellten) Erreger-Aktuator zur Erzeu- gung der Erregerkräfte und die Erreger-Steuerung 160 zur Energieversorgung und Energiesteuerung des Erreger-Aktuators. Die Erreger-Steuerung 160 ist schematisch durch einen Rahmen angedeutet, welcher stellvertretend für unterschiedliche Ausführungsformen steht. Die Anschlußstelle 196 in der Leitung 194 von der zentralen Steuerung 190 zur Erreger- Steuerung 160 und die Anschlußstelle 162 in der Wirkverbindung zwischen der Erreger- Steuerung 160 und dem Erreger-Aktuator 135 sollen die Austauschbarkeit des Funktionsträgers Erreger-Steuerung 160 noch zusätzlich verdeutlichen.
Der Erreger-Aktuator 135 ist derart angeordnet, daß er die Erregerkräfte mit einem beweglichen Teil gegen ein Bauteil des Schwingmassensystems 136, bevorzugterweise gegen den Schwingtisch 124, und mit einem festen Teil gegen den Rahmen 100 abstützt (der bewegliche Teil und der feste Teil sind in Fig. 1 nicht dargestellt). Es ist ersichtlich, daß die Kraftflußwege der Haupt-Systemfeder 150 und des Erreger-Aktuators 135 zumindestens teilweise getrenntverlaufen, so daß es zu einer unmittelbaren Verkoppelung der Federkräfte und der Erregerkräfte wie bei dem benannten Stand der Technik niegt kommen kann. Auch ist erkennbar, daß die Erregerkraft bei ihrer Erzeugung nicht gegen das kompressible Fluidvolumen 140 der Haupt-Systemfeder 150 abstützt ist. Daß die Funktionsträger Haupt- Systemfeder und Erreger-Aktuator mit absolut unterschiedlichen Mitteln realisiert sein können, zeigen die Teil-Darstellungen der Figuren 4 bis 8.
Der Erreger-Aktuator 135 funktioniert derart, daß ihm im Takte der durch die Erreger- Steuerung 160 vorgegebenen Frequenz Energie-Portionen zugeführt werden, was durch die Wirkverbindung 164 symbolisch dargestellt ist. Für den Fall, daß der Erreger-Aktuator ein hydraulischer Aktuator ist, z.B. ein hydraulischer Linearmotor, erfolgt über die dann als hydraulische Leitung zu deutende Wirkverbindung 164 ein dynamischer Austausch von Wech- sei- Volumina mit der vorgegebenen Frequenz zwischen dem Erreger-Aktuator und einem in der Erreger-Steuerung 160 vorhandenen Wechselvolumen-Pump-Generator. Als Wechsel- voiumen-Pump-Generatoren kommen drei unterschiedliche Arten in Frage, von denen zwei anhand der Figuren 2 und 3 erläutert werden. (Bei der dritten Variante wird der Erreger- Aktuator mit einem elektrischen Linearmotor betrieben, der ähnlich arbeitet wie der unter Fig. 7 beschriebene).
Im Idealfalle sind die periodischen Erregerkräfte wenigstens annähernd als harmonische Erregerkräfte ausgebildet sind. Dies gelingt am einfachsten unter Benutzung von Wechselvolumen-Pump-Generatoren unter Miteinbeziehung eines Unwuchtvibrators oder mit der Arbeitsweise einer Hydraulik-Verdrängeφumpe. Im Prinzip kann das Masse-Feder-System innerhalb bestimmter Grenzen zu harmonischen Schwingungen mit beliebigen Frequenzen und beliebigen Schwingwegamplituden erregt werden. Dies gilt auch für den Fall der durchzuführenden Verdichtungs-Vibration, wobei die Schwingungen des Masse-Feder-Systems dabei noch beeinflußt werden durch die Komponenten der Preßeinrichtung 112 und durch den Formköφer 108 selbst, z.B. durch dessen Federkraft. Jedenfalls ist das Masse-Feder- System mit seiner Erregereinrichtung 144 derart ausgelegt, daß es auch unter der Belastung durch die Preßeinrichtung mit einer über den Formköφer geleiteten vorgegebenen Preßkraft weit außerhalb der Resonanzfrequenz f0, jedoch auch in der Resonanzfrequenz fσ oder in der Nähe von fQ (oberhalb und unterhalb) betrieben werden kann. Wie bekannt ist, zeichnet sich der Resonanzbetrieb unter anderem auch dadurch aus, daß hierbei sehr hohe Beschleunigungen des Schwingtisches erreicht werden, die gerade bei der hier vorgesehenen Verdichtung mit harmonischen Vibrationskräften erforderlich sind, und wobei im Resonanzbetrieb gleichzeitig relativ niedrige Erregerkräfte erzeugt werden müssen.
Für den Fall, daß die Verdichtungseinrichtung Bestandteil einer Betonsteinmaschine ist (wobei die verdichteten Formköφer später zu Betonsteinen aushärten), besteht der Form- köφer vor seiner Verdichtung aus einem Formstoff aus lose zusammen haftenden kömigen Bestandteilen, wie z.B. feuchtem Betonmörtel. Nach beendeter Verdichtung wird der Formköφer in an sich bekannter Weise aus dem Formkasten gestoßen und wegtransportiert und der leere Formkasten wird in ebenfalls bekannter Weise erneut mit unverdichtetem Formstoff gefüllt. An dem Vorgang des Wechseins des Formkasteninhalts ist auch die Preßein- richtung 112 in an sich bekannter Weise beteiligt, indem dabei der Kolben 116 zusammen mit der Preßplatte 110 eine auf- und abwärts führende Hubbewegung durchzuführen imstande ist. Das Verdichtungsverfahren beginnt nach der Füllung des Formkastens 106 mit Formstoff damit, daß die durch die Preßeinrichtung nach unten bewegte Preßplatte 110 auf der Oberseite des Formstoffes aufsetzt. Von diesem Augenblick der Hubbewegung der Preßplatte 110 an fährt dieselbe unter Ausübung eines vorgebbaren Preßdruckes auf den entstehenden Formköφer bei zunehmender Verdichtung desselben weiter nach unten. Mit Beginn der durch die Preßplatte 110 bewirkten Verdichtung oder zu einem beliebigen ande- ren Zeitpunkt beginnend oder endend, wird die Verdichtung ausgeführt durch ein gemeinsames Einwirken von Preßdruck und Vibration auf den Formköφer.
Eine besonders wirksame Verdichtung kann herbeigeführt werden, wenn die Vibration mit 5 der Resonanzfrequenz oder in der Nähe der Resonanzfrequenz f0 durchgeführt wird. Aus diesem Grund ist während des Verdichtungsvorganges ein Verfahrensablauf vorgesehen, währendessen wenigstens einmal die Resonanzfrequenz f0 angenähert oder erreicht oder überfahren wird. Da oftmals unterschiedliche Bestandteile der Formmasse mit ihren unterschiedlichen Verhaltensweisen während der Verdichtung unterschiedliche zu ihnen passen-
10 de Vibrationsfrequenzen erfordern, ist es auch vorgesehen, während des Verdichtungsvorganges die Vibrationsfrequenz, und mit ihr gegebenenfalls auch die Schwingweg-Amplitude zu verändern. Mit dem Verdichtungs-Fortschritt soll optimalerweise auch die Preßkraft apaßbar sein. Um einen wiederholbaren zeitlichen Verlauf der Parameter einhalten zu können, ist daher vorgesehen, die Größe wenigstens eines der Parameter Frequenz, Schwing-
15 weg-Amplitude oder Preßkraft nach einer vorgegebenen Zeitfunktion variieren zu lassen. In einer weiteren Ausbildung der Erfindung ist vorgesehen, anstelle der einen, hauptsächlich durch die Federrate des Druckfluid- Volumens 140 definierten Resonanzstelle, eine weitere oder mehrere Resonanzstellen durch Veränderung der Federrate zu schaffen. Diese Forderung kann dadurch erfüllt werden, daß die bestimmte Größe V0 des Druckfluid-Volumens
20 140 gebildet wird durch mehrere voneinander durch schaltbare Sperrventile abtrennbare Unter-Volumina. Bei einer gewünschten Veränderung der Federrate müssen dann lediglich die entsprechenden Sperrventile geöffnet oder geschlossen werden. Es kann auch eine kontinuierliche Veränderung der Federrate dadurch vorgesehen werden, daß ein Teil des Druckfluid-Volumens 140 gebildet wird durch einen Zylinder, dessen Zylinderraum durch
25 einen in dem Zylinder nach vorgegebener Weise verschieblichen Kolben verändert wird. Zwecks Veränderung der Resonanzfrequenz ist es auch möglich, die Schwingmasse (bei stillstehendem Vibrator) zu verändern. Dies kann dadurch geschehen, daß Zusatzmassen automatisch an- und abgekoppelt werden (nicht zeichnerisch dargestellt).
30 Die Vibration muß an- und abschaltbar sein, z.B. beim Wechsel des Formkasteninhalts. Das An- und Abschalten der Vibration muß im Sinne einer hohen Produktivität der gesamten Produktionsanlage sehr schnell durchgeführt werden können. Um diese Forderung zu erfüllen, sind Maßnahmen vorgesehen, die anhand weiterer Figuren später beschrieben werden.
5 Für die Übertragung der Kraftflüsse könnte natürlich auch der Boden 104 mit einbezogen werden, wie dies in Fig. 9 gezeigt wird. Zwecks Vermeidung von Vibrationen im Boden ist für Fig. 1 jedoch vorgesehen, die Kraftflüsse vor allem der dynamischen Massenkräfte komplett durch den Rahmen 100 fließen zu lassen und die Vibrationen des Rahmens durch Fedem
102 gegen den Boden zu isolieren. Es ist noch anzumerken, daß die Kolben 116 und 134 in Fig. 1 , wie auch andere Kolben in den anderen Figuren als doppeltwirkende Kolben ausgebildet sein können.
In Figur 2 ist in schematisierter Form eine Erreger-Steuerung 200 mit einem Wechselvolumen-Pump-Generator unter Miteinbeziehung eines Unwuchtvibrators 240 gezeigt. Über zwei Anschlußstellen 162 und 196 ist die ganze Erreger-Steuerung an eine Verdichtungseinrichtung gemäß der Fig. 1 an den dort ebenfalls vorhandenen Anschlußstellen 162 und 196 anschließbar, wobei die Erreger-Steuerung 200 die in Fig. 1 durch den Rahmen 160 symbolisierte Erreger-Steuerung ersetzt. Zwei Unwuchten 204 sind von ihren Antriebsmotoren 202 zum gegenläufig synchronen Umlauf gezwungen und versetzen damit die Grundplatte 208 des gemeinsamen Gestells in eine gerichtete Schwingung, die durch den Doppelpfeil 206 angedeutet ist. Die Grundplatte 208 ist außerdem noch in einer nicht zeichnerisch darge- stellten Weise über Fedem gegen das Zylindergehäuse 214 weich abgestützt. An der Grundplatte 208 sind zwei Pumpenkolben 210 befestigt, welche mit zwei Zylinderräumen 216 des Zylindergehäuses 214 zusammenarbeiten. Die Zylinderräume sind untereinander durch eine Verbindungsleitung 220 verbunden und nach außen über eine Leitung 222 unter Miteinbeziehung des Gerätes 226 an die Anschlußstelle 162 angeschlossen. Durch die Schwingbewegung der Pumpenkolben 210 wird das unter einem Vorspanndruck stehende Druckfluid- Volumen 218 gezwungen, bei jedem Abwärtshub unter erhöhtem Druck ein Austausch-Volumen von vorgegebener Größe über die Anschlußstelle 162 an das Druckfluid- Volumen des in diesem Falle hydraulisch arbeitenden Erreger-Aktuators 135 in Fig.1 abzugeben und bei jedem Aufwärtshub auch wieder ein von dem Druckfluid-Volumen des Erre- ger-Aktuators abgegebenes Austausch-Volumen aufzunehmen. Mit jedem bei einem Abwärtshub ausgetauschten Austausch-Volumen kann damit eine ganz bestimmte Erregerenergie-Portion an das Masse-Feder-System der Fig. 1 abgegeben werden.
Die Antriebsmotoren 202 werden von einem Steuergerät 230 beaufschlagt, mit welchem z.B. die Drehfrequenz derart beeinflußt werden kann, daß sie der Resonanzfrequenz f0 der Verdichtungseinrichtung der Fig. 1 entspricht. Das Steuergerät 230 ist andererseits auch über die Anschlußstelle 196 mit der zentralen Steuerung 190 verbunden. Die Größe des mit dem hydraulisch betriebenen Erreger-Aktuator 135 in Fig. 1 auszutauschenden Austausch- Volumens muß aus unterschiedlichen Gründen variert werden können, wobei auch die Mög- lichkeit eingeschlossen sein muß, den Volumenaustausch, und damit die Schwingbewegung der Verdichtungseinrichtung gänzlich zu unterbinden. Für diese Aufgabe sind gemäß der Erfindung unterschiedliche Lösungen vorgesehen. Zum einen kann die Schwingamplitude des Vibrators mit an sich bekannten und hier nicht weiter zu beschreibenden Mitteln zwischen dem Wert Null und dem maximalen Wert variiert werden. Zum anderen besteht die Möglichkeit, den Fluidvolumen-Austausch zwischen dem Druckfluid- Volumen 218 und dem Erreger-Aktuator 135 einzuschränken oder zu unterbrechen. Die gerätemäßige Ausrüstung für die letztgenannten Maßnahmen soll durch ein Gerät 226 und dessen steuerungsmäßige Anbindung über die Anschlußstelle 196 an die zentrale Steuerung 190 angedeutet sein.
,r> Figur 3 ist in schematisierter Form eine Erreger-Steuerung 300 mit einer hydraulischen Pumpe als Wechselvolumen-Pump-Generator dargestellt. Über zwei Anschlußstellen 162 und 196 ist die ganze Erreger-Steuerung an eine Verdichtungseinrichtung gemäß der Fig. 1 an den dort ebenfalls vorhandenen Anschlußstellen 162 und 196 anschließbar, wobei die E eger-Steuerung 300 die in Fig. 1 durch den Rahmen 160 symbolisierte Erreger- Steuerung ersetzt. In einem Pumpengehäuse 302 ist eine kreisförmige Kurvenscheibe 310 um eine in dem Pumpengehäuse drehbar gelagerte Welle 304 rotierend durch einen An- triebsmotor M antreibbar, was durch den Pfeil 308 symbolisiert ist. Die Drehachse der Kurvenscheibe ist um eine Exzenterstrecke 306 außerhalb der Mitte des Kurvenkreises angeordnet. Bei einer Rotation der Kurvenscheibe wird ein Pumpkolben 320 zur Durchführung von Oszillationsbewegungen in dem Zylinderraum 322 gezwungen, was durch den Doppelpfeil 324 symbolisiert ist. Als Folge der Oszillationsbewegungen des Pumpenkolbens 320 wird das unter einem Vorspanndruck stehende Druckfluid- Volumen 326 gezwungen, bei jedem Verdrängungshub unter erhöhtem Druck ein Austausch-Volumen von vorgegebener Größe über die Anschlußstelle 162 an das Druckfluid-Volumen des in Fig. 1 als hydraulisch betrieben angenommenen Erreger-Aktuators 135 abzugeben und bei jedem Rückhub auch wieder ein von dem Druckfluid-Volumen des Erreger-Aktuators abgegebenes Austausch- Volumen aufzunehmen. Mit jedem bei einem Verdrängungshub ausgetauschten Austausch- Volumen kann damit eine ganz bestimmte Erregerenergie-Portion an das Masse-Feder- System der Fig. 1 abgegeben werden.
Der Antriebsmotor M wird von einem Steuergerät 330 beaufschlagt, mit welchem z.B. die Drehfrequenz der Kurvenscheibe 310 derart beeinflußt werden kann, daß sie der Resonanzfrequenz fσ der Verdichtungseinrichtung der Fig. 1 entspricht. Das Steuergerät 330 ist andererseits auch über die Anschlußstelle 196 mit der zentralen Steuerung 190 verbunden. Um auch in diesem Falle die Größe des mit dem Druckfluid-Volumen des Erreger-Aktuators in Fig. 1 auszutauschenden Austausch-Volumens verändern zu können, sind in der Erreger- Steuerung 300 zwei entsprechende Möglichkeiten vorgesehen. Bei der einen Lösung kann der Hub des Pumpenkolbens 324 dadurch verändert werden, daß die Exzenterstrecke 306 verändert wird (bis auf den Wert Null möglich). Die andere Lösung arbeitet änhlich wie die bezüglich der Fig. 2 beschriebene Lösung, bei welcher der Fluidvolumen-Austausch zwischen dem Druckfluid-Volumen 326 und dem Druckfluid-Volumen des Erreger-Aktuators eingeschränkt oder unterbrochen werden kann. Dabei kommt dem Gerät 340 die gleiche Aufgabe zu wie dem Gerät 226 in Fig. 2.
Figur 4 zeigt eine Variante einer Verdichtungseinrichtung gemäß Figur 1 mit dem Schwingtisch 124, in welcher Variante der Erreger-Aktuator 480 zur Erzeugung der Erregerkräfte und die Haupt-Systemfeder 470 im Vergleich zu einer Verdichtungseinrichtung gemäß Fig. 1 mit einem hydraulischen Erreger-Aktuator andersartig ausgebildet sind. In Fig. 4 wird die Haupt- Systemfeder 470 durch die einzelnen Fedem zweier gleichgroßer Druckfluid- Volumina 478 verköφert, welche jeweils zwischen einem eigenen Schwingkolben 474 und Zylinder 476 eingeschlossen sind. Der Erreger-Aktuator 480 wird gebildet durch den Aktuator-Kolben 482, welcher mittels des Kolbenhalters 484 am Schwingtisch 124 befestigt ist, durch den Aktuator-Zylinder 486 und durch das Aktuator-Druckfluid-Volumen 488, welches mittels der Wirkverbindung 164 mit der Erreger-Steuerung 160 verbunden ist. Wie bereits für Fig. 1 beschrieben, sollen auch bei Fig. 4 als Erreger-Steuerungen (anstelle des symbolischen Rahmens 160 zwischen den Anschlußstellen 162 und 196 austauschbar) Wechselvolumen- Pump-Generatoren wie z.B. die durch die Figuren 2 und 3 beschriebenen zum Einsatz gelangen können. Wie bei der Verdichtungseinrichtung in Fig. 1 geschieht in Fig. 4 die Über- tragung der Erregerkräfte derart, daß sie zwischen Schwingtisch 124 und Rahmen 100 auf einem besonderen Kraftfluß-Weg geführt werden, welcher parallel zu den über die einzelnen Fedem (478) führenden Kraftfluß-Wegen verläuft. Durch diese Maßnahme bedingt, kann es nicht zu einer Verkoppelung von Erregerkräften und dynamischen Massenkräften in ein und demselben Druckfluid-Volumen kommen.
Figur 5 zeigt eine Variante einer Verdichtungseinrichtung gemäß Figur 1 mit dem Schwingtisch 124, in welcher Variante der Erreger-Aktuator 580 zur Erzeugung der Erregerkräfte und die Haupt-Systemfeder 570 im Vergleich zu Fig. 1 andersartig ausgebildet sind. In Fig. 5 wird die Haupt-Systemfeder 570 durch zwei gleichgroße Druckfluid-Volumina 578 verkör- pert, welche jeweils zwischen einem eigenen Schwingkolben 574 und Zylinder 576 eingeschlossen sind. Der Erreger-Aktuator 580 wird gebildet durch einen in seiner Amplitude verstellbaren Richtvibrator 584, welcher ohne eine kraftübertragende Verbindung zum Rahmen 100 direkt an dem Schwingtisch 124 befestigt ist. Die Ansteuerung der beiden Antriebsmotoren 582, über welche auch die Drehzahl gesteuert werden kann, erfolgt über die Wirkver- bindung 164 durch die Erreger-Steuerung 160. Für die Übertragung der Erregerkräfte auf einem eigenen Kraftfluß-Weg gilt etwas Ähnliches, wie in der Beschreibung zu Figur 4 beschrieben. Figur 6 zeigt eine Variante einer Verdichtungseinrichtung gemäß Figur 1 mit dem Schwingtisch 124, in welcher Variante der Erreger-Aktuator 680 zur Erzeugung der Erregerkräfte und die Haupt-Systemfeder 670 im Vergleich zu Fig. 1 andersartig ausgebildet sind. In Fig. 6 wird die Haupt-Systemfeder 670 durch zwei gleichgroße Druckfluid-Volumina 678 verkörpert, welche jeweils zwischen einem eigenen Schwingkolben 674 und Zylinder 676 eingeschlossen sind. Der Erreger-Aktuator 680 umfaßt zum einen einen Richtvibrator 681, welcher über Federn 682 weich gegen den Rahmen 100 abgestützt ist. Die Ansteuerung der beiden Antriebsmotoren 683, über welche auch die Drehzahl gesteuert werden kann, erfolgt über die Wirkverbindung 164 durch die Erreger-Steuerung 160. Der Richtvibrator 681muß in diesem Falle nicht bezüglich seiner Schwingamplitude verstellbar sein und kann ständig in Schwingung bleiben. Das An- und Abschalten der vom Richtvibrator erzeugten Erregerkräfte an den Schwingtisch 124 und die Steuerung der Größe der bei jeder Schwingbewegung des Richtvibrators zu übertragenden Erreger-Energie-Portionen erfolgt mittels einer ebenfalls noch zum Erreger-Aktuator zugehörigen hydraulisch betriebene Kuppel-Einrichtung 684 in Verbindung mit einem hydraulischen Schaltorgan 685, weichletzteres über die Leitung 686 von der zentralen Steuerung 190 angesteuert wird.
Die hydraulische Kuppel-Einrichtung 684 umfaßt einen doppeltwirkenden Kolben 687, der durch die Schwingbewegungen des Richtvibrators, an dem er befestigt ist, im Zylinderraum des Zylinders 688 auf und ab verschieblich ist. Während der Schwingung des Richtvibrators 681 werden Wechsel-Volumina, welche Teile der Druckfluid-Volumina der beiden durch den Kolben abgetrennten Zylinderräumen 672 und 673 sind, mit dem hydraulischen Schaltorgan 685 ausgetauscht. Das hydraulische Schaltorgan 685 kann in verschiedenen Versionen betrieben werden: In einer ersten Betriebsweise stellt es für die auszutauschenden Wechsel-Volumina einen Kurzschlußweg her, so daß bei der Auf- und Abwärtsbewegung des Kolbens 687 praktisch keine Erregerkräfte von dem Richtvibrator auf den Schwingtisch übertragen werden. In einer zweiten Betriebsweise stellt das hydraulische Schaltorgan 685 einen (vorzugsweise kontinuierlich verstellbaren) verengten Kurzschlußweg mit einer vor- gebbaren Drosselwirkung zur Verfügung. Durch die Drosselung der Volumenströme der auszutauschenden Wechsel-Volumina werden die übertragbaren Amplituden der Schwingbewegung des Richtvibrators und die übertragbaren Erregerkräfte bzw. die übertragbaren Erreger-Energie-Portionen in vorgebbarer Weise reduziert. In einer dritten Betriebsweise ist der Kurzschlußweg komplett gesperrt, was zur Folge hat, daß die Schwingbewegungen bzw. die Erregerkräfte des Richtvibrators mit voller Amplitude bzw. in maximaler Größe auf den Schwingtisch 124 übertragen werden. Für die Übertragung der Erregerkräfte auf einem eigenen Kraftfluß-Weg gilt etwas Ähnliches, wie in der Beschreibung zu Figur 4 beschrieben.
In Figur 7 wird eine Variante einer Verdichtungseinrichtung gemäß Figur 1 mit dem 5 Schwingtisch 124 gezeigt, in welcher der Erreger-Aktuator 780 zur Erzeugung der Erregerkräfte und die Haupt-Systemfeder 770 im Vergleich zu Fig. 1 andersartig ausgebildet sind. In Fig. 7 wird die Haupt-Systemfeder 770 durch zwei gleichgroße Druckfluid-Volumina 778 verköφert, welche jeweils zwischen einem eigenen Schwingkolben 774 und Zylinder 776 eingeschlossen sind. Der Erreger-Aktuator 780 ist ein elektrischer Linearmotor, bestehend 10 aus einem beweglichen Teil 782 und einem stationären Teil 783. Die Erregerkräfte werden in einem Luftspalt 784 durch magnetische Wechselfelder erzeugt und stützen sich einerseits gegen den Schwingtisch 124 und andererseits gegen den Rahmen 100 ab. Die Größe der Erregerkräfte, die Hubamplitude des beweglichen Teiles und die Erregerfrequenz werden durch die Erregersteuerung 160 bestimmt, die mit dem Linearmotor über die Wirkverbindung
15 164 verbunden ist. Für die Übertragung der Erregerkräfte auf einem eigenen Kraftfluß- Weg gilt etwas Ähnliches, wie in der Beschreibung zu Figur 4 beschrieben. Bei einem elektrischen Linearmotor kann auch als Vorteil in Anspruch genommen werden, daß damit eine direkte Umwandlung von elektrischer Energie in Erregerenergie vorgenommen werden kann. 0
Figur 8 zeigt eine Variante einer Verdichtungseinrichtung gemäß Figur 1 mit dem Schwingtisch 124, in welcher Variante der Erreger-Aktuator 880 zur Erzeugung der Erregerkräfte und die Haupt-Systemfeder 870 im Vergleich zu Fig. 1 andersartig ausgebildet sind. In Fig. 8 wird die Haupt-Systemfeder 870 durch zwei gleichgroße Druckfluid-Volumina 878 verkör- 5 pert, welche jeweils zwischen einem eigenen Schwingkolben 874 und Zylinder 876 eingeschlossen sind. Der Erreger-Aktuator 880 ist ein hydraulischer Linearmotor, bestehend aus einem als Kolben ausgebildeten beweglichen Teil 882 und einem als Zylinder ausgebildeten stationären Teil 883. Die Erregerkräfte werden in dem Druckfluid-Volumen 884 erzeugt durch den Austausch von dynamischen hydraulischen Wechsel-Volumina über die Wirkver- 0 bindung 164 mit der Erregersteuerung 160. Die Erregersteuerung 160 enthält in diesem Falle einen elektrohydraulischen Servomechanismus, welcher nach Maßgabe der von der zentralen Steuerung 190 erhaltenen Steuerungsinformationen dynamisch hydraulische Wechsel-Volumina mit vorgebbarer Frequenz und Größe und mit vorgebbaren Erreger- Energie-Portionen erzeugt. Die Erregerkräfte stützen sich einerseits gegen den Schwing- 5 tisch 124 und andererseits gegen den Rahmen 100 ab. Für die Übertragung der Erregerkräfte auf einem eigenen Kraftfluß-Weg gilt etwas Ähnliches, wie in der Beschreibung zu Figur 4 beschrieben. In Fig. 9 wird eine Variante einer Verdichtungseinrichtung gezeigt, welche ähnlich wie die Varianten gemäß den Figuren 4 und 8 mit einer hydraulischen Feder und mit einem hydraulischen Erreger arbeitet. Der Aufbau der ganzen Verdichtungseinrichtung ist ähnlich dem der 5 Fig. 1. Die mit der Ziffer 1 beginnenden Bezugszeichen kennzeichnen daher die gleichen Merkmale mit den ihnen zugeordneten Funktionen wie in Fig. 1. Die im Vergleich zu Fig. 1 andersartigen Merkmale, die mit der Ziffer 9 beginnen, sind alle unterhalb des Schwingtisches 124 angeordnet. Der Kraftfluß aller beteiligten Kräfte geht über das Zylinderteil 902. Das Zylinderteil ist ebenso wie der nach unten offene Rahmen 100 fest mit dem Fundament 10 904 verbunden ist. Das Fundament kann in diesem Falle wie ein Teil des Rahmens 100 betrachtet werden und ist ebenfalls Träger der Kraftflußwege aller beteiligten Verdichtungskräfte.
Das Zylinderteil 902 enthält Zylinderräume bzw. Fluidvolumina für zwei unterschiedliche hy- 15 draulische Linearmotoren: Das kompressible Fluidvolumen 906 stellt den energiespeichernden Teil der Haupt-Systemfeder 970 dar und ist mit seinem Kompressionsmodul maßgebend für die Resonanzfrequenz des Masse-Feder-Systems mit dem Schwingmassen- System 136, zu dem auch der Schwingkolben 908 gehört. Das Fluidvolumen 906 bildet zusammen mit dem Schwingkolben 908 die Haupt-Systemfeder 970. Das Aktuator- 0 Fluidvolumen 914 bildet zusammen mit dem Aktuator-Kolben 916 und dem Zylinderteil 902 den hydraulischen Linearmotor des Erreger-Aktuators 980, mit welchem Linearmotor die Erregerkräfte erzeugt werden, mit denen Frequenz und Amplitude der Verdichtungs- Vibration bestimmt werden. Der Schwingkolben ist fest mit dem Schwingtisch 124 und der Aktuator-Kolben ist fest mit dem Schwingkolben verbunden. Das Fluidvolumen 906 und das 5 Aktuator-Fluidvolumen 914 könnten auch vertauscht sein.
Der Erreger-Aktuator 980 ist mittels der Wirkverbindung 164 mit der Erreger-Steuerung 160 verbunden ist. Die Erregersteuerung (anstelle des symbolischen Rahmens 160 zwischen den Anschlußstellen 162 und 196 austauschbar) kann als ein Wechsel-Volumen- 0 Pumpgenerator ausgeführt sein; sie kann aber auch einen eiektro-hydraulischen Servome- chanismus enthalten, welcher einerseits an eine Druckquelle (vorzugsweise mit im wesentlichen konstantem Druck) angeschlossen ist und andererseits dynamisch hydraulische Wechsel-Volumina mit vorgebbarer Frequenz und Größe und mit vorgebbaren Erregerenergie-Portionen mit dem Linearmotor austauscht. 5
Der Schwingtisch 124 bzw. der Schwingkolben soll in einer mit einem variablen oder konstanten Wert vorgebbaren durchschnittlichen Höhenlage gehalten werden, wie sie durch das Maß "Z" symbolisiert ist. Bei der Durchführung von Schwingbewegungen kann die durchschnittliche Höhenlage beispielsweise definiert sein durch jene Schwingweg- Bezugslage, bei der die Schwinggeschwindigkeit ihren maximalen Wert und die Schwingbeschleunigung den Wert Null hat. Auf diese Schwingweg-Bezugslage bezogen, können Schwingwegsamplituden +A und -A (verbunden mit positiven und negativen Schwingbeschleunigungen) definiert werden, wobei in Abhängigkeit von diversen Parametern die Schwingwegsamplituden +A und -A bemerkenswert unterschiedliche Werte haben können. Zumindestens bei der Durchführung von Schwingbewegungen im Resonanzbetrieb soll bei einer negativen Schwingwegamplitude -A das Fluidvolumen 906 um etwa den Betrag -A komprimiert werden.
Bei der Durchführung einer Schwingbewegung in positiver Richtung (in Richtung der Schwingwegsamplitude +A) kann es passieren, daß bei Erreichen eines Kompressionsbetrages = Null des Fluidvolumens die Schwingwegsamplitude "+A" noch nicht erreicht ist. Um in diesem Falle die Bildung eines Vakuums zu vermeiden, ist der Einsatz eines Ausgleichsvolumen-Spenders 920 vorgesehen. Er besteht aus einem Zylindergehäuse 922, einem Ausgleichs-Kolben 926, einer Ausgleichs-Feder 928 und einem Ausgleichs- Volumen 924 und ist über eine Leitung 930 mit dem Fluidvolumen 906 verbunden. Während ein Kompressionsbetrag > Null des Fluidvolumens vorherrscht, ist der Ausgleichs-Kolben 926 gegen die Kraft der Ausgleichs-Feder 928 in eine mechanisch gebildete Endlage gedrückt. Bei einer Aufwärts-Schwingbewegung wird spätestens bei Eintritt eines Kompressionsbetrages = Null des Fluidvolumens 906 der Ausgleichs-Kolben durch die Kraft der Ausgleichs-Feder aus seiner Endlage verschoben, wodurch ein Volumenstrom vom Ausgleichs-Volumen 924 in das Fluidvolumen 906 fließt. Nach wieder ansteigendem Kompressionsbetrag nach Um- kehr der Schwingungsbewegung an ihrem obersten Punkt wird umgekehrt ein Volumenstrom vom Fluidvolumen 906 in das Ausgleichs- Volumen 924 verschoben, und zwar solange, bis der Ausgleichs-Koiben wieder in der gezeichneten Endlage ist, womit dann ( sieht man von Leckageverlusten ab) gleichzeitig wieder eine Kompression des Fluidvolumens 906 beginnt. In einer anderen Ausführungsvariante könnte ein Ausgleichsvolumen-Spender aber auch durch ein entsprechend gesteuertes Ventil ersetzt werden, welches den Volumenstrom beim Aufwärtshub von einer Druckquelle bezieht und und den Volumenstrom beim Abwärtshub in die Druckquelle selbst oder in einen anderen Behälter zurückgibt.
Es ist ein Wegmeßsystem vorgesehen für die Erfassung des Schwingweges des Schwing- tisches 124 bzw. des Schwingkolbens 908, bestehend aus einem ersten Sensorteil 910 und einem zweiten Sensorteil 912. Das Ergebnis dieser Wegmessung wird (auf eine nicht zeichnerisch dargestellte Weise) der zentralen Steuerung 190 zugeführt und dort verarbeitet. Um den Schwingtisch 124 bzw. den Schwingkolben 908 trotz auftretender Leckageverluste und anderer Störfaktoren in der vorgebbaren durchschnittlichen Höhenlage bzw. Schwingweg- Bezugslage halten zu können, ist ein hydraulischer Regelvolumen-Spender 940 vorgesehen. Dieser vermag über die Leitung 942 einen Regelvolumenstrom in das Fluidvolumen 5 906 hineinzuführen und gegebenenfalls auch von ihm abzuführen, derart, daß die vorgegebene durchschnittliche Höhenlage konstant gehalten wird. Der Regelvolumen-Spender 940 weist im gewählten Beispiel eine Druckquelle S, ein Rückschlagventil C und ein Ventil V auf, durch welches Ventil die notwendige Dosierung des Regelvolumenstroms vorgenommen wird. Das Ventil V, welches über die Wirkleitung 944 von der zentralen Steuerung 190 an- 0 gesteuert wird, ist ein Aktuator eines geschlossenen Regelkreises einer Niveauregelungs- Einrichtung, mit welcher die durchschnittliche Höhenlage bzw. Schwingweg-Bezugslage kontinuierlich auf einen vorgegebenen Wert geregelt wird.
Eine Verdichtungseinrichtung gemäß der Fig. 9 bietet mehrere Vorteile, und zwar, - Die Haupt-Systemfeder 970 wird nicht mit den Erregerkräften belastet, bzw. das Aktuator- Fluidvolumen wird nicht mit den Kräften der Haupt-Systemfeder belastet. Der Kraftfluß aller drei beteiligten Kräfte vereinigt sich zwar im Schwingkolben, wegen der getrennt erfolgenden Erzeugung der Erregerkräfte in einem eigenen Erreger-Aktuator kommt es aber im Erreger-Aktuator nicht zu einer Überlagerung von Erregerkräften und aus den dynamischen Massenkräften abgeleiteten Federkräften.
- Bei der Dimensionierung des Aktuatorzylinders muß keine Rücksicht genommen werden auf die Dimensionierung des Schwingkolbens, welcher vor allem im Resonanzbetrieb Kräfte von anderer Größenordnung erzeugen muß.
- Im Gegensatz zu der Verdichtungseinrichtung gemäß Fig. 8 sind in Fig. 9 der hydrauli- sehe Linearmotor des Erreger-Aktuators und der Federzylinder der Haupt-Systemfeder konzentrisch und dabei auch zentralsymmetrisch zum Schwingtisch 124 angeordnet. Wegen des möglichen symmetrischen Kraftangriffs von aus der Federfunktion herrührenden dynamischen Massenkräften und von Erregerkräften kann daher kein Verklemmungseffekt an den beteiligten Kolben auftreten und die Verdichtungsbeschleunigung wirkt symmetrisch auf den ganzen Formkasten 106, was vor allem bei einer Aufteilung des Formkastens in viele Einzelformen von Bedeutung ist.
Fig. 10 zeigt das in Fig. 9 durch den Kreis "Q" gekennzeichnete Detail mit einer Abänderung, derart, daß in dem Innenzylinder des Zyliπderteils 902 eine Ringnut 950 vorgesehen ist, welche mit einem Fluidvolumen 952 gefüllt ist. Das Fluidvolumen 952 kann sich bei einem in eine höhere Position verschobenen Schwingkolben 908 mit dem Fluidvolumen 906 vereinen. Außerdem wird noch eine zusätzliche hydraulische Schaltung 954 gezeigt, deren Leitungsteil 956 mit dem Fluidvolumen 952 über eine Fluidleitung 962 in Verbindung steht.
Insgesamt zeigt Fig. 10 eine im Vergleich zu Fig. 9 andere, rein mechanisch-hydraulisch arbeitende Variante einer Niveauregelungs-Einrichtung, mit welcher die durchschnittliche Höhenlage bzw. Schwingweg-Bezugslage des Schwingtisches 124 auf einen durch die Po- sition der Zylinder-Steuerkante 958 der Ringnut vorgegebenen Wert geregelt wird und in welcher gleichzeitig auch die Funktion des in Fig. 9 beschriebenen Ausgleichsvolumen- Spenders realisiert ist. Der Schwingkolben 908 weist an seiner Unterseite eine Kolben- Steuerkante 960 auf, weiche bei gleicher Höhenlage (wie gezeichnet) wie die Zylinder- Steuerkante 958 das Fluidvolumen 952 von dem Fluidvolumen 906 abtrennt. Mit der ge- zeichneten Höhenlage des Schwingkolbens ist auch die Schwingweg-Bezugslage des Schwingtisches 124 definiert. Dabei stellt die Zylinder-Steuerkante 958 eine Maßverköφe- rung für die Soll-Position der Schwingweg-Bezugslage dar. Die hydraulische Schaltung arbeitet wie folgt: PLV ist ein Druckbegrenzungsventil, welches bei einem Druck > pL in dem Leitungsteil 956 einem Volumenstrom den Weg in den Behälter T öffnet. S2 stellt eine Fluidquelle mit einem konstanten Druck < pL dar. Ein Rückschlagventil CV verhindert einen Fluid-Rückstrom von dem Leitungsteil 956 in die Fluidquelle.
Die Funktion der Niveauregelungs-Einrichtung ist folgende: Nachdem die Kolben- Steuerkante 960 bei einer Abwärts-Schwingbewegung des Schwingkolbens 908 die Schwingweg-Bezugslage passiert hat, beginnt bei abgetrenntem Fluidvolumen 906 die Kompression dieses Fluidvolumens und die Schwingbewegung erreicht ihren unteren Um- kehφunkt nach dem Zurücklegen der Strecke -A. Sobald bei der anschließend einsetzenden Aufwärts-Schwingbewegung die Kolben-Steuerkante 960 erneut die Schwingweg- Bezugslage passiert hat, beginnt ein Ausgleichs-Volumenstrom von der Quelle S2 in das Fluidvolumen 906 hineinzufließen, und zwar solange, bis der Schwingkolben 908 nach dem Zurücklegen der Strecke +A den oberen Umkehφunkt erreicht hat. Bei dem nachfolgenden Abwärtshub fließt, nachdem sich in dem Fluidvolumen 906 ein Druck > pL aufgebaut hat, ein Volumenstrom vom Fluidvolumen 906 über das Druckbegrenzungsventil PLV in den Behälter T, und zwar solange, bis die Kolben-Steuerkante 960 wieder die Schwingweg- Bezugslage passiert hat. Bei diesem Verfahren können die Aufwärtshübe entsprechend der Strecke +A durch die über den Aktuator-Kolben zugeführten Energie-Portionen innerhalb eines bestimmten Rahmens beliebig groß sein.
Die gleiche Funktion dieser Niveauregelungs-Einrichtung könnte bei ähnlicher Bauweise auch mit einer etwas anders gearteten Version durchgeführt werden: Hierbei ist die Kolbensteuer-Kante (960) nicht an dem Schwingkolben 908 und die Zylinder-Steuerkante 958 nicht an dem zum Schwingkolben 908 zugehörigen Innenzylinder angebracht. Vielmehr ist nun die Kolbensteuer-Kante (960) an einem anderen Kolben und die Zylinder-Steuerkante 958 an einem anderen, dem anderen Kolben zugehörigen anderen Innenzylinder realisiert, wobei die Zylinder-Steuerkante am anderen Zylinder ebenfalls durch die untere Planfläche ei- ner anderen Ringnut (oder durch radiale Bohrungen) verwirklicht ist. Auch in dem anderen Innenzyliπder ist ein anderes Fluidvolumen (ähnlich 906 in Fig. 10) als Federmedium enthalten, welches an die Unterseite des anderen Kolbens angrenzt. Eine andere hydraulische Schaltung, aufgebaut wie Schaltung 954 in Fig. 10, ist ebenfalls vorhanden, doch ist die andere hydraulische Schaltung mit ihrer Fluidleitung (wie Fluidleitung 962) nun an das ande- re Fluidvolumen angeschlossen, während das in der anderen Ringnut enthaltene Fluidvolumen nun mit dem Fluidvolumen 906 (= Federmedium) durch eine Leitung verbunden ist. Es ist bei der anders gearteten Version dafür zu sorgen, daß der andere Kolben ebenfalls mit dem Schwingtisch 124 verbunden ist und synchron mit dem Schwingkolben 908 mitschwingt.
Für alle beschriebenen Ausführungsvarianten der Erfindung gelten auch noch die folgenden Aussagen: Die Organe des Erreger-Aktuators und der Haupt-Systemfeder sind zugleich entweder oberhalb oder unterhalb des Schwingtisches angeordnet. Anstatt eines einzigen Formköφers bzw. Gießform-Modells können zugleich mehrere vorgesehen sein. Die relative Lage von Haupt-Systemfeder und Erreger-Aktuator können vertauscht werden, was z.B. für Fig. 9 bedeuten würde, daß 908 der Aktuator-Kolben und daß 916 der Schwingkolben ist. Ganz allgemein gilt für alle Figuren, daß die dort gezeigten Strich-Punkt-Linien, wie z.B. die Linie 879 in Fig. 8, eine feste Verbindung zwischen zwei Bauteilen symbolisiert.

Claims

?8 P a t e n t a n s p r ü c h e
1. Verdichtungseinrichtung zur Durchführung von Verdichtungsvorgängen an Formköφem (108) aus komformigen Stoffen durch Einleitung von im wesentlichen harmonischen (sinusförmigen) Vibrationskräften in den zu verdichtenden Formköφer, mit einem schwingfähigen Masse-Feder-System (136) mit einer Haupt-Systemfeder (150, 970) mit einer oder mehreren Eigenfrequenzen und mit einer bezüglich ihrer Erregerfrequenz verstellbaren Erregereinrichtung (144), durch welche das Masse-Feder-System zu erzwungenen Schwin- gungen erregbar ist, aus welchen Schwingungen die Vibrationskräfte abgeleitet sind, wobei die Verdichtungseinrichtung weiterhin umfaßt:
- eine mit einer Preßkraft beaufschlagbare Preßplatte (110),
- einen Schwingtisch (124),
- eine mit dem Schwingtisch wenigstens während der Verdichtungsvibration fest verbun- dene Form (106), in welcher Form der Formköφer zwischen der Preßplatte und dem
Schwingtisch aufnehmbar ist,
- eine Steuerung (190) für die Steuerung oder Regelung der Erregereinrichtung, und wobei der Schwingtisch Teil der schwingenden Masse des Masse-Feder-Systems ist, auf welchen Schwingtisch die Kraft der Haupt-Systemfeder und die durch einen der Errege- reinrichtung zugehörigen Erreger-Aktuator erzeugte Erregerkraft einwirkend ist,
dadurch gekennzeichnet,
daß die Haupt-Systemfeder (150, 970) als eine hydraulische Feder mit einem kompressiblen Fluidvolumen (140, 906) ausgebildet ist, daß getrennt wirkende Organe für die Erzeugung der Erregerkraft (135, 980) und der Federkraft der Haupt-Systemfeder (150, 914) vorgesehen sind, und daß die Kraftflußwege für die Erregerkraft und die Federkraft wenigstens teilweise getrennt verlaufend sind.
2. Verdichtungseinrichtung zur Durchführung von Verdichtungsvorgängen an Formköφem (108) aus komformigen Stoffen durch Einleitung von im wesentlichen harmonischen (sinusförmigen) Vibrationskräften in den zu verdichtenden Formköφer, mit einem schwingfähigen Masse-Feder-System (136) mit einer Haupt-Systemfeder (150, 970) mit einer oder mehreren Eigenfrequenzen und mit einer bezüglich ihrer Erregerfrequenz verstellbaren Er- regereinrichtung (144), durch welche das Masse-Feder-System zu erzwungenen Schwingungen erregbar ist, aus welchen Schwingungen die Vibrationskräfte abgeleitet sind, wobei die Verdichtungseinrichtung weiterhin umfaßt: - eine mit einer Preßkraft beaufschlagbare Preßplatte (110),
- einen Schwingtisch (124),
- eine mit dem Schwingtisch wenigstens während der Verdichtungsvibration fest verbundene Form (106), in welcher Form der Formköφer zwischen der Preßplatte und dem Schwingtisch aufπehmbar ist,
- eine Steuerung (190) für die Steuerung oder Regelung der Erregereinrichtung, und wobei der Schwingtisch Teil der schwingenden Masse des Masse-Feder-Systems ist, auf welchen Schwingtisch die Kraft der Haupt-Systemfeder und die durch einen der Erregereinrichtung zugehörigen Erreger-Aktuator erzeugte Erregerkraft einwirkend ist,
dadurch gekennzeichnet,
daß die Haupt-Systemfeder als eine einzige mechanische Feder oder als eine aus mehreren mechanischen Einzelfedem zusammengesetzte resultierende Feder ausgebildet ist, daß getrennt wirkende Organe für die Erzeugung der Erregerkraft (135, 980) und der Federkraft der Haupt-Systemfeder vorgesehen sind, und daß die Kraftflußwege für die Erregerkraft und die Federkraft der Haupt-Systemfeder wenigstens teilweise getrennt verlaufend sind,
3. Verdichtungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß ein Kraftübertragungsorgan (908) zwischen der Haupt-Systemfeder (970) und dem
Schwingtisch (124) vorgesehen ist und das Kraftübertragungsorgan wenigstens über einen Teil des bei der Durchführung der oberen Schwingwegamplitude (+A) zurückgelegten Schwingweges nicht durch die Federkraft der Haupt-Systemfeder belastbar ist, wodurch ein Freilaufweg (+A) des Kraftübertragungsorgans definiert ist, wobei - bei Verwendung einer hydraulischen Haupt-Systemfeder (970) für die Befüllung bzw. Entleerung des durch den Freilaufweg (+A) des Federkolbens (908) erzeugbaren Zylindervolumens (+A) eine besondere Volumenaustausch-Einrichtung (920) vorgesehen ist, wobei der Federkolben (908) dem Kraftübertragungsorgan zugeordnet oder mit diesem identisch ist, - und bei Verwendung einer mechanischen Haupt-Systemfeder ein Abheben des
Kraftübertragungsorgans von der einzigen Feder bzw. von der resultierenden Feder vorgesehen ist.
4. Verdichtungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß von der kinetischen Energie der Masse des Masse-Feder-Systems nur die kinetische Energie der nach unten gerichteten Schwinggeschwindigkeit zur Umwandlung in eine Federenergie der Haupt-Systemfeder vorgesehen ist.
5. Verdichtungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß die dynamischen Federkräfte über das Kraftübertragungsorgan (908) in einem zentralen Punkt des Schwingtisches in denselben eingeführt sind und die Erregerkräfte
- für den Fall, daß nur ein Erreger-Aktuator vorgesehen ist, die Erregerkräfte über das gleiche Kraftübertragungsorgan (908) in den Schwingtisch eingeführt sind, und
- für den Fall, daß zwei oder mehrere Erreger-Aktuatoren vorgesehen sind, die Erreger- kräfte bezüglich ihres resultierenden Kraftvektors in den zentralen Punkt eingeführt sind.
6. Verdichtungseinrichtung nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß das mit dem Schwingtisch verbundene Kraftübertragungsorgan (908) zugleich Bestandteil einer Führungseinrichtung (902; 908) ist, mit welcher die Masse des Schwingtisches zur Ausführung von lediglich vertikalen translatorischen Bewegungen (152) gezwungen ist, wobei für den Fall, daß nur ein Erreger-Aktuator vorgesehen ist, durch jenen Teil des Kraftübertragungsorgans, welches zugleich Teil einer Führungseinrichtung ist, sowohl die dynamischen Federkräfte als auch die Erregerkräfte übertragen sind.
7. Verdichtungseinrichtung nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß ein Erreger- Aktuator (980) vorgesehen ist, dessen Erregerkräfte mit nur einem Abtriebsorgan (916) an den Schwingtisch (124) weitergegeben sind, und daß sowohl die dynamischen Federkräfte als auch die Erregerkräfte durch jenen Teil des Kraftübertragungsorgans (908) übertragen sind, welcher zugleich Bestandteil einer Führungseinrichtung (902; 908) ist.
8. Verdichtungseinrichtung nach einem der voranstehenden Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Federrate der Haupt-Systemfeder verstellbar ist.
9. Verdichtungseinrichtung nach einem der voranstehenden Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß die Erregerfrequenz während eines Verdichtungsvorganges entweder in der Eigenfrequenz oder in deren Nähe betrieben ist, oder durch einen Frequenzbereich hindurch verstellbar ist, innerhalb dessen wenigstens eine Eigenfrequenz liegt.
10. Verdichtungseinrichtung nach einem der voranstehenden Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß die Preßkraft durch eine Preßeinrichtung (112) variabel erzeugbar ist, wobei die Preßeinrichtung gesteuert oder geregelt ist durch eine zentrale Steuerung (190).
11. Verdichtungseinrichtung nach einem der voranstehenden Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, daß die von der Preßplatte (110) übertragenen Kräfte einerseits und die von der Haupt-Systemfeder (150, 970) des Masse-Feder-Systems und von dem Erreger- Aktuator (135, 980) übertragenen Kräfte andererseits abgestützt sind gegen einen Rahmen (100), durch welchen an der Verdichtung beteiligte Kräfte auf einem geschlossenen Kraftfluß-Weg geführt sind,
12. Verdichtungseinrichtung nach Anspruch 3 bei Verwendung einer hydraulischen Haupt- Systemfeder (970) mit einem Feder-Fluidvolumen (906), dadurch gekennzeichnet, daß eine
Niveauregelungs-Einrichtung (940) vorgesehen ist, mit welcher eine vorgebbare durchschnittliche Höhenlage (Z) des Schwingkolbens (908) eingestellt oder eingeregelt ist.
13. Verdichtungseinrichtung nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, - daß die vorgebbare durchschnittliche Höhenlage (Z) geregelt ist durch Zufuhr eines Regel-Volumenstroms zu dem und/oder Abfuhr eines Regelvolumenstroms von dem Feder- Fluidvolumen (906) und durch Miteinbeziehung des Meßergebnisses einer Meßeinrichtung zur Ermittlung des Istwertes der Höhenlage (Z), wobei in Abhängigkeit von dem Meßergebnis eine hydraulische Einrichtung (940) gesteuert oder geregelt ist, mit welcher die Größe und/oder Richtung des Regelvolumenstromes verändert ist, oder
- daß die vorgebbare durchschnittliche Höhenlage (Z) eingestellt ist durch die Mitwirkung einer Steuerkante (958) als mechanische Maßverköφerung der Höhenlage, wobei die Steuerkante zusammen mit einem anderen, als Kante oder Fläche ausgebildeten mechanischen Steuermerkmal (960), als Teil einer hydraulischen Einrichtung zur Veränderung eines Vo- lumenstrom-Querschnittes eingesetzt ist, wobei die Veränderung eines Volumenstrom- Querschnittes durch eine von der Schwingbewegung abgeleitete Relativbewegung von Steuerkante (958) und Steuermerkmal (960) vorgenommen ist, und wobei mit Erreichen eines Volumenstrom-Querschnittes = Null die Kompression des Feder-Fluidvolumens (906) eingeleitet ist.
14. Verdichtungseinrichtung nach Anspruch 12 oder 13, dadurch gekennzeichnet, daß ein Ausgleichsvolumen-Spender (920) zur Lieferung eines Ausgleichvolumens eingesetzt ist für die Vergrößerung des Feder-Fluidvolumens (906) der hydraulischen Haupt-Systemfeder (970) während der Durchführung einer Aufwärts-Schwingbewegung (in Richtung der Ampli- tude +A).
15. Verdichtungseinrichtung nach einem der voranstehenden Ansprüche 1 bis 14 mit einem hydraulischen Erreger-Aktuator, welcher mit Wechsel-Volumina beaufschlagbar ist, dadurch gekennzeichnet, daß durch einen der Erregereinrichtung zugeordneten Wechselvolumen-Pump-Generator (160) Wechsel-Volumina erzeugt sind,
5 - entweder von einem Pumpkolben (210), dessen Pumpbewegung mechanisch von der Schwingbewegung eines Unwuchtvibrators (240) abgeleitet ist,
- oder von einem Pumpkolben (320), dessen Pumpbewegung mechanisch von einem rotierenden Antriebsorgan (310) abgeleitet ist,
- oder von einem Pumpkolben, dessen Pumpbewegung von der Bewegung des bewegli- 10 chen Teiles eines elektrischen Linearmotors abgeleitet ist.
16. Verdichtungseinrichtung nach einem der voranstehenden Ansprüche 1 bis 11, dadurch gekennzeichnet, daß die Erregerkräfte von den Massenkräften eines Unwuchtvibrators abgeleitete Kräfte sind, welche vom Unwuchtvibrator in die Masse des Schwingtisches (124)
15 eingeleitet sind, und zwar entweder dadurch, daß das Gestell des Unwuchtvibrators (584) unmittelbar und steif mit der Masse des Schwingtisches (124) verbunden ist, oder dadurch, daß der Unwuchtvibrator (681) weich (tiefe Abstimmung) über Fedem (682) gegen den Rahmen (100) oder gegen den Boden abgestützt ist und daß die Übertragung der Schwingbewegungen und Erregerkräfte vom Unwuchtvibrator zu der Masse des Schwingtisches
20 unter Einschaltung einer Kuppel-Einrichtung (684) erfolgt ist, welche Kuppel-Einrichtung mit einem der nachfolgend aufgeführten Prinzipien für die Herstellung einer Kuppel-Verbindung ausgerüstet ist, und zwar
- durch mechanisches Ankuppeln,
- unter Nutzung von magnetischen Kräften,
25 - unter Einsatz von viskosen Medien mit elektrisch schaltbaren Scherkräften,
- hydraulisch durch den Einsatz einer oder zweier eingespannter Ölsäulen, wobei die in Zylinderräumeπ (672, 673) eingespannten Ölsäulen durch die Mitwirkung eines hydraulischen Schaltorgans (685) verschieblich oder nicht verschieblich sind.
30 17. Verdichtungseinrichtung nach einem der voranstehenden Ansprüche 1 bis 11, dadurch gekennzeichnet, daß die Erregerkräfte zwischen der Masse des Schwingtisches (124) einerseits und dem Rahmen (100) andererseits abgestützt sind und daß der Erreger-Aktuator (780) ein elektrischer Linearmotor (782, 783) ist.
35 18. Verdichtungseinrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Haupt- Systemfeder (140) verköφert ist durch ein wenigstens teilweise in einem Zylinderköφer ein- gespanntes Druckfluid-Volumen (140) und daß die Federrate veränderbar ist durch eine Veränderung der Größe des Druckfluid-Volumens,
- entweder dadurch, daß die Größe des Druckfluid-Volumens (140) gebildet ist durch mehrere voneinander durch schaltbare Sperrventile abtrennbare Unter-Volumina,
5 - oder dadurch, daß ein Teil des Druckfluid-Volumens (140) eingespannt ist in einem Zylinder, dessen Zylinderraum veränderbar ist durch einen in dem Zylinder nach vorgegebener Weise verschieblichen Kolben, wobei die Verschiebung des Kolbens bevorzugt durch einen Gewindespindel-Trieb durchgeführt ist.
10 19. Verdichtungseinrichtung nach einem der voranstehenden Ansprüche 1 bis 18, dadurch gekennzeichnet, daß ein hydraulischer Linearmotor als Erreger-Aktuator (980) vorgesehen ist und daß der hydraulische Linearmotor zentralsymmetrisch zum Schwingtisch (124) und bei Ausbildung der Haupt-Systemfeder als eine hydraulische Feder (970) konzentrisch zu dieser angeordnet ist.
15
20. Verdichtungseinrichtung nach einem der voranstehenden Ansprüche 1 bis 19, wobei die Verdichtungseinrichtung Teil einer Gießerei-Formmaschine ist, gekennzeichnet durch die Kombination folgender Merkmale,
- der komfömige Stoff ist für die Funktion des Abformens eines Gießform-Modelles vorge- 0 sehen,
- wenigstens ein Gießform-Modell ist in der Form untergebracht und mit der Masse des Masse-Feder-Systems fest und mit diesem mitschwingend verbunden,
- der zu verdichtende und wenigstens an seiner Unterseite durch die Konturen des Gießform- Modells zu formende kornförmige Stoff ist bereits vor dem Verdichtungsvorgang ne- 5 ben dem und/oder oberhalb des Gießform-Modells angeordnet.
21. Verdichtungseinrichtung nach einem der voranstehenden Ansprüche 1 bis 20, dadurch gekennzeichnet, daß das Verdichtungssystem Teil einer Siπterteil-Formmaschine ist.
0
EP00990584A 1999-12-24 2000-12-27 Verdichtungseinrichtung zur durchführung von verdichtungsvorgängen an formkörpern aus kornförmigen stoffen Expired - Lifetime EP1242234B1 (de)

Applications Claiming Priority (5)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE19962887A DE19962887A1 (de) 1999-12-24 1999-12-24 Verfahren und Vorrichtung für ein Verdichtungssystem
DE19962887 1999-12-24
DE10039028 2000-08-10
DE10039028A DE10039028A1 (de) 2000-08-10 2000-08-10 Verfahren und Vorrichtung für ein Verdichtungssystem
PCT/DE2000/004632 WO2001047698A1 (de) 1999-12-24 2000-12-27 Verdichtungseinrichtung zur durchführung von verdichtungsvorgängen an formkörpern aus kornförmigen stoffen

Publications (2)

Publication Number Publication Date
EP1242234A1 true EP1242234A1 (de) 2002-09-25
EP1242234B1 EP1242234B1 (de) 2003-10-08

Family

ID=26006649

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
EP00990584A Expired - Lifetime EP1242234B1 (de) 1999-12-24 2000-12-27 Verdichtungseinrichtung zur durchführung von verdichtungsvorgängen an formkörpern aus kornförmigen stoffen

Country Status (7)

Country Link
EP (1) EP1242234B1 (de)
AT (1) ATE251544T1 (de)
CA (1) CA2396499A1 (de)
DE (1) DE50004031D1 (de)
DK (1) DK1242234T3 (de)
ES (1) ES2208464T3 (de)
WO (1) WO2001047698A1 (de)

Families Citing this family (10)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102004059554A1 (de) * 2003-12-14 2005-08-11 GEDIB Ingenieurbüro und Innovationsberatung GmbH Einrichtung zum Verdichten von körnigen Formstoffen
WO2005056201A1 (de) * 2003-12-14 2005-06-23 GEDIB Ingenieurbüro und Innovationsberatung GmbH Rammvibrator für rammgut
DE102008011272A1 (de) 2008-02-26 2009-08-27 Institut für Fertigteiltechnik und Fertigbau Weimar e.V. Betonsteinfertiger mit harmonischer Vibration durch Formerregung
US8598602B2 (en) 2009-01-12 2013-12-03 Cree, Inc. Light emitting device packages with improved heat transfer
US7923739B2 (en) 2009-06-05 2011-04-12 Cree, Inc. Solid state lighting device
US9111778B2 (en) 2009-06-05 2015-08-18 Cree, Inc. Light emitting diode (LED) devices, systems, and methods
US8860043B2 (en) 2009-06-05 2014-10-14 Cree, Inc. Light emitting device packages, systems and methods
US8269244B2 (en) 2010-06-28 2012-09-18 Cree, Inc. LED package with efficient, isolated thermal path
US11101408B2 (en) 2011-02-07 2021-08-24 Creeled, Inc. Components and methods for light emitting diode (LED) lighting
CN105170438B (zh) * 2015-10-15 2017-08-04 哈尔滨工程大学 一种水下圆柱壳宽带激振的装置

Family Cites Families (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE1250323B (de) * 1967-09-14 RINO Werke o HG Maschinen fabrik Bammental bei Heidelberg Maschine zum Her stellen von Formlingen, insbesondere von dünnen Platten aus Beton od dgl
NL8004985A (nl) * 1980-09-03 1982-04-01 Leonard Teerling Inrichting en werkwijze voor het verdichten van korrelige materialen, door zowel symmetrische als asymmetrische cyclische belastingen.
NL8004995A (nl) * 1980-09-03 1982-04-01 Lalesse Staalbouw B V Werkwijze en inrichting ter vervaardiging van een vormling uit aardvochtige betonspecie met lage water/cement verhouding.
DE3724199A1 (de) * 1987-07-22 1989-02-02 Kloeckner Humboldt Deutz Ag Ruettelanlage zur herstellung von formkoerpern durch verdichtung
NL9300610A (nl) * 1993-04-07 1994-11-01 Boer Staal Bv Den Verdichtingsinrichting.
DE4332921C2 (de) * 1993-09-28 2003-04-10 Outokumpu Oy Rüttelanlage zur Herstellung von Formkörpern durch Verdichtung
DE4434679A1 (de) * 1993-09-29 1995-03-30 Hubert Bald Verdichtungssystem zum Formen und Verdichten von Formstoffen zu Formkörpern in Formkästen
NL1005862C1 (nl) * 1997-04-09 1998-10-12 Boer Staal Bv Den Werkwijze alsmede inrichting voor het verdichten van korrelvormige massa zoals betonspecie.

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
See references of WO0147698A1 *

Also Published As

Publication number Publication date
ATE251544T1 (de) 2003-10-15
EP1242234B1 (de) 2003-10-08
DK1242234T3 (da) 2004-02-16
CA2396499A1 (en) 2001-07-05
DE50004031D1 (de) 2003-11-13
WO2001047698A1 (de) 2001-07-05
ES2208464T3 (es) 2004-06-16

Similar Documents

Publication Publication Date Title
EP1568419B1 (de) Vibrator zum Beaufschlagen eines Gegenstandes in einer vorbestimmten Richtung und Vorrichtung zum Herstellen von Betonsteinen
DE2145440C3 (de) Vorrichtung zur Herstellung von Blöcken, insbesondere von Blockanoden, aus Granulaten
EP2257415B1 (de) Betonsteinfertiger mit harmonischer vibration durch formerregung, sowie verfahren zur formgebung und verdichtung von betongemengen
DE19921145B4 (de) Rüttelantrieb für eine Form
EP1332028B1 (de) Verdichtungseinrichtung zur verdichtung von formkörpern aus kornförmigen stoffen und verfahren zur anwendung der verdichtungseinrichtung
DE10039028A1 (de) Verfahren und Vorrichtung für ein Verdichtungssystem
EP1242234B1 (de) Verdichtungseinrichtung zur durchführung von verdichtungsvorgängen an formkörpern aus kornförmigen stoffen
DE4434679A1 (de) Verdichtungssystem zum Formen und Verdichten von Formstoffen zu Formkörpern in Formkästen
DE2158704A1 (de) Flugkolbenvibrator
EP1080858B1 (de) Rüttelantrieb
WO2007147422A1 (de) Anlage und verfahren zum herstellen von betonwaren
DE3638207A1 (de) Verfahren zur herstellung von betonfomsteinen und vorrichtung zur durchfuehrung des verfahrens
DE102015218578B4 (de) Hydrostatische Verstelleinrichtung mit verminderter Hysterese sowie Steuerkolben
DE102004059554A1 (de) Einrichtung zum Verdichten von körnigen Formstoffen
EP3094480B1 (de) Vorrichtung und verfahren zum verdichten von mineralgemischen oder zum tiefziehen von blech- oder kunststoffplatten
DE19962887A1 (de) Verfahren und Vorrichtung für ein Verdichtungssystem
DE19634991A1 (de) Vibrations-Verdichtungssystem für Betonsteinmaschinen und Verfahren hierfür
DE10308094A1 (de) Vorrichtung und Verfahren zur Prüfung innendruckbelasteter Bauteile
DE3406466C2 (de)
EP0794136A1 (de) Resonanzschwingförderer
DE1784761A1 (de) Verfahren und Vorrichtung zur Herstellung von Formkoerpern durch Verdichtung
WO2002045927A1 (de) Verdichtungseinrichtung zur verdichtung von aus körniger masse bestehenden produktkörpern
DE2552852C3 (de) Verfahren zum Verdichten von Formkörpern aus Beton o.dgl. plastischen Massen
DE202014000704U1 (de) Vorrichtung zum Verdichten von Mineralgemischen
EP1332041A1 (de) Verfahren und vorrichtung zum verdichten von kornförmigen stoffen

Legal Events

Date Code Title Description
PUAI Public reference made under article 153(3) epc to a published international application that has entered the european phase

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009012

17P Request for examination filed

Effective date: 20020716

AK Designated contracting states

Kind code of ref document: A1

Designated state(s): AT BE CH CY DE DK ES FI FR GB GR IE IT LI LU MC NL PT SE TR

AX Request for extension of the european patent

Free format text: AL;LT;LV;MK;RO;SI

GRAH Despatch of communication of intention to grant a patent

Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOS IGRA

GRAS Grant fee paid

Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOSNIGR3

GRAA (expected) grant

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009210

AK Designated contracting states

Kind code of ref document: B1

Designated state(s): AT BE CH CY DE DK ES FI FR GB GR IE IT LI LU MC NL PT SE TR

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: TR

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20031008

Ref country code: IE

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20031008

Ref country code: FI

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20031008

REG Reference to a national code

Ref country code: GB

Ref legal event code: FG4D

Free format text: NOT ENGLISH

REG Reference to a national code

Ref country code: CH

Ref legal event code: EP

REG Reference to a national code

Ref country code: IE

Ref legal event code: FG4D

Free format text: GERMAN

REF Corresponds to:

Ref document number: 50004031

Country of ref document: DE

Date of ref document: 20031113

Kind code of ref document: P

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: LU

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20031227

Ref country code: CY

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20031227

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: MC

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20031231

Ref country code: BE

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20031231

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: SE

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20040108

Ref country code: GR

Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT

Effective date: 20040108

GBT Gb: translation of ep patent filed (gb section 77(6)(a)/1977)

Effective date: 20040121

REG Reference to a national code

Ref country code: DK

Ref legal event code: T3

LTIE Lt: invalidation of european patent or patent extension

Effective date: 20031008

REG Reference to a national code

Ref country code: ES

Ref legal event code: FG2A

Ref document number: 2208464

Country of ref document: ES

Kind code of ref document: T3

BERE Be: lapsed

Owner name: *GEDIB INGENIEURBURO UND INNOVATIONSBERATUNG G.M.B

Effective date: 20031231

REG Reference to a national code

Ref country code: IE

Ref legal event code: FD4D

ET Fr: translation filed
PLBE No opposition filed within time limit

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009261

STAA Information on the status of an ep patent application or granted ep patent

Free format text: STATUS: NO OPPOSITION FILED WITHIN TIME LIMIT

26N No opposition filed

Effective date: 20040709

PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: NL

Payment date: 20041227

Year of fee payment: 5

Ref country code: FR

Payment date: 20041227

Year of fee payment: 5

Ref country code: AT

Payment date: 20041227

Year of fee payment: 5

PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: DK

Payment date: 20041228

Year of fee payment: 5

PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: GB

Payment date: 20041229

Year of fee payment: 5

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: LI

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20041231

Ref country code: CH

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20041231

PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: DE

Payment date: 20050118

Year of fee payment: 5

PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: ES

Payment date: 20050128

Year of fee payment: 5

REG Reference to a national code

Ref country code: CH

Ref legal event code: PL

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: IT

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20051227

Ref country code: AT

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20051227

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: ES

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20051228

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: DK

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20060102

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: NL

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20060701

Ref country code: DE

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20060701

REG Reference to a national code

Ref country code: DK

Ref legal event code: EBP

GBPC Gb: european patent ceased through non-payment of renewal fee

Effective date: 20051227

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: FR

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20060831

NLV4 Nl: lapsed or anulled due to non-payment of the annual fee

Effective date: 20060701

REG Reference to a national code

Ref country code: FR

Ref legal event code: ST

Effective date: 20060831

REG Reference to a national code

Ref country code: ES

Ref legal event code: FD2A

Effective date: 20051228

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: PT

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20040308