EP3532410A2 - Vibrationsförderer - Google Patents

Vibrationsförderer

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EP3532410A2
EP3532410A2 EP17765947.1A EP17765947A EP3532410A2 EP 3532410 A2 EP3532410 A2 EP 3532410A2 EP 17765947 A EP17765947 A EP 17765947A EP 3532410 A2 EP3532410 A2 EP 3532410A2
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EP
European Patent Office
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assembly
arrangement
bearing
vibratory conveyor
vibration
Prior art date
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Pending
Application number
EP17765947.1A
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English (en)
French (fr)
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Urs Helfenstein
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.)
K Tron Technologies Inc
Original Assignee
K Tron Technologies Inc
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Filing date
Publication date
Application filed by K Tron Technologies Inc filed Critical K Tron Technologies Inc
Publication of EP3532410A2 publication Critical patent/EP3532410A2/de
Publication of EP3532410A4 publication Critical patent/EP3532410A4/de
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    • B65G2814/0326—General arrangements for moving bulk material upwards or horizontally
    • B65G2814/0328—Picking-up means
    • B65G2814/0335—Shaking or vibrating conveyors

Definitions

  • the present invention relates to a vibratory conveyor according to the preamble of claim 1.
  • Such vibratory conveyors are used in many industries, for all sorts of materials, as far as they are even conveyed by a vibrating conveyor.
  • the pourable materials are discharged onto a conveyor element, usually a conveyor trough, which then performs a cyclic forward / upward movement with a corresponding return - the vibration - whereby the individual particles of the material are thrown forward and at the same time slightly thrown.
  • the conveying element carries out the return flow before the particles rest on it again, so that with the next forward / upward movement the particles can be conveyed one step further.
  • Vibratory conveyors have correspondingly a vibrating carrier arrangement for the resting on her, for example, depending on the material or other criteria designed, exchangeable conveying element, wherein the carrier assembly is offset by a drive assembly in the desired vibration.
  • the drive arrangement of the vibrating conveyor (reaction forces) also oscillates, with the result that the bearing of the vibratory conveyor must be formed by, for example, elastic supports or feet in order to reduce the vibration vibrations of the drive arrangement introduced into the ground, otherwise considerable noise generated and adjacent machinery or equipment can be disturbed.
  • Vibratory conveyors in particular those with a conveyor trough are difficult to design, are largely produced on the basis of empirical findings and compared in trial with the material to be conveyed in terms of frequency and throw angle.
  • a disadvantage of the known vibratory conveyor relates to the time-delayed controllability of the output at the end of the conveyor element or the conveyor flow mass, which drifts more or less constantly without regulation, either because of the irregular filling of the conveyor element or other influences, which is particularly important in the gravimetri- Dosage (if a vibratory feeder is placed on a scale) is problematic, but also creates problems with volumetric dosing.
  • FIG. 2 shows two diagrams for the flow of the bulk material in a vibratory conveyor according to FIG.
  • Fig. 4a shows schematically the subdivision of the conveyor trough of a vibrating conveyor
  • FIG. 5a is a view of a vibratory conveyor according to the preferred modification of the first embodiment of Figure 3b,
  • FIG. 5b is a view from the side of a functional unit of the vibrating conveyor of Figure 5a in detail
  • Figure 5c is a view obliquely from below of the functional unit of Figure 5b
  • FIG. 6 schematically shows a second embodiment of a vibrating conveyor according to the invention
  • FIG. 7 a shows schematically the geometric conditions according to the invention in the second embodiment according to FIG. 6, using a two-mass model
  • FIG. 7b shows, schematically with reference to a two-mass model, the geometrical conditions according to the invention in the second embodiment according to FIG. 6 in a preferred modification
  • Fig. 8a is a view of a conveyor trough of a vibrating conveyor undergoing deformation vibration during operation
  • Fig. 8b is a diagram schematically showing a modification for compensating for the deformation vibration of Figs
  • FIG. 1 shows schematically a vibrating conveyor 1 according to the prior art, which is mounted on the substrate 2 via a bearing arrangement 3 with elastic feet or supports 4a, 4b, and which has a drive arrangement 5, which via a translational Vibra- tionschulsan Aunt 6 a vibrating carrier assembly 8 drives on which a here designed as a conveyor trough 9 conveyor element is arranged with a rear end 10a and a front end 10b.
  • the vibratory motion assembly 6 is generally considered to be a designed lel Entry, here with in operation always the same deforming and synchronously moving leaf springs 7a and 7b as the handlebar of the parallel guide.
  • the conveying channel 9 is loaded via a filling channel 11 at the rear end 10a with bulk material 12 (cereals, pharmaceutical products, plastic granules and powders of all kinds or metallic materials of all kinds, etc.), which at the front end 10b of the vibrating conveyor 1 is delivered.
  • bulk material 12 cereals, pharmaceutical products, plastic granules and powders of all kinds or metallic materials of all kinds, etc.
  • the drive arrangement 5 generates the vibratory movement of the carrier arrangement 8 in a known manner, which is guided via the leaf springs 7 a, 7 b, so that the carrier arrangement 8 moves in a translatory, cyclical motion (the vibratory movement) in the direction of the drawn arrows 13 a relative to the drive arrangement 5.
  • 13b executes.
  • the leaf springs 7a, 7b are shown in the figure in a deflected position, while the dashed line position corresponds to its rest position (between the two deflected positions).
  • the vibratory movement is slightly inclined with respect to the conveying direction 14, this inclination corresponds to the throwing angle at which the vibrating conveyor 9 throws the bulk material to be conveyed forward.
  • the drive assembly 5 is exposed during operation to the reaction forces of the carrier assembly 8, with the result that it itself is subjected to a vibratory motion in inverse proportion of the masses of the carrier assembly 8 and its mass - this vibration vibration of the drive assembly 5 is reduced via the elastic supports 4a, 4b introduced into the ground 2, so that disturbing noise and the surrounding equipment disturbing vibrations only reduced or no longer disturbing.
  • Figure 1 shows a vibratory conveyor 1 with a vibrating in operation carrier assembly 8 for a conveyor element or a conveyor trough 9 in which material to be conveyed 12 is conveyed, with a drive assembly 5 for the support assembly 8 and a bearing assembly 3, the vibration vibrations of the vibratory conveyor 1 reduced into the underground.
  • the vibration conveyors of this type have the disadvantage of being difficult to control, since the output mass flow of the bulk material 12 changes only slowly when the operating parameters change and the desired, new value is reached stably only after a few seconds (see FIG ). This is disadvantageous for the control, not only when a highly constant operation, as is the case for example in pharmacy, but also when the promotion is to be driven precisely along a ramp.
  • Figure 2 shows two diagrams 20 and 25 for the flow of the bulk material in the conveyor trough 9 of the vibratory conveyor 1 ( Figure 1) according to a simulation of the applicant, wherein the flow of the bulk material 12 at the front end 10 b ( Figure 1) of the conveyor trough is shown.
  • the graphs of Figure 2 show the ratios with an increase in flow rate with an increase in mass flow of about 0.012 kg / s to 0.031 kg / s.
  • the diagrams are based on a simulation calculation by the Applicant, which is confirmed by measurements, but can advantageously be used for direct comparison with the vibratory conveyor according to the invention (see Figure 4b).
  • the curve 21 shows the speed v x in the conveying direction 14 (FIG. 1) of the bulk material 12 (as mentioned above at the front end 10b of the conveyor trough 9, see FIG. 1) over the time in seconds (s).
  • the vibratory conveyor is operated at a lower delivery rate.
  • the delivery rate is increased, with the bulk material velocity v x rising practically without delay from the previous one (section 22) to the new, stable velocity in the time segment 24, s. the discontinuity in the time segment 23, in which the change of the speed v x takes place to the new value.
  • the diagram 25 shows the mass flow kg / s in the conveying direction 14 ( Figure 1) of bulk material 15 at the front end 10b of the conveyor trough 9.
  • FIG. 1 schematically shows a first embodiment according to the invention of a vibratory conveyor 30 which can be controlled virtually instantaneously, ie whose mass flow at the front end 10b of the conveyor trough 9 reaches the stable value after the change of the delivery rate immediately, virtually without delay (see the diagrams of FIG. 4b).
  • the drive arrangement 5, the translatory vibration movement arrangement 6 with two leaf springs 7a, b shown here in their rest position, as well as the carrier arrangement 8 with the conveying element 9 designed here as a conveyor trough 9, are visible. It is also possible to provide instead of the leaf springs 7a, 7b, for example, a rigid, parallel to each other running handlebars having Parallelogrammation, in which case the drive for the vibratory motion must be designed accordingly, since the restoring forces of the leaf springs 7a, 7b missing.
  • the bearing arrangement 3 has two rigid links 33a and 33b, which are articulated on the ground 2 via articulation points 34a, 34b and on the drive arrangement 5 via articulation points 35a, 35b, are always aligned parallel during operation, and thus form a parallelogram guide Form parallel guide, which connects the drive assembly 5 with the substrate 2.
  • the means are provided which have a parallel guide provided in the bearing arrangement (3), preferably a parallelogram guide with two rigid links (33a, 33b).
  • the articulation points 35a, 35b reciprocate on a curve 36a, 36b, corresponding to the double arrows shown.
  • the geometry of the links 33a, 33b is designed such that in the rest position of the leaf springs 7a, 7b (shown in the figure), the tangent to the curves 36a, 36b in the articulation points 35a, 35b is essentially an incline.
  • the arrows 37, 38 not only show the direction of the vibration movement, but also the force acting on the carrier arrangement 8 by the drive arrangement 5 (arrow 38) and the reaction force acting on the drive arrangement 5 (arrow 37).
  • the drive assembly 5 can freely perform a vibration vibration, which is triggered by the reaction forces arising during the drive of the support assembly 8, here in the same direction (the vibration direction), but in push-pull to this.
  • the substrate 2 is now decoupled from this vibration vibration, since the drive assembly 5 can move against this unrestrained in the direction of vibration thanks to the formation of the bearing assembly 3.
  • the forced operation prevents tilting of the drive assembly 5 relative to the substrate 2 due to the torques generated during operation. These moments are caused by the distance of the centers of gravity 31,32 perpendicular to the direction of vibration (according to the arrows 37,38) and are introduced by the rigid links 33a, 33b in the ground 2, but cause little disturbing noise nor the environment disturbing vibrations.
  • the means for suppressing the deviation are preferably designed to suppress in operation a tilting movement of the conveying element (which is designed as a conveying trough 9 in the embodiments shown) in a vertical plane lying in the conveying direction 14.
  • the vibrating element can be of any desired design, for example as a plate or tube, as the person skilled in the art envisages with regard to the conveying needs in the specific case.
  • the upper articulation points of the links of the bearing assembly 3 are arranged on the support assembly 8, and not on the drive assembly 5, in which case the deflection of the handlebars is greater, since the amplitude of the vibrating movement of the conveyor trough. 9 due to their smaller mass is greater than that of the drive assembly 5.
  • the vibration vibrations are equally effectively decoupled from the ground 2, and introduced the same moments in this, as is the case in the embodiment of Figure 3a.
  • the means for suppressing the deviation have a bearing arrangement 3 which comprises the vibratory conveyor 40, 60, 90, 100 (see also the following figures) for a positively guided, substantially translatory movement in the direction of the throwing angle (arrow 38). supports the carrier assembly 8 and wherein preferably the bearing assembly 3 engages the drive assembly 5.
  • FIG. 3b shows a vibratory conveyor 40 as a preferred modification of the first embodiment of the invention shown in FIG. 3a.
  • the drive arrangement 5 is modified by the distribution of its mass, for example by the arrangement of an additional mass 41, such that its center of gravity 42 lies on a straight line which passes through the common center of gravity 32 of the support assembly 8 with the conveyor trough 9 (preferably filled according to operation) and parallel to the direction of vibration, ie has a slope in the amount of the throw angle.
  • the distance between the centers of gravity 32,42 on a perpendicular to the direction of vibration is substantially zero, ie there are no more tilting moments.
  • the background 2 is thus not only decoupled from the vibration vibrations of the vibrating conveyor 40, there are also no tilting moments introduced into it.
  • the tilting moments are already substantially reduced if the slope of the straight line from the throw angle preferably 20 ° or less, for sensitive environment particularly preferably 10 ° or less and, for an interference-free environment to keep, more preferably 5 ° or less, and most preferably essentially corresponds to the throw angle, if the vibration vibrations of the drive assembly 5 and also all vibration moments from the ground 2 to be decoupled.
  • the person skilled in the art will keep the deviation from the throw angle smaller for a conveying element which is long in the conveying direction 14 than for a short conveying element.
  • the means for suppressing the deviation have an arrangement of the center of gravity of the carrier arrangement with the conveying element resting thereon and the center of gravity of the drive arrangement on a straight line in the direction of the throwing angle, the direction of the straight line preferably being 20 ° or less from the throwing angle , more preferably 10 ° or less and most preferably 5 ° or less deviates from the throwing angle, and most preferably substantially corresponds to the throwing angle.
  • FIG. 4a shows a longitudinal section through the filling channel 11 and a conveyor channel 9 of a vibration conveyor, wherein the bulk material 15, which is conveyed in the conveyor channel 9 by vibration movements, emerges at its front end 10b.
  • the conveyor trough 9 is conceptually divided into 4 sections i, ii, iii and iv.
  • the bulk material 15 flows from the filling channel 10 through each section i, ii, iii and iv until it is discharged from the conveyor channel 8.
  • FIG. 4b shows two diagrams 45 and 55 for the flow of the bulk material 12 in the conveyor trough 9 of FIG. 3a according to a simulation by the applicant, the dynamics of the bulk material 12 being illustrated in the four sections i to iv.
  • the graphs of Figure 4b show the ratios for an increase in feed rate with an increase in mass flow of about 0.008 kg / s to 0.025 kg / s.
  • the diagram 45 shows the velocity v x in the conveying direction 14 (FIG. 1) of the bulk material 15 in each of the four sections i to iv (FIG. 4 a), namely according to the curve 46 in the section i, the curve 47 in the section ii, the curve 48 in section iii and curve 49 in section iv.
  • the delivery rate is increased, with the bulk material speed increasing in all sections i to iv simultaneously and practically without delay from the previous (time section 50) to the new, stable speed (section 51), s. the discontinuities in the curves 46 to 49 in the period 52nd
  • the change in the velocity v x of the bulk material 12 in the conveying direction 14 (FIG.
  • the graph 55 shows the mass flow kg / s in the conveying direction 14 (Figure 3a) on bulk material 12 in each of the four sections i to iv ( Figure 3a), namely according to the curve 56 in section i, the curve 57 in section ii, the curve 58 in section iii and curve 59 in section iv.
  • the mass flow shows virtually the same value in all sections i to iv.
  • the mass flow increases simultaneously and without delay in all sections i to iv, in contrast to the prior art (diagram 25 of FIG. 2) also in section iv, i. at the front end 10b of the conveyor trough 9 ( Figure 4a).
  • the time interval 51 in which the change in the mass flow takes place in section iv has fallen from about 3.5 s to less than 1/10 s, in contrast to the prior art (see diagram 25).
  • the massively improved behavior of the mass flow in section iv (FIG. 4a) with a change in delivery rate as mentioned above is due to a deviation of the vertical component of the vibratory movement of the vibratory conveyor during operation of the vibratory conveyor the front end of the conveyor element 10 b suppressed from that of the rear end 10 a, ie in comparison with the prior art for good controllability is partially or substantially completely reduced.
  • This (essentially avoided according to the invention) switching takes place slowly, in the range of seconds, and has the consequence that the mass flow also changes slowly in a vibration conveyor according to the prior art according to FIG.
  • FIG. 5a shows a view of the specific embodiment of a vibratory conveyor 60 according to the invention in accordance with the preferred first embodiment of the invention shown schematically in FIG. 3b.
  • the vibration conveyor 60 has two spring units 61a, 61b, in each of which equal parts of the drive arrangement 5 (carrier 65a, 65b, see below), the translational vibration movement arrangement 6 (leaf springs 7a, b according to FIG. 3b) and the bearing arrangement 3 (FIG. Handlebar 33a, b according to Figure 3b) are combined to form a functional unit.
  • the spring units 61a, b are shown in detail in FIGS. 5b and 5c.
  • the drive arrangement 5 has four parallel struts, of which the right upper 63 and right lower parallel strut 64 seen in the conveying direction 14 can be seen (the two left parallel struts are concealed by the right parallel struts).
  • the additional mass 41 is arranged horizontally and / or vertically adjustable at the rear end of the parallel struts 63,64, of course, on the concealed parallel struts, the simplicity for the sake of simplicity next to the apparent parallel struts 63,64 are no longer explicitly mentioned, but always implicitly are involved.
  • the drive assembly 5 further includes two carriers 65a, b, which are preferably inclined (compactness of the arrangement) obliquely, inclined in the throw angle relative to the vertical, between the left and right parallel struts 63,64, here via screws 63'a, 64'a and 63 "a, 64" b.
  • each support 65a, 65b an upwardly extending leaf spring 66a, 66b is arranged, which in turn is connected via an associated leaf spring holder 67a, 67b with the carrier assembly 8 formed here as a plate and thus carries translationally movable.
  • each carrier 65a, 65b each a handlebar 68a, 68b arranged, which extends downwards and is connected via a handlebar mount 69a, 69b with a bottom plate 70 which rests on the ground 2, so that the drive assembly 5 via the links 68a, 68b relative to the substrate 2 is carried translationally movable.
  • the person skilled in the art can also provide for arranging the handlebar holders 69a, 69b directly on the ground.
  • the leaf springs 66a, 66b are part of the translatory vibration assembly 6 and the links 68a, 68b are part of the bearing assembly 3 (see Figures 3a and 3b).
  • FIG. 5b and 5c show the functional unit 61b in detail, Figure 5b in a view from the side, Figure 5c in a view obliquely from below. It should be noted here that the functional unit 61a has the same structure, that is, it does not need to be described in more detail.
  • the carrier 65b is provided with screw holes 63 "b and 64" b for the screws 63'b and 64'b (Fig. 5a).
  • the handlebar 68b has the shape of a m, with an upper crossbar 75b, via which it is bolted to the upper end of the carrier 65b with two screws 76b, 76b '. In Figure 5b, the screw 76b is covered by the screw 76b '.
  • From the transverse bar 75b extend the outer sides of the carrier 65b along two outer legs 77b, 77b 'of the handlebar 68b down to the handlebar bracket 69b, where they in turn via screws 78b, 78b' are fixed (in Figure 5b, the screw 78b obscured).
  • the legs 77b, 77b ' have an upper elastic joint 79b, 79b' and a lower elastic joint 80b, 80b '(in Figure 5b, the hinge 79b, 80b hidden).
  • a middle stop member 81b located between the outer legs 77b, 77b ', on which a magnet 82b is operatively associated with a counter magnet 82b' which cooperates in turn, via a foot 83b with the handlebar bracket 69b, and thus with the bottom plate 70 ( Figure 5a) is firmly connected.
  • the magnet 82b and the counter magnet 82b ' repel each other.
  • the leaf spring 66b is fixed to the leaf spring holder 67b with upper screws, of which the upper screw 85b 'is visible, and to the lower end of the carrier 65b with lower screws, of which the lower screw 86b' is visible.
  • the leaf spring holder 67b and the handlebar holder 69b have tapered connecting surfaces 87b and 88b, respectively, such that the spring unit 61b mounted in the drive assembly 5 is inclined at the throw angle to the vertical.
  • means for suppressing the deviation comprise a combined spring unit 61a, 61b, with a link 66a, 66b, 68a, 68b provided in the vibration movement arrangement 6 and the bearing arrangement 3, and a height provided in the drive arrangement 5 extending, relative to the vertical substantially at the throw angle inclined support 65a, 65b, wherein the handlebars 66a, 68a, 66b, 68b on different sides of the support 65a, 65b, along this extend, and wherein the handle of the vibration onskowskisan angel (6) in a lower portion of the carrier 65a, 65b is fixed thereto and extends upward, the handlebar 68a, 68 of the bearing assembly 5 in an upper portion of the carrier 65a, 65b is fixed thereto and extends down, thereby the upper end the handlebar of the vibration movement arrangement 6 on the carrier arrangement 8 and the lower end of the handlebar 68a, 68b of the bearing arrangement 3 on the base 2 are fixed.
  • the means for suppressing the deviation according to FIGS. 5a to 5c preferably have two combined spring units 61a, 61b whose supports 65a, 65 are connected to one another by a connecting element, a vibration drive 72 being provided, which on the one hand preferably faces the carrier 65a , 65b) which acts on one spring unit 61a, 61b and on the other hand on the upper end of the arm of the vibration movement arrangement 6 of the other spring unit 61b, 61a.
  • Figures 5a to 5c show the rest position of the vibrating conveyor 60, and thus the rest position of the spring units 61,61b.
  • the rest position is defined by the magnets arranged on the spring units 61a, 61b (magnet 82b and magnet 82b ', see FIGS. 5b and 5c) which by their repulsion further tilt the supports 65a, 65b due to the weight of the support assembly 8 (with the Conveying channel 9) and the drive arrangement (with the eccentric mass 41) and thus prevent a stable rest position of both the drive arrangement 5 and the carrier arrangement 8, witness.
  • the leaf springs 66a, 66b aligned straight, ie not under load, and thus not bent.
  • the transmission element 73 In operation, i. when the vibratory drive 72 is activated, the transmission element 73 cyclically moves the leaf spring holder 67b about the rest position away from the vibratory drive 72 and back towards it - thus the carrier assembly 8 executes the vibratory motion which is translational relative to the drive assembly 5 since the same length and equal inclined leaf springs 66a, 66b form a parallel guide for the support assembly 8 with their fixed clamping at the top and bottom.
  • leaf spring holder 67b runs on an arc around the lower, by the screws 86b 'fixed end of the associated leaf spring 66b. Due to the structural design of the spring unit 61b, however, its length is large, so that the sheet is sufficiently flat to assume the translational movement of the support assembly 8 as straight.
  • the displacement of the carrier assembly 8 relative to the drive assembly 5 over the entire vibration movement in the conveying direction and in the vertical direction is substantially constant.
  • the mass 41 on the drive assembly 5 whose center of gravity and the center of gravity of the support assembly 8 (with conveyor trough 9) on a straight line with an inclination in the amount of the throw angle lie. Also acts on the drive assembly 5, the reaction force of the set in vibration carrier assembly. 8
  • the drive arrangement 5 executes a translatory vibration oscillation in the direction of the throw angle relative to the base plate 70, since the links 68a, 68b are pivotable relative to the base plate 70 about the elastic joints 80b, 80b '(FIG. 5c), while the upper elastic joints 79b, 79b 'permit an inclination of the carriers 65a, 65b unchanged during pivoting.
  • the links 68a, 68b form a parallel guide designed as a parallelogram for the drive assembly 5.
  • the means for suppressing the deviation comprise a combined spring unit 61a, 61b, with a link 68a, 68b respectively provided in the vibration movement arrangement 6 and the bearing arrangement 3 and with a height extending in the drive arrangement 5 the beam substantially inclined at a pitch angle 65a, 65b, the links extending on different sides of the beam along the same, and wherein the arm of the vibration movement assembly 6 in a lower portion of the support 65a, 65b is fixed thereto and extends upward and the handlebar 68a, 68b of the bearing assembly 3 is fixed to and extends downwardly in an upper portion of the carrier 65a, 65b, the upper end of the arm of the vibration movement assembly 6 on the carrier assembly 8 and the lower end of the handlebar 68a, 68b the bearing assembly 3 are fixed to the substrate 2.
  • the means for suppressing the deviation comprise two combined bearing units 61a, 61b, the supports 65a, 65b of which are connected to each other by a connecting element, wherein a vibration drive (72) is provided on the one hand on the carrier 65a, 65b of a spring unit 61a, 61b and on the other hand on the upper end of the arm of the vibration movement arrangement (6) of the other spring unit 61b, 61a acts.
  • FIG. 6 diagrammatically shows a second embodiment of a vibratory conveyor 90 according to the invention, which is constructed analogously to the embodiment according to FIG. 3b except for the bearing arrangement 3. Also visible are the conveyor trough 9, the carrier assembly 8 and the common center of gravity 32 of the support assembly 8 and the conveyor trough 9. Also visible are the drive assembly 5, its center of gravity 42 and the leaf springs 7a, 7b, which connect them to the carrier assembly 8.
  • the centers of gravity 32, 42 lie on a straight line (indicated by the arrows 91, 92) whose inclination corresponds to the throw angle (to relieve the figure, a possible additional mass 41 (FIG. 3 b) is omitted), so that no tilting moments occur during operation of the vibrating conveyor 90 arise.
  • the bearing assembly 3 has schematically shown, elastically deformable supports 93a, 93b, which decouple by their elastic deformation of the ground 2 of vibration vibrations of the drive assembly 5.
  • the supports 93a, 93b are designed to suppress a deviation of the vertical component of the vibratory movement of the front end 10b of the conveying element 9 formed as a conveying channel 9 from that of the rear end 10a.
  • FIG. 7a schematically shows the geometry and the configuration of the supports 93a, 93b of the vibration conveyor 90 of FIG. 6:
  • Dashed lines indicate the drive assembly 5 and the carrier assembly 8, with their focal points 32,42.
  • the center of gravity 32 of the carrier assembly 8 also preferably comprises the mass of the discharge element omitted for the relief of the figure, which is particularly preferably filled operationally.
  • the centroids 32, 42 are on a straight line in the direction of the throwing angle, more preferably with an accuracy of 5 ° or less, i. most preferably substantially in the direction of the throw angle.
  • the double arrow 94 symbolizes this straight line, and shows the movement of the centers of gravity 32,42 in push-pull operation towards each other and away from each other. This eliminates a tilting of the vibratory conveyor 90 due to the vibration movement, although it is mounted freely movable relative to the substrate 2.
  • bearing points 96a, 96b are provided, on which the spring units 93a, 93b attack.
  • the spring units 93a, 93b each have a horizontally oriented elastic spring 97a, 97b, which face each other, such that their lines of action coincide and go through the center of gravity 42.
  • a vertically oriented elastic spring 98a, 98b is provided, each with a vertical line of action. All the springs 97a, 97b, 98a, 98b are arranged between the base 2 and its associated bearing point 96a, 96b and have the same spring constant.
  • the center of gravity 42 is located in the middle between the bearing points 96a, 96b.
  • the conveying element arranged thereon likewise vibrates in a translatory manner at the throwing angle, so that during operation of the vibrating conveyor a deviation of the vertical component of the vibrating movement of the front end of the conveying element from that of the conveyor rear end despite the resiliently deflectable in all directions deflection of the drive assembly 5 is suppressed.
  • These means preferably have an arrangement of the center of gravity 32 of the carrier arrangement 8 with the conveying element resting on it and the center of gravity 42 of the drive arrangement 5 on a straight line in the direction of the throw angle, wherein the slope of the straight line from the throw angle is particularly preferably 10 ° or less and very preferably 5 ° or less deviates from the throwing angle and most preferably corresponds substantially to the throwing angle.
  • these means further preferably have a modified bearing arrangement 3 with two, in the conveying direction 14 spaced, resiliently effective bearing units 93a, 93b, which are supported on the substrate 2 and engage the drive assembly 5 in bearing points 96a, 96b, each bearing unit 93a, 93b is effective in the horizontal and in the vertical direction with the same spring constant and the straight line, on which the centers of gravity are 32,42, a connecting line between the bearing points 93a, 93b essentially borrowing intersects in the middle.
  • FIG. 7b shows a corresponding vibratory conveyor 100 with a drive arrangement 5 whose center of gravity 42 does not lie on the carrier, but on the straight line defined by the double arrow 94 which intersects the carrier 5 in the middle.
  • the spring units 93a, 93b are formed the same as those of the vibratory conveyor 90 of Fig. 7a.
  • This embodiment is also according to the invention, since it has the same characteristics as the vibration conveyor 90 of Figure 7a with respect to the vibratory movement of the conveyor element.
  • An advantage of the vibratory conveyor 100 is that the restriction "center of gravity 42 in the middle between the connecting straight line of the bearing points 96a, 96b" is omitted for the design of the drive assembly 5, since the center of gravity only on the straight line in the direction of the throw angle through the center of gravity of the support assembly 8 preferably together with the conveying element 9) must lie.
  • This can simplify the construction of the drive assembly 5.
  • at least one of the bearing points 96a, 96b on the bearing assembly 5 slidably (horizontally and / or vertically) is formed. Then, in the specific case, with a given center of gravity 42 of the bearing arrangement 5, the person skilled in the art can simply move the bearing points 96a, 96b so that the geometric relationships according to FIG. 7a or 7b are maintained, namely the straight line in the direction of the throwing angle on which the center of gravity points 32 , 42, the connecting line between the bearing points 96a, 96b cuts in the middle.
  • the drive arrangement may comprise a mass element, which is preferably arranged adjustably in the conveying direction 14 on the drive arrangement 5 such that the center of gravity 42 of the drive arrangement 5 can be predeterminedly changed in its position.
  • the center of gravity 42 can be brought to the going through the center of gravity 32 of the support assembly straight line in the direction of the throw angle (which intersects the connecting line between the bearing points 96a, 96b in the middle).
  • the throw angle of the support assembly 8 may be adjustable, for example by adjustable on the support assembly 8 engaging leaf spring holders 67a, 67b ( Figure 5a).
  • an adjustable throwing angle together with an adjustable mass element, is also advantageous in an embodiment according to FIGS. 3 a to 5 c.
  • FIG. 8 a shows a view of a conveying element designed as an elongate channel conveyor 105 for a vibratory conveyor 30, 40, 60, 90, 100 (FIGS. 3 a to 7 b) according to the present description.
  • the vibration conditions vibration frequency, vibration amplitude, length, formation of the cross section, etc.
  • an excitation in the resonant frequency of the conveyor element may in operation even with a pure translation of the support assembly 8 to deformation vibrations in a region 106 of the conveyor trough 105 shown here, which result in a cyclical deflection of the conveyor trough 105, so that their front end 107b opposite the rear end 107a in accordance with the double arrow 108 swings up and down.
  • FIG. 8b shows a vibratory conveyor 110 which is modified with regard to such a deformation oscillation of the conveyor element 105.
  • the vibratory conveyor 110 is fundamentally the same as the vibratory conveyor 40 of FIG.
  • the articulation point 112a is now arranged to be adjustable on the support assembly 8 and now set slightly shifted in the conveying direction 14.
  • the vibration movement arrangement 111 which, in addition to the vibration movement in the direction of the throwing angle, causes a rotation of the carrier arrangement 8 according to the double arrow 116.
  • the person skilled in the art can now suitably adjust the articulation point 112a (or, depending on the dynamics of the vibration conveyor 110, one or more of the articulation points 112a, 112b, 113a, 113b) in any direction (by simulation or experiments) such that the Deformation vibration 108 is at least partially compensated by the rotation 116.
  • the articulation points 34a, 34b, 35a, 35b of the links 33a, 33b can be adjusted (or the length of a link 33a, 33b) to compensate for the deformation vibration 108 of the conveyor trough 105.
  • the use of a vibrating motion arrangement 111 preferably appears, since then only the smaller mass of the carrier arrangement 8 with the conveying trough 105 has to be rotated during the vibration.
  • the means for suppressing the deviation (116) are formed, during operation, a deflection of the front end (107b) of the conveying element (105) by a deformation oscillation 108 by a rotational movement superimposed on the vibratory movement of the carrier assembly (8) at least partially compensate.
  • the means for suppressing the deviation preferably have an operable guidance of the carrier arrangement 8 on the drive arrangement 5 by a vibration movement arrangement 111 which, during operation, causes a translational and rotary relative movement of the carrier arrangement 8 with respect to the drive arrangement 5, wherein the vibration movement arrangement 111 is preferred Leaf spring assembly 114a, 114b is formed.
  • the vibration movement arrangement 116 has links 114a, 114b which are articulated at one end to the carrier assembly 8 and the other end to the drive arrangement 5 via articulation points 112a, 112b, 113a, 113b are, wherein at least one of these articulation points 112a, 112b, 113a, 113b is arranged adjustable in the conveying direction 14 or in another direction on the support assembly 8 or on the bearing assembly 5.
  • the vibration movement arrangement comprises flexible (like the leaf springs 114a, 114b) or rigid links, which are articulated at one end to the carrier assembly 8 and the other end to the drive assembly 5 at least one of the links is designed to be adjustable in its effective length.
  • the means for suppressing the deviation an operable leadership of the bearing assembly (5) on the substrate (2) by a bearing arrangement which in operation a translational and rotary relative movement of the drive assembly (5) relative to the ground (2), such that in operation a deflection of the front end 107b of the conveyor element 105 is at least partially compensated by a deformation oscillation 108 by a rotational movement superimposed on the vibratory movement of the carrier arrangement (8).

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Abstract

Die Erfindung betrifft einen Vibrationsförderer mit einer im Betrieb eine Vibrationsbewegung ausführenden Trägeranordnung (8) für ein Förderelement in welchem zu förderndes Material (12) gefördert wird, einer Antriebsanordnung (5) für die Trägeranordnung (8) und einer Lageranordnung (3), die Vibrationsschwingungen des Vibrationsförderers (1, 30, 40, 60, 90, 100) reduziert in den Untergrund (2) einleitet, wobei Mittel vorgesehen sind, die im Betrieb des Vibrationsförderers (30, 40, 60, 90, 100) eine Abweichung der vertikalen Komponente der Vibrationsbewegung des vorderen Endes (10a) des Förderelements von derjenigen des hinteren Endes 10b) unterdrücken. Dadurch ist der vom Vibrationsförderer (30, 40, 60, 90, 100) ausgegebene Massenstrom praktisch ohne zeitlichen Verzug veränderbar, der Vibrationsförderer somit verbessert regelbar.

Description

Vibrationsförderer
Die vorliegende Erfindung betrifft einen Vibrationsförderer gemäss dem Oberbegriff von Anspruch 1.
Solche Vibrationsförderer werden in vielen Industriezweigen eingesetzt, für alle möglichen Materialien, soweit diese überhaupt durch einen Vibrationsförderer förderbar sind. Dabei werden die schüttfähigen Materialien auf ein Förderelement ausgegeben, meist eine Förderrinne, die dann eine zyklische Vorwärts- / Aufwärtsbewegung mit einem entsprechenden Rück- lauf - die Vibration - ausführt, wodurch die einzelnen Partikel des Materials in einem Wurfwinkel vorwärts und zugleich etwas hochgeworfen werden. Das Förderelement führt den Rücklauf aus, bevor die Partikel wieder auf ihm aufliegen, so dass mit der nächsten Vorwärts- / Aufwärtsbewegung die Partikel einen Schritt weiter gefördert werden können. Vibrationsförderer besitzen entsprechend eine vibrierende Trägeranordnung für das auf ihr aufliegende, beispielsweise je nach Material oder anderen Kriterien konzipierte, austauschbare Förderelement, wobei die Trägeranordnung durch eine Antriebsanordnung in die gewünschte Vibration versetzt wird. Durch die Vibrationsbewegung schwingt auch die Antriebsanordnung des Vibrationsförderers (Reaktionskräfte), mit der Folge, dass die Lagerung des Vibrationsför- derers durch beispielsweise elastische Auflager oder Füsse ausgebildet werden muss, um die in den Untergrund eingeleiteten Vibrationsschwingungen der Antriebsanordnung zu reduzieren, da sonst erheblicher Lärm erzeugt und benachbart Maschinen oder Anlagen gestört werden können. Vibrationsförderer, Insbesondere solche mit einer Förderrinne sind schwer konzipierbar, werden weitgehend nach empirischen Erkenntnissen hergestellt und im Versuch mit dem zu fördernden Material betreffend Frequenz und Wurfwinkel abgeglichen. Manche Konzepte funktionieren wie gewünscht, andere zeigen einen schlechten Fördergrad, ohne dass sich im konkreten Fall die Gründe dafür durchschauen lassen.
Ein Nachteil der bekannten Vibrationsförderer betrifft die zeitverzögerte Regelbarkeit des am Ende des Förderelements bzw. der Förderrinne ausgegebenen Massenstroms, der ohne Regelung mehr oder weniger ständig etwas driftet, sei dies wegen der unregelmässigen Befüllung des Förderelements oder wegen anderen Einflüssen, was insbesondere bei der gravimetri- sehen Dosierung (wenn ein Vibrationsförderer auf einer Waage angeordnet ist) problematisch ist, aber auch bei der volumetrischen Dosierung Probleme schafft.
Entsprechend ist es die Aufgabe der vorliegenden Erfindung, einen Vibrationsförderer mit kurzer Regelungszeit zu schaffen.
Diese Aufgabe wird gelöst durch einen Vibrationsförderer mit den kennzeichnenden Merkmalen von Anspruch 1.
Dadurch, dass eine Abweichung der vertikale Komponente der Vibrationsbewegung (wenigstens) des vorderen Endes des Fördererelements von derjenigen des hinteren Endes des Förderelements unterdrückt wird, ergibt sich, dass die Materialverteilung über die Länge des Förderelements im Wesentlichen dieselbe bleibt, auch wenn die Parameter für die Fördermenge geändert werden. Der ausgegebene Massenstrom des geförderten Materials ändert sich deshalb verzugslos.
Die Merkmale bevorzugter Ausführungsformen sind in den abhängigen Ansprüchen angegeben.
Im Folgenden wird die Erfindung anhand der Figuren näher erläutert. Gleiche Gegenstände sind in den Figuren grundsätzlich mit gleichen Bezugszeichen bezeichnet. Es zeigt:
Fig. 1 eine schematische Darstellung eines Vibrationsförderers des Stands der Technik,
Fig. 2 zwei Diagramme zum Fluss des Schüttguts in einem Vibrationsförderer nach Figur
1, jeweils vor und nach der Änderung der Förderm
Fig. 3a schematisch eine erste Ausführungsform des erfindungsgemässen Vibrationsförderers,
Fig. 3b schematisch eine bevorzugte Abwandlung der der ersten Ausführungsform gemäss Figur 3a,
Fig. 4a schematisch die Unterteilung der Förderrinne eines Vibrationsförderers
schiedene Abschnitte für eine Simulationsrechnung, Fig. 4b zwei Diagramme zum Fluss des Schüttguts in einem erfindungsgemässen Vibrationsförderer, jeweils vor und nach der Änderung der Fördermenge,
Fig. 5a eine Ansicht auf einen Vibrationsförderer gemäss der bevorzugten Abwandlung der ersten Ausführungsform nach Figur 3b,
Fig. 5b eine Ansicht von der Seite einer Funktionseinheit des Vibrationsförderers von Figur 5a im Detail, Fig. 5c eine Ansicht schräg von unten auf die Funktionseinheit von Figur 5b,
Fig. 6 schematisch eine zweite Ausführungsform eines erfindungsgemässen Vibrationsförderers, Fig. 7a schematisch anhand eines Zweimassemodells die erfindungsgemässen, geometrischen Verhältnisse bei der zweiten Ausführungsform nach Figur 6,
Fig. 7b schematisch anhand eines Zweimassemodells die erfindungsgemässen, geometrischen Verhältnisse bei der zweiten Ausführungsform nach Figur 6 in einer bevor- zugten Abwandlung,
Fig. 8a eine Ansicht auf eine Förderrinne eines Vibrationsförderers, die einer Deformationsschwingung während dem Betrieb unterliegt, und Fig. 8b schematisch eine Modifikation zum Ausgleich der Deformationsschwingung der
Förderrinne nach Figur 8a in einem Vibrationsförderer gemäss der ersten, bevorzugten Ausführungsform von Figur 3b.
Figur 1 zeigt schematisch einen Vibrationsförderer 1 gemäss dem Stand der Technik, der auf dem Untergrund 2 über eine Lageranordnung 3 mit elastischen Füsse oder Auflager 4a,4b gelagert ist, und der über eine Antriebsanordnung 5 verfügt, die über eine translatorische Vibra- tionsbewegungsanordnung 6 eine vibrierende Trägeranordnung 8 antreibt, auf welcher ein hier als Förderrinne 9 ausgebildetes Förderelement mit einem hinteren Ende 10a und einem vorderen Ende 10b angeordnet ist. Die Vibrationsbewegungsanordnung 6 ist generell als Paral- lelführung ausgebildet, hier mit im Betrieb sich stets gleich verformenden und sich synchron bewegenden Blattfedern 7a und 7b als Lenker der Parallelführung.
Die Förderrinne 9 wird über einen Befüllkanal 11 am hinteren Ende 10a mit Schüttgut 12 (Ge- treide, Pharmazeutische Produkte, Kunststoffgranulate und -Pulver aller Art oder metallische Materialien aller Art, etc.) beladen, welches an deren vorderem Ende 10b aus dem Vibrationsförderer 1 abgegeben wird.
Die Antriebsanordnung 5 erzeugt in bekannter Art die Vibrationsbewegung der Trägeranord- nung 8, die über die Blattfedern 7a,7b geführt ist, so dass die Trägeranordnung 8 gegenüber der Antriebsanordnung 5 eine translatorische, zyklische Bewegung (die Vibrationsbewegung) in Richtung der eingezeichneten Pfeile 13a,13b ausführt. Die Blattfedern 7a,7b sind in der Figur in einer ausgelenkten Position dargestellt, während die gestrichelt eingezeichnete Lage ihrer Ruhelage (zwischen den beiden ausgelenkten Positionen) entspricht.
Wie aus den Doppelpfeilen 13a,b ersichtlich, ist die Vibrationsbewegung leicht gegenüber der Förderrichtung 14 nach oben geneigt, diese Neigung entspricht dem Wurfwinkel, unter dem die vibrierende Förderrinne 9 das zu befördernde Schüttgut vorwärts wirft. Die Antriebsanordnung 5 ist im Betrieb den Reaktionskräften der Trägeranordnung 8 ausgesetzt, mit der Folge, dass sie selbst einer Vibrationsbewegung im umgekehrten Verhältnis der Massen der Trägeranordnung 8 und ihrer Masse ausgesetzt ist - diese Vibrationsschwingung der Antriebsanordnung 5 wird über die elastischen Auflager 4a,4b reduziert in den Untergrund 2 eingeleitet, so dass störender Lärm und die umgebenden Geräte störende Schwingungen nur reduziert bzw. nicht mehr störend auftreten.
Der oben beschriebene Aufbau ist dem Fachmann grundsätzlich bekannt.
Zusammenfassend zeigt Figur 1 einen Vibrationsförderer 1 mit einer im Betrieb vibrierenden Trägeranordnung 8 für ein Förderelement bzw. eine Förderrinne 9 in welchem zu förderndes Material 12 gefördert wird, mit einer Antriebsanordnung 5 für die Trägeranordnung 8 und einer Lageranordnung 3, die Vibrationsschwingungen des Vibrationsförderers 1 reduziert in den Untergrund einleitet. Wie eingangs erwähnt, besitzen die Vibrationsförderer dieser Art den Nachteil schlecht regelbar zu sein, da sich bei einer Änderung der Betriebsparameter der ausgegebene Massenstrom des Schüttguts 12 sich nur schleppend ändert und erst nach einigen Sekunden den gewünschten, neuen Wert stabil erreicht (s. Fig 2). Dies ist für die Regelung nachteilig, nicht nur wenn ein hochkonstanter Betrieb, wie dies etwa in der Pharmazie der Fall ist, sondern auch, wenn die Förderung präzise einer Rampe entlang gefahren werden soll.
Figur 2 zeigt zwei Diagramme 20 und 25 zum Fluss des Schüttguts in der Förderrinne 9 des Vibrationsförderers 1 (Figur 1) gemäss einer Simulation der Anmelderin, wobei der Fluss des Schüttguts 12 am vorderen Ende 10b (Figur 1) der Förderrinne dargestellt ist. Insbesondere zeigen die Diagramme von Figur 2 die Verhältnisse bei einer Erhöhung der Förderrate mit einer Steigerung des Massenstroms von ca. 0.012 kg/s auf 0.031 kg/s. Die Diagramme basieren auf einer Simulationsrechnung der Anmelderin, welche durch Messungen bestätigt wird, aber vorteilhafterweise für den direkten Vergleich mit dem erfindungsgemässen Vibrationsförderer dienen kann (s. Figur 4b).
Im Diagramm 20 zeigt die Kurve 21 die Geschwindigkeit vx in Förderrichtung 14 (Figur 1) des Schüttguts 12 (wie oben erwähnt am vorderen Ende 10b der Förderrinne 9, s. Figur 1) über die Zeit in Sekunden (s). Im Zeitabschnitt 22 wird der Vibrationsförderer mit einer tieferen För- dermenge betrieben. Zur Zeit t = ls erfolgt die Erhöhung der Förderrate, wobei die Schüttgutgeschwindigkeit vx praktisch verzugslos von der bisherigen (Abschnitt 22) auf die neue, stabile Geschwindigkeit im Zeitabschnitt 24 steigt, s. die Sprungstelle im Zeitabschnitt 23, in welchem die Änderung der Geschwindigkeit vx auf den neuen Wert stattfindet. Das Diagramm 25 zeigt den Massenstrom kg/s in Förderrichtung 14 (Figur 1) von Schüttgut 15 am vorderen Ende 10b der Förderrinne 9. Vor der Erhöhung der Fördermenge (Zeitabschnitt 22) ist der Massenstrom praktisch konstant. Nach der Erhöhung der Fördermenge zur Zeit t = ls steigt der Massenstrom jedoch nur träge an und stabilisiert sich erst allmählich, mit der Folge, dass der Zeitabschnitt 27, in welchem die Änderung des Massenstroms stattfindet, ca. 3,5 s dauert. Im Zeitabschnitt 28 ist der Massenstrom auf dem neuen Wert stabil.
Nach den Erkenntnissen der Anmelderin ist das Verhalten des Massenstroms am Ende 10b der Förderrinne 9 der Grund für die schlechte Regelbarkeit eines Vibrationsförderers gemäss Figur 1. Figur 3a zeigt schematisch eine erfindungsgemässe erste Ausführungsform eines Vibrations- fördereres 30 der praktisch zeitverzögerungslos regelbar ist, d.h. dessen Massenstrom am vorderen Ende 10b der Förderrinne 9 sofort, praktisch zeitverzugslos, den stabilen Wert nach der Änderung der Förderrate erreicht (s. dazu die Diagramme von Figur 4b).
Ersichtlich sind die Antriebsanordnung 5, die translatorische Vibrationsbewegungsanordnung 6 mit zwei hier in ihrer Ruhelage dargestellten Blattfedern 7a,b sowie die Trägeranordnung 8 mit dem hier als Förderrinne 9 ausgebildeten Förderelement. Es ist auch möglich, an Stelle der Blattfedern 7a,7b, beispielsweise eine steife, parallel zu einander laufende Lenker aufweisende Parallelogrammführung vorzusehen, wobei dann der Antrieb für die Vibrationsbewegung entsprechend ausgebildet werden muss, da die Rückstellkräfte der Blattfedern 7a,7b fehlen.
Weiter ersichtlich sind der Schwerpunkt 31 der Antriebsanordnung und der gemeinsame Schwerpunkt 32 der Trägeranordnung 8 und der Förderrinne 9 (bevorzugt mit dem Inhalt an zu fördernem Material 12), sowie die erfindungsgemäss modifizierte Lageranordnung 3, über welche die Antriebsanordnung 5 auf dem Untergrund 2 gelagert ist. Die Lageranordnung 3 weist erfindungsgemäss zwei steife Lenker 33a und 33b auf, die am Untergrund 2 über An- lenkpunkte 34a, 34b und an der Antriebsanordnung 5 über Anlenkpunkte 35a,35b angelenkt sind, im Betrieb stets parallel ausgerichtet sind und damit eine hier als Parallelogrammführung ausgebildete Parallelführung bilden, die die Antriebsanordnung 5 mit dem Untergrund 2 verbindet.
Es ergibt sich, dass die Mittel vorgesehen sind, die eine in der Lageranordnung (3) vorgesehene Parallelführung aufweisen, bevorzugt eine Parallelogrammführung mit zwei steifen Lenkern (33a,33b).
Obschon die Lenker 33a,33b steif ausgebildet und damit geeignet sind, Vibrationsschwingungen in den Untergrund 2 zu übertragen, ergibt sich durch die erfindungsgemässe Geometrie des Vibrationsförderers 30, dass der Untergrund von den Vibrationsschwingungen praktisch entkoppelt ist:
Im Betrieb laufen die Anlenkpunkte 35a,35b auf einem Bogen 36a,36b hin und her, entsprechend den eingezeichneten Doppelpfeilen. Dabei ist die Geometrie der Lenker 33a,33b derart ausgelegt, dass in der (in der Figur dargestellten) Ruhelage der Blattfedern 7a,7b die Tangente an die Bogen 36a,36b in den Anlenkpunkten 35a,35b im Wesentlichen eine Steigung entspre- chend dem Wurfwinkel haben, also parallel sind zur Richtung der Vibrationsbewegung, die durch die Pfeile 37,38 gezeigt ist. Die Pfeile 37,38 zeigen nicht nur die Richtung der Vibrationsbewegung, sondern auch die durch die Antriebsanordnung 5 auf die Trägeranordnung 8 wirkende Kraft (Pfeil 38) sowie die auf die Antriebsanordnung 5 wirkende Reaktionskraft (Pfeil 37).
Damit liegt eine Zwangsführung der Antriebsanordnung 5 durch die erfindungsgemäss ausgebildete Lageranordnung 3 in der Art einer Parallelführung vor, welche eine Bewegung im Wesentlichen in Richtung der Vibrationsrichtung erlaubt, in einer anderen Richtung aber nicht. Dadurch kann die Antriebsanordnung 5 frei eine Vibrationsschwingung ausführen, welche durch die beim Antrieb der Trägeranordnung 8 entstehenden Reaktionskräfte ausgelöst wird, hier in der gleichen Richtung (der Vibrationsrichtung), aber im Gegentakt zu dieser. Der Untergrund 2 ist nun von dieser Vibrationsschwingung entkoppelt, da sich die Antriebsanordnung 5 gegenüber diesem dank der Ausbildung der Lageranordnung 3 ungehemmt in Vibrationsrichtung verschieben kann.
Die Zwangsführung verhindert jedoch ein Verkippen der Antriebsanordnung 5 gegenüber dem Untergrund 2 auf Grund der im Betrieb entstehenden Momente. Diese Momente entstehen durch den Abstand der Schwerpunkte 31,32 senkrecht zur Vibrationsrichtung (gemäss den Pfeilen 37,38) und werden durch die steifen Lenker 33a,33b in den Untergrund 2 eingeleitet, verursachen aber kaum störenden Lärm noch die Umgebung störende Schwingungen.
Wesentlich ist nun, dass durch die Zwangsführung das Verkippen als Folge der Vibrationsbewegung unterbunden wird, da sonst mit dem Verkippen der Antriebsanordnung 5 notwendigerweise auch die zu dieser parallel geführte Trägeranordnung 8 ebenfalls verkippt, d.h. neben der Translation auch rotiert, damit natürlich ebenso die auf der Trägeranordnung 8 angeordnete Förderrinne 9, bei welcher damit eine vertikale Komponente der Vibrationsbewegung ihres vorderen Endes 10b von derjenigen ihres hinteren Endes 10a abweicht (der Untergrund 2 erstrecke sich horizontal, damit hat die Vibrationsbewegung eine horizontale Komponente vx gemäss den Diagrammen 20 und 45 und eben eine vertikale Komponente). Solch eine Abwei- chung würde die Förderbewegung und damit den Massenstrom am vorderen Ende 10b der Förderrinne 9 stören.
Es ergibt sich, dass in der erfindungsgemässen Ausbildung des Vibrationsförderers 30 Mittel vorgesehen sind, die im Betrieb des Vibrationsförderers 30,40,60,90,100,110 (s.auch die fol- genden Figuren 3b bis 8b) generell eine Abweichung der vertikalen Komponente der Vibrati- onsbewegung des vorderen Endes 10b des Förderelements (hier der Förderrinne 9) von derjenigen des hinteren Endes 10a unterdrücken.
Es ergibt sich weiter, dass die Mittel zur Unterdrückung der Abweichung bevorzugt ausgebildet sind, im Betrieb eine Kippbewegung des Förderelements (das in den gezeigten Ausführungsformen als Förderrinne 9 ausgebildet ist) in einer in Förderrichtung 14 liegenden, vertikalen Ebene zu unterdrücken.
An dieser Stelle sei angemerkt, dass das Vibrationselement beliebig ausgebildet sein kann, bei- spielsweise als Platte oder Rohr, wie es der Fachmann im konkreten Fall im Hinblick auf die Förderbedürfnisse vorsieht.
In einer in den Figuren nicht dargestellten Ausführungsform befinden sind die oberen Anlenk- punkte der Lenker der Lageranordnung 3 an der Trägeranordnung 8 angeordnet, und nicht an der Antriebsanordnung 5, wobei dann der Ausschlag der Lenker grösser ist, da die Amplitude der Vibrationsbewegung der Förderrinne 9 auf Grund ihrer kleineren Masse grösser ist als diejenige der Antriebsanordnung 5. Die Vibrationsschwingungen werden jedoch gleich wirksam vom Untergrund 2 entkoppelt, und die gleichen Momente in diesen eingeleitet, wie dies bei der Ausführungsform nach Figur 3a der Fall ist.
Es ergibt sich so, dass die Mittel zur Unterdrückung der Abweichung eine Lageranordnung 3 aufweisen, die den Vibrationsförderer 40,60,90,100 (s. auch die folgenden Figuren) für eine zwangsgeführte, im Wesentlichen translatorische Bewegung in der Richtung des Wurfwinkels (Pfeil 38) der Trägeranordnung 8 lagert und wobei bevorzugt die Lageranordnung 3 an der An- triebsanordnung 5 angreift.
Figur 3b zeigt einen Vibrationsförderer 40 als bevorzugte Abwandlung der in Figur 3a gezeigten, ersten Ausführungsform der Erfindung. Die Antriebsanordnung 5 ist durch die Verteilung ihrer Masse, beispielsweise durch die Anordnung einer Zusatzmasse 41 modifiziert, derart, dass ihr Schwerpunkt 42 auf einer Geraden liegt, die durch den gemeinsamen Schwerpunkt 32 der Trägeranordnung 8 mit der Förderrinne 9 (bevorzugt betriebsgemäss gefüllt) geht und parallel zur Vibrationsrichtung liegt, d.h. eine Steigung im Betrag des Wurfwinkels aufweist. Damit ist der Abstand zwischen den Schwerpunkten 32,42 auf einer Senkrechten zur Vibrationsrichtung im Wesentlichen Null, d.h. es entstehen keine Kippmomente mehr. Der Untergrund 2 ist somit nicht nur von den Vibrationsschwingungen des Vibrationsförderers 40 entkoppelt, es werden auch keine Kippmomente in ihn eingeleitet.
Natürlich ist es nicht zwingend notwendig, den Schwerpunkt der Antriebsanordnung 5 genau so auszurichten, dass er mit dem Schwerpunkt der Trägeranordnung 8 (samt Förderrinne 9 und bevorzugt samt deren Füllung mit Schüttgut) auf einer Geraden mit dem Neigungswinkel der Vibrationsrichtung liegt, da bereits die Ausführung gemäss Figur 3a bei guter Regelbarkeit des Vibrationsförderers nur noch Kippmomente in den Untergrund eingeleitet werden. Zudem ist es so, dass bevorzugt ein Vibrationsförderer 40 für eine Norm-Förderrinne 9 ausgelegt wird, welche aus verschiedensten Gründen durch eine andere Rinne ausgetauscht werden kann. Ebenso besitzt das Schüttgut 12 (Figur 1) verschiedenes Gewicht. Alles in allem wird der Fachmann die Kippmomente vorteilhaft nach den Bedürfnissen des konkreten Falls reduzieren, indem er die Steigung der Geraden, in welcher die Schwerpunkte 32,42 liegen, dem Wurfwin- kel möglichst angleicht:
Die Kippmomente sind bereits dann wesentlich reduziert, wenn die Steigung der Geraden vom Wurfwinkel bevorzugt 20° oder weniger, für sensible Umgebung besonders bevorzugt 10° oder weniger und, für eine Störungsfrei zu haltende Umgebung, ganz bevorzugt 5° oder weniger abweicht und am meisten bevorzugt im Wesentlichen dem Wurfwinkel entspricht, wenn die Vibrationsschwingungen der Antriebsanordnung 5 und auch alle Vibrationsmomente vom Untergrund 2 entkoppelt sein sollen. Natürlich ist es so, dass der Fachmann die Abweichung vom Wurfwinkel bei einem in Förderrichtung 14 langen Förderelement kleiner halten wird als bei einem kurzen Förderelement.
Bevorzugt wird der Fachmann diese Werte für die Abweichung der Geraden, auf der die Schwerpunkte 32,42 liegen, mit einem Schwerpunkt der Trägeranordnung 8, welcher die Masse der Förderrinne 9 mit einschliesst, anwenden. Es ergibt sich damit, dass die Mittel zur Unterdrückung der Abweichung eine Anordnung des Schwerpunkts der Trägeranordnung mit dem auf ihr ruhenden Förderelement und des Schwerpunkts der Antriebsanordnung auf einer Geraden in Richtung des Wurfwinkels aufweisen, wobei die Richtung der Geraden vom Wurfwinkel bevorzugt 20° oder weniger, besonders bevorzugt 10° oder weniger und ganz bevorzugt 5° oder weniger vom Wurfwinkel abweicht und am meisten bevorzugt im Wesentlichen dem Wurfwinkel entspricht. Es sei an dieser Stelle angemerkt, dass theoretisch verbleibenden Vertikalschwingungen, verursacht durch die Bogen 36a,36b (an Stelle einer Geraden mit der Steigung des Wurfwinkels) praktisch vernachlässigbar sind, da die Krümmung des Bogens 36a,36b angesichts des kurzen Vibrationswegs keine praktische Rolle spielt.
Zu erwähnen ist, dass bereits eine wesentliche Entkoppelung der Vibrationsschwingung gegenüber dem Untergrund erreichbar ist, wenn die Tangente an die Bogen 36a,36b nicht geometrisch exakt mit der Vibrationsrichtung übereinstimmt. Diesbezüglich kann festgehalten werden, dass der Fachmann im konkreten Fall zwar eine Abweichung der Tangente von 5° o- der weniger vom Wurfwinkel anstreben wird, aber auch diejenigen Abweichungen vorsehen kann, welche für die Richtung der Geraden gelten, auf welcher die Schwerpunkte 32,42 liegen.
Figur 4a zeigt einen Längsschnitt durch den Befüllkanal 11 und eine Förderrinne 9 eines Vibra- tionsförderers, wobei das Schüttgut 15, das in der Förderrinne 9 durch Vibrationsbewegungen gefördert wird, an deren vorderem Ende 10b austritt. Die Förderrinne 9 ist gedanklich in 4 Abschnitte i, ii, iii und iv eingeteilt. Das Schüttgut 15 fliesst vom Befüllkanal 10 her durch jeden Abschnitt i, ii, iii und iv hindurch, bis es aus der Förderrinne 8 ausgegeben wird. Figur 4b zeigt zwei Diagramme 45 und 55 zum Fluss des Schüttguts 12 in der Förderrinne 9 von Figur 3a gemäss einer Simulation der Anmelderin, wobei die Dynamik des Schüttguts 12 in den vier Abschnitten i bis iv dargestellt ist. Insbesondere zeigen die Diagramme von Figur 4b die Verhältnisse bei einer Erhöhung der Förderrate mit einer Steigerung des Massenstroms von ca. 0.008 kg/s auf 0.025 kg/s.
Das Diagramm 45 zeigt die Geschwindigkeit vx in Förderrichtung 14 (Figur 1) des Schüttguts 15 in jedem der vier Abschnitte i bis iv (Figur 4a), nämlich gemäss der Kurve 46 im Abschnitt i, der Kurve 47 im Abschnitt ii, der Kurve 48 im Abschnitt iii und der Kurve 49 im Abschnitt iv. Zur Zeit t = 2s erfolgt die Erhöhung der Förderrate, wobei die Schüttgutgeschwindigkeit in allen Abschnitten i bis iv gleichzeitig und praktisch verzugslos von der bisherigen (Zeitabschnitt 50) auf die neue, stabile Geschwindigkeit (Zeitabschnitt 51) steigt, s. die Sprungstellen in den Kurven 46 bis 49 im Zeitabschnitt 52. Die Änderung der Geschwindigkeit vx des Schüttguts 12 in Förderrichtung 14 (Figur 3a) erfolgt etwa im gleich spontan, wie dies in einem Vibrationsförderer 1 (Figur 1) gemäss dem Stand der Technik der Fall ist (Figur 1 und Diagramm 20 von Figur 2). Das Diagramm 55 zeigt den Massenstrom kg/s in Förderrichtung 14 (Figur 3a) an Schüttgut 12 in jedem der vier Abschnitte i bis iv (Figur 3a), nämlich gemäss der Kurve 56 im Abschnitt i, der Kurve 57 im Abschnitt ii, der Kurve 58 im Abschnitt iii und der Kurve 59 im Abschnitt iv.
Vor der Erhöhung der Förderrate zur Zeit t = 2s (Abschnitt 50) zeigt der Massenstrom in allen Abschnitten i bis iv praktisch den gleichen Wert. Nach der Erhöhung der Förderrate steigt der Massenstrom in allen Abschnitten i bis iv gleichzeitig und verzugslos an, im Gegensatz zum Stand der Technik (Diagramm 25 von Figur 2) auch im Abschnitt iv, d.h. am vorderen Ende 10b der Förderrinne 9 (Figur 4a). Der Zeitabschnitt 51, in welchem die Änderung des Massenstroms im Abschnitt iv stattfindet, ist im Gegensatz zum Stand der Technik (s. Diagramm 25) von ca. 3,5 s auf weniger als 1/10 s gefallen.
Nach den Erkenntnissen der Anmelderin ist bei allen Ausführungsbeispielen gemäss der vorliegenden Beschreibung das massiv verbesserte Verhalten des Massenstroms im Abschnitt iv (Figur 4a) bei einer Änderung der Fördermenge wie oben erwähnt darauf zurückzuführen, dass im Betrieb des Vibrationsförderers eine Abweichung der vertikalen Komponente der Vibrationsbewegung des vorderen Endes des Förderelements 10b von derjenigen des hinteren Endes 10a unterdrückt, d.h. gegenüber dem Stand der Technik für gute Regelbarkeit teilweise oder im Wesentlichen vollständig reduziert wird. Dadurch wird verhindert, dass sich im Betrieb entlang der Länge des Förderelements bzw. der Förderrinne 9 je nach der Fördermenge oder Förderrate stationäre Materialanhäufungen bilden, welche sich bei einer Änderung der Förderrate umschichten und anders ausbilden. Diese (erfindungsgemäss im Wesentlichen vermiedene) Umschichtung verläuft langsam, im Sekundenbereich, und hat zur Folge, dass sich der Massenstrom bei einem Vibrationsförderer nach dem Stand der Technik gemäss Figur 2 ebenfalls langsam ändert.
Das wesentlich verbesserte Verhalten des aus der Förderrinne 9 (Figur 4a) ausgegebenen Massenstroms wird durch Messungen bestätigt. Zwar ist es so, dass verschiedene Materialien verschieden reagieren. Die Verbesserung ist für die meisten Materialien prägnant und für einige wenige Materialien nicht relevant. Der Fachmann kann diese wenigen Materialien durch entsprechenden Versuch leicht bestimmen.
Figur 5a zeigt eine Ansicht auf die konkrete Ausgestaltung eines erfindungsgemässen Vibrati- onsförderers 60 gemäss der in Figur 3b schematisch gezeigten, bevorzugten ersten Ausführungsform der Erfindung.
Der Vibrationsförderer 60 weist zwei Federeinheiten 61a,61b auf, in welchen je gleiche Teile der Antriebsanordnung 5 (Träger 65a,65b, s. unten), der translatorischen Vibrationsbewe- gungsanordnung 6 (Blattfedern 7a,b gemäss Figur 3b) und der Lageranordnung 3 (Lenker 33a,b gemäss Figur 3b) zu einer funktionellen Einheit zusammengefasst sind. Die Federeinheiten 61a,b sind in Figur 5b und 5c im Detail dargestellt.
Die Antriebsanordnung 5 weist vier Parallelstreben auf, von denen die in Förderrichtung 14 ge- sehen rechte obere 63 und rechte untere Parallelstrebe 64 ersichtlich sind (die beiden linken Parallelstreben sind durch die rechten Parallelstreben verdeckt). Die Zusatzmasse 41 ist horizontal und/oder vertikal verstellbar am hinteren Ende der Parallelstreben 63,64 angeordnet, natürlich auch an den verdeckten Parallelstreben, die der Einfachheit halber im Folgenden neben den ersichtlichen Parallelstreben 63,64 nicht mehr explizit erwähnt werden, aber implizit stets entsprechend einbezogen sind.
Zur Antriebsanordnung 5 gehören weiter zwei Träger 65a,b, die bevorzugt (Kompaktheit der Anordnung) schräg, im Wurfwinkel gegenüber der Vertikalen geneigt, zwischen linken und rechten den Parallelstreben 63,64 festgelegt sind, hier über Schrauben 63'a,64'a und 63"a,64"b.
An jedem Trägern 65a,65b ist je eine sich nach oben erstreckende Blattfeder 66a,66b angeordnet, die wiederum über eine zugeordnete Blattfederhalterung 67a,67b mit der hier als Platte ausgebildeten Trägeranordnung 8 verbunden ist und diese damit translatorisch bewegbar trägt. Weiter ist an jedem Träger 65a,65b je ein Lenker 68a,68b angeordnet, der sich nach unten erstreckt und über eine Lenkerhalterung 69a,69b mit einer Bodenplatte 70 verbunden ist, die auf dem Untergrund 2 ruht, so dass die Antriebsanordnung 5 über die Lenker 68a,68b gegenüber dem Untergrund 2 translatorisch bewegbar getragen wird. Natürlich kann der Fachmann auch vorsehen, die Lenkerhalterungen 69a,69b direkt auf dem Untergrund anzuordnen. Durch diese Anordnung sind die Blattfedern 66a,66b Teil der translatorischen Vibrationsanordnung 6 und die Lenker 68a,68b Teil der Lageranordnung 3 (s. die Figuren 3a und 3b).
Weiter gehören zur Antriebsanordnung 5 zwei an den Parallelstreben 63,64 angeordnete An- triebsstützen, von denen die rechte Stütze 71 ersichtlich, die linke Stütze durch die rechte Stütze 71 verdeckt ist, sowie ein an diesen abgestützter Vibrationsantrieb 72 mit einem Übertragungselement 73, das durch den Vibrationsantrieb 72 seiner Längsachse 74 entlang vibriert. Die Längsachse 74 ist bevorzugt dem Wurfwinkel entsprechend geneigt. Die Figuren 5b und 5c zeigen die Funktionseinheit 61b im Detail, Figur 5b in einer Ansicht von der Seite her, Figur 5c in einer Ansicht schräg von unten. Es sei hier angemerkt, dass die Funktionseinheit 61a gleich aufgebaut ist, also nicht näher beschrieben werden muss.
Der Träger 65b ist mit Schraubenlöchern 63"b und 64"b für die Schrauben 63'b und 64'b (Figur 5a) versehen.
Der Lenker 68b besitzt die Form eines m, mit einem oberen Querbalken 75b, über welchen er am oberen Ende des Trägers 65b mit zwei Schrauben 76b, 76b' verschraubt ist. In Figur 5b ist die Schraube 76b von der Schraube 76b' verdeckt.
Vom Querbalken 75b aus erstrecken sich den Aussenseiten des Trägers 65b entlang zwei äussere Beine 77b,77b' des Lenkers 68b nach unten, bis hin zur Lenkerhalterung 69b, an welcher sie wiederum über Schrauben 78b,78b' festgelegt sind (in Figur 5b ist die Schraube 78b verdeckt). Die Beine 77b,77b' weisen ein oberes elastische Gelenk 79b,79b' und ein unteres elastisches Gelenk 80b,80b' auf (in Figur 5b ist das Gelenk 79b,80b verdeckt).
In Figur 5c ist ersichtlich, dass sich vom Querbalken 75b aus, ein mittleres, zwischen den äusseren Beinen 77b,77b', gelegenes Stopelement 81b nach unten erstreckt, an welchem ein Magnet 82b angeordnet ist, der betriebsfähig mit einem Gegenmagneten 82b' zusammenwirkt, welcher seinerseits über einen Fuss 83b mit der Lenkerhalterung 69b, und damit mit der Bodenplatte 70 (Figur 5a) fest verbunden ist. Der Magnet 82b und der Gegenmagnet 82b' stossen sich ab. Die Blattfeder 66b ist mit oberen Schrauben, von denen die obere Schraube 85b' ersichtlich ist, an der Blattfederhalterung 67b und mit unteren Schrauben, von denen die untere Schraube 86b' ersichtlich ist, am unteren Ende des Träger 65b festgelegt. Die Blattfederhalterung 67b und die Lenkerhalterung 69b besitzen angeschrägte Verbindungsflächen 87b bzw. 88b, derart, dass die in der Antriebsanordnung 5 montierte Federeinheit 61b im Wurfwinkel zur Vertikalen schräg steht.
Es ergibt sich, dass Mittel zur Unterdrückung der Abweichung eine kombinierte Federeinheit 61a,61b aufweisen, mit einem je in der Vibrationsbewegungsanordnung 6 und der Lageranordnung 3 vorgesehenen Lenker 66a,66b,68a, 68b und einem in der Antriebsanordnung 5 vorgesehenen, sich über eine Höhe erstreckenden, gegenüber der Vertikalen im Wesentlichen im Wurfwinkel geneigten Träger 65a,65b, wobei die Lenker 66a,68a,66b,68b sich auf verschiedenen Seiten des Trägers 65a,65b, diesem entlang erstrecken, und wobei der Lenker der Vibrati- onsbewegungsanordnung (6) in einem unteren Bereich des Trägers 65a,65b an diesem festgelegt ist und sich nach oben erstreckt, der Lenker 68a,68 der Lageranordnung 5 in einem oberen Bereich des Trägers 65a,65b an diesem festgelegt ist und sich nach unten erstreckt, dabei das obere Ende des Lenkers der Vibrationsbewegungsanordnung 6 an der Trägeranordnung 8 und das untere Ende des Lenkers 68a,68b der Lageranordnung 3 am Untergrund 2 festgelegt sind.
Dabei weisen die Mittel zur Unterdrückung der Abweichung gemäss den Figuren 5a bis 5c bevorzugt zwei kombinierte Federeinheiten 61a,61b auf, deren Träger 65a,65) durch ein Verbindungselement miteinander verbunden sind, wobei ein Vibrationsantrieb 72 vorgesehen ist, der bevorzugt einerseits auf den Träger 65a,65b)der einen Federeinheit 61a,61b und andererseits auf das obere Ende des Lenkers der Vibrationsbewegungsanordnung 6 der anderen Federeinheit 61b,61a wirkt.
Die Figuren 5a bis 5c zeigen die Ruhelage des Vibrationsförderers 60, und damit die Ruhelage der Federeinheiten 61,61b.
Die Ruhelage ist definiert durch die an den Federeinheiten 61a,61b angeordneten Magnete (Magnet 82b und Magnet 82b', s. Figuren 5b und 5c) welche durch ihre Abstossung ein weiteres Verkippen der Träger 65a,65b aufgrund des Gewichts der Trägeranordnung 8 (mit der Förderrinne 9) und der Antriebsanordnung (mit der exzentrischen Masse 41) verhindern und so eine stabile Ruhelage von beiden, der Antriebsanordnung 5 und der Trägeranordnung 8, er- zeugen. Dabei sind die Blattfedern 66a,66b gerade ausgerichtet, d.h. nicht unter Last, und damit nicht gebogen.
Im Betrieb, d.h. bei aktiviertem Vibrationsantrieb 72, bewegt das Übertragungselement 73 die Blattfederhalterung 67b zyklisch um die Ruhelage herum vom Vibrationsantrieb 72 weg und wieder auf ihn zu - damit führt die Trägeranordnung 8 die Vibrationsbewegung aus, die relativ zur Antriebsanordnung 5 translatorisch ist, da die gleich langen und gleich geneigten Blattfedern 66a, 66b mit ihrer festen Einspannung am oberen und unteren Ende eine Parallelführung für die Trägeranordnung 8 bilden.
Zwar läuft die Blattfederhalterung 67b auf einem Bogen um das untere, durch die Schrauben 86b' festgelegte Ende der zugeordneten Blattfeder 66b. Durch die konstruktive Ausgestaltung der Federeinheit 61b ist jedoch deren Länge gross, so dass der Bogen genügend flach ist, um die Translationsbewegung der Trägeranordnung 8 als gerade anzunehmen.
Damit ist die Verschiebung der Trägeranordnung 8 gegenüber der Antriebsanordnung 5 über die gesamte Vibrationsbewegung in Förderrichtung und in vertikaler Richtung im Wesentlichen konstant. Wie oben in der Beschreibung zur Figur 3b erwähnt, ist es so, dass einerseits durch die geeignete Anordnung der Masse 41 an der Antriebsanordnung 5 deren Schwerpunkt und der Schwerpunkt der Trägeranordnung 8 (mit Förderrinne 9) auf einer Geraden mit einer Steigung im Betrag des Wurfwinkels liegen. Auch wirkt auf die Antriebsanordnung 5 die Reaktionskraft der in Vibration gesetzten Trägeranordnung 8.
Durch diese Reaktionskraft führt die Antriebsanordnung 5 gegenüber der Bodenplatte 70 eine translatorische Vibrationsschwingung in Richtung des Wurfwinkels aus, da die Lenker 68a,68b gegenüber der Bodenplatte 70 um die elastischen Gelenke 80b,80b' (Figur 5c) verschwenkbar sind, während die oberen elastischen Gelenke 79b,79b' eine während der Verschwenkung un- veränderte Neigung der Träger 65a,65b erlauben. Damit bilden die Lenker 68a,68b eine als Parallelogrammführung ausgebildete Parallelführung für die Antriebsanordnung 5. Hier gilt ebenfalls, dass durch die vergleichsweise grosse Länge der äusseren Beine 77b,77b' der Lenker 68a,68b die Träger 65a,65b auf einem genügend flachen Bogen laufen, um die Translationsbewegung der Antriebseinheit 5 gegenüber der Bodenplatte 70 als gerade, im Wurfwinkel ge- neigt, anzunehmen. Wie zu Figur 3a erwähnt, ist es möglich, an Stelle von Blattfedern 66a,66b auch steife Lenker vorzusehen. Es ergibt sich, dass die Mittel zur Unterdrückung der Abweichung eine kombinierte Federeinheit 61a,61b aufweisen, mit einem je in der Vibrationsbewegungsanordnung 6 und der Lageranordnung 3 vorgesehenen Lenker 68a,68b und einem in der Antriebsanordnung 5 vorgesehenen, sich über eine Höhe erstreckenden, gegenüber der Vertikalen im Wesentlichen im Wurfwinkel geneigten Träger 65a,65b, wobei die Lenker sich auf verschiedenen Seiten des Trägers diesem entlang erstrecken, und wobei der Lenker der Vibrationsbewegungsanordnung 6 in einem unteren Bereich des Trägers 65a,65b an diesem festgelegt ist und sich nach oben erstreckt, der Lenker 68a,68b der Lageranordnung 3 in einem oberen Bereich des Trägers 65a,65b an diesem festgelegt ist und sich nach unten erstreckt, dabei das obere Ende des Lenkers der Vibrationsbewegungsanordnung 6 an der Trägeranordnung 8 und das untere Ende des Lenkers 68a,68b der Lageranordnung 3 am Untergrund 2 festgelegt sind.
Bei der in der Figur gezeigten Ausführungsform ist es so, dass die Mittel zur Unterdrückung der Abweichung zwei kombinierte Lagereinheiten 61a,61b aufweisen, deren Träger 65a,65b durch ein Verbindungselement miteinander verbunden sind, wobei ein Vibrationsantrieb (72) vorge- sehen ist, der einerseits auf den Träger 65a,65b der einen Federeinheit 61a,61b und andererseits auf das obere Ende des Lenkers der Vibrationsbewegungsanordnung (6) der anderen Federeinheit 61b,61a wirkt.
Figur 6 zeigt schematisch eine zweite Ausführungsform eines erfindungsgemässen Vibrations- förderers 90, die bis auf die Lageranordnung 3 analog zur Ausführungsform gemäss Figur 3b ausgebildet ist. Ersichtlich sind die Förderrinne 9, die Trägeranordnung 8 sowie der gemeinsame Schwerpunkt 32 der Trägeranordnung 8 und der Förderrinne 9. Weiter ersichtlich sind die Antriebsanordnung 5, ihr Schwerpunkt 42 und die Blattfedern 7a,7b, welche diese mit der Trägeranordnung 8 verbinden.
Die Schwerpunkte 32,42 liegen auf einer Geraden (angedeutet durch die Pfeile 91,92), deren Steigung dem Wurfwinkel entspricht (zur Entlastung der Figur ist eine mögliche Zusatzmasse 41 (Figur 3b) weggelassen), so dass im Betrieb des Vibrationsförderers 90 keine Kippmomente entstehen. Die Lageranordnung 3 weist schematisch dargestellte, elastisch verformbare Auflager 93a,93b auf, welche durch ihre elastische Verformung den Untergrund 2 von Vibrationsschwingungen der Antriebsanordnung 5 entkoppeln. Erfindungsgemäss sind die Auflager 93a, 93b ausgebildet, eine Abweichung der vertikalen Komponente der Vibrationsbewegung des vorderen En- des 10b des als Förderrinne 9 ausgebildeten Förderelements von derjenigen des hinteren Endes 10a zu unterdrücken.
Figur 7a zeigt schematisch die Geometrie und die Ausbildung der Auflager 93a,93b des Vibrationsförderers 90 von Figur 6:
Gestrichelt angedeutet sind die Antriebsanordnung 5 und die Trägeranordnung 8, mit ihren Schwerpunkten 32,42. Der Schwerpunkt 32 der Trägeranordnung 8 umfasst auch bevorzugt die Masse des zur Entlastung der Figur weggelassenen Förderelements, das besonders bevorzugt betriebsbedingt gefüllt ist. Die Schwerpunkte 32,42 befinden sich auf einer Geraden in Richtung des Wurfwinkels, ganz bevorzugt mit einer Genauigkeit von 5° oder weniger, d.h. am meisten bevorzugt im Wesentlichen in Richtung des Wurfwinkels. Der Doppelpfeil 94 symbolisiert diese Gerade, und zeigt die im Betrieb im Gegentakt erfolgende Bewegung der Schwerpunkte 32,42 zu einander hin und von einander weg an. Dadurch entfällt eine Verkippung des Vibrationsförderers 90 auf Grund der Vibrationsbewegung, obschon er gegenüber dem Unter- grund 2 frei beweglich gelagert ist.
An der Antriebsanordnung 5 sind Lagerpunkte 96a,96b vorgesehen, an welchen die Federeinheiten 93a,93b angreifen. Die Federeinheiten 93a, 93b weisen je eine horizontal ausgerichtete elastische Feder 97a,97b auf, die einander gegenüberliegen, derart, dass ihre Wirklinien zusammenfallen und durch den Schwerpunkt 42 gehen. Weiter ist je eine vertikal ausgerichtete elastische Feder 98a,98b vorgesehen, beide mit vertikaler Wirklinie. Alle Federn 97a,97b, 98a,98b sind zwischen dem Untergrund 2 und dem ihnen zugeordneten Lagerpunkt 96a,96b angeordnet und besitzen dieselbe Federkonstante. Zudem befindet sich der Schwerpunkt 42 in der Mitte zwischen den Lagerpunkten 96a,96b.
Durch diese Anordnung wird sicher gestellt, dass bei der betriebsbedingten Vibrationsschwin- gung der Antriebsanordnung 5 bei jeder vorkommenden Auslenkung des Schwerpunkts 42 die Resultierende der Rückstellkräfte der Federeinheiten 93a,93b stets in die Ruhelage des Schwerpunkts 42 zeigt. Dadurch wird die Antriebsanordnung 5 aus einer beliebigen Auslenkung auf einer Geraden in die Ruhelage zurückgeführt, schwingt somit translatorisch entsprechend der Geraden in Richtung des Wurfwinkels hin und her. Da die Trägeranordnung 8 (Figur 6) über eine Parallelführung mit der Antriebsanordnung 5 verbunden ist, vibriert das auf ihr angeordnete Förderelement ebenfalls translatorisch im Wurfwinkel, so dass im Betrieb des Vibrationsförderers eine Abweichung der vertikalen Komponente der Vibrationsbewegung des vorderen Endes des Förderelements von derjenigen des hinteren Endes trotz der in allen Richtungen federelastisch auslenkbaren Lagerung der Antriebsanordnung 5 unterdrückt ist.
Es ergibt sich, dass im Vibrationsförderer 90 Mittel vorgesehen sind, die im Betrieb des Vibrationsförderers eine Abweichung der vertikalen Komponente der Vibrationsbewegung des vorderen Endes des Förderelements von derjenigen des hinteren Endes unterdrücken. Im Unterschied zum Vibrationsförderer 40 (Figur 3b) wirken sich bei der in den Figuren 7a und 7b dargestellten zweiten Ausführungsform Kippmomente, entstanden durch einen Abstand der Schwerpunkte 32,42 auf einer Senkrechten in Bezug auf den Wurfwinkel negativ auf die er- findungsgemäss verbesserte Regelbarkeit der Vibrationsförderer 90,100 aus. Der Fachmann wird daher im konkreten Fall diese bevorzugt derart auslegen, dass die Gerade, auf der die Schwerpunkte 32,42 liegen, unter 10° vom Wurfwinkel abweicht und möglichst dem Wurfwinkel entspricht.
Bevorzugt weisen diese Mittel eine Anordnung des Schwerpunkts 32 der Trägeranordnung 8 mit dem auf ihr ruhenden Förderelement und des Schwerpunkts 42 der Antriebsanordnung 5 auf einer Geraden in Richtung des Wurfwinkels auf, wobei die Steigung der Geraden vom Wurfwinkel besonders bevorzugt 10° oder weniger und ganz bevorzugt 5° oder weniger vom Wurfwinkel abweicht und am meisten bevorzugt im Wesentlichen dem Wurfwinkel entspricht.
Dabei weisen diese Mittel weiter bevorzugt eine modifizierte Lageranordnung 3 mit zwei von- einander in Förderrichtung 14 beabstandete, federelastisch wirksame Lagereinheiten 93a,93b auf, welche auf dem Untergrund 2 abgestützt sind und an der Antriebsanordnung 5 in Lagerpunkten 96a,96b angreifen, wobei jede Lagereinheit 93a,93b in horizontaler und in vertikaler Richtung mit gleicher Federkonstante wirksam ist und die Gerade, auf welcher die Schwerpunkte 32,42 liegen, eine Verbindungsgerade zwischen den Lagerpunkten 93a,93b im Wesent- liehen in deren Mitte schneidet. Figur 7b zeigt einen entsprechenden Vibrationsförderer 100, mit einer Antriebsanordnung 5, deren Schwerpunkt 42 nicht auf dem Träger liegt, sondern auf der durch den Doppelpfeil 94 definierten Geraden, welche den Träger 5 in der Mitte schneidet. Die Federeinheiten 93a,93b sind gleich ausgebildet, wie diejenigen des Vibrationsförderers 90 von Figur 7a. Diese Ausführungsform ist ebenfalls erfindungsgemäss, da sie bezüglich der Vibrationsbewegung des Förderelements dieselben Eigenschaften wie der Vibrationsförderer 90 von Figur 7a aufweist.
Vorteilhaft am Vibrationsförderer 100 ist, dass für die Auslegung der Antriebsanordnung 5 die Restriktion "Schwerpunkt 42 in der Mitte zwischen der Verbindungsgeraden der Lagerpunkte 96a,96b" wegfällt, da der Schwerpunkt nur auf der Geraden in Richtung des Wurfwinkels durch den Schwerpunkt der Trägeranordnung 8 (bevorzugt zusammen mit dem Förderelement 9) liegen muss. Dies kann die Konstruktion der Antriebsanordnung 5 vereinfachen. Vorteilhafterweise ist wenigstens einer der Lagerpunkte 96a,96b an der Lageranordnung 5 verschiebbar (horizontal und/oder vertikal) ausgebildet. Dann kann der Fachmann im konkreten Fall bei einem vorgegebenen Schwerpunkt 42 der Lageranordnung 5 einfach die Lagerpunkte 96a,96b so verschieben, dass die geometrischen Verhältnisse gemäss Figur 7a oder 7b eingehalten sind, nämlich die Gerade in Richtung des Wurfwinkels, auf der sich die Schwerpunkte 32,42 befinden, die Verbindungsgerade zwischen den Lagerpunkten 96a,96b in der Mitte schneidet.
Alternativ, oder kumulativ, kann die Antriebsanordnung ein Massenelement aufweisen, das bevorzugt in Förderrichtung 14 vorbestimmt verstellbar an der Antriebsanordnung 5 angeord- net ist, derart, dass der Schwerpunkt 42 der Antriebsanordnung 5 in seiner Lage vorbestimmt veränderbar ist. Damit kann der Schwerpunkt 42 auf die durch den Schwerpunkt 32 der Trägeranordnung gehende Gerade in Richtung des Wurfwinkels gebracht werden (welche die Verbindungsgerade zwischen den Lagerpunkten 96a,96b in der Mitte schneidet). Wiederum alternativ oder kumulativ zu verstellbaren Lagerpunkten 96a,96b bzw. einem verstellbaren Massenelement, kann der Wurfwinkel der Trägeranordnung 8 verstellbar ausgebildet sein, beispielsweise durch verstellbar an der Trägeranordnung 8 angreifende Blattfederhalterungen 67a,67b (Figur 5a). Dadurch ist es möglich, beispielsweise den Wechsel des Förderelements (Ersatz einer kurzen Förderrinne durch eine lang ausgebildete) oder ein anderes Gewicht des Förderguts zu kompensieren, indem ausgehend von der unveränderten Lage des Schwerpunkts 42 der Antriebsanordnung 5 der Wurfwinkel so angepasst wird, dass eine Gerade in Richtung des Wurfwinkels durch den Schwerpunkt 42 wieder durch den Schwerpunkt 32 der Trägeranordnung geht und nach wie vor die Verbindungsgerade zwischen den Lagerpunkten 96a,96b in der Mitte schneidet.
Insbesondere ist ein verstellbarer Wurfwinkel, nebst einem verstellbaren Massenelement, auch vorteilhaft bei einer Ausführungsform gemäss den Figuren 3a bis 5c.
Figur 8a zeigt eine Ansicht auf ein als langgestreckter Rinnenförderer 105 ausgebildetes För- derelement für einen Vibrationsförderer 30,40,60,90,100 (Figuren 3a bis 7b) gemäss der vorliegenden Beschreibung. Je nach der Ausbildung der Förderrinne 105 in Verbindung mit den Vibrationsbedingungen (Vibrationsfrequenz, Vibrationsamplitude, Länge, Ausbildung des Querschnitts, etc.), d.h. letztlich einer Anregung in der Resonanzfrequenz des Förderelements, kann es im Betrieb auch bei einer reinen Translation der Trägeranordnung 8 zu Deformations- Schwingungen in einem Bereich 106 der hier gezeigten Förderrinne 105 kommen, die eine zyklische Durchbiegung der Förderrinne 105 zur Folge haben, so dass deren vorderes Ende 107b gegenüber dem hinteren Ende 107a gemäss dem Doppelpfeil 108 auf- und abschwingt.
Dadurch kann, auch bei erfindungsgemässer Ausbildung des Vibrationsförderers 30,40,60,90, 100 (Figuren 3a bis 7c) eine Abweichung der vertikalen Komponente der Vibrationsbewegung des vorderen Endes 107b der Förderrinne 105 gegenüber derjenigen des hinteren Endes 107a verbleiben. Im Ergebnis ist durch diese Rest-Abweichung der erfindungsgemässe Vorteil der schnellen Regelbarkeit des Vibrationsförderers nur teilweise realisierbar. Figur 8b zeigt einen Vibrationsförderer 110, der im Hinblick auf ein eine solche Deformationsschwingung des Förderelements 105 modifiziert ist. Der Vibrationsförderer 110 ist grundsätzlich gleich aufgebaut wie der Vibrationsförderer 40 von Figur 3b, allerdings mit einer Modifikation der Vibrationsbewegungsanordnung 111, deren Lenker 114a,114b (beispielsweise in Form von Blattfedern 7a,7b gemäss Figur 3b) an oberen Anlenkpunkten 112a,112b und unteren An- lenkpunkten 113a,113b an der Trägeranordnung 8 bzw. der Antriebsanordnung 5 angreifen.
Wenigstens einer dieser Anlenkpunkte, in der Figur der Anlenkpunkt 112a, ist nun an der Trägeranordnung 8 verstellbar angeordnet und nun etwas in Förderrichtung 14 verschoben festgelegt. In Ruhelage sind entsprechend die Lenker 114a,114b nicht parallel, also zueinander schief angeordnet. Dadurch wird aus der als Parallelführung ausgebildeten translatorischen Vibrationsbewegungsanordnung 6 (Figuren 1 bis 7c) die Vibrationsbewegungsanordnung 111, welche zusätzlich zur Vibrationsbewegung in Richtung des Wurfwinkels eine Rotation der Trägeranordnung 8 gemäss dem Doppelpfeil 116 bewirkt. Der Fachmann kann nun im konkreten Fall den Anlenkpunkt 112a (oder, je nach der Dynamik des Vibrationsförderers 110 einen oder mehrere der Anlenkpunkte 112a,112b,113a,113b) in einer beliebigen Richtung geeignet verstellen (durch Simulation oder Versuche), derart, dass die Deformationsschwingung 108 durch die Rotation 116 wenigstens teilweise kompensiert wird.
Analog können auch die Anlenkpunkte 34a,34b,35a,35b der Lenker 33a,33b verstellt werden (oder die Länge eines Lenkers 33a,33b), um die Deformationsschwingung 108 der Förderrinne 105 zu kompensieren. Bevorzugt erscheint jedoch die Verwendung einer Vibrationsbewegungsanordnung 111, da dann nur die kleinere Masse der Trägeranordnung 8 mit der Förder- rinne 105 während der Vibration rotiert werden muss.
Generell ergibt sich, dass die Mittel zur Unterdrückung der Abweichung (116) ausgebildet sind, im Betrieb eine Auslenkung des vorderen Endes (107b) des Förderelements (105) durch eine Deformationsschwingung 108 durch eine der Vibrationsbewegung der Trägeranordnung (8) überlagerte Rotationsbewegung wenigstens teilweise zu kompensieren.
Bevorzugt weisen dabei die Mittel zur Unterdrückung der Abweichung eine betriebsfähige Führung der Trägeranordnung 8 an der Antriebsanordnung 5 durch eine Vibrationsbewegungsanordnung 111 auf, welche im Betrieb eine translatorische und rotative Relativbewe- gung der Trägeranordnung 8 gegenüber der Antriebsanordnung 5 bewirkt, wobei die Vibrationsbewegungsanordnung 111 bevorzugt als Blattfederanordnung 114a,114b ausgebildet ist.
Es ergibt sich weiter, dass gemäss der Ausführungsform von Figur 8b die Vibrationsbewegungsanordnung 116 Lenker 114a,114b aufweist, die mit dem einen Ende an der Trägerano- rdnung 8 und dem anderen Ende an der Antriebsanordnung 5 über Anlenkpunkte 112a,112b,113a,113b angelenkt sind, wobei wenigstens einer dieser Anlenkpunkte 112a,112b,113a,113b in Förderrichtung 14 oder in einer anderen Richtung an der Trägeranordnung 8 oder an der Lageranordnung 5 verstellbar angeordnet ist. In einer weiteren, in den Figuren nicht dargestellten Ausführungsform weist die Vibrationsbe- wegungsanordnung flexible (wie die Blattfedern 114a,114b) oder steife Lenker auf, die mit dem einen Ende an der Trägeranordnung 8 und dem anderen Ende an der Antriebsanordnung 5 angelenkt sind, wobei wenigstens einer der Lenker in seiner wirksamen Länge verstellbar ausgebildet ist. Damit ergeben sich dieselben Möglichkeiten, der translatorischen Vibrationsbewegung der Trägeranordnung 8 eine die Deformationsschwingung 116 der Förderrinne 105 wenigstens teilweise kompensierende Rotation zu überlagern, wie dies bei verstellbaren An- lenkpunkten 112a,112b,113a,113b gemäss Figur 8b der Fall ist.
Schliesslich ist es auch wie oben erwähnt erfindungsgemäss, dass die Mittel zur Unterdrückung der Abweichung eine betriebsfähige Führung der Lageranordnung (5) am Untergrund (2) durch eine Lageranordnung aufweisen, welche im Betrieb eine translatorische und rotative Relativbewegung der Antriebsanordnung (5) gegenüber dem Untergrund (2) bewirkt, derart, dass im Betrieb eine Auslenkung des vorderen Endes 107b des Förderelements 105 durch eine Deformationsschwingung 108 durch eine der Vibrationsbewegung der Trägeranordnung (8) überlagerte Rotationsbewegung wenigstens teilweise kompensiert wird.

Claims

Patentansprüche
1. Vibrationsförderer mit einer im Betrieb eine Vibrationsbewegung ausführenden Trägeranordnung (8) für ein Förderelement in welchem zu förderndes Material (12) gefördert wird, einer Antriebsanordnung (5) für die Trägeranordnung (8) und einer Lageranordnung (3), die Vibrationsschwingungen des Vibrationsförderers (1,30,40,60,90,100) reduziert in den Untergrund (2) einleitet, dadurch gekennzeichnet, dass Mittel vorgesehen sind, die im Betrieb des Vibrationsförderers (30,40,60,90,100) eine Abweichung der vertikalen Komponente der Vibrationsbewegung des vorderen Endes (10a) des Förderelements von derjenigen des hinteren Endes (10b) unterdrücken.
2. Vibrationsförderer nach Anspruch 1, wobei die Mittel zur Unterdrückung der Abweichung ausgebildet sind, im Betrieb eine Kippbewegung des Förderelements in einer in Förderrichtung (14) liegenden, vertikalen Ebene zu unterdrücken.
3. Vibrationsförderer nach Anspruch 1, wobei die Mittel zur Unterdrückung der Abweichung eine Lageranordnung (3) aufweisen, die den Vibrationsförderer (30,40,60,90,100) für eine zwangsgeführte, im Wesentlichen translatorische Bewegung in der Richtung des Wurfwinkels der Trägeranordnung (8) lagert und wobei bevorzugt die Lageranordnung (3) an der Antriebsanordnung (5) angreift.
4. Vibrationsförderer nach Anspruch 1, wobei die Mittel zur Unterdrückung der Abweichung eine Anordnung des Schwerpunkts (32) der Trägeranordnung (8), bevorzugt mit dem auf ihr ruhenden Förderelement (9), und des Schwerpunkts (42) der Antriebsanordnung (42) auf einer Geraden in Richtung des Wurfwinkels aufweisen, wobei die Richtung der Geraden vom Wurfwinkel bevorzugt 20° oder weniger, besonders bevorzugt 10° oder weniger und ganz bevorzugt 5° oder weniger vom Wurfwinkel abweicht und am meisten bevorzugt im Wesentlichen dem Wurfwinkel entspricht.
5. Vibrationsförderer nach Anspruch 1, wobei die Mittel zur Unterdrückung der Abweichung eine in der Lageranordnung (3) vorgesehene Parallelführung, bevorzugt eine Parallelogrammführung mit zwei steifen Lenkern (33a,33b), aufweisen.
6. Vibrationsförderer nach Anspruch 1, wobei die Mittel zur Unterdrückung der Abweichung eine kombinierte Federeinheit (61a,61b) aufweisen, mit einem je in der Vibrationsbewe- gungsanordnung (6) und der Lageranordnung (3) vorgesehenen Lenker (66a,66b,68a, 68b) und einem in der Antriebsanordnung (5) vorgesehenen, sich über eine Höhe erstreckenden, gegenüber der Vertikalen im Wesentlichen im Wurfwinkel geneigten Träger (65a,65b), wobei die Lenker (66a,68a,66b,68b) sich auf verschiedenen Seiten des Trägers (65a,65b), diesem entlang erstrecken, und wobei der Lenker der Vibrationsbewegungsan- ordnung (6) in einem unteren Bereich des Trägers (65a,65b) an diesem festgelegt ist und sich nach oben erstreckt, der Lenker (68a,68b) der Lageranordnung (3) in einem oberen Bereich des Trägers (65a,65b) an diesem festgelegt ist und sich nach unten erstreckt, dabei das obere Ende des Lenkers der Vibrationsbewegungsanordnung (6) an der Trägeranordnung (8) und das untere Ende des Lenkers (68a,68b) der Lageranordnung (3) am Untergrund (2) festgelegt sind.
7. Vibrationsförderer nach Anspruch 5, wobei steifen Lenker (33a,33b) an der Trägeranordnung 8 angreifen.
8. Vibrationsförderer nach Anspruch 4, wobei die Mittel zur Unterdrückung der Abweichung weiter eine Lageranordnung (3) mit zwei voneinander in Förderrichtung (14) beabstande- te, federelastisch wirksame Lagereinheiten (93a,93b) aufweisen, welche auf dem Untergrund (2) abgestützt sind und an der Antriebsanordnung (5) in Lagerpunkten (96a,96b) angreifen, wobei jede Lagereinheit (93a,93b) in horizontaler und in vertikaler Richtung mit gleicher Federkonstante wirksam ist und die Gerade in Richtung des Wurfwinkels eine Verbindungsgerade zwischen den Lagerpunkten (96a,96b) im Wesentlichen in deren Mitte schneidet.
9. Vibrationsförderer nach einem der Ansprüche 1 bis 8, wobei wenigstens ein Lagerpunkt (96a,96b) in einer Richtung verschiebbar ausgebildet ist.
10. Vibrationsförderer nach Anspruch 1, wobei die Antriebsanordnung ein Massenelement (41) aufweist, das bevorzugt in Förderrichtung (14) oder in vertikaler Richtung vorbestimmt verstellbar an der Antriebsanordnung (5) angeordnet ist, derart, dass der Schwerpunkt (42) der Antriebsanordnung (5) in seiner Lage vorbestimmt veränderbar ist.
11. Vibrationsförderer nach Anspruch 1, wobei ein Wurfwinkel der vibrierenden Trägeranordnung (8) verstellbar ausgebildet ist.
12. Vibrationsförderer nach Anspruch 1, wobei die Mittel zur Unterdrückung der Abweichung (116) ausgebildet sind, im Betrieb eine Auslenkung des vorderen Endes (107b) des Förderelements (105) durch eine Deformationsschwingung 108 durch eine der Vibrationsbewegung der Trägeranordnung (8) überlagerte Rotationsbewegung wenigstens teilweise zu kompensieren.
13. Vibrationsförderer nach Anspruch 12, wobei die Mittel zur Unterdrückung der Abweichung eine betriebsfähige Führung der Trägeranordnung an der Antriebsanordnung durch eine Vibrationsbewegungsanordnung (111) aufweisen, welche im Betrieb eine translatorische und rotative Relativbewegung der Trägeranordnung (8) gegenüber der Antriebsanordnung (5) bewirkt, wobei die Vibrationsbewegungsanordnung (111) bevorzugt als Blattfederanordnung (114a,114b) ausgebildet ist.
14. Vibrationsförderer nach Anspruch 13, wobei die Vibrationsbewegungsanordnung (116) Lenker (114a,114b) aufweist, die mit dem einen Ende an der Trägeranordnung (8) und dem anderen Ende an der Antriebsanordnung (5) über Anlenkpunkte (112a,112b,113a,113b) angelenkt sind, wobei wenigstens einer dieser Anlenkpunkte (112a,112b,113a,113b) in Förderrichtung (14) oder in einer anderen Richtung an der Trägeranordnung (8) oder an der Lageranordnung (5) verstellbar angeordnet ist.
15. Vibrationsförderer nach Anspruch 13, wobei die Vibrationsbewegungsanordnung (111) flexible oder steife Lenker aufweist, die mit dem einen Ende an der Trägeranordnung (8) und dem anderen Ende an der Antriebsanordnung (5) angelenkt sind, wobei wenigstens einer der Lenker in seiner wirksamen Länge verstellbar ausgebildet ist.
16. Vibrationsförderer nach Anspruch 12, wobei die wobei die Mittel zur Unterdrückung der Abweichung eine betriebsfähige Führung der Lageranordnung (5) am Untergrund (2) durch eine Lageranordnung aufweisen, welche im Betrieb eine translatorische und rotative Relativbewegung der Antriebsanordnung (5) gegenüber dem Untergrund (2) bewirkt.
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