WO2002038346A1 - Verdichtungseinrichtung zur verdichtung von formkörpern aus kornförmigen stoffen und verfahren zur anwendung der verdichtungseinrichtung - Google Patents

Verdichtungseinrichtung zur verdichtung von formkörpern aus kornförmigen stoffen und verfahren zur anwendung der verdichtungseinrichtung Download PDF

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WO2002038346A1
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compression
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mass
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Hubert Bald
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GEDIB Ingenieurbüro und Innovationsberatung GmbH
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    • B30B11/00—Presses specially adapted for forming shaped articles from material in particulate or plastic state, e.g. briquetting presses, tabletting presses
    • B30B11/02—Presses specially adapted for forming shaped articles from material in particulate or plastic state, e.g. briquetting presses, tabletting presses using a ram exerting pressure on the material in a moulding space
    • B30B11/022—Presses specially adapted for forming shaped articles from material in particulate or plastic state, e.g. briquetting presses, tabletting presses using a ram exerting pressure on the material in a moulding space whereby the material is subjected to vibrations
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    • B06B1/00—Methods or apparatus for generating mechanical vibrations of infrasonic, sonic, or ultrasonic frequency
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    • B06B1/161—Adjustable systems, i.e. where amplitude or direction of frequency of vibration can be varied
    • B06B1/166—Where the phase-angle of masses mounted on counter-rotating shafts can be varied, e.g. variation of the vibration phase
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B28—WORKING CEMENT, CLAY, OR STONE
    • B28B—SHAPING CLAY OR OTHER CERAMIC COMPOSITIONS; SHAPING SLAG; SHAPING MIXTURES CONTAINING CEMENTITIOUS MATERIAL, e.g. PLASTER
    • B28B3/00—Producing shaped articles from the material by using presses; Presses specially adapted therefor
    • B28B3/02—Producing shaped articles from the material by using presses; Presses specially adapted therefor wherein a ram exerts pressure on the material in a moulding space; Ram heads of special form
    • B28B3/022—Producing shaped articles from the material by using presses; Presses specially adapted therefor wherein a ram exerts pressure on the material in a moulding space; Ram heads of special form combined with vibrating or jolting

Definitions

  • Compression device for the compression of shaped bodies made of comical materials and method for using the compression device
  • the invention relates to a vibration device operated with vibration vibrations for molding and compacting molded materials in mold recesses from mold boxes to molded bodies and a method for using the compression device, the molded bodies having an upper side and a lower side, via which the compressive forces are introduced.
  • the molding material is located in the mold recesses before the compression process, initially as a volume of granular constituents loosely adhering to one another, which are formed into solid moldings only during the compression process by the action of compression forces on the top and bottom.
  • the volume mass can e.g. consist of damp concrete mortar.
  • a pallet or a base plate are arranged.
  • a pressing plate rests on the upper side of the molding material, which can be moved in the vertical direction by a pressing device and can be driven to exert a predetermined pressing pressure.
  • the first type is the widespread and known to the person skilled in the art "conventional type" of shock compression, in which the vibratory table of a vibrator, which is adjustable with regard to its vibration path amplitude, hits the pallet from below once for each vibration period.
  • This genus represents the closest prior art, described by EP 0515 305 B1.
  • the second category too, whose compression device works considerably differently than in the first category, the compression energy originally generated by the vibrator is introduced into the molding material via impact processes. In this case, the pallet and the molding box are firmly clamped to the vibrating table during the compression process , so that their masses are part of the mass of the vibrating system and resonate with it.
  • the joint which can be defined by the collision of different masses at different speeds lies here on the top and bottom of the molding material itself, an air gap being formed between the underside of the molding and the pallet on the one hand and the top of the molding and the pressing plate on the other.
  • This second type described by DE 44 34679 A1
  • DE 44 34679 A1 can best be described as a compression device. denote direction for performing a "shake compaction”.
  • the masses of the molding material, the molding box, the pallet and the vibrating table together form a mass system which represents the vibrating mass of a mass-spring system working with harmonic (sinusoidal) oscillating movements.
  • the document EP 0 515 305 B1 describes a directional vibrator with 4 unbalance shafts of a compression device according to the first type, which is adjustable with regard to the vibration path amplitude (amplitude here decisive for the compression acceleration) and the vibration frequency.
  • the 4 unbalanced shafts are each driven by their own drive and adjusting motor via cardan shafts.
  • the phase angle defining the oscillation path amplitude is adjusted exclusively via motor torques to be set accordingly, which generate reactive power at a phase angle deviating from 0 ° or 180 ° (as is also described, for example, in DE 40 00 011 C2).
  • phase angle static torque
  • the values of the phase angle (static torque) specified as a controlled variable can only be controlled with rough tolerances by the electronic control (or also by alternative mechanical controls), which leads to corresponding non-uniformities in the vibration path of the vibration table during the compression process which takes place over many vibration periods and thus to a poor reproducibility of the compression quality.
  • the vibration path amplitude of the vibration table which is decisive for the compression effect, can only be regulated indirectly and sluggishly via the adjustable phase angle.
  • phase angle is regulated by regulating the rotational speed of the unbalanced shafts relative to one another.
  • the compression device described by the document EP 0870585 can also have no role model function with regard to the following functions: the hydraulically designed system spring can only exert a spring effect with a downward swinging movement and the use of the same fluid medium for the hydraulic exciter and for the hydraulic spring demonstrably leads to considerable energy losses even when performing the spring function.
  • the spring constant should obviously only be changeable for the purpose of adapting the compression process to the differently large masses occurring in products to be compressed differently, around the fixed natural frequency of the mass spring System to restore. A change in the natural frequency during the compression process is not provided.
  • the object of the invention is to eliminate or reduce the disadvantages described above in the prior art, in which the compression energy is introduced mainly into the molded body by impacts of the vibrating table from below against the pallet. It should be possible to use high shock frequencies and the compression device should be able to work with a compression frequency that can be adjusted within a wide range (even during the compression process) up to the highest frequencies of 75 Hz and higher with a long service life of the components involved and with low energy consumption. At the same time, the repetition accuracy of the generation of the compression acceleration by the impacts on the pallet or on the underside of the molded body itself and the uniformity of the distribution of the compression acceleration over the entire surface of the pallet are to be improved with the means of the invention.
  • the invention uses, among other things, the following principle: In the conventional generation of the oscillating movements of the oscillating table using springs which only serve to isolate the oscillations and are therefore set to be soft, the acceleration forces which are to be applied to the oscillating masses are predominantly due to the centrifugal forces of the unbalanced masses generated.
  • the acceleration forces are applied at least in the case where they have to reach the highest values at the highest oscillation frequencies, mainly by spring forces and only to a smaller extent by the excitation forces of the excitation device. This is achieved by using the effect of resonance amplification.
  • this effect is exploited even better in that it is provided that at least one second natural frequency of the mass-spring system can be produced in the region of the oscillation frequencies to be covered in operation, in addition to the natural frequency lying in the region of the highest oscillation frequencies. As shown in FIG. 6, this leads to the necessary excitation forces can be reduced even further, which among other things also facilitates the use of commercially available AC linear motors and also the possibility of varying the compression frequency over a wide frequency range during a compression process.
  • spring elements can also be included in the spring system, the spring force of which acts on the pallet from above, which also includes those spring forces that are also applied via the press plate , Provided that these are spring forces that are not guided over the press plate, such as e.g. is the case with the springs 124 in FIG. 1, these contribute to the fact that the oscillation path amplitude of the oscillating table or the shape can also be regulated according to predetermined values when the compression system oscillates in idle mode or during precompression.
  • the spring elements of the system spring which store the kinetic energy, have to store a significantly higher amount of energy compared to the soft insulation springs in conventional compression systems.
  • the spring elements of the system spring are therefore preferably made of steel or a low-damping elastomer material or are embodied by a (compressible (inherently low-damping)) liquid compressible medium.
  • unbalance vibrators that can be adjusted with regard to their static moment as excitation actuators makes sense within the scope of the invention, since even with higher excitation frequencies than can be achieved conventionally, the static moment that determines all the characteristics of the vibrator that are of interest here can be kept lower than due to the use of resonance amplification with vibration excitation only by the centrifugal forces of an unbalance vibrator.
  • a hard set system spring means that the effect of the enlargement function ⁇ should be used for values ⁇ > 1.
  • the indication in claim 1 that the system spring is set hard at least for the downward swinging movement means that a system spring can also be constructed in such a way that different spring constants are effective in both swinging directions.
  • phase angle also indirectly determines the value of the oscillation travel amplitude s, which, from a physical point of view, is the actual measure of the compression intensity that is actually to be regulated.
  • the metrological determination of the phase angle which is defined by the relative angular position of rotating unbalanced bodies, is complex and involves noticeable measurement errors.
  • the vibration frequency can also be changed in a predeterminable manner.
  • This object is made possible in the present invention by the good controllability of the oscillation path amplitude s in combination with the possibility given in the invention that not a rotational speed has to be changed, but only a repetition frequency when dosing certain amounts of excitation energy per oscillation period, which in the In the case of hydraulic linear motors very low inertia and in the case of electrical linear motors can be done almost without inertia.
  • the main differences in the use of the linear motors in the invention compared to the conventional tasks are given in the following features:
  • the acceleration and deceleration of the oscillating masses, including the mass of the oscillating motor part of the linear motor, are very predominantly in the compression device, in particular, if the excitation frequencies are close to the natural frequencies, determined by the forces of the system spring (in resonance mode). Therefore, a control device common to linear motors could be used
  • Generating a programmed motion sequence is not used because it does not know the spring forces and cannot influence them and because the motor forces alone are far from sufficient for the accelerations to be generated.
  • the linear motor has to pass on to the system mass per oscillation period (after oscillation has been started once) only those amounts of energy which the oscillating system mass withdraws by friction or by the compression energy given off during the impact become.
  • an oscillation path amplitude which is to be kept constant, it is important to supply the portion of energy which is required in order to maintain the predetermined oscillation path amplitude in each oscillation period of the oscillating system mass.
  • the magnitude of the force development on the linear motor does not have to follow a time function determined by the oscillation time (e.g.
  • phase shift angle ⁇ defines the angle by which the vibration path amplitude lags the excitation force amplitude
  • the linear guide which is optimally a cylindrical guide, has to absorb all horizontal acceleration forces that can arise, for example, from the impact.
  • Such a linear guide can also be dispensed with when using an electric linear motor if the air gap existing in the motors between the fixed part and the movable part is still able to absorb the horizontal deviations of the vibrating table.
  • a linear guide should not be dispensed with, unless the hydraulic cylinder and linear guide are integrated into one structural unit by appropriate design measures.
  • a linear guide not only has the advantage that the shock accelerations are evenly distributed, it also results in a reduction in mold wear.
  • the electric linear motors work practically without wear.
  • the development of the excitation forces can be carried out with particularly little inertia, which is why these linear motors can also be controlled more dynamically and precisely.
  • the force profile does not have to be Sinoid, as is practically the case with the hydraulic linear motor through the use of servo valves.
  • the electric linear motor has an advantage in this regard because the jumps in force are effective in the elastic field of the air gap and because electrical surge voltages can be absorbed by electrical means.
  • FIG. 1 shows schematically a compacting device of the first type, in which the vibrating table abuts the pallet from below once during each oscillation period.
  • Fig. 2 the upper part of the drawing shows the same vibrating table as in Fig. 1, but connected to a different system spring, the lower spring system shown in Fig. 1 being replaced by a spring system adjustable with respect to the spring constant with a single leaf spring as resilient element.
  • FIG. 3 shows details of another variant of the compression device according to FIG. 1, it being about additional spring elements that can be switched on and off. 4 shows other possibilities for developing a compression device according to FIG. 1.
  • FIG. 5 shows a diagram with the course of the oscillation path amplitude A over the excitation frequency f N of the system mass of a compression device according to the invention with a single natural frequency to explain possible amplitude controls.
  • FIG. 6 shows a diagram similar to that of FIG. 5, the advantage of an additional natural frequency of the vibration system being explained.
  • 100 is the frame of the compaction device, which stands on the foundation 102 and through which the press device 104 and the excitation device
  • the frame can be firmly connected to the foundation, which is symbolically represented by the lines 190, although considerable excitation forces have to be transmitted to the foundation with a small mass of the frame.
  • the underside of the molded body 110 enclosed in the molded recess of the molded box 108 lies on a pallet 112.
  • the molding box could also be firmly clamped to the pallet 5 (by a clamping device, not shown).
  • the oscillating table 120 forms the main part of the system mass of the oscillatable mass-spring system 140, the oscillating forces of which are primarily absorbed or generated by the associated system spring 142.
  • the system spring consists of an upper spring system 144, by means of which at least 30 a part of the maximum kinetic energy carried during the upward swinging movement is stored and of a lower spring system 146, through which the main part of the maximum carried away kinetic energy during the downward swinging movement is stored ,
  • the upper spring system 144 and the lower spring system 146 consist of a plurality of spring elements 148 and 150, which can also be changed or adjusted with regard to their spring constants, which is symbolically indicated by the arrows 152.
  • the spring elements 148 and 150 can be designed as compression springs, thrust springs, torsion springs or spiral springs and in the case of FIG. clamps that even with the largest vibration amplitudes of the system mass to be carried out, they still have a residual spring deformation.
  • the forces of the spring elements 148 and 150 are clamped at one end between parts of the frame 100 and supported at the other ends against a force connection part 154, which is part of a force transmission part 156, with which the forces of the upper and lower spring systems on the system mass be transmitted. It is advantageous to transmit the forces of the spring elements of the spring system at least at those ends at which the forces of the springs are transferred into the system mass by means of pressure forces and / or shear forces into the force connection parts, since these points are relevant with regard to operational safety and permanent are critical points, which fail quickly at this point when connecting the spring elements to the power connection parts with predominant use of tensile forces.
  • the excitation device 106 comprises an excitation actuator 170, consisting of a fixed actuator part 172 connected to the frame 100, a movable actuator part 174 connected to the system ground, and a control device 196, which also includes a controller 198.
  • the energy transmission means (electric current or hydraulic volume flow) are shaped or controlled in such a way that, when a predeterminable constant or changeable excitation frequency is applied by the movable actuator part 174, excitation forces and thus excitation energy portions are applied to the oscillation every half-cycle or full period Mass-spring system are transmitted, whereby this is forced to carry out vibrations and to deliver shock energy for the compression process.
  • the oscillation path amplitudes A are to be generated with such a size that sufficient impact energy for the compression which takes place in a manner known per se can be transferred.
  • the physical vibration quantity defining the transferable compression energy e.g. the vibration path amplitude A, can be controlled or regulated, even with a constant vibration frequency.
  • the press device 104 comprises a fixed part 182, a movable part 184 to which the press plate 180 is connected and a control part (not shown in the drawing) for carrying out a vertical adjustment movement of the press plate, indicated by the arrow 186.
  • the parts of the frame 100 which absorb the forces of the upper and lower spring system could also be separated from the frame 100 together with the parts of the frame which absorb the forces of the excitation device 106, and together on one of them Foundation 102 separately existing, special (not shown in the drawing) foundation part, which foundation part in this case (serving as a damping mass) would preferably be supported against the foundation 102 via insulation springs (not shown in the drawing).
  • the excitation device 106 with its exciter actuator 170 which is required to be able to transmit variable amounts of energy into the oscillation system together with a control device even when the excitation frequency is kept constant, can be implemented in different variants.
  • the excitation actuator can be an unbalance directional vibrator that can be regulated with regard to the static moment or a linear motor that is hydraulically or electrically operated with respect to the implementable portions of excitation energy.
  • a measuring device is provided which consists of a part 192 fixed to the frame and a part 194 connected to the vibrating table. The signal of the measured quantity is fed to the controller 198 for processing (not shown).
  • Hydraulic or mechanical springs are provided in the upper spring system 144 and / or in the lower spring system 146, the spring constants of which in the simplest case are constant and with which there is a resulting system spring, the natural frequency of which at a certain point, e.g. can be located in the middle of the frequency range of the excitation frequency, whereby a resonance point is formed at this point.
  • the resonance effect of the amplification of amplitudes to be used according to the invention is greatest at the resonance point, the resonance effect should then inevitably be weakened to an extent that is inevitably weakened according to the resonance curve (with the possibility of continuously traversing the excitation frequency through a predetermined frequency range also provided according to the invention) above and / or below the Resonance point can be used.
  • the vibration acceleration of the system mass takes place predominantly with the participation of the spring forces or with the participation of the amounts of energy stored in the springs.
  • This has the advantage that these forces and the amounts of energy to be assigned to them no longer have to be generated by the excitation device, which has a significant effect on the size of the excitation device and on the size of the loss energy converted in it.
  • the excitation device must only convert the excitation frequency and natural frequency so that only the energy lost from the vibration system by its frictional losses and the energy lost from the vibration system as compression energy.
  • the spring constant of the system spring is always to be understood as a resulting spring constant C R , which results from the spring constants of all spring elements involved in the system spring.
  • the resulting spring constant C R can be defined by determining the resulting natural frequency together with the system mass. In the event of a gradual change in the resulting spring constant (during standstill or during compression), it can be provided, for example, that one or more springs are constantly fully in use or switched on and that, in addition to these constantly switched on springs, other springs are also gradually added to the power transmission of the Vibration forces are included.
  • oscillation path amplitude A caused by the changes in the resulting spring constant smoothing or correcting the influencing parameter of the excitation energy to be supplied or removed in the sense of keeping the physical quantities constant.
  • the lower or upper spring system is designed as a spring system that is adjustable with regard to its resulting spring constants and the resulting spring constant of the lower or upper spring system is determined by at least one non-adjustable and at least one switchable adjustable spring, this can be achieved while reducing the effort that the Adjustment range of the natural frequency only starts from a certain frequency upwards. This is sufficient for practical needs where, for example, an adjustment range of the natural frequency of approximately 30 Hz to 75 Hz can be provided.
  • An adjustable mechanical spring element is described below in FIG. 2.
  • An adjustable hydraulic spring element can be created in that a spring element of the system spring is embodied by a compressible pressure fluid volume (hydraulic oil) clamped at least partially in a cylinder body by a spring piston and in that the spring rate can be changed by changing the size of the pressure fluid.
  • Volume either in that the size of the pressure fluid volume is formed by several sub-volumes that can be separated from one another by switchable shut-off valves, or in that part of the pressure fluid volume is clamped in a cylinder whose cylinder space can be changed by a cylinder the cylinder according to a predetermined manner and preferably continuously displaceable piston, the displacement of the piston being carried out, for example, by a threaded spindle drive.
  • FIG. 2 shows a variant of the oscillatable mass-spring system shown in principle in FIG. 1 with the system mass and with the system spring of a different type here.
  • An excitation device is not shown for the sake of simplicity, and one could imagine it in the form of two linear motors serving as excitation actuators, additionally acting on the vibrating table 120.
  • the components whose reference numerals begin with the number 1 are identical to the components of the same name in FIG. 1.
  • the connection bodies 202 which transmit the oscillating forces could be identical to the frame 100 shown in FIG. 1.
  • the system spring has an upper spring system 144, consisting of compression springs 124 and a lower spring system 244, which has a leaf spring 282 which is adjustable with regard to its spring constant and which is predominantly subjected to bending.
  • the dynamic inertial forces (or spring forces) to be exchanged between the leaf spring 282 of the lower spring system and the vibrating table 120 when the system mass vibrates in the direction of the double arrow 230 during a downward swinging movement are guided via the vibrating force plunger 280, which is at the top of the vibrating table 120 is fastened and has a rounding at the lower end with which it nestles into the rounding 284 of the leaf spring, the lower end functioning as a force introduction element of the first type, via which the inertial force Fm with the exclusive generation of compressive forces at the point of force introduction 209 is inserted in the middle of the leaf spring.
  • A pre-tension on the springs 124 and on the leaf spring 282, even with the largest oscillation path amplitudes A, ensures that the contact between the oscillation force plunger 280 and the leaf spring 282 is never lost.
  • the mass forces Fm acting on the leaf spring during dynamic loading are applied to the roller-shaped force introduction elements arranged at equal distances L1 below the leaf spring at the force introduction points 211, 211 ' second type 210, 210 'transferred in half with the exclusive generation of compressive forces as supporting forces Fa.
  • the main direction of extension of the leaf spring is symbolized by the double arrow 240. 5
  • roller carriers 212 and 212 'in opposite directions are carried out synchronously, which is brought about by a threaded spindle 220 with an opposite thread.
  • the threaded spindle 220 is driven by a motorized
  • the roller carriers 212, 212 'and thus the introduction points of the second type 211, 211' for the supporting forces Fa can be brought into any predetermined positions, e.g. to create the distances L1 or L2.
  • the roller carriers brought into the positions L2 are indicated by dashed lines.
  • the distances L1 and L2 relate to the introduction point of the first type 209. It is obvious that the positions which can be set as desired for the introduction points of the second type 211, 211 '(within certain limits) are associated with any desired and also continuously adjustable spring constants of the leaf spring.
  • FIG. 3 shows a variation of the compression device according to FIG. 1, two additional spring systems 300 and 300 ′ of the same type being shown with additional spring elements that can be switched on and off and which are arranged between the vibrating table 120 and the foundation 102 in a force-transmitting manner.
  • two spring elements 304 and 306 which are designed as compression springs and are also under pressure in the switched-off state, are arranged such that they transmit their spring forces to a lower cantilever part of a power transmission part of the first type 308.
  • the force transmission part of the first type is firmly connected to the oscillating table via an upper cantilever part and is intended to transmit the resulting force resulting from the deformation of the spring elements to the oscillating table.
  • the power transmission part of the second type 302 is fixedly connected to a piston 312 of a hydraulic switching device 310, whereby it is able, depending on the switching state of the switching device, for the force resulting from the deformation of the spring elements to be firmly connected to the foundation. which cylinders 314 to transfer to the foundation 102 or not to transfer.
  • Piston 312 can be moved up and down in cylinder 314 in a first switching state, almost without transmitting force, or in a second
  • Switching state in the cylinder can be firmly clamped by the fluid medium.
  • the switching states of the switching device 310 are determined by the position of the valve 320. In the position shown, the cylinder spaces 316 and 318 of the cylinder 314 are above that
  • Valve connected so that the piston can move up and down in the cylinder without any constraining forces.
  • the cylinder spaces are closed, so that the force of the power transmission part of the second type 302 is transmitted directly to the foundation.
  • FIG. 4 shows other possibilities for developing the invention, the different functions being able to be arranged in the compression device according to FIG. 1 and being connected on the one hand to the vibrating table 120 and on the other hand to the frame 100 (or the foundation 102).
  • the vibrating table 120 is fixedly connected to a central guide cylinder 412, the central axis of which runs through the center of gravity of the vibrating table and which is freely movable with its outer cylinder in the inner cylinder of a cylinder sliding guide 414.
  • a linear guide 410 is thereby formed, which represents a forced guidance of the oscillating table for executing the oscillating movement on a straight line only in a double direction with a guide part arranged centrally and mirror-symmetrically on the oscillating table.
  • Two identical linear motors 420 are provided as exciter actuators, which can be acted upon by a special control device, not shown, so that they generate excitation forces in the vertical direction.
  • Each linear motor 420 consists of a fixed motor part 422 and a movable motor part 424, both of which are separated by an air gap 426.
  • the movable motor part 424 is fixedly connected to the vibrating table 120 via a support part 428, while the fixed motor part 422 is fixed directly to the frame 100.
  • the linear motors 420 which are preferably designed as three-phase AC motors, are controlled via the special control device in such a way that a physical quantity of the vibration profile of the vibration table 120 or the shape 108 (in FIG. 1) according to predetermined values, and thus indirectly also the profile of the compression process , controlled or regulated.
  • FIG. 430 shows a spring system which, at least during the pre-compression, possibly together with the spring elements 124 shown in FIG. 1, represents the system spring.
  • this system spring develops with its special one Shear spring made of elastomeric material 434 spring forces in two directions for the
  • the thrust spring 434 which is designed as a hollow cylinder in this case, is connected on the outside to a spring ring 432 and on the inside to a cylinder 436, the latter of which is fastened to the guide cylinder 412.
  • the spring ring 432 is firmly supported against the damping mass 450 by means of two holders 438, but the support could also be carried out against the foundation 102 or the frame 100. It can be seen from the arrangement of the spring system 430 that this could also take over the task of the linear guide 410 at the same time.
  • a spring system with thrust springs which can develop spring forces in both vibration directions, can also be provided as a linear guide at the same time and perform the function of a positive guide for executing the swinging movement of the vibrating table in a double direction, provided the spring forces with a guide part arranged centrally on the vibrating table be transmitted.
  • An additional mass that can be switched on and off is designated with 440, with which the size of the system mass can be changed in order to be able to change the natural frequency of the mass-spring system.
  • a hydraulic cylinder 442 is accommodated within the additional mass, in which there is a piston 444 which is fixedly connected to the cylinder 436 and thus to the system mass.
  • the piston forms two displacement spaces in the hydraulic cylinder 442, which can be shut off individually or connected to one another via a switchable valve 446.
  • the piston 444 can move freely up and down in the cylinder 442 without the additional mass being moved in the process. If the displacement spaces are blocked off individually, the additional mass 440 is forced to oscillate synchronously with the system mass.
  • the springs 448 are only transmitted small forces to the damping mass (or the foundation), since they are designed as soft springs which only have to hold the additional mass at a certain height if it is not resonating.
  • the system spring 430 is supported against a special damping mass 450, which in turn is supported by soft springs 452 against the frame 100 or that Foundation 102 supports.
  • this measure ensures that the vibrational forces derived from the system spring 432, which can reach peak values of approx.
  • Fig. 5 shows a diagram with the course of the vibration amplitude A over the excitation frequency f N of the system mass of a compression device according to the invention (for example Fig. 1) with a single, about 70 Hz natural frequency and with a certain damping D1 for Curve K1.
  • a sinusoidal excitation force with a constant excitation force amplitude is provided in this diagram over the entire range of the excitation frequency.
  • the damping D1 the friction losses and the energy losses of the vibrating system due to the compression energy given are taken into account.
  • Curve K1 represents the known resonance curve.
  • the excitation of the force is generated by a linear motor with an adjustable excitation force amplitude, the excitation frequency of which is set to 63 Hz and the excitation force amplitude is set to 100%.
  • the change in amplitude A is achieved here, however, by changing the excitation force amplitude (a) while the excitation frequency is kept constant (from 63 Hz).
  • the excitation force amplitude (a) must be increased in such a way that a completely whose resonance curve K2 is generated, whose intersection with the 63 Hz line is the value of
  • A 1.8 mm reached.
  • an arbitrarily definable amplitude A can be achieved regardless of the excitation frequency.
  • the use of the second method also makes it possible to change the excitation frequency within a predetermined frequency range as desired (also continuously) according to a predefinable time function and, in addition, to generate amplitudes A which can be predetermined as desired.
  • the second method is the one used in the present invention. When using this second method, the periodic excitation force does not necessarily have to be generated following a sine function.
  • Decisive for the generation of a certain amplitude A with a given damping D is the amount of energy supplied via the excitation device per oscillation period.
  • the course of the excitation force over time could also follow a rectangular function instead of a sine function, it being possible to draw conclusions about a substitute excitation force amplitude (a *) with a sinusoidal course of the excitation force from the amount of energy converted per period.
  • FIG. 6 shows a diagram similar to that of FIG. 5, in which the curve K1 corresponds to the curve K1 shown in FIG. 5 and characterizes a mass-spring system which has a natural frequency at approximately 70 Hz.
  • a second curve K4 represents the resonance curve of the same mass-spring system, in which, however, in this case the natural frequency (by changing the resulting spring constant of the system spring) is switched to another value of approximately 46 Hz.
  • the natural frequency by changing the resulting spring constant of the system spring
  • the force excitation of the associated mass-spring system is to be achieved by generating the excitation force amplitude (a or a *) using a controllable linear motor, the application of force to the excitation actuator being controlled by a special control device, the amount of energy to be converted should also be able to be influenced to regulate a predetermined value for the amplitude A (provided a suitable measuring device is used to measure the size of A).
  • the same excitation force amplitude was assumed for curve K4 as for K1, but a damping value D4 which was doubled in comparison to D1 was assumed.
  • an amplitude of A 0.78 mm is achieved even at a very low excitation frequency.
  • the diagram shows that when the vibration characteristics of both curves are used, a vibration path amplitude of 1.1 mm can be achieved over a range of the excitation frequency of 27 to 78 Hz.
  • this is Appearance used by driving through the excitation frequency, which in this case is identical to the compression frequency (in the example of this diagram) from a value of 27 Hz to a value of 78 Hz, the amplitude being controlled by the regulation of the pro Period to be implemented amount of excitation energy can be regulated to a value of A 1 mm.
  • the damping value D changes continuously from a higher value (D4) to a lower value (D1). While the compression is carried out with a continuously increasing excitation frequency, a switch is made to the spring constant corresponding to the natural frequency of 70 Hz at a certain frequency. If the natural frequency can be adjusted in more than one step, optimally continuously, the described method can be further optimized by also adjusting the natural frequency with a changed excitation frequency, with the amplitude being regulated according to a predetermined value for A at the same time. With such a method, the specified values for A could be achieved with a significantly lower excitation energy compared to conventional vibration excitation.

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Abstract

Verdichtungseinrichtung und Verfahren zu ihrer Anwendung zur Durchführung von Verdichtungsvorgängen an auf Paletten aufliegenden Formkörpern aus kornförmigen Stoffen durch Ausführung von Stößen eines Schwingtisches unter die Palette. Der Schwingtisch bildet zusammen mit einer Systemfeder ein als Vibrator arbeitendes schwingfähiges masse-Feder-System, welches mit einer Erregereinrichtung zu erzwungenen Schwingungen erregt wird. Das Federsystem ist zusammen mit der Systemmasse zur Entwicklung von wenigstens einer Eigenfrequenz innerhalb des Bereiches der Verdichtungsfrequenz ausgelegt, wobei es auch möglich ist, die Eigenfrequenz schrittweise oder kontinuierlich verstellen zu können. Zusammen mit der Verstellbarkeit der Erregerfrequenz kann der Vibrator damit zum Teil oder vollständig über den ganzen Frequenzbereich der Verdichtung im Resonanzbetrieb gefahren werden. Es kommen bevorzugt elektrische Lineamotoren als Erregeraktuatoren zum Einsatz. Das Verdichtungssystem bietet Vorteile bezüglich der Qualität der Übertragung der Verdichtungsenergie und erlaubt sehr hohe Verdichtungsfrequenzen, vereint mit einer hohen Lebensdauer und einem geringen Energieverbrauch des Vibrators. Verwendung bevorzugt bei Betonsteinmaschinen.

Description

Verdichtungseinrichtung zur Verdichtung von Formkörpern aus komförmigen Stoffen und Verfahren zur Anwendung der Verdichtungseinrichtung
Die Erfindung betrifft eine mit Vibrationsschwingungen betriebene Verdichtungseinrichtung zum Formen und Verdichten von Formstoffen in Formausnehmungen von Formkästen zu Formkörpern und ein Verfahren zur Anwendung der Verdichtungseinrichtung, wobei die Formkörper eine Oberseite und eine Unterseite aufweisen, über welche die Verdichtungskräfte eingeleitet werden. Bei diesem Verfahren befindet sich der Formstoff vor dem Verdichtungsvorgang in den Formausnehmungen zunächst als eine Volumenmasse aus lose zusammenhaftenden körnigen Bestandteilen, welche erst während des Verdichtungsvorganges durch die Einwirkung von Verdichtungskräften auf die Oberseite und Unterseite zu festen Formkörpern geformt werden. Die Volumenmasse kann bei Anwendung der Verdichtungseinrichtung in Maschinen zur Herstellung von Beton-Fertigprodukten (z.B. Pflastersteinen) z.B. aus feuchtem Betonmörtel bestehen. Bei den mit Vibratoren arbeitenden Ver- dichtungseinrichtungen zur Herstellung von Beton-Fertigprodukten kann man 3 bekannte Gattungen unterscheiden, die zur Beschreibung des hier interessierenden Standes der Technik geeignet sind, und denen gemeinsam ist, daß der Formkasten und der Formstoff während des Verdichtungsvorganges auf der Oberseite einer Palette oder einer Grundplatte angeordnet sind. Dabei liegt während der Hauptverdichtung eine Preßplatte auf der Ober- seite des Formstoffes auf, welche von einer Preßeinrichtung in vertikaler Richtung verfahrbar ist und zur Ausübung eines vorbestimmten Preßdruckes angetrieben werden kann.
Bei der ersten Gattung handelt es sich um die weit verbreitete und dem Fachmann bekannte "konventionelle Art" der Stoßverdichtung, bei der der bezüglich seiner Schwingwegamplitude regelbare Schwingtisch eines Vibrators bei jeder Schwingungsperiode einmal von unten gegen die Palette stößt. Diese Gattung repräsentiert den nächstgelegene Stand der Technik, beschrieben durch die EP 0515 305 B1. Auch bei der zweiten Gattung, deren Verdichtungseinrichtung erheblich anders als bei der ersten Gattung arbeitet, wird die ursprünglich vom Vibrator erzeugte Verdichtungsenergie über Stoßvorgänge in den Formstoff eingetra- gen. In diesem Falle sind die Palette und der Formkasten während des Verdichtungsvorganges fest mit dem Schwingtisch verspannt, so daß ihre Massen mit zu der Masse des Schwingsystems zählen und mit ihr mitschwingen. Die durch den Zusammenstoß von unterschiedlichen Massen mit unterschiedlichen Geschwindigkeiten definierbare Stoßstelle liegt hier an der Oberseite und Unterseite des Formstoffes selbst, wobei während der Verdich- tung ein Luftspalt zwischen der Formkörperunterseite und der Palette einerseits und der Formkörperoberseite und der Preßplatte andererseits entsteht. Diese zweite Gattung, beschrieben durch die DE 44 34679 A1, kann man am treffendsten als eine Verdichtungsein- richtung zur Durchführung einer "Schüttelverdichtung" bezeichnen. Bei der dritten Gattung, belegt durch die EP 0 870585 A1, bilden die Massen des Formstoffs, des Formkastens, der Palette und des Schwingtisches gemeinsam ein Massensystem, welches die schwingende Masse eines mit harmonischen (sinoidischen) Schwingbewegungen arbeitenden Masse- Feder-Systems darstellt. Die an der Oberseite und Unterseite des Formkörpers eingeleiteten dynamischen Kräfte, die von den Schwingbeschleunigungen der mitschwingenden Massen abgeleitet sind, erzeugen einen ebenfalls sinoidisch verlaufenden dynamischen Verdichtungsdruck (harmonische Verdichtung). Einige hier interessierende Angaben zum Stand der Technik gemäß der EP 0 515305 B1 und der EP 0 870585 A1 finden sich auch in einem Artikel der Fachzeitschrift "BFT", Ausgabe Sept. 2000, Seiten 44-52. Herausgeber: Bauverlag GmbH, Am Klingenweg 4a, D-65396 Walluf.
Alle genannten drei Gattungen basieren auf unterschiedlichen Philosophien über die bei der Verdichtung eintretenden physikalischen Effekte. Dabei können sogar scheinbar geringfügi- ge Merkmals-Unterschiede der benutzten physikalischen Effekte von Bedeutung sein, wie z..B. die Ausbildung ein- und desselben statischen Momentes an Unwuchtkörpern von Un- wuchtvibratoren mit größeren oder kleineren Schwerpunktabständen verbunden mit kleineren oder größeren Massen. Allen drei Gattungen ist gemeinsam, daß man beim Betrieb der Verdichtungseinrichtungen bestrebt ist, die Schwingsysteme derart zu betreiben, daß man möglichst hohe Verdichtungsbeschleunigungen im Formstoff bei möglichst hohen Schwingfrequenzen (möglichst bis ca. 70 Hz) erreicht, wobei die Beschleunigungen und die Frequenzen auch nach vorgebbaren Werten einstellbar sein sollen. Dabei ist in jedem Falle die Schwingbeschleunigung des stets beteiligten Schwingtisches, von der neben dem Verdichtungsergebnis auch die Belastungen der beteiligten Bauteile abhängen, eine lineare Funkti- on der Schwingamplitude und eine quadratische Funktion der Schwingfrequenz.
Die Druckschrift EP 0 515 305 B1 beschreibt einen bezüglich der Schwingwegamplitude (Amplitude hier maßgeblich für die Verdichtungsbeschleunigung) und der Schwingfrequenz verstellbaren Richtvibrator mit 4 Unwuchtwellen einer Verdichtungseinrichtung gemäß der ersten Gattung. Die 4 Unwuchtwellen werden von jeweils einem eigenen Antriebs- und Ver- stellmotor über Kardanwellen angetrieben. Die Verstellung des die Schwingwegamplitude definierenden Phasenwinkels geschieht ausschließlich über entsprechend einzustellende Motordrehmomente, welche bei einem vom Wert 0° oder 180° abweichenden Phasenwinkel eine Blindleistung erzeugen (wie dies z.B. auch in der DE 40 00 011 C2 beschrieben ist). Als Nachteile bei einem derartigen Unwuchtvibrator und Verdichtungsverfahren sind folgende Merkmale zu erwähnen: - Die oberste Schwingfrequenz wird in der Praxis wegen der zu berücksichtigenden Dauer- Belastungsgrenze in der Regel auf 50 Hz eingeschränkt, wobei die Grenzbelastung vor allem bei den Wälzlagerungen der Unwuchtwellen und bei den mitschwingenden Kardanwellen erreicht wird. Hierzu siehe auch den oben zitierten Fachzeitschrift-Artikel auf Seite 45, mittlerer Abschnitt und auf Seite 47, mittlerer Abschnitt.
- Durch die ständig umzusetzende Blindleistung und durch die bei hohen Fliehkräften erzeugten hohen Lagerreibungs-Leistungen treten hohe Verlustleistungen auf. Da die hohen Verlustleistungen auch in den Antriebsmotoren der Unwuchtwellen umgesetzt werden müssen, werden die Motoren und deren Ansteuergeräte mit Bezug auf die reine Verdichtungs- leistung unnötig groß dimensioniert.
- Bedingt durch die zu überwindenden Trägheitsmassen der Motoren und Unwuchtkörper und bedingt durch die Tatsache, daß mit einer Veränderung des Phasenwinkels sogleich auch immer eine Veränderung des ebenfalls mit auszuregelnden Blindleistungs-Drehmomentes verbunden ist, können die Werte der als Regelgröße vorgegebenen Phasenwinkel (statisches Moment) durch die elektronische Regelung (oder auch durch alternative mechanische Regelungen) nur mit groben Toleranzen geregelt werden, was zu entsprechenden Ungleichförmigkeiten des Schwingwegverlaufes des Schwingtisches während des über viele Schwingungsperioden ablaufenden Verdichtungsvorganges und damit zu einer schlechten Reproduzierbarkeit der Verdichtungsqualität führt. Hinzu kommt hier der Nachteil, daß von den groben Toleranzen der Regelgröße "Phasenwinkel" die relative Winkellage von insgesamt 4 Unwuchtkörpern betroffen ist, die üblicherweise mit ihren Rotationsachsen in einer Ebene liegen und deren Anodnung sich über einen großen Teil der Längsausdehnung des Schwingtisches erstreckt. Die Ungleichheiten der relativen Winkellagen führt zu ungleichen Beschleunigungen bezogen auf die ganze Tischoberfläche. Dies führt wiederum zu unglei- chen Verdichtungsergebnissen an unterschiedlichen Orten der Tischoberfläche.
- Die für die Verdichtungswirkung maßgebliche Schwingwegamplitude des Schwingtisches ist nur indirekt und träge über den verstellbaren Phasenwinkel regelbar.
- Die Regelung des Phasenwinkels wird abgesehen von den Trägheitsmassen prinzipiell erschwert durch die Tatsache, daß bei dem Stoß des Schwingtisches gegen die Palette die Rotations-Geschwindigkeit der Unwuchtwellen stets eine ruckartige Veränderung erfährt, wobei wegen der vom Phasenwinkel abhängigen Relativlage der Unwuchtkörper während des Stoßes die Geschwindigkeits- und damit Drehwinkel-Veränderungen unterschiedlich ausfallen.
- Die Regelung des Phasenwinkels geschieht dadurch, daß die Drehgeschwindigkeit der Unwuchtwellen relativ zueinander geregelt wird. Dies bedeutet, daß eine gleichzeitige Regelung von Phasenwinkel und Schwingungsfrequenz praktisch nicht gleichzeitig und nur schwer zu erreichen ist. - Es ist erwünscht, ein Verfahren anwenden zu können, bei dem während des Vorganges der Hauptverdichtung ein vorgegebener Bereich der Verdichtungsfrequenz bis hin zu höchsten Frequenzen mit vorgegebenen Werten für die Schwingwegamplitude des Schwingtisches durchfahren wird. Bei diesem Verfahren können die in dem Formstoff enthaltenen und durch die unterschiedlichen Korngrößen definierten Mikro-Schwingsysteme mit unterschiedlichen Eigenfrequenzen zu Resonanzerscheinungen angeregt werden, wodurch die Verdichtung verbessert wird. Das Durchfahren des Frequenzbereiches muß dabei in ca. 3 Sekunden durchführbar sein. Beim Stand der Technik wird die Durchführung dieses Verfahrens behindert durch die Begrenzung der Schwingungsfrequenzen des Schwingtisches und durch die schlechte gleichzeitige Regelbarkeit von Schwingfrequenz und Schwingwegamplitude.
Durch die erwähnten Druckschriften DE 4434679 A1 bzw. EP 0870585 A1 wird die vorliegende Erfindung schon deshalb nicht nahegelegt, weil hier ganz andersartig arbeitende Verdichtungseinrichtungen (Schüttelverdichtung bzw. harmonische Verdichtung) mit andersartigen Verdichtungsmechanismen beschrieben werden. Das in der DE 44 34679 beschriebene Federsystem des Schwingtisches kann, soweit eine Kraftübertragung durch die Federn in beiden Schwingrichtungen vorgesehen ist, nicht als Vorbild dienen, da bei dem beschriebenen Federsystem Federelemente 116 vorgesehen sind, die zugleich als Druckfedem und Zugfedern arbeiten. Das bedeutet eine doppelt so hohe Belastung der Federn durch Spannungen im Vergleich zu einer Konstruktionsart, bei der Federn nur auf Druck belastet sind. Außerdem ist die Kraft- Verbindung einer auf Druck und Zug belasteten Feder an ihren Enden mit dem Rahmen (oder dem Fundament) der Verdichtungseinrichtung einerseits und mit dem Schwing- tisch andererseits sehr problematisch und bei einer hier vorgesehenen hochdynamischen Betriebsweise nicht dauerhaft ausführbar. Die in der DE 4434679 gezeigten hydraulischen Erregeraktuatoren müssen zugleich die Funktion einer Linear-Führung des Schwingtisches mit übernehmen. Da der Schwingtisch bei einem Stoßbetrieb unter die Palette zu dauernd wechselnden Schiefstellungen neigt, bedeutet dies eine hohe mechanische Belastung der Erregeraktuatoren durch die ihnen zugewiesene Funktion der Linear-Führung, welche noch erhöht wird durch die in diesem Falle bei zwei vorhandenen Linear-Führungen auftretende Neigung zum Klemmen.
Die durch die Druckschrift EP 0870585 beschriebene Verdichtungseinrichtung kann auch bezüglich folgender Funktionen keine Vorbild-Funktion haben: Die hydraulisch ausgebildete Systemfeder vermag eine Federwirkung nur bei einer abwärts gerichteten Schwingbewegung auszuüben und die Benutzung desselben Fluidmediums für den hydraulischen Erreger und für die hydraulische Feder führt nachweislich zu erheblichen Energieverlusten auch bei der Ausübung der Federfunktion. Wie aus Spalte 2, Zeilen 25 bis 30 zu entnehmen ist, soll die Federkonstante offensichtlich nur zu dem Zweck der Anpassung des Verdichtungsverfahrens an die bei unterschiedlich zu verdichtenden Produkten vorkommenden unterschied- lieh großen Massen veränderbar sein, um die fest vorgegebene Eigenfrequenz des Masse- Feder-System wieder herzustellen. Eine Veränderung der Eigenfrequenz während des Verdichtungsvorganges ist nicht vorgesehen.
Aufgabe der Erfindung ist es, die vorstehend beschriebenen Nachteile bei dem Stand der Technik, bei der die Verdichtungsenergie überwiegend durch Stöße des Schwingtisches von unten gegen die Palette in den Formkörper eingeleitet wird, zu beseitigen oder zu vermindern. Dabei sollen hohe Stoßfrequenzen anwendbar sein und die Verdichtungseinrichtung soll mit einer in einem weiten Bereich (auch während des Verdichtungsvorganges) verstellbaren Verdichtungsfrequenz bis zu höchsten Frequenzen von 75 Hz und höher mit langer Lebensdauer der beteiligten Bauteile und mit geringem Energieaufwand arbeiten können. Gleichzeitig soll mit den Mitteln der Erfindung auch die Wiederholgenauigkeit der Erzeugung der Verdichtungs-Beschleunigung durch die Stöße an der Palette bzw. an der Unterseite der Formkörper selbst und die Gleichmäßigkeit der Verteilung der Verdichtungs-Beschleunigung über die ganze Fläche der Palette verbessert werden.
Die Lösung der Aufgabe ist in den unabhängigen Patentansprüchen 1 und 27 beschrieben. Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung sind in den Unteransprüchen definiert.
Die Erfindung nutzt unter anderem folgendes Prinzip: Bei der konventionellen Erzeugung der Schwingbewegungen des Schwingtisches mit Benutzung von Federn, welche nur der Schwingungsisolation dienen und daher weich eingestellt sind, werden die Beschleunigungskräfte, die an den Schwingmassen aufzubringen sind, ganz überwiegend durch gerichtete Fliehkräfte der Unwuchtkörper erzeugt. Bei der Erzeugung der Schwingbewegungen nach der Erfindung werden die Beschleunigungskräfte wenigstens in jenem Falle, wo sie bei den höchsten Schwingfrequenzen die höchsten Werte erreichen müssen, überwiegend durch Federkräfte aufgebracht und nur zu einem kleineren Teil durch die Erregerkräfte der Erregereinrichtung. Dies wird erreicht durch die Nutzung des Effektes der Resonanzverstärkung. In einer weiteren Ausbildung der Erfindung wird dieser Effekt dadurch noch besser ausgenutzt, daß vorgesehen ist, in dem betriebsmäßig abzudeckenden Bereich der Schwingfrequenzen neben der in dem Bereich höchster Schwingfrequenzen liegenden Eigenfrequenz noch wenigstens eine zweite Eigenfrequenz des Masse-Feder-Systems herstellen zu können. Dies führt dazu, wie in Fig. 6 gezeigt wird, daß die notwendigen Erreger- kräfte noch weiter verkleinert werden können, was unter anderem auch den Einsatz von marktgängigen Wechselstrom-Linearmotoren erleichtert und ebenfalls auch die Möglichkeit, während eines Verdichtungsvorganges die Verdichtungsfrequenz über einen weiten Frequenzbereich zu variieren.
Zur Speicherung der bei der Aufwärts-Schwingbewegung des Schwingtisches mitgeführten kinetischen Energie der System-Masse können auch Federelemente in das Federsystem mit einbezogen sein, deren Federkraft von oben auf die Palette einwirkend ist, wozu auch solche Federkräfte zählen, die über die Preßplatte mit aufgebracht werden. Sofern es sich da- bei um solche Federkräfte handelt, die nicht über die Preßplatte geführt sind, wie dies z.B. bei den Federn 124 in Fig. 1 der Fall ist, tragen diese mit dazu bei, daß die Schwingweg- Amplitude des Schwingtisches oder der Form auch dann nach vorgegebenen Werten geregelt werden kann, wenn das Verdichtungssystem im Leerlauf oder bei der Vorverdichtung schwingt. Die die kinetische Energie speichernden Federelemente der Systemfeder haben im Vergleich zu den weich eingestellten Isolationsfedern bei den konventionellen Verdichtungssystemen eine wesentlich höhere Energiemenge zu speichern. Nicht nur im Interesse ihrer Lebensdauer (Gefahr der Selbstzerstörung durch Wärme) sondern auch zwecks Vermeidung von unnötigen Energieverlusten sind die Federelemente der Systemfeder daher bevorzugt aus Stahl oder aus einem dämpfungsarmen Elastomerwerkstoff gefertigt oder sind verkörpert durch ein (von Haus aus dämpfungsarmes) flüssiges kompressibles Medium.
Der Einsatz von bezüglich ihres statischen Momentes verstellbaren Unwuchtvibratoren als Erregeraktuatoren im Rahmen der Erfindung macht durchaus einen Sinn, da selbst bei höheren als konventionell erzielbaren Erregerfrequenzen das alle hier interessierenden Eigen- schatten des Vibrators bestimmende statische Moment wegen der Nutzung der Resonanzverstärkung geringer gehalten werden kann als bei einer Schwingungserregung nur durch die Fliehkräfte eines Unwuchtvibrators. Dies bedeutet: Kleinere Lagerkräfte der Unwuchtwellen, wobei bei kleineren Lagerkräften wiederum Wälzlager mit höheren zulässigen Grenzdrehzahlen verwendet werden können. Kleinere Trägheitsmomente der Unwuchtkör- per selbst und der Antriebsmotoren der Unwuchten, wobei kleinere Trägheitsmomente die Regelbarkeit des Phasenwinkels verbessern. Kleinere Lagerreibungs-Verlustleistungen und kleinere Blindleistungen, wobei die Blindleistungen vom Quadrat der Größe des statischen Momentes abhängig sind. Mögliche engere Anordnung der Unwuchtwellen, wobei dieses Merkmal wegen des verbesserten zentralen Angriffes der Fliehkräfte zu geringeren Un- gleichmäßigkeiten bei der Beschleunigung des Schwingtisches infolge nicht korrekter Drehpositionen der Unwuchtkörper führt. Zu den im Zusammenhang mit dem Federsystem verwendeten Begriffen "harte" und "weiche" Federn gelten folgende Definitionen: Eine weiche Feder wird zur Isolaton der Beschleunigungswirkung von schwingenden Massen eingesetzt. Der Wert der nach einer be- kannten Formel berechenbaren "Vergrößerungsfunktion" Φ (z.B. dargestellt im Diagramm 6.3-5 auf Seite 300 der "Physikhütte, Band 1", 29. Auflage, Verlag Wilhelm Ernst & Sohn, Berlin, München, Düsseldorf) muß bei weichen Federn Φ < 1 sein. Dieser Wert wird erreicht, wenn das Verhältnis η = fE / f > 1,41 wird, wobei fE die Erregerfrequenz und fN die Eigenfrequenz bezeichnen. Für eine vernünftige Isolation wird jedoch allgemein mindestens ein Wert von η = fE / fN > 2 gefordert. Mit anderen Worten: Die Erregerfrequenz fE (= Verdichtungsfrequenz) muß bei einer zwecks Nutzung des Resonanzeffektes hart eingestellten Feder immer zwischen dem Wert fE = 0 und dem Wert fE = 1,41 * fN, optimal im Bereich fE = fN liegen. Die Erregerfrequenz fE muß bei einer zwecks Isolation weich eingestellten Feder immer einen Wert von fE = größer als 2 * fN haben. Eine hart eingestellte Systemfeder be- deutet im Falle der vorliegenden Erfindung, daß die Wirkung der Vergrößerungsfunktion Φ für Werte Φ > 1 in Anspruch genommen werden soll. Die Angabe in Patentanspruch 1 , daß die Systemfeder wenigstens für die nach abwärts gerichtete Schwingbewegung hart eingestellt ist, besagt, daß eine Systemfeder auch derart aufgebaut sein kann, daß in beiden Schwingrichtungen unterschiedliche Federkonstanten wirksam sind. Beispiel für hart und weich eingestellte Federn: Gemäß einer bekannten Beziehung q = 248,5 / fN 2 und q (in mm) kann die Einfederung q einer auf einer Feder gelagerten Masse mit der Eigenfrequenz fN (in Hz) unter ihrem Eigengewicht ermittelt werden. Wenn die Eigenfrequenz bei einer "harten" Systemfeder mindestens 30 Hz (oder höher) beträgt, kann die Einfederung q unter der System-Masse berechnet werden zu: q = 0,27 mm (oder kleiner). Sollten bei einer untersten zulässigen Erregerfrequenz einer Verdichtungseinrichtung mit weich ausgelegten Isolierfedern die Isolierfedern richtig gewählt sein, so dürfte die mit ihrer Federkonstanten erreichbare Eigenfrequenz höchstens 15 Hz betragen. In diesem Falle betrüge der Wert q = 1,1 mm.
Durch die vorgesehene Möglichkeit der Regelung der Amplitude des Schwingweges s des Schwingtisches wird zurückgegriffen auf die in der Praxis beim Stand der Technik bewährte Beeinflussung dieser physikalischen Größe durch die Regelung des Phasenwinkels im Sinne der Beeinflussung der Verdichtungsintensität. Dabei wird durch den Phasenwinkel indirekt auch der Wert der Schwingwegamplitude s bestimmt, welche physikalisch gesehen das eigentliche Maß für die eigentlich zu regelnde Verdichtungsintensität ist. Die meßtechnische Ermittlung des Phasenwinkels, der durch die relative Winkellage von sich drehenden Unwuchtkörpern definiert ist, ist aufwendig und mit spürbaren Meßfehlern behaftet. Anders als beim Stand der Technik wird bei der Erfindung beim Einsatz von Linearmotoren als Erregeraktuatoren jedoch der Wert der Schwingwegamplitude s nicht indirekt über den Umweg einer anderen zu regelnden Größe beeinflußt, sondern er wird direkt geregelt (und direkt gemessen), was zusammen mit dem Umstand, daß nicht auch gleichzeitig ein sich verän- derndes Blindleistungs-Drehmoment zu regeln ist, zu einer genaueren Regelbarkeit der Verdichtungsintensität führt. Beim Einsatz von hydraulischen oder elektrischen Linearmotoren können diese derart kräftemäßig beaufschlagt werden, daß, selbst wenn mehrere Linearmotoren mit paralleler Wirkung zum Einsatz kommen, ihre Kraftentwicklung präzise symmetrisch erfolgt, so daß nur wegen ihrer mehrfachen Anordnung keine unsymmetrischen Beschleunigungen am Schwingtisch auftreten.
Es ist wünschenswert, daß bei Beeinflussung des Wertes der Schwingwegamplitude s gleichzeitig auch die Schwingfrequenz in vorgebbarer Weise verändert werden kann. Diese Aufgabe wird bei der vorliegenden Erfindung ermöglicht durch die gute Regelbarkeit der Schwingwegamplitude s in Kombination mit der bei der Erfindung gegebenen Möglichkeit, daß nicht eine Drehgeschwindigkeit verändert werden muß, sondern lediglich eine Wiederholfrequenz bei der Dosierung von bestimmten Mengen von Erregerenergie pro Schwingungsperiode, was im Falle von hydraulischen Linearmotoren sehr trägheitsarm und im Falle von elektrischen Linearmotoren nahezu trägheitslos geschehen kann.
Die Anwendung von elektrischen (Dreiphasen-Wechselstrom-) Linearmotoren ist sehr vorteilhaft, da sie eine "saubere" und mit geringen Verlustenergien arbeitende Lösung darstellen. Die marktgängigen elektrischen Linearmotoren sind jedoch nicht ohne weiteres für die vorgesehene Aufgabe verwendbar, da sie mit ihren serienmäßig hergestellten Ansteuerge- raten dafür vorgesehen sind, Linearbewegungen mit vorgegebenem Wegverlauf und Geschwindigkeitsverlauf durchzuführen und dabei automatisch jene Kräfte zu erzeugen, die für die Beschleunigung der bewegten Massen bzw. die für die Überwindung der sich der Linearverschiebung entgegensetzenden Kräfte (meist Bearbeitungskräfte) benötigt werden. Der typische Anwendungsfall für derartige Linearmotoren ist bei Werkzeugnaschinen gegeben. Die normal käuflichen Ansteuergeräte müssen daher durch eine spezielle Ansteuereinrich- tung ersetzt werden. Die hauptsächlichsten Unterschiede bei dem Einsatz der Linearmotoren bei der Erfindung im Vergleich zu den konventionellen Aufgaben sind in folgenden Merkmalen gegeben: Die Beschleunigung und die Verzögerung der schwingenden Massen, einschließlich der Masse des mitschwingenden Motorteiles des Linarmotors, werden bei der Verdichtungseinrichtung ganz überwiegend, insbesondere, wenn die Erregerfrequenzen in der Nähe der Eigenfrequenzen liegen, durch die Kräfte der Systemfeder (im Resonanzbetrieb) bestimmt. Daher könnte eine bei den Linearmotoren übliche Regelungseinrichtung zur Erzeugung eines programmierten Bewegungsablaufes schon deshalb nicht zum Einsatz gelangen, weil sie die Federkräfte nicht kennt und nicht beeinflussen kann und weil die Motorkräfte allein für die zu erzeugenden Beschleunigungen bei weitem nicht ausreichen.
Bei der bei der Erfindung vorliegenden Aufgabenstellung dagegen hat der Linearmotor pro Schwingungsperiode (nach einmal in Gang gebrachter Schwingung) im Prinzip nur jene Energiemengen an die System-Masse weiterzugeben, welche der schwingenden System- Masse durch Reibung oder durch die bei dem Stoß abgegebene Verdichtungsenergie entzogen werden. Es kommt bei einer konstant zu haltenden Schwingwegamplitude also darauf an, bei jeder Schwingungsperiode der schwingenden System-Masse jene Energieportion wieder zuzuführen, die benötigt wird, um die vorgegebene Schwingwegamplitude aufrecht zu erhalten. Die Kraftentwicklung am Linearmotor muß dabei in ihrer Größe auch nicht einer durch die Schwingzeit bestimmten Zeitfunktion (z.B. Rechteck- oder Sinus-Funktion) folgen, da nur die (pro Periode) übertragene Energieportion entscheidend ist, wobei natürlich die Zeitpunkte für Anfang und Ende der Kraftentwicklung ebenfalls eine Rolle spielen und durch die Steuerung festgelegt werden müssen. Die Ansteuereinrichtung muß auch das Phänomen des Auftretens eines Phasenverschiebungswinkels γ und der sich bei fortschreitendem Verdichtungsvorgang selbsttätig einstellenden Änderung seines Wertes berücksichtigen können (Der Phasenverschiebungswinkel γ definiert das Winkelmaß, um welches die Schwingwegamplitude der Erregerkraftamplitude nacheilt), was übrigens auch für die einen hydraulischen Linearmotor beeinflussende Steuerung gilt. Da der Zeitpunkt der Messung der zu regelnden physikalischen Größe s, s1, s" oder f, f , f" , und der Zeitpunkt der Umsetzung des daraus durch einen Regelalgorithmus abgeleiteten Wertes für die Stellgröße y (zur Festlegung der Größe der nächsten zu übertragenden Energieportion) nicht identisch ist, müssen gemessene Werte und/oder abgeleitete Werte kurzzeitig zwischengespeichert werden.
Es ist vorteilhaft, den Schwingtisch in seiner dreidimensionalen Bewegungsfreiheit nicht ausschließlich durch die Systemfeder zu begrenzen, sondern zur Erzwingung einer gleich- gerichteten Beschleunigung aller Teile des Schwingtisches denselben durch eine einzige zentrale Linearführung gerade zu führen. Dabei hat die Linearführung, die optimalerweise eine zylindrische Führung ist, alle horizontalen Beschleunigungskräfte, die sich z.B. aus dem Stoß ergeben können, aufzunehmen. Auf eine derartige Linearführung kann bei Anwendung eines elektrischen Linearmotors auch verzichtet werden, wenn der in den Motoren vorhan- dene Luftspalt zwischen festem Teil und beweglichem Teil die horizontalen Abweichungen des Schwingtisches noch aufzunehmen vermag. Beim Einsatz eines hydraulischen Linear- motors und bei Verwendung von Hydraulikzylindern üblicher Bauart sollte auf eine Linearführung jedoch nicht verzichtet werden, es sei denn, daß Hydraulikzylinder und Linearführung durch entsprechende konstruktive Maßnahmen in einer Baueinheit integriert sind. Eine Linearführung hat nicht nur den Vorteil, daß für eine gleichmäßige Verteilung der Stoßbe- schleunigungen gesorgt ist, sondern er hat auch eine Verminderung des Formenverschleißes zur Folge.
Die besonderen Vorteile der Erfindung können wie folgt zusammengefaßt werden: Beseitigung oder Verminderung der erwähnten Nachteile der bezüglich der Schwingwegamplitude regelbaren Unwuchtvibratoren, verbunden mit einer Erhöhung der Qualität des Verdichtungsprozesses durch größere Reproduzierbarkeit des Ergebnisses bei der Umsetzung der kinetischen Schwingenergie in Verdichtungsenergie. Hohe erreichbare Schwingfrequenzen. Geringere notwendige Erregerleistung. Speziell beim Einsatz von Linearmotoren als Erregeraktuatoren wird die Erregerenergie auf direktem Wege in Verdichtungsenergie umgesetzt und es wird Energie eingespart durch Wegfall der Blindleistungen und der Lagerreibleistung. Kontinuierliche schnelle Verstellbarkeit der Verdichtungsfrequenz bei gleichzeitiger Regelung der Schwingwegamplituden.
Besondere Vorteile ergeben sich beim Einsatz eines elektrischen Linarmotors anstelle eines hydraulischen Linearmotors durch folgende Merkmale: Die elektrischen Linearmotorten arbeiten praktisch verschleißfrei. Die Entwicklung der Erregerkräfte ist besonders trägheitsarm durchführbar, weshalb diese Linearmotoren auch dynamischer und genauer regelbar sind. Der Kraftverlauf muß nicht, wie es bei dem hydraulischen Linearmotor sich praktisch durch die Verwendung von Servoventilen ergibt, sinoidisch sein. Bei dem Stoß des Schwingtisches gegen die Palette entstehen bei einem hydraulischen Linearmotor hohe schädliche Druckspitzen. Der elektrische Linearmotor ist in dieser Beziehung im Vorteil, weil die Kraftsprünge im elastischen Feld des Luftspalt wirksam sind und weil elektrische Stoßspannungen mit elektrischen Mitteln absorbiert werden können.
Die Erfindung wird anhand von 6 Zeichnungen näher erläutert. Fig. 1 zeigt in schematischer Weise eine Verdichtungseinrichtung der ersten Gattung, bei der der Schwingtisch bei jeder Schwingungsperiode einmal von unten gegen die Palette stößt. In Fig. 2 ist im oberen Teil der Zeichnung der gleiche Schwingtisch wie in Fig. 1 gezeigt, jedoch verbunden mit einer anderen Systemfeder, wobei das in Fig. 1 gezeigte untere Federsystem ausgetauscht ist gegen ein bezüglich der Federkonstante verstellbares Federsystem mit einer einzigen Blattfeder als federndes Element. Fig. 3 zeigt Details einer anderen Variante der Verdichtungseinrichtung nach Fig. 1, wobei es um zusätzliche zu- und abschaltbare Federelemente geht. In Fig. 4 werden andere Möglichkeiten der Weiterbildung einer Verdichtungseinrichtung nach Fig. 1 dargestellt. Fig. 5 zeigt ein Diagramm mit dem Verlauf der Schwingwegamplitude A über der Erregerfrequenz fN der System-Masse einer Verdichtungseinrichtung nach der Erfindung mit einer einzigen Eigenfrequenz zur Erläuterung von möglichen Amplituden- 5 Regelungen. In Fig. 6 wird ein Diagramm ähnlich wie das der Fig. 5 gezeigt, wobei der Vorteil einer zusätzlichen Eigenfrequenz des Schwingsystems erläutert wird.
In Fig. 1 ist 100 der Rahmen der Verdichtungseinrichtung, welcher auf dem Fundament 102 steht und durch welchen die von der Preßeinrichtung 104 und von der Erregereinrichtung
10 106 zu übertragenden Kräfte gegeneinander abgestützt werden. Der Rahmen kann in diesem Falle fest mit dem Fundament verbunden sein, was durch die Linien 190 symbolisch dargestellt ist, wobei jedoch bei kleiner Masse des Rahmens erhebliche Erregerkräfte auf das Fundament zu übertragen sind. Der in der Formausnehmung des Formkastens 108 eingeschlossene Formkörper 110 liegt mit seiner Unterseite auf einer Palette 112 auf. Die Pa-
15 lette selbst liegt auf einer am Rahmen 100 befestigten (und der Deutlichkeit halber durch Schraffur gekennzeichneten) Prall-Leiste 114 auf, welche mit Ausnehmungen 116 versehen ist, durch welche die Stoßleisten 118 des Schwingtisches 120 hindurch greifen und bei der Schwingbewegung des Schwingtisches nach Überwindung des Luftspaltes 122 gegen die Unterseite der Palette stoßen können. Der auf der Palette aufliegende Formkasten 108 wird 0 über Federn 124, welche sich über Nasen 126 gegen den Rahmen abstützen, fest auf die Oberseite der Palette 112 gepreßt. Auf diese Weise behält der Formkasten eine feste Verbindung mit der Palette auch in dem Falle, wo die Palette von den Stoßleisten 118 nach oben gestoßen wird und sich dabei von der Prall-Leiste 114 abheben kann. Der Formkasten könnte jedoch auch (durch eine nicht gezeigte Festspanneinrichtung) fest mit der Palette 5 verspannt sein. Der Schwingtisch 120 bildet mit seiner Masse den Hauptanteil der System- Masse des schwingfähigen Masse-Feder-Systems 140, dessen Schwingkräfte in erster Linie von der zugehörigen Systemfeder 142 aufgenommen bzw. erzeugt werden.
Die Systemfeder besteht aus einem oberen Federsystem 144, durch welches mindestens 30 ein Teil der bei der Aufwärts-Schwingbewegung maximal mitgeführten kinetischen Energie gespeichert wird und aus einem unteren Federsystem 146, durch welches der Hauptanteil der bei der Abwärts-Schwingbewegung maximal mitgeführten kinetischen Energie gespeichert wird. Das obere Federsystem 144 bzw. das untere Federsystem 146 besteht aus mehreren Federelementen 148 bzw. 150, welche bezüglich ihrer Federkonstanten auch verän- 5 derbar oder verstellbar sein können, was durch die Pfeile 152 symbolisch angedeutet ist. Die Federelemente 148 und 150 können als Druckfedern, Schubfedern, Torsionsfedern oder Biegefedern ausgebildet sein und sind im Falle der Fig. 1 derart gegeneinander ver- spannt, daß sie auch bei den größten durchzuführenden Schwingungsamplituden der System-Masse noch eine restliche Federverformung aufweisen. Die Kräfte der Federelemente 148 und 150 sind an den einen Enden zwischen Teilen des Rahmens 100 eingespannt und an den anderen Enden gegen ein Kraftanschlußteil 154 abgestützt, welches Teil eines Kraftübertragungsteiles 156 ist, mit dem die Kräfte des oberen und unteren Federsystems auf die System-Masse übertragen werden. Es ist vorteilhaft, die Kräfte der Federelemente des Federsystems wenigstens an jenen Enden, an welchen die Kräfte der Federn in die System-Masse übertragen werden, durch Druckkräfte und/oder Schubkräfte in die Kraftanschlußteile zu übertragen, da diese Stellen bezüglich der Betriebssicherheit und Dauerhaf- tigkeit kritische Stellen sind, welche bei Anschluß der Federelemente an die Kraftanschlußteile bei überwiegender Anwendung von Zugkräften an dieser Stelle schnell versagen.
Die Erregereinrichtung 106 umfaßt einen Erregeraktuator 170, bestehend aus einem mit dem Rahmen 100 verbundenen festen Aktuatorteil 172, einem mit der System-Masse ver- bundenen beweglichen Aktuatorteil 174 und einer Ansteuerungseinrichtung 196, welche auch einen Regler 198 mit beinhaltet. Mithilfe der Ansteuerungseinrichtung werden die Energieübertragungs-Mittel (elektrischer Strom oder hydraulischer Volumenstrom) derart geformt bzw. gesteuert, daß bei Anwendung einer vorgebbaren konstanten oder veränderbaren Erregerfrequenz durch das bewegliche Aktuatorteil 174 bei jeder Halbperiode oder Vollperiode der Schwingung Erregerkräfte und damit Erregerenergie-Portionen auf das Masse-Feder-System übertragen werden, wodurch dieses zur Durchführung von Schwingungen und zur Abgabe von Stoßenergie für den Verdichtungsvorgang gezwungen wird. Je nach Größe des eingestellten Luftspaltes 122, (der auch auf den Wert Null oder einen negativen Wert eingestellt sein kann) sind dabei die Schwingwegamplituden A mit einer derar- tigen Größe zu erzeugen, daß eine ausreichende Stoßenergie für die in an sich bekannter Weise stattfindende Verdichtung übertragen werden kann. Vorzugsweise soll die die übertragbare Verdichtungsenergie definierende physikalische Schwingungsgröße, z.B. die Schwingwegamplitude A, steuerbar oder regelbar sein, und zwar auch bei konstantgehaltener Schwingfrequenz.
Die Preßeinrichtung 104 umfaßt einen festen Teil 182, einen beweglichen Teil 184, an welchen die Preßplatte 180 angeschlossen ist und einen (zeichnerisch nicht dargestellten) Steuerungsteil zur Durchführung einer durch den Pfeil 186 angedeuteten vertikalen Verstellbewegung der Preßplatte. Die die Kräfte des oberen und unteren Federsystems aufnehmenden Teile des Rahmens 100 könnten auch zusammen mit den die Kräfte der Erregereinrichtung 106 aufnehmenden Teile des Rahmens von dem Rahmen 100 getrennt sein und zusammen auf einem von dem Fundament 102 getrennt vorhandenen, besonderen (nicht zeichnerisch dargestellten) Fundamentteil angeodnet sein, welches Fundamentteil in diesem Falle (als Dämpfungsmasse dienend) bevorzugt über (nicht zeichnerisch dargestellte) Isolationsfedern gegen das Fundament 102 abzustützen wäre. Die Erregereinrichtung 106 mit ihrem Erregeraktuator 170, von der gefordert wird, daß sie zusammen mit einer Ansteuereinrichtung auch bei konstant gehaltener Erregerfrequenz imstande sein muß, variable Energiemengen in das Schwingsystem zu übertragen, kann in unterschiedlichen Varianten ausgeführt sein. Der Erregeraktuator kann ein bezüglich des statischen Momentes regelbarer Unwucht-Richtvibrator sein oder ein bezüglich der umsetzbaren Erregerenergie-Portionen hydraulisch oder elektrisch betriebener Linearmotor sein. Zur Messung der zu regelnden Schwingwegamplitude A ist eine Meßeinrichtung vorgesehen, die aus einem fest mit dem Rahmen verbundenen Teil 192 und aus einem mit dem Schwingtisch verbundenen Teil 194 besteht. Das Signal der gemessenen Göße ist dem Regler 198 zur Verarbeitung zugeführt (nicht gezeichnet).
Es sind in dem oberen Federsystem 144 und/oder in dem unteren Federsystem 146 hydraulische oder mechanische Federn vorgesehen, deren Federkonstanten im einfachsten Falle konstant sind und mit denen eine resultierende Systemfeder gegeben ist, deren Eigenfrequenz an einer bestimmten Stelle, z.B. in der Mitte des Frequenzbereiches der Erregerfrequenz gelegen sein kann, wodurch an dieser Stelle eine Resonanzstelle gebildet ist. Obwohl an der Resonanzstelle der erfindungsgemäß auszunutzende Resonanzeffekt der Amplitudenverstärkung am größten ist, soll der Rersonanzeffekt in einem dann zwangsläufig gemäß der Resonanzkurve abgeschwächten Maße (bei der erfindungsgemäß auch vorgesehenen Möglichkeit des kontinuierlichen Durchfahrens der Erregerfrequenz durch einen vorgegebenen Frequenzbereich) auch oberhalb und/oder unterhalb der Resonanzstelle genutzt wer- den. Durch den Resonanzeffekt bedingt, erfolgt die Schwingbeschleunigung der System- Masse überwiegend unter Mitwirkung der Federkräfte bzw. unter Mitwirkung der in den Federn gespeicherten Energiemengen. Das hat den Vorteil, daß diese Kräfte und die ihnen zuzuordnenden Energiemengen nicht mehr von der Erregereinrichtung erzeugt werden müssen, was sich erheblich auf die Baugröße der Erregereinrichtung und auf die Größe der in dieser umgesetzten Verlustenergie auswirkt. Dabei muß im Idealfalle der Gleichheit von Erregerfrequenz und Eigenfrequenz von der Erregereinrichtung nur noch die dem Schwingsystem durch dessen Reibungsverluste und die dem Schwingsystem als Verdichtungsenergie entzogene Verlustenergie umgesetzt werden.
Man erkennt, daß es von großem Vorteil sein muß, wenn jeder Erregerfrequenz innerhalb des Frequenzbereiches der verstellbaren Erregerfrequenz eine Eigenfrequenz der Systemfeder zugeordnet werden könnte. Dieser Idealfall soll erfindungsgemäß mit einer kontinuier- lieh verstellbaren Eigenfrequenz der Systemfeder erreicht werden, wobei mit der Verstellung der Erregerfrequenz fE die Eigenfrequenz fN simultan mitverstellt werden kann unter Einhaltung eines beliebigen Wertes für η = fE / fN. Alternativ kann anstelle einer kontinuierlich verstellbaren Eigenfrequenz mit geringerem Aufwand auch eine schrittweise Verstellung der Eigenfrequenz in Frage kommen.
Die Federkonstante der Systemfeder ist immer als eine resultierende Federkonstante CR aufzufassen, welche sich aus den Federkonstanten aller an der Systemfeder beteiligten Federelemente ergibt. Die resultierende Federkonstante CR kann definiert werden dadurch, daß sie zusammen mit der System-Masse die resultierende Eigenfrequenz bestimmt. Bei einer schrittweisen Veränderung der resultierenden Federkonstante (während des Stillstandes oder während der Verdichtung) kann z.B. vorgesehen werden, daß eine oder mehrere Federn ständig voll im Einsatz bzw. eingeschaltet sind und daß zu diesen ständig eingeschalteten Federn stufenweise andere Federn zusätzlich mit in die Kraftübertragung der Schwingkräfte mit einbezogen werden. Dies kann z.B. dadurch geschehen, daß Federn unterschiedlicher Federkonstanten derart zugeschaltet werden, daß ihr Deformationsweg vollständig mit dem Schwingweg der System-Masse übereinstimmt, oder auch derart, daß ihr Deformationsweg nur einen vorherbestimmbaren und einstellbaren Anteil des Schwingweges der System-Masse ausmacht. Bei letzterem Falle handelt es sich dann um eine Ver- Stellung der "Progression" der Federkennlinie der resultierenden Federkonstanten. Beim Einsatz einer stufenweise verstellbaren oder mit veränderlicher Progression arbeitenden Systemfeder soll es gemäß der Erfindung auch möglich sein, die durch die Veränderungen der resultierenden Federkonstante hervorgerufene Veränderung der physikalischen Größen des schwingenden Systemes (z.B. Schwingwegamplitude A) mithilfe einer dafür speziell ausgestatteten Ansteuereinrichtung für die Erregereinrichtung über den Einflußparameter der zu- oder abzuführenden Erregerenergie im Sinne einer Konstanthaltung der physikalischen Größen wieder zu glätten oder auszuregeln. Eine zu- und abschaltbare Feder wird in Fig. 3 näher erläutert.
Sofern das untere oder obere Federsystem als ein bezüglich seiner resultierenden Federkonstanten verstellbares Federsystem ausgeführt wird und die resultierende Federkonstante des unteren oder oberen Federsystems durch mindestens eine nicht verstellbare und mindestens eine zuschaltbare verstellbare Feder bestimmt ist, kann damit unter Verminderung des Aufwandes erreicht werden, daß der Verstellbereich der Eigenfrequenz erst ab einer bestimmten Frequenz aufwärts beginnt. Dies ist für die Bedürfnisse der Praxis ausreichend, wo z.B. ein Verstellbereich der Eigenfrequenz etwa von 30 Hz bis 75 Hz vorgesehen werden kann. Ein verstellbares mechanisches Federelement wird nachfolgend in der Fig. 2 beschrieben. Ein verstellbares hydraulisches Federelement kann dadurch geschaffen werden, daß ein Federelement der Systemfeder verkörpert ist durch ein wenigstens teilweise in einem Zylin- derkörper durch einen Federkolben eingespanntes kompressibles Druckfluid-Volumen (Hydrauliköl) und daß die Federrate veränderbar ist durch eine Veränderung der Größe des Druckfluid-Volumens, entweder dadurch, daß die Größe des Druckfluid-Volumens gebildet ist durch mehrere voneinander durch schaltbare Sperrventile abtrennbare Unter-Volumina, oder dadurch, daß ein Teil des Druckfluid-Volumens eingespannt ist in einem Zylinder, des- sen Zylinderraum veränderbar ist durch einen in dem Zylinder nach vorgegebener Weise und bevorzugt kontinuierlich verschieblichen Kolben, wobei die Verschiebung des Kolbens z.B. durch einen Gewindespindel-Trieb durchgeführt wird.
Fig. 2 zeigt eine Variante des in Fig. 1 prinzipiell dargestellten schwingfähigen Masse-Feder- Systems mit der System-Masse und mit der hier andersartigen Systemfeder. Eine Erregereinrichtung ist der Einfachheit halber nicht dargestellt und man könnte sie sich in Form von zwei als Erregeraktuatoren dienenden Linearmotoren zusätzlich am Schwingtisch 120 angreifend vorstellen. Im oberen Teil der Fig. 2 sind die Bauteile, deren Bezugszeichen mit der Ziffer 1 beginnen, identisch mit den gleichnamigen Bauteilen in Fig. 1. Die die Schwingkräfte übertragenden Anschluß-Körper 202 könnten mit dem in Fig. 1 gezeigten Rahmen 100 identisch sein. Die Systemfeder verfügt in diesem Falle über ein oberes Federsystem 144, bestehend aus Druckfedern 124 und über ein unteres Federsystem 244, welches eine bezüglich ihrer Federkonstante verstellbare und überwiegend auf Biegung beanspruchte Blattfeder 282 aufweist. Die zwischen der Blattfeder 282 des unteren Federsystems und dem Schwingtisch 120 bei einer Schwingung der System-Masse in Richtung des Doppelpfeiles 230 bei einer Abwärts-Schwingbewegung auszutauschenden dynamischen Massenkräfte (bzw. Federkräfte) werden über den Schwingkraft-Stempel 280 geführt, welcher oben am Schwingtisch 120 befestigt ist und am unteren Ende eine Rundung aufweist, mit der er sich in die Rundung 284 der Blattfeder einschmiegt, wobei das untere Ende als ein Kraft- einleitungs-Element erster Art fungiert über welches die Massenkraft Fm unter ausschließlicher Erzeugung von Druckkräften an der Krafteinleitungsstelle 209 mittig in die Blattfeder eingeführt wird. Eine (vorzugsweise vorgesehen) auch bei den größten Schwingwegamplituden A noch vorhandene Vorspannung an den Federn 124 und an der Blattfeder 282 sorgt dafür, daß der Kontakt zwischen Schwingkraft-Stempel 280 und Blattfeder 282 niemals ver- lorengeht. Die bei der dynamischen Belastung der Blattfeder an dieser angreifenden Massenkräfte Fm werden auf die in gleichen Abständen L1 unterhalb der Blattfeder an den Krafteinleitungsstellen 211, 211' angeordneten rollenförmigen Krafteinleitungs-Elementen zweiter Art 210, 210' hälftig unter ausschließlicher Erzeugung von Druckkräften als Abstützkräfte Fa übertragen.
Die Haupt-Erstreckungsrichtung der Blattfeder ist durch den Doppelpfeil 240 symbolisiert. 5 Die rollenförmigen Krafteinleitungs-Elemente zweiter Art 210, 210' sind in Rollenträgern 212 und 212' gelagert. Die Doppelpfeile 216 und 216' deuten an, daß die Rollenträger in beiden Richtungen und übrigens auch unter der i pulsförmigen Belastung durch die Abstützkräfte Fa verschoben werden können. Bei ihrer Verschiebung ist es den Krafteinleitungs-Elemen- ten zweiter Art 210 und 210' auch gestattet, sich zu verdrehen, was durch die Doppelpfeile 10 218, 218' angedeutet ist.
Die Verschiebung der Rollenträger 212 und 212' in jeweils entgegengesetzten Richtungen wird synchron vorgenommen, was durch eine Gewindespindel 220 mit gegenläufigem Gewinde bewirkt wird. Die Gewindespindel 220 wird angetrieben von einer motorisch betriebe-
15 nen Antriebseinheit 222, die ihrerseits von einer (nicht dargestellten) Steuerung gesteuert wird. Mittels der Steuerung und der Antriebseinheit 222 können die Rollenträger 212, 212' und somit die Einleitungsstellen zweiter Art 211 , 211' für die Abstützkräfte Fa in beliebige vorbestimmbare Positionen gebracht werden, um z.B. die Abstände L1 oder L2 herzustellen. Die in die Stellungen L2 gebrachten Rollenträger sind durch Strichlinien angedeutet. Die 0 Abstände L1 und L2 beziehen sich auf die Einleitungsstelle erster Art 209. Es ist offensichtlich, daß mit den beliebig einstellbaren Positionen für die Einleitungsstellen zweiter Art 211, 211' (innerhalb bestimmter Grenzen) beliebig und auch kontinuierlich einstellbare Federkonstanten der Blattfeder verbunden sind.
5 Fig. 3 zeigt eine Variation der Verdichtungseinrichtung nach Fig. 1 , wobei zwei gleichartige Zusatz-Federsysteme 300 und 300' mit zusätzlichen zu- und abschaltbaren Federelementen dargestellt sind, welche zwischen dem Schwingtisch 120 und dem Fundament 102 kraftübertragend angeordnet sind. In einem Kraftübertragungsteil zweiter Art 302 sind zwei als Druckfedern ausgebildete und auch im abgeschalteten Zustand unter Druckspannung ste- 0 hende Federelemente 304 und 306 derart angeordnet, daß sie ihre Federkräfte auf ein unteres Kragteil eines Kraftübertragungsteils erster Art 308 übertragen. Das Kraftübertragungsteil erster Art ist über ein oberes Kragteil fest mit dem Schwingtisch verbunden und dazu bestimmt, die bei der Verformung der Federelemente entstehende resultierende Kraft auf den Schwingtisch zu übertragen. Das Kraftübertragungsteil zweiter Art 302 ist mit einem 5 Kolben 312 einer hydraulischen Schalteinrichtung 310 fest verbunden, wodurch es imstande ist, in Abhängigkeit vom Schaltzustand der Schalteinrichtung die bei der Verformung der Federelemente entstehende resultierende Kraft über den mit dem Fundament fest verbun- denen Zylinder 314 auf das Fundament 102 zu übertragen oder nicht zu übertragen. Der
Kolben 312 kann bei einem ersten Schaltzustand in dem Zylinder 314 auf und ab bewegt werden, nahezu ohne dabei eine Kraft zu übertragen, oder er kann bei einem zweiten
Schaltzustand in dem Zylinder durch das Fluidmedium fest eingespannt werden. Die Schalt- zustände der Schalteinrichtung 310 werden bestimmt durch die Stellung desNentiles 320. In der dargestellten Stellung sind die Zylinderräume 316 und 318 des Zylinders 314 über das
Ventil verbunden, so daß sich der Kolben in dem Zylinder ohne Zwangskräfte auf und ab bewegen kann. Bei einer zweiten Stellung des Ventils sind die Zylinderräume verschlossen, so daß die Kraft des Kraftübertragungsteiles zweiter Art 302 unmittelbar auf das Fundament übertragen wird.
In Fig. 4 werden andere Möglichkeiten der Weiterbildung der Erfindung dargestellt, wobei die unterschiedlichen Funktionen in der Verdichtungseinrichtung nach Fig. 1 angeordnet sein können und dabei einerseits mit dem Schwingtisch 120 und andererseits mit dem Rahmen 100 (oder dem Fundament 102) verbunden sind.
Der Schwingtisch 120 ist fest verbunden mit einem zentralen Führungszylinder 412, dessen Mittenachse durch den Schwingtisch-Schwerpunkt verläuft und der mit seinem Außenzylinder im Innenzylinder einer Zylinder-Gleitführung 414 frei beweglich ist. Dadurch ist eine Li- nearführung 410 gebildet, welche eine Zwangsführung des Schwingtisches zur Ausführung der Schwingbewegung auf einer geraden Linie nur in einer Doppelrichtung mit einem zentral und spiegelsymmetrisch am Schwingtisch angeordneten Führungsteil darstellt. Als Erregeraktuatoren sind zwei gleiche Linearmotoren 420 vorgesehen, die von einer nicht dargestellten speziellen Ansteuereinrichtung beaufschlagt werden können, so daß sie Erreger- kräfte in vertikaler Richtung erzeugen. Jeder Linearmotor 420 besteht aus einem feststehenden Motorteil 422 und einem beweglichen Motorteil 424, welche beide durch einen Luftspalt 426 getrennt sind. Das bewegliche Motorteil 424 ist über ein Trägerteil 428 fest mit dem Schwingtisch 120 verbunden, während das feststehende Motorteil 422 direkt an dem Rahmen 100 befestigt ist. Die bevorzugt als Dreiphasen-Wechselstrommotoren ausgebil- deten Linearmotoren 420 werden über die spezielle Ansteuereinrichtung derart angesteuert, daß eine physikalische Größe des Schwingungsverlaufes des Schwingtisches 120 oder der Form 108 (in Fig. 1) nach vorgegebenen Werten, und damit indirekt auch der Verlauf des Verdichtungsvorganges, gesteuert oder geregelt wird.
Mit 430 ist ein Federsystem wiedergegeben, welches zumindestens bei der Vorverdichtung, gegebenenfalls zusammen mit den in Fig. 1 gezeigten Federelementen 124, die Systemfeder darstellt. Diese Systemfeder entwickelt in diesem Falle mit ihrer speziellen, aus einem Elastomerwerkstoff hergestellten Schubfeder 434 Federkräfte in zwei Richtungen für die
Speicherung von in beiden Schwingrichtungen durch die System-Masse mitgeführten kinetischen Energiemengen. Die in diesem Falle als Hohlzylinder ausgeführte Schubfeder 434 ist außen mit einem Federring 432 und innen mit einem Zylinder 436 verbunden, weichletzterer an dem Führungszylinder 412 befestigt ist. Der Federring 432 ist kräftemäßig über zwei Halter 438 fest gegen die Dämpfungsmasse 450 abgestützt, wobei die Abstützung aber auch gegen das Fundament 102 oder den Rahmen 100 vorgenommen sein könnte. Man erkennt aus der Anordnung des Federsystems 430, daß dieses auch gleichzeitig die Aufgabe der Linearführung 410 mit übernehmen könnte. Mit anderen Worten: Ein Federsystem mit Schubfedern, welche Federkräfte in beiden Schwingrichtungen entwickeln können, kann auch gleichzeitig als Linearführung vorgesehen sein und die Funktion einer Zwangsführung zur Ausführung der Schwingbewegung des Schwingtisches in einer Doppelrichtung ausüben, sofern die Federkräfte mit einem zentral am Schwingtisch angeordneten Führungsteil übertragen werden.
Mit 440 ist eine zu- und abschaltbare Zusatzmasse bezeichnet, mit welcher die Größe der System-Masse verändert werden kann, um damit die Eigenfrequenz des Masse-Feder- Systems verändern zu können. Innerhalb der Zusatzmasse ist ein Hydraulikzylinder 442 untergebracht, in welchem sich ein Kolben 444 befindet, der fest mit dem Zylinder 436 und damit mit der System-Masse verbunden ist. Durch den Kolben werden im Hydraulikzylinder 442 zwei Verdrängungsräume gebildet, welche über ein schaltbares Ventil 446 einzeln abgesperrt oder miteinander verbunden werden können. Im Falle, daß die Verdrängungsräume miteinander verbunden sind, kann der Kolben 444 sich frei in dem Zylinder 442 auf und ab bewegen, ohne, daß die Zusatzmasse dabei mitbewegt würde. Falls die Verdrängungsräu- me einzeln abgesperrt sind, wird die Zusatzmasse 440 gezwungen, synchron mit der System-Masse mitzuschwingen. In diesem Falle werden die Federn 448 nur geringe Kräfte an die Dämpfungsmasse (oder das Fundament) übertragen, da sie als weiche Federn ausgebildet sind, welche die Zusatzmasse lediglich auf einer bestimmten Höhe zu halten haben, wenn sie nicht mitschwingend ist. Anders als in Fig. 1, wo die Systemfeder 142 kräftemäßig gegen den Rahmen 100 abgestützt ist, wird in Fig. 4 die Systemfeder 430 gegen eine besondere Dämpfungsmasse 450 abgestützt, die sich ihrerseits wieder über weich eingestellte Federn 452 gegen den Rahmen 100 bzw. das Fundament 102 abstützt. Mit dieser Maßnahme wird abhängig von der Dimensionierung der Zusatzmasse erreicht, daß die von der Systemfeder 432 abgeleiteten Schwingkräfte, die z.B. bei einer System-Masse von 1000 kg und einer Schwingwegamplitude von 1 mm bei 70 Hz Spitzenwerte von ca 20 Tonnen erreichen können, nur vermindert in das Fundament gelangen können. Fig. 5 zeigt ein Diagramm mit dem Verlauf der Schwingwegamplitude A über der Erregerfrequenz fN der System-Masse einer Verdichtungseinrichtung nach der Erfindung (z.B. Fig. 1) mit einer einzigen, bei etwa 70 Hz gelegenen Eigenfrequenz und mit einer bestimmten Dämpfung D1 für die Kurve K1. Es wird in diesem Diagramm eine sinusförmige Erregerkraft mit einer konstanten Erregerkraftamplitude über den gesamten Bereich der Erregerfrequenz vorgesehen. Mit der Dämpfung D1 sind die Reibungsverluste und die Energieverluste des schwingenden Systems durch die abgegebene Verdichtungsenergie berücksichtigt. Die Kurve K1 stellt die bekannte Resonanzkurve dar. Die Erregerkraft vermag im Bereich ganz ge- ringer Frequenzen eine Amplitude von A = 0,36 mm zu erzeugen. Im Bereich der Eigenfrequenz erzeugt die gleiche Erregerkraft eine Amplitude von A = 1,8 mm, was einer Amplitudenverstärkung (Resonanzverstärkung) von Φ = 5 entspricht. Wollte man die gleiche Amplitude von 1 ,8 mm bei niedrigeren Erregerfrequenzen, etwa bei 58 Hz erreichen, so müßte der Wert der Erregerkraftamplitude in diesem Falle etwa um den Faktor 1 ,8 vergrößert wer- den. Anhand der Fig. 5 sollen zwei unterschiedliche Methoden der Regelung der Amplitude A nach einem vorgegebenen Wert bei einer gegebenen Eigenfrequenz von 70 Hz gezeigt werden:
Bei einer ersten Methode (welche der in der Druckschrift DE 44 34679 A1 erwähnten Methode ähnlich ist, wobei dort jedoch nicht die Schwingwegamplitude A geregelt werden soll), wird die Krafterregung durch einen nicht bezüglich seines statischen Momentes regelbaren Unwucht-Richtvibrator vorgenommen, welcher mit einer nominellen Erregerfrequenz von 63 Hz arbeiten soll, wobei die dann entwickelten Fliehkräfte (die Erregerkraftamplitude wird = 100% gesetzt) eine Amplitude von A = 1,4 mm erzeugen (Punkt Q auf der Kurve K1). Bei einer Erhöhung der Erregerfrequenz von 63 Hz auf 70 Hz wird die Amplitude auf A = 1 ,8 mm gesteigert (und bei Verringerung der Erregerfrequenz auf 58 Hz könnte die Amplitude auf A = 1 mm abgesenkt werden). Wie man erkennen kann, beinhaltet diese erste Metode, daß man zwecks Veränderung der Amplitude A die Erregerfrequenz verändern muß. Umgekehrt verändert sich beim Durchfahren eines bestimmten Bereiches der Erregerfrequenz die Amplitude A automatisch.
Bei einer zweiten Methode wird die Krafterregung durch einen in seiner Erregerkraftamplitude regelbaren Linearmotor erzeugt, dessen Erregerfrequenz auf 63 Hz und dessen Erregerkraftamplitude auf 100% eingestellt ist. Die dabei erzielbare Schwingwegamplitude beträgt in diesem Falle ebenfalls A = 1,4 mm. Die Veränderung der Amplitude A wird hier jedoch dadurch erreicht, daß bei konstant gehaltener Erregerfrequenz (von 63 Hz) die Erregerkraftamplitude (a) verändert wird. Um die Amplitude A auf einen Wert von A = 1 ,8 mm einregeln zu können, muß die Erregerkraftamplitude (a) derart vergrößert werden, daß eine ganz an- dere Resonanzkurve K2 erzeugt wird, deren Schnittpunkt mit der 63 Hz-Linie den Wert von
A = 1,8 mm erreicht. Zwecks Einstellung einer Amplitude von A = 1 mm bei 63 Hz muß durch Verringerung der Erregerkraftamplitude (a) eine andersartige Resonanzkurve K3 erzeugt werden. Man erkennt, daß im Unterschied zur ersten Methode eine beliebig vorgebba- re Amplitude A unabhängig von der Erregerfrequenz erreicht werden kann. Gleichzeitig erlaubt die Anwendung der zweiten Methode es auch, die Erregerfrequenz innerhalb eines vorgegebenen Frequenzbereiches beliebig (auch kontinuierlich) nach einer vorgebbaren Zeitfunktion zu verändern und dabei zusätzlich auch beliebig vorgebbare Amplituden A zu erzeugen. Die zweite Methode ist diejenige, welche bei der vorliegenden Erfindung zum Einsatz gelangt. Beim Einsatz dieser zweiten Methode muß die periodische Erregerkraft nicht zwangsläufig einer Sinusfunktion folgend erzeugt werden. Entscheidend für die Erzeugung einer bestimmten Amplitude A bei einer vorgegebenen Dämpfung D ist die über die Erregereinrichtung pro Schwingungsperiode zugeführte Energiemenge. Der zeitliche Verlauf der Erregerkraft könnte dabei auch anstatt einer Sinusfunktion einer Rechteckfunktion fol- gen, wobei aus der pro Periode umgesetzten Energiemenge auf eine Ersatz-Erregerkraftamplitude (a*) bei sinusförmigem Verlauf der Erregerkraft rückgeschlossen werden kann.
Fig. 6 zeigt ein Diagramm ähnlich wie das der Fig. 5, worin die Kurve K1 der in Fig. 5 gezeigten Kurve K1 entspricht und ein Masse-Feder-System kennzeichnet, welches eine Ei- genfrequenz bei etwa 70 Hz aufweist. Eine zweite Kurve K4 repäsentiert die Resonanzkurve des gleichen Masse-Feder-Systems, bei welchem in diesem Falle jedoch die Eigenfrequenz (durch Verändern der resultierenden Federkonstanten der Systemfeder) auf einen anderen Wert von etwa 46 Hz umgeschaltet ist. Die Krafterregung des zugehörigen Masse-Feder- Systems soll wie bei der zweiten in Fig. 5 beschriebenen Methode durch Erzeugung der Erregerkraftamplitude (a oder a*) unter Einsatz eines regelbaren Linearmotors geschehen, wobei die Kraftbeaufschlagung des Erregeraktuators durch ein spezielles Ansteuergerät geregelt sein soll, wobei die umzusetzende Energiemenge auch zur Regelung eines vorgegebenen Wertes für die Amplitude A (unter der Voraussetzung einer geeigneten Meßeinrichtung zu Messung der Größe von A) beeinflußbar sein soll. Bei der Kurve K4 wurde eine gleiche Erregerkraftamplitude wie bei K1, jedoch ein im Vergleich zu D1 verdoppelter Dämpfungswert D4 angenommen. Infolge des geringeren Wertes der Federkonstante erzielt man bereits bei einer ganz geringen Erregerfrequenz eine Amplitude von A = 0,78 mm. Das Diagramm zeigt, daß bei Verwendung der Schwingeigenschaften beider Kurven über einen Bereich der Erregerfrequenz von 27 bis 78 Hz eine Schwingwegamplitude von 1,1 mm er- reicht werden kann. Das bedeutet im Vergleich zu der allein mit Kurve K1 gegebenen Möglichkeit eine Erweiterung desjenigen Frequenzbereiches, innerhalb dessen mindestens eine gleichgroße Amplitude eingestellt werden kann. Für die vorliegende Erfindung wird diese Erscheinung genutzt, indem bei einem Verdichtungsvorgang die Erregerfrequenz, die in diesem Falle identisch mit der Verdichtungsfrequenz ist, (beim Beispiel dieses Diagramms) von einem Wert von 27 Hz bis zu einem Wert von 78 Hz durchfahren wird, wobei die Amplitude durch die Regelung der pro Periode umzusetzenden Menge der Erregerenergie auf einen Wert von A = 1 mm geregelt werden kann. Bei einem Verdichtungsvorgang ändert sich in der Praxis der Dämpfungswert D laufend von einem höheren Wert (D4) zu einem niedrigeren Wert (D1). Während der Durchführung der Verdichtung bei laufend ansteigender Erregerfrequenz wird bei einer bestimmten Frequenz auf die der Eigenfrequenz von 70 Hz entsprechende Federkonstante umgeschaltet. Sofern die Eigenfrequenz in mehr als ei- nem Schritt, optimalerweise kontinuierlich, verstellt werden kann, kann das beschriebene Verfahren weiter optimiert werden, indem mit einer veränderten Erregerfrequenz die Eigenfrequenz ebenfalls mitverstellt wird, wobei gleichzeitig die Amplitude nach einem vorgegebenen Wert für A geregelt wird. Bei einem derartigen Verfahren könnte man die vorgegebenen Werte für A mit einer im Vergleich zur Schwingungserregung konventioneller Art be- deutend geringeren Erregerenergie erreichen..
Für alle Zeichnungen der Figuren 1 bis 4 gilt, daß feste Verbindungen zweier Bauteile durch strichpunktierte Linien symbolisch dargestellt sind.

Claims

Patentansprüche 22
1. Verdichtungseinrichtung zur Durchführung von Verdichtungsvorgängen mit einer Vorverdichtung und mit einer Hauptverdichtung an Formkörpern (110) aus kornförmigen Stoffen, wie z.B. trockener Betonmörtel, in Formen (108) , wobei die Formkörper mit ihrer Unterseite auf einer Palette (112) oder Grundplatte aufliegend und an ihrer Oberseite mit einer durch eine Preßkraft beaufschlagbaren Preßplatte (180) in Verbindung bringbar sind, und wobei mindestens ein Teil der gesamten Verdichtungsenergie von einem Schwingtisch (120) in die Formkörper einleitbar ist durch Stoßvorgänge, die durch Stöße des schwingenden Schwing- tisches von unten gegen die Palette erzeugt sind, gekennzeichnet durch die Kombination der folgenden Merkmale:
- Der Schwingtisch (120) ist Teil eines schwingfähigen Masse-Feder-Systems (140) mit einer Systemfeder (142), welche wenigstens für die nach abwärts gerichtete Schwingbewegung "hart" eingestellt ist und mit einer System-Masse, deren hauptsächlicher Massenanteil durch den Schwingtisch mit seinen angegliederten mitschwingenden Organen (156, 174) verkörpert ist,
- durch die Fähigkeit der Systemfeder zur Speicherung von Energie ist mindestens ein Teil der bei der Aufwärts-Schwingbewegung maximal mitgeführten kinetischen Energie durch die Systemfeder gespeichert und bei der Abwärts-Schwingbewegung ist der Hauptanteil der maximal mitgeführten kinetischen Energie der System-Masse durch "hart" eingestellte Federelemente (150) der Systemfeder gespeichert,
- durch die Kombination der Werte der resultierenden Federkonstante der Systemfeder und der System-Masse ist mindestens eine Eigenfrequenz des Masse-Feder-Systems einstellbar oder eingestellt, welche im Bereich der in der Praxis benutzten oberen Verdich- tungsfrequenz für die Vorverdichtung und/oder die Hauptverdichtung gelegen ist,
- das Masse-Feder-System (140) ist mittels einer mit periodischer Erregerkraft-Erzeugung arbeitenden Erregereinrichtung (106) zu erzwungenen Schwingbewegungen antreibbar mit wenigstens einer vorgebbaren Erregerfrequenz, welche eine Verdichtungsfrequenz für die Vorverdichtung oder die Hauptverdichtung ist, wobei die durch die Erregereinrichtung über- gebbare Erregerenergie durch eine Regeleinrichtung (196, 198) derart beeinflußbar ist, daß mindestens bei einem Leerlauf des Verdichtungssystems [ohne Formstoff (110) und ohne aufliegende Preßplatte (180)] oder mindestens beim Vorgang der Vorverdichtung (ohne auf dem Formstoff aufliegende Preßplatte) die physikalische Größe der oberen oder unteren Amplitude des Schwingweges s (A in Fig. 5 und 6) des Schwingtisches oder des Schwing- weges f der Form oder eine davon abgeleitete Größe der Schwinggeschwindigkeit oder Schwingbeschleunigung s', f oder s", f ' nach einem vorgebbaren Wert direkt oder indirekt geregelt oder gesteuert ist, - für die Erregereinrichtung (106) sind ein oder mehrere Erregeraktuatoren (172/174) vorgesehen, welche ausgebildet sind in Form von elektrischen Linearmotoren (422/424) oder in Form von hydraulischen Linearmotoren, oder in Form von bezüglich ihres statischen Momentes verstellbaren Unwuchtvibratoren, deren resultierende gerichtete Fliehkräfte wenig- stens um 20% kleiner sind als die an der System-Masse zur Durchführung der vorgesehenen Schwingwegamplituden bei vorgesehener maximaler Frequenz benötigten Beschleunigungskräfte.
2. Verdichtungseinrichtung nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, daß die die kineti- sehe Energie speichernden Federelemente der Systemfeder (430) aus Stahl oder einem dämpfungsarmen Elastomerwerkstoff (434) gefertigt sind oder verkörpert sind durch ein in einem Kompressionsraum fest eingeschlossenes flüssiges Medium, welches vorzugsweise ein Hydrauliköl ist,
3. Verdichtungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß an der federnden Wirkung der mit mechanischen Federelementen ausgerüsteten Systemfeder (142), bei einer Beteiligung oder bei einer Nichtbeteiligung der Preßplatte an der Übertragung von Verdichtungskräften, mitwirkend sind:
- ein oberes Federsystem (144) mit einem oder mehreren oberen, überwiegend auf Druck beanspruchten Federelementen (148), durch welche mindestens ein Teil der bei der Aufwärts-Schwingbewegung maximal mitgeführten kinetischen Energie der System-Masse kurzzeitig gespeichert ist und ein unteres Federsystem (146) mit einem oder mehreren unteren, überwiegend auf Druck beanspruchten Federelementen (150), durch welche der Hauptteil der bei der Abwärts-Schwingbewegung maximal mitgeführten kinetischen Energie der System-Masse kurzzeitig gespeichert ist, wobei die Kräfte des oberen und unteren Federsystems an der System-Masse angreifend sind,
- und/oder ein Federsystem (430) mit einem oder mehreren Federelementen (434), welche auf Biegung, Torsion oder Schub beansprucht sind, so daß durch das oder durch die gleichen Federelemente (434) sowohl mindestens ein Teil der bei der Aufwärts- Schwingbewegung maximal mitgeführten kinetischen Energie der System-Masse als auch der Hauptteil der bei der Abwärts-Schwingbewegung maximal mitgeführten kinetischen Energie der System-Masse gespeichert ist, wobei die bei der Energiespeicherung entwik- kelten Kräfte an der System-Masse angreifend sind.
4. Verdichtungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß ein Teil der bei der Abwärts-Schwingbewegung mitgeführten kinetischen Energie während der Durchführung des vorangegangenen Stoßvorganges speicherbar ist durch oben- liegende Federelemente (124), deren Federkräfte von oben auf die Palette (112) einwirkend sind, wobei in diesem Falle die obenliegenden Federelemente (124) Bestandteil des oberen Federsystems (144) sind.
5. Verdichtungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß ein verstellbares mechanisches Federelement eine auf Biegung beanspruchte Blattfeder (282) ist, daß eine federwirksame Federlänge (L1 , L2) zwischen einer Krafteinleitungsstelle (209) einer eingeleiteten Kraft Fm und einer Krafteinleitungsstelle (210, 210') einer abgestützten Kraft Fa = Fm / 2 definiert ist, und daß die Verstellung durch eine Variation der federwirksamen Federlänge (L1, L2), bevorzugt unter Benutzung eines motorischen Hilfsantriebs (222) bewirkt ist.
6. Verdichtungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß, wenn die Systemfeder mit einer hydraulischen Feder als Federelement ausgerüstet ist, diese verstellbar ist durch Veränderung des komprimierbaren Federvolumens in einem Kompressionsraum.
7. Verdichtungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß die durch die Erregereinrichtung (106) übergebbare Erregerenergie durch eine Rege- leinrichtung (198) derart beeinflußbar ist, daß alternativ zu dem oder zugleich mit dem Vorgang der Vorverdichtung auch beim Vorgang der Hauptverdichtung die physikalische Größe der oberen oder unteren Amplitude des Schwingweges s (A in Fig. 5 oder 6) des Schwingtisches (120) oder des Schwingweges f der Form oder eine davon abgeleitete Größe der Schwinggeschwindigkeit oder Schwingbeschleunigung s', f oder s", f" nach einem vorgeb- baren Wert geregelt ist.
8. Verdichtungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß eine physikalische Größe s, s', s" oder f, f , f ' bei unterschiedlich vorgebbaren konstanten oder variablen Erregerfrequenzen nach einem vorgebbaren konstanten oder variablen Wert geregelt ist.
9. Verdichtungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß der oder die als Erregeraktuatoren (170) vorgesehenen elektrischen Linearmotoren (170, 420) Wechselstrommotoren, vorzugsweise Dreiphasen- Wechselstrommotoren sind, welche mit Permanentmagnet-Erregung ausgerüstet oder als Asynchronmotoren ausgebildet sind und welche über ein feststehendes Motorteil (422) und ein linear bewegliches Motorteil (424) verfügen, und daß eine physikalische Größe s, s', s" oderf, f, f geregelt ist durch die variable Dosierung der bei einer Schwingungsperiode zugeführten oder abgeführten Energieportionen.
10. Verdichtungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet,
5 daß bei den als Dreiphasen-Wechselstrommotoren ausgebildeten Linearmotoren (170, 420) der Magnetisierungsstrom und der die Schubkraft bildende Strom als getrennte Komponenten einstellbar sind.
11. Verdichtungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, 10 daß die_elektrischen Linearmotoren Dreiphasen-Wechselstrommotoren sind mit einer speziellen Ansteuereinrichtung (196/198), welche ausgelegt ist für die Erzeugung von bestimmten und beeinflußbaren Erreger-Energieportionen pro Schwingungsperiode.
12. Verdichtungseinrichtung nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß durch die
15 spezielle Ansteuereinrichtung (196/198) für die elektrischen Linearmotoren (170, 420) alternativ oder gleichzeitig folgende Funktionen ausgeführt sind,
- durch die spezielle Ansteuereinrichtung (196/198) ist im Takte einer vorgebbaren Erregerfrequenz einmal oder zweimal innerhalb der Schwingungsperiode (von 360°) der Beginn und das Ende der Entwicklung der motorischen Erregerkraft sowie die Größe der motori-
20 sehen Erregerkraft bestimmt oder berechnet.
- durch die spezielle Ansteuereinrichtung (196/198) ist zwecks Beherrschung des Phänomens des Auftretens eines Phasenverschiebungswinkels γ und der sich unter dem Einfluß bestimmter Parameter selbsttätig einstellenden Änderung des Phasenverschiebungswinkels γ ein besonderer Algorithmus angewendet, durch welchen bewirkt ist, daß der gemessene
25 Wert der zu regelnden physikalischen Größe s, s', s" oder f, f, f" und/oder der daraus durch den Regelalgorithmus abgeleitete Wert für die Stellgröße y zur Festlegung der Größe der nächsten zu übertragenden Energieportion kurzzeitig zwischengespeichert ist.
13. Verdichtungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 12, dadurch gekennzeich- 30 net, daß neben der Einspeisung von Erregerenergie in das schwingfähige System über die
Erregeraktuatoren auch Energie aus dem schwingfähigen System zum Verzögern des Schwingungsvorganges nach einem überschießenden Regelungsvorgang oder zum schnellen Stillsetzen des Schwingungsvorganges entnehmbar ist.
35 14. Verdichtungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 13, dadurch gekennzeichnet, daß die mindestens eine einstellbare oder eingestellte Eigenfrequenz des Masse-Feder- Systems nicht größer als ca. 30% der in der Praxis benutzten oberen Verdichtungsfrequenz für die Vorverdichtung oder die Hauptverdichtung ist und/oder daß die mindestens eine einstellbare oder eingestellte Eigenfrequenz des Masse-Feder-Systems oberhalb eines Wertes von ca. 30 Hz gelegen ist. 5
15. Verdichtungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 14, dadurch gekennzeichnet, daß bei der Anwendung von elektrischen oder hydraulischen Linearmotoren (420) als Erregeraktuatoren der Schwingtisch (120) in seiner Schwingbewegung durch eine einzige zentrale Linearführung (410) zwangsgeführt ist zur Aufnahme von Horizontalkräften am
10 Schwingtisch und zur Gewährleistung einer gleichgerichteten Beschleunigung an allen Teilen des Schwingtisches.
16. Verdichtungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 15, dadurch gekennzeichnet, daß zwecks Verstellung der Eigenfrequenz des schwingfähigen Masse-Feder-Systems eine
15 oder mehrere Zusatzmassen (440) an die System-Masse durch einen Schaltvorgang an- und abschaltbar sind, derart, daß bei angeschalteter Zusatzmasse dieselbe zusammen mit der System-Masse synchron mitschwingend ist, wobei es bevorzugt ist, daß der Schaltvorgang unter Benutzung eines hydraulisch betätigten Bauelements (442/444) durchgeführt ist.
20 17. Verdichtungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 16, dadurch gekennzeichnet, daß zwecks Veränderung der resultierenden Federkonstante des Federsystems die Mitwirkung von einem oder mehreren Federelementen (304/306) bei dem Vorgang der Speicherung der Schwingenergie zu- oder abschaltbar ist, wobei die zu schaltenden Federelemente mit einem ersten Kraftübertragungsteil (308) fest verbunden sind, mit welchem die Feder-
25 kraft an die System-Masse übertragen ist und mit einem zweiten Kraftübertragungsteil (302) verbunden sind, mit welchem die Federkraft an das Fundament (102) oder an eine besondere Dämpfungsmasse (450) übertragen ist, wobei das zweite Kraftübertragungsteil durch einen Schaltvorgang einer mit mechanischen oder hydraulischen Mitteln arbeitenden Schalteinrichtung (310) mit dem Fundament oder mit der Dämpfungsmasse koppelbar ist, und wo-
30 bei bei Verwendung von einem oder von mehreren schaltbaren zweiten Kraftübertragungsteilen auch eine Veränderung der resultierenden Federkonstante des Federsystems in einem oder in mehreren Schritten bei unterschiedlichen Erregerfrequenzen durchgeführt ist.
18. Verdichtungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 17, dadurch gekennzeichnet, 35 daß zwecks Veränderung der resultierenden Federkonstante des Federsystems ein oder mehrere Federelemente (150, 282) bezüglich ihrer eigenen Federkonstanten kontinuierlich oder in Schritten verstellbar sind.
19. Verdichtungseinrichtung nach einem der Ansprüche 16 bis 18, dadurch gekennzeichnet, daß während des Durchfahrens eines Bereiches der Erregerfrequenz bei der Verdichtung entweder bei schrittweiser Verstellbarkeit der Eigenfrequenz des Masse-Feder-Systems die Verstellung in Schritten bei einer oder bei mehreren vorgebbaren zugeordneten Erregerfrequenzen erfolgt ist oder bei einer kontinuierlichen Verstellbarkeit der Eigenfrequenz die Verstellung der Eigenfrequenz simultan mit der Verstellung der Erregerfrequenz erfolgt ist.
20. Verdichtungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 19, dadurch gekennzeichnet, daß die Systemfeder des Masse-Feder-Systems kraftübertragend und steif mit einer
Dämpfungsmasse (450) zwecks Übertragung der dynamischen Federkräfte auf diese verbunden ist, deren Masse mindestens 20 mal größer als die System-Masse ist, wobei die Dämpfungsmasse entweder Teil des Fundamentes ist, mit dem der Rahmen der Verdichtungseinrichtung ebenfalls kraftübertragend verbunden ist, oder auch eine eigene Masse darstellt, die bevorzugt über Isolationsfedern (452) weich gegen das Fundament abgestützt ist.
21. Verdichtungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 20, dadurch gekennzeichnet, daß die Erregereinrichtung als Erregeraktuator einen oder mehrere Rotationsmotoren mit einem angeschlossenen Bewegungsumformungs-Getriebe zur Erzeugung einer aus der Rotationsbewegung abgeleiteten linearen Erregerbewegung umfaßt, wobei, wenn wenigstens zwei Rotationsmotoren vorgesehen sind, diese derart mit einem gemeinsamen Bewegungsumformungs-Getriebe verbunden sind, daß infolge einer Verstellung des relativen Drehwinkels beider Motoren eine resultierende, in ihrem Bewegungshub verstellbare Ab- triebsbewegung erzeugt ist.
22. Verdichtungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 21, dadurch gekennzeichnet, daß für die Erregereinrichtung als Erregeraktuator ein bezüglich der Drehzahl, nicht jedoch bezüglich seines statischen Momentes regelbarer Unwuchtvibrator vorgesehen ist, und daß durch eine Regeleinrichtung die physikalische Größe der oberen oder unteren Amplitude des Schwingweges s des Schwingtisches oder des Schwingweges f der Form oder einer davon abgeleiteten Größe der Schwinggeschwindigkeit oder Schwingbeschleunigung s', f oder s", f" nach einem vorgebbaren Wert geregelt ist, dadurch, daß die durch die Erregereinrichtung übergebene überschüssige Erregerenergie dem schwingfähigen Masse-Feder-System durch eine von der Regeleinrichtung beeinflußte Dämpfungseinrichtung entzogen ist, wobei die entzogene Energie über die Schwingbewegung des Masse- Feder-Systems übertragen ist und wobei die Dämpfungseinrichtung beispielsweise hydraulisch mit einer Umwandlung von Bewegungsenergie in Wärmeenergie arbeitend ist.
23. Verdichtungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 22, dadurch gekennzeich- net, daß ein Meßsystem (192/194) vorgesehen ist, mit welchem die Istwerte der zu regelnden physikalische Größen s, s', s" oder f, f , f ' ermittelt sind.
24. Verdichtungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 23, dadurch gekennzeichnet, daß die Verdichtungseinrichtung zur Durchführung von Verdichtungsvorgängen vorgesehen ist, die zumindestens bei einer Vorverdichtung ausgeführt sind, bei welcher der Formkörper (110) nicht in Verbindung mit der Preßplatte (180) bringbar ist.
25. Verdichtungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 24, dadurch gekennzeich- net, daß die Systemfeder des Schwingtisch für beide Schwingrichtungen hart eingestellt ist.
26. Verdichtungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 25, dadurch gekennzeichnet, daß hydraulische Linearmotoren nur unter der Bedingung vorgesehen sind, sofern gleichzeitig eine Zwangsführung zur Ausführung der Schwingbewegung des Schwing- tisches in einer Doppelrichtung mit einem zentral am Schwingtisch angeordneten Führungsteil vorgesehen ist.
27. Verfahren zur Durchführung von Verdichtungsvorgängen an Formkörpern (110) aus kornförmigen Stoffen (wie z.B. trockener Betonmörtel) in Formen (108), wobei die Formkör- per mit ihrer Unterseite auf einer Palette (112) aufliegend und an ihrer Oberseite mit einer durch eine Preßkraft beaufschlagbaren Preßplatte (180) in Verbindung bringbar sind, und wobei mindestens ein Teil der gesamten Verdichtungsenergie von einem Schwingtisch (120) in die Formkörper eingeleitet ist durch Stoßvorgänge, die durch Stöße des schwingenden Schwingtisches von unten gegen die Palette (112) erzeugt werden, unter Anwendung einer Verdichtungseinrichtung nach einem der voranstehenden Patentansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß bei der Durchführung des Verdichtungsvorganges die Schwingungserregung durch die Erregereinrichtung mit dem Durchfahren eines vorgegebenen Bereiches der Erregerfrequenz mit ansteigenden Werten für die Erregerfrequenz erfolgt.
28. Verfahren nach Anspruch 26, dadurch gekennzeichnet, daß während des Durchfahrens des Frequenzbereiches der Erregerfrequenz eine Veränderung der Eigenfrequenz erfolgt, dadurch, daß eine Verstellung des Wertes der Federkonstanten der Systemfeder (142) und/oder eine Verstellung des Wertes der System-Masse (440) durchgeführt wird.
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