WO2002038365A1 - Verfahren und vorrichtung zum verdichten von kornförmigen stoffen - Google Patents

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WO2002038365A1 PCT/DE2001/004191 DE0104191W WO0238365A1 WO 2002038365 A1 WO2002038365 A1 WO 2002038365A1 DE 0104191 W DE0104191 W DE 0104191W WO 0238365 A1 WO0238365 A1 WO 0238365A1
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Hubert Bald
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GEDIB Ingenieurbüro und Innovationsberatung GmbH
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    • B06B1/10—Methods or apparatus for generating mechanical vibrations of infrasonic, sonic, or ultrasonic frequency making use of mechanical energy
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    • B30B11/022—Presses specially adapted for forming shaped articles from material in particulate or plastic state, e.g. briquetting presses, tabletting presses using a ram exerting pressure on the material in a moulding space whereby the material is subjected to vibrations

Definitions

  • the invention relates to a method and an apparatus for compacting granular substances. Compression processes are primarily affected here, in which the granular substances are molded into finished products in molded boxes, e.g. for the production of concrete blocks in concrete block machines. However, compaction can also involve compaction of soils consisting of granular substances, e.g. Trade road surfaces.
  • the invention relates particularly to those methods in which vibrators with an oscillatable mass-spring system are used for carrying out compaction work, the working frequency of the vibrators being close to the natural frequency of the mass-spring system.
  • the mass-spring systems are excited by an exciter which can be adjusted in frequency in order to carry out forced vibrations, the exciter generating periodic portions of excitation energy which can preferably be influenced in size.
  • an exciter which can be adjusted in frequency in order to carry out forced vibrations, the exciter generating periodic portions of excitation energy which can preferably be influenced in size.
  • a certain frequency range is adjusted in steps or continuously during a compaction process in the process in question here in order to be able to excite different natural frequencies of the granular mass components in the mass to be compacted.
  • the excitation frequency comes close to the natural frequency of the mass-spring system determined by the stored spring energy (determined, for example, by the spring rate "c") and the (resonating) mass "m", it depends on the Size of the existing damping "D" while the size of the excitation force amplitude of the exciter remains the same in order to express particularly large values of vibration travel amplitudes "A” and vibration acceleration amplitudes. [There is a resonance if the natural frequency and the excitation frequency match (resonance point).
  • Curves that can be calculated and recorded as a function of the increase in the oscillation path amplitude A with reference to the static deformation of the spring as a result of the applied excitation force amplitude as a function of the damping D and of the excitation frequency f are also called “resonance curves" ( see also Fig. 1b).
  • the usable effect of increasing the oscillation path amplitude is not limited to the resonance point, but can deviate from the resonance frequency f 0 by significant amounts up and down]. Since high vibration accelerations are desired in such compression processes, the resonance effect is also used, as is the case, for example, in the Do- document of EP 0 870 585 A1. Since the vibrators involved are also provided for working with or in the vicinity of a natural frequency in the methods in question in connection with the present invention and thus also exploit the resonance effect, these vibrators are referred to below as resonance vibrators.
  • the excitation frequency f E travels through a certain frequency range ⁇ f during a compression process, the natural frequency being reached, which is predetermined or co-determined by the spring rate c of the spring of the mass-spring system, in which case the spring is designed as a hydraulic spring (using a compressible hydraulic medium).
  • the spring rate c defined by the volume of the compressible medium in this method should also be changeable, namely according to column 2, lines 25 to 30, obviously for the purpose of adapting the method to the differently large material masses occurring in products to be compressed differently.
  • the material masses significantly influence the value of the total resonant mass m.
  • excitation frequency f E oscillation frequency
  • the advantage that can be achieved by means of the invention is, in addition to the possible achievement of maximum accelerations by the resonance effect at all points of the frequency range .DELTA.f, also in the following case: If it does not matter, a maximum possible vibration path amplitude A max (which corresponds to a maximum possible acceleration amplitude), but if it matters, while passing through a range of the excitation frequency f E (by regulating the power emitted by the exciter) a prescribed oscillation path amplitude AR less than the maximum possible Driving vibration amplitude (AR ⁇ A max ), you can take advantage of the fact that you have to apply a significantly smaller excitation power WE at all points of the frequency range.
  • FIG. 1 shows the principle of a vibration system with a mass and two springs in an abstract manner with sub-figure 1a and a diagram with sub-figure 1b with which the principle of the method of shifting the resonance curves over a certain frequency range is illustrated.
  • springs which are adjustable in terms of their spring rate are shown in a schematic manner and are designed as leaf springs or as oil springs.
  • 4 shows the generation of an additional force Fz influencing the oscillating movements using a pressure accumulator.
  • Fig. 1a an oscillatable mass-spring system is shown, as it could be used in a resonance vibrator used to carry out the method according to the invention.
  • the system mass "m" which vibrates in the direction of the double arrow 102 is symbolized by a rectangle 100. It is supported against a frame 104 by two springs, namely via an upper spring 106 with the spring rate d and via a lower spring 108 with the spring rate c2.
  • the rectangle 100 symbolizing the mass m is drawn in two positions which characterize the reversing positions of the oscillating movement.
  • the position 2A of the upper line 110 indicates the sum 2A of both vibration path amplitudes A.
  • the middle position is assumed when the upper line 110 is in the position 112.
  • the exciter actuator of an exciter that is always necessary is symbolized by the double arrow 114 and the size Fe is intended to identify the force amplitude of a harmonic force excitation which acts on the mass m.
  • the spring 108 could in one case be a tension-compression spring and the spring 106 could be a tension-compression spring. If one imagines that when a middle position of the mass m (line 112) is assumed, the two springs of the same type are under a pressure preload, such that both are compressed in this position by a deformation path greater than the distance of the vibration path amplitude A. , in this case the lower spring 108 could be a compression spring which is subjected to high pressure and the upper spring 106 could be a compression spring which is only subjected to low pressure. Both assumed cases result in the same oscillatory system.
  • the quantity Fm symbolizes a mass force which is effective between the oscillating mass m and the spring 108 and the quantity Fa symbolizes a supporting force via which the spring 108 e.g. supported against the frame via another connector (not shown).
  • the natural frequency f N for the mass-spring system shown results from a formula known to the person skilled in the art from the values of the mass m and the resulting spring rate c R.
  • the resulting spring rate c R can be calculated taking into account the individual spring rates of all springs involved in the vibration in an energy-storing manner (there may also be more than the two springs shown), in the case of the vibration system according to FIG. 1a from the sum of d + c2 ,
  • the vibration system shown in Fig. 1a becomes a resonance vibrator if it is ensured that the excitation frequency f E of the indicated exciter works at least in the vicinity of the natural frequency f N or exactly in accordance with this.
  • damping D symbolizing the double arrow D in FIG. 1a
  • the method according to the invention works with a resonance vibrator with a variable resulting natural frequency f, the change in the resulting natural frequency f N being able to be brought about, inter alia, by changing the resulting spring rate c R of the oscillatable system.
  • the resulting spring rate c R can also be changed by changing the spring rate of only a single spring, which is also preferred in the interest of little effort.
  • the one-mass spring oscillator shown would also be operable in the sense of the invention with the aid of a different kind of spring equipment or with the help of a different kind of participation of acceleration forces (and deceleration forces) for the implementation of forced vibrations:
  • acceleration forces and deceleration forces
  • Fz additional force
  • the additional force Fz identified by the double arrow should also be able to symbolize two individual, different additional forces that are used, one additional force Fz1 acting in one direction and another additional force Fz2 acting in the other direction. Both additional forces can be used together or only on their own.
  • the additional forces Fz should preferably be forces of substantially constant size or only slightly variable in size when they act on the oscillating movement, such as can be generated hydraulically when using a hydraulic pressure accumulator (see also explanation of FIG. 4). If, for example, in the event that the spring 108 is a spring that can only be subjected to pressure, an additional force Fz is used, which during the upper half oscillation (movement of the line 110 above the central position 112) only from above downwards to the mass m with in of approximately constant size, the use of the additional force Fz thus has an effect as if the gravitational acceleration acting on the mass m were increased.
  • the additional force Fz influences the execution time of the upper half-oscillation and thus the execution time of the entire oscillation period and also the resulting natural frequency f N. If, then, which is preferred when it is used, the additional force Fz during the compression tion process is continuously changed in size while driving through the frequency range ⁇ f, the resulting natural frequency f N is thus influenced, as if the spring rate c2 of the compression spring were continuously adjusted.
  • Fig. 1b serves to illustrate the procedural part of the invention and shows a diagram with the excitation frequency f E as the abscissa variable and with the vibration amplitude A as a function of f E with three resonance curves K1, K2 and K3.
  • the maximum values A2 of the oscillation path amplitudes A assigned to the different frequency values f1, f2 and f3 are intended to express that the resonance vibrator has at least the three corresponding natural frequencies f 1, f2 and f3.
  • the maximum oscillation travel amplitudes A2 of the three curves shown in the same size in FIG. 1b are to be deliberately generated in this size by corresponding influencing (regulation) of the exciter involved, but in principle they could also have different values.
  • Each curve represents an oscillation path amplitude curve that is generated over the entire functional range of the excitation frequency f E by a force amplitude AF of a constant magnitude of a harmonic excitation force generated by the exciter.
  • K3 which could represent, for example with f3, that natural frequency f N which, in the method according to EP 0 870 585 A1, is the only natural frequency f N when passing through a frequency range (for example ⁇ f in FIG.
  • the adjustable natural frequency f N (as an independent variable) is adjusted according to a predefined sequence function and the adjustable excitation frequency f E is dependent on the predefined sequence as a dependent (as a dependent variable).
  • the invention also provides, inter alia, an adjustment of the resulting spring rate c R of the resulting spring of the system and / or one Adjustment of the additional force Fz. If use is made of the adjustment of the resulting spring rate c R , different device-based solutions come into question which are based on the possible spring principles.
  • the devices described below with reference to FIGS. 2 and 3 of an adjustable mechanical spring or an adjustable hydraulic spring for adjusting the resulting spring rate c R of the resulting spring of the mass-spring system show adjustable springs, which in FIG. 1a show the spring 108 or could represent 106 + 108.
  • Suitable materials for adjustable mechanical springs include metal materials, elastomer materials and also fiber composite materials, whereby the spring elements can be subjected to tensile / compressive stresses, bending stresses as well as torsional stresses.
  • spring adjustment systems which serve to adjust the natural frequency f N
  • spring adjustment systems with which the vibration energy which can be stored in the springs and is derived from the kinetic energy can be changed in general.
  • a spring in the case of a mechanical spring which is adjustable with respect to the spring rate, a spring can be deformed by two types of forces which are introduced into the spring from the outside, namely by mass forces Fm, which are effective between the oscillating mass m and the spring element, and by support forces Fa, by means of which the spring element is supported against another connecting part.
  • mass forces Fm which are effective between the oscillating mass m and the spring element
  • support forces Fa by means of which the spring element is supported against another connecting part.
  • the spring-effective length L of the spring element which spring-effective length L is determined by that length of the spring element in which the material tensions are built up and broken down, with which tensions the spring energy is stored.
  • the spring-effective spring volume V of the spring element the spring-effective spring volume V being determined by the spring volume in which the material tensions are built up and broken down, with which tensions the spring energy is stored.
  • the spring-effective length L or the spring-effective volume V is changed by changing the distance L between the point of introduction of the inertial forces and the supporting forces on an imaginary line in the main direction of extension of the leaf spring, it being for the Leaf spring gives two possibilities of spring loading: a) In principle B1 of the leaf spring clamped at one end and freely movable at one end, there is a point for the introduction of one type of external forces (e.g. mass forces) and a point for the introduction of other type of forces introduced from the outside (eg supporting forces). b) In principle B2 of the leaf spring, which can move freely at both ends (Fig. 2), there is one point for the introduction of one type of external forces (e.g. mass forces) and two points for the introduction of the other type of external forces ( support forces) provided.
  • a spring subjected to torsion e.g. a torsion bar spring
  • the mass forces Fm are replaced by mass force torques Mm and the support forces Fa are replaced by support force torques Ma and the spring-effective length L or the spring-effective volume V is changed by the fact that on an imaginary line in the main extension -Direction of the torsion bar, the distance L between the point of introduction of the mass force torques Mm and the support force torques Ma is changed, whereby there are two possibilities of torque initiation for the torsion bar spring:
  • At at least one point of introduction of one type of externally introduced forces or torques on a spring of type B1 or T1 and at least two points of introduction of one type of externally introduced forces or torques on a spring of type B2 or T2 are adjustable force introduction -Elements are provided which (preferably also during the implementation of vibrations of the resonance vibrator) can be shifted or shifted in a direction towards or in a direction away from the at least one introduction point of the other type of forces or torques introduced from the outside.
  • the adjustable force application elements are naturally supported against a corresponding support member in their possible displacement or displacement, with which the spring-effective length L or the spring-effective volume V is effected for the purpose of changing the spring rate c of the spring.
  • the displacement or displacement of the required one or the two adjustable force introduction elements required is best accomplished by a translatory or rotary adjustment actuator in a manner that can be predetermined with respect to the displacement distance. If the adjustment actuator is moved by a motor (that is, using an auxiliary person), it should preferably be possible to carry out the displacement of the force introduction elements by an assigned control in a predeterminable manner (for example: programmable) in order to set a predetermined natural frequency f N ,
  • a resonance vibrator according to the invention can be operated with only a single spring which can be loaded in two directions (for example an adjustable elastomer spring) or else with two Springs that take over the storage of the spring energy at different directions of vibration (e.g. two leaf springs).
  • two springs are used to store the spring energy in different vibration directions
  • the following variants can be used: Of the two springs used, only one spring needs to be designed as an adjustable spring rate, since this is also the way Natural frequency f N (when performing a vibration with an asymmetrical waveform per period) can be varied.
  • the unloaded spring is loaded in a reverse direction, or that the force connection between the oscillating mass of the spring system and a spring is interrupted, the springs of the mass-spring are provided -Bias system against each other such that even with the largest intended swing path amplitude A, there is no load on the springs in the reverse direction or an interruption of the force connection between the oscillating mass of the springs on any of the springs after delivery of the stored kinetic energy of the oscillating mass Spring system and a spring comes.
  • a fiber composite material e.g. to use a carbon fiber composite material or a glass fiber composite material, since when using such a composite material with a comparable size, a significantly higher energy density and willingness to deform can be achieved compared to a metallic material.
  • the mass-spring system consists of the upper (non-adjustable) spring 204 (which is of secondary interest for further considerations), the mass m and the leaf spring 206.
  • the mass m the direction of oscillation of which is symbolized by the double arrow 230 , has on the underside an extension 208, which acts as a force introduction element and introduces the mass force Fm into the leaf spring in the middle at the only one introduction point 209 of the first type.
  • the leaf spring is supported at two initiation points of the second type 211, 211 'via the support forces Fa against roller-shaped force introduction elements 210 and 210', which in turn transmit their forces to associated roller supports 212 and 212 ', the latter finally being supported forcefully against the support member 202 ,
  • the main direction of extension of the leaf spring is symbolized by the double arrow 240.
  • the double arrows 216 and 216 ' indicate that the roller carriers 212 and 212' can be moved in both directions and, incidentally, also under the pulsed load by the supporting forces Fa. When they are displaced, the force introduction elements 210 and 210 'are also permitted to twist, which is indicated by the double arrows 218, 218'.
  • the displacement of the roller carriers 212 and 212 'in both directions is carried out synchronously, which is brought about by a threaded spindle 220 with an opposite thread.
  • the threaded spindle 220 is driven by a motor-driven drive unit 222, which in turn is controlled by a controller (not shown).
  • the roller carriers 212, 212 'and thus the introduction points of the second type 211, 21 T for the support forces Fa can be brought into any predeterminable positions, for example to produce the distances L1 or L2.
  • the roller carriers brought into position L2 are indicated by dashed lines.
  • the distances L1 and L2 relate to the introduction point of the first type 209.
  • any adjustable spring rates of the leaf spring are associated with the positions which can be set as desired for the introduction points second type 211, 211 '(within certain limits).
  • the excitation force acting on the mass m is designated Fe and is generated by an exciter actuator (not shown).
  • FIG. 3 shows a hydraulic spring 300 which is adjustable with regard to its spring rate, in which the dynamic mass force Fm derived from the mass m of the mass-spring system is introduced into a spring piston 302 which is arranged in a compression housing 308, which is caused by the Double arrow 306 is symbolized.
  • the piston acts against a compressible hydraulic medium 310, which is enclosed in a compression space 326 between the compression housing 308 and an adjusting piston 312 and which acts as a spring due to the compression caused by the spring piston.
  • the spring rate of the hydraulic spring is defined by the size of the volume of the compressible medium.
  • the mass force Fm which is also to be transmitted through the compression housing 308, generates as a reaction force a support force Fa with which the compression housing is supported against a support member 304.
  • the hydraulic spring 300 could be installed in place of the spring 108 in FIG. 1a.
  • the adjusting piston 312 is accommodated, which is non-rotatably connected to the piston rod 320.
  • the piston rod has an external thread 322 on part of its surface, which engages with an internal thread 324 in the compression housing.
  • the adjusting piston 312 is simultaneously rotated and translated (the latter indicated by the double arrow 316) and thus also the size of the compression space 326 is adjusted.
  • the rotation of the piston rod 320 is effected by an adjusting motor 330, into which the piston rod 320 is inserted and in which it is also axially supported.
  • the housing 338 of the motor is displaced translationally, with its underside sliding on a sliding surface 336 of the compression housing.
  • the underside and sliding surface simultaneously form a straight guide, with which rotation of the housing 338 is prevented.
  • the compression space 326 is connected via a line to a pump P which can be driven by a motor M.
  • the pump P can either deliver a hydraulic volume from a tank T into the compression space 326 or vice versa from the compression space into the tank.
  • the spring rate of the hydraulic spring is adjusted by changing the size of the volume of the compressible hydraulic medium 310 as follows: Simultaneously with an adjustment of the size of the compression space 326 by means of the adjusting piston 312, the volume of the hydraulic medium 310 is also increased or decreased made by the pump P.
  • the synchronous course of both functions is ensured by a corresponding control of the adjusting motor 330 and the pump motor M. Both synchronously running functions can also be carried out during the compression process, which is facilitated or made possible in that the pressure in the compression space 326 once reaches a minimum in each oscillation period.
  • a displacer housing 402 contains a cylinder space 404 in which a separating piston 406 is slidably housed.
  • a compressed gas 440 in the cylinder space 404, the spring properties of which are in principle symbolized by a spring symbol 408.
  • a hydraulic medium 410 in the cylinder chamber 404, which is connected via a line 412 to a valve 414 with three positions.
  • the hydraulic medium In position 1 of the valve, the hydraulic medium is connected to a pressure source Qp, the pressure of which is greater than the average pressure p in the hydraulic medium, so that the volume of the hydraulic medium moves the separating piston to the left and increases the pressure of the compressed medium Gases 440 increases!
  • the hydraulic medium In position 2 of the valve 414, the hydraulic medium is connected to the tank T and the volume of the hydraulic medium is reduced by moving the separating piston to the right and lowering the pressure of the compressed gas. In this way, the pressure p of the hydraulic medium 410 can be continuously changed within certain limits even during a compression process.
  • a displacer piston 420 is movably arranged in a corresponding cylinder space of the displacer housing 402 and is subjected to the force Fz, which is the size of the corresponds to the hydraulic force exerted on the displacement piston by the hydraulic pressure p. Since the displacement piston transmits its force directly or indirectly to the oscillating mass m, it also carries out its oscillating movements 430. The hydraulic volume displaced by the displacement piston 420 when the oscillating movements are carried out also causes small displacement movements 442 on the separating piston 406, which, by definition, should only cause a slight change in the pressure of the compressed gas 440, so that the force Fz remains essentially constant.
  • the entire arrangement of the pressure accumulator 400 with its displacement piston 420 can be imagined in cooperation with the mass-spring system shown in FIG. 1a in such a way that it is connected in parallel with the springs 106 or 108 or, for example, also that it is shown in FIG 1a is used instead of the spring 106.
  • the function of the simultaneous adjustment of the excitation frequency f E and the natural frequency f N which can be carried out by means of the invention can also be used expediently if a simultaneous adjustment of the excitation frequency f E and the natural frequency f N is also possible when the excitation frequency is switched off or interrupted compression operation.
  • the advantages of a reduced excitation power or a reduced excitation force can be used in the event that the compression device has to be changed over to another excitation frequency f E in order to meet the requirements for the compression of the granular substances.

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Abstract

Verfahren und Vorrichtung zur Verdichtung von kornförmigen Stoffen. Bei der Verdichtung von kornförmigen Stoffen zu fertigen Produkten, z.B. zu Betonpflastersteinen wird ein Resonanz-Vibrator mit einem schwingfähigen Masse-Feder-System eingesetzt, welcher durch einen regelbaren Erreger zu erzwungenen Schwingungen vorgebbarer Frequenz und Schwingamplitude angeregt wird. Der Resonanzeffekt, der das Nehebeieinanderliegen von Eigenfrequenz und Erregerfrequenz ausnutzt, erlaubt eine Reduzierung der Größe der Erregerkraft. Damit der Resonanzeffekt auch über die ganze Breite eines zu durchfahrenden Erregerfrequenz-Bereiches genutzt werden kann, sieht die Erfindung vor, dass mit der Verstellung der Erregerfrequenz auch die Eigenfrequenz mittels einer entsprechenden Verstelleinrichtung simultan mitverstellt wird.

Description

Verfahren und Vorrichtung zum Verdichten von kornförmigen Stoffen
Die Erfindung betrifft ein Verfahren und eine Vorrichtung zum Verdichten von kornförmigen Stoffen. In erster Linie sind hier Verdichtungsverfahren betroffen, bei denen die kornförmi- gen Stoffe in Formkästen zu fertigen Produkten geformt werden, z.B. für die Herstellung von Betonsteinen in Betonsteinmaschinen. Es kann sich bei der Verdichtung aber auch um eine Verdichtung von aus kornförmigen Stoffen bestehende Böden, z.B. Straßenbeläge handeln. Ganz speziell bezieht sich die Erfindung auf solche Verfahren, bei denen für die Durchführung von Verdichtungsarbeiten Vibratoren mit einem schwingfähigen Masse-Feder-System eingesetzt werden, wobei die Arbeitsfrequenz der Vibratoren in der Nähe der Eigenfrequenz des Masse-Feder-Systems liegt.
Die Masse-Feder-Systeme werden hierbei durch einen bezüglich seiner Frequenz verstellbaren Erreger zur Durchführung von erzwungenen Schwingungen angeregt, wobei der Er- reger periodische und bevorzugterweise in ihrer Größe auch beeinflußbare Erregungsenergie-Portionen erzeugt. Bei der Herstellung von Betonsteinen in Betonsteinmaschinen wird während eines Verdichtungsvorganges bei dem hier in Frage kommenden Verfahren ein bestimmter Frequenzbereich in Schritten verstellt oder kontinuierlich durchlaufen, um in der zu verdichtenden Masse unterschiedliche Eigenfrequenzen der kornförmigen Massen- Bestandteile anregen zu können.
Sofern bei dem letztgenannten Verfahren die Erregerfrequenz in die Nähe der durch die gespeicherte Federenergie (bestimmt z.B. durch die Federrate "c") und die (mitschwingende) Masse "m" festgelegten Eigenfrequenz des Masse-Feder-Systems gelangt, kommt es in Abhängigkeit von der Größe der vorhandenen Dämpfung "D" bei gleichbleibender Größe der Erregerkraft-Amplitude des Erregers zur Ausprägung von besonders großen Werten von Schwingweg-Amplituden "A" und Schwingbeschleunigungs-Amplituden. [Eine Resonanz liegt vor, wenn Eigenfrequenz und Erregerfrequenz übereinstimmen (Resonanzstelle). Kurven, die man als Funktion der Vergrößerung der Schwingweg-Amplitude A mit Bezug auf die statische Deformation der Feder infolge der angewendeten Erregerkraft- Amplitude in Abhängigkeit von der Dämpfung D und von der Erregerfrequenz f berechnen und aufzeichnen kann, nennt man auch "Resonanzkurven" (siehe auch die Fig. 1b). Der nutzbare Effekt der Vergrößerung der Schwingwegamplitude (der Resonanz- Effekt) ist aber nicht auf die Resonanzstelle beschränkt, sondern kann von der Resonanzfrequenz f0 um erhebliche Beträge nach oben und unten abweichen]. Da hohe Schwingbeschleunigungen bei derartigen Verdichtungsverfahren erwünscht sind, macht man sich dabei auch den Resonanz-Effekt zunutze, wie dies z.B. in dem den Stand der Technik repräsentierenden Do- kument der EP 0 870 585 A1 beschrieben ist. Da bei den in Verbindung mit der vorliegenden Erfindung in Frage kommenden Verfahren die beteiligten Vibratoren ebenfalls zum Arbeiten mit oder in der Nähe einer Eigenfrequenz vorgesehen sind, und somit ebenfalls den Resonanz-Effekt ausnutzen, sollen diese Vibratoren nachfolgend als Resonanz-Vibratoren bezeichnet werden.
In dem Verfahren gemäß der EP 0 870 585 A1 durchfährt die Erregerfrequenz fE während eines Verdichtungsvorganges einen bestimmter Frequenzbereich Δf , wobei die Eigenfrequenz erreicht wird, die durch die Federrate c der Feder des Masse-Feder-Systems vorge- geben bzw. mitbestimmt wird, wobei die Feder in diesem Falle als hydraulische Feder (unter Einsatz eines kompressiblen hydraulischen Mediums) ausgebildet ist. Die bei diesem Verfahren durch das Volumen des kompressiblen Mediums definierte Federrate c soll auch veränderbar sein, und zwar gemäß Spalte 2, Zeilen 25 bis 30 offensichtlich zu dem Zwecke der Anpassung des Verfahrens an die bei unterschiedlich zu verdichtenden Produkten vorkom- menden unterschiedlich großen Materialmassen. Die Materialmassen beeinflussen maßgeblich den Wert der gesamten mitschwingenden Masse m. Gemäß der bekannten Formel fN 2 = c/ (m * 4 * π2 ) muß bei Einhaltung z.B. einer gleichbleibenden Eigenfrequenz fN (zu Ende des Verdichtungsvorganges) dann bei der Anpassung der Federrate c dieselbe in gleichem Maße verändert werden wie die schwingende Masse m. Eine auch in Anbetracht der be- schriebenen Erregervorrichtung naheliegende Lösung zur Veränderung des in einer Kompressionskammer eingeschlossenen kompressiblen Volumens kann man sich praktisch darin vorstellen, daß bei einem Produktwechsel das kompressible Volumen dadurch verändert wird, daß mehrere Kompressionskammern vorhanden sind, die in unterschiedlichen Kombinationen zusammengeschaltet werden.
Das Verfahren gemäß der EP 0 870 585 A1 könnte aber noch erheblich verbessert werden. Das Verbesserungspotential liegt in den noch nicht voll ausgenutzen Vorteilen des Resonanz-Effektes. Dieser wird nämlich bei dem bekannten Verfahren nur insoweit genutzt, als daß es bei dieser Erfindung offensichtlich nur darauf ankommt, die bei einer Eigenfrequenz fN entstehenden maximalen Beschleunigungen zu erreichen. Mit anderen Worten: Die maximal möglichen Beschleunigungen werden mit Hilfe des Resonanz-Effektes nur an einer Stelle des insgesamt bei der Verdichtung zu durchfahrenden Frequenzbereiches Δf genutzt.
Die Erfindung macht es sich zur Aufgabe, bei einem Resonanz-Vibrator die für die Verdich- tung aus dem Resonanz-Effekt entstehenden Vorteile nicht nur an einer Stelle des gesamten Bereiches Δf der Erregerfrequenz fE bzw. der Schwingfrequenz des zur Verdichtung be- nutzten Masse-Feder-Systems zu nutzen, sondern über wenigstens einen bestimmten Abschnitt des gesamten zu durchlaufenden Bereiches der Erregerfrequenz fE (Erregerfrequenz fE = Schwingfrequenz). Die Lösung der Aufgabe ist in den unabhängigen Patentansprüchen wiedergegeben. Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung werden durch die Un- teransprüche definiert.
Der mittels der Erfindung erreichbare Vorteil besteht neben der möglichen Erzielung maximaler Beschleunigungen durch den Resonanz-Effekt an allen Stellen des durchfahrenen Frequenzbereiches Δf auch noch in dem folgenden Fall: Wenn es gar nicht darauf an- kommt, eine maximal mögliche Schwingweg-Amplitude Amax (welche korrespondiert mit einer maximal möglichen Beschleunigungs-Amplitude) zu erzielen, sondern, wenn es darauf ankommt, während des Durchlaufens eines Bereiches der Erregerfrequenz fE (durch Regelung der von dem Erreger abgegebenen Leistung) eine vorgeschriebene Schwingweg- Amplitude AR kleiner als die maximal mögliche Schwingweg-Amplitude (AR < Amax ) zu fah- ren, dann kann man den Vorteil ausnutzen, daß man an allen Stellen des durchfahrenen Frequenzbereiches Δf eine erheblich kleinere Erregerleistung WE aufbringen muß. Dies gilt natürlich nur unter der Voraussetzung, daß man gemäß der Erfindung während des Durchlaufens eines Bereiches der Erregerfrequenz fE dafür sorgt, daß die jeweils geänderte Erregerfrequenz fE stets in der Nähe der (während des Durchlaufens ebenfalls verstellten) Ei- genfrequenz fN des Masse-Feder-Systems liegt. [Die über eine Schwingungsperiode durchschnittlich umzusetzende Erregerleistung WE ist im Resonanzfall (bei ωo) : WE = D * m * AR 2 * ωo 3 ]. Die Inanspruchnahme dieses besonderen Vorteils ist von erheblicher praktischer Bedeutung, da die umzusetzende Erregerleistung den für die ganze Erregereinrichtung zu leistenden Aufwand bestimmt.
Die Erfindung wird anhand von 4 Zeichnungen näher erläutert. Fig. 1 zeigt mit der Teilfigur 1a in abstrahierter Weise das Prinzip eines Schwingsystems mit einer Masse und zwei Federn und mit Teilfigur 1b ein Diagramm, mit welchem das Verfahrensprinzip der Verschiebung der Resonanzkurven über einen bestimmten Frequenzbereich veranschaulicht wird. In den Figuren 2 bzw. 3 werden in schematisierter Weise bezüglich ihrer Federrate verstellbare Federn gezeigt, die als Blattfeder bzw. als Ölfeder ausgebildet sind. Fig 4 zeigt die Erzeugung einer die Schwingbewegungen beeinflussenden Zusatzkraft Fz unter Verwendung eines Druckspeichers. In Fig. 1a wird ein schwingfähiges Masse-Feder-System dargestellt, wie es bei einem zur Durchführung des Verfahrens gemäß der Erfindung eingesetzten Resonanz-Vibrator zum Einsatz gelangen könnte.
Durch ein Rechteck 100 ist die in Richtung des Doppelpfeiles 102 schwingende Systemmasse "m" symbolisiert. Sie stützt sich gegen einen Rahmen 104 über zwei Federn ab, und zwar über eine obere Feder 106 mit der Federrate d und über eine untere Feder 108 mit der Federrate c2. Das die Masse m symbolisierende Rechteck 100 ist in zwei die Umkehr- Positionen der Schwingbewegung kennzeichnenden Lagen gezeichnet. Durch die Lage der oberen Linie 110 ist die Summe 2A beider Schwingweg-Amplituden A angedeutet. Die Mittel-Lage ist eingenommen, wenn die obere Linie 110 in der Stellung 112 ist. Der Erreger- Aktuator eines stets notwendigen Erregers ist symbolisiert durch den Doppelpfeil 114 und die Größe Fe soll die Kraftamplitude einer harmonischen Kraftanregung kennzeichnen, welche an der Masse m angreift.
Die Feder 108 könnte in einem Falle eine auf Druck beanspruchte Zug- Druckfeder und die Feder 106 könnte eine auf Zug beanspruchte Zug-Druckfeder sein. Wenn man sich vorstellt, daß bei Einnahme einer Mittelstellung der Masse m (Linie 112) sich die beiden gleichgearteten Federn unter einer Druck-Vorspannung befinden, derart, daß beide in dieser Stellung um einen Deformationsweg größer als die Strecke der Schwingweg-Amplitude A zusammengedrückt sind, so könnte in diesem Falle die untere Feder 108 eine stark auf Druck beanspruchte Druckfeder und die obere Feder 106 eine nur noch schwach auf Druck beanspruchte Druckfeder sein. Beide angenommenen Fälle ergeben ein gleiches schwingfähiges System. Die Größe Fm symbolisiert eine Massenkraft, welche zwischen der schwin- genden Masse m und der Feder 108 wirksam ist und die Größe Fa symbolisiert eine Abstützkraft, über welche sich die Feder 108 z.B. über ein anderes (nicht dargestelltes Anschlußteil) gegen den Rahmen abstützt.
Die Eigenfrequenz fN für das dargestellte Masse-Feder-System ergibt sich nach einer dem Fachmann bekannten Formel aus den Werten der Masse m und der resultierenden Federrate cR. Die resultierende Federrate cR ist berechenbar unter Berücksichtigung der einzelnen Federraten aller in energiespeichernder Weise an der Schwingung beteiligten Federn (es können auch mehr als die gezeigten zwei Federn sein), im Falle des Schwingsystems nach der Fig. 1a aus der Summe von d + c2. Das in Fig. 1a dargestellte Schwingsystem wird zu einem Resonanz-Vibrator, wenn man dafür sorgt, daß die Erregerfrequenz fE des angedeuteten Erregers wenigstens in der Nähe der Eigenfrequenz fN oder mit dieser exakt übereinstimmend arbeitet. Ein Schwingungsausschlag der Schwingweg-Amplitude A gegen Unend- lieh ist nicht zu befürchten, da bei dem hier angenommenen und auch bei dem bei der Durchführung des erfindungsgemäßen Verfahrens zum Einsatz gelangenden Resonanz- Vibrator stets eine Dämpfung "D" anzunehmen ist, wobei die Dämpfung D (in Fig. 1a mit dem Doppelpfeil D symbolisiert) die dem schwingungsfähigen System entzogene Energie repräsentiert, zu welcher Energie auch die für die Verdichtung abgebbare Nutzenergie gehört. Das erfindungsgemäße Verfahren arbeitet definitionsgemäß mit einem Resonanz- Vibrator mit veränderlicher resultierender Eigenfrequenz f , wobei die Veränderung der resultierenden Eigenfrequenz fN unter anderem bewirkt werden kann durch eine Veränderung der resultierenden Federrate cR des schwingfähigen Systems. Eine Veränderung der resul- tierenden Federrate cR kann bei mehreren beteiligten Federn auch durch die Veränderung der Federrate nur einer einzigen Feder geschehen, was im Interesse eines geringen Aufwandes auch bevorzugt ist.
Der gezeigte Ein-Massen-Feder-Schwinger wäre im Sinne der Erfindung auch noch mit Hilfe einer andersartigen Ausrüstung mit Federn oder mit Hilfe einer andersartigen Mitbeteiligung von Beschleunigungskräften (und Verzögerungskräften) zur Durchführung von erzwungenen Schwingungen betreibbar: Zum Beispiel könnte man bei Verzicht auf die Feder 106 anstatt deren Federkraft eine andersartig erzeugte Zusatzkraft Fz auf die Masse m einwirken lassen, oder man könnte bei einem Verzicht auf die Feder 106 die Feder 108 als einzige Feder und zwar als eine auf Zug und Druck belastbare Feder einsetzen. Die durch den Doppelpfeil gekennzeichnete Zusatzkraft Fz soll auch zwei einzelne, unterschiedliche, zum Einsatz kommende Zusatzkräfte symbolisieren können, wobei eine Zusatzkraft Fz1 in der einen und eine andere Zusatzkraft Fz2 in der anderen Richtung wirksam ist. Beide Zusatzkräfte können gemeinsam oder nur alleine zum Einsatz gelangen.
Vorzugsweise sollen die Zusatzkräfte Fz bei ihrer Einwirkung auf die Schwingbewegung Kräfte von im wesentlichen konstanter Größe oder nur leicht variabler Größe sein, wie sie z.B. hydraulisch bei Anwendung eines hydraulischen Druckspeichers erzeugt werden können (siehe auch Erläuterung der Fig. 4). Sofern z.B. für den Fall, daß die Feder 108 eine nur auf Druck beanspruchbare Feder ist, eine Zusatzkraft Fz eingesetzt wird, welche während der oberen Halbschwingung (Bewegung der Linie 110 oberhalb der Mittelstellung 112) nur von oben nach unten auf die Masse m mit in etwa gleichbleibender Größe einwirkt, so hat der Einsatz der Zusatzkraft Fz damit eine Wirkung, derart, als ob die auf die Masse m einwirkende Erdbeschleunigung vergrößert würde. Dies hat zur Folge, daß damit die Zusatz- kraft Fz die Ausführungszeit der oberen Halbschwingung und damit die Ausführungszeit der ganzen Schwingungsperiode und auch die resultierende Eigenfrequenz fN beeinflußt. Sofern dann noch, was bei ihrem Einsatz bevorzugt ist, die Zusatzkraft Fz während des Verdich- tungsvorganges während des Durchfahrens des Frequenzbereiches Δf in ihrer Größe laufend verändert wird, wird damit auch die resultierende Eigenfrequenz fN beeinflußt, so, als ob man die Federrate c2 der Druckfeder laufend verstellen würde.
Fig. 1b dient zur Veranschaulichung des verfahrensmäßigen Teils der Erfindung und zeigt ein Diagramm mit der Erregerfrequenz fE als Abszissen-Variable und mit der Schwingweg- Amplitude A als Funktion von fE mit drei Resonanzkurven K1 , K2 und K3. Die Resonanzkurven (deren Formeln dem Fachmann bekannt sind), die in ihrem Kurvenverlauf zwischen den Werten fE = 0 und fE = f4 unter anderem auch durch die (hier nicht bezifferte) Dämpfung "D" bestimmt sind, stellen den Schwingweg-Amplitudenverlauf von erzwungenen Schwingungen ein- und desselben Resonanz-Vibrators (z.B. eines solchen gemäß dem Schema nach Fig. 1a) dar. Die den unterschiedlichen Frequenzwerten f1, f2 und f3 zugeordneten Maximalwerte A2 der Schwingweg-Amplituden A sollen zum Ausdruck bringen, daß der Resonanz- Vibrator mindestens über die drei entsprechenden Eigenfrequenzen f 1 , f2 und f3 verfügt. Die in Fig. 1b in gleicher Größe dargestellten maximalen Schwingweg-Amplituden A2 der drei Kurven sollen durch eine entsprechende Beeinflussung (Regelung) des mitwirkenden Erregers bewußt in dieser Größe erzeugt sein, sie könnten im Prinzip jedoch auch unterschiedliche Werte aufweisen.
Jede Kurve repräsentiert einen Schwingweg-Amplitudenverlauf, der über den ganzen Funktionsbereich der Erregerfrequenz fE durch eine Kraftamplitude AF konstanter Größe einer von dem Erreger erzeugten harmonischen Erregerkraft erzeugt wird. An dem Verlauf der Kurve K3, die z.B. mit f3 jene Eigenfrequenz fN repräsentieren könnte, die bei dem Verfahren gemäß der EP 0 870 585 A1 als einzig vorhandene Eigenfrequenz fN beim Durchfahren eines Frequenzbereiches (z.B. Δf in Fig. 1b) der Erregerfrequenz fE erreicht wird, erkennt man, daß (bei dieser Kurve) bei einer ganz niedrigen Erregerfrequenz fE die Schwingweg- Amplitude A nur einen geringen Wert A4 aufweist, der der statischen Auslenkung der resultierenden Feder mit der Federrate cR durch die Kraft-Amplitude AF (also: A4 = AF / cR ) entspricht. Dagegen bewirkt die gleiche Kraft-Ampljtude AF bei der Eigenfrequenz f3 eine etwa dreimal höhere Schwingweg-Amplitude A2. Hieraus entnimmt man, daß, wenn es auf die Erzielung möglichst hoher Schwingweg-Amplituden A ( = möglichst hoher Schwingbeschleunigungen "a") bei einer bestimmten vorgegebenen Erregerfrequenz fE ankommt, es im Sinne einer Minimierung von Erregerkraft und auch von Erregerleistung ist, wenn man die Eigenfrequenz fN mit der vorgegebenen Erregerfrequenz fE zusammen oder wenigstens eng beieinander legt. Das erfinderische Verfahren macht sich diesen Effekt zunutze, in dem es darauf abzielt, beim Durchlaufen eines vorgegebenen Frequenzbereiches Δf der Erregerfrequenz fE im Idealfalle beim Erreichen eines jeden Wertes fE des Frequenzbereiches auch eine zu dem jeweiligen Wert fE zugehörige resultierende Eigenfrequenz fN (durch z.B. eine Verstellung der resultierenden Federrate cR) eingestellt zu haben. Dies bedeutet, daß man im Idealfalle einer kontinuierlichen Verstellung der Erregerfrequenz fE über den Bereich Δf eine simultane ebenfalls kontinuierliche synchrone Mitverstellung der resultierenden Eigenfrequenz fN durchzuführen hat. Die Darstellung der drei Kurven in Fig. 1b soll für ein ideales Verfahren, bei dem ein Frequenzbereich Δf von f 1 bis f3 der Erregerfrequenz fE während eines duch- zuführenden Verdichtungsvorganges durchlaufen werden soll, folgendes zum Ausdruck bringen: Bereits mit Einnahme der Erregerfrequenz f1 mit Beginn der Bereichsgrenze soll gleichzeitig auch die resultierende Eigenfrequenz fN des schwingfähigen Masse-Feder- Systems auf diesen Wert eingestellt sein. Bei der dann erfolgenden Steigerung der Erregerfrequenz fE über den Wert f2 bis hin zu der Bereichsgrenze f3 soll gleichzeitig die resul- tierende Eigenfrequenz fN (und damit die für einen jeden Wert der resultierenden Eigenfrequenz fN gültige und sich ebenfalls bezüglich der Parameter A und D mitverändernde Resonanzkurve) mitgeführt werden. [Es ist noch anzumerken, daß sich ähnliche Verhältnisse wie in Fig. 1b ergeben, wenn man anstatt des in Fig. 1b angenommenen sinusförmigen Verlaufes der Erregerkraft (Kraft-Amplitude AF) über der Zeit einen andersartigen Verlauf der Er- regerkraft über der Zeit zum Einsatz bringt].
Man erkennt auch, daß es im Prinzip zwei gleichwertige Verfahrensweisen geben muß, bei einem Verdichtungsvorgang den zu verdichtende Stoff zu eigenen Stoff-Resonanzfrequenzen der in ihm enthaltenen Gemengeteile innerhalb eines ausgewählten Frequenz- bereiches Δf mit hohen Beschleunigungen anzuregen, welche beiden Verfahrensweisen auch in den beiden selbständigen Patentansprüchen 1 und 2 zum Ausdruck gebracht werden:
- In dem einen Falle wird die verstellbare Erregerfrequenz fE (als unabhängige Variable) nach einer vorgegebenen Ablauf-Funktion verstellt und die verstellbare Eigenfrequenz fN wird in vorgegebener Abhängigkeit (als abhängige Variable) von der vorgegebenen Ablauf- Funktion der Erregerfrequenz fE nachgeführt, wobei die vorgegebene Abhängigkeit z.B. beinhalten kann, daß ein bestimmter Abstand δf = fN - fE eingehalten wird.
- In dem anderen Falle wird die verstellbare Eigenfrequenz fN (als unabhängige Variable) nach einer vorgegebenen Ablauf-Funktion verstellt und die verstellbare Erregerfrequenz fE wird in vorgegebener Abhängigkeit (als abhängige Variable) von der vorgegebenen Ablauf- Funktion der Eigenfrequenz fN nachgeführt, wobei die vorgegebene Abhängigkeit ebenfalls z.B. beinhalten kann, daß ein bestimmter Abstand δf = f - fE eingehalten wird.
Der Vorteil derartiger Verfahren bedeutet eine erhebliche Einsparung von Erregerkraft und Erregerleistung über den ganzen Frequenzbereich Δf und ermöglicht es auch, erst auf dieser Grundlage ganz andersartige Erreger-Verfahren (im Vergleich mit der Lehre der EP 0 870585 A1) mit wiederum anders begründeten zusätzlichen Vorteilen einzusetzen. Bei der praktischen Ausführung des erfindungsgemäßen Verfahrens kann natürlich von dem angenommenen idealen Verfahrensverlauf abgewichen werden, so wie es z.B. auch in einigen Unteransprüchen beschrieben ist.
Zur Durchführung der bei dem Verfahren während des Durchfahrens des Frequenzbereiches Δf notwendigen Verstellung der resultierenden Eigenfrequenz fN des schwingfähigen Masse-Feder-Systems sieht die Erfindung unter anderem auch eine Verstellung der resultie- renden Federrate cR der resultierenden Feder des Systems und/oder eine Verstellung der Zusatzkraft Fz vor. Sofern Gebrauch gemacht wird von der Verstellung der resultierenden Federrate cR, kommen unterschiedliche vorrichtungsmäßige Lösungen in Frage, die sich nach den möglichen Federprinzipien richten. Die nachfolgend anhand der Fig. 2 bzw. 3 beschriebenen Vorrichtungen einer verstellbaren mechanischen Feder bzw. einer verstellbaren hydraulischen Feder zur Verstellung der resultierenden Federrate cR der resultierenden Feder des Masse-Feder-Systems zeigen verstellbare Federn, die in Fig. 1a die Feder 108 oder 106 + 108 repräsentieren könnten.
Als Werkstoffe für verstellbare mechanische Federn kommen unter anderem Metallwerk- Stoffe, Elastomerwerkstoffe und auch Faser-Verbundwerkstoffe in Frage, wobei die Federelemente mit Zug-/Druckspannungen, Biegespannungen wie auch mit Torsionsspannungen beansprucht werden können. Als Federverstellsysteme, die der Verstellung der Eigenfrequenz fN dienen, kommen ganz generell solche Federverstellsysteme in Frage, mit welchen die pro Halbschwingung in den Federn speicherbare und von der kinetischen Energie ab- geleitete Schwingungsenergie verändert werden kann. Bevor die spezielle Ausführungsvariante einer verstellbaren Blattfeder gemäß Fig. 2 erläutert wird, soll anschließend das Funktionsprinzip einer erfindungsgemäßen verstellbaren mechanischen Feder mit Bezug auf die in Fig. 1a beschriebenen Begriffe ganz allgemein dargelegt werden:
Bei einer bezüglich der Federrate verstellbaren mechanischen Feder kann eine Feder verformt werden durch zwei in die Feder von außen eingeleitete Arten von Kräften, nämlich durch Massenkräfte Fm, welche zwischen der schwingenden Masse m und dem Federelement wirksam sind und durch Abstützkräfte Fa, über welche sich das Federelement gegen ein anderes Anschlußteil abstützt. Zur Veränderung der Federrate findet eine Veränderung der feder-wirksamen Länge L des Federelementes statt, welche feder-wirksame Länge L bestimmt wird durch jene Länge des Federelementes, in der die Materialspannungen auf- und abgebaut werden, mit welchen Spannungen die Federenergie gespeichert wird. Oder: Es findet eine Veränderung des feder-wirksamen Federvolumens V des Federelementes statt, wobei das feder-wirksame Federvolumen V bestimmt ist durch jenes Federvolumen, in der die Materialspannungen auf- und abgebaut werden, mit welchen Spannungen die Fe- derenergie gespeichert wird.
Bei einer auf Biegung beanspruchten Feder, z.B. einer Blattfeder, wird die feder-wirksame Länge L oder das federwirksame Volumen V verändert dadurch, daß auf einer gedachten Linie in der Haupterstreckungs-Richtung der Blattfeder die Entfernung L zwischen der Stelle der Einleitung der Massenkräfte und der Abstützkräfte verändert wird, wobei es für die Blattfeder zwei Möglichkeiten der Federbelastung gibt: a) Beim Prinzip B1 der an einem Ende eingespannten und an einem Ende frei beweglichen Blattfeder ist eine Stelle für die Einleitung der einen Art der von außen eingeleiteten Kräfte (z.B. Massenkräfte) und eine Stelle für, die Einleitung der anderen Art der von außen einge- leiteten Kräfte (z.B. Abstützkräfte) vorgesehen. b) Beim Prinzip B2 der an beiden Enden frei beweglichen Blattfeder (Fig. 2) sind eine Stelle für die Einleitung der einen Art der von außen eingeleiteten Kräfte (z.B. Massenkräfte) und zwei Stellen für die Einleitung der anderen Art der von außen eingeleiteten Kräfte (z.B. Abstützkräfte) vorgesehen.
Bei einer auf Torsion beanspruchten Feder, z.B. einer Drehstabfeder, werden die Massenkräfte Fm ersetzt durch Massenkraft-Drehmomente Mm und die Abstützkräfte Fa ersetzt durch Abstützkraft-Drehmomente Ma und es wird die feder-wirksamen Länge L oder das federwirksame Volumen V verändert dadurch, daß auf einer gedachten Linie in der Haup- terstreckungs-Richtung der Drehstabfeder die Entfernung L zwischen der Stelle der Einleitung der Massenkraft-Drehmomente Mm und der Abstützkraft-Drehmomente Ma verändert wird, wobei es für die Drehstabfeder zwei Möglichkeiten der Drehmoment-Einleitung gibt:
a) Beim Prinzip T1 der an einem Ende eingespannten und an einem Ende frei verdrehbaren Drehstabfeder ist eine Stelle für die Einleitung der einen Art der von außen eingeleiteten Drehmomente (z.B. Massenkraft-Drehmomente) und eine Stelle für die Einleitung der ande- ren Art der von außen eingeleiteten Drehmomente (z.B. Abstützkraft-Drehmomente) vorgesehen. b) Beim Prinzip T2 der an beiden Enden frei verdrehbaren Drehstabfeder sind eine Stelle für die Einleitung der einen Art der von außen eingeleiteten Drehmomente (z.B. Abstützkraft- Drehmomente) und zwei Stellen für die Einleitung der anderen Art der von außen eingeleiteten Drehmomente (z.B. Massenkraft-Drehmomente) vorgesehen.
An wenigstens einer Einleitungsstelle der einen Art der von außen eingeleiteten Kräfte oder Drehmomente an einer Feder vom Typ B1 oder T1 und an wenigstens zwei Einleitungsstel- len der einen Art der von außen eingeleiteten Kräfte oder Drehmomente an einer Feder vom Typ B2 oder T2 sind verstellbare Krafteinleitungs-Elemente vorgesehen, welche (bevorzugt auch während der Durchführung von Schwingungen des Resonanz-Vibrators) in einer Richtung hin zu der oder in einer Richtung weg von der wenigstens einen Einleitungsstelle der anderen Art der von außen eingeleiteten Kräfte oder Drehmomente verschoben oder verlagert werden können. Die verstellbaren Krafteinleitungs-Elemente sind bei ihrer möglichen Verschiebung oder Verlagerung, mit welcher die feder-wirksame Länge L oder das feder-wirksame Volumen V zum Zwecke der Veränderung der Federrate c der Feder bewirkt wird, natürlich gegen ein entsprechendes Abstützorgan abgestützt. Die Verschiebung oder Verlagerung des benötigten einen oder der benötigten beiden verstellbaren Krafteinleitungs- Elemente wird am besten durch einen translatorisch oder rotatorisch arbeitenden Verstell- Aktuator in bezüglich der Verlagerungs-Strecke vorbestimmbarer Weise bewerkstelligt. Sofern der Verstell-Aktuator motorisch (das heißt unter Anwendung einer Hilfskraft) bewegt wird, soll bevorzugt die Verlagerung der Krafteinleitungs-Elemente von einer zugeordneten Steuerung in vorausbestimmbarer Weise (z:B: programmierbar) durchführbar sein, um damit eine vorbestimmte Eigenfrequenz fN einzustellen.
Die Ausführung der erfindungsgemäßen Vorrichtung zur Verstellung der Federrate kann vorteilhafterweise weiter wie folgt ausgestaltet werden: Ein Resonanz-Vibrator gemäß der Erfindung kann mit nur einer einzigen, in zwei Richtungen belastbaren Feder (z.B. einer ver- stellbaren Elastomerfeder) betrieben werden oder aber auch mit zwei Federn, welche bei unterschiedlichen Schwingrichtungen die Speicherung der Federenergie übernehmen (z.B. zwei Blattfedern). Für den Fall, daß zwei Federn zur Speicherung der Federenergie in unterschiedlichen Schwingrichtungen eingesetzt werden, können folgende Varianten zum Einsatz kommen: Von den beiden zum Einsatz kommenden Federn braucht nur eine als bezüglich der Federrate verstellbare Feder ausgebildet zu werden, da auch auf diese Weise die Eigenfrequenz fN (bei Durchführung einer Schwingung mit unsymmetrischem Schwingungsverlauf pro Periode) variiert werden kann. Um (z.B. beim Einsatz einer Blattfeder) zu vermeiden, daß nach Abgabe der gespeicherten kinetischen Ergie der schwingenden Masse die entlastete Feder in einer umgekehrten Richtung belastet wird, oder daß es zu einer Unterbrechung der Kraftverbindung zwischen schwingender Masse des Federsystems und einer Feder kommt, ist es vorgesehen, die Federn des Masse-Feder-Systems gegeneinan- der derart vorzuspannen, daß selbst bei der größten vorgesehenen Schwingweg-Amplitude A es an keiner der Federn nach Abgabe der gespeicherten kinetischen Energie der schwingenden Masse zu einer Belastung der Federn in umgekehrter Richtung oder zu einer Unterbrechung der Kraftverbindung zwischen schwingender Masse des Federsystems und einer Feder kommt.
Es ist vorteilhaft, als Federwerkstoff anstelle eines metallischen Werkstoffes einen Faser- Verbundwerkstoff, z.B. einen Kohlenfaser-Verbundwerkstoff oder einen Glasfaser- Verbundwerkstoff einzusetzen, da bei Verwendung eines derartigen Verbundwerkstoffes bei vergleichbarer Baugröße im Vergleich zu einem metallischen Werkstoff eine wesentlich hö- here Energiedichte und Verformungs-Willigkeit erzielt werden kann.
In Fig. 2 stellen 200 und 202 Abstützorgane dar, die kraftübertragend mit einem (nicht dargestellten) Rahmen (entsprechend 104 in Fig. 1a) verbunden sind. Das Masse-Feder- System besteht aus der oberen (nicht verstellbaren) Feder 204 (die für die weiteren Be- trachtungen von untergeordnetem Interesse ist), der Masse m und der Blattfeder 206. Die Masse m, deren Schwingrichtung durch den Doppelpfeil 230 symbolisiert ist, verfügt an der Unterseite über einen Fortsatz 208, welcher als ein Krafteinleitungs-Element fungiert und die Massenkraft Fm an der nur einmal vorhandenen Einleitungsstelle erster Art 209 mittig in die Blattfeder einführt. Die Blattfeder stützt sich an zwei Einleitungsstellen zweiter Art 211 , 211' über die Abstützkräfte Fa gegen rollenförmige Krafteinleitungs-Elemente 210 und 210' ab, welche ihrerseits ihre Kräfte auf zugeordnete Rollenträger 212 und 212' übertragen, welchletztere sich schließlich kräftemäßig gegen das Abstützorgan 202 abstützen. Die Haupt-Erstreckungsrichtung der Blattfeder ist durch den Doppelpfeil 240 symbolisiert. Die Doppelpfeile 216 und 216' deuten an, daß die Rollenträger 212 und 212' in beiden Richtun- gen und übrigens auch unter der impulsförmigen Belastung durch die Abstützkräfte Fa verschoben werden können. Bei ihrer Verschiebung ist es den Krafteinleitungs-Elemente 210 und 210' auch gestattet, sich zu verdrehen, was durch die Doppelpfeile 218, 218' angedeutet ist.
Die Verschiebung der Rollenträger 212 und 212' in beiden Richtungen wird synchron vorgenommen, was durch eine Gewindespindel 220 mit gegenläufigem Gewinde bewirkt wird. Die Gewindespindel 220 wird angetrieben von einer motorisch betriebenen 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 , 21 T für die Abstützkräfte Fa in beliebige vorbestimmbare Positionen gebracht werden, um z.B. die Abstände L1 oder L2 herzustellen. Die in die Stel- lungen L2 gebrachten Rollenträger sind durch Strichlinien angedeutet. Die Abstände L1 und L2 beziehen sich auf die Einleitungsstelle erster Art 209. Für den Fachmann ist klar, daß mit den beliebig einstellbaren Positionen für die Einleitungsstellen zweiter Art 211, 211' (innerhalb bestimmter Grenzen) beliebig einstellbare Federraten der Blattfeder verbunden sind. Die an der Masse m angreifende Erregerkraft ist mit Fe bezeichnet und wird erzeugt durch einen (nicht dargestellten) Erreger-Aktuator.
Fig 3 zeigt eine bezüglich ihrer Federrate verstellbare hydraulische Feder 300, bei welcher die von der Masse m des Masse-Feder-Systems abgeleitete dynamische Massenkraft Fm in einen Federkolben 302 eingeleitet wird, welcher in einem Kompressionsgehäuse 308 be- weglich angeordnet ist, was durch den Doppelpfeil 306 symbolisiert ist. Der Kolben wirkt gegen ein kompressibles hydraulisches Medium 310, welches in einem Kompressionsraum 326 zwischen dem Kompressionsgehäuse 308 und einem Verstellkolben 312 eingeschlossen ist und welches durch die durch den Federkolben verursachte Kompression als eine Feder wirkt. Die Federrate der hydraulischen Feder ist definiert durch die Größe des Volu- mens des kompressiblen Mediums. Die durch das Kompressionsgehäuse 308 ebenfalls zu übertragende Massenkraft Fm erzeugt als Reaktionskraft eine Abstützkraft Fa, mit welcher das Kompressionsgehäuse gegen ein Abstützorgan 304 abgestützt wird. Die hydraulische Feder 300 könnte in Fig. 1a anstelle der Feder 108 eingebaut sein.
Im Zylinderraum 314 des Kompressionsgehäuses ist der Verstellkolben 312 untergebracht, welcher drehfest mit der Kolbenstange 320 verbunden ist. Die Kolbenstange verfügt auf einem Teil ihrer Oberfläche über ein Außengewinde 322, welches mit einem Innengewinde 324 im Kompressionsgehäuse im Eingriff ist. Bei einer erzwungenen Drehung der Kolbenstange 320 wird der Verstellkolben 312 gleichzeitig rotatorisch und translatorisch bewegt (letzteres angedeutet durch den Doppelpfeil 316) und damit auch die Größe des Kompressionsraumes 326 verstellt. Die Drehung der Kolbenstange 320 wird durch einen Versteilmotor 330 bewirkt, in den die Kolbenstange 320 eingeführt und in dem sie auch axial gelagert ist. Während der Drehung des Motors (symbolisiert durch den Doppelpfeil 332) wird das Gehäuse 338 des Motors translatorisch verlagert, wobei es mit seiner Unterseite auf einer Gleitfläche 336 des Kompressionsgehäuses gleitet. Unterseite und Gleitfläche bilden dabei gleichzeitig eine Geradführung, mit welcher eine Verdrehung des Gehäuses 338 verhindert wird. Der Kompressionsraum 326 ist über eine Leitung mit einer Pumpe P verbunden, die durch einen Motor M antreibbar ist. Durch eine Drehrichtungsumkehr des Motors (angedeutet durch Doppelpfeil 342) gesteuert, kann die Pumpe P ein hydraulisches Volumen entweder von einem Tank T in den Kompressionsraum 326 fördern oder umgekehrt von dem Kompressionsraum in den Tank.
Die Verstellung der Federrate der hydraulischen Feder geschieht durch eine Veränderung der Größe des Volumens des kompressiblen hydraulischen Mediums 310 wie folgt: Gleich- zeitig mit einer Verstellung der Größe des Kompressionsraumes 326 durch den Verstellkolben 312 wird auch eine Vergrößerung oder Verkleinerung des Volumens des hydraulischen Mediums 310 durch die Pumpe P vorgenommen. Der synchrone Verlauf beider Funktionen wird durch eine entsprechende Steuerung des Verstellmotors 330 und des Pumpen-Motors M gewährleistet. Beide synchron verlaufenden Funktionen können auch während des Ver- dichtungsvorganges durchgeführt werden, was dadurch erleichtert bzw. ermöglicht wird, daß in jeder Schwingungsperiode der Druck in dem Kompressionsraum 326 einmal ein Minimum erreicht.
In Fig. 4 ist die Erzeugung einer Zusatzkraft Fz unter Einsatz eines hydraulisch-pneuma- tischen Druckspeichers 400 gezeigt. Ein Verdrängergehäuse 402 enthält einen Zylinderraum 404, in welchem ein Trennkolben 406 verschieblich untergebracht ist. Auf der linken Seite des Trennkolbens befindet sich im Zylinderraum 404 ein komprimiertes Gas 440, dessen im Prinzip vorhandene Federeigenschaft durch ein Federsymbol 408 symbolisiert wird. Auf der rechten Seite des Trennkolbens befindet sich im Zylinderraum 404 ein hydraulisches Medi- um 410, welches über eine Leitung 412 mit einem Ventil 414 mit drei Stellungen verbunden ist. In der Stellung 1 des Ventils ist das hydraulische Medium mit einer Druckquelle Qp verbunden, deren Druck größer ist als der durchschnittliche Druck p in dem hydraulischen Medium, so daß das Volumen des hydraulischen Mediums unter Verschiebung des Trennkolbens nach links und unter Erhöhung des Druckes des komprimierten Gases 440 sich ver- größer! In der Stellung 2 des Ventils 414 ist das hydraulische Medium mit dem Tank T verbunden und das Volumen des hydraulischen Mediums wird unter Verschiebung des Trennkolbens nach rechts und unter Eniedrigung des Druckes des komprimierten Gases verkleinert. Auf diese Weise kann der Druck p des hydraulischen Mediums 410 auch während eines Verdichtungsvorganges in bestimmten Grenzen kontinuierlich verändert werden.
Ein Verdrängerkolben 420 ist in einem entsprechenden Zylinderraum des Verdrängergehäuses 402 beweglich angeordnet und ist mit der Kraft Fz beaufschlagt, welche der Größe der durch den hydraulischen Druck p auf den Verdrängerkolben ausgeübten hydraulischen Kraft entspricht. Da der Verdrängerkolben seine Kraft direkt oder indirekt auf die schwingende Masse m überträgt, führt er auch deren Schwingbewegungen 430 mit durch. Das bei der Durchführung der Schwingbewegungen durch den Verdrängerkolben 420 verdrängte hy- draulische Volumen bewirkt auch kleine Verschiebebewegungen 442 am Trennkolben 406, welche definitionsgemäß aber eine nur geringe Veränderung des Druckes des komprimierten Gases 440 bewirken sollen, so daß die Kraft Fz im wesentlichen konstant bleibt. Die ganze Anordnung des Druckspeichers 400 mit seinem Verdrängerkolben 420 kann man sich in Zusammenarbeit mit dem in Fig. 1a gezeigten Masse-Feder-System derart vorstellen, daß sie parallel geschaltet ist zu den Federn 106 oder 108 oder z.B. aber auch, daß sie in Fig. 1a anstelle der Feder 106 eingesetzt ist.
Ganz allgemein kann noch folgendes festgestellt werden: Die mittels der Erfindung durchführbare Funktion der gleichzeitigen Verstellung der Erregerfrequenz fE und der Eigenfre- quenz fN ist auch noch sinnvoll einsetzbar, wenn eine gleichzeitige Verstellung der Erregerfrequenz fE und der Eigenfrequenz fN auch bei abgeschaltetem oder unterbrochenem Verdichtungsbetrieb erfolgt. Auch in diesem Falle sind die Vorteile einer verringerten Erregerleistung oder einer verringerten Erregerkraft für den Fall nutzbar, daß die Verdichtungseinrichtung auf eine andere Erregerfrequenz fE umgestellt werden muß, um den Bedürfnissen bei der Verdichtung der kornförmigen Stoffe zu entsprechen.

Claims

P a t e n t a n s p r ü c h e
1. Verfahren für den Betrieb einer Verdichtungseinrichtung zum Verdichten von kornförmigen Stoffen in Formkästen zu geformten fertigen Produkten, wie z.B. Pflastersteinen, oder für den Betrieb einer Verdichtungseinrichtung zum Verdichten von kornförmigen Stoffen in Bodenbelägen zu verdichteten Bodenbelägen, wie z.B. Straßenbelägen, welche Verdichtungseinrichtung einen als Linearschwinger oder als Drehschwinger ausgebildeten Resonanz-Vibrator mit einem schwingfähigen Masse-Feder-System und einen bezüglich seiner Frequenz und bezüglich der von ihm auf die Systemmasse übertragbaren Erregungsenergie regelbaren oder steuerbaren Erreger zur Erregung von Schwingungen des Masse-Feder- Systems umfaßt,
d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t,
daß bei dem Verfahren eine Eigenfrequenz- VerStelleinrichtung angewendet wird, mit der die Eigenfrequenz f des Masse-Feder-Systems in einer vorgebbaren Weise während der Durchführung eines Verdichtungsvorganges innerhalb eines bestimmten Verstellbereiches verstellt werden kann,
und daß der Verdichtungsvorgang folgende Verfahrensschritte umfaßt:
- Auswahl eines Frequenzbereiches Δf mit einem unteren Wert und einem oberen Wert für die Erregerfrequenz fE ,
- Verstellung der Erregerfrequenz fE während des Verdichtungsvorganges derart, daß sie den Frequenzbereich Δf in einer vorgegebenen Ablauf-Funktion, z.B. in einer vorgegebenen Zeitfunktion, durchläuft, und
- Steuerung der Eigenfrequenz fN während des Verdichtungsvorganges derart, daß die Eigenfrequenz fN in einer vorgegebenen Abhängigkeit, vorzugsweise in einer vorgegebenen Abhängigkeit von der vorgegebenen Ablauf-Funktion der verstellten Erregerfrequenz fE , gegebenenfalls auch unter Einhaltung eines bestimmten Frequenzabstandes δf δf = fN - fE , verläuft.
2. Verfahren nach dem Oberbegriff von Anspruch 1 ,
d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t,
daß bei dem Verfahren eine Eigenfrequenz-Versteileinrichtung angewendet wird, mit der die Eigenfrequenz fN des Masse-Feder-Systems in einer vorgebbaren Weise während der Durchführung eines Verdichtungsvorganges innerhalb eines bestimmten Verstellbereiches verstellt werden kann,
und daß der Verdichtungsvorgang folgende Verfahrensschritte umfaßt:
- Auswahl eines Frequenzbereiches Δf mit einem unteren Wert und einem oberen Wert für die Eigenfrequenz fN ,
- Verstellung der Eigenfrequenz fN des Masse-Feder-Systems während des Verdichtungsvorganges derart, daß sie den Frequenzbereich Δf in einer vorgegebenen Ablauf- Funktion, z.B. in einer vorgegebenen Zeitfunktion, durchläuft, und
- Steuerung der Erregerfrequenz fE während des Verdichtungsvorganges derart, daß die Erregerfrequenz fE in einer vorgegebenen Abhängigkeit, vorzugsweise in einer vorgegebenen Abhängigkeit von der vorgegebenen Ablauf-Funktion der verstellten Eigenfrequenz f , gegebenenfalls auch unter Einhaltung eines bestimmten Frequenzabstandes δf δf = fN - fE , verläuft.
3. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Verdichtungseinrichtung zum Verdichten von kornförmigen Stoffen in Formkästen zu geformten fertigen Produkten vorgesehen ist,
- wobei die Masse des Masse-Feder-Systems aus Einzelmassen besteht, zu denen zumin- destens die Einzelmassen eines Schwingtisches, einer Form für den zu verdichtenden Stoff, und des Stoffes selbst zugehörig sind, und
- wobei die Feder des Systems eine resultierende Feder aus einer oder aus mehreren Einzelfedern bestehend ist, und wobei die Verdichtungseinrichtung weiterhin umfaßt
- einen Stempel zum Pressen des Stoffes in der Form - und eine Steuerung zur Steuerung des Eregers und der Eigenfrequenz-Versteileinrichtung.
4. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Verdichtungseinrichtung zum Verdichten von kornförmigen Stoffen in Formkästen zu geformten fertigen Produkten vorgesehen ist,
- wobei die Masse des Masse-Feder-Systems aus Einzelmassen besteht, zu denen zumin- destens die Einzelmasse eines Schwingtisches zugehörig ist, nicht aber die Einzelmassen einer Form für den zu verdichtenden Stoff, und des Stoffes selbst, und
- wobei die Feder des Systems eine resultierende Feder aus einer oder aus mehreren Einzelfedern bestehend ist, und wobei die Verdichtungseinrichtung weiterhin umfaßt - einen Stempel zum Pressen des Stoffes in der Form
- und eine Steuerung zur Steuerung des Eregers und der Eigenfrequenz-Versteileinrichtung.
5. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß die vorgege- bene Ablauf-Funktion für die Verstellung der Eigenfrequenz fN und/oder der Erregerfrequenz fE stetig oder in diskreten Schritten verläuft und daß die vorgegebene Abhängigkeit für die Verstellung der Erregerfrequenz fE bzw. der Eigenfrequenz fN von der vorgegebenen Ablauf- Funktion einen angepaßten Verlauf an den stetigen oder den schrittweisen Verlauf der Ablauf-Funktion vorsieht, wobei der angepaßte Verlauf z.B. die gleichzeitige Verstellung der Eigenfrequenz f und der Erregerfrequenz fE beinhalten kann.
6. Verfahren nach einem der voranstehenden Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß die vorgegebene Abhängigkeit von der vorgegebenen Ablauf-Funktion die Einhaltung eines Frequenzabstandes δf = fN - fE vorsieht, wobei der Frequenzabstand δf in Abhängig- keit von dem zeitlichen Verlauf des durchfahrenen Frequenzbereiches Δf konstant gehalten oder in vorgegebener Weise variiert wird.
7. Verfahren nach einem der voranstehenden Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß der Frequenzabstand δf positive oder negative Werte oder auch einen Betrag = Null annimmt.
8. Verfahren nach einem der voranstehenden Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Eigenfrequenz-Versteileinrichtung die Verstellung der Eigenfrequenz fN durch die Verstellung der Menge wenigstens der während einer Schwingungs-Halbperiode in Federe- nergie umsetzbaren kinetischen Energie des Masse-Feder-Systems, zum Beispiel durch die Verstellung der resultierenden Federrate der resultierenden Feder des Masse-Feder- Systems, bewirkt.
9. Verfahren nach einem der voranstehenden Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, 5 daß die Eigenfrequenz-Verstelleinrichtung die Verstellung der Eigenfrequenz fN durch die
Verstellung der resultierenden Federrate der resultierenden Feder des Masse-Feder- Systems und/oder durch die Verstellung einer Zusatzkraft Fz bewirkt, welche Zusatzkraft Fz vorzugsweise hydraulisch durch den Druck eines hydraulischen Druckspeichers bestimmt wird. 10
10. Verfahren nach einem der voranstehenden Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß eine volle Schwingungsperiode zusammengesetzt wird aus zwei Teilperioden mit eigenen Teilperioden-Zeiten.
15 11. Verfahren nach einem der voranstehenden Ansprüche 1 bis 10, beim Einsatz der Verdichtungseinrichtung zum Verdichten von kornförmigen Stoffen in Formkästen mit Benutzung eines Stempels zum Pressen des Stoffes in der Form, dadurch gekennzeichnet, daß die Eigenfrequenz fN mitbestimmt wird durch die Kraft des Preßstempels oder durch die Federeigenschaft des Preßstempels.
20
12. Verfahren nach einem der voranstehenden Ansprüche 8 bis 11 , dadurch gekennzeichnet, daß die resultierende Feder gebildet wird aus wenigstens einer unter dem Schwingtisch liegenden Feder und einer über dem Schwingtisch liegenden Feder.
25 13. Verfahren nach einem der voranstehenden Ansprüche 1 bis 4, oder 6 bis 8, oder 10, dadurch gekennzeichnet, daß das Verfahren für den Betrieb einer Verdichtungseinrichtung zum Verdichten von Straßenbelägen eingesetzt wird.
14. Verfahren nach einem der voranstehenden Ansprüche 1 bis 13, dadurch gekenn- 30 zeichnet, daß eine Verstellung der Erregerfrequenz fE und der Eigenfrequenz fN auch bei abgeschaltetem oder unterbrochenem Verdichtungsvorgang gleichzeitig oder zeitlich hintereinander liegend erfolgt,
- wobei die Verstellung der Erregerfrequenz fE bzw. der Eigenfrequenz f innerhalb des Frequenzbereiches Δf in einer schrittweisen Ablauf-Funktion, gegebenenfalls lediglich in
35 einer Umschaltung, erfolgt,
- und wobei die vorgegebene Abhängigkeit der verstellten Eigenfrequenz fN von der vorge- gebenen Ablauf-Funktion der verstellten Erregerfrequenz fE bzw. die vorgegebene Abhängigkeit der verstellten Erregerfrequenz fE von der vorgegebenen Ablauf-Funktion der verstellten Eigenfrequenz fN derart gestaltet ist, daß die vorgegebene Abhängigkeit als ein bestimmter Frequenzabstandes δf = fN - fE definiert ist, dessen Wert auch Null sein 5 kann.
15. Verfahren nach einem der voranstehenden Ansprüche 1 bis 14, dadurch gekennzeichnet, daß der Erreger bezüglich der von ihm auf die schwingende Masse übertragbaren Erregerenergie-Portionen derart beeinflußt wird, daß wenigstens die positiven oder wenig- 10 stens die negativen Schwingweg-Amplituden nach einem vorgebbaren Wert geregelt werden, derart, daß sie kleiner oder gleich jenen Schwingweg-Amplituden sind, die bei Anwendung der maximal von dem Erreger auf die schwingende Masse übertragbaren Erregerenergie-Portionen erzeugt werden können.
15 16. Vorrichtung zur Durchführung eines Verfahrens entsprechend einem der voranstehenden Ansprüche 1 bis 15, dadurch gekennzeichnet, daß die Verstellung der Eigenfrequenz fN durch die Verstellung der Menge wenigstens der während einer Schwingungs-Halbperiode in Federenergie umsetzbaren kinetischen Energie des Masse-Feder-Systems bewirkt ist, zum Beispiel durch die Verstellung der Federrate einer mechanischen Feder, wobei zur Her-
20 Stellung der mechanischen Feder ein metallischer Werkstoff oder ein Faser- Verbundwerkstoff verwendet ist, und wobei die mechanische Feder bezüglich eine federwirksame Federlänge L oder bezüglich eines feder-wirksamen Federvolumens V veränderbar oder verstellbar ist.
25 17. Vorrichtung nach Anspruch 16, dadurch gekennzeichnet, daß die Verstellung der Eigenfrequenz f durch einen motorischen Hilfsantrieb bewirkt ist und daß durch eine zugeordnete Steuerung die Eigenfrequenz fN innerhalb bestimmter Grenzen nach vorgebbarer Weise beliebig einstellbar ist.
30 18. Vorrichtung zur Durchführung eines Verfahrens entsprechend einem der voranstehenden Ansprüche 1 bis 15, dadurch gekennzeichnet, daß die Verstellung der Eigenfrequenz fN durch die Verstellung der Federrate einer hydraulischen Feder bewirkt ist, und wobei das die Federrate bestimmende Kompressionsvolumen des hydraulischen Mediums innerhalb bestimmter Grenzen nach vorgebbarer Weise beliebig einstellbar ist.
35
19. Vorrichtung nach Anspruch 18, dadurch gekennzeichnet, daß die Größe der das Kompressionsvolumen aufnehmenden Kompressionskammer veränderbar ist durch die Verlage- rung eines Verstellkolbens in einer entsprechenden Aufnahmebohrung und daß die Verlagerung des Verstellkolbens durch einen motorischen Hilfsantrieb bewirkt ist, wobei durch eine zugeordnete Steuerung die Größe der Kompressionskammer innerhalb bestimmter Grenzen nach vorgebbarer Weise einstellbar ist.
20. Vorrichtung nach Anspruch 19, dadurch gekennzeichnet, daß simultan und synchron mit der Veränderung der Größe der Kompressionskammer die Größe des Kompressionsvolumens des hydraulischen Mediums veränderbar ist durch die Mitwirkung einer motorisch angetriebenen Pumpe, durch welche ein Fluidvolumenstrom des hydraulischen Mediums in vorgegebener Weise in die Kompressionskammer hinein oder aus der Kompressionskammer heraus gefördert ist.
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