Einrichtung zum Verdichten von körnigen Formstoffen Device for compacting granular molding materials
Die Erfindung betrifft eine Einrichtung zum Verdichten von körnigen Formstoffen. Derartige Einrichtungen dienen beispielsweise zur Herstellung von Betonsteinen, wobei körniger Formstoff in Form von feuchtem Betonmörtel in eine Form eingefüllt und mittels Vibrationsschwingungen zu Steinrohlingen verdichtet wird, die man dann aushärten läßt. Aus DE 101 54 897 A1 ist eine Einrichtung zum Verdichten von körnigen Formstoffen in einer Form zu wenigstens einem Formkörper bekannt, die als Zweimassenschwinger, mit dem der Formstoff mittels erzwungener Schwingungen verdichtbar ist, ausgebildet ist. Der Zweimassenschwinger wird aus einer Arbeitsmasse und einer Freischwingmasse gebildet, wobei die beiden Massen durch ein Federsystem miteinander gekoppelt sind und im wesentlichen phasengleich und gegenläufig schwingen, wobei die Arbeitsmasse die Masse eines Schwingtisches für die Form, der Form und des darin eingefüllten Formstoffs
umfaßt. Der Zweimassenschwinger ist zusätzlich über ein Abstützfedersystem gegenüber einer feststehenden Fläche abgestützt. Als Erregeraktuator dient ein Unwuchtvibrator. Bei dieser Einrichtung gibt es keine Möglichkeit,, die Erregerleistung des Unwuchtvibrators bei Einhaltung einer vorgegebenen Verdichtungsfrequenz zu beeinflussen oder die Schwingwegamplituden insbesondere bei einer Erregerfrequenz in der Nähe der Haupteigenfrequenz zu begrenzen . Viel meh r ist dort vorgesehen , bei gleich bleibenden Beschleunigungsamplituden erheblich oberhalb oder unterhalb der Resonanzfrequenz zu arbeiten. Dies erfordert jedoch entsprechend starke Motoren und einen hohen Energieeintrag, um eine ausreichende Verdichtung zu erzielen, zumal bereits für die Schwingungsbewegungen selbst ohne Abgabe einer Verdichtungsleistung ein hoher Leistungsaufwand notwendig ist. Abgesehen davon ist diese Einrichtung nicht für einen Formstoff in Form von erdfeuchtem Betonmörtel geeignet, da dieser nicht ausreichend verdichtet würde. Ein höherer Wasseranteil des Betonmörtels führt aber dazu, daß aus dem Betonmörtel gebildete Rohlinge nicht sofort entformbar sind, wodurch die Taktzeiten erheblich verlängert werden. Aufgabe der Erfindung ist es, eine Einrichtung zum Verdichten von körnigen Formstoffen zu schaffen, die eine hohe Verdichtungsleistung bei geringem Leistungsaufwand ermöglicht. Diese Aufgabe wird entsprechend den Merkmalen des Anspruchs 1 gelöst. Hiernach ist eine Einrichtung zum Verdichten von körnigen Formstoffen in einer Form zu wenigstens einem Formkörper vorgesehen, die ein Erregersystem, mit dem der Formstoff mittels erzwungener Schwingungen verdichtbar ist, umfaßt, wobei ein Zweimassenschwinger aus einer Arbeitsmasse und einer Freischwingmasse gebildet ist, die durch ein Federsystem miteinander gekoppelt sind und im wesentlichen phasengleich und gegenläufig schwingen, wobei die Arbeitsmasse die Masse eines Schwingtisches für die Form und/oder die Masse der Form und des darin eingefüllten Formstoffs umfaßt, und wobei die Massen und das Federsystem des Zweimassenschwingers derart abgestimmt sind, daß die Haupteigenfrequenz des Zweimassenschwingers in der Nähe einer vorbestimmten
Verdichtungsfrequenz liegt, und eine Preßeinrichtung, die eine auf den in der Form befindlichen Formstoff einwirkende Preßplatte umfaßt, und vorzugsweise eine Steuerung, durch die bei einer vorgegebenen Verdichtungsfrequen'z die Erregerleistung veränderbar ist, vorgesehen sind. Hierdurch wird bewirkt, daß benachbart zur bzw. bei der Haupteigenfrequenz des Zweimassenschwingers unter gleichzeitiger Beaufschlagung des zu verdichtenden Formstoffs mittels der Preßeinrichtung gearbeitet werden kann, wodurch nicht nur der durch das Erregersystem aufzubringenden Leistungsaufwand verringert, sondern auch gleichzeitig das Verdichtungsergebnis verbessert werden kann. Der verminderte Leistungsaufwand ermöglicht den Einsatz entsprechend schwacher Motoren trotz hoher Schwingwegamplituden. Die in den Maschinenrahmen bzw. die Fundamente einzuleitenden Schwingungskräfte sind entsprechend gering. Auch ist eine hohe Flexibilität bei der Produktion von Formkörpern wechselnden Gewichts gegeben. Die Einrichtung ermöglicht bei der Herstellung von Betonwaren aus Betonmörtel die Verwendung von erdfeuchtem Betonmörtel, der sich nach dem Verdichten zu Rohlingen sofort entformen läßt, da die Rohlinge sofort standfest sind. Weiterhin können die Produktionszykluszeiten verringert werden: Mit Blick auf erwünschte sehr kurze Produktionszykluszeiten für je eine Grundplatte mit verdichteten Formkörpern (bei der Betonsteinherstellung im Bereich von 10 sec und weniger) ist es von erheblicher Bedeutung, innerhalb welcher Zeit beim Beginn der Verdichtungen (vorzugsweise wenigstens zweimal pro Arbeitszyklus) die Erregung einer Schwingwegamplitude von Null an auf ihren vorgegebenen Betrag aufgeschaukelt werden kann. Bei einer bestimmten maximal vom Erregersystem aufbringbaren Erregerkraft geschieht das Aufschaukeln der Schwingwegamplitude von Null an bis zur Sollamplitude umso schneller, je näher die Erregerfrequenz an der Haupteigenfrequenz liegt. Weitere Ausgestaltungen der Erfindung sind der nachfolgenden Beschreibung und den Unteransprüchen zu entnehmen.
Die Erfindung wird nachstehend anhand von in den beigefügten Abbildungen dargestellten Ausführungsbeispielen näher erläutert. Fig. 1a zeigt den Verlauf einer Schwingbewegung einer Arbeitsmassß und einer Freischwingmasse über der Zeit t für einen Zweimassenschwinger. Fig. 1b zeigt symbolisch eine einen Zweimassenschwinger umfassende Einrichtung zum Verdichten als Schwingmodell. Fig. 1 c zeigt den frequenzabhängigen Verlauf von Schwingwegamplitude und E rregerleistu ng eines Zweimassenschwingers im Bereich seiner Haupteigenfrequenz. Fig. 2 bis 4 zeigen schematisiert Ausführungsformen einer Einrichtung zum Verdichten von körnigen Formstoffen. Wie in Fig. 1 b dargestellt, umfaßt die Einrichtung einen Zweimassenschwinger 9 mit einer Arbeitsmasse ma und einer Freischwingmasse mf, die beide durch ein Federsystem 24 miteinander verbunden sind. Die Arbeitsmasse ma ist über ein Abstützfedersystem 22 mit einem Fundament 5 verbunden. Die Erregerleistung und abgeführte Dämpfungsleistung D mögen hier den gleichen Betrag aufweisen. Das Federsystem 24 ist gegenüber dem Abstützfedersystem 22 hart, so daß das Federsystem 24 die Haupt-Eigenfrequenz fn des Zweimassenschwingers 9 maßgeblich festlegt, während der Einfluß des weichen Abstützfedersystems 22 auf der Haupteigenfrequenz des Zweimassenschwingers 9 praktisch vernachlässigbar ist. Um Schwingungen der Arbeitsmasse ma und der Freischwingmasse mf zu erzeugen, ist der Zweimassenschwinger 9 wegen seiner Dämpfungsleistung D durch eine Erregerkraft f(t) 4 zu erzwungenen Schwingungen anzuregen, die gemäß Fig. 1 b an der Freischwingmasse mf angreift. Alternativ könnte die Erregerkraft f(t) 4 auch direkt an der Arbeitsmasse ma angreifen oder die Erregerkraft f(t) könnte sich zwischen den Massen ma und mf abstützen. Das Modell gibt zum einen die Verhältnisse beim Einsatz des Zweimassenschwingers 9 bei einer Stoßvibration für den Fall wieder, daß der entsprechende Vibrator ohne Abgabe von Stößen frei schwingt, wobei die Dämpfungsleistung D die in dem (z. B. mit mehreren
Gummipuffem ausgeführten) abstützenden Federsystem 22 dissipierte Leistung darstellt. Das Modell gibt auch die Verhältnisse beim Einsatz des Zweimassenschwingers 9 bei einer harmonischen Vibration für den Fall wieder, daß der entsprechende Vibrator ohne Mitwirkung einer Preßplatte bei der Vorvibration frei schwingt, wobei die Dämpfungsleistung D die in dem (z. B. mit mehreren Gummipuffern ausgeführten) abstützenden Federsystem 22 dissipierte Leistung und die in den Formstoff eingebrachte Verdichtungsleistung darstellt. In Fig. 1 a könnten die Abszissenachsen anstatt des gemeinsamen Zeitverlaufes t auch den gemeinsamen Phasenwinkel darstellen. Die Massen ma und mf sind - symbolisch auf einen Punkt reduziert - jeweils in der oberen und u ntere n U m ke h rl age d er Schwing bewegu ngen dargestel lt. D ie Schwingwegamplituden der Arbeitsmasse ma bzw. der Freischwingmasse mf sind mit Aa bzw. Af und die entsprechenden Doppelamplituden mit Ha bzw. Hf bezeichnet. Die Schwingwegamplitude Af ist in der Zeichnung doppelt so groß angenommen wie die Schwingwegamplitude Aa. Mit n = Af/Aa läßt sich die allgemeine Beziehung ableiten: mf = ma / n. Demzufolge gilt für den gezeigten Fall von n = 2 das Verhältnis: mf = ma/2. Wie aus Fig. 1a ersichtlich, schwingen die Massen des Zweimassenschwingers 9 phasengleich und gegenläufig. Die größte Entfernung der Massenmittelpunkte ist mit Smax und die kleinste Entfernung ist mit Smin bezeichnet. Bezogen auf den Fall Smin = 0 beträgt die maximale Relativ- Verlagerung der Massenmittelpunkte somit Smax_0 = Ha + Hf und mit Hf = n * Ha: Smax_0 = Ha * (1 +n). Wenn bei einem gewählten Wert n = 2 ein Linearaktuator mit seiner Erregerkraft zwischen den Massen ma und mf wirkend angeordnet ist, kann der bewegliche Teil einen Krafthub He von He = 3 * Ha zurücklegen, anstelle von He = Ha für den Fall, daß der stationäre Teil des Linearaktuators mit dem Fundament und der bewegliche Teil mit der Arbeitsmasse ma verbunden wäre. Falls der Linearaktuator mit dem stationären Teil mit dem Fundament und mit dem beweglichen Teil mit der Freischwingmasse mf verbunden ist (wie in Fig. 1 b angenommen), kann der bewegliche Teil eines Linearaktuators immerhin noch (bei n = 2) einen Krafthub He von He = 2 * Ha zurücklegen.
ln Fig. 1c sind über der Erregerfrequenz fe der Erregersysteme beim Einsatz des Zweimassenschwingers 9 bei einer harmonischen Vibration und bei einer Stoßvibration die Verläufe von Schwingwegamplituden (Ordinate A) und Erregerleistungen (Ordinate P) in der Nähe der Haupteigenfrequenz fn der Schwingsysteme schematisch dargestellt. Die oberen Kurven zeigen die Schwingwegamplituden Vs bzw. Vd für einen Ein- bzw. einen Zweimassenschwinger für den Fall, daß bei vergleichbaren Dämpfungscharakteristika (entsprechend vergleichbaren abgeführten Dämpfungsleistungen D oder Verdichtungsleistungen) bei der Haupteigenfrequenz fn die gleichen maximalen Schwingwegamplituden Amax erreicht werden. Die unteren Kurven repräsentieren die zugehörigen Erregerleistungen Ps bzw. Pd für einen Ein- bzw. einen Zweimassenschwinger, wobei Ps und Pd bei der Haupteigenfrequenz fn einen minimalen Wert aufweisen. Die Kurven zeigen, daß bei vergleichbarer umgesetzter Erregerleistung Pe bei der Erzeugung von gleichen Schwingwegamplituden Ao für den Schwingtisch eines Zweimassenschwingers ein größerer Frequenzbereich ± Δfd im Vergleich zu dem Frequenzbereich ± Δfs für den Schwingtisch eines Einmassenschwingers zulässig ist. Aus den Kurven geht auch hervor, daß für den Fall, daß bei dem Einsatz eines Zweimassenschwingers nur der kleinere Frequenzbereich ± Δfs ausgenutzt werden soll, die Erregerleistung auf einen kleineren Wert Pe_d begrenzt werden kann. Der Verlauf der Schwingwegamplituden Vd bzw. Vs zeigt auch, daß für außerhalb der Frequenzbereiche + Δfs oder ± Δfd liegende Erregerfrequenzen bzw. Verdichtungsfrequenzen die einer Erregerleistung Pe zugeordneten Erregerkräfte (Fe) die Schwingsysteme nur zu kleineren als dem Wert Ao entsprechenden Schwingwegamplituden A erregen können. Die Frequenzbereiche + Δfs oder + Δfd stellen den bei vorgegebener Schwingamplitude Ao "nutzbaren Resonanzbereich" dar. Mit den der Erregerleistung Pe zugeordneten Erregerkräften (Fe) können die Schwingwegamplituden Ao zu Beginn einer Schwingungserregung nicht sofort erreicht werden. Vielmehr werden mit Beginn eines Verdichtungsvorganges bei angewandter maximaler Erregerkraft (Fe) zunächst nur Schwingwegamplituden (Ae) kleiner als Ao erreicht, die jedoch mit jeder Halbperiode wachsen, bis nach
entsprechender "Aufschaukelung" der Schwingbewegungen (Ansammlung von gespeicherter kinetischer Energie) die vorgegebene Schwingwegamplitude Ao nach mehreren Halbperioden erreicht wird. Umgekehrt erfordert auch die Reduzierung der Schwingbewegungen auf den Wert Null am Ende eines Verdichtungsvorganges einige Halbperioden, um durch Dämpfung dem Schwingsystem jegliche Schwingenergie zu entziehen. Bei der in Fig. 2 dargestellten Einrichtung zum Verdichten von körnigem Formstoff wird ein vertikal arbeitender Zweimassenschwinger 9 verwendet, der zur Durchführung einer harmonischen Vibration - im Betriebszustand der Hauptvibration - dient. Der Zweimassenschwinger 9 umfaßt eine Freischwingmasse 37 mit einem daran befestigten Kolben 10 als dem beweglichen Teil eines hydraulischen Linearaktuators 12, welcher im dargestellten Ausführungsbeispiel als Gleichlaufzylinder ausgeführt ist, eine Arbeitsmasse ma, bestehend aus einem Schwingtisch 13, einer Grundplatte 14, einer Form 15, dem Formstoff für einen oder mehrere Formkörper 16 und zwei Spanneinrichtungen 18, mit denen die Form 15 und die Grundplatte 14 gegen den Schwingtisch 13 fest verspannt werden können, sowie ein Federsystem 24, welches in diesem Falle aus zwei an den äußeren Enden fest zusammengefügten Blattfedern besteht und welches zur Übertragung von Federkräften in beiden Vertikalrichtungen mit der Freischwingmasse 37 einerseits und mit der Arbeitsmasse ma andererseits fest verbunden ist. Das Federsystem 24 ist "hart" eingestellt und bestimmt maßgeblich die Haupteigenfrequenz des vertikal arbeitenden Zweimassenschwingers 9. Die Arbeitsmasse ma bzw. der Schwingtisch 13 ist über ein - in Bezug zum Federsystem 24 bevorzugt weich eingestelltes Abstützfedersystem 22 gegen ein Fundament 5 abgestützt. Auf der Oberseite des Formstoffs bzw. des nach der Vibration sich daraus ergebenden Formkörpers 16 ist eine Preßplatte 19 aufliegend angeordnet, die mittels einer hydraulischen Preßeinrichtung 6 in vertikaler Richtung verfahren werden und mit einem vorgebbaren Preßdruck beaufschlagt werden kann. Die Preßeinrichtung 6 besteht aus einem Preßkolben 21 , einem Zylinderkörper 20 und einer nicht zeichnerisch dargestellten Steuerung zur Beaufschlagung der
Zylinderarbeitsräume. Grundplatte 14, Form 15 und Preßplatte 19 bilden eine Formeinrichtung 8. Der mit dem Fundament 5 fest verbundene Rahmen 17, an dem die Preßeinrichtung 6 befestigt ist, überträgt die von der Preßeinrichtüng 6 aufzunehmenden Preßkräfte und die aus der Vibration resultierenden Massenkräfte. Der mit Hydrauliköl gefüllte obere Arbeitsraum 23 des Zylinderkörpers 20 wirkt während des Verdichtungsvorganges als eine zusätzliche Federeinrichtung 26, was durch das Federsymbol 27 angedeutet ist. Der gemäß dem Ausführungsbeispiel von Fig. 2 hydraulische Linearaktuator 12, dessen Aktuatorzylinder 28 mit dem Fundament 5 fest verbunden ist, bildet zusammen mit einem Servo-Wegeventil 30 und einer elektrischen Erregersystem- Steuerung 50 mit einem zugeordneten Regler 52 das Erregersystem 7. Das Servo- Wegeventil 30 vermag die beiden Arbeitsräume des Aktuatorzylinders 28 abwechselnd mit einer Fluid-Druckquelle 31 mit regelbarem Druck und einem (drucklosen) Tank 32 zu verbinden. (Als Linearaktuator 12 kommt natürlich auch ein elektrisch betriebener Linearaktuator in Frage, wie er in Fig. 3 beschrieben ist.) Bei dem Linearaktuator 12 werden die Erre-gerkräfte bevorzugt mit nicht sinusförmig verlaufenden periodischen Kraftentwicklungsverläufen erzeugt, sondern eher impulsartig. Bedingt u.a. durch die erheblichen Massen der Arbeitsmasse ma werden die Verdichtungskräfte jedoch mit im wesentlichen stetigem Verlauf in den Formkörper 16 eingeführt, so daß auch in diesem Falle der erzeugte Verdichtungsprozeß noch als harmonischen Vibration bezeichnet werden kann. Fig. 2 zeigt mit den Hauptbestandteilen der Federeinrichtung 26, der Preßplatte 19, des Formkörpers 16, des Schwingtisches 13 mit allen daran befestigten Bauteilen einschließlich des Abstützfedersystems 22, des Federsystems 24, der Freischwingmasse 37 mit allen daran befestigten Bauteilen und mit dem Linearaktuator 12 ein "Schwingsystem zweiter Art" 38, welches bei der Hauptvibration schwingend zum Einsatz gelangt. Die Federeinrichtung 26 oder ein Teil davon könnte jedoch auch direkt gegen den Schwingtisch 13 abgestützt sein. Bei einer der Hauptvibration vorangehenden Vorvibration kann dagegen ein etwas abgewandeltes "Schwingsystem erster Art" 36 in Aktion sein, welches aus dem
"Schwingsystem zweiter Art" 38 dadurch hervorgeht, daß hier die Preßplatte 19 nicht auf dem Formkörper 16 aufliegt. Während einer Vorvibration, bei welcher die Preßplatte 19 nicht auf dem Formkörper 16 aufliegt, werden durch eine entsprechende Ansteuerung des Servo- Wegeventils 30 durch die abwechselnde Verbindung der beiden Arbeitsräume des Aktuatorzylinders 28 mit der Druckquelle 31 und dem Tank 32 im Linearaktuator 12 periodische Erregerkräfte mit vorgegebener Erregerfrequenz fe erzeugt, die über den Kolben 10 in die Freischwingmasse 37 geleitet werden und diese zur Ausführung von mit der Erregerfrequenz ausgeführten Schwingbewegungen zwingen, was durch den Doppelpfeil 34 angedeutet ist. Die über das Federsystem 24 übertragenen Federverformungskräfte werden auf die Arbeitsmasse ma übertragen und zwingen dieselbe zu eigenen Schwingbewegungen, was durch den Doppelpfeil 35 symbolisiert wird. Durch die physikalischen Gegebenheiten des Zweimassenschwingers 9 bedingt, schwingen die Arbeitsmasse ma und die Freischwingmasse 37 im wesentlichen phasensynchron und gegenläufig, wie in Fig. 1 dargestellt, im Takte der Erregerfrequenz fe, die in der Nähe der Haupteigenfrequenz des vertikal arbeitenden Zweimassenschwingers 9 oder mit der Haupteigenfrequenz übereinstimmend vorgegeben ist. Das bevorzugt "weich" eingestellte Abstützfedersystem 22 hat dabei nur einen geringen Einfluß auf die Ausbildung der Haupteigenfrequenz des Zweimassenschwingers 9. Durch die im wesentlichen phasensynchron und gegenläufig getrennt verlaufenden Schwingbewegungen der Arbeitsmasse ma und der Freischwingmasse 37 und die dabei stattfindende Erzeugung von Federkräften an dem Federsystem 24 werden die Massenkräfte beider Massen zum größten Teil innerhalb des Zweimassenschwingers 9 kompensiert. Die Vorverdichtung des Formstoffes erfolgt unter dem Einfluß der Beschleunigungen der Arbeitsmasse ma. Die bei der Schwingung des Schwingsystems erster Art (und zweiter Art) bei vorgegebener Schwingfrequenz vorzugebende Schwingwegamplitude der Arbeitsmasse ma wird vorzugsweise durch eine entsprechende Regelung der durch den Linearaktuator 12 in das Schwingsystem eingetragenen Erregerenergie bzw.
Erregerleistung eingestellt und eingehalten. Für den Vorgang der Regelung der Soll- Schwingwegamplitude bedarf es dabei der ständigen Messung der Ist- Schwingwegamplitude. Das entsprechende Signal wird durch einen am Rahrήen 17 befestigten Wegsensor 33 gewonnen, der z.B. die Wegverlagerung einer Ecke des Schwingtisches 13 erfassen kann. Die Regelung der Schwingwegamplitude erfolgt über einen Regler 52 unter Mitwirkung eines entsprechenden Algorithmus für die Ansteuerung des Servo-Wegeventils 30 und für die Regelung des Druckes in der Druckquelle 31 bevorzugt derart, daß bei jeder Schwingungshalbperiode die notwendige Erregerenergie für den Linearaktuator 12 ermittelt und umgesetzt wird. Zwecks Nutzung einer hohen Leistungsübertragungsfähigkeit des Linearaktuators 12 wird zweckmäßigerweise das Verhältnis q = mf/ma kleiner als 1 gewählt, so daß das Verhältnis n = Af/Aa einen Wert größer als 1 erreicht. Bei der Arbeitsweise der Einrichtung von Fig. 2 während der Hauptvibration, bei welcher die Preßplatte 19 auf dem Formstoff bzw. Formkörper 16 aufliegt, erfolgt die eigentliche Verdichtung unter anderem unter Einwirkung der Beschleunigungen der Arbeitsmasse ma und des Preßdruckes. Das bei der Hauptvibration mit dem Abstützfedersystem 22 und mit der Federeinrichtung 26 sowie mit der Masse der Preßplatte 19 (und der damit verbundenen Bauteile) zusammenarbeitende Zweimassensystem bildet ein Schwingsystem zweiter Art, welches unter dem Einfluß der Erregerkräfte bezüglich des Schwingverhaltens etwas anders reagiert als das Schwingsystem erster Art. Davon ist auch die Haupteigenfrequenz fn2 des ganzen Schwingsystem zweiter Art betroffen, die aber auch in diesem Falle von der Haupteigenfrequenz fn des Zweimassenschwingers 9 dominiert wird. Die Begrenzung des Mehraufwandes an Erregerleistung auf ein vertretbares Maß zur Einstellung einer vorgegebenen Schwingwegamplitude der Arbeitsmasse ma bei Abweichungen der Erregerfrequenz fe von der Eigenfrequenz fn2, insbesondere auch bei dem Durchfahren eines bestimmten Frequenzbereiches, wird dadurch gewährleistet, daß die Haupteigenfrequenz fn des ganzen Schwingsystems maßgeblich durch die Haupteigenfrequenz des Zweimassenschwingers 9 bestimmt wird.
Bei der in Fig. 3 dargestellten Einrichtung erfolgt die Verdichtung mittels Stoßvibratiön unter Verwendung eines vertikal arbeitenden Zweimassenschwingers 9 im Betriebszustand der Hauptvibration. Der Zweimassenschwinger 9 umfaßt in diesem Falle die als Stoßschwingtisch ausgebildete Arbeitsmasse ma des Schwingtisches 13, die Freischwingmasse 37 mit dem daran befestigten Linearaktuator-Teil 47, sowie das Federsystem 24. Hierbei sind am Rahmen 17 Prallleisten 46 befestigt, welche mit Ausnehmungen 43 versehen sind, durch welche an der Oberseite des Schwingtisches 13 angebrachte Stoßleisten 41 hindurchgreifen und bei der Schwingbewegung des Schwingtisches 13 nach Überwindung eines Luftspaltes 44 gegen die Unterseite der Grundplatte 14 stoßen. Die Grundplatte 14 liegt auf den Prallleisten 46 auf, sofern sie nicht eine durch den Stoß bedingte Aufwärtsbewegung ausführt und dabei von den Prallleisten 46 abhebt. Die auf der Grundplatte 14 aufliegende Form 15 wird über Federn 45, welche sich über an dem Rahmen 17 angebrachte Nasen abstützen, fest auf die Oberseite der Grundplatte 14 gepreßt. Dadurch wird auch während der Eigenbewegung der Grundplatte 14 ein Aneinanderliegen von Form 15 und Grundplatte 14 bewirkt. Der in der Form 15 befindliche Formstoff bzw. Formkörper 16 wird bei der Hauptvibration über eine Preßplatte 19 mit einem Preßdruck mittels der Preßeinrichtung 6 beaufschlagt. Bei der Ausführungsform von Fig. 3 ist ein elektrisch betriebener Linearaktuator 12 vorgesehen. Er besteht aus dem an der Freischwingmasse 37 befestigten "beweglichen Linear-Aktuator-Teil" 47 und aus einem Linearaktuator-Teil 48, der fest mit dem Fundament 5 verbunden ist. Der elektrisch betriebene Linearaktuator 12 von Fig. 3 stellt zusammen mit seiner Steuerung 50 und einem zugeordneten Regler 52 das Erregersystem 7 dar. Am Rahmen 17 ist ein Wegsensor 42 angebracht, mit dessen Hilfe die Schwingwegamplitude des Schwingtisches 13 laufend ermittelt werden kann. Das Signal der Schwingwegamplitude, die in diesem Falle die Regelgröße sein möge, wird dem Regler 52 zugeführt, durch den unter Einsatz der Steuerung 50 die Schwingwegamplitude nach einem vorgegebenen Wert und bei einer vorgegebenen
Erregerfrequenz geregelt wird. Als Regelgrößen kommen neben der Schwingwegamplitude auch noch andere, von der Schwingbewegung des Schwingtisches 13 (in diesem Falle des "Stoß-Schwingtisches" ) abgeleitete physikalische Größen in Frage. Als elektrische Linearaktuatoren 12 sind bevorzugt mit Wechselstrom betriebenen Linearmotoren vorgesehen. Für die elektrischen Linearaktuatoren 12 kommt bevorzugt ein spezielles Ansteuerverfahren zur Anwendung, durch welches erreicht wird, daß den Linearaktuatoren 12 bei jeder Halb- oder Vollperiode genau der zur Einhaltung der Regelgröße benötigte Energiebetrag bzw. Leistungsbetrag zugeführt (oder entzogen) wird. Auch hierbei kann das Verhältnis q = mf/ma kleiner als 1 gewählt sein, so daß das Verhältnis n = Af/Aa einen Wert größer als 1 , z.B. n = 2 erreicht. Die Regelung eines Parameters der Schwingbewegung des Schwingtisches 13 kann auch dadurch bewirkt werden, daß bei konstanter Zufuhr von Erregerleistung durch einen Erregeraktuator zusätzlich ein Dämpfungsaktuator vorgesehen sein kann, dessen Dämpfungsleistung geregelt wird. Die Arbeitsweise der Einrichtung bei der Vorvibration und bei der Hauptvibration ist folgende: Durch eine entsprechende Ansteuerung des elektrischen Linearaktuators 12 werden periodische Erregerkräfte mit vorgegebener Erregerfrequenz fe erzeugt, die in die Freischwingmasse 37 geleitet werden und d iese zu r Ausfü hru ng von mit der Erregerfrequenz ausgefü h rten Schwingbewegungen zwingen, was durch den Doppelpfeil 34 angedeutet ist. Die über das Federsystem 24 übertragenen Federverformungskräfte werden auf die Arbeitsmasse ma übertragen und zwingen dieselbe zur Durchführung von eigenen Schwingbewegungen, was durch den Doppelpfeil 40 symbolisiert wird. Durch die physikalischen Gegebenheiten des Zweimassenschwingers 9 bedingt, schwingen die Arbeitsmasse ma und die Freischwingmasse 37 im wesentlichen phasensynchron und gegenläufig, wie in Fig. 1 a dargestellt, im Takte der Erregerfrequenz fe, die in der Nähe der Haupteigenfrequenz des vertikal arbeitenden Zweimassenschwingers 9 oder mit der Haupteigenfrequenz übereinstimmend vorgegeben ist. Das bevorzugt "weich" eingestellte
Abstützfedersystem 22 hat dabei kaum einen Einfluß auf die Ausbildung der Haupteigenfrequenz des Zweimassenschwingers 9. Durch die im wesentlichen phasensynchron und gegenläufig getrennt verlaufenden Schwingbewegungen der Arbeitsmasse ma und der Freischwingmasse 37 und die dabei stattfindende Erzeugung von Federkräften an dem Federsystem 24 werden die Massenkräfte beider Massen zum größten Teil innerhalb des Zweimassenschwingers 9 kompensiert. Die Verdichtung des Formstoffes erfolgt unter dem Einfluß der durch die Stoßleisten 41 in die Grundplatte 14 eingeleiteten und durch die bei dem Zurückfallen der Grundplatte 14 auf die Prallleisten 46 erzeugten Stöße, sowie durch den Preßdruck. Die Begrenzung des Mehraufwandes an Erregerleistung auf ein vertretbares Maß zur Einstellung einer vorgegebenen Schwingwegamplitude der Arbeitsmasse ma bei Abweichungen der Erregerfrequenz fe von der Haupteigenfrequenz fn, insbesondere auch bei dem Durchfahren eines bestimmten Frequenzbereiches, wird dadurch gewährleistet, daß die Haupteigenfrequenz fn des ganzen Schwingsystems maßgeblich durch die Haupteigenfrequenz des Zweimassenschwingers 9 bestimmt wird. Bei den in Zusammenhang mit den Fig. 2 und 3 beschriebenen Einrichtungen wird das Abstützfedersystem 22 bevorzugt als Gummipuffer ausgebildet und die Freischwingmassen 37 können bei der Einleitung der Erregerkräfte vom Erregeraktuator direkt in die Freischwingmasse 37 im Extremfall aus einer anteiligen Federmasse des Federsystems 24 und dem daran befestigten Teil des Erregeraktuators bestehen. Diese Einrichtungen erzielen ihren Verdichtungseffekt durch eine Vibration des Formstoffes in vertikaler Richtung und durch Einwirkung einer Preßkraft von oben. Zwecks Erzielung besonderer Verdichtungseffekte ist es möglich, einen wie zuvor beschriebenen Zweimassenschwinger zur horizontalen Vibration des Formstoffes bzw. der Form, mit Verwendung eines von oben auf den Formkörper wirkenden Preßdruckes, einzusetzen. Dies kann in einer ersten Ausführungsform derart geschehen, daß die Form 15 mit dem Formkörper 16 bei ihren horizontalen Schwingbewegungen relativ zu einer Unterlage, z.B. einer Grundplatte 14,
bewegbar ist. In diesem Falle stellt die Form 15 zusammen mit dem Formkörper 16 den wesentlichen Teil der Arbeitsmasse ma eines horizontal arbeitenden Zweimassenschwingers dar und es handelt sich dabei dann um eine "horizontale harmonische Formvibration". Bei einer zweiten Ausführungsform kann die Form 15 mit der Grundplatte 14 gegen eine in horizontaler Richtung synchron mitschwingende weitere Unterlage fest zusammengespannt sein, welche Unterlage z.B. der in Fig. 2 gezeigte Schwingtisch 13 für die Durchführung der sogenannten harmonischen Vibration sein kann. In diesem Falle stellt die Form 15 zusammen mit dem Formkörper 14 und der Unterlage bzw. dem Schwingtisch 13 den wesentlichen Teil der Arbeitsmasse ma eines Horizontal-Zweimassenschwingers dar. Diese Ausführungsform kann auch als "horizontale harmonische Tischvibration" bezeichnet werden. Bei einer weiteren Ausführungsform der Einrichtung mit einem horizontal arbeitenden Zweimassenschwinger kann es einerseits vorgesehen sein, daß dieselben Formkörper 14 in derselben Form 15 zusätzlich noch, entweder gleichzeitig oder nacheinander mit einer Vibration des Formstoffes in vertikaler Richtung verdichtet werden, oder kann es andererseits vorgesehen sein, daß in der gleichen Einrichtung unter Verwendung derselben oder einer anderen Form 15 Formkörper 16 bei einem (auch zeitlich gesehen) anderen Produktionsvorgang mit einer Vibration des Formstoffes in vertikaler Richtung verdichtet werden. Neben den anhand von Fig. 4 beschriebenen vertikalen Schwingsystemen kommen dabei für eine Vibration des Formstoffes in vertikaler Richtung noch in Frage: Eine vertikale Formvibration mit Stößen des Formkörpers gegen den "Palettentisch", wie in EP 1 118 439 A1 beschrieben, und eine vertikale Stoßverdichtung mit einem unter die Grundplatte stoßenden Stoß-Schwingtisch, wobei in beiden Fällen beliebige Erregersysteme einschließlich des hier beschriebenen Zweimassenschwinger-Erregungsprinzips eingesetzt werden können. Die in Fig. 4 dargestellte Einrichtung dient zum Erzeugen von horizontalen Schwingungsbewegungen an einer Form 15 mit Formkörper 16 unter Einsatz eines horizontal arbeitenden Zweimassenschwingers 9 in der oben erwähnten Ausfüh-
rungsform der "horizontalen harmonischen Tischvibration". Der linke Teil der gezeigten Anordnung umfaßt im wesentlichen Funktionsgruppen, die bereits in Fig. 2 dargestellt sind. Die Arbeitsmasse ma des horizontal arbeitenden Zweimassenschwingers 9 umfaßt im wesentlichen den Schwingtisch 13, der über Federelemente 56 gegen das Fundament 5 oder ein damit verbundenes Maschinenteil abgestützt ist, die Grundplatte 14, die Form 15 mit einem Formkörper 16, die Preßplatte 19, zwei Spanneinrichtungen 18 und eine Kuppeleinrichtung 60. Mit den Spanneinrichtungen 18 kann die Verspannung der Form 15 gegen die Grundplatte 14 durch einen Schaltvorgang durchgeführt und auch wieder gelöst werden, so daß der Formkörper 14 (in nicht dargestellter Weise) zum Zwecke der Entformung aus der Form 15 durch eine Relativbewegung von Preßplatte 19 und Form 15 nach unten entfernt werden kann. Die (weich eingestellten) Federelemente 56 sind hier derart ausgebildet, daß sie neben einer vertikalen Deformation auch einer horizontalen Deformation unterworfen werden können, um damit auch eine horizontale Schwingbewegung 53 des Schwingtisches 13 bzw. der Arbeitsmasse ma zu ermöglichen. Ebenfalls zum Zwecke der Ermöglichung einer horizontalen Schwingbewegung wird die Preßplatte 19 von dem Preßkolben 21 der Preßeinrichtung 6 nicht direkt angetrieben, sondern über Stege 54, die bei der Übertragung der Preßkraft beim Schwingen der Arbeitsmasse ma in der durch den Doppelpfeil 53 angedeuteten horizontalen Richtung unter geringem Widerstand elastisch verformt werden können. Die Preßeinrichtung 6 stützt sich (in nicht dargestellter Weise) über den Rahmen 17 gegen das Fundament 5 ab, ähnlich, wie es in Fig. 2 gezeigt ist. Alternativ kann der Schwingtisch 13 auch zeitversetzt oder simultan mit der horizontalen Schwingung zwecks Erzeugung eines Verdichtungseffektes auf unterschiedliche Weise in vertikale Schwingungen versetzt werden. In einem Falle ist die Arbeitsmasse ma des Schwingtisches 13 gleichzeitig die Arbeitsmasse eines zeichnerisch nicht vollständig dargestellten vertikal arbeitenden Zweimassenschwingers, der die Arbeitsmasse ma in vertikaler Richtung, symbolisiert durch den Doppelpfeil 59, zu Schwingungen erregen kann. Bezüglich des vollständigen Vertikal-Zweimassen-
schwingers sei angenommen, daß er ganz ähnlich aufgebaut ist und auch betrieben wird, wie dies in Fig. 2 beschrieben ist. Der Doppelpfeil 58 deutet die Übertragung der vertikalen Erregerkräfte auf die Arbeitsmasse ma an, wobei bezüglich dieser Erregerkräfte angenommen sei, daß sie unmittelbar durch eine am Schwingtisch 13 befestigte Feder übertragen werden, so, wie dies anhand des Federsystem 24 in Fig. 2 für die harmonische Vibration gezeigt ist. Der Doppelpfeil 58 könnte aber auch stellvertretend sein für eine vertikale Stoßvibration, bei der Stoßleisten eines weiteren (nicht dargestellten) Stoß-Schwingtisches durch in dem Schwingtisch 13 angebrachte Ausnehmungen von unten gegen die Grundplatte 14 stoßen, wie in Fig. 3 dargestellt. Die Erregung des Stoß-Schwingtisches könnte wie in Fig. 3 dargestellt oder auch gemäß WO 02/38346 A1 erfolgen. Die Freischwingmasse mf wird in Fig. 4 im wesentlichen verkörpert durch ein Masse-Teil 62, an dem das erste Linearaktuator-Teil 48 des elektrisch betriebenen Linearaktuators 12 befestigt ist, wobei beide Teile zusammen beim Schwingbetrieb des horizontal arbeitenden Zweimassenschwingers 9 eine durch den Doppelpfeil 70 gekennzeichnete horizontale Schwingbewegung durchführen. Diese horizontale Schwingbewegung 70 wird durch eine horizontale Geradführung ermöglicht, die dadurch realisiert ist, daß das Masse-Teil 62 durch zwei in horizontaler Richtung biegeelastisch ausgebildete Stützkörper 63 gegen das Fundament 5 abgestützt ist. An dem Masse-Teil 62 ist noch ein Zusatzmasse-Teil 64 befestigt, welches abnehmbar ist. Hierdurch kann, falls erwünscht, die Haupteigenfrequenz verändert werden. Diese Maßnahme kann natürlich bei jeder Art von Zweimassenschwinger 9 angewendet werden. Die horizontale Schwingbewegung 53 kann durch einen Sensor 68 erfaßt werden, der an einem Halteelement 65 befestigt ist, das seinerseits mit dem Fundament 5 fest verbunden ist. Der horizontale Schwingweg 53 oder eine seiner zeitlichen Ableitungen kann alternativ auch durch ein z.B. im Schwingtisch 13 untergebrachten Sensor 74 erfaßt werden, wobei dieser z.B. ein Beschleunigungssensor ist. Das zweite Linearaktuator-Teil 47 ist an seinem rechten Ende durch einen biegewilligen und federelastischen Stützkörper 66 in vertikaler Richtung abgestützt
und an seinem linken Ende mittels zweier gummielastischer Federelemente 72 mit der Kuppeleinrichtung 60 in folgender Weise verbunden: Bei der Übertragung der horizontal wirkenden Erregerkraft über das zweite Linearaktuator-Teil 47 ä,uf die Arbeitsmasse ma erfolgt keine merkliche Verformung der gummielastischen Federelemente in horizontaler Richtung, so daß das zweite Linear-Aktuator-Teil 47 bewegungsgleich mit dem Schwingtisch 13 in horizontaler Richtung schwingen kann, wobei diese gemeinsame horizontale Schwingbewegung durch den Doppelpfeil 53 angedeutet ist. Gleichzeitig wird jedoch durch die gummielastischen Federelemente 72 eine Art elastisches Drehgelenk realisiert, so daß bei einer Durchführung von vertikalen Schwingbewegungen des Schwingtisches 13 der zweite Linear-Aktuator- Teil 47 mit Drehpunkt an seiner linken Seite geringfügig relativ zu dem Schwingtisch 13 verschwenkt werden kann. Die Durchführung der geringfügig ausfallenden Schwenkbewegung wird im ersten Linearaktuator-Teil 48 dadurch ermöglicht, daß in seinem Inneren der zweite Linearaktuator-Teil 47 mit einem ausreichend großen beiderseitigen Luftspalt 69 frei beweglich ist. An der Arbeitsmasse ma einerseits und der Freischwingmasse mf andererseits ist das bei dieser Ausführungsform in horizontaler Richtung wirkende Federsystem 24 befestigt, welches zur Übertragung von Federkräften in beiden Richtungen auch ähnlich wie das Federsystem 24 in Fig. 3 gestaltet sein könnte, welches "hart" eingestellt ist, und durch welches (außer durch die Massen ma und mf) die Haupteigenfrequenz des horizontal arbeitenden Zweimassenschwingers 9 maßgeblich festgelegt ist. Bei der im wesentlichen gegenläufig und synchron verlaufenden Schwingbewegung der Arbeitsmasse ma und der Freischwingmasse mf führt letztere eine horizontale Schwingbewegung durch, die durch den Doppelpfeil 70 angedeutet ist. Im Gegensatz zu dem vertikal arbeitenden Zweimassenschwinger 9 von Fig. 3 stützt sich gemäß Fig. 4 die vom Linearaktuator 12 entwickelte Erregerkraft nicht gegen das Fundament 5 ab, sondern sie wirkt direkt zwischen der Arbeitsmasse ma und der Freischwingmasse mf. (Wollte man diese abweichende Arbeitsweise in Fig. 1 b zum Ausdruck bringen, so müßte man sich dort die periodische Erregerkraft f(t) zwischen den die beiden Massen symbolisierenden Punkten
ma und mf und parallel zur Wirkrichtung des Federsystems 24 angreifend vorstellen. Ansonsten blieben alle Aussagen, die zum Zweimassenschwinger allgemeinen, z.B. auch zu Fig. 1a bis 1c und zu den Fig. 2 und 3 mit Bezug auf die vertikal arbeitenden Zweimassenschwinger gemacht wurden, auch für den horizontal arbeitenden Zweimassenschwinger 9 zutreffend.) Für die elektrische Ansteuerung und die Betriebsweise des elektrisch betriebenen Linearaktuators 12 gilt sinngemäß das Gleiche, wie im Zusammenhang mit dem Betrieb des elektrisch betriebenen Linearaktuators 12 in Fig. 3 beschrieben. Der horizontal arbeitende Zweimassenschwinger 9 soll (wie der vertikal arbeitende Zweimassenschwinger auch) bevorzugt als Resonanz-Zweimassenschwinger arbeiten, wobei die Erregerfrequenz bzw. die Schwingfrequenz in der Nähe oder an der Stelle der Haupteigenfrequenz des Zweimassenschwingers 9 gelegen ist. Dabei soll die Schwingwegamplitude oder eine davon abgeleitete physikalische Größe der Arbeitsmasse ma oder der Freischwingmasse mf nach vorgegebenen Werten regelbar sein durch einen Regelkreis, in den auch die durch den Sensor 68 oder 74 gewonnenen Informationen mit einbezogen sind. Der horizontal arbeitende Zweimassenschwinger 9 kann bei einer Vorvibration und/oder der Hauptvibration alleine oder zusammen mit einem vertikal arbeitenden Schwingungserreger für die Schwingungserregung der Arbeitsmasse ma in der Richtung des Doppelpfeils 59 eingesetzt werden. Bei gleichzeitiger Erregung der Arbeitsmasse ma in vertikaler und horizontaler Richtung ist die Erregung beider Schwingungserreger mit gleicher Frequenz empfehlenswert. Dabei ist es vorteilhaft, die Schwingungsverläufe beider Schwingungsbewegungen mit einer Phasenwinkel-Differenz mit einem vorgegebenen konstanten Wert durchzuführen, wobei der effektivste Betrag für die Phasenwinkeldifferenz am besten durch Versuche ermittelt wird. Die Übertragung der vom Linearaktuator 12 entwickelten Erregerkraft auf die Arbeitsmasse ma kann auch direkt auf die Form 15 bzw. auf ein mit dieser verbundenes Bauteil über eine Kupplungseinrichtung erfolgen, womit eine "harmonische horizontale Formvibration" realisiert wird. Um ein Abheben der Form 15 von der Grundplatte 14 zum Zwecke der Entformung des Formkörpers 16 aus der Form
15 zu ermöglichen, kann für diesen Fall die Kupplungseinrichtung lösbar mit der Form 15 verbunden sein. Anstelle eines Horizontal-Zweimassenschwingers 9 kann auch an gegenüberliegenden Seiten des Schwingtischs 13 jeweils ein Horizontal-Zweimassen- schwinger 9 angreifen, wobei diese beiden bewegungssynchronisiert sind, d.h. in dieselbe Richtung arbeiten. Der Einsatz eines horizontal arbeitenden Zweimassenschwingers 9 für die horizontale Verdichtungsvibration ist u.a. auch deshalb besonders vorteilhaft, weil durch die phasensynchron und gegenläufig getrennt verlaufenden Schwingbewegungen der Arbeitsmasse ma und der Freischwingmasse mf und die dabei stattfindende Erzeugung von Federkräften (an dem horizontal wirkenden Federsystem 24) die Massenkräfte beider Massen zum größten Teil innerhalb des Horizontal- Zweimassenschwingers 9 kompensiert werden können. Dadurch bedingt kann man erreichen, daß das Maschinengestell nur geringfügig zu Querschwingungen erregt wird. Verbunden mit einer Abänderung der Wirkung des horizontal wirkenden Federsystems 24 können noch andere Federelemente an der Arbeitsmasse ma und der Freischwingmasse mf mitwirken (wie z.B die Federelemente 56 und die biegeelastischen Stützkörper 63) und dabei die Haupteigenfrequenz des horizontal arbeitenden Zweimassenschwingers 9 mitbestimmen. Gegenüber einem Erregersystem mit einem elektrischen Linearaktuator 12, dessen einer Teil sich gegen den Schwingtisch 13 und dessen anderer Teil sich gegen ein im wesentlichen sich starr verhaltendes Organ, wie z.B. gegen den Maschinenrahmen oder das Fundament 5 abstützt, bringt der horizontal arbeitende Zweimassenschwinger 9 noch folgenden Vorteil in Form einer besseren Motorausnutzung mit sich: Mit Blick auf Fig. 1a erkennt man, daß der Linearaktuator 12 einen Krafthub entsprechend der Summe der Doppelamplituden Ha + Hf ausführen kann, wobei der Krafthub noch weiter vergrößert werden kann, wenn man den Betrag der Doppelamplitude Hf dadurch noch weiter erhöht, indem man das Verhältnis ma/mf möglichst groß, z.B. ma/mf = 4 macht (siehe Erläuterung zu Fig. 1a).
Der Haupteigenfrequenz fn des Zweimassenschwinger 9 ist die Haupteigenkreisfrequenz ωn = 2* π * fn zugeordnet. Mit d als der Federrate des Federsystems 24, mit der Arbeitsmasse ma und mit der Freischwingmasse mf gilt bei» freier Schwingung des Zweimassenschwingers 9 die Beziehung für die zugehörige Haupteigenkreisfrequenz ωn: (mf + ma) ωn := /cA - mf maThe invention relates to a device for compacting granular molding materials. Devices of this type are used, for example, for the production of concrete blocks, granular molding material in the form of moist concrete mortar being poured into a mold and compacted by means of vibratory vibrations to form stone blanks which are then allowed to harden. DE 101 54 897 A1 discloses a device for compacting granular molded materials in a mold to form at least one molded body, which is designed as a dual-mass oscillator with which the molded material can be compacted by means of forced vibrations. The two-mass oscillator is formed from a working mass and a cantilever mass, the two masses being coupled to one another by a spring system and oscillating essentially in phase and in opposite directions, the working mass being the mass of an oscillating table for the shape, the shape and the molding material filled therein
includes. The dual mass transducer is also supported against a fixed surface by a support spring system. An unbalance vibrator serves as the exciter actuator. With this device, there is no possibility of influencing the excitation power of the unbalance vibrator while maintaining a predetermined compression frequency or of limiting the oscillation path amplitudes, in particular at an excitation frequency in the vicinity of the main natural frequency. Much more is provided there to work considerably above or below the resonance frequency with constant acceleration amplitudes. However, this requires correspondingly powerful motors and a high energy input in order to achieve adequate compression, especially since a high expenditure of power is necessary even for the oscillating movements even without delivering a compression performance. Apart from this, this device is not suitable for a molding material in the form of earth-moist concrete mortar, since this would not be sufficiently compacted. However, a higher proportion of water in the concrete mortar means that blanks formed from the concrete mortar cannot be immediately removed from the mold, which considerably increases the cycle times. The object of the invention is to provide a device for compacting granular molding materials, which enables a high compacting performance with a low expenditure of power. This object is achieved in accordance with the features of claim 1. According to this, a device for compacting granular molded materials in a mold to at least one molded body is provided, which comprises an excitation system with which the molded material can be compressed by means of forced vibrations, a two-mass oscillator being formed from a working mass and a cantilever mass, which is formed by a spring system are coupled to one another and oscillate substantially in phase and in opposite directions, the working mass comprising the mass of a vibrating table for the mold and / or the mass of the mold and the molding material filled therein, and the masses and the spring system of the dual-mass oscillator being coordinated such that the Main natural frequency of the dual mass oscillator in the vicinity of a predetermined one
Compression frequency is, and a pressing device, which comprises a pressing plate acting on the molding material in the mold, and preferably a controller by which the excitation power can be changed at a predetermined compression frequency, are provided. This has the effect that it is possible to work adjacent to or at the main natural frequency of the dual-mass oscillator with simultaneous action on the molding material to be compressed by means of the pressing device, as a result of which not only the power expenditure to be applied by the excitation system can be reduced, but also the compression result can be improved at the same time. The reduced power consumption enables the use of correspondingly weak motors despite high vibration path amplitudes. The vibration forces to be introduced into the machine frame or the foundations are correspondingly low. There is also a high degree of flexibility in the production of moldings of varying weight. The device enables the use of earth-moist concrete mortar in the production of concrete products from concrete mortar, which can be removed from the mold immediately after compacting, since the blanks are immediately stable. Furthermore, the production cycle times can be reduced: With a view to the desired very short production cycle times for a base plate with compacted shaped bodies (in the case of concrete block production in the range of 10 seconds and less), it is of considerable importance within what time at the start of compaction (preferably at least twice per work cycle) the excitation of an oscillation path amplitude can be increased from zero to its predetermined amount. With a specific excitation force that can be applied by the excitation system, the oscillation path amplitude swings up from zero to the target amplitude the faster the closer the excitation frequency is to the main natural frequency. Further embodiments of the invention can be found in the following description and the subclaims.
The invention is explained in more detail below on the basis of exemplary embodiments illustrated in the attached figures. Fig. 1a shows the course of an oscillating movement of a working mass and a cantilever mass over time t for a two-mass oscillator. 1b symbolically shows a device comprising a dual-mass oscillator for compacting as an oscillating model. 1 c shows the frequency-dependent course of the oscillation path amplitude and excitation power of a dual-mass oscillator in the region of its main natural frequency. 2 to 4 schematically show embodiments of a device for compacting granular molding materials. As shown in Fig. 1 b, the device comprises a two-mass oscillator 9 with a working mass ma and a cantilever mass mf, both of which are connected by a spring system 24. The working mass ma is connected to a foundation 5 via a support spring system 22. The excitation power and dissipated damping power D may have the same amount here. The spring system 24 is hard in relation to the support spring system 22, so that the spring system 24 essentially determines the main natural frequency fn of the dual-mass oscillator 9, while the influence of the soft support spring system 22 on the main natural frequency of the dual-mass oscillator 9 is practically negligible. In order to generate vibrations of the working mass ma and the cantilever mass mf, the dual-mass oscillator 9 is to be excited to forced vibrations due to its damping power D by an excitation force f (t) 4, which acts on the cantilever mass mf according to FIG. 1b. Alternatively, the excitation force f (t) 4 could also act directly on the working mass ma or the excitation force f (t) could be supported between the masses ma and mf. On the one hand, the model reproduces the conditions when using the dual-mass vibrator 9 in the event of a shock vibration in the event that the corresponding vibrator vibrates freely without the emission of shocks, the damping power D being the same in the (e.g. with several
Supporting spring system 22 embodies dissipated power. The model also shows the conditions when using the dual mass vibrator 9 with a harmonic vibration in the event that the corresponding vibrator vibrates freely without the involvement of a press plate during the preliminary vibration, the damping performance D being carried out in the (e.g. with several rubber buffers ) supporting spring system 22 represents dissipated power and the compression power introduced into the molding material. In FIG. 1 a, the abscissa axes could also represent the common phase angle instead of the common time profile t. The masses ma and mf are - symbolically reduced to one point - each shown in the upper and lower position of the oscillating movements. The oscillation path amplitudes of the working mass ma and the cantilever mass mf are respectively Aa and Af and the corresponding double amplitudes are denoted by Ha and Hf. The vibration path amplitude Af is assumed twice as large in the drawing as the vibration path amplitude Aa. The general relationship can be derived with n = Af / Aa: mf = ma / n. Accordingly, in the case of n = 2, the relationship applies: mf = ma / 2. As can be seen from FIG. 1a, the masses of the dual mass oscillator 9 oscillate in phase and in opposite directions. The largest distance from the center of mass is designated Smax and the smallest distance is designated Smin. Based on the case Smin = 0, the maximum relative displacement of the center of mass is therefore Smax_0 = Ha + Hf and with Hf = n * Ha: Smax_0 = Ha * (1 + n). If, at a selected value n = 2, a linear actuator with its excitation force is arranged to act between the masses ma and mf, the movable part can cover a power stroke He of He = 3 * Ha instead of He = Ha in the event that the stationary one Part of the linear actuator would be connected to the foundation and the movable part to the working mass ma. If the linear actuator is connected to the foundation with the stationary part and to the movable part with the cantilever mass mf (as assumed in Fig. 1 b), the movable part of a linear actuator can still (with n = 2) a force stroke He of He = 2 * Ha cover.
1c, the courses of vibration path amplitudes (ordinate A) and excitation powers (ordinate P) in the vicinity of the main natural frequency fn of the vibration systems are schematically represented over the excitation frequency fe of the excitation systems when using the dual mass vibrator 9 with a harmonic vibration and with a shock vibration. The upper curves show the oscillation path amplitudes Vs and Vd for a single and a dual mass oscillator in the event that the same maximum oscillation path amplitudes Amax are achieved at the main natural frequency fn with comparable damping characteristics (corresponding to comparable damping outputs D or compression outputs). The lower curves represent the associated excitation powers Ps and Pd for one and two mass oscillators, with Ps and Pd having a minimum value at the main natural frequency fn. The curves show that with a comparable converted excitation power Pe, a larger frequency range ± Δfd compared to the frequency range ± Δfs for the vibration table of a single-mass oscillator is permissible for the oscillation table of a dual-mass oscillator when the same oscillation path amplitudes Ao are generated. The curves also show that in the event that only the smaller frequency range ± Δfs is to be used when using a dual-mass oscillator, the excitation power can be limited to a smaller value Pe_d. The course of the vibration path amplitudes Vd and Vs also shows that for excitation frequencies or compression frequencies lying outside the frequency ranges + Δfs or ± Δfd, the excitation forces (Fe) assigned to an excitation power Pe can excite the vibration systems only to vibration amplitude A that corresponds to the value Ao. The frequency ranges + Δfs or + Δfd represent the "usable resonance range" for a given vibration amplitude Ao. With the excitation forces (Fe) assigned to the excitation power Pe, the oscillation path amplitudes Ao cannot be reached immediately at the start of a vibration excitation. Rather, at the start of a compression process with maximum excitation force (Fe) applied, initially only oscillation path amplitudes (Ae) smaller than Ao are reached, which, however, grow with each half cycle until after
Corresponding "build-up" of the oscillating movements (accumulation of stored kinetic energy) the predetermined oscillation path amplitude Ao is reached after several half-periods. Conversely, reducing the oscillatory movements to zero at the end of a compression process also requires a few half-periods in order to remove any oscillating energy from the oscillating system by means of damping. In the device for compacting granular molding material shown in FIG. 2, a vertically operating dual-mass oscillator 9 is used, which serves to carry out a harmonic vibration - in the operating state of the main vibration. The two-mass oscillator 9 comprises a cantilever mass 37 with a piston 10 attached to it as the movable part of a hydraulic linear actuator 12, which in the exemplary embodiment shown is designed as a synchronous cylinder, a working mass ma, consisting of an oscillating table 13, a base plate 14, a mold 15, the Molding material for one or more molded bodies 16 and two clamping devices 18, with which the mold 15 and the base plate 14 can be firmly clamped against the vibrating table 13, as well as a spring system 24, which in this case consists of two leaf springs firmly joined at the outer ends and which for the transmission of spring forces in both vertical directions with the cantilever mass 37 on the one hand and with the working mass ma on the other hand is firmly connected. The spring system 24 is set to "hard" and decisively determines the main natural frequency of the vertically operating two-mass oscillator 9. The working mass ma or the oscillating table 13 is supported against a foundation 5 via a support spring system 22 which is preferably set softly in relation to the spring system 24. On the upper side of the molding material or the molded body 16 resulting therefrom after vibration, a pressing plate 19 is arranged, which can be moved in the vertical direction by means of a hydraulic pressing device 6 and can be subjected to a preselectable pressing pressure. The pressing device 6 consists of a plunger 21, a cylinder body 20 and a control, not shown in the drawing, for loading the
Cylinder working spaces. Base plate 14, mold 15 and press plate 19 form a molding device 8. The frame 17, which is firmly connected to the foundation 5 and to which the pressing device 6 is fastened, transmits the pressing forces to be absorbed by the pressing device 6 and the mass forces resulting from the vibration. The upper working space 23 of the cylinder body 20, which is filled with hydraulic oil, acts as an additional spring device 26 during the compression process, which is indicated by the spring symbol 27. The hydraulic linear actuator 12 according to the exemplary embodiment of FIG. 2, the actuator cylinder 28 of which is firmly connected to the foundation 5, together with a servo directional control valve 30 and an electrical excitation system controller 50 with an associated controller 52, form the excitation system 7. The servo Directional control valve 30 is able to alternately connect the two working spaces of the actuator cylinder 28 to a fluid pressure source 31 with adjustable pressure and a (pressure-less) tank 32. (Of course, an electrically operated linear actuator, as described in FIG. 3, can also be used as the linear actuator 12.) With the linear actuator 12, the excitation forces are preferably generated with periodic force development profiles that are not sinusoidal, but rather pulse-like. Conditional, among other things due to the considerable masses of the working mass ma, the compression forces are introduced into the molded body 16 with an essentially constant course, so that the compression process generated can also be referred to as harmonic vibration in this case. Fig. 2 shows with the main components of the spring device 26, the press plate 19, the molded body 16, the vibrating table 13 with all the components attached to it, including the support spring system 22, the spring system 24, the cantilever mass 37 with all the components attached to it and with the linear actuator 12 "Vibrating system of the second type" 38, which is used for the main vibration. However, the spring device 26 or a part thereof could also be supported directly against the vibrating table 13. In the case of a pre-vibration preceding the main vibration, on the other hand, a somewhat modified "vibration system of the first type" 36 can be in action, which consists of the
"Vibration system of the second type" 38 results from the fact that the pressure plate 19 does not rest on the molded body 16 here. During a pre-vibration, in which the pressure plate 19 does not rest on the molded body 16, periodic excitation forces are generated by a corresponding control of the servo directional valve 30 by the alternating connection of the two working spaces of the actuator cylinder 28 with the pressure source 31 and the tank 32 in the linear actuator 12 predefined excitation frequency fe generated, which are passed through the piston 10 into the cantilever mass 37 and force them to execute oscillating movements carried out with the excitation frequency, which is indicated by the double arrow 34. The spring deformation forces transmitted via the spring system 24 are transmitted to the working mass ma and force the same to oscillate, which is symbolized by the double arrow 35. Due to the physical conditions of the dual-mass oscillator 9, the working mass ma and the free-oscillating mass 37 oscillate essentially in phase synchronization and in opposite directions, as shown in FIG. 1, in cycles of the excitation frequency fe, which is close to the main natural frequency of the vertically operating dual-mass oscillator 9 or with the Main natural frequency is specified accordingly. The preferably "soft" adjusted support spring system 22 has only a slight influence on the formation of the main natural frequency of the dual-mass oscillator 9. Due to the oscillation movements of the working mass ma and the free-oscillating mass 37, which are essentially phase-synchronous and in opposite directions, and the generation of spring forces taking place on the spring system 24, the mass forces of both masses are largely compensated for within the dual mass oscillator 9. The pre-compression of the molding material takes place under the influence of the accelerations of the working mass ma. The vibration path amplitude of the working mass ma which is to be predefined for the vibration of the vibration system of the first type (and second type) at a predetermined vibration frequency is preferably entered into the vibration system by a corresponding regulation of the linear actuator 12 Excitation energy or
Excitation power set and maintained. For the process of regulating the target vibration path amplitude, constant measurement of the actual vibration path amplitude is required. The corresponding signal is obtained by a displacement sensor 33 attached to the slide 17, which e.g. can detect the displacement of a corner of the vibrating table 13. The control of the vibration path amplitude is carried out via a controller 52 with the assistance of an appropriate algorithm for the control of the servo-directional valve 30 and for the control of the pressure in the pressure source 31 such that the necessary excitation energy for the linear actuator 12 is determined and implemented for each half-period of vibration , For the purpose of using a high power transmission capacity of the linear actuator 12, the ratio q = mf / ma is expediently chosen to be less than 1, so that the ratio n = Af / Aa reaches a value greater than 1. 2 during the main vibration, in which the pressure plate 19 rests on the molding material or molding 16, the actual compression takes place, inter alia, under the action of the accelerations of the working mass ma and the pressing pressure. The two-mass system which cooperates with the main spring system 22 and with the spring device 26 and with the mass of the pressure plate 19 (and the components connected to it) forms a vibration system of the second type which, under the influence of the excitation forces, reacts somewhat differently with respect to the vibration behavior than the vibration system of the first type. This also affects the main natural frequency fn2 of the entire oscillation system of the second type, which, however, is also dominated in this case by the main natural frequency fn of the dual-mass oscillator 9. The limitation of the additional expenditure of excitation power to an acceptable level for setting a predetermined oscillation path amplitude of the working mass ma in the event of deviations of the excitation frequency fe from the natural frequency fn2, in particular also when driving through a specific frequency range, is ensured by the main natural frequency fn of the entire oscillation system the main natural frequency of the dual mass oscillator 9 is determined.
In the device shown in FIG. 3, the compression takes place by means of a shock vibration using a vertically operating dual-mass oscillator 9 in the operating state of the main vibration. In this case, the two-mass oscillator 9 comprises the working mass ma of the oscillating table 13, which is designed as a shock-oscillating table, the cantilever mass 37 with the linear actuator part 47 attached to it, and the spring system 24. Here, baffle strips 46 are attached to the frame, which are provided with recesses 43, through which bumper strips 41 attached to the upper side of the vibrating table 13 reach and, when an oscillating movement of the vibrating table 13 occurs, abut against the underside of the base plate 14 after overcoming an air gap 44. The base plate 14 rests on the impact strips 46, provided that it does not perform an upward movement caused by the impact and thereby lifts off the impact strips 46. The shape 15 resting on the base plate 14 is pressed firmly onto the upper side of the base plate 14 by means of springs 45 which are supported by lugs attached to the frame 17. As a result, the shape 15 and the base plate 14 are brought into contact with one another even during the inherent movement of the base plate 14. The molding material or molding 16 in the mold 15 is subjected to a pressing pressure by means of the pressing device 6 during the main vibration via a pressing plate 19. In the embodiment of FIG. 3, an electrically operated linear actuator 12 is provided. It consists of the "movable linear actuator part" 47 attached to the cantilever mass 37 and of a linear actuator part 48 which is firmly connected to the foundation 5. The electrically operated linear actuator 12 of FIG. 3, together with its controller 50 and an associated controller 52, represents the excitation system 7. A displacement sensor 42 is attached to the frame 17, with the aid of which the oscillation displacement amplitude of the oscillating table 13 can be continuously determined. The signal of the oscillation path amplitude, which in this case may be the controlled variable, is fed to the controller 52, by means of which, using the controller 50, the oscillation path amplitude according to a predetermined value and at a predetermined value
Excitation frequency is regulated. In addition to the oscillation path amplitude, other physical quantities derived from the oscillating movement of the oscillating table 13 (in this case the “shock oscillating table”) can also be used as control variables. Linear electric motors operated with alternating current are preferably provided as electric linear actuators 12. A special control method is preferably used for the electric linear actuators 12, by means of which the linear actuators 12 are supplied with (or withdrawn) exactly the amount of energy or power required to maintain the controlled variable every half or full period. Here too the ratio q = mf / ma can be chosen to be less than 1, so that the ratio n = Af / Aa has a value greater than 1, e.g. n = 2 reached. The regulation of a parameter of the oscillating movement of the oscillating table 13 can also be brought about in that, with a constant supply of excitation power by an excitation actuator, an additional damping actuator can be provided, the damping power of which is regulated. The mode of operation of the device in the case of the pre-vibration and the main vibration is as follows: Periodic excitation forces with a predetermined excitation frequency fe are generated by a corresponding control of the electric linear actuator 12 and are conducted into the free-swinging mass 37 and this is carried out with the excitation frequency Execute executed swinging movements, which is indicated by the double arrow 34. The spring deformation forces transmitted via the spring system 24 are transmitted to the working mass ma and force it to carry out its own oscillating movements, which is symbolized by the double arrow 40. Due to the physical conditions of the dual-mass oscillator 9, the working mass ma and the free-oscillating mass 37 oscillate essentially phase-synchronously and in opposite directions, as shown in FIG. 1 a, in cycles with the excitation frequency fe, which is close to the main natural frequency of the vertically operating dual-mass oscillator 9 or with the main natural frequency is predetermined. The preferred "soft"
Support spring system 22 has hardly any influence on the formation of the main natural frequency of the dual mass oscillator 9. The oscillating movements of the working mass ma and the free oscillating mass 37, which run essentially phase-synchronously and in opposite directions, and the generation of spring forces on the spring system 24, the mass forces become both masses largely compensated within the dual mass oscillator 9. The compression of the molding material takes place under the influence of the impacts introduced into the base plate 14 by the bumper strips 41 and by the impacts generated when the base plate 14 falls back onto the impact strips 46, as well as by the pressing pressure. The limitation of the additional expenditure of excitation power to an acceptable level for setting a predetermined oscillation path amplitude of the working mass ma in the event of deviations of the excitation frequency fe from the main natural frequency fn, in particular also when driving through a certain frequency range, is ensured by the main natural frequency fn of the entire oscillation system being decisive the main natural frequency of the dual mass oscillator 9 is determined. In the devices described in connection with FIGS. 2 and 3, the support spring system 22 is preferably designed as a rubber buffer and the cantilever masses 37 can, when the excitation forces are introduced from the exciter actuator, directly into the cantilever mass 37 in an extreme case from a proportionate spring mass of the spring system 24 and that attached part of the exciter actuator. These devices achieve their compression effect by vibrating the molding material in the vertical direction and by the action of a pressing force from above. In order to achieve special compression effects, it is possible to use a dual-mass oscillator as described above for the horizontal vibration of the molding material or the mold, using a pressing pressure acting on the molding from above. In a first embodiment, this can be done in such a way that the mold 15 with the molded body 16 during its horizontal oscillating movements relative to a base, e.g. a base plate 14,
is movable. In this case, the mold 15 together with the molded body 16 represents the essential part of the working mass ma of a horizontally operating dual-mass oscillator, and this is then a "horizontal harmonic vibration of the form". In a second embodiment, the mold 15 can be firmly clamped together with the base plate 14 against a further base which is synchronously oscillating in the horizontal direction, which base e.g. the vibrating table 13 shown in FIG. 2 can be used to carry out the so-called harmonic vibration. In this case, the mold 15 together with the molded body 14 and the base or the oscillating table 13 represent the essential part of the working mass ma of a horizontal dual-mass oscillator. This embodiment can also be referred to as "horizontal harmonic table vibration". In a further embodiment of the device with a horizontally operating dual-mass oscillator, it can be provided, on the one hand, that the same molded bodies 14 in the same mold 15 are additionally compressed either simultaneously or in succession with a vibration of the molding material in the vertical direction, or on the other hand, that in the same device using the same or a different mold 15 molded bodies 16 are compressed in a (also in terms of time) different production process with a vibration of the molding material in the vertical direction. In addition to the vertical vibration systems described with reference to FIG. 4, there is also a question of a vibration of the molding material in the vertical direction: a vertical vibration of the shape with impacts of the molding against the “pallet table”, as described in EP 1 118 439 A1, and a vertical impact compression with a shock-vibration table that bumps under the base plate, whereby in both cases any excitation systems including the dual-mass oscillation excitation principle described here can be used. The device shown in FIG. 4 is used to generate horizontal vibratory movements on a mold 15 with molded body 16 using a horizontally operating dual-mass oscillator 9 in the above-mentioned embodiment.
form of the "horizontal harmonic table vibration". The left part of the arrangement shown essentially comprises functional groups, which are already shown in FIG. 2. The working mass ma of the horizontally operating dual-mass oscillator 9 essentially comprises the oscillating table 13, which is supported by spring elements 56 against the foundation 5 or a machine part connected to it, the base plate 14, the mold 15 with a molded body 16, the press plate 19, two clamping devices 18 and a coupling device 60. With the clamping devices 18, the clamping of the mold 15 against the base plate 14 can be carried out by a switching process and also released again, so that the molded body 14 (in a manner not shown) for the purpose of demolding from the mold 15 by a Relative movement of the press plate 19 and mold 15 can be removed downwards. The (softly adjusted) spring elements 56 are designed here in such a way that, in addition to vertical deformation, they can also be subjected to horizontal deformation, in order to also enable a horizontal oscillating movement 53 of the oscillating table 13 or the working mass ma. Also for the purpose of enabling a horizontal oscillating movement, the pressure plate 19 is not driven directly by the plunger 21 of the pressing device 6, but rather via webs 54 which, when transmitting the pressing force when the working mass ma is vibrating, in the horizontal direction indicated by the double arrow 53 under little Resistance can be deformed elastically. The pressing device 6 is supported (in a manner not shown) via the frame 17 against the foundation 5, similarly as shown in FIG. 2. Alternatively, the vibrating table 13 can also be offset in a different manner or in parallel with the horizontal vibration in order to produce a compression effect in different ways. In one case, the working mass ma of the vibrating table 13 is at the same time the working mass of a vertically working two-mass oscillator, which is not fully illustrated in the drawing and which can excite the working mass ma in the vertical direction, symbolized by the double arrow 59. Regarding the complete vertical two-mass
Schwingers assume that it is constructed very similarly and is also operated, as described in Fig. 2. The double arrow 58 indicates the transmission of the vertical excitation forces to the working mass ma, it being assumed with regard to these excitation forces that they are transmitted directly by a spring attached to the oscillating table 13, as is the case with the spring system 24 in FIG. 2 for the harmonic Vibration is shown. The double arrow 58 could, however, also be representative of a vertical shock vibration, in which the bumper strips of another (not shown) shock-vibration table butt against the base plate 14 from below through recesses made in the vibration table 13, as shown in FIG. 3. The shock vibration table could be excited as shown in FIG. 3 or also according to WO 02/38346 A1. The free-swinging mass mf is essentially embodied in FIG. 4 by a mass part 62 to which the first linear actuator part 48 of the electrically operated linear actuator 12 is fastened, both parts together when the horizontally operating dual-mass oscillator 9 is oscillating, one by the double arrow 70 Carry out the indicated horizontal swinging movement. This horizontal oscillating movement 70 is made possible by a horizontal straight guide, which is realized in that the mass part 62 is supported against the foundation 5 by two supporting bodies 63 which are designed to be flexible in the horizontal direction. An additional mass part 64 is attached to the mass part 62 and is removable. This allows the main natural frequency to be changed if desired. This measure can of course be applied to any type of dual mass oscillator 9. The horizontal oscillating movement 53 can be detected by a sensor 68, which is fastened to a holding element 65, which in turn is firmly connected to the foundation 5. The horizontal vibration path 53 or one of its time derivatives can alternatively also be implemented by a e.g. sensor 74 housed in the vibrating table 13 can be detected, this sensor e.g. is an acceleration sensor. The second linear actuator part 47 is supported at its right end in the vertical direction by a flexible and resilient support body 66
and connected at its left end by means of two rubber-elastic spring elements 72 to the coupling device 60 in the following way: When the horizontally acting excitation force is transmitted via the second linear actuator part 47, the working mass ma is not noticeably deformed in the horizontal direction by the rubber-elastic spring elements, so that the second linear actuator part 47 can oscillate in the same direction as the oscillating table 13 in the horizontal direction, this common horizontal oscillating movement being indicated by the double arrow 53. At the same time, however, a kind of elastic swivel joint is realized by the rubber-elastic spring elements 72, so that when vertical oscillating movements of the oscillating table 13 are carried out, the second linear actuator part 47 with the pivot point on its left side can be pivoted slightly relative to the oscillating table 13. The slightly pivoting movement can be carried out in the first linear actuator part 48 by virtue of the fact that the second linear actuator part 47 is freely movable in its interior with a sufficiently large air gap 69 on both sides. On the working mass ma on the one hand and the cantilever mass mf on the other hand, the spring system 24 acting in the horizontal direction in this embodiment is fastened, which could also be designed similarly to the spring system 24 in FIG. 3 for the transmission of spring forces in both directions, which is set "hard" and by which (apart from the masses ma and mf) the main natural frequency of the horizontally operating dual-mass oscillator 9 is significantly determined. With the oscillating movement of the working mass ma and the cantilever mass mf running essentially in opposite and synchronous fashion, the latter performs a horizontal oscillating movement, which is indicated by the double arrow 70. In contrast to the vertically operating two-mass oscillator 9 of FIG. 3, the excitation force developed by the linear actuator 12 is not supported against the foundation 5, but rather acts directly between the working mass ma and the free-oscillating mass mf. (If one wanted to express this different working method in Fig. 1 b, one would have to define the periodic excitation force f (t) between the points symbolizing the two masses
Introduce ma and mf and attack parallel to the direction of action of the spring system 24. Otherwise, all statements remained that refer to the two-mass oscillator in general, e.g. 1a to 1c and to FIGS. 2 and 3 with reference to the vertically operating dual-mass oscillator, also applicable to the horizontally operating dual-mass oscillator 9.) The same applies analogously to the electrical control and operation of the electrically operated linear actuator 12 The same as described in connection with the operation of the electrically operated linear actuator 12 in FIG. 3. The horizontally operating dual-mass oscillator 9 should (like the vertically operating dual-mass oscillator also) preferably operate as a resonant dual-mass oscillator, the excitation frequency or the oscillation frequency being located near or at the location of the main natural frequency of the dual-mass oscillator 9. The oscillation path amplitude or a physical quantity of the working mass ma or the free oscillating mass mf derived therefrom should be controllable according to predetermined values by means of a control loop, in which the information obtained by the sensor 68 or 74 is also included. The horizontally operating dual mass oscillator 9 can be used in the direction of the double arrow 59 in the case of a pre-vibration and / or the main vibration alone or together with a vertically operating vibration exciter for the vibration excitation of the working mass ma. With simultaneous excitation of the working mass ma in the vertical and horizontal directions, excitation of both vibration exciters with the same frequency is recommended. It is advantageous to carry out the oscillation profiles of both oscillation movements with a phase angle difference with a predetermined constant value, the most effective amount for the phase angle difference being best determined by experiments. The transmission of the excitation force developed by the linear actuator 12 to the working mass ma can also take place directly on the mold 15 or on a component connected to it via a coupling device, whereby a "harmonic horizontal form vibration" is realized. To lift the mold 15 from the base plate 14 for the purpose of demolding the molded body 16 from the mold
To enable 15, the coupling device can be releasably connected to the mold 15 in this case. Instead of a horizontal dual-mass oscillator 9, a horizontal dual-mass oscillator 9 can also act on opposite sides of the vibrating table 13, these two being motion-synchronized, i.e. work in the same direction. The use of a horizontally working dual mass oscillator 9 for the horizontal compression vibration is, among other things. also particularly advantageous because, due to the phase-synchronous and oppositely running oscillating movements of the working mass ma and the free-swinging mass mf and the generation of spring forces (on the horizontally acting spring system 24), the mass forces of both masses are largely compensated for within the horizontal dual-mass oscillator 9 can be. As a result, it can be achieved that the machine frame is only slightly excited to transverse vibrations. Coupled with a change in the effect of the horizontally acting spring system 24, other spring elements can also contribute to the working mass ma and the cantilever mass mf (such as the spring elements 56 and the flexible support bodies 63) and thereby determine the main natural frequency of the horizontally operating dual mass oscillator 9. Compared to an excitation system with an electric linear actuator 12, one part of which is against the vibrating table 13 and the other part of which is against an essentially rigid organ, e.g. supports against the machine frame or the foundation 5, the horizontally operating dual mass oscillator 9 also has the following advantage in the form of better motor utilization: With a view of FIG can, the power stroke can be increased even further if one increases the amount of the double amplitude Hf even further by making the ratio ma / mf as large as possible, for example ma / mf = 4 makes (see explanation of Fig. 1a).
The main natural frequency ωn = 2 * π * fn is assigned to the main natural frequency fn of the dual-mass oscillator 9. With d as the spring rate of the spring system 24, with the working mass ma and with the cantilever mass mf, the relationship for the associated main natural angular frequency ωn: (mf + ma) ωn: = / cA - mf ma applies to »free oscillation of the dual mass oscillator 9
Für den Frequenzbereich einer Erregerkreisfrequenz Ω (entspricht der Kreisfrequenz der erzwungenen Schwingung), der noch als in der Nähe der Haupteigenkreisfrequenz ωn gelegen ist, lassen sich zweckmäßigerweise in etwa folgende obere Erregerkreisfrequenz Ωo und untere Erregerkreisfrequenz Ωu als Grenzwerte annehmen: Ωo = 1 ,4 * ωn * 0,95 und [ÖT Ωu := 1.05 - / — mfFor the frequency range of an excitation angular frequency Ω (corresponds to the angular frequency of the forced oscillation), which is still located near the main natural angular frequency ωn, the following upper excitation circular frequency Ωo and lower excitation circular frequency Ωu can be appropriately assumed as limit values: Ωo = 1, 4 * ωn * 0.95 and [ÖT Ωu: = 1.05 - / - mf
Die maximale obere Abweichung ΔΩo der Erregerkreisfrequenz von der Haupt- Eigenkreisfrequenz ωn beträgt dann ΔΩo = 33% von ωn. Die maximale untere Abweichung ΔΩu der Erregerkreisfrequenz von der Haupteigenkreisfrequenz ωn ist, wie man zeigen kann, unabhängig vom Betrag von ωn und ma, jedoch abhängig vom Verhältnisfaktor x = ma/mf. Für die ganzzahligen fortlaufenden Beträge für von x = 1 bis x = 5 ergeben sich folgende Beträge für ΔΩu in %: 25,7 / 14,3 / 9,1 / 6,1 / 4,1. Die in Fig. 2 bis 4 verwendeten strichpunktierten Linien deuten Befestigungsmittel zur festen Verbindung unterschiedlicher Bauteile an. Generell kann beim Einsatz des Zweimassenschwingers 9 ein Großteil der auf den Rahmen und/oder das Fundament zu übertragenden Schwingkräfte der Arbeitsmasse (Schwingtisch) durch die Massenkräfte der im wesentlichen phasensynchron und gegenläufig mitschwingenden Freischwingmasse kompensiert werden. Dies bedeutet einen verbesserten Vibrationsschutz der mit dem Rahmen verbundenen anderweitigen Funktionsbaugruppen und des Fundamentes.
Die Haupteigenfrequenz fn des ganzen Schwingsystems der Einrichtung zum Verdichten wird maßgeblich (bei der Stoßvibration noch mehr als bei der harmonischen Vibration) bestimmt durch die Haupteigenfrequenz des Zweimassenschwingers 9. Eine Abweichung ±Δf der Erregerfrequenz (= Verdichtungsfrequenz) fe von der Haupteigenfrequenz bei gleichzeitiger Einhaltung einer vorgegebener Schwingamplitude der Arbeitsmasse ma bedeutet eine notwendige Erhöhung der Erregerleistung. Dabei kann die Abweichung ±Δf bedingt sein durch eine produktabhängige Schwankung der Arbeitsmasse ma oder durch prozeßbedingtes Schwingen mit und ohne Preßstempel (bei der harmonischen Vibration) oder bedingt sein durch die Notwendigkeit, während des Verdichtungsvorganges einen Frequenzbereich durchfahren zu müssen. Die Erregerleistung wächst hierbei exponentiell mit dem Betrag der Abweichung ±Δf (siehe auch Fig. 1c). Für eine bestimmte Abweichung +Δf und -Δf der Erregerfrequenz fe von der Haupteigenfrequenz fn ist der Mehraufwand an Erregerleistung zur Einstellung einer vorgegebenen Amplitude bei der Anwendung eines Zweimassenschwingers 9 erheblich geringer als bei der Anwendung eines Einmassenschwingers. Die mögliche Verringerung der Erregerleistung in diesem Falle ist umso größer, je kleiner das Verhältnis von mf zu ma ist. Dieser Sachverhalt äußert sich bei Anwendung des Zweimassenschwingers 9 bei der harmonischen Vibration auch in dem Sinne, daß eine bestimmte Abweichung +Δma und -Δma der Arbeitsmasse von einem Mittelwert ma eine geringere Veränderung der Haupteigenfrequenz fn bedeutet im Vergleich zur Anwendung eines Einmassenschwingers. Die hieraus resultierende Verbesserung bedeutet bei vergleichbaren Abweichungen ± Δf oder ± Δm entweder eine Verringerung des Mehraufwandes an Erregerleistung oder bei vergleichbarem Mehraufwand an Erregerleistung eine zulässige Vergrößerung der Abweichungen + Δf oder ± Δm. Beim Einsatzeines Zweimassenschwingers 9 kann zwecks Erreichens einer bestimmten Haupteigenfrequenz des Zweimassenschwingers 9 das Verhältnis der Massen mf zu ma unter gleichzeitiger Veränderung der Federkonstante des Federsystems 24 in bestimmten Grenzen beliebig gestaltet werden (siehe auch Fig.
1a). Von dem Verhältnis mf zu ma sind dabei auch die Schwingwegamplituden Aa der Masse ma und Af der Masse mf abhängig. Wenn man das Verhältnis q = mf/ma kleiner als 1 macht, was bevorzugt ist, vergrößert sich das Verhältnis n = Af/Aa über den Wert 1 hinaus. Wählt man die Massen mf und ma derart, daß z.B. das Verhältnis n = 2 wird (anstatt n = 1 bei dem Verhältnis q = 1 ) und verbindet in diesem Falle den stationären Teil eines Linearaktuators 12 mit dem Fundament 5 und den beweglichen Teil des Linearaktuators 12 mit der Freischwingmasse mf (wie in Fig. 2 gezeigt), so vermag der bewegliche Teil bei seiner Bewegung einen doppelt so hohen Weg zurückzulegen im Vergleich mit der Alternative, wo er mit der Arbeitsmasse ma verbunden wäre. Dies bedeutet im Vergleich mit der Alternative eine doppelt hohe Nutzung der Leistungsübertragungsfähigkeit des Linearaktuators 12. Insbesondere bei einem elektrischen Linearaktuator 12 bedeutet dies in etwa eine Halbierung der hohen Kosten für diesen und sein Ansteuergerät. Eine noch höher als doppelt (für den Fall n = 2) so hohe Nutzung der Leistungsübertragungsfähigkeit des Linearaktuators 12 läßt sich erzielen, wenn die Kraftübertragung des Linearaktuators 12 unmittelbar zwischen den Massen ma und mf geschieht, wobei beide Teile des Linearaktuators 12 mit den schwingenden Massen ma bzw. mf verbunden sind. Die Schwingwegamplitude der Arbeitsmasse ma oder der Freischwingmasse mf (Aa oder Af in Fig. 1 a) oder eine andere physikalische Größe, die von der Schwingbewegung der Arbeitsmasse ma oder der Freischwingmasse mf abgeleitet ist, kann man als Regelgrößen vorsehen, die mittels eines Sensors erfaßbar und unter Verwendung des Sensorsignals durch den Reglerteil der Steuerung des Erregersystems nach vorgegebenen Werten geregelt sind. Man kann auch für die Schwingwegamplitude der Arbeitsmasse ma oder der Freischwingmasse mf (Aa oder Af in Fig. 1 a) oder eine andere physikalische Größe, die von der Schwingbewegung der Arbeitsmasse ma oder der Freischwingmasse mf abgeleitet ist, einen vorgebbaren Grenzbetrag vorsehen, der mittels eines Sensors erfaßbar und dessen Sensorsignal durch ein Organ der Steuerung 50 des Erregersystems auswertbar ist, derart, daß der Grenzbetrag nicht überschreitbar ist
oder daß das Erregersystem bei Überschreiten abgeschaltet wird. Für den Fall, daß die Linearaktuatoren als elektrische Linear-Aktuatoren ausgebildet sind, kann ein spezielles Ansteuerverfahren zur Anwendung gelangen, durch welches bewirkt wird, daß den elektrischen Linearaktuatoren bei jeder Halboder Vollperiode ein vorher durch einen Regelalgorithmus ermittelter, zur Einhaltung des vorgegebenen Betrages der Regelgröße benötigter, bestimmter Energiebetrag bzw. Leistungsbetrag zugeführt wird. Bei der Verdichtungsvibration können die Erregerfrequenzen als konstante Werte oder als ein zu durchfahrender Frequenzbereich (Δf in Fig. 1c) vorgegeben werden. Das Massenverhältnis von Arbeitsmasse ma und Freischwingmasse mf kann derart gewählt werden, daß die Schwingwegamplitude Af (Fig. 1 a) der Freischwingmasse mf größer als die Schwingwegamplitude Aa (Fig. 1a) der Arbeitsmasse ma ausgebildet ist oder daß das Verhältnis ma/mf der Arbeitsmasse ma zur Freischwingmasse mf größer oder gleich ma/mf = 2 ist. Die Preßeinrichtung kann durch einen zugeordneten Steuerungsteil gesteuert oder zur Erzeugung einer Bewegung der Preßplatte und eines vorgebbaren Preßdruckes geregelt sein, wobei der Preßdruck auch als eine prozeßabhängige oder zeitabhängige Größe vorgegeben sein kann. Ferner wird bevorzugt, daß der Erregeraktuator aus der Gruppe umfassend einen elektrischen, hydraulischen, pneumatischen Aktuator oder einen Unwuchterreger ausgewählt ist, wobei der Erregeraktuator ein Linearaktuator sein kann, der als Linearmotor (etwa als Dreiphasen-Wechselstrom-Linearmotor) ausgebildet sein kann. Der Unwuchterreger ist vorteilhafterweise während seiner Rotation verstellbar. Die Federkraft der Federeinrichtung 26 kann auch durch das magnetische Feld im Luftspalt eines elektrischen Motors erzeugt sein, durch welchen elektrischen Motor bevorzugt zugleich auch die Vorspannung der Preßplatte in Richtung auf den Schwingtisch erzeugt wird. Dabei kann der elektrische Motor ein elektrischer Linearmotor sein, wie er in Fig. 3 als Linearaktuator 12 vorgesehen ist und der
bewegliche "zweite Linearaktuator-Teil" (wie er in Fig. 3 mit 47 bezeichnet ist) kann die Vorspannung der Preßplatte mit einem vorgebbaren Betrag erzeugen.
The maximum upper deviation ΔΩo of the excitation angular frequency from the main natural angular frequency ωn is then ΔΩo = 33% of ωn. As can be shown, the maximum lower deviation ΔΩu of the excitation angular frequency from the main natural angular frequency ωn is independent of the magnitude of ωn and ma, but dependent on the ratio factor x = ma / mf. For the integer consecutive amounts for from x = 1 to x = 5, the following amounts for ΔΩu in% result: 25.7 / 14.3 / 9.1 / 6.1 / 4.1. The dash-dotted lines used in Fig. 2 to 4 indicate fasteners for the fixed connection of different components. In general, when using the dual mass vibrator 9, a large part of the vibrating forces of the working mass (vibrating table) to be transmitted to the frame and / or the foundation can be compensated for by the inertial forces of the cantilever mass, which is essentially synchronous in phase and in opposite directions. This means improved vibration protection of the other functional assemblies and the foundation connected to the frame. The main natural frequency fn of the entire oscillation system of the compression device is significantly determined (in the case of shock vibration even more than in the case of harmonic vibration) by the main natural frequency of the dual-mass oscillator 9. A deviation ± Δf of the excitation frequency (= compression frequency) fe from the main natural frequency while maintaining an Predetermined vibration amplitude of the working mass ma means a necessary increase in the excitation power. The deviation ± Δf can be caused by a product-dependent fluctuation in the working mass ma or by process-related oscillation with and without a ram (with harmonic vibration) or by the need to have to travel through a frequency range during the compression process. The excitation power increases exponentially with the amount of the deviation ± Δf (see also FIG. 1c). For a specific deviation + Δf and -Δf of the excitation frequency fe from the main natural frequency fn, the additional expenditure of excitation power for setting a predetermined amplitude when using a dual-mass oscillator 9 is considerably less than when using a single-mass oscillator. The possible reduction in excitation power in this case is greater, the smaller the ratio of mf to ma. This fact manifests itself when the two-mass oscillator 9 is used for harmonic vibration in the sense that a certain deviation + Δma and -Δma of the working mass from a mean value ma means a smaller change in the main natural frequency fn compared to the use of a single-mass oscillator. The resultant improvement means, with comparable deviations ± Δf or ± Δm, either a reduction in the additional expenditure of excitation power or, with comparable additional expenditure in excitation power, a permissible increase in the deviations + Δf or ± Δm. When a two-mass oscillator 9 is used, the ratio of the masses mf to ma can be designed within certain limits with a simultaneous change in the spring constant of the spring system 24 in order to achieve a specific main natural frequency of the two-mass oscillator 9 (see also FIG. 1a). The vibration path amplitudes Aa of mass ma and Af of mass mf also depend on the ratio mf to ma. If the ratio q = mf / ma is made smaller than 1, which is preferred, the ratio n = Af / Aa increases beyond the value 1. Select the masses mf and ma such that, for example, the ratio becomes n = 2 (instead of n = 1 with the ratio q = 1) and in this case connects the stationary part of a linear actuator 12 to the foundation 5 and the movable part of the linear actuator 12 with the cantilever mass mf (as shown in Fig. 2), the moving part can travel twice as high in its movement compared to the alternative where it would be connected to the working mass ma. In comparison with the alternative, this means a double use of the power transmission capability of the linear actuator 12. In particular in the case of an electrical linear actuator 12, this means approximately a halving of the high costs for the latter and its control device. An even higher than double (for the case n = 2) as high utilization of the power transmission capability of the linear actuator 12 can be achieved if the force transmission of the linear actuator 12 occurs directly between the masses ma and mf, both parts of the linear actuator 12 with the oscillating masses ma or mf are connected. The oscillation path amplitude of the working mass ma or the cantilever mass mf (Aa or Af in FIG. 1 a) or another physical variable which is derived from the oscillating movement of the working mass ma or the cantilever mass mf can be provided as control variables which can be detected by a sensor and are regulated according to predetermined values using the sensor signal by the controller part of the controller of the excitation system. It is also possible to provide a predeterminable limit amount for the oscillation path amplitude of the working mass ma or the free oscillating mass mf (Aa or Af in FIG. 1 a) or another physical quantity which is derived from the oscillating movement of the working mass ma or the free oscillating mass mf of a sensor can be detected and its sensor signal can be evaluated by an organ of the controller 50 of the excitation system in such a way that the limit amount cannot be exceeded or that the excitation system is switched off when exceeded. In the event that the linear actuators are designed as electrical linear actuators, a special control method can be used, by means of which the electrical linear actuators are subjected to a control algorithm, determined beforehand by a control algorithm, in each half or full period, in order to maintain the predetermined amount of the controlled variable required, certain amount of energy or power is supplied. With the compression vibration, the excitation frequencies can be specified as constant values or as a frequency range to be traversed (Δf in FIG. 1c). The mass ratio of working mass ma and cantilever mass mf can be selected such that the vibration path amplitude Af (FIG. 1 a) of the cantilever mass mf is greater than the vibration path amplitude Aa (FIG. 1 a) of the working mass ma or that the ratio ma / mf of the working mass ma to the cantilever mass mf is greater than or equal to ma / mf = 2. The pressing device can be controlled by an assigned control part or regulated to generate a movement of the pressing plate and a predeterminable pressing pressure, wherein the pressing pressure can also be specified as a process-dependent or time-dependent variable. It is further preferred that the excitation actuator is selected from the group comprising an electrical, hydraulic, pneumatic actuator or an unbalance exciter, wherein the excitation actuator can be a linear actuator which can be designed as a linear motor (for example as a three-phase AC linear motor). The unbalance exciter is advantageously adjustable during its rotation. The spring force of the spring device 26 can also be generated by the magnetic field in the air gap of an electric motor, by means of which electric motor the prestress of the press plate in the direction of the vibrating table is preferably also generated at the same time. The electric motor can be an electric linear motor, as is provided in FIG. 3 as a linear actuator 12 and Movable "second linear actuator part" (as it is denoted by 47 in FIG. 3) can generate the prestressing of the press plate with a predeterminable amount.