Wie berechnen Sie die Eigenfrequenz, um kostspielige

Die Eigenfrequenz eines Pneumatikzylinders ist die Frequenz, mit der Zylinder, bewegte Last und angeschlossene Struktur um einen definierten Betriebszustand frei schwingen. Für ein erstes Überschlagsmodell bestimmen Sie beide Kammerflächen und -volumina an einer festgelegten Kolbenposition, verwenden die absoluten Kammerdrücke, berechnen die gesamte pneumatische Steifigkeit und wenden anschließend die Eigenfrequenzgleichung des Feder-Masse-Systems an.

Das Ergebnis ist kein allgemeingültiger Kennwert des Zylinders. Ventilzustand, Schlauchvolumen, Nachgiebigkeit der Befestigung, Reibung, Strukturmoden, Regelkreisverhalten, Laständerungen und Kolbenposition können die gemessene Reaktion verändern. Die Berechnung ist besonders nützlich, wenn ihre Annahmen dokumentiert und ihre Vorhersagen an der montierten Maschine überprüft werden.

Wichtigste Erkenntnisse

Ein doppeltwirkender Zylinder verhält sich bei geschlossenen Kammern wie 2 pneumatische Federn.

Der Druck muss absolut angegeben werden; jedes Kammervolumen muss das Totvolumen enthalten.

Im Rechenbeispiel ändert sich die prognostizierte Frequenz von 4.82 Hz in Hubmitte auf 6.83 Hz nahe einer Endlage.

Dämpfung und Erregerfrequenz bestimmen, ob eine Eigenfrequenz zu schädlicher Resonanz führt.

Für die statische Lastprüfung vor jedem dynamischen Modell verwenden Sie unseren Leitfaden zur Zylinderkraftformel. Schlägt die Maschine an der Endkappe an, statt um eine Position zu schwingen, nutzen Sie stattdessen den Leitfaden zur Pneumatikzylinderdämpfung.

Beginnen Sie mit dem richtigen pneumatischen Modell

Doll, Neumann und Sawodny modellieren einen Pneumatikzylinder als 1 bewegte Masse, die mit einer Luftfeder verbunden ist. Beide Kammern sind geschlossen, sodass die Druckluftmasse in jeder Kammer konstant bleibt (Dimensioning of Pneumatic Cylinders for Motion Tasks, 2015). Diese Randbedingungen definieren die hier verwendete Überschlagsrechnung.

ISO-15552-Zugstangenzylinder zur Veranschaulichung eines doppeltwirkenden Zylinders mit Kolbenstange

Ein reales Wegeventil verändert das Modell. Verbindet es eine Kammer mit der Versorgung und die andere mit der Abluft, bleibt die Kammermasse nicht mehr konstant. Ein Servoventil mit Regler kann wirksame Steifigkeit und Dämpfung hinzufügen; ein langer Schlauch oder Behälter ergänzt Volumen und Strömungsdynamik. Geben Sie deshalb vor jeder Frequenzangabe den Ventilzustand an.

Das einfachste zweckmäßige Modell umfasst:

Druck, Fläche und Gesamtvolumen von Kammer 1;
Druck, Fläche und Gesamtvolumen von Kammer 2;
Kolben, Kolbenstange oder Schlitten, Nutzlast und weitere mechanisch bewegte Massen;
Dämpfung durch Reibung, Dichtungen, Führungen, Strömungswege und angeschlossene Strukturen;
jede mechanische Steifigkeit, die tatsächlich parallel zur pneumatischen Steifigkeit wirkt.

Überschlagsmodell für einen doppeltwirkenden Zylinder nahe einer definierten Betriebsposition. Die folgende Formel behandelt die beiden geschlossenen Kammern als pneumatische Federn; die montierte Maschine kann zusätzliche Moden besitzen.

Fassen Sie nicht jedes benachbarte Bauteil in einer einzigen Steifigkeitszahl zusammen. Eine in Reihe nachgiebige Halterung reduziert beispielsweise die Gesamtsteifigkeit, eine parallele Rückstellfeder erhöht sie. Ein flexibler Rahmen kann eine eigene Mode erzeugen, die ein Mehrfreiheitsgradmodell oder eine Finite-Elemente-Analyse erfordert.

Die wichtigste erste Frage lautet nicht „Wie hoch ist die Eigenfrequenz dieses Zylinders?“, sondern „Welchen physikalischen Zustand und welche Mode berechnen wir?“. Derselbe Zylinder ist in Hubmitte mit gesperrten Anschlüssen ein anderes dynamisches System als bei Bewegung durch ein Drosselventil.

Wie berechnen Sie Kammerflächen und -volumina?

Ein experimentelles Modell eines doppeltwirkenden Zylinders verwendet 2 wirksame Kolbenflächen und definiert jedes Kammervolumen als Summe aus inaktivem Endvolumen und positionsabhängigem Hubvolumen (Experimental Study of Double-Acting Pneumatic Cylinder, 2020). So vermeiden Sie den häufigen Fehler, auf beiden Seiten die volle Kolbenfläche und das volle Hubvolumen einzusetzen.

Für einen Zylinder mit einseitiger Kolbenstange, Bohrungsdurchmesser $D$ und Stangendurchmesser $d$ :

A_1 = \frac{\pi D^2}{4}

A_2 = A_1 - \frac{\pi d^2}{4}

$A_1$ ist die wirksame Fläche auf der Deckelseite und $A_2$ die Ringfläche auf der Stangenseite; beide stehen in Quadratmetern, wenn die Durchmesser in Metern eingegeben werden. Bei einem kolbenstangenlosen Zylinder sind gleiche wirksame Flächen nur anzunehmen, wenn seine innere Konstruktion dies zulässt.

An der vom Deckelende gemessenen Kolbenposition $x$ lauten die Kammervolumina:

V_1 = V_{d1} + A_1 x

V_2 = V_{d2} + A_2(L-x)

$L$ ist der Gesamthub in Metern. $V_{d1}$ und $V_{d2}$ sind die inaktiven Volumina beider Seiten einschließlich Endkappenhohlräumen, Anschlüssen, Verschraubungen, Sensorkanälen und angeschlossenem Schlauchvolumen, das Teil des eingeschlossenen Gases bleibt. Geben Sie alle Volumina in Kubikmetern ein.

Schlauchvolumen wird leicht unterschätzt. Ein entferntes Ventil oder ein langer Schlauch vergrößert das komprimierte Volumen, ohne die Kolbenfläche zu erhöhen, und senkt damit die pneumatische Steifigkeit. Der Rechner für Pneumatikschlauchvolumen hilft bei diesem Eingangswert, berechnet jedoch nicht die Eigenfrequenz.

Verwenden Sie in der Steifigkeitsgleichung Absolutdruck. Addieren Sie zur Manometeranzeige den lokalen Atmosphärendruck in kompatiblen Einheiten. Eine Versorgung mit nominal 6 bar Überdruck entspricht nahe Meereshöhe etwa 7 bar absolut; die tatsächlichen Kammerdrücke beim Halten oder Bewegen können jedoch vom Reglerwert abweichen.

Wie berechnen Sie pneumatische Steifigkeit und Eigenfrequenz?

Czmerks Analyse doppeltwirkender Zylinder zeigt, dass sich die passive Steifigkeit über den Hub ändert und Totvolumina nahe den Endlagen bedeutsam sind (Increasing of Stiffness of Double-Acting Pneumatic Cylinder, 2015). Pneumatische Steifigkeit ist die inkrementelle Rückstellkraft je Kolbenweg um einen definierten Zustand. Die Linearisierung beider geschlossener Kammern ergibt:

k_p = nP_1\frac{A_1^2}{V_1} + nP_2\frac{A_2^2}{V_2}

$k_p$ ist die pneumatische Steifigkeit in Newton pro Meter. $P_1$ und $P_2$ sind absolute Kammerdrücke in Pascal, $A_1$ und $A_2$ wirksame Flächen in Quadratmetern und $V_1$ und $V_2$ komprimierte Gesamtvolumina in Kubikmetern. Der dimensionslose Polytropenexponent $n$ beschreibt den Wärmeaustausch während der kleinen Druck-Volumen-Änderung.

Für idealisiertes Gasverhalten steht $n=1$ für einen isothermen und $n=1.4$ für einen adiabatischen Prozess; Zwischenzustände liegen dazwischen (Neural Network Modeling of Air Spring Dynamic Stiffness Based on Its Pneumatic Physics, 2026). Diese Quelle untersucht Luftfedern; verwenden Sie den Bereich daher als Orientierung für den Gasprozess, nicht als universellen Zylinderprüfwert. Liegt kein validierter Wert vor, führen Sie eine Sensitivitätsprüfung durch, statt die Annahme zu verschweigen.

Wirkt eine mechanische Feder parallel, kann ihre Steifigkeit zu $k_p$ addiert werden. Addieren Sie Rahmen-, Halterungs-, Kupplungs- oder Führungssteifigkeit nicht pauschal, sondern nur bei nachgewiesen parallelem Kraftfluss. Bezeichnen Sie das korrekt kombinierte Ergebnis als $k_{\mathrm{total}}$ .

Die ungedämpfte Eigenfrequenz lautet:

f_n = \frac{1}{2\pi}\sqrt{\frac{k_{\mathrm{total}}}{m_{\mathrm{eff}}}}

$f_n$ wird in Hertz angegeben, $k_{\mathrm{total}}$ in Newton pro Meter und $m_{\mathrm{eff}}$ in Kilogramm. Die effektive Masse umfasst gewöhnlich Nutzlast, Kolben und Stange oder Schlitten, Werkzeug sowie den passenden bewegten Anteil flexibler Verbindungen. Addieren Sie die Druckluftmasse nicht so, als bewege sie sich starr mit der Last.

Für eine schwach gedämpfte Einmoden-Näherung gilt für die gedämpfte freie Schwingung:

f_d = f_n\sqrt{1-\zeta^2}

$\zeta$ ist das Dämpfungsverhältnis. Die Beziehung ist nur zweckmäßig, wenn eine Mode dominiert und die Dämpfung näherungsweise viskos dargestellt werden kann. Dichtungsreibung und Stick-Slip sind nichtlinear; das Langsamfahrverhalten kann daher vom Modell abweichen.

Rechenbeispiel: Zylinder mit 63 mm Bohrung in Hubmitte

Mit den obigen 2-Kammer-Gleichungen ergibt ein Zylinder mit 63 mm Bohrung, 20 mm Stange, 400 mm Hub, 25 kg effektiver Masse, 50 cm³ Totvolumen je Seite, 7 bar absolutem Kammerdruck und $n=1.2$ eine prognostizierte Eigenfrequenz von 4.82 Hz in Hubmitte. Dies ist ein Modellergebnis, kein Katalogwert.

Nehmen Sie $x=0.200\ \mathrm{m}$ an und vernachlässigen Sie für diese erste Rechnung zusätzliche mechanische Steifigkeit.

Eingangsgröße	Wert
Bohrungsdurchmesser, $D$	0.063 m
Stangendurchmesser, $d$	0.020 m
Hub, $L$	0.400 m
Position, $x$	0.200 m
Totvolumen je Kammer	0.000050 m³
Absolutdruck in jeder Kammer	700,000 Pa
Polytropenexponent, $n$	1.2
Effektive bewegte Masse, $m_{\mathrm{eff}}$	25 kg

Die berechneten Flächen sind $A_1=0.003117\ \mathrm{m^2}$ und $A_2=0.002803\ \mathrm{m^2}$ . Die gesamten Kammervolumina in Hubmitte betragen $V_1=0.000673\ \mathrm{m^3}$ und $V_2=0.000611\ \mathrm{m^3}$ .

Die beiden Steifigkeitsanteile betragen ungefähr 12,120 N/m und 10,809 N/m:

k_p = 12120 + 10809 = 22929\ \mathrm{N/m}

Mit 25 kg effektiver Masse:

f_n = \frac{1}{2\pi}\sqrt{\frac{22929}{25}} = 4.82\ \mathrm{Hz}

Verdoppelt sich die effektive Masse bei unveränderter Steifigkeit, sinkt die Eigenfrequenz mit der Quadratwurzel des Massenverhältnisses auf etwa $f_n=3.41\ \mathrm{Hz}$ . Umgekehrt kann eine Massenreduzierung die Resonanz in eine andere Betriebsharmonische verschieben.

Nutzen Sie die Tabelle als Sensitivitätsmodell. Ändern Sie jeweils nur einen unsicheren Wert, darunter Totvolumen, $n$ , Kammerdruck, bewegte Masse und Struktursteifigkeit. Ein belastbarer Frequenzbereich, der die entscheidende Messgröße sichtbar macht, ist häufig nützlicher als ein einzelnes scheinbar exaktes Ergebnis.

Warum ändert sich die Eigenfrequenz über den Hub?

Für einen kolbenstangenlosen Zylinder mit gleichen Totvolumina und Kammerdrücken identifizieren Doll und Kollegen in ihrem vereinfachten Modell die Mittelstellung als Punkt minimaler Steifigkeit (Dimensioning of Pneumatic Cylinders for Motion Tasks, 2015). Ein Zylinder mit einseitiger Stange ist asymmetrisch, doch auch dort ändern sich beide Kammervolumina kontinuierlich mit der Kolbenposition.

Mit denselben Eingangswerten an 5 Positionen ergibt sich:

Position vom Deckelende	Pneumatische Steifigkeit	Prognostizierte Eigenfrequenz
50 mm	46,051 N/m	6.83 Hz
100 mm	29,974 N/m	5.51 Hz
200 mm	22,929 N/m	4.82 Hz
300 mm	28,267 N/m	5.35 Hz
350 mm	41,863 N/m	6.51 Hz

Das Minimum liegt hier nahe der Hubmitte, weil beide komprimierten Volumina dort relativ groß sind. Nahe einer Endlage wird eine Kammer klein und ihr Steifigkeitsanteil steigt stark. Reale Drücke können ungleich sein; ungleiche Totvolumina können das Minimum verschieben.

Mechanisch gekoppelter kolbenstangenloser Zylinder zur Veranschaulichung von Schlittenmasse, langhubigem Kammervolumen und Führungseinflüssen

Ein kolbenstangenloser Zylinder besitzt nicht automatisch eine höhere Eigenfrequenz. Der Wegfall der Kolbenstange kann die bewegte Masse verringern, doch ein langer Hub erhöht das Kammervolumen. Schlitten, Führung, Dichtband, Magnetkupplung, Lastversatz und Befestigungsspanne können zusätzliche Nachgiebigkeit oder Moden einbringen. Vergleichen Sie vollständige bewegte Baugruppen unter demselben Betriebszustand.

Deshalb kann ein gemessenes Problem nur in einem Teil des Verfahrwegs auftreten. Wiederholen Sie Rechnung und Prüfung an den relevanten Betriebspositionen einschließlich belastetem Start, Hubmitte, Prozessposition und Endannäherung. Hinweise liefern der Leitfaden zu Montage und Ausrichtung von Antrieben und der Montageleitfaden für kolbenstangenlose Zylinder.

Resonanz hängt von Dämpfung und Erregung ab

Bei einem Frequenzverhältnis $r=1$ ergibt ein lineares Einfreiheitsgradmodell eine Wegvergrößerung von 10 bei $\zeta=0.05$ , aber nur 2.5 bei $\zeta=0.20$ . Die folgende Standardgleichung der erzwungenen Antwort zeigt, warum keine feste Behauptung „10- bis 50-fach“ jede Pneumatikmaschine beschreibt.

Das Frequenzverhältnis ist Erregerfrequenz geteilt durch Eigenfrequenz:

r = \frac{f_{\mathrm{exc}}}{f_n}

$f_{\mathrm{exc}}$ ist die Erregerfrequenz und $f_n$ die berechnete Eigenfrequenz. Für ein harmonisch erregtes lineares Einmodensystem gilt:

M(r) = \frac{1}{\sqrt{(1-r^2)^2+(2\zeta r)^2}}

$M$ ist das Verhältnis der stationären Wegamplitude zur entsprechenden statischen Auslenkung. Bei $r=1$ vereinfacht es sich zu $M=1/(2\zeta)$ . Geringe Dämpfung erzeugt einen schärferen Spitzenwert; höhere Dämpfung senkt und verbreitert ihn. Die Formel gilt nicht für harte Anschläge, Spieleinschläge, stark nichtlineare Dichtungsreibung, Ventilsättigung oder mehrere gekoppelte Moden.

Prüfen Sie als Erregungen Befehlszyklusfrequenz, Harmonische des Bewegungsprofils, Ventilschaltung, benachbarte rotierende Maschinen, Zahn- oder Taschendurchgang eines Förderers, Kompressorpulsation und wiederholte Endanschläge. Ein Maschinenzyklus von einer Sekunde hat 1 Hz Grundfrequenz, seine Beschleunigung kann jedoch deutlich höhere Harmonische enthalten.

Bezeichnen Sie nicht jede Schwingungsspitze als pneumatische Resonanz. Verschiebt sich die Spitze mit dem Kammerdruck, ist wahrscheinlich pneumatische Steifigkeit beteiligt. Bleibt sie nahezu fest, reagiert aber auf Befestigung oder Nutzlast, kann eine Strukturmode dominieren. Hängt die Schwingung stark von Reglerverstärkung, Totband oder Abtastung ab, untersuchen Sie den Regelkreis.

Wie überprüfen Sie die Berechnung an der Maschine?

Eine Untersuchung doppeltwirkender Zylinder erfasste Druck und Weg alle 0.1 ms und wiederholte jeden Zustand 45-mal (Experimental Study of Double-Acting Pneumatic Cylinder, 2020). Eine Werksprüfung muss dieses Laborprotokoll nicht kopieren, sollte aber Bewegung, Druck und Schwingung synchronisieren.

Zustand definieren. Kolbenposition, Nutzlast, Orientierung, beide Kammerdrücke, Ventilbefehl, Regler- und Drosseleinstellungen, Schlauchabmessungen, Führungszustand und Befestigung erfassen.
Prüfung absichern. Personen vom Bewegungsbereich trennen, Energie soweit praktikabel reduzieren und eine vermutete Resonanz nicht ohne genehmigten Prüfplan bei voller Produktionskraft durchfahren.
Richtige Signale messen. Möglichst je einen Beschleunigungssensor an Schlitten oder Last und Rahmen anbringen sowie beide Kammerdrücke und Position oder Geschwindigkeit erfassen.
Schonend anregen. Einen kleinen Befehlssweep, einen kontrollierten Sprung oder einen dokumentierten, maschinengerechten Impulstest verwenden. Endkappenschläge ersetzen keine sichere Anregungsmethode.
Reproduzierbare Spitzen finden. Spektren, Phase, Ausschwingfrequenz und Druck-Weg-Verhalten über mehrere Läufe vergleichen.
Einen Parameter ändern. Mit bekannter Änderung von Masse, Druck oder Position wiederholen; ein brauchbares Modell muss die Richtung der Frequenzverschiebung vorhersagen.

Nach unserer Erfahrung verbessert die Erfassung beider Kammerdrücke die Diagnose am schnellsten. Das Regler-Manometer zeigt die Versorgungseinstellung, belegt aber weder eingeschlossenen Druck noch Abluftgegendruck oder dynamischen Zylinderdruck im Schwingungszeitpunkt.

Die Studie zur Identifikation eines pneumatischen Servosystems von 2005 bestimmte die Eigenfrequenz in Abhängigkeit von der Kolbenposition und nutzte diese Kurve für den Reglerentwurf (Noskievi, Identification of the Pneumatic Servo System Using Self-Excited Oscillations, 2005). Bei geregelter Positionierung kann eine Frequenzkarte wichtiger sein als ein einzelner Wert in Hubmitte.

ISO 20816-1:2016 beschreibt allgemeine Bedingungen und Verfahren zum Messen und Bewerten von Schwingungen an vollständigen Maschinen. Sie kann ein betriebliches Schwingungsprogramm unterstützen, liefert jedoch weder einen universellen Resonanzgrenzwert für Pneumatikzylinder noch ersetzt sie anwendungsspezifisches Frequenzmodell und Abnahmekriterien.

Was sollten Sie ändern, wenn die Frequenzen zu nahe beieinanderliegen?

Im Modell mit geschlossenen Kammern reduziert eine Verdopplung der bewegten Masse bei gleicher Steifigkeit die Eigenfrequenz auf etwa 70.7% des Ausgangswerts. Doll und Kollegen zeigen ebenfalls, dass nach einer Massenverdopplung eine entsprechende steifigkeitsbezogene Dimensionierungsänderung nötig ist, um dieselbe Eigenfrequenz zu halten (Dimensioning of Pneumatic Cylinders for Motion Tasks, 2015).

Erregung verschieben. Zykluszeit, Beschleunigungsrampen, Verweilzeiten, Ventilschaltung oder Drehzahl benachbarter Maschinen so ändern, dass dominante Harmonische die Mode nicht wiederholt anregen.
Bewegte Masse gezielt ändern. Weniger Masse erhöht, zusätzliche Masse senkt die Eigenfrequenz bei gleicher Steifigkeit. Beide Richtungen können helfen oder schaden; berechnen Sie den gesamten Betriebsbereich neu.
Pneumatische Steifigkeit ändern. Kammerdruck, Kolbenfläche, eingeschlossenes Volumen, Totvolumen und Ventilzustand beeinflussen sie. Höherer Druck kann die Steifigkeit erhöhen, verändert aber Kraft und gespeicherte Energie. Druck nie ohne Prüfung von Bauteilgrenzen und Maschinenrisiko als Abstimmknopf verwenden.
Kraftfluss korrigieren. Flexible Halterung versteifen, freie Spannweite verkürzen, Klemmen beseitigen oder geeignete Führung ergänzen. Befestigungsschrauben dürfen Fehlausrichtungen nicht gewaltsam zusammenziehen.
Dämpfung sicher ergänzen. Dämpfer, Stoßdämpfer, Endlagendämpfung oder Regelstrategie müssen zur Mode passen. Endanschlagenergie gehört in eine Dämpfungsenergieprüfung, nicht in die Resonanzformel für Hubmitte.
Regler nach Anlagenidentifikation abstimmen. Geringere Verstärkung, gefilterte Befehle, Kerbfilter oder Gain Scheduling können einer servopneumatischen Achse helfen; Software darf keine losen Lager, unterdimensionierten Führungen oder Stoßprobleme verdecken.

Es gibt keinen universellen sicheren prozentualen Abstand für jede Pneumatikmaschine. Definieren Sie Drehzahl-, Last-, Positions- und Druckbereich sowie glaubhafte Störungen und bestätigen Sie die akzeptable Messantwort im gesamten Betriebsfenster. Dokumentieren Sie die Endwerte, damit die Instandhaltung spätere Drift erkennt.

Häufige Fragen zur Eigenfrequenzberechnung

Diese 5 Fragen trennen die Überschlagsgleichung von der montierten Maschine. Das Modell nutzt 2 Kammerdrücke, 2 wirksame Flächen, 2 Kammervolumina, eine effektive Masse und einen festgelegten Ventilzustand (Doll et al., 2015). Jede fehlende Eingangsgröße kann die prognostizierte Mode verändern.

Ist die Zyklusfrequenz dasselbe wie die Eigenfrequenz?

Nein. Die Zyklusfrequenz ist eine vorgegebene Betriebsfrequenz, die Eigenfrequenz eine Eigenschaft des Masse-Steifigkeits-Systems um einen definierten Zustand. Auch ein 1-Hz-Zyklus kann höherfrequente Beschleunigungsharmonische und Stöße enthalten. Vergleichen Sie den gemessenen Erregerinhalt mit berechneten und gemessenen Moden, nicht nur die Zyklusfrequenz.

Muss in der Steifigkeitsgleichung Überdruck oder Absolutdruck verwendet werden?

Verwenden Sie absoluten Kammerdruck. Die Gassteifigkeit folgt dem Druck-Volumen-Zustand der eingeschlossenen Luft; Überdruck lässt den Atmosphärendruck weg. Messen Sie möglichst beide Kammern im Betriebszustand. Die Reglereinstellung ersetzt nicht die tatsächlichen Drücke an Deckel- und Stangenseite, besonders bei aktiven Ventilen, Schläuchen und Abluftdrosselungen.

Hat ein kolbenstangenloser Zylinder immer eine höhere Eigenfrequenz?

Nein. Eine kolbenstangenlose Bauart kann die bewegte Stangenmasse reduzieren, doch die Eigenfrequenz hängt auch von Schlitten- und Nutzlastmasse, beiden Kammervolumina, Druck, Führungs- und Montagesteifigkeit, Kupplungsverhalten und Hubposition ab. Lange Hübe können das eingeschlossene Volumen erhöhen und Strukturmoden erzeugen; vergleichen Sie vollständige Baugruppen unter gleichen Randbedingungen.

Wann muss die Berechnung wiederholt werden?

Nach Änderungen an Nutzlast, Werkzeug, Kolbenposition, Betriebsdruck, Schlauchlänge, Ventilzustand, Befestigung, Führungssteifigkeit, Regeleinstellungen oder Bewegungsprofil. Berechnen Sie auch neu, wenn der gemessene Druck von der Annahme abweicht. Nützlich ist ein Frequenzbereich über realistische Betriebsfälle, nicht eine dauerhaft feste Zahl.

Kann eine Änderung der Zylindergeschwindigkeit Resonanz beseitigen?

Sie kann die Erregung von einer Mode weg verschieben, ist aber nur ein Einfluss. Ein neues Bewegungsprofil kann andere Harmonische erzeugen; schnellere Endannäherungen erhöhen die Stoßenergie. Messen Sie nach der Geschwindigkeitsänderung erneut und bestätigen Sie Endlagendämpfung, Ventildurchfluss, Zykluszeit, Regelstabilität und das gesamte Betriebsfenster.

Quellen und technische Referenzen

Technische Quellen sind jeweils dort verlinkt, wo Modellannahmen, Gleichungen, Versuchsmethoden oder abgeleitete Ergebnisse erläutert werden.

Informationen zu Autor und Unternehmen finden Sie auf der Über-uns-Seite. Technische Fragen oder Quellenkorrekturen können Leser über Kontakt senden.

Wie berechnen Sie die Eigenfrequenz, um kostspielige Resonanzausfälle in Ihrem Pneumatiksystem zu verhindern?

Jack Chen