BESCHREIBUNG
Die Erfindung bezieht sich auf eine Vorrichtung zur Steuerung von magnetisch angetriebenen Massenschwingsystemen von Förderern, in welchen die Resonanzfrequenzen verschieden sind und zudem während dem Betrieb in irgendwelcher Weise variieren können.
In der Industrie werden sehr häufig sog. Magnet-Vibrationsförderer zum Fortbewegen von Schüttgütern oder Kleinteilen eingesetzt. Diese Geräte bestehen aus einem Förderteil, der als Fördertrog, Förderrohr oder Förderrinne ausgeführt ist, ferner aus einer Gegenmasse (Stator). Der Förderteil und die Gegenmasse sind mit Federelementen miteinander verbunden. In der Literatur werden diese Geräte mit dem vollständigen Namen, als sog. magnetisch angetriebene, 2-Massen-Schwingsysteme bezeichnet.
Werden die Federelemente jeweils unter einem Winkel gegenüber einer festen Basis, d.h. gegenüber der Gegenmasse montiert und das 2-Massensystem mit Hilfe eines Elektromagneten d.h. von Magnetanker und Magnetspule in Schwingung versetzt, dann beginnen die zu fördernden Teile auf der Förderrinne, entsprechend einer sog. Wurfbewegung, in der festgelegten Richtung sich zu bewegen.
Da bekannte mechanische Konstruktionen, vor allem mechanische Schwingsysteme, nur in der Nähe ihrer Resonanzfrequenz zu nennenswerten Schwingungen neigen, muss deren Resonanzfrequenz in die Nähe der Antriebsfrequenz des Magnetantriebes abgeglichen werden. Zumal aus dem Stromversorgungs-Netz 50 Hz bzw. 60 Hz zur Verfügung stehen, ergibt sich zwangsläufig eine Erregerfrequenz von 100 Hz bzw. 120 Hz, wenn der Elektromagnet direkt angeschlossen wird. Über Gleichrichterdioden, Thyristoren usw. angeschlossen ergeben sich 50 Hz, ggf. 25 Hz bzw. 60 Hz und ggf. 30 Hz.
Die Eigen frequenz eines 2-Massen-Schwingsystems errechnet sich aus:
EMI1.1
<tb> / <SEP> Federkonstante
<tb> <SEP> Summe <SEP> der <SEP> Gewichte
<tb> (Hz) (Formel 1)
Nutzgewicht x Statorgewicht Summe der Gewichte = (Formel 2)
Nutzgewicht + Statorgewicht Nutzgewicht = Tischgewicht + Förderaufsatz + das zum Teil angekoppelte (Formel 3)
Fördergutgewicht
Wirkt nun eine Kraft mit einer andern Frequenz über die Magnetspule auf das System ein, dann beginnt dieses mit der Antriebsfrequenz und nicht mit der Eigenfrequenz zu schwingen. Man spricht dann von einer erzwungenen Schwingung. Je geringer der Abstand Eigenresonanz zu Antriebsfrequenz ist, desto stärker sind die erzeugten Schwingungen.
Schwingamplitude = ¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯ 1 -(Antriebsfrequenz/Eigenfrequenz)2 (Formel 4)
Die Erfindung hat sich zum Ziel gesetzt, bei einer Vorrichtung der eingangs genannten Art die erwähnten Nachteile zu beheben, so dass man im Normalfall nunmehr auf den Resonanzabgleich des Massenschwingungssystems verzichten kann, da die Erfindung sich selbständig mit ihrer Erregerfrequenz auf die Resonanz einstellt.
Gelöst wird die gestellte Aufgabe erfindungsgemäss durch den kennzeichnenden Teil des Patentanspruchs 1.
Gelingt es mit einer Messeinrichtung die Resonanzfrequenz bzw. die Phase und Schwingamplitude des Fördertroges zu messen, dann kann man die Erregerfrequenz der jeweiligen Resonanzfrequenz des Förderers anpassen und demzufolge alle Probleme betreffend Massenänderungen, Federkonstantenänderungen usw. umgehen. Die notwendige Erregerenergie ist dabei nur ein Bruchteil der zuvor benötigten Erregerenergie, da nur die Dämpfung des mechanischen Resonanzkreises überwunden werden muss. Mit der gleichen Messeinrichtung lässt sich auf einfache Art auch die Schwingamplitude regeln, indem die Erregerenergie geregelt wird.
Die durch die Erfindung erreichten Vorteile sind im wesentlichen darin zu sehen, dass die mechanisch heiklen Resonanzfrequenz-Abgleicharbeiten entfallen, und dass Änderungen der wirksamen Massen und Federkonstanten die Schwingamplitude nicht mehr beeinflussen; auch ist nur ein Minimum an Erregerleistung erforderlich.
Schlussendlich kann zuverlässig und dauernd mit höheren Schwingamplituden gearbeitet werden, infolgedessen für eine bestimmte Förderleistung Geräte, als bisher, kleinerer Abmessung eingesetzt werden können.
Im folgenden wird die Erfindung anhand eines Ausführungsbeispieles näher erläutert.
Hierbei zeigen die
Fig. 1 und 2 zur näheren Erläuterung der Erfindung dienende Darstellungen;
Fig. 3 den Aufbau eines Ausführungsbeispieles des erfindungsgemässen Förderers;
Fig. 4 schematisch den Aufbau der elektrischen Steuer- und Leistungsschaltung.
In Fig. 1 ist ein herkömmlicher Magnet-Vibrationsförderer dargestellt. Dabei sind mit 1 die Förderrinne, mit 2 der Tisch und mit 3 die Federelemente bezeichnet. Der Tisch und die Förderrinne bilden zusammen die Nutzmasse bzw. Nutzgewicht.
Der Magnetanker ist mit 4 und die Magnetspule mit 5 bezeichnet während die Gegenmasse oder Stator mit 6 angegeben ist.
Das Gerät ruht auf Entkopplungsfederelementen, insbesondere auf Gummifüssen 7. Die Federelemente 3 schliessen mit der Basis der Gegenmasse 6 einen Federanstellwinkel 8 bzw. a ein, während mit 9 die Wurfbahn eines Teilchens angedeutet ist.
Fig. 2 zeigt den Zusammenhang zwischen der Schwingamplitude und dem Verhältnnis von Antriebsfrequenz zu Resonanzfrequenz bei verschiedenen Dämpfungen.
In dieser erwähntenn Fig. 2 bedeuten:
Buchstabe R die Resonanzverschiebung infolge einer Dämpfungsänderung, D + 6 den Dämpfungs- und Resonanzeinfluss durch Rinnenbeladung.
Stets aus Fig. 2 ist ersichtlich, wie im unterkritischen Bereich der Einfluss der zusätzlichen Massenankopplung auf die Amplitude kleiner als im überkritischen Bereich ist.
Fallen beide Frequenzen zusammen d.h. ist fANTR/fRES = 1, so wird der Nenner zu Null. Es ergibt sich ein Resonanzbetrieb mit theoretisch unendlich grossen Amplituden.
Dieser Betriebszustand ist jedoch für Magnetvibratoren un
D+G brauchbar. Einmal führt das Ändern der Dämpfung , wie
1 sie durch unterschiedliche Fördergüter oder Förderschichten auftritt, zu einem laufenden Ändern der Schwingbreite, wie aus Fig. 2 ersichtlich. Auch wirken sich Frequenz- oder Spannungsschwankungen des speisenden Netzes dann zu stark auf die Schwingbreite aus.
Weiter erfordert das Ausnutzen grösserer Schwingbreiten in Resonanznähe das Einstellen eines grossen Luftspaltes. Da die magnetische Zugkraft jedoch etwa umgekehrt proportional mit dem Quadrat des Luftspaltes abnimmt, sind die Voraussetzungen einer konstanten Antriebskraft nicht mehr gegeben. Eine Reihe von Gründen verbietet also das Arbeiten in unmittelbarer Nähe der Resonanz. Es empfiehlt sich daher, eine Eigenfrequenz fe des Schwingsystems zu wählen, welche von der Antriebsfrequenz einen bestimmten Resonanzabstand hat. Dadurch werden die geschilderten Nachteile zum Teil umgangen und dennoch eine Resonanzerhöhung der Schwingbreite erreicht.
Der Abgleich der Eigenfrequenz erfolgt durch Ändern der Federkonstanten oder Ändern der Gewichte, vor allem des Nutzgewichtes.
Da sich aber in der Praxis die Federkonstanten durch Tem peratureinflüsse, Alterung usw. auch ändern und vor allem die wirksamen Massen nicht konstant sind, sie ändern sich mit der Beladung des Fördertroges, ist auch in einem unterkritischen Arbeitsbereich die Aufgabe nur mässig gut gelöst. Hinzu kommt, dass der mechanische Resonanzabgleich eines 2-Massen-Schwingsystems sehr zeitraubend ist und grosse Erfahrung erfordert. Der Anwender ist dazu meist nicht in der Lage. Zum Teil werden heute diese Einflüsse auf die Schwingamplitude eines Förderers damit korrigiert, indem die Schwingamplitude gemessen und mit Hilfe eines elektrischen Leistungsstellgliedes die Erregerleistung korrigiert wird. Die Regelmöglichkeiten sind allerdings auf einen kleinen Teil der Schwingfördermöglichkeiten beschränkt.
Fig. 3 entspricht dem prinzipiellen Aufbau eines Schwingförderers herkömmlicher Bauart (gemäss Fig. 1), der erfindungsgemäss zusätzlich mit einem Phasen- und Amplituden Messsystem ergänzt wurde.
Das Messsystem besteht aus einer Messspule 11 und einem Permanentmagneten 10. Schwingt der Trog einwandfrei, ist die in der Messspule erzeugte Spannung sinusförmig.
Die erzeugte Spannungsamplitude ist proportional der Schwingamplitude des Troges. Der Null-Durchgang der Messspannung fällt mit der Maximal-Auslenkung des Troges zusammen.
In Fig. 4 ist schematisch der Aufbau der elektrischen Steuerund Leistungsschaltung dargestellt. Diese besteht aus folgenden Funktionsgruppen: - Gruppe Triac 12, die als Stellglied zur Ladung des Kondensators C1 dient; - Triac-Ansteuerschaltung 13, die für konstante Spannung am Kondensator C1 sorgt; - Gleichrichter 14, der die Netz-Wechselspannung in eine Gleichspannung für den Kondensator C1 umwandelt; - Gleichspannungs-Energiespeicher 15;
; - Leistungsbrückenschaltung 16, mit zwei Transistoren T1, T2 und zwei Dioden D1, D2, bei welcher die Spannung vom Kondensator C1 an der Erregerspule 26 des Schwingförderers liegt und ein Strom zu fliessen beginnt, wenn die beiden Transistoren Tal., T2 gleichzeitig durchgeschaltet werden und das weitere Ansteigen des Spulenstromes unterbrochen wird, wenn die beiden Transistoren wieder gesperrt werden, wodurch an der Erregerspule die Polarität wechselt und die beiden Dioden D1, D2 leitend werden und den abnehmenden Spulenstrom in den Kondensator C1 zurückladen; - Permanentmagnet 17 am Fördertrog befestigt;
; - Messspule 18, die am Stator des Schwingförderers befestigt ist, - Phasendiskriminator 19, an den die momentane Erregerfrequenz und die Messfrequenz zugeführt werden und an dessen Ausgang eine positive oder negative Spannung entsteht, je nachdem ob die Erregerfrequenz grösser oder kleiner als die Resonanzfrequenz des Schwingförderers ist; - Phasen-Integralregler 20, welcher seine Ausgangsspannung in der richtigen Wirkungsrichtung so lange ändert, bis der Phasendiskriminator 19 keine Korrekturspannung mehr liefert; - spannungsgesteuerter Oszillator 21, welcher die durch den Regler gegebene Erregerfrequenz erzeugt; - Mess-Gleichrichter 22, welcher aus der Mess-Wechselspannung eine Gleichspannung macht, die proportional der Amplitude des Fördertroges ist;
; - Amplitudenregler 23, welcher die am Amplituden-Sollwerteinsteller 27 eingestellte Spannung mit derjenigen aus dem Mess-Gleichrichter 22 vergleicht und mit seiner Ausgangsspannung einen Impulsbreiten-Modulator 24 ansteuert; - Impulsbreiten-Modulator 24, welcher vom spannungsgesteuerten Oszillator 21 die richtige Frequenz und Phasenlage und vom Amplitudenregler 23 die Information über die notwendige Erregerenergie erhält und daraus einen Durchschaltimpuls im richtigen Moment und in der richtigen Länge für die beiden Transistoren T1, T2 macht; - Optokoppler 25, welche die Stromimpulse von der Steuerseite auf die Leistungsstufe übertragen; - Erregerspule 26 zum Antrieb des Schwingförderers, und - Amplituden-Sollwerteinsteller 27.
DESCRIPTION
The invention relates to a device for controlling magnetically driven mass vibration systems of conveyors, in which the resonance frequencies are different and can also vary in any way during operation.
So-called magnetic vibration conveyors are very often used in industry to move bulk goods or small parts. These devices consist of a conveying part, which is designed as a conveying trough, conveying pipe or conveying trough, and also from a counter mass (stator). The conveying part and the counter mass are connected to one another with spring elements. In the literature, these devices are referred to by their full names, so-called magnetically driven, 2-mass vibration systems.
If the spring elements are each at an angle to a fixed base, i.e. mounted opposite the counter mass and the 2-mass system using an electromagnet i.e. set in motion by the magnet armature and the magnet coil, then the parts to be conveyed on the conveyor trough begin to move in the specified direction in accordance with a so-called throwing movement.
Since known mechanical designs, especially mechanical vibration systems, tend to vibrate only in the vicinity of their resonance frequency, their resonance frequency must be adjusted in the vicinity of the drive frequency of the magnetic drive. Especially since 50 Hz or 60 Hz are available from the power supply network, an excitation frequency of 100 Hz or 120 Hz inevitably results if the electromagnet is connected directly. Connected via rectifier diodes, thyristors etc. there are 50 Hz, possibly 25 Hz or 60 Hz and possibly 30 Hz.
The natural frequency of a 2-mass vibration system is calculated from:
EMI1.1
<tb> / <SEP> spring constant
<tb> <SEP> Sum <SEP> of the <SEP> weights
<tb> (Hz) (Formula 1)
Effective weight x stator weight Total weight = (Formula 2)
Effective weight + stator weight Effective weight = table weight + conveyor attachment + the partially coupled (Formula 3)
Conveyed goods weight
If a force now acts on the system with a different frequency via the solenoid coil, then this begins to oscillate with the drive frequency and not with the natural frequency. One then speaks of a forced vibration. The smaller the distance between natural resonance and drive frequency, the stronger the vibrations generated.
Vibration amplitude = ¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯¯ 1 - (drive frequency / natural frequency) 2 (formula 4)
The invention has set itself the goal of eliminating the disadvantages mentioned in a device of the type mentioned at the outset, so that it is now normally possible to dispense with the resonance adjustment of the mass vibration system, since the invention adjusts itself to the resonance with its excitation frequency.
The object is achieved according to the invention by the characterizing part of patent claim 1.
If it is possible to measure the resonance frequency or the phase and oscillation amplitude of the conveyor trough with a measuring device, then the excitation frequency can be adapted to the respective resonance frequency of the conveyor and consequently all problems regarding mass changes, spring constant changes etc. can be avoided. The necessary excitation energy is only a fraction of the previously required excitation energy, since only the damping of the mechanical resonance circuit has to be overcome. With the same measuring device, the vibration amplitude can also be controlled in a simple manner by regulating the excitation energy.
The advantages achieved by the invention can essentially be seen in the fact that the mechanically delicate resonance frequency adjustment work is eliminated, and that changes in the effective masses and spring constants no longer influence the vibration amplitude; only a minimum of excitation power is required.
Ultimately, it is possible to work reliably and continuously with higher vibration amplitudes, as a result of which devices with a smaller size than before can be used for a specific conveying capacity.
The invention is explained in more detail below using an exemplary embodiment.
Here show the
1 and 2 are used to explain the invention in more detail;
3 shows the structure of an embodiment of the conveyor according to the invention;
Fig. 4 shows schematically the structure of the electrical control and power circuit.
In Fig. 1, a conventional magnetic vibration conveyor is shown. 1 is the conveyor trough, 2 the table and 3 the spring elements. The table and the conveyor trough together form the useful mass or useful weight.
The magnet armature is denoted by 4 and the magnet coil by 5, while the counter mass or stator is denoted by 6.
The device rests on decoupling spring elements, in particular on rubber feet 7. The spring elements 3 enclose a spring pitch angle 8 or a with the base of the counter mass 6, while the path of a particle is indicated by 9.
Fig. 2 shows the relationship between the vibration amplitude and the ratio of drive frequency to resonance frequency with different damping.
In this Fig. 2 mentioned:
Letter R the resonance shift due to a change in damping, D + 6 the damping and resonance influence due to channel loading.
It can always be seen from FIG. 2 how the influence of the additional mass coupling on the amplitude is smaller in the subcritical range than in the supercritical range.
If both frequencies coincide i.e. if fANTR / fRES = 1, the denominator becomes zero. The result is a resonance operation with theoretically infinitely large amplitudes.
However, this operating state is un for magnetic vibrators
D + G can be used. Once changing the damping results in how
1 it occurs due to different conveyed goods or conveying layers, for a continuous change in the vibration range, as can be seen from FIG. 2. Frequency or voltage fluctuations in the supply network also have too great an effect on the range.
Furthermore, the use of larger vibration widths in the vicinity of resonance requires the setting of a large air gap. However, since the magnetic tensile force decreases approximately inversely with the square of the air gap, the conditions for a constant driving force are no longer met. A number of reasons therefore prohibit working in the immediate vicinity of the resonance. It is therefore advisable to choose a natural frequency fe of the vibration system which has a certain resonance distance from the drive frequency. As a result, the disadvantages described are partly avoided, and yet the resonance range is increased in resonance.
The natural frequency is adjusted by changing the spring constant or changing the weights, especially the usable weight.
However, since in practice the spring constants also change due to temperature influences, aging etc. and above all the effective masses are not constant, they change with the loading of the conveyor trough, even in a subcritical work area the task is only moderately well solved. In addition, the mechanical resonance adjustment of a 2-mass vibration system is very time-consuming and requires great experience. The user is usually unable to do this. These influences on the vibration amplitude of a conveyor are partially corrected today by measuring the vibration amplitude and correcting the excitation power with the aid of an electrical power actuator. However, the control options are limited to a small part of the vibratory support options.
3 corresponds to the basic structure of a vibratory conveyor of conventional design (according to FIG. 1), which according to the invention was additionally supplemented with a phase and amplitude measuring system.
The measuring system consists of a measuring coil 11 and a permanent magnet 10. If the trough vibrates properly, the voltage generated in the measuring coil is sinusoidal.
The generated voltage amplitude is proportional to the vibration amplitude of the trough. The zero crossing of the measuring voltage coincides with the maximum deflection of the trough.
In Fig. 4 the structure of the electrical control and power circuit is shown schematically. This consists of the following functional groups: - Triac group 12, which serves as an actuator for charging the capacitor C1; - Triac control circuit 13, which ensures constant voltage across the capacitor C1; - Rectifier 14, which converts the mains AC voltage into a DC voltage for the capacitor C1; - DC energy storage 15;
; - Power bridge circuit 16, with two transistors T1, T2 and two diodes D1, D2, in which the voltage from the capacitor C1 is applied to the excitation coil 26 of the vibratory conveyor and a current begins to flow when the two transistors Tal., T2 are turned on simultaneously and the further increase in the coil current is interrupted when the two transistors are blocked again, as a result of which the polarity changes on the excitation coil and the two diodes D1, D2 become conductive and reload the decreasing coil current into the capacitor C1; - Permanent magnet 17 attached to the conveyor trough;
; - Measuring coil 18, which is attached to the stator of the vibratory feeder, - Phase discriminator 19, to which the current excitation frequency and the measurement frequency are supplied and at the output of which a positive or negative voltage arises, depending on whether the excitation frequency is greater or less than the resonance frequency of the vibratory feeder is; - Phase integral controller 20, which changes its output voltage in the correct direction of action until the phase discriminator 19 no longer supplies a correction voltage; - Voltage-controlled oscillator 21, which generates the excitation frequency given by the controller; - Measuring rectifier 22, which turns the measuring AC voltage into a DC voltage which is proportional to the amplitude of the delivery trough;
; - Amplitude controller 23, which compares the voltage set on the amplitude setpoint adjuster 27 with that from the measurement rectifier 22 and controls a pulse width modulator 24 with its output voltage; - Pulse width modulator 24, which receives the correct frequency and phase position from the voltage-controlled oscillator 21 and the information about the necessary excitation energy from the amplitude controller 23 and makes a switching pulse at the right moment and in the right length for the two transistors T1, T2; - Optocouplers 25, which transmit the current pulses from the control side to the power stage; Excitation coil 26 for driving the vibratory conveyor, and amplitude setpoint adjuster 27.