JP3988060B2

JP3988060B2 - Elliptical vibration device

Info

Publication number: JP3988060B2
Application number: JP24607397A
Authority: JP
Inventors: 一路加藤; 恭次村岸; 裕栗田
Original assignee: 神鋼電機株式会社
Priority date: 1997-08-27
Filing date: 1997-08-27
Publication date: 2007-10-10
Anticipated expiration: 2017-08-27
Also published as: JPH1173229A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、例えば振動により部品を供給する楕円振動装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
図１２において、楕円振動装置である楕円振動パーツフィーダは全体として１で示され、楕円振動が行われるボウル２を備えている。ボウル２の内周面にはスパイラル状のトラックが形成され、この下流側の適所にワイパーが設けられている。このワイパーはすでに周知であるので図を省略するが、平板を折り曲げて成り、その下端とトラックの移送面との距離は整送すべき部品ｍ（平板状とする）の厚さよりは大きいが、この倍よりは小さい。トラックの排出端には姿勢保持手段が設けられ、ここを通って所望の姿勢の部品（例えば長辺を移送方向に向けた部品ｍ）が図示しない直線式振動フィーダに供給される。
【０００３】
ボウル２は図１３に明示される十字状の上側可動フレーム７に固定されており、この上側可動フレーム７に、図１４に明示されるやはり十字状の下側可動フレーム８が直立した４組の重ね板ばね９により結合されている。すなわち、上側可動フレーム７の４つの端部７ａに重ね板ばね９の上端部がボルトにより固定され、下側可動フレーム８の４つの端部８ａに重ね板ばね９の下端がボルトにより固定されている。なお、端部７ａ、８ａは上下方向に整列している。
【０００４】
上側可動フレーム７の下面には水平駆動電磁石１４ａ、１４ｂに対向して水平可動コア１６ａ、１６ｂが固定されている。更に、上側可動フレーム７の下面の中央部には、垂直可動コア１３が固定されており、これに対向して固定フレーム１０の中央部には垂直駆動電磁石１１が固定されている。なお、図において１２は、垂直駆動電磁石１１に巻装されているコイルである。また、固定フレーム１０の相対向する側壁部には垂直駆動電磁石１１を挟んで対照的に一対の水平駆動電磁石１４ａ、１４ｂが固定され、これら電磁石１４ａ、１４ｂにはそれぞれコイル１５ａ、１５ｂが巻装されている。
【０００５】
固定フレーム１０にはこれと一体的に４個の脚部１７が形成され、これら脚部１７が防振ゴム１８を介して基台上に支持されている。脚部１７には横方向に延在するばね取付部１７ａが一体的に形成され、これらばね取付部１７ａに図１４に示されるように垂直駆動用の重ね板ばね１９が両端部で４組、ボルトにより固定されている。重ね板ばね１９は図に示されるようにスペーサ２０を介して重ねられ、これらの中央部分が下側可動フレーム８にボルトにより固定されている。
【０００６】
以上の構成において、水平駆動電磁石１４ａ、１４ｂは、水平方向の加振力を発生させる第１振動駆動源であり、これによって駆動される第１の振動系はボウル２、重ね板ばね９、水平可動コア１６ａ、１６ｂなどから成る。すなわち、電流が供給されると水平駆動電磁石１４ａ、１４ｂが、磁気吸引力を発生し、これにより水平可動コア１６ａ、１６ｂが吸引されること、及びこのとき引っ張られる重ね板ばね９の復元力により、上側可動フレーム７は、水平方向に振動する。また、垂直駆動電磁石１１は、垂直方向の加振力を発生させる第２振動駆動源であり、これによって駆動される第２の振動系はボウル２、重ね板ばね１９、垂直可動コア１３などから成る。すなわち、垂直駆動電磁石１１が、供給される電流によって、磁気吸引力を発生し、上側可動フレーム７の垂直可動コア１３が吸引され、及びこのとき重ね板ばね１９の下側可動フレーム８（これは上側可動フレーム７と重ね板ばね９を介して取り付けられている）に接続されている部分が下方に引っ張られるので、この重ね板ばね１９の復元力により上側可動フレーム７は、垂直方向に振動する。すなわち、水平方向と垂直方向とを独立に振動させ、その振動の間に位相差を持たせることにより、上側可動フレーム７及びこれに一体的に形成されたボウル２は、楕円振動を行わせている。
【０００７】
なお、この楕円振動において、重ね板ばね１９の結合による水平方向の剛性が強いために下側可動フレーム８は、水平方向にほとんど動かないが、固定されてはいないので、例えば、上側可動フレーム７が水平方向の振動を受けると、下側可動フレーム８は、その反力を受ける。そのため、例えば、水平方向に振動を発生しようとすると、その重ね板ばね９や下側可動フレーム８によって、その反力が垂直方向に作用し、垂直方向の振動をも発生する。
【０００８】
特に、楕円振動機械では、効率を向上させるという面から、一般に、水平方向の固有振動数と垂直方向の固有振動数とを近接するように（例えば、水平方向の固有振動数より垂直方向の固有振動数より数パーセント高くなるように）設定し、また垂直方向よりも振幅を大きくしている水平方向の固有周波数に駆動周波数を一致させている。そのため、水平方向を振動したことにより、上述のように垂直方向の振動がわずかでも発生すると、この振動は、増幅されて大きな加振力となり、垂直方向を振動させてしまう。すなわち、水平方向の振動が垂直方向の振動に対して大きな外乱として作用するので、垂直方向の振幅制御や位相差制御（通常、水平方向と垂直方向との位相差は６０度で最適条件、すなわちボウル２内のトラック上の部品を最大の搬送速度で搬送できることが判明している。）に悪影響が生じ、所望の制御ができなくなるという問題があった。
【０００９】
【発明が解決しようとする課題】
本発明は上述の問題に鑑みてなされ、例えば、水平方向の振動系（第１振動系）又は垂直方向の振動系（第２振動系）を加振している加振力が、他方の振動系に作用する場合など、一方の振動系の固有周波数付近の周波数を有する他方の振動を外乱とみなす場合の楕円振動装置における他方の振動（外乱）の影響を少なくし、楕円振動装置の制御を従来よりも確実に行え得る楕円振動装置を提供することを課題とする。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
以上の課題は、少なくとも、水平方向に加振する第１加振力によって前記水平方向に振動し、かつ垂直方向に加振する第２加振力により、前記水平方向の振動と所定の位相差を有して、前記垂直方向に振動することにより楕円振動を行う可動部を有する楕円振動機（例えば、実施例の２６、３１、６１；以下、同様）と、少なくとも増幅部（４３）を有する第１コントローラ（３９、６３）と、該第１コントローラ（３９、６３）の出力を電力増幅する第１電力増幅器（４０、６４）と、該第１電力増幅器（４０、６４）の出力を受け前記第１加振力を発生させる第１振動駆動源（４１、６５）と、該第１振動駆動源（４１、６５）の前記第１加振力を受けて前記水平方向に振動する前記楕円振動機（２６、３１、６１）の第１振動系（３２、６６）と、少なくとも増幅部（４６）を有する第２コントローラ（３４、６８）と、該第２コントローラ（３４、６８）の出力を電力増幅する第２電力増幅器（３５、６９）と、該第２電力増幅器（３５、６９）の出力を受け前記第２加振力を発生させる第２振動駆動源（３６、７０）と、該第２振動駆動源（３６、７０）の前記第２加振力を受けて前記垂直方向に振動する前記楕円振動機（２６、３１、６１）の第２振動系（３７、７１）とを有した楕円振動装置において、前記可動部の前記水平方向の振動速度を検出する第１振動速度検出手段を設け、該第１振動速度検出手段によって検出された前記水平方向の振動速度を、第１の所定ゲインで増幅し、これを前記第１コントローラと前記第１振動駆動源との間に負帰還させて、第１の閉ループを形成し、前記第１振動系は、当該第１振動系の固有周波数付近の周波数を有する前記第２振動系の振動が外乱（Ｄ ₂ ）として作用するときには、前記第１振動系の疑似減衰率を大きくして、該第１振動系の固有周波数近傍での前記第１振動系の伝達率を小さくする及び／又は前記可動部の前記垂直方向の振動速度（ｄＹ／ｄｔ）を検出する第２振動速度検出手段（２８、３８、７２）を設け、該第２振動速度検出手段（２８、３８、７２）によって検出された前記垂直方向の振動速度（ｄＹ／ｄｔ）を、第２の所定ゲイン（Ｋ_C ）で増幅し、これを前記第２コントローラ（３４、６８）と前記第２振動駆動源（３６、７０）との間に負帰還させて、第２の閉ループを形成し、前記第２振動系（３７、７１）は、当該第２振動系（３７、７１）の固有周波数付近の周波数を有する前記第１振動系の振動を外乱（Ｄ ₁ ）とみなして、前記第２振動系（３７、７１）の疑似減衰率を大きくして、該第２振動系の固有周波数近傍での前記第２振動系の伝達率（Ｙ／ｒ ₂ ）を小さくすることを特徴とする楕円振動装置、によって解決される。
【００１１】
このような構成によって、第１振動系及び第２振動系のうちどちらか一方の振動系又は両方の振動系に、その固有周波数付近での周波数を有する他方の振動系の振動を外乱とみなして（以降、外乱とする）、その外乱が生じた振動系の振動速度を検出し、この振動速度に基づいた大きさで、これを、コントローラからの指令信号が振動駆動源に伝達される間に負帰還し、その外乱が生じた振動系の疑似減衰率（これは、振動系を制御する制御系を含めた振動系全体の減衰率であり、振動系が有する固有の減衰率と区別するためこのような用語を用いている）を大きくする。この疑似減衰率を大きくしたので、第１振動系及び／又は第２振動系の固有周波数での共振倍率（すなわち伝達率（指令信号に対する出力変位の比）の最大値）が小さくなる。そのため、振動系のばね定数や質量が大きく変わらなければ、第１振動系の固有周波数付近及び／又は第２振動系の固有周波数付近の周波数を有する外乱の伝達率は小さくなるので、外乱の影響を小さくすることができ、所望の制御を確実に行うことができる。
【００１２】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態につき図面を参照して説明する。
【００１３】
本発明の楕円振動装置は、少なくとも、水平方向に加振する第１加振力によって水平方向に振動し、かつ垂直方向に加振する第２加振力により、水平方向の振動と所定の位相差を有して、垂直方向に振動することにより楕円振動を行う可動部を有する楕円振動機と、少なくとも増幅部を有する第１コントローラと、この第１コントローラの出力を電力増幅する第１電力増幅器と、この第１電力増幅器の出力を受け第１加振力を発生させる第１振動駆動源と、この第１振動駆動源の第１加振力を受けて水平方向に振動する楕円振動機の第１振動系と、少なくとも増幅部を有する第２コントローラと、該第２コントローラの出力を電力増幅する第２電力増幅器と、この第２電力増幅器の出力を受け第２加振力を発生させる第２振動駆動源と、この第２振動駆動源の第２加振力を受けて垂直方向に振動する楕円振動機の第２振動系とを有した楕円振動装置において、可動部の前記水平方向の振動速度を検出する第１振動速度検出手段を設け、この第１振動速度検出手段によって検出された水平方向の振動速度を、第１の所定ゲインで増幅し、これを前記第１コントローラと第１振動駆動源との間に負帰還させて、第１の閉ループを形成し、第１振動系に、この第１振動系の固有周波数付近の周波数を有する外乱が作用するときには、第１振動系の疑似減衰率を大きくして、第１振動系の伝達率を小さくする及び／又は可動部の垂直方向の振動速度を検出する第２振動速度検出手段を設け、この第２振動速度検出手段によって検出された垂直方向の振動速度を、第２の所定ゲインで増幅し、これを第２コントローラと第２振動駆動源との間に負帰還させて、第２の閉ループを形成し、第２振動系に、この第２振動系の固有周波数付近の周波数を有する外乱が作用するときには、第２振動系の疑似減衰率を大きくして、前記第２振動系の伝達率を小さくすることを特徴とする楕円振動装置とする。
【００１４】
すなわち、第１振動系及び／又は第２振動系に、それぞれの固有周波数付近の周波数を有する外乱が作用するときには、図７に示すように、その外乱Ｄが作用する機械振動系２１の振動速度ｄＡ／ｄｔを振動速度検出手段２２で検出し、それに基づく大きさのフィードバック（このときのフィードバックゲインは図においてｃ_f として示している）を、コントローラからの指令信号ｒが振動駆動源２３に伝達されるまでの間に、Ｒで示すように負帰還させて、閉ループを形成し、その機械振動系２１の疑似減衰率を大きくして、共振倍率を低下させ、外乱の伝達率を小さくする。すなわち、第１の所定ゲイン及び／又は第２の所定ゲインは、外乱となる振動系の固有周波数付近の周波数での伝達率を小さくし、その外乱が充分に抑制できるような値に設定する。なおまた、このとき、外乱が有する固有周波数での伝達率が小さくなるのであれば、機械振動系２１のばね定数、質量や振動駆動源２３のゲインを同時に変えてもよい。
【００１５】
すなわち、図８は、図７の詳細なブロック図を示しているが、機械振動系２１の速度ｄＡ／ｄｔを負帰還しない場合には、その機械振動系２１の疑似減衰率（すなわち制御系を含めて、１つの機械振動系を表したときの減衰率である）は、その機械振動系２１の固有の減衰率ｃであり、このときの伝達率（すなわち指令信号ｒに対する出力変位Ａの比）は、図９（縦軸に伝達率、横軸に周波数をとっており、この系の固有周波数のｆ_n において、伝達率は最大値（すなわち共振倍率）となっている）に、実線で示されるような形状となる特性を有する。なお、このときの伝達率Ａ／ｒは、公知のように次の式（１）で表せる。
【００１６】
【数１】

【００１７】
しかしながら、本発明のように、機械振動系２１の振動速度ｄＡ／ｄｔを上述のようにフィードバックゲインｃ_f で、負帰還させて閉ループを形成すると、この閉ループは、図８に点線で示されているように、機械振動系２１にゲインｃ”を付加したのと同じ効果となる。ただし、このゲインｃ”は、閉ループのフィードバックゲインｃ_f を、駆動振動源２３が有するゲインＩで割った値、すなわちｃ”＝ｃ_f ／Ｉである。すなわち、このときの振動系２１の全体の減衰率（すなわち疑似減衰率）は、固有の減衰率ｃと、閉ループを形成したために付加された減衰率ｃ”との和と大きくなる。なお、このときの伝達率Ａ／ｒは次の式（２）で表せる。
【００１８】
【数２】

【００１９】
そのため、機械振動系２１の伝達率は、例えば図９に一点鎖線で示すように、共振倍率が小さくなった形状となる。勿論、公知のように、付加される減衰率ｃ”の大きさが変われば、その共振倍率の大きさ及びその特性曲線は異なるが、減衰率を大きくすれば、その共振倍率は低下する。例えば、ｋ＝１、ｍ＝１で、（ｃ＋ｃ”）がｃの値の４倍となるときには、その最大値は１／２程度に減少される。従って、固有周波数ｆ_n 付近の周波数を有する外乱が生じた場合であっても、その外乱が大きく増幅されて、その振動系に大きな影響を及ぼすことはない。そのため、所望の制御を、従来よりも確実に行うことができる。
【００２０】
また、振動駆動源が電磁石である場合など、振動駆動源が遅れ要素を含む場合には、図１０に示すように、外乱が生じた振動系に形成される閉ループの途中に、振動駆動源の位相遅れを補償する位相調節器２４を設けるようにする。これにより、負帰還する値に位相遅れが生じることなく、伝達率を小さくすることができ、外乱の影響を小さくすることができる。従って、所望の制御を確実に行うことができる。
【００２１】
なお、振動速度を検出する振動速度検出手段２２は、機械振動系２１の振動速度ｄＡ／ｄｔを検出する振動速度検出器から構成されるようにしてもよいし、その機械振動系２１の振動変位Ａを検出する振動変位検出器と微分器又は疑似微分器とから構成されるようにしてもよい。なお、疑似微分器とは、図１１に示すように、機械振動系（第１振動系及び第２振動系）の固有周波数より高く、高周波ノイズとなるような高周波の領域では、微分器として動作しないものである。これには、例えば、図１１のＡに示すように、固有周波数ｆ_n より高い周波数ｆ_m より高い周波数領域では、入力に対する出力の比が一定となる特性を有するものや、更に、図１１のＢに示すように、周波数ｆ_m より更に高い周波数領域ｆ_h では、入力に対する出力の比が減少する特性を有するものがある。このような微分器を設けることにより、不必要な高周波ノイズを低減して、所望の制御をより確実に行うことが可能である。なお、図１１のＡで示されるような特性を確実に得るためには、微分器にローパスフィルタを設ければよいし、図１１のＢで示されるような特性を有する微分器は、２つのローパスフィルタ直列に有した微分器とすればよく、またこれは、それ程、複雑な構造ではない。
【００２２】
また、一般の楕円振動装置では、水平方向の振幅が、垂直方向の振幅より大きくなるように加振している。共振振動を用いれば、効率よく大きな振幅を得ることができる。従って、水平方向の振動は共振振動によって得るとよい。更に、水平方向の振幅が垂直方向の振幅より大きいため、水平方向を加振するための加振力は垂直方向を加振するための加振力より大きく、そのため垂直方向に作用する外乱は、水平方向に作用する外乱よりも大きい。そこで、垂直方向に振動される機械振動系に閉ループを形成し、その疑似減衰率を低下させて、固有周波数付近での外乱を小さくするようと、より効果的に所望の制御を行い得る。
【００２３】
また、第１振動系及び／又は第２振動系の伝達率を小さくする場合であっても、その伝達率は、常に１以上になるように、第１の所定ゲイン及び／又は第２の所定ゲインを定めれば、すなわち指令信号よりも出力変位の大きさが常に大きくなるようにすれば、指令信号を与えても、その信号が小さ過ぎて振動しないという現象が起こることはない。なお、楕円振動機の可動部を楕円振動させるために、水平方向の振動変位と垂直方向の振動変位との位相差が約６０度となるようにするのがよい。この位相差にすると、可動部のトラック上の部品を最大の搬送速度で搬送できる。
【００２４】
【実施例】
以下、本発明の各実施例について、図面を参照して説明する。
【００２５】
図１は、本発明の第１実施例による楕円振動装置（例えばこれは、従来例で示した楕円振動パーツフィーダである）のブロック図を示すが、全体として、２６で示されている。水平方向の振動系、すなわち第１機械振動系３２の変位Ｘが振動変位検出器３３で検出されている。この振動変位検出器３３の出力は、水平方向の振動を制御する第１コントローラ３９及び垂直方向の振動を制御する第２コントローラ３４に供給されている。第１コントローラ３９の出力は、第１電力増幅器４０を介して第１振動駆動源４１に供給され、ここで水平方向に加振力が発生して、楕円振動装置２６の水平方向の振動系、すなわち第１機械振動系３２に供給される。すなわち、水平方向の制御系は、全体として閉ループを形成している。他方、第２コントローラ３４の出力は、第２電力増幅器３５を介して、第２振動駆動源３６に供給され、ここで垂直方向に加振力が発生して、楕円振動装置２６の垂直方向の振動系、すなわち第２機械振動系３７に供給される。更に、この第２機械振動系３７の垂直方向の振動速度が、振動速度検出器２８で検出され、これが第２コントローラ３４の出力にフィードバックされている。
【００２６】
図２は、本実施例の図１を更に詳細に示すブロック図である。すなわち、本実施例における第１コントローラ３９は、例えば位相器４２、ハイゲインアンプ４３及び振幅調整リミッタ（飽和要素）４４からなっている。そして、この第１コントローラ３９の出力が、ゲインＫ_a1を有する第１電力増幅器４０に供給され、この出力は第１振動駆動源４１である電磁石に供給される。電磁石は電圧と力に位相差があり、１／（ｓ＋ａ₁ ）（ｓはラプラス変換子（以下同様）であり、ａ₁ は定数である）なる遅れ要素を有している。これにより水平方向の第１機械振動系３２が加振される。第１機械振動系３２では、その質量ｍ’、すなわち可動部の質量ｍ’が加速度ｄ² Ｘ／ｄｔ² で振動しているとき、１／ｓの積分要素を介すると、速度ｄＸ／ｄｔとなり、これに第１機械振動系３２の減衰率ｃ₁ をかけたものが減衰率として質量ｍ’に作用する。また、速度ｄＸ／ｄｔが積分要素を介すると変位Ｘとなり、これに第１機械振動系３２のばね定数ｋ₁ をかけたものが復元力として作用する。この水平方向の振動変位は振動変位検出器３３で検出され、これが第１コントローラ３９及び第２コントローラ３４に供給される。すなわち、第１機械振動系３２は共振振動が行われているので、共振点における力と変位の位相差は９０度であり、水平方向の電磁石４１の位相遅れも９０度であるので、第１コントローラ３４の入力から第１機械振動系３２の変位Ｘとの位相差は、１８０度であり、この水平方向の制御系は、自励振動を行わせているので、第１コントローラ３９の位相調節器４２の設定位相差αは零である。
【００２７】
他方、第１機械振動系３２の変位Ｘが供給された第２コントローラ３４は、第１コントローラ３９と同様に、位相器４５、ハイゲインアンプ４６及び振幅調整リミッタ（飽和要素）４７からなっており、この出力は、ゲインＫ_a2を有する第２電力増幅器３５に供給され、この第２電力増幅器３５の出力が第２振動駆動源３６である電磁石に供給される。この第２振動駆動源３６も、１／（ｓ＋ａ₂ ）なる遅れ要素を有し、第１振動駆動源４１と同様に、９０度の位相遅れを生じる。これにより楕円振動機械２６の垂直方向の第２機械振動系３７が加振される。この第２機械振動系３７も、第１機械振動系３２と同様に、その質量ｍ’が加速度ｄ² Ｙ／ｄｔ² で振動しているとき、１／ｓの積分要素を介すると、速度ｄＹ／ｄｔとなり、これに第２機械振動系３７の減衰率ｃ₂ をかけたものが振動減衰率として質量ｍ’に作用し、また、速度ｄＹ／ｄｔが積分要素を介すると変位Ｙとなり、これに第２機械振動系３７のばね定数ｋ₂ をかけたものが復元力として作用する。なお、このときの第２機械振動系３７は、その固有周波数よりも数パーセント低い周波数で強制振動されるので、力と変位の位相差は、０度であり、第２コントローラ３４の位相器４５の設定位相差は、３０度に設定されている。
【００２８】
更に、本実施例では、第２機械振動系３７の振動速度は、第２振動駆動源３６の位相遅れを補償しており、すなわち位相調節器２７は、γ＝９０度の進み要素を有している位相調節器２７（なお、これは微分器であってもよい）及びゲインＫ_C を介して、第２コントローラ３４の出力に供給されている。
【００２９】
なお、振幅調節リミッタ４４には、図示せずとも水平方向の振動変位検出器３３の出力を受ける振幅コントローラが、振幅調節リミッタ４７には、図示せずとも垂直方向の振動変位の出力を受ける振幅コントローラがそれぞれ接続されている。これらの振幅コントローラは同じ構造をしており、これは比較器を有しているが、この一方の入力端子には所望の振幅が設定されており、他方の入力には振動変位検出器３３の出力又は図示しない垂直振動変位検出器の出力が供給されて、その偏差に応じて振幅調節リミッタ４４、４７を自動的に調節して、一定の長軸、短軸を持った一定方向の楕円振動をボウルに行なわせるようにしている。
【００３０】
本実施例の楕円振動装置２６は以上のように構成されるが、次に、この作用について説明する。
【００３１】
すなわち、第１電力増幅器４０及び第２電力増幅器３５は図示せずともスイッチを介して直流電源が接続されており、このスイッチを閉じることにより作動状態となる。水平方向の第１機械振動系３２は、共振周波数で振動を行うので、第１コントローラ３９の入力と、第１機械振動系３２の出力とは、１８０度の位相差を有して自励振動を行う。この第１機械振動系３２の変位Ｘ、すなわち振動変位検出器３３の出力は、第１コントローラ３９に供給されるだけでなく、第２コントローラ３４にも供給され、第２電力増幅器３５を介して、第２振動駆動源３６の電磁石が励磁されて、その共振周波数から数パーセント低い周波数で強制振動が行われる。そして、共振振動状態にある水平方向の振動系の力と変位との位相差は９０度に安定に保持され、またこれから強制振動においては共振周波数が若干変化しても、その位相差がほとんど変化しないことにより、水平方向の変位と垂直方向の変位は６０度に保たれ、最適な楕円振動条件を得ている。
【００３２】
このように第１機械振動系３２及び第２機械振動系３７を駆動すると、第１振動駆動源４１の加振力の反力が、図２の一点鎖線で示すように、第２機械振動系３７を加振し、第２振動駆動源３６の加振力の反力も、図の二点鎖線で示すように、第１機械振動系３２を加振する。すなわち、第１振動駆動源４１の加振力が第２機械振動系３７に外乱Ｄ₁ として作用し、第２振動駆動源３６の加振力が第１機械振動系３２に外乱Ｄ₂ として作用する。ただし、本実施例では、上述したように水平方向に大きな加振力を与えているので、その反対側、すなわち楕円振動装置２６の垂直方向を振動している第２機械振動系３７に作用する外乱Ｄ₁ のほうが、第１機械振動系３２に作用する外乱Ｄ₂ よりも大きくなっている。そこで、本実施例では、この第２機械振動系３７の振動速度を検出し、第２コントローラ３４の出力ｒ₂ に負帰還した閉ループを構成する。
【００３３】
そのため、垂直方向の伝達率、すなわち第２コントローラからの出力ｒ₂ に対する第２機械振動系３７の出力変位Ｙ（ここでは、伝達率＝Ｙ／ｒ₂ である）の特性曲線は、図３の実線Ｌ₂ ’で示されるような形状となる。なお、図３において、ｆ₁ は水平方向の振動系、すなわち第１機械振動系３２の固有周波数、ｆ₂ は垂直方向の振動系、すなわち第２機械振動系３７の固有周波数であり、図において点線で示されているＬ₁ は水平方向の伝達率、すなわち第１コントローラからの出力ｒ₁ に対する第１機械振動系３７の出力変位Ｘ（ここでは、伝達率＝Ｘ／ｒ₁ である）の特性曲線である。また、図において一点鎖線Ｌ₂ は、振動速度検出器２８からの出力を第２コントローラ３４に負帰還させなかったとき、すなわち、閉ループを構成しなかったときの垂直方向の伝達率の特性曲線である。すなわち、楕円振動装置２６の駆動周波数における水平方向の伝達率は、閉ループを設けたことにより、ｔ₂ からｔ₁ へと低下する。従って、第２機械振動系３７に作用した、第２機械振動系３７の固有周波数付近の外乱Ｄ₁ の増幅率（伝達率）は、従来よりも小さくなり、その外乱Ｄ₁ を抑えることができる。なお、このとき、伝達率を低下させることで、第２コントローラ３４からの指令信号の伝達率も小さくなるため、閉ループのフィードバックゲインＫ_C は、指令信号ｒ₂ により所望の振動が生じないということがなく、かつ充分に外乱が抑制できるような伝達率となるように、定めている。
【００３４】
本実施例では、このように大きな外乱Ｄ₁ が発生する第２機械振動系３７に、この第２機械振動系３７の速度を検出し、この検出された値をゲインＫ_C で増幅し、これを、第２コントローラ３４から第２振動駆動源３６までの間に負帰還させて、閉ループを形成し、第２機械振動系３７の疑似減衰率を大きくして、垂直方向の伝達率（指令信号ｒ₂ に対する第２機械振動系３７の出力変位Ｙ）を小さくしているので、第１機械振動系３２を加振する第１振動駆動源４１による外乱Ｄ₁ の影響を低く抑えることができ、所望の制御を、従来よりも確実に行うことができる。
【００３５】
次に、図４及び図５を参照して、本発明の第２実施例による楕円振動装置を示すが、上記実施例と同様な部分には同一の符号を付し、その詳細な説明は省略する。
【００３６】
図４は、本発明の第２実施例による楕円振動装置のブロック図を示すが、全体として、３１で示されている。本実施例では、楕円振動装置３１の水平方向の振動系、すなわち第１機械振動系３２の出力変位Ｘを検出している水平振動変位検出器３３’の出力は、垂直方向の振動を制御する第２コントローラ３４にのみ供給され、第２電力増幅器３５、第２振動駆動源３６を介して、楕円振動装置３１の垂直方向の振動系、すなわち第２機械振動系３７に供給されている。そして、第２機械振動系３７の垂直方向の振動変位Ｙが、垂直振動変位検出器３８’で検出され、水平方向用の第１コントローラ３９に供給され、第１電力増幅器４０、第１振動駆動源４１を介して水平方向の第１機械振動系３２に供給されている。なお、水平振動変位検出器３３’の出力はそのまま第２コントローラ３４に供給されるが、垂直振動変位検出器３８’の出力は第１コントローラ３９に負帰還信号として供給される。
【００３７】
なおまた、垂直振動変位検出器３８’の信号は、疑似微分器２９を介し、更にゲインＫ_C で増幅されて、第２コントローラ３４の出力にフィードバックされる。すなわち、本実施例では、垂直振動変位検出器３８’は、第１コントローラ３９に供給し第１機械振動系の指令信号を生成するだけではなく、疑似微分器２９と一体となって、垂直振動速度ｄＹ／ｄｔを求める振動速度手段３８を構成している。なお、この疑似微分器２９は、図５（これは本実施例を更に詳細に示すブロック図である）で示すように、例えば２つのローパスフィルタ２９ａ、２９ｂから構成されており、図１１のＢで示すような出力特性を有している。すなわち、第２機械振動系３７の固有周波数ｆ₁ （これは第１機械振動系３２の固有周波数ｆ₂ より大きい）より、ある程度高い周波数ｆ_m （例えば、その固有周波数の２倍の周波数など）までは、微分器として作用するが、この周波数ｆ_m から更に高い周波数ｆ_h （例えば、その固有周波数の２．５倍の周波数など）までの周波数領域では、入力に対する出力の比は一定となり、その周波数ｆ_h より高い周波数領域では、入力に対する出力の比が減少するような特性を有している。
【００３８】
なお、本実施例の第１機械振動系３７は、共振振動をしており、そのため力と変位との位相差は９０度であるが、第２機械振動系３７は、固有周波数より数パーセント低い周波数で駆動されているので、力と変位との位相差は零である。また、上述したように第１振動駆動源４１及び第２振動駆動源３６は電磁石であるので、その位相遅れは９０度であり、従って、本実施例では第１コントローラ３９の位相器４２により位相αは６０度進められ、また第２コントローラ３４の位相器４５により位相差βは３０度位相が進められる。そのため、水平方向を制御する第１コントローラ３９の位相器４２の入力と、水平方向の振動系である第１機械振動系３２の出力との間には、合計で１２０度の位相差があり、また水平振動変位検出器３３の出力、すなわち垂直方向を制御する第２コントローラの位相器４５の入力と、垂直方向の振動系である第２機械振動系３７の出力との間には、合計で６０度の位相差がある。従って、第１コントローラ３９の入力側と、垂直振動変位検出器３８’の出力側とを遮断した場合及びは第２コントローラ３４の入力側と水平振動変位検出器３３’の出力側とを遮断した場合には、いずれの場合にも、この間に１８０度の位相差があり、第１振動系及び第２振動系は自励振動を行う。
【００３９】
本発明の第２実施例の楕円振動装置３１は以上のように構成されるが、次にこの作用について説明する。
【００４０】
やはり図示しないスイッチを介して、直流電源を第１電力増幅器４０及び第２電力増幅器３５に接続すると、水平方向の振動系は自励振動で共振振動を行ない、垂直方向の振動系は自励振動で強制振動を行う。なお、水平方向の第１機械振動系３２は共振振動であるので、常に力と変位との位相差が９０度に維持され、また、電磁石４１の位相遅れは９０度で一定であるので、水平方向の振動と垂直方向の振動との位相差は、６０度に安定に保持される。従って最適条件で可動部は楕円振動を行ない、部品はその内部に形成されたトラック上を最大の搬送速度で搬送される。また、電源の変動やボウル内の部品の負荷の変動が生じても、自励振動により常に水平方向の振動系は共振振動を行って、力と変位との位相差を９０度に維持し、上記の最適条件を安定に続行する。
【００４１】
本実施例でも、楕円振動を行うと、上記実施例と同様に、第１振動駆動源４１の加振力が第２機械振動系３７に外乱Ｄ₁ として作用し、第２振動駆動源３６の加振力が第１機械振動系３２に外乱Ｄ₂ として作用するが、本実施例でも、水平方向に大きな加振力を与えているので、その反対側、すなわち楕円振動装置２６の垂直方向を振動している第２機械振動系３７の外乱Ｄ₁ のほうが、第１機械振動系３２に加わる外乱Ｄ₂ よりも大きくなっている。しかしながら、本実施例では、この第２機械振動系３７の振動変位Ｙを検出し、これを疑似微分器２９を介して、第２コントローラ３４からの出力（すなわち指令信号）に負帰還している。そのため、その第２機械振動系３７の共振倍率を低下させている。本実施例では、第２電力増幅器３５のゲインＫ_a1、第２振動駆動源３６のゲイン、第２機械振動系３７のばね定数ｋ₁ 及び質量ｍ’は、一定（正確には第２機械振動系３７の質量ｍ’は少し変動する）であるので、第２コントローラ３４からの出力ｒ₂ に対する第２機械振動系３７の出力変位Ｙ、すなわち固有振動数付近での伝達率が低下する。すなわち、垂直方向の振動系に外乱Ｄ₂ として作用する水平方向の加振力の周波数（これは第２機械振動系３７の固有周波数の近傍の周波数である）における第２機械振動系３７の伝達率は、従来よりもはるかに低下する。従って、第２機械振動系３７の固有周波数の近傍の周波数を有する外乱Ｄ₁ の、第２機械振動系３７への影響を抑えることができる。
【００４２】
本実施例でも、上記実施例と同様に、第１機械振動系３２を加振する第１振動駆動源４１による外乱の影響が抑えられるので、所望の制御を、従来より確実に行うことができる。更に、本実施例では、第２機械振動系３２の速度を直接、検出しているのではなくて、第２機械振動系３７の出力変位Ｙを微分して得た。すなわち、第１機械振動系３２に指令を与えるために検出される第２機械振動系３７の振動速度ｄＹ／ｄｔを検出する検出器を設けずとも、外乱Ｄ₁ を確実に低下することができる。なお、このとき、第２機械振動３７の出力変位Ｙを微分する微分器は、周波数ｆ_m より高い高周波領域では微分器として作用せず、上述したような出力特性を有する疑似微分器２９を用いたので、高周波ノイズを低減することができ、安定した制御を行うことができる。
【００４３】
図６は、本発明の第３実施例による楕円振動装置のブロック図を示すが、全体として６１で示されている。可変周波数電源６２の出力は第１コントローラ６３に供給され、この出力は第１電力増幅器６４で増幅されて、第１振動駆動源６５である圧電型のアクチュエータに供給される。これにより上記実施例と同様に水平方向の第１機械振動系６６が加振され、この水平方向の振動変位Ｘが振動変位検出器６７で検出されて、これが垂直方向の加振力を発生するための指令を出力する第２コントローラ６８に供給される。この第２コントローラ６８の制御出力が第２電力増幅器６９を介して垂直方向の第２振動駆動源７０である圧電型のアクチュエータに供給され、第２機械振動系７１を加振する。なお、第２コントローラ６８の設定位相差は６０度とされている。ここにおいて、第１機械振動系６６は可変周波数電源６２の調節により、共振振動が行なわれるが、この振動に対して正確に６０度の位相差を持って、第２機械振動系７１は垂直方向に加振される。更に、第２機械振動系の振動速度ｄＹ／ｄｔは、振動速度検出器７２によって検出され、この検出された出力が、上記第１実施例と同様に、ゲインＫ_C で増幅された後、第２コントローラの出力へと負帰還されている。
【００４４】
なお、本実施例の第１コントローラ６３は、上記第１実施例及び第２実施例とは異なり飽和要素を有しないが、振動変位検出器６７からの出力を図示しない振幅コントローラに供給し、この内部で所定の振幅と比較してその偏差を第１コントローラ６３に供給することにより、定振幅の閉ループを形成して、水平方向の振動を常に一定としてもよい。また、第２コントローラ６８の構成もこの第１コントローラ６３と同様にしてもよい。
【００４５】
本実施例は、このような制御系を有する楕円振動装置６１であるが、本実施例でも、上記第１実施例と同様な効果を奏することができる。すなわち、第２機械振動系７１の疑似減衰率が大きくなり、共振倍率が小さくなるため、第２機械振動系７１の固有周波数付近での伝達率が小さくなるので、第２機械振動系７１の固有周波数付近での外乱、例えば第１振動駆動源による水平方向を加振力のよる反力などの外乱の影響を従来よりも少なくすることができる。従って、所望の制御を、従来よりも確実に行うことができる。
【００４６】
以上、本発明の各実施例について説明したが、勿論、本発明はこれらに限定されることなく、本発明の技術的思想に基づいて種々の変形が可能である。
【００４７】
例えば、以上の実施例では第１振動駆動源４１及び第２振動駆動源３６は、９０度の位相遅れを有する電磁石を用いたが、上記第３実施例で示したような圧電型や動電型のように、位相遅れのないものを用いてもよい。この場合には、当然、閉ループ中に位相遅れを補償する位相調節器は不要である。また、楕円振動を行う楕円振動機の水平方向の出力変位Ｘ及び垂直方向の出力変位Ｙを制御する方法としては、他の構造でもよく、例えば、水平方向の出力変位Ｘを水平方向を制御する第１コントローラや垂直方向を制御する第２コントローラに供給せずに、各振幅を制御するような、すなわち水平方向及び垂直方向とも開ループで制御されるような楕円振動装置でも、本発明は、適用可能である。
【００４８】
更に、上記実施例では、垂直方向の第２機械振動系３７、７１の速度ｄＹ／ｄｔ（上記第２実施例では、第２機械振動系３７の出力変位Ｙを微分することにより第２機械振動系３７の速度ｄＹ／ｄｔを得ている）は、第２コントローラ３４、６８の出力に負帰還させるようにしたが、第２機械振動系３７、７１に与える指令信号の大きさが決まった後で、第２機械振動系３７、７１に加振力を与える第２振動駆動源７０の直前であれば、すなわち、第２コントローラ３４、６８と第２機械振動系３７、７１の間に負帰還させるようにすればよい。従って、例えば、第２コントローラ３４、６８の出力に負帰還させるのではなく、第２電力増幅器３５、６９の出力に負帰還させてもよい。
【００４９】
また、上記実施例では、垂直方向の第２機械振動系３７、７１の振動速度ｄＹ／ｄｔを、垂直方向を制御する第２コントローラ３４、６８の出力に負帰還させて、閉ループを形成し、第２機械振動系３７の疑似減衰率を大きくし、垂直方向の伝達率を小さくした。しかしながら、第１機械振動系３２、６６の固有周波数付近の周波数を有する外乱が第１機械振動系３２、６６に大きく作用する場合には、水平方向の第１機械振動系３２、６６の振動速度ｄＹ／ｄｔを、ゲインＫ_C で増幅し、これを水平方向を制御する第１コントローラ３９、６３の出力に負帰還させて、閉ループを形成し、第１機械振動系３７の疑似減衰率を大きくして、水平方向の伝達率を小さくしてもよい。また、第１機械振動系３２、６６の固有周波数付近の周波数を有する外乱が第１機械振動系３２、６６に大きく作用し、かつ第２機械振動系３７、７１の固有周波数付近の周波数を有する外乱が第２機械振動系３７、７１に大きく作用する場合には、それぞれの速度を所定のゲインでフィードバックして、水平方向の伝達率及び垂直方向の伝達率を小さくして、両方の振動系において、外乱の影響を抑えるようにしてもよい。
【００５０】
なお、上記第２実施例では、第２機械振動系３７の振動変位を検出し、これを疑似微分器２９によって、微分することにより振動速度を求めたが、振動変位を検出し、これを通常の微分器（ただし、すべての周波数領域で微分できる微分器は現実的に不可能であるので、高周波ノイズとなるような周波数の領域であっても微分器として作用するという微分器を指す）により微分して振動速度を求めるようにしてもよい。
【００５１】
なお、以上の実施例では、水平方向と垂直方向との位相差角度が６０度で最適としたが、楕円振動の搬送理論によれば、長軸の振巾に応じて若干これが変更されるので、６０度でなくともよく、例えば４５度乃至７５度の範囲で可変とするように位相差α、βを変えるようにしてもよい。
【００５２】
また、上記第１実施例及び第２実施例においては、第１コントローラ３９及び第２コントローラ３４に、振幅調節リミッタ４４、４７を設け、これを自動的に調節して、一定の長軸、短軸をもった一定方向の楕円振動を行わせていたが、第３実施例のように、飽和要素を有さずに、各振動系（第１機械振動系３２及び第２機械振動系３７）の振動変位を検出し、これと予め設定されている所望の振幅とを比較して、一定の長軸、短軸をもった一定方向の楕円振動を行わせるようにしてもよい。
【００５３】
【発明の効果】
以上、述べたように本発明の楕円振動装置によれば、例えば、第１振動系を加振する際の第１振動駆動源から第２振動系が受ける反力又は第２振動系を加振する際の第２振動駆動源から第１振動系が受ける反力など、第１振動系及び／又は第２振動系の固有周波数付近の周波数を有する外乱が、第１振動系及び／又は第２振動系に作用しても、その外乱の影響を抑えることができるので、所望の制御を、従来よりも確実に行うことが可能である。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施例による楕円振動装置のブロック図である。
【図２】同装置の詳細を示すブロック図である。
【図３】本発明の第１実施例による駆動周波数と伝達率との関係を示す図である。
【図４】本発明の第２実施例による楕円振動装置のブロック図である。
【図５】同装置の詳細を示すブロック図である。
【図６】本発明の第３実施例による楕円振動装置のブロック図である。
【図７】本発明の実施の形態における主要部の構成を示す図である。
【図８】同装置の詳細を示すブロック図である。
【図９】本発明の実施の形態における主要の周波数と伝達率との関係を示す図である。
【図１０】本発明の実施の形態における、振動駆動源が位相遅れを有する主要部の構成を示す図である。
【図１１】本発明の実施の形態における疑似微分器の周波数と出力ゲインとの関係を示す図であり、Ａは、周波数ｆ_m 以上の周波数領域では、入力に対する出力が常に一定である疑似微分器の特性を示し、Ｂは、周波数ｆ_m から周波数ｆ_h までの周波数領域では、入力に対する出力が一定であるが、周波数ｆ_h より高い周波数領域では、入力に対する出力が徐々に減少する疑似微分器の特性を示している。
【図１２】本発明の従来例における楕円振動パーツフィーダの部分断面図である。
【図１３】図１２における［１３］ー［１３］線方向の平面図である。
【図１４】図１２の楕円振動パーツフィーダの底面図である。
【符号の説明】
２１機械振動系
２２振動速度検出手段
２３振動駆動源
２６楕円振動装置
２７位相調節器
２８振動速度検出器
２９疑似微分器
３１楕円振動装置
３２第１機械振動系
３３振動変位検出器
３３’ 水平振動変位検出器
３４第２コントローラ
３５第２電力増幅器
３６第２振動駆動源
３７第２機械振動系
３８’ 垂直振動変位検出器
３９第１コントローラ
４０第１電力増幅器
４１第１振動駆動源
６１楕円振動装置
６３第１コントローラ
６４第１電力増幅器
６５第１振動駆動源
６６第１機械振動系
６７振動変位検出器
６８第２コントローラ
６９第２電力増幅器
７０第２振動駆動源
７１第２機械振動系
７２振動速度検出器
Ａ変位
ｃ減衰率
ｃ” 減衰率
ｃ_f 減衰率
Ｄ外乱
Ｄ₁ 外乱
Ｄ₂ 外乱
ｆ₁ 第１機械振動系の固有周波数
ｆ₂ 第２機械振動系の固有周波数
ｆ_n 固有周波数
ｆ_m 固有周波数よりも高い周波数
ｆ_h 固有周波数よりも高い周波数
Ｉ振動駆動源のゲイン
Ｋ_c フィードバックゲイン
ｒ指令信号
ｒ₁ 指令信号
ｒ₂ 指令信号
ｔ₁ 伝達率
ｔ₂ 伝達率
Ｘ（水平方向の）変位
Ｙ（垂直方向の）変位[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an elliptical vibration device that supplies parts by vibration, for example.
[0002]
[Prior art]
In FIG. 12, an elliptical vibration parts feeder which is an elliptical vibration device is indicated by 1 as a whole and includes a bowl 2 in which elliptical vibration is performed. A spiral track is formed on the inner peripheral surface of the bowl 2, and a wiper is provided at an appropriate position on the downstream side. Although this wiper is already well known and omitted from the drawing, it is formed by bending a flat plate, and the distance between its lower end and the transfer surface of the track is larger than the thickness of the component m (flat plate) to be fed, Smaller than this. At the discharge end of the truck, posture holding means is provided, through which a component in a desired posture (for example, a component m having a long side facing the transfer direction) is supplied to a linear vibration feeder (not shown).
[0003]
The bowl 2 is fixed to a cross-shaped upper movable frame 7 clearly shown in FIG. 13, and four sets of the upper movable frame 7 in which a cross-shaped lower movable frame 8 clearly shown in FIG. They are connected by a laminated leaf spring 9. That is, the upper end portion of the overlap plate spring 9 is fixed to the four end portions 7a of the upper movable frame 7 by bolts, and the lower end of the overlap plate spring 9 is fixed to the four end portions 8a of the lower movable frame 8 by bolts. Yes. Note that the

end portions

7a and 8a are aligned in the vertical direction.
[0004]
Horizontal

movable cores

16a and 16b are fixed to the lower surface of the upper movable frame 7 so as to face the

horizontal drive electromagnets

14a and 14b. Further, a vertical movable core 13 is fixed to the central portion of the lower surface of the upper movable frame 7, and a vertical drive electromagnet 11 is fixed to the central portion of the fixed frame 10 so as to face this. In the figure, reference numeral 12 denotes a coil wound around the vertical drive electromagnet 11. In contrast, a pair of

horizontal drive electromagnets

14a and 14b are fixed to opposite side walls of the fixed frame 10 with the vertical drive electromagnet 11 interposed therebetween, and

coils

15a and 15b are wound around the

electromagnets

14a and 14b, respectively. Has been.
[0005]
The fixed frame 10 is integrally formed with four leg portions 17, and these leg portions 17 are supported on the base via vibration-proof rubbers 18. The leg portions 17 are integrally formed with spring mounting portions 17a extending in the lateral direction, and as shown in FIG. 14, the spring mounting portions 17a have four sets of vertical leaf springs 19 at both ends. It is fixed with bolts. The overlapping leaf springs 19 are overlapped via spacers 20 as shown in the figure, and their central portions are fixed to the lower movable frame 8 by bolts.
[0006]
In the above configuration, the

horizontal drive electromagnets

14a and 14b are a first vibration drive source that generates a horizontal excitation force, and the first vibration system driven by this is the bowl 2, the overlap leaf spring 9, the horizontal It consists of

movable cores

16a and 16b. That is, when a current is supplied, the

horizontal drive electromagnets

14a and 14b generate a magnetic attractive force, whereby the horizontal

movable cores

16a and 16b are attracted, and the restoring force of the overlapping leaf spring 9 pulled at this time. The upper movable frame 7 vibrates in the horizontal direction. The vertical drive electromagnet 11 is a second vibration drive source that generates a vertical excitation force. The second vibration system driven by the vertical drive electromagnet 11 includes the bowl 2, the laminated leaf spring 19, the vertical movable core 13, and the like. Become. That is, the vertical drive electromagnet 11 generates a magnetic attractive force by the supplied current, the vertical movable core 13 of the upper movable frame 7 is attracted, and at this time, the lower movable frame 8 of the overlap leaf spring 19 (this is Since the portion connected to the upper movable frame 7 and the overlapping plate spring 9 is pulled downward, the upper movable frame 7 vibrates in the vertical direction by the restoring force of the overlapping plate spring 19. . That is, by causing the horizontal direction and the vertical direction to vibrate independently and providing a phase difference between the vibrations, the upper movable frame 7 and the bowl 2 formed integrally therewith cause elliptical vibration to occur. Yes.
[0007]
In this elliptical vibration, the lower movable frame 8 hardly moves in the horizontal direction because the horizontal rigidity due to the coupling of the overlapping leaf springs 19 is strong, but is not fixed. For example, the upper movable frame 7 When receiving a horizontal vibration, the lower movable frame 8 receives the reaction force. Therefore, for example, if vibration is to be generated in the horizontal direction, the reaction force acts in the vertical direction by the overlap leaf spring 9 and the lower movable frame 8, and vertical vibration is also generated.
[0008]
In particular, in an elliptical vibration machine, in order to improve efficiency, in general, the natural frequency in the horizontal direction and the natural frequency in the vertical direction are made closer to each other (for example, the natural frequency in the vertical direction is higher than the natural frequency in the horizontal direction). The drive frequency is set to be a few percent higher than the vibration frequency, and the drive frequency is made to coincide with the natural frequency in the horizontal direction in which the amplitude is larger than that in the vertical direction. Therefore, if even a slight amount of vertical vibration occurs as described above due to vibration in the horizontal direction, this vibration is amplified and becomes a large excitation force, causing the vertical direction to vibrate. That is, since the horizontal vibration acts as a large disturbance to the vertical vibration, vertical amplitude control and phase difference control (usually, the phase difference between the horizontal direction and the vertical direction is 60 degrees, that is, the optimum condition, It has been found that the parts on the track in the bowl 2 can be transported at the maximum transport speed.), And the desired control cannot be performed.
[0009]
[Problems to be solved by the invention]
The present invention has been made in view of the above-described problems. For example, an excitation force that excites a horizontal vibration system (first vibration system) or a vertical vibration system (second vibration system) is the other vibration. When acting on the system,OneHas a frequency near the natural frequency of the vibration systemThe other vibrationDisturbanceConsiderIn case of elliptical vibration deviceThe other vibration (disturbance)An object of the present invention is to provide an elliptical vibration device that can control the elliptical vibration device more reliably than in the past.
[0010]
[Means for Solving the Problems]
The above problem is that at least a predetermined phase difference from the horizontal vibration is generated by the second vibration force that is vibrated in the horizontal direction by the first vibration force that is vibrated in the horizontal direction and that is excited in the vertical direction. And an elliptical vibrator having a movable part that vibrates in the vertical direction by vibrating in the vertical direction (for example, 26, 31, 61 of the embodiment; hereinafter the same), and at least an amplifying part (43). The first controller (39, 63), the first power amplifier (40, 64) that amplifies the output of the first controller (39, 63), and the output of the first power amplifier (40, 64). The first vibration drive source (41, 65) that generates the first vibration force, and the ellipse that vibrates in the horizontal direction by receiving the first vibration force of the first vibration drive source (41, 65). The first vibration system (32 of the vibrator (26, 31, 61)) 66), a second controller (34, 68) having at least an amplifying unit (46), a second power amplifier (35, 69) for amplifying the output of the second controller (34, 68), and the second controller A second vibration drive source (36, 70) for receiving the output of the two power amplifiers (35, 69) to generate the second vibration force, and the second vibration drive source (36, 70) of the second vibration drive source (36, 70). In the elliptical vibration device having the second vibration system (37, 71) of the elliptical vibrator (26, 31, 61) that vibrates in the vertical direction in response to a force, the horizontal vibration speed of the movable portion The first vibration speed detecting means for detecting the first vibration speed is provided, and the horizontal vibration speed detected by the first vibration speed detecting means is amplified by a first predetermined gain, which is amplified by the first controller and the first Negative feedback is provided between the vibration drive source and the first Form a closed loop,In the first vibration system, the vibration of the second vibration system having a frequency near the natural frequency of the first vibration system is a disturbance (D ₂ ), The pseudo damping rate of the first vibration system is increased, and the transmission rate of the first vibration system in the vicinity of the natural frequency of the first vibration system is decreased.And / or second vibration speed detection means (28, 38, 72) for detecting the vertical vibration speed (dY / dt) of the movable portion, and the second vibration speed detection means (28, 38, 72). ) To detect the vertical vibration velocity (dY / dt) detected by the second predetermined gain (K_C ), And negatively feedback this between the second controller (34, 68) and the second vibration drive source (36, 70) to form a second closed loop,The second vibration system (37, 71) disturbs the vibration of the first vibration system having a frequency near the natural frequency of the second vibration system (37, 71) (D ₁ ), The pseudo damping rate of the second vibration system (37, 71) is increased, and the transmissibility (Y / r) of the second vibration system in the vicinity of the natural frequency of the second vibration system. ₂ )This is solved by an elliptical vibration device characterized in that.
[0011]
With such a configuration, one of the first vibration system and the second vibration system or both vibration systems have a frequency in the vicinity of the natural frequency.The vibration of the other vibration systemDisturbanceConsidered (hereinafter referred to as disturbance)The vibration speed of the vibration system in which the disturbance has occurred is detected, and the magnitude based on the vibration speed is negatively fed back while the command signal from the controller is transmitted to the vibration drive source. Pseudo damping rate of the generated vibration system (This is the damping rate of the entire vibration system including the control system that controls the vibration system, and this term is used to distinguish it from the inherent damping rate of the vibration system. Increase). Since the pseudo damping rate is increased, the resonance magnification at the natural frequency of the first vibration system and / or the second vibration system (that is, the maximum value of the transmission rate (the ratio of the output displacement to the command signal)) is reduced. Therefore, if the spring constant and mass of the vibration system do not change significantly, the transmissibility of the disturbance having a frequency near the natural frequency of the first vibration system and / or the natural frequency of the second vibration system is small. Therefore, desired control can be reliably performed.
[0012]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings.
[0013]
The elliptical vibration device of the present invention vibrates in the horizontal direction by at least the first exciting force that vibrates in the horizontal direction, and the horizontal vibration and the predetermined position by the second exciting force that vibrates in the vertical direction. An elliptical vibrator having a movable part that performs elliptical vibration by vibrating in the vertical direction with a phase difference, a first controller having at least an amplifying part, and a first power amplifier that amplifies the output of the first controller A first vibration drive source that receives the output of the first power amplifier and generates a first excitation force, and an elliptical vibrator that receives the first excitation force of the first vibration drive source and vibrates in the horizontal direction. A first vibration system; a second controller having at least an amplifying unit; a second power amplifier that amplifies the output of the second controller; and a second excitation force that receives the output of the second power amplifier and generates a second excitation force. 2 vibration drive sources and this In an elliptical vibration device having a second vibration system of an elliptical vibrator that vibrates in the vertical direction by receiving a second excitation force of a two-vibration driving source, a first vibration for detecting the horizontal vibration speed of the movable portion Speed detection means is provided, and the horizontal vibration speed detected by the first vibration speed detection means is amplified by a first predetermined gain, and this is negatively applied between the first controller and the first vibration drive source. When a disturbance having a frequency near the natural frequency of the first vibration system acts on the first vibration system by forming a first closed loop, the pseudo damping factor of the first vibration system is increased, Second vibration speed detection means for reducing the transmission rate of the first vibration system and / or detecting the vertical vibration speed of the movable part is provided, and the vertical vibration speed detected by the second vibration speed detection means is determined. Amplify with a second predetermined gain, This is negatively fed back between the second controller and the second vibration drive source to form a second closed loop, and a disturbance having a frequency near the natural frequency of the second vibration system acts on the second vibration system. In this case, the elliptical vibration device is characterized in that the pseudo damping rate of the second vibration system is increased and the transmission rate of the second vibration system is decreased.
[0014]
That is, when a disturbance having a frequency near each natural frequency acts on the first vibration system and / or the second vibration system, the vibration speed of the mechanical vibration system 21 on which the disturbance D acts as shown in FIG. The dA / dt is detected by the vibration speed detecting means 22, and the feedback based on the detected value (the feedback gain at this time is c in the figure)._f Until the command signal r from the controller is transmitted to the vibration drive source 23, a negative feedback is formed as indicated by R to form a closed loop, and the pseudo vibration of the mechanical vibration system 21 is The ratio is increased to reduce the resonance magnification and to reduce the disturbance transmission rate. That is, the first predetermined gain and / or the second predetermined gain are set to values that can reduce the transmission rate at frequencies near the natural frequency of the vibration system that is a disturbance and sufficiently suppress the disturbance. At this time, if the transmissibility at the natural frequency of the disturbance becomes small, the spring constant, mass, and gain of the vibration drive source 23 of the mechanical vibration system 21 may be changed simultaneously.
[0015]
That is, FIG. 8 shows a detailed block diagram of FIG. 7, but when the speed dA / dt of the mechanical vibration system 21 is not negatively fed back, the pseudo damping rate (that is, the control system of the mechanical vibration system 21 is changed). Including, the damping rate when one mechanical vibration system is represented) is the intrinsic damping rate c of the mechanical vibration system 21, and the transmission rate at this time (that is, the ratio of the output displacement A to the command signal r). ) Shows the transmission rate on the vertical axis and the frequency on the horizontal axis._n , The transmissivity has a maximum value (that is, a resonance magnification) and has a characteristic as shown by a solid line. The transmission rate A / r at this time can be expressed by the following equation (1) as is well known.
[0016]
[Expression 1]

[0017]
However, as in the present invention, the vibration speed dA / dt of the mechanical vibration system 21 is set to the feedback gain c as described above._f If a closed loop is formed by negative feedback, this closed loop has the same effect as adding a gain c ″ to the mechanical vibration system 21 as shown by a dotted line in FIG. "Is the closed-loop feedback gain c_f Divided by the gain I of the driving vibration source 23, that is, c ″ = c_f / I. That is, the overall attenuation rate (that is, the pseudo attenuation rate) of the vibration system 21 at this time becomes large as the sum of the inherent attenuation rate c and the attenuation rate c ″ added to form the closed loop. The transmission rate A / r is expressed by the following equation (2).
[0018]
[Expression 2]

[0019]
Therefore, the transmissibility of the mechanical vibration system 21 has a shape in which the resonance magnification is reduced, for example, as shown by a one-dot chain line in FIG. Of course, as is well known, if the magnitude of the added attenuation factor c ″ changes, the magnitude of the resonance magnification and its characteristic curve differ, but if the attenuation factor is increased, the resonance magnification decreases. When k = 1 and m = 1, and (c + c ″) is four times the value of c, the maximum value is reduced to about ½. Therefore, the natural frequency f_n Even when a disturbance having a nearby frequency occurs, the disturbance is greatly amplified and does not significantly affect the vibration system. Therefore, desired control can be performed more reliably than before.
[0020]
In addition, when the vibration drive source includes a delay element, such as when the vibration drive source is an electromagnet, as shown in FIG. 10, the vibration drive source is in the middle of a closed loop formed in a vibration system in which a disturbance has occurred. A phase adjuster 24 for compensating for the phase delay is provided. As a result, the transmission rate can be reduced without causing a phase delay in the negative feedback value, and the influence of disturbance can be reduced. Therefore, desired control can be reliably performed.
[0021]
The vibration speed detecting means 22 for detecting the vibration speed may be constituted by a vibration speed detector for detecting the vibration speed dA / dt of the mechanical vibration system 21, or the vibration displacement of the mechanical vibration system 21. A vibration displacement detector for detecting A and a differentiator or pseudo-differentiator may be used. As shown in FIG. 11, the pseudo-differentiator operates as a differentiator in a high-frequency region that is higher than the natural frequency of the mechanical vibration system (first vibration system and second vibration system) and causes high-frequency noise. It is something that does not. For this, for example, as shown in FIG._n Higher frequency f_m In the higher frequency region, the frequency ratio becomes constant with respect to the input, or the frequency f as shown in FIG._m Higher frequency range f_h In some cases, the ratio of output to input decreases. By providing such a differentiator, unnecessary high frequency noise can be reduced and desired control can be performed more reliably. In order to reliably obtain the characteristic shown by A in FIG. 11, a low-pass filter may be provided in the differentiator, and the differentiators having the characteristic shown by B in FIG. A differentiator provided in series with the low-pass filter may be used, and this is not a complicated structure.
[0022]
Moreover, in a general elliptical vibration device, the vibration is performed such that the horizontal amplitude is larger than the vertical amplitude. If resonance vibration is used, a large amplitude can be obtained efficiently. Therefore, the horizontal vibration is preferably obtained by resonance vibration. Furthermore, since the horizontal amplitude is larger than the vertical amplitude, the excitation force for exciting the horizontal direction is larger than the excitation force for exciting the vertical direction, so the disturbance acting in the vertical direction is Greater than disturbance acting in the horizontal direction. Therefore, desired control can be performed more effectively by forming a closed loop in the mechanical vibration system that is vibrated in the vertical direction and reducing the pseudo damping rate to reduce the disturbance near the natural frequency.
[0023]
Further, even when the transmission rate of the first vibration system and / or the second vibration system is reduced, the first predetermined gain and / or the second predetermined value are set so that the transmission rate is always 1 or more. If the gain is determined, that is, if the magnitude of the output displacement is always larger than the command signal, even if the command signal is given, the phenomenon that the signal is too small and does not vibrate does not occur. In order to cause the movable part of the elliptical vibrator to elliptically vibrate, it is preferable that the phase difference between the horizontal vibration displacement and the vertical vibration displacement be approximately 60 degrees. With this phase difference, the parts on the track of the movable part can be transported at the maximum transport speed.
[0024]
【Example】
Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings.
[0025]
FIG. 1 shows a block diagram of an elliptical vibration device according to a first embodiment of the present invention (for example, this is the elliptical vibration part feeder shown in the conventional example), which is indicated by 26 as a whole. The displacement X of the horizontal vibration system, that is, the first mechanical vibration system 32 is detected by the vibration displacement detector 33. The output of the vibration displacement detector 33 is supplied to a first controller 39 that controls horizontal vibration and a second controller 34 that controls vertical vibration. The output of the first controller 39 is supplied to the first vibration drive source 41 via the first power amplifier 40, where an exciting force is generated in the horizontal direction, and the horizontal vibration system of the elliptical vibration device 26, That is, it is supplied to the first mechanical vibration system 32. That is, the horizontal control system forms a closed loop as a whole. On the other hand, the output of the second controller 34 is supplied to the second vibration drive source 36 via the second power amplifier 35, where an excitation force is generated in the vertical direction, and the vertical vibration of the elliptical vibration device 26 is generated. It is supplied to the vibration system, that is, the second mechanical vibration system 37. Further, the vibration speed in the vertical direction of the second mechanical vibration system 37 is detected by the vibration speed detector 28, and this is fed back to the output of the second controller 34.
[0026]
FIG. 2 is a block diagram showing FIG. 1 of this embodiment in more detail. That is, the first controller 39 in the present embodiment includes, for example, a phase shifter 42, a high gain amplifier 43, and an amplitude adjustment limiter (saturation element) 44. The output of the first controller 39 is the gain K_a1The output is supplied to an electromagnet that is a first vibration drive source 41. An electromagnet has a phase difference between voltage and force, 1 / (s + a₁ ) (S is a Laplace transformer (hereinafter the same), and a₁ Is a constant). Thereby, the first mechanical vibration system 32 in the horizontal direction is vibrated. In the first mechanical vibration system 32, the mass m ′, that is, the mass m ′ of the movable part is the acceleration d.² X / dt² , The speed dX / dt is obtained via the integral element of 1 / s, and the damping factor c of the first mechanical vibration system 32 is obtained.₁ The product multiplied by acts on the mass m ′ as a damping factor. Further, when the speed dX / dt passes through the integral element, the displacement X becomes, and this is further converted to the spring constant k of the first mechanical vibration system 32.₁ Acts as a restoring force. The horizontal vibration displacement is detected by the vibration displacement detector 33 and supplied to the first controller 39 and the second controller 34. That is, since the first mechanical vibration system 32 is performing resonance vibration, the phase difference between the force and the displacement at the resonance point is 90 degrees, and the phase delay of the electromagnet 41 in the horizontal direction is also 90 degrees. The phase difference between the input of the controller 34 and the displacement X of the first mechanical vibration system 32 is 180 degrees, and since this horizontal control system performs self-excited vibration, the phase adjustment of the first controller 39 is performed. The set phase difference α of the device 42 is zero.
[0027]
On the other hand, the second controller 34 to which the displacement X of the first mechanical vibration system 32 is supplied includes a phase shifter 45, a high gain amplifier 46, and an amplitude adjustment limiter (saturation element) 47, like the first controller 39. This output is gain K_a2The output of the second power amplifier 35 is supplied to an electromagnet that is the second vibration drive source 36. The second vibration drive source 36 is also 1 / (s + a₂ As with the first vibration drive source 41, a phase delay of 90 degrees is generated. Thereby, the second mechanical vibration system 37 in the vertical direction of the elliptical vibration machine 26 is vibrated. Similarly to the first mechanical vibration system 32, the mass m ′ of the second mechanical vibration system 37 has an acceleration d.² Y / dt² , The speed dY / dt is obtained through an integral element of 1 / s, and the damping rate c of the second mechanical vibration system 37 is added to this.₂ Is applied to the mass m 'as a vibration damping factor, and when the speed dY / dt passes through an integral element, a displacement Y is obtained, and this is applied to the spring constant k of the second mechanical vibration system 37.₂ Acts as a restoring force. Since the second mechanical vibration system 37 at this time is forcibly vibrated at a frequency several percent lower than its natural frequency, the phase difference between the force and the displacement is 0 degree, and the phase shifter 45 of the second controller 34 The set phase difference is set to 30 degrees.
[0028]
Furthermore, in this embodiment, the vibration speed of the second mechanical vibration system 37 compensates for the phase delay of the second vibration drive source 36, that is, the phase adjuster 27 has a leading element of γ = 90 degrees. Phase adjuster 27 (which may be a differentiator) and gain K_C To the output of the second controller 34.
[0029]
An amplitude controller that receives the output of the horizontal vibration displacement detector 33 (not shown) is supplied to the amplitude adjustment limiter 44, and an amplitude that receives the output of the vertical vibration displacement (not shown) to the amplitude adjustment limiter 47. Each controller is connected. These amplitude controllers have the same structure and have a comparator, but a desired amplitude is set in one input terminal, and the vibration displacement detector 33 of the other input is set in the other input. The output or the output of a vertical vibration displacement detector (not shown) is supplied, and the

amplitude adjustment limiters

44 and 47 are automatically adjusted according to the deviation, and the elliptical vibration in a fixed direction having a fixed major axis and a minor axis. In the bowl.
[0030]
The elliptical vibration device 26 of the present embodiment is configured as described above. Next, this operation will be described.
[0031]
That is, the first power amplifier 40 and the second power amplifier 35 are connected to a direct current power source through a switch (not shown), and are activated by closing the switch. Since the first mechanical vibration system 32 in the horizontal direction vibrates at a resonance frequency, the input of the first controller 39 and the output of the first mechanical vibration system 32 have a phase difference of 180 degrees and are self-excited. I do. The displacement X of the first mechanical vibration system 32, that is, the output of the vibration displacement detector 33 is not only supplied to the first controller 39 but also supplied to the second controller 34, via the second power amplifier 35. The electromagnet of the second vibration drive source 36 is excited, and forced vibration is performed at a frequency that is several percent lower than the resonance frequency. Then, the phase difference between the force and displacement of the horizontal vibration system in the resonance vibration state is stably maintained at 90 degrees, and the phase difference hardly changes even if the resonance frequency changes slightly in the forced vibration. By not doing so, the horizontal displacement and the vertical displacement are maintained at 60 degrees, and an optimal elliptical vibration condition is obtained.
[0032]
When the first mechanical vibration system 32 and the second mechanical vibration system 37 are driven in this way, the reaction force of the excitation force of the first vibration drive source 41 is changed to the second mechanical vibration system as indicated by the one-dot chain line in FIG. 37, and the reaction force of the excitation force of the second vibration drive source 36 also vibrates the first mechanical vibration system 32 as indicated by a two-dot chain line in the figure. That is, the excitation force of the first vibration drive source 41 is applied to the second mechanical vibration system 37 as a disturbance D.₁ The excitation force of the second vibration drive source 36 is applied to the first mechanical vibration system 32 as a disturbance D.₂ Acts as However, in this embodiment, since a large excitation force is applied in the horizontal direction as described above, it acts on the second mechanical vibration system 37 vibrating on the opposite side, that is, the vertical direction of the elliptical vibration device 26. Disturbance D₁ Is the disturbance D acting on the first mechanical vibration system 32₂ Is bigger than. Therefore, in this embodiment, the vibration speed of the second mechanical vibration system 37 is detected, and the output r of the second controller 34 is detected.₂ A closed loop with negative feedback is constructed.
[0033]
Therefore, the vertical transmission rate, that is, the output r from the second controller₂ Output displacement Y of the second mechanical vibration system 37 with respect to (here, transmissivity = Y / r₂ Is a solid line L in FIG.₂ It becomes a shape as shown by '. In FIG. 3, f₁ Is the horizontal vibration system, that is, the natural frequency of the first mechanical vibration system 32, f₂ Is a natural frequency of the vertical vibration system, that is, the second mechanical vibration system 37, and is indicated by a dotted line in FIG.₁ Is the horizontal transmission rate, ie the output r from the first controller₁ Output displacement X of the first mechanical vibration system 37 with respect to (here, transmission rate = X / r₁ Is the characteristic curve. Also, in the figure, the alternate long and short dash line L₂ These are characteristic curves of the transmissibility in the vertical direction when the output from the vibration speed detector 28 is not negatively fed back to the second controller 34, that is, when a closed loop is not formed. That is, the horizontal transmissibility at the drive frequency of the elliptical vibration device 26 is t₂ To t₁ It drops to. Therefore, the disturbance D near the natural frequency of the second mechanical vibration system 37 acting on the second mechanical vibration system 37.₁ The amplification factor (transmission rate) of this is smaller than the conventional one, and its disturbance D₁ Can be suppressed. At this time, since the transmission rate of the command signal from the second controller 34 is reduced by reducing the transmission rate, the closed-loop feedback gain K_C Is the command signal r₂ Therefore, the transmission rate is determined so that the desired vibration does not occur and the disturbance can be sufficiently suppressed.
[0034]
In this embodiment, such a large disturbance D₁ Is detected by the second mechanical vibration system 37 where the speed of the second mechanical vibration system 37 is detected._C This is negatively fed back between the second controller 34 and the second vibration drive source 36 to form a closed loop, and the pseudo damping factor of the second mechanical vibration system 37 is increased to increase the vertical direction. Transmission rate (command signal r₂ Since the output displacement Y) of the second mechanical vibration system 37 with respect to is reduced, the disturbance D caused by the first vibration drive source 41 that vibrates the first mechanical vibration system 32₁ Thus, the desired control can be performed more reliably than before.
[0035]
Next, an elliptical vibration device according to a second embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. 4 and 5. The same parts as those in the above embodiment are denoted by the same reference numerals, and detailed description thereof will be omitted. To do.
[0036]
FIG. 4 shows a block diagram of an elliptical vibration device according to a second embodiment of the present invention, generally indicated by 31. In this embodiment, the horizontal vibration system of the elliptical vibration device 31, that is, the output of the horizontal vibration displacement detector 33 ′ that detects the output displacement X of the first mechanical vibration system 32 controls the vibration in the vertical direction. It is supplied only to the second controller 34, and is supplied to the vertical vibration system of the elliptical vibration device 31, that is, the second mechanical vibration system 37 via the second power amplifier 35 and the second vibration drive source 36. Then, the vertical vibration displacement Y of the second mechanical vibration system 37 is detected by the vertical vibration displacement detector 38 ′ and supplied to the first controller 39 for the horizontal direction, the first power amplifier 40, the first vibration drive. It is supplied to the first mechanical vibration system 32 in the horizontal direction via the source 41. The output of the horizontal vibration displacement detector 33 ′ is supplied as it is to the second controller 34, while the output of the vertical vibration displacement detector 38 ′ is supplied to the first controller 39 as a negative feedback signal.
[0037]
The signal from the vertical vibration displacement detector 38 'is further passed through the pseudo-differentiator 29 and further gain K._C And is fed back to the output of the second controller 34. That is, in the present embodiment, the vertical vibration displacement detector 38 ′ is not only supplied to the first controller 39 and generates a command signal for the first mechanical vibration system, but also integrated with the pseudo-differentiator 29 to perform vertical vibration. The vibration speed means 38 for obtaining the speed dY / dt is configured. The pseudo-differentiator 29 is composed of, for example, two low-pass filters 29a and 29b as shown in FIG. 5 (this is a block diagram showing the embodiment in more detail). It has the output characteristics as shown in FIG. That is, the natural frequency f of the second mechanical vibration system 37₁ (This is the natural frequency f of the first mechanical vibration system 32.₂ A greater frequency f than_m Up to (for example, a frequency that is twice that of the natural frequency) acts as a differentiator, but this frequency f_m Higher frequency f from_h In the frequency domain up to (for example, a frequency that is 2.5 times the natural frequency), the ratio of output to input is constant, and the frequency f_h In a higher frequency region, the output / output ratio is reduced.
[0038]
The first mechanical vibration system 37 of the present embodiment is resonantly oscillated, so the phase difference between the force and the displacement is 90 degrees, but the second mechanical vibration system 37 is several percent lower than the natural frequency. Since it is driven at frequency, the phase difference between force and displacement is zero. Further, as described above, since the first vibration drive source 41 and the second vibration drive source 36 are electromagnets, the phase delay is 90 degrees. Therefore, in this embodiment, the phase is shifted by the phase shifter 42 of the first controller 39. α is advanced by 60 degrees, and the phase shifter 45 of the second controller 34 advances the phase difference β by 30 degrees. Therefore, there is a total phase difference of 120 degrees between the input of the phase shifter 42 of the first controller 39 that controls the horizontal direction and the output of the first mechanical vibration system 32 that is the horizontal vibration system. In addition, the sum of the output of the horizontal vibration displacement detector 33, that is, the input of the phase shifter 45 of the second controller that controls the vertical direction, and the output of the second mechanical vibration system 37 that is the vertical vibration system is in total. There is a phase difference of 60 degrees. Therefore, when the input side of the first controller 39 and the output side of the vertical vibration displacement detector 38 'are cut off, or when the input side of the second controller 34 and the output side of the horizontal vibration displacement detector 33' are cut off. In any case, there is a phase difference of 180 degrees between them, and the first vibration system and the second vibration system perform self-excited vibration.
[0039]
The elliptical vibration device 31 of the second embodiment of the present invention is configured as described above. Next, this operation will be described.
[0040]
When a DC power source is connected to the first power amplifier 40 and the second power amplifier 35 via a switch (not shown), the horizontal vibration system performs self-excited vibration and the vertical vibration system performs self-excited vibration. Force vibration at. Since the first mechanical vibration system 32 in the horizontal direction is resonant vibration, the phase difference between the force and the displacement is always maintained at 90 degrees, and the phase delay of the electromagnet 41 is constant at 90 degrees. The phase difference between the directional vibration and the vertical vibration is stably maintained at 60 degrees. Therefore, the movable part performs elliptical vibration under the optimum conditions, and the component is conveyed at the maximum conveyance speed on the track formed therein. In addition, even if fluctuations in the power supply or the load on the components in the bowl occur, the vibration system in the horizontal direction always performs resonance vibration by self-excited vibration, and maintains the phase difference between force and displacement at 90 degrees, Continue the above optimal conditions stably.
[0041]
Also in this embodiment, when elliptical vibration is performed, the excitation force of the first vibration drive source 41 is disturbed by the second mechanical vibration system 37 as in the above embodiment.₁ The excitation force of the second vibration drive source 36 is applied to the first mechanical vibration system 32 as a disturbance D.₂ In this embodiment, too, since a large excitation force is applied in the horizontal direction, the disturbance D of the second mechanical vibration system 37 oscillating on the opposite side, that is, in the vertical direction of the elliptical vibration device 26.₁ Is the disturbance D applied to the first mechanical vibration system 32₂ Is bigger than. However, in this embodiment, the vibration displacement Y of the second mechanical vibration system 37 is detected, and this is negatively fed back to the output from the second controller 34 (that is, the command signal) via the pseudo-differentiator 29. . Therefore, the resonance magnification of the second mechanical vibration system 37 is reduced. In this embodiment, the gain K of the second power amplifier 35_a1, Gain of the second vibration drive source 36, spring constant k of the second mechanical vibration system 37₁ And the mass m ′ are constant (precisely, the mass m ′ of the second mechanical vibration system 37 slightly varies), and therefore the output r from the second controller 34.₂ , The output displacement Y of the second mechanical vibration system 37, that is, the transmission rate near the natural frequency decreases. That is, the disturbance D is applied to the vertical vibration system.₂ The transmissibility of the second mechanical vibration system 37 at the frequency of the horizontal excitation force acting as (this is a frequency in the vicinity of the natural frequency of the second mechanical vibration system 37) is much lower than before. Therefore, the disturbance D having a frequency near the natural frequency of the second mechanical vibration system 37.₁ The influence on the second mechanical vibration system 37 can be suppressed.
[0042]
Also in the present embodiment, as in the above embodiment, the influence of disturbance by the first vibration drive source 41 that vibrates the first mechanical vibration system 32 can be suppressed, so that desired control can be performed more reliably than in the past. . Further, in this embodiment, the speed of the second mechanical vibration system 32 is not directly detected, but the output displacement Y of the second mechanical vibration system 37 is obtained by differentiation. That is, even if a detector for detecting the vibration speed dY / dt of the second mechanical vibration system 37 detected for giving a command to the first mechanical vibration system 32 is not provided, the disturbance D₁ Can be reliably reduced. At this time, the differentiator that differentiates the output displacement Y of the second mechanical vibration 37 has a frequency f._m Since the pseudo-differentiator 29 having the output characteristics as described above is used in the higher high-frequency region and does not act as a differentiator, high-frequency noise can be reduced and stable control can be performed.
[0043]
FIG. 6 shows a block diagram of an elliptical vibration device according to a third embodiment of the present invention, generally indicated at 61. The output of the variable frequency power supply 62 is supplied to the first controller 63, and this output is amplified by the first power amplifier 64 and supplied to the piezoelectric actuator that is the first vibration drive source 65. As a result, the horizontal first mechanical vibration system 66 is vibrated in the same manner as in the above embodiment, and the horizontal vibration displacement X is detected by the vibration displacement detector 67, which generates a vertical vibration force. Is supplied to the second controller 68 which outputs a command for the purpose. The control output of the second controller 68 is supplied to the piezoelectric actuator that is the second vibration drive source 70 in the vertical direction via the second power amplifier 69 to vibrate the second mechanical vibration system 71. The set phase difference of the second controller 68 is 60 degrees. Here, the first mechanical vibration system 66 is resonantly oscillated by adjusting the variable frequency power supply 62. The second mechanical vibration system 71 has a phase difference of 60 degrees with respect to this vibration. Is excited. Further, the vibration speed dY / dt of the second mechanical vibration system is detected by the vibration speed detector 72, and the detected output is gain K as in the first embodiment._C And then negatively fed back to the output of the second controller.
[0044]
Unlike the first and second embodiments, the first controller 63 of this embodiment does not have a saturation element, but supplies the output from the vibration displacement detector 67 to an amplitude controller (not shown). It is also possible to form a constant-amplitude closed loop by supplying the deviation to the first controller 63 by comparing with a predetermined amplitude internally, so that the horizontal vibration is always constant. The configuration of the second controller 68 may be the same as that of the first controller 63.
[0045]
The present embodiment is an elliptical vibration device 61 having such a control system, but this embodiment can achieve the same effects as those of the first embodiment. That is, since the pseudo damping rate of the second mechanical vibration system 71 is increased and the resonance magnification is reduced, the transmission rate in the vicinity of the natural frequency of the second mechanical vibration system 71 is reduced. It is possible to reduce the influence of disturbances near the frequency, for example, disturbances such as a reaction force caused by the excitation force in the horizontal direction by the first vibration driving source, compared to the conventional case. Therefore, desired control can be performed more reliably than in the past.
[0046]
As mentioned above, although each Example of this invention was described, of course, this invention is not limited to these, A various deformation | transformation is possible based on the technical idea of this invention.
[0047]
For example, in the above embodiment, the first vibration drive source 41 and the second vibration drive source 36 are electromagnets having a phase delay of 90 degrees, but the piezoelectric type or electrodynamic type as shown in the third embodiment is used. A mold having no phase delay may be used. In this case, of course, a phase adjuster that compensates for the phase delay during the closed loop is unnecessary. Further, as a method for controlling the horizontal output displacement X and the vertical output displacement Y of the elliptical vibrator that performs elliptical vibration, other structures may be used. For example, the horizontal output displacement X is controlled in the horizontal direction. Even in an elliptical vibration device in which each amplitude is controlled without being supplied to the first controller or the second controller that controls the vertical direction, that is, the horizontal direction and the vertical direction are controlled in an open loop, the present invention Applicable.
[0048]
Further, in the above embodiment, the speed dY / dt of the second mechanical vibration systems 37 and 71 in the vertical direction (in the second embodiment, the second mechanical vibration is obtained by differentiating the output displacement Y of the second mechanical vibration system 37. The speed dY / dt of the system 37 is obtained), and negative feedback is made to the outputs of the

second controllers

34 and 68. However, after the magnitude of the command signal given to the second mechanical vibration systems 37 and 71 is determined Thus, if it is immediately before the second vibration drive source 70 that applies the excitation force to the second mechanical vibration systems 37, 71, that is, negative feedback between the

second controllers

34, 68 and the second mechanical vibration systems 37, 71. You can make it. Therefore, for example, instead of negative feedback to the outputs of the

second controllers

34 and 68, negative feedback may be provided to the outputs of the

second power amplifiers

35 and 69.
[0049]
In the above-described embodiment, the vibration speed dY / dt of the second mechanical vibration systems 37 and 71 in the vertical direction is negatively fed back to the outputs of the

second controllers

34 and 68 that control the vertical direction, thereby forming a closed loop. The pseudo damping rate of the second mechanical vibration system 37 was increased, and the vertical transmission rate was decreased. However, when a disturbance having a frequency in the vicinity of the natural frequency of the first

mechanical vibration systems

32 and 66 acts greatly on the first

mechanical vibration systems

32 and 66, the vibration speed of the first

mechanical vibration systems

32 and 66 in the horizontal direction. dY / dt is gain K_C Is amplified negatively and negatively fed back to the outputs of the

first controllers

39 and 63 for controlling the horizontal direction to form a closed loop, and the pseudo damping rate of the first mechanical vibration system 37 is increased to increase the horizontal transmission rate. May be reduced. In addition, a disturbance having a frequency near the natural frequency of the first

mechanical vibration systems

32 and 66 greatly affects the first

mechanical vibration system

32 and 66 and has a frequency near the natural frequency of the second mechanical vibration systems 37 and 71. When a disturbance acts on the second mechanical vibration systems 37 and 71 greatly, the respective speeds are fed back with a predetermined gain to reduce the horizontal transmission rate and the vertical transmission rate. In this case, the influence of disturbance may be suppressed.
[0050]
In the second embodiment, the vibration displacement of the second mechanical vibration system 37 is detected and differentiated by the pseudo-differentiator 29 to obtain the vibration velocity. Differentiators (however, a differentiator that can be differentiated in all frequency ranges is practically impossible, so it refers to a differentiator that acts as a differentiator even in a frequency range that causes high-frequency noise). The vibration speed may be obtained by differentiation.
[0051]
In the above embodiment, the optimum phase difference angle between the horizontal direction and the vertical direction is 60 degrees. However, according to the conveyance theory of elliptical vibration, this is slightly changed according to the long axis amplitude. The phase differences α and β may be changed so as to be variable within a range of 45 to 75 degrees, for example.
[0052]
In the first and second embodiments, the first controller 39 and the second controller 34 are provided with

amplitude adjustment limiters

44 and 47, which are automatically adjusted to obtain a constant long axis and short axis. Although elliptical vibration in a certain direction with an axis is performed, each vibration system (first mechanical vibration system 32 and second mechanical vibration system 37) does not have a saturation element as in the third embodiment. This vibration displacement may be detected, and this may be compared with a preset desired amplitude to cause elliptical vibration in a certain direction having a certain major axis and minor axis.
[0053]
【The invention's effect】
As described above, according to the elliptical vibration device of the present invention, for example, the reaction force received by the second vibration system from the first vibration drive source when the first vibration system is vibrated or the second vibration system is excited. A disturbance having a frequency near the natural frequency of the first vibration system and / or the second vibration system, such as a reaction force received by the first vibration system from the second vibration drive source at the time of the first vibration system and / or the second vibration system, Even if it acts on the vibration system, the influence of the disturbance can be suppressed, so that the desired control can be performed more reliably than in the past.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a block diagram of an elliptical vibration device according to a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a block diagram showing details of the apparatus.
FIG. 3 is a diagram illustrating a relationship between a driving frequency and a transmission rate according to the first embodiment of the present invention.
FIG. 4 is a block diagram of an elliptical vibration device according to a second embodiment of the present invention.
FIG. 5 is a block diagram showing details of the apparatus.
FIG. 6 is a block diagram of an elliptical vibration device according to a third embodiment of the present invention.
FIG. 7 is a diagram showing a configuration of a main part in the embodiment of the present invention.
FIG. 8 is a block diagram showing details of the apparatus.
FIG. 9 is a diagram showing a relationship between main frequencies and transmissibility in the embodiment of the present invention.
FIG. 10 is a diagram showing a configuration of a main part where a vibration drive source has a phase delay in the embodiment of the present invention.
FIG. 11 is a diagram showing the relationship between the frequency of the pseudo-differentiator and the output gain in the embodiment of the present invention, where A is the frequency f_m In the above frequency region, the characteristic of the pseudo-differentiator in which the output with respect to the input is always constant is shown, and B is the frequency f._m To frequency f_h In the frequency domain up to, the output with respect to the input is constant, but the frequency f_h In the higher frequency region, the pseudo-differentiator characteristic in which the output with respect to the input gradually decreases is shown.
FIG. 12 is a partial cross-sectional view of an elliptical vibration parts feeder in a conventional example of the present invention.
13 is a plan view taken along line [13]-[13] in FIG.
14 is a bottom view of the elliptical vibration part feeder of FIG. 12. FIG.
[Explanation of symbols]
21 Mechanical vibration system
22 Vibration speed detection means
23 Vibration drive source
26 Elliptical vibration device
27 Phase adjuster
28 Vibration speed detector
29 Pseudodifferentiator
31 Elliptical vibration device
32 First mechanical vibration system
33 Vibration displacement detector
33 'Horizontal vibration displacement detector
34 Second controller
35 Second power amplifier
36 Second vibration drive source
37 Second mechanical vibration system
38 'vertical vibration displacement detector
39 First controller
40 First power amplifier
41 First vibration drive source
61 Elliptical vibration device
63 First controller
64 First power amplifier
65 First vibration drive source
66 First mechanical vibration system
67 Vibration displacement detector
68 Second controller
69 Second power amplifier
70 Second vibration drive source
71 Second mechanical vibration system
72 Vibration speed detector
A Displacement
c Decay rate
c "Decay rate
c_f     Attenuation rate
D disturbance
D₁     Disturbance
D₂     Disturbance
f₁     Natural frequency of the first mechanical vibration system
f₂     Natural frequency of the second mechanical vibration system
f_n     Natural frequency
f_m     Higher than natural frequency
f_h     Higher than natural frequency
I Gain of vibration drive source
K_c     Feedback gain
r Command signal
r₁     Command signal
r₂     Command signal
t₁     Transmission rate
t₂     Transmission rate
X (horizontal) displacement
Y (vertical) displacement

Claims

At least, the first vibration force that vibrates in the horizontal direction vibrates in the horizontal direction, and the second vibration force that vibrates in the vertical direction has a predetermined phase difference from the vibration in the horizontal direction, An elliptical vibrator having a movable part that performs elliptical vibration by vibrating in the vertical direction, a first controller having at least an amplifying part, a first power amplifier that amplifies the output of the first controller, and the first A first vibration driving source that receives the output of a power amplifier and generates the first vibration force, and a first vibration driving device that vibrates in the horizontal direction by receiving the first vibration force of the first vibration driving source. A first vibration system; a second controller having at least an amplifying unit; a second power amplifier that amplifies the output of the second controller; and a second power amplifier that receives the output of the second power amplifier and generates the second excitation force. Two vibration drive sources; In elliptical vibration apparatus having receiving said second excitation force of the vibration drive source and a second vibration system of the elliptical vibrator which vibrates in the vertical direction,
Providing a first vibration speed detection means for detecting the horizontal vibration speed of the movable part, amplifying the horizontal vibration speed detected by the first vibration speed detection means by a first predetermined gain; This is negatively fed back between the first controller and the first vibration drive source to form a first closed loop,
The first vibration system regards the vibration of the second vibration system having a frequency near the natural frequency of the first vibration system as a disturbance, increases the pseudo damping rate of the first vibration system, and increases the first vibration system. A second vibration speed detecting means for reducing the transmission rate of the first vibration system in the vicinity of the natural frequency of the vibration system and / or detecting the vibration speed in the vertical direction of the movable part; The vibration speed in the vertical direction detected by the two vibration speed detection means is amplified by a second predetermined gain, and this is negatively fed back between the second controller and the second vibration drive source, and the second Form a closed loop of
The second vibration system regards the vibration of the first vibration system having a frequency near the natural frequency of the second vibration system as a disturbance, increases the pseudo damping rate of the second vibration system, and An elliptical vibration device characterized by reducing the transmissibility of the second vibration system in the vicinity of the natural frequency of the vibration system.

2. The elliptical vibration device according to claim 1, wherein the first vibration system performs resonance vibration, and the transmissibility of the second vibration system is reduced.

The elliptical vibration device according to claim 1, wherein at least the first vibration system performs self-excited vibration.

The elliptical vibration device according to claim 1, wherein the transmission rate is always in a range of 1 or more.

The first vibration drive source has a phase lag, and a phase adjuster for compensating for the phase lag is provided in the middle of the first closed loop and / or the second vibration drive source is a phase lag. The elliptical vibration device according to claim 1, wherein a phase adjuster that compensates for the phase delay is provided in the middle of the second closed loop.

The first vibration speed detection means includes a speed detector that detects the vibration speed of the first vibration system, and / or the second vibration speed detection means detects the vibration speed of the second vibration system. The elliptical vibration device according to any one of claims 1 to 5, comprising a speed detector.

The first vibration speed detection means includes a displacement detector that detects a vibration displacement of the first vibration system, and a differentiator or pseudo-differentiator, and / or the second vibration speed detection means includes the first vibration speed detection means. The elliptical vibration device according to any one of claims 1 to 6, comprising a displacement detector that detects vibration displacement of a two-vibration system, and a differentiator or pseudo-differentiator.

The pseudo-differentiator has a characteristic in which a ratio of output to input is constant in a high frequency region that is higher than the natural frequency of the first vibration system and the natural frequency of the second vibration system and becomes high frequency noise. The elliptical vibration device according to claim 7.

The pseudo-differentiator is higher than the natural frequency of the first vibration system and the natural frequency of the second vibration system, and in a high-frequency region that becomes high-frequency noise, the output of the output with respect to the input increases as the frequency increases. The elliptical vibration device according to claim 7 or 8, which has a characteristic of decreasing the ratio.

The elliptical vibration device according to any one of claims 1 to 9, wherein the predetermined phase difference is set to a phase difference of 60 degrees.