JP4041857B2

JP4041857B2 - Elliptical vibration device

Info

Publication number: JP4041857B2
Application number: JP30368397A
Authority: JP
Inventors: 恭次村岸; 裕栗田
Original assignee: 神鋼電機株式会社
Priority date: 1997-10-17
Filing date: 1997-10-17
Publication date: 2008-02-06
Anticipated expiration: 2017-10-17
Also published as: JPH11119840A

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１１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１２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１３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１３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度近辺で最適条件、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系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変位を検出する第１振動変位検出手段を設け、該第１振動変位検出手段によって検出された前記水平方向の振動変位を、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帰還させて、第１の閉ループを形成することにより、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振動系の振動を外乱（Ｄ ₂ ）とみなして、前記第１振動系の疑似ばね定数を変え、該第１振動系の共振周波数を該第１振動系の前記固有周波数から高周波側または低周波側へずらすことによって、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変位（Ｙ）を検出する第２振動変位検出手段（３８、７２）を設け、該第２振動変位検出手段（３８、７２）によって検出された前記垂直方向の振動変位（Ｙ）を、第２の所定ゲイン（Ｋ_k ）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）との間に帰還させて、第２の閉ループを形成することにより、前記第２振動系は、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振動系の疑似ばね定数を変えて、該第２振動系の共振周波数を該第２振動系の前記固有周波数から高周波側または低周波側へずらすことによって、前記第２振動系の伝達率（Ｙ／ｒ₂ ）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変位を検出し、この振動変位を、（第１又は第２の）所定ゲインで増幅し、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帰還させ、その外乱が生じた振動系の疑似ばね定数（これは、振動系を制御する制御系を含めた振動系全体のばね定数であり、振動系が有する固有のばね定数と区別するためこのような用語を用いている）を変える。この疑似ばね定数を変えたことにより、第１振動系及び／又は第２振動系の共振周波数が固有周波数から大きくずらして、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伝達率を小さくし、外乱の影響を小さくして、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、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、この第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振動駆動源の前記第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、可動部の水平方向の振動変位を検出する第１振動変位検出手段を設け、この第１振動変位検出手段によって検出された水平方向の振動変位を、第１の所定ゲインで増幅し、これを第１コントローラと第１振動駆動源との間に負帰還させ又は正帰還させて、第１の閉ループを形成することにより、第１振動系に、この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振動系の疑似ばね定数を変え、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変位を検出する第２振動変位検出手段を設け、この第２振動変位検出手段によって検出された垂直方向の振動変位を、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又は正帰還させて、第２の閉ループを形成することにより、第２振動系に、この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振動系の疑似ばね定数を変えて、第２振動系の伝達率を小さくする。
【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の変位Ａ（これは実際には振幅値を意味する）を振動変位検出手段２２で検出し、これを所定のゲイン（このときのフィードバックゲインは図においてｋ_f として示している）で増幅し、すなわち変位の大きさに基づいてフィードバックされる量を変え、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で示すように帰還させて、閉ループを形成する。これにより、その機械振動系２１の疑似ばね定数が変わり、みかけの共振周波数が変わる。なお、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。
【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の変位Ａを、コントローラと振動駆動源との間に帰還しない場合には、その機械振動系２１の疑似ばね定数（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ばね定数である）は、その機械振動系２１の固有のばね定数ｋであり、このときの伝達率（すなわち指令信号ｒ＝ｒ₀ ・ｓｉｎ（ωｔ）としたときの信号ｒ₀ によって生じる静的変位Ｅと、指令信号ｒ（＝ｒ₀ ・ｓｉｎ（ωｔ））によって生じる変位Ａとの比）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／Ｅ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、機械振動系２１の振動変位Ａを上述のようにフィードバックゲインｋ_f で増幅し、正帰還又は負帰還させることによって、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ｋ”を付加したのと同じ効果となる。ただし、このゲインｋ”は、閉ループのフィードバックゲインｋ_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ｋ”＝ｋ_f ／Ｉである。すなわち、このときの振動系２１の全体のばね定数（すなわち疑似ばね定数）は、固有のばね定数率ｋと、閉ループを形成したために付加されたばね定数率ｋ”との和になる。なお、このときの伝達率Ａ／Ｅは次の式（２）で表せる。
【００１８】
【数２】

【００１９】
そのため、例えば検出した変位を所定のゲインで増幅して負帰還させることにより、疑似ばね定数が大きくなると、振動機械系２１の共振周波数ｆ_n ’は、図９に一点鎖線で示すように、高くなる。また、例えば検出した変位を所定のゲインで増幅して正帰還させることにより、疑似ばね定数が小さくなると、図９に二点鎖線で示すように、低くなる。従って、振動系の固有周波数付近の周波数での伝達率が小さくなるようにフィードバックゲインを定めれば、固有周波数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。なお、固有周波数付近の周波数での伝達率が大きくならない範囲であれば、同時に、質量や減衰率を変化させてもよい。
【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、帰還された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】
更に、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。また、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、その疑似ばね定数を変えて、共振周波数をずらすことにより、固有周波数付近での外乱を小さくすれば、より効果的に所望の制御を行い得る。
【００２２】
また、固有周波数付近での外乱が作用するときに、機械振動系の疑似ばね定数を変えて、共振周波数を変えても、その疑似ばね定数を変える前と何ら位相が変化しないように、機械振動系を設計するのが好ましい。なお、機械振動系の疑似ばね定数を変えて、共振周波数を変えた際に、その機械振動系に位相遅れが生じるような機械振動系とした場合には、その位相遅れを補償するような構成、例えば、位相遅れが生じたときに作動して、その位相遅れを補償するような位相調節器を設けるようにする。このようにすれば、第１振動系及び第２振動系の位相遅れが防止できるので、常に水平方向と垂直方向の振動系との間の位相差を所定の値に保つことができる。
【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、外乱が作用する周波数における伝達率は、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得られる静的変位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が水平振動変位検出器３３で検出されている。この水平振動変位検出器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の垂直方向の振動変位Ｙが、垂直振動変位検出器３８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水平振動変位検出器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、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度の位相進みに設定されている。
【００２８】
更に、本実施例では、第２機械振動系３７の振動変位をフィードバックした閉ループ中は、第２振動駆動源３６の位相遅れを補償している。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_k を介して、第２コントローラ３４の出力に供給されている。このゲインＫ_k は、例えば、本実施例では、第２機械振動系３７のばね定数ｋの数倍程度の値に設定されている。
【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水平振動変位検出器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、他方の入力には水平振動変位検出器３３の出力又は垂直振動変位検出器３８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。また、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ており、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の垂直方向を振動させている第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の振動変位を検出し、これをフィードバックゲインＫ_k で増幅し、これを第２コントローラ３４の出力ｒ₂ に負帰還して、閉ループを構成する。
【００３３】
出力ｒ₂ を負帰還させると、疑似ばね定数が大きくなり、共振周波数が高くなる。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 ＝ｒ₂ ’・ｓｉｎ（ωｔ）としたときの信号ｒ₂ ’によって生じる静的変位Ｅ₂ と、出力ｒ₂ によって生じる第２機械振動系３７の出力変位Ｙとの比（すなわち伝達率＝Ｙ／Ｅ₂ 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、このときの共振周波数はｆ₂ ’で示されている。また、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、一点鎖線Ｌ₂ は、振動変位検出器３８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、検出された変位を所定のゲインで増幅した後、負帰還するような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_k 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。なおまた、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（これは駆動周波数とほぼ一致している）であり、二点鎖線で示されている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 ＝ｒ₁ ’・ｓｉｎ（ωｔ）としたときの信号ｒ₁ ’によって生じる静的変位Ｅ₁ と、出力ｒ₁ によって生じる第１機械振動系３７の出力変位Ｘとの比（すなわち伝達率＝Ｘ／Ｅ₁ である）の特性曲線である。
【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の変位を検出し、この検出された値をゲインＫ_k で増幅し、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の疑似ばね定数を大きくして、垂直方向の伝達率（これは伝達率＝Ｙ／Ｅ₂ を示す）を小さくしている。そのため、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。なお、本実施例では、第２機械振動系３７の検出された変位を、ゲインＫ_k で増幅し、これを負帰還させたので、疑似ばね定数は大きくなり、第２機械振動系３７の共振周波数が高くなる。本実施例では、第２機械振動系３７の力と変位の位相差が零であるとして設定されているため、この場合には、この位相差は変わらない。
【００３５】
なおまた、図３の点線で示されるＬ₂ ”は垂直振動変位検出器３８からの出力を第２コントローラに正帰還させたときの伝達率（これは、伝達率＝Ｙ／Ｅ₂ を示す）の特性曲線であり、ｆ₂ ”は、このときの共振周波数であるが、この場合には、楕円振動装置２６の駆動周波数における垂直方向の伝達率は、検出された変位を所定のゲインで増幅した後、正帰還する閉ループを設けたことにより、ｔ₂ からｔ₀ へと低下する。このように正帰還させて伝達率を低下させて、外乱の影響を低減させてもよい。しかし、この場合には、この第２機械振動系３７の共振周波数から高い周波数で共振振動が行われる（駆動周波数は第１機械振動系３２の固有周波数ｆ₁ とほぼ同じである）ため、第２機械振動系３７の力と変位の位相差をー１８０度となる。本実施例では、第２機械振動系３７の力と変位の位相差が０度に設定しているので、疑似ばね定数を減少させたことで変化した位相差を補うための位相調節器を、この場合には設ける必要がある。
【００３６】
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。
【００３７】
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。
【００３８】
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０度である。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３４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機械振動系３２及び第２機械振動系３７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。そこで、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、これをゲインＫ_k で増幅して、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の共振周波数は高くなる。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は確実に低下する。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。
【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が水平振動変位検出器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機械振動系の振動変位Ｙは、垂直振動変位検出器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、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、水平振動変位検出器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の変位を所定のゲインで増幅した後、これを第２コントローラ６８の出力に負帰還するので、疑似ばね定数が大きくなり、共振周波数が高くなるため、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。従って、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を開ループで制御するような楕円振動装置でも、本発明は、適用可能である。
【００４８】
また、上記第２実施例及び第３実施例では、垂直方向の第２機械振動系３７、７１の検出された変位は、第２コントローラ３４、６８の出力に負帰還させて、疑似ばね定数を大きくし、共振周波数が高くなるようにしたが、上記第１実施例で述べたように正帰還させて、共振周波数を低くし、固有周波数付近の外乱を低減させるようにしてもよい。要は、ばね定数を変えて、固有周波数と共振周波数とを遠ざけて、外乱の伝達率を小さくしている。ただし、この場合には、上記実施例では、第２機械振動系３７、７１の力と変位の位相差は０度と設定されているので、位相調節を行う必要がある。又は、上記実施例では、第２機械振動系３７、７１の固有周波数を、駆動周波数より数パーセント低くし、力と変位の位相差をー１８０度と設定しておけば、垂直方向の第２機械振動系３７、７１の検出された変位を第２コントローラ３４、６８の出力に正帰還させて、疑似ばね定数を小さくしても、第２機械振動系３７、７１の位相差は変わらない。この場合には、位相調節を行う必要はない。
【００４９】
更に、上記実施例では、垂直方向の第２機械振動系３７、７１の検出された変位は、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、正帰還又は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の出力に正帰還又は負帰還させるのではなく、第２電力増幅器３５、６９の出力に正帰還又は負帰還させてもよい。
【００５０】
また、上記実施例では、垂直方向の第２機械振動系３７、７１の振動変位Ｙを、垂直方向を制御する第２コントローラ３４、６８の出力に正帰還又は負帰還させて、閉ループを形成し、第２機械振動系３７の疑似ばね定数を変えて、共振周波数を固有周波数から遠ざけて、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の振動変位Ｙを、水平方向を制御する第１コントローラ３９、６３の出力に帰還させて、閉ループを形成し、第１機械振動系３７の疑似ばね定数を変えて、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、それぞれの変位を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。
【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】
【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１２】図１１における［１２］ー［１２］線方向の平面図である。
【図１３】図１１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振動変位検出手段
２３振動駆動源
２４位相調節器
２６楕円振動装置
２７位相調節器
３１楕円振動装置
３２第１機械振動系
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垂直振動変位検出器
Ａ変位
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
ｆ₂ ’ 第２機械振動系の共振周波数
ｆ₂ ” 第２機械振動系の共振周波数
ｆ_n 固有周波数
ｆ_n ’ （疑似ばね定数を大きくしたときの）共振周波数
ｆ_n ” （疑似ばね定数を小さくしたときの）共振周波数
Ｉ振動駆動源のゲイン
Ｋ_k フィードバックゲイン
ｋばね定数
ｋ” ばね定数
ｋ_f ばね定数
ｒ指令信号
ｒ₁ 指令信号
ｒ₂ 指令信号
ｔ₀ 伝達率
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. 11, 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 which is clearly shown in FIG. 12, and the upper movable frame 7 is provided with four sets in which a cross-shaped lower movable frame 8 which is also 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 with 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 with 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 on 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. The spring mounting portions 17a have four sets of vertical leaf springs 19 at both ends as shown in FIG. 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 laminated leaf springs 19 is strong, but is not fixed. When receiving a horizontal vibration, the lower movable frame 8 receives the reaction force. Therefore, for example, when vibration is 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 vibration in the horizontal direction acts as a large disturbance to the vibration in the vertical direction, the amplitude control and the phase difference control in the vertical direction (normally, the phase difference between the horizontal direction and the vertical direction is near 60 degrees under the optimum condition, That is, 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 systemOne ofHas a frequency near the natural frequency of the vibration systemThe vibration of the other vibration systemDisturbanceConsiderIn 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, a second power amplifier (35, 69) for amplifying the output of the second controller (34, 68), and the second power amplifier A second vibration drive source (36, 70) that receives the output of (35, 69) and generates the second vibration force, and receives the second vibration force of the second vibration drive source (36, 70). In the elliptical vibration device having the second vibration system (37, 71) of the elliptical vibrator that vibrates in the vertical direction, first vibration displacement detecting means for detecting the horizontal vibration displacement of the movable portion is provided. The horizontal vibration displacement detected by the first vibration displacement detector is amplified by a first predetermined gain, and this is fed back between the first controller and the first vibration drive source. By forming the first closed loopThe first vibration system disturbs the vibration of the second vibration system having a frequency near the natural frequency of the first vibration system (D ₂ ), Changing the pseudo spring constant of the first vibration system and shifting the resonance frequency of the first vibration system from the natural frequency of the first vibration system to the high frequency side or the low frequency side,Second vibration displacement detection means (38, 72) for reducing the transmission rate of the first vibration system and / or detecting the vibration displacement (Y) in the vertical direction of the movable part is provided, and the second vibration displacement detection The vibration displacement (Y) in the vertical direction detected by the means (38, 72) is converted into a second predetermined gain (K_k ) And returning it between the second controller (34, 68) and the second vibration drive source (36, 70) to form a second closed loop,The second vibration system disturbs the vibration of the first vibration system having a frequency near the natural frequency of the second vibration system (37, 71) (D ₁ ), Changing the pseudo-spring constant of the second vibration system, and shifting the resonance frequency of the second vibration system from the natural frequency of the second vibration system to the high frequency side or the low frequency side,Transmission rate of the second vibration system (Y / r₂ ) Is reduced 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 near the natural frequency.Consider the vibration of the other vibration system as disturbance (hereinafter referred to as disturbance)The vibration displacement of the vibration system in which the disturbance is generated is detected, the vibration displacement is amplified by a predetermined gain (first or second), and a command signal from the controller is transmitted to the vibration drive source. The pseudo-spring constant of the vibration system in which the disturbance has occurred (this is the spring constant of the entire vibration system including the control system that controls the vibration system, and is distinguished from the inherent spring constant of the vibration system) Because of this, this term is used). By changing the pseudo spring constant, the resonance frequency of the first vibration system and / or the second vibration system is greatly shifted from the natural frequency, and the vicinity of the natural frequency of the first vibration system and / or the natural frequency of the second vibration system. It is possible to reliably perform desired control by reducing the nearby transmission rate and reducing the influence of disturbance.
[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 according to the present invention is configured to vibrate in the horizontal direction by a second exciting force that vibrates in the horizontal direction and vibrates in the vertical direction at least by a first exciting force that vibrates in the horizontal direction. An elliptical vibrator having a movable part that has elliptical vibrations by oscillating in the vertical direction with a phase difference, a first controller having at least an amplifying part, and a first power for amplifying the output of the first controller An amplifier, a first vibration driving source that receives the output of the first power amplifier to generate a first excitation force, and an elliptical vibrator that vibrates in the horizontal direction by receiving the first excitation force of the first vibration driving source A second controller having at least an amplification unit, a second power amplifier for amplifying the output of the second controller, and receiving the output of the second power amplifier to generate a second excitation force A second vibration drive source and In an elliptical vibration device having a second vibration system of an elliptical vibrator that vibrates in the vertical direction in response to the second excitation force of the second vibration drive source, a second vibration detection unit detects a horizontal vibration displacement of the movable portion. One vibration displacement detection means is provided, and the horizontal vibration displacement detected by the first vibration displacement detection means is amplified by a first predetermined gain, and this is amplified between the first controller and the first vibration drive source. By making negative feedback or positive feedback to form a first closed loop, when a disturbance having a frequency near the natural frequency of the vibration system acts on the first vibration system, the pseudo spring constant of the first vibration system The second vibration displacement detecting means for reducing the transmission rate of the first vibration system and / or detecting the vertical vibration displacement of the movable part is provided, and the vertical vibration detected by the second vibration displacement detecting means is provided. Vibration displacement, second By amplifying with a constant gain, this is negatively fed back or positively fed back between the second controller and the second vibration drive source to form a second closed loop, so that the second vibration system has When a disturbance having a frequency near the natural frequency is applied, the pseudo spring constant of the second vibration system is changed to reduce the transmissibility of the second vibration system.
[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 displacement A of the mechanical vibration system 21 on which the disturbance D acts as shown in FIG. (This actually means an amplitude value) is detected by the vibration displacement detecting means 22, and this is detected with a predetermined gain (the feedback gain at this time is k in the figure)._f The amount of feedback is changed based on the magnitude of the displacement, and the feedback as shown by R is made until the command signal r from the controller is transmitted to the vibration drive source 23. To form a closed loop. Thereby, the pseudo spring constant of the mechanical vibration system 21 is changed, and the apparent resonance frequency is changed. Note that 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.
[0015]
That is, FIG. 8 shows a detailed block diagram of FIG. 7, but when the displacement A of the mechanical vibration system 21 is not fed back between the controller and the vibration drive source, the pseudo of the mechanical vibration system 21 is simulated. The spring constant (that is, the spring constant when representing one mechanical vibration system including the control system) is an inherent spring constant k of the mechanical vibration system 21, and the transmission rate at this time (that is, the command signal) r = r₀ Signal r when sin (ωt)₀ And the static displacement E caused by the command signal r (= r₀ The ratio of the displacement A caused by sin (ωt)) is shown in FIG. 9 (the vertical axis represents the transmissibility and the horizontal axis represents the frequency, and f of the natural frequency of this system._n The transmission rate has a maximum value), and has a characteristic of a shape as indicated by a solid line. The transmission rate A / E at this time can be expressed by the following equation (1) as is well known.
[0016]
[Expression 1]

[0017]
However, the vibration displacement A of the mechanical vibration system 21 is changed to the feedback gain k as described above._f This closed loop has the same effect as that obtained by adding a gain k ″ to the mechanical vibration system 21 as shown by a dotted line in FIG. Gain k "is the closed loop feedback gain k_f Divided by the gain I of the driving vibration source 23, that is, k ″ = k_f / I. That is, the total spring constant (that is, the pseudo spring constant) of the vibration system 21 at this time is the sum of the inherent spring constant ratio k and the spring constant ratio k ″ added to form the closed loop. The transmission rate A / E at that time can be expressed by the following equation (2).
[0018]
[Expression 2]

[0019]
Therefore, for example, when the detected displacement is amplified by a predetermined gain and negatively fed back to increase the pseudo spring constant, the resonance frequency f of the vibration mechanical system 21 is increased._n 'Becomes higher as shown by the one-dot chain line in FIG. Further, for example, when the detected displacement is amplified by a predetermined gain and positively fed back to reduce the pseudo spring constant, it decreases as shown by a two-dot chain line in FIG. Therefore, if the feedback gain is determined so that the transmissibility at a frequency near the natural frequency of the vibration system is small, even if a disturbance having a frequency near the natural frequency occurs, the disturbance is greatly amplified. The vibration system is not greatly affected. Therefore, desired control can be performed more reliably than before. In addition, as long as the transmissibility at a frequency near the natural frequency does not increase, the mass and the attenuation factor may be changed at the same time.
[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. Thereby, without causing a phase lag in the fed back value, the transmission rate can be reduced, and the influence of disturbance can be reduced. Therefore, desired control can be reliably performed.
[0021]
Furthermore, in a general elliptical vibration device, the vibration is performed so 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. Further, 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, and therefore the disturbance acting in the vertical direction is Greater than disturbance acting in the horizontal direction. Therefore, if the disturbance near the natural frequency is reduced by forming a closed loop in the mechanical vibration system that vibrates in the vertical direction, changing the pseudo-spring constant, and shifting the resonance frequency, the desired control can be achieved more effectively. Can be done.
[0022]
In addition, when a disturbance near the natural frequency acts, even if the pseudo-spring constant of the mechanical vibration system is changed and the resonance frequency is changed, the mechanical vibration is not changed so that the phase does not change before the pseudo-spring constant is changed. It is preferable to design the system. If the mechanical vibration system is such that when the resonance frequency is changed by changing the pseudo spring constant of the mechanical vibration system, the mechanical vibration system is configured to compensate for the phase delay. For example, a phase adjuster that operates when a phase delay occurs and compensates for the phase delay is provided. In this way, the phase delay between the first vibration system and the second vibration system can be prevented, so that the phase difference between the vibration system in the horizontal direction and the vertical direction can always be kept at a predetermined value.
[0023]
Further, even when the transmissibility of the first vibration system and / or the second vibration system is reduced, the first predetermined gain and the transmissivity at a frequency at which the disturbance acts are always 1 or more. If the second predetermined gain is determined, that is, if the output displacement is always larger than the static displacement obtained from the command signal, the signal is too small even if the command signal is given. The phenomenon of no vibration 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 conveyed at the maximum conveyance 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. A horizontal vibration displacement detector 33 detects the displacement X of the horizontal vibration system, that is, the first mechanical vibration system 32. The output of the horizontal 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 vertical vibration displacement Y of the second mechanical vibration system 37 is detected by a vertical vibration displacement detector 38, which 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. This horizontal vibration displacement is detected by a horizontal 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 resonant vibration, the phase difference between the force and the displacement is 90 degrees, and the phase delay of the electromagnet 41 in the horizontal direction is also 90 degrees. The phase difference from the input to the displacement X of the first mechanical vibration system 32 is 180 degrees, and the horizontal control system performs self-excited vibration, so that the phase controller 42 of the first controller 39 The set phase difference α 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 a phase advance of 30 degrees.
[0028]
Further, in this embodiment, during the closed loop in which the vibration displacement of the second mechanical vibration system 37 is fed back, the phase delay of the second vibration drive source 36 is compensated. That is, the phase adjuster 27 includes a phase adjuster 27 having a leading element of γ = 90 degrees (this may be a differentiator) and a gain K._k To the output of the second controller 34. This gain K_k For example, in the present embodiment, the value is set to a value several times the spring constant k of the second mechanical vibration system 37.
[0029]
The amplitude adjustment limiter 44 receives an output of the horizontal vibration displacement detector 33 in the horizontal direction (not shown), and the amplitude adjustment limiter 47 receives the output of the vertical vibration displacement (not shown). Each amplitude controller is connected. These amplitude controllers have the same structure, and have a comparator, but a desired amplitude is set at one input terminal, and a horizontal vibration displacement detector 33 is set at the other input. Or the output of the vertical vibration displacement detector 38, 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 DC 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. In addition, 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 even if the resonance frequency changes slightly in the forced vibration from now on, the phase difference does not change. By hardly changing, the horizontal displacement and the vertical displacement are kept at 60 degrees, and the optimum 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 that vibrates 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 displacement of the second mechanical vibration system 37 is detected, and this is detected as the feedback gain K._k And the output r of the second controller 34₂ To form a closed loop.
[0033]
Output r₂ Is negatively fed back, the pseudo spring constant increases and the resonance frequency increases. Therefore, the vertical transmission rate, that is, the output r from the second controller₂ = R₂ Signal r when ′ · sin (ωt)₂ Static displacement E caused by '₂ And output r₂ The ratio with the output displacement Y of the second mechanical vibration system 37 caused by the above (ie, transmission rate = Y / E₂ Is a solid line L in FIG.₂ It becomes a shape as shown by '. The resonance frequency at this time is f₂ '. F₂ Is the natural frequency of the vertical vibration system, that is, the second mechanical vibration system 37, and is represented by a one-dot chain line L₂ These are characteristic curves of the transmissibility in the vertical direction when the output from the vibration displacement detector 38 is not negatively fed back to the second controller 34, that is, when a closed loop is not formed. That is, the transmissibility in the horizontal direction at the drive frequency of the elliptical vibration device 26 is obtained by providing a closed loop that amplifies the detected displacement with a predetermined gain and then performs negative feedback.₂ 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_k 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. In addition, in FIG.₁ Is a natural frequency of the horizontal vibration system, that is, the first mechanical vibration system 32 (which is substantially equal to the drive frequency), and is indicated by a two-dot chain line.₁ Is the horizontal transmission rate, ie the output r from the first controller₁ = R₁ Signal r when ′ · sin (ωt)₁ Static displacement E caused by '₁ And output r₁ The ratio with the output displacement X of the first mechanical vibration system 37 caused by the above (ie, transmission rate = X / E₁ Is the characteristic curve.
[0034]
In this embodiment, such a large disturbance D₁ The displacement of the second mechanical vibration system 37 is detected in the second mechanical vibration system 37 in which the_k A negative feedback is made between the second controller 34 and the second vibration drive source 36 to form a closed loop, the pseudo spring constant of the second mechanical vibration system 37 is increased, and the vertical transmission rate ( This is the transmission rate = Y / E₂ Is small). Therefore, the disturbance D caused by the first vibration drive source 41 that vibrates the first mechanical vibration system 32.₁ Thus, the desired control can be performed more reliably than before. In the present embodiment, the detected displacement of the second mechanical vibration system 37 is represented by the gain K_k Since this is amplified and negatively fed back, the pseudo spring constant increases and the resonance frequency of the second mechanical vibration system 37 increases. In this embodiment, since the phase difference between the force and displacement of the second mechanical vibration system 37 is set to be zero, this phase difference does not change in this case.
[0035]
In addition, L indicated by a dotted line in FIG.₂ "Is the transmission rate when the output from the vertical vibration displacement detector 38 is positively fed back to the second controller (this is the transmission rate = Y / E₂ Is a characteristic curve of f)₂ "" Is the resonance frequency at this time. In this case, the vertical transmission rate at the drive frequency of the elliptical vibration device 26 is a closed loop that positively feeds back after amplifying the detected displacement with a predetermined gain. T₂ To t₀ It drops to. In this way, the influence of disturbance may be reduced by reducing the transmission rate by positive feedback. However, in this case, resonance vibration is performed at a frequency higher than the resonance frequency of the second mechanical vibration system 37 (the drive frequency is the natural frequency f of the first mechanical vibration system 32).₁ Therefore, the phase difference between the force and displacement of the second mechanical vibration system 37 is -180 degrees. In this embodiment, since the phase difference between the force and the displacement of the second mechanical vibration system 37 is set to 0 degree, a phase adjuster for compensating for the phase difference that has changed by reducing the pseudo spring constant, In this case, it is necessary to provide it.
[0036]
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.
[0037]
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 the present 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. 2 is supplied only to the 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 source. The first mechanical vibration system 32 in the horizontal direction is supplied via 41. The output of the horizontal vibration displacement detector 33 is supplied to the second controller 34 as it is, but the output of the vertical vibration displacement detector 38 is supplied to the first controller 39 as a negative feedback signal.
[0038]
The first mechanical vibration system 37 of the present embodiment is resonantly oscillated, and therefore the phase difference between the force and the displacement is 90 degrees, but the second mechanical vibration system 37 is at a frequency several percent lower than the natural frequency. Since it is driven, the phase difference between the force and the displacement is 0 degree. 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. Further, there is a total between the output of the horizontal vibration displacement detector 33, that is, the input of the phase shifter 45 of the second controller 34 that controls the vertical direction and the output of the second mechanical vibration system 37 that is the vertical vibration system. 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 mechanical vibration system 32 and the second mechanical vibration system 37 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 through 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. Accordingly, 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. Therefore, in the present embodiment, the vibration displacement Y of the second mechanical vibration system 37 is detected, and this is obtained as a gain K._k Is negatively fed back to the output from the second controller 34 (that is, the command signal). Therefore, the resonance frequency of the second mechanical vibration system 37 is increased. 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 Therefore, the output displacement Y of the second mechanical vibration system 37, that is, the transmission rate in the vicinity of the natural frequency is reliably reduced. 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 that of the prior art. 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]
In the present embodiment as well, 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. .
[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 horizontal vibration displacement detector 67, which generates a vertical vibration force. Is supplied to the second controller 68 that outputs a command to execute the command. 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 displacement Y of the second mechanical vibration system is detected by the vertical vibration displacement detector 72, and this detected output is negatively fed back to the output of the second controller, as in the first embodiment. Yes.
[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 horizontal 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 in comparison with a predetermined amplitude inside, 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, after the displacement of the second mechanical vibration system 71 is amplified by a predetermined gain, this is negatively fed back to the output of the second controller 68, so that the pseudo spring constant increases and the resonance frequency increases. The transmission rate near the natural frequency of the vibration system 71 is reduced. Therefore, the influence of disturbances near the natural frequency of the second mechanical vibration system 71, for example, disturbances such as the reaction force caused by the exciting force in the horizontal direction by the first vibration driving source, can be reduced as compared with the related art. 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. The present invention can be applied to an elliptical vibration device in which each amplitude is controlled without being supplied to the first controller or the second controller for controlling the vertical direction, that is, the horizontal direction and the vertical direction are controlled in an open loop. Is possible.
[0048]
In the second and third embodiments, the detected displacement 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, and the pseudo spring constant is set. The resonance frequency is increased to increase the resonance frequency. However, as described in the first embodiment, positive feedback may be used to lower the resonance frequency and reduce disturbances near the natural frequency. In short, the transmission rate of disturbance is reduced by changing the spring constant to keep the natural frequency and the resonance frequency away. However, in this case, in the above-described embodiment, the phase difference between the force and displacement of the second mechanical vibration systems 37 and 71 is set to 0 degree, so that it is necessary to adjust the phase. Alternatively, in the above embodiment, if the natural frequency of the second mechanical vibration systems 37 and 71 is set to be several percent lower than the driving frequency and the phase difference between the force and the displacement is set to −180 degrees, the second frequency in the vertical direction is set. Even if the detected displacements of the mechanical vibration systems 37 and 71 are positively fed back to the outputs of the

second controllers

34 and 68 to reduce the pseudo spring constant, the phase difference of the second mechanical vibration systems 37 and 71 does not change. In this case, it is not necessary to adjust the phase.
[0049]
Furthermore, in the above embodiment, the detected displacements of the second mechanical vibration systems 37 and 71 in the vertical direction are negatively fed back to the outputs of the

second controllers

34 and 68. After the magnitude of the command signal applied to the second mechanical vibration system 37 and 71 is determined, the

second controller

34 and 68 and the second controller A positive feedback or a negative feedback may be provided between the mechanical vibration systems 37 and 71. Therefore, for example, instead of positive feedback or negative feedback to the output of the

second controller

34, 68, positive feedback or negative feedback may be provided to the output of the

second power amplifier

35, 69.
[0050]
Further, in the above embodiment, the vibration displacement Y of the second mechanical vibration systems 37 and 71 in the vertical direction is positively or negatively fed back to the output of the

second controllers

34 and 68 that control the vertical direction to form a closed loop. By changing the pseudo spring constant of the second mechanical vibration system 37, the resonance frequency is kept away from the natural frequency, and the vertical transmission rate is reduced. 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 displacement of the first

mechanical vibration systems

32 and 66 in the horizontal direction. Even if Y is fed back to the outputs of the

first controllers

39 and 63 that control the horizontal direction, a closed loop is formed, and the pseudo spring constant of the first mechanical vibration system 37 is changed to reduce the horizontal transmission rate. Good. 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 the disturbance acts on the second mechanical vibration systems 37 and 71 greatly, the respective displacements are fed back to reduce the horizontal transmission rate and the vertical transmission rate. You may make it suppress an influence.
[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]
【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 partial cross-sectional view of an elliptical vibration parts feeder in a conventional example of the present invention.
12 is a plan view taken along line [12]-[12] in FIG.
13 is a bottom view of the elliptical vibration part feeder of FIG. 11. FIG.
[Explanation of symbols]
21 Mechanical vibration system
22 Vibration displacement detection means
23 Vibration drive source
24 Phase adjuster
26 Elliptical vibration device
27 Phase adjuster
31 Elliptical vibration device
32 First mechanical vibration system
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 Vertical vibration displacement detector
A Displacement
D disturbance
D₁     Disturbance
D₂     Disturbance
f₁     Natural frequency of the first mechanical vibration system
f₂     Natural frequency of the second mechanical vibration system
f₂ ′ Resonance frequency of the second mechanical vibration system
f₂ ”Resonant frequency of the second mechanical vibration system
f_n     Natural frequency
f_n ′ Resonance frequency (when pseudo spring constant is increased)
f_n "Resonant frequency (when pseudo spring constant is reduced)
I Gain of vibration drive source
K_k     Feedback gain
k Spring constant
k ”spring constant
k_f     Spring constant
r Command signal
r₁     Command signal
r₂     Command signal
t₀     Transmission rate
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 excitation force; and a first vibration driving source that receives the first excitation force of the first vibration driving 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 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 displacement detection means for detecting the horizontal vibration displacement of the movable part, amplifying the horizontal vibration displacement detected by the first vibration displacement detection means by a first predetermined gain; This is fed back between the first controller and the first vibration drive source to form a first closed loop , so that the first vibration system has a frequency around the natural frequency of the first vibration system. The vibration of the second vibration system is regarded as a disturbance, the pseudo spring constant of the first vibration system is changed, and the resonance frequency of the first vibration system is changed from the natural frequency of the first vibration system to the high frequency side or low frequency. A second vibration displacement detecting means for reducing the transmissibility of the first vibration system and / or detecting the vertical vibration displacement of the movable part by shifting to the side ; Detected The vibration displacement in the direction perpendicular, amplified by a second predetermined gain, which is fed back between the second vibration driving source and the second controller, by forming a second closed loop, the second The 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, changes the pseudo spring constant of the second vibration system, and resonates the second vibration system. An elliptical vibration device characterized by reducing the transmissibility of the second vibration system by shifting the frequency from the natural frequency of the second vibration system to a high frequency side or a low frequency side .

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.

3. 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 first vibration system and / or the second vibration system so that a phase lag does not occur in the first vibration system and / or the second vibration system even if the pseudo spring constant is changed. The elliptical vibration device according to any one of claims 1 to 4, wherein is set.

The phase delay is compensated when a phase delay occurs in the first vibration system and / or the second vibration system by changing the pseudo spring constant. The elliptical vibration device according to claim 4.

The elliptical vibration device according to any one of claims 1 to 6, wherein a transmissibility at a frequency of the acting disturbance is always in a range of 1 or more.

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