JP2005030423A - Vibration removing system - Google Patents

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a vibration removing system capable of suitably intercepting transmission of vibration on a piping system arranged on a pump or the like. <P>SOLUTION: The vibration removing system 100 is mainly provided with a metallic wavy bellows 105, a pair of annular flange 101 connected with each end of the wavy bellows 105, and an annular inertia member 104 elastically supported on each flange 101 at a roughly intermediate position of the wavy bellows 105 to an axial direction via both of a cylindrical pedestal 102 and a vibration-resistant rubber 103. When external vibration is added on the wavy bellows 105 of the vibration removing system 100 via the flange 101, the inertia member 104 is to be vibrated while resisting to elastic force of the vibration-resistant rubber 103. Therefore, vibration for the inertia member 104 and the wavy bellows 105 are offset each other, and vibration in the whole system can be reduced. <P>COPYRIGHT: (C)2005,JPO&NCIPI

Description

【数２】

ただし、上記数式（１）、（２）においては、
ｋ（Ｎ／Ｍ）：ゴム環４０２のバネ定数
ｍ_１（ｋｇ）：ターボ分子ポンプ２０４の質量
Ｆ_ｔ（Ｎ）：伝達力
Ｆ_０（Ｎ）：加振力
ｆ_ｎ（Ｈｚ）：固有振動数
ｆ（Ｈｚ）：加振力周波数
である。
【００１０】
また、波形ベローズ４０６は、ステンレス等の金属製の薄板材で形成されており、これにより、高周波領域において、特有の定まった周期で振動量が大きくなるサージング現象が発生する。図１４では、電磁加振器に対し可撓管２０３を軸方向が垂直になるように固定し、上端に質量を載荷し下端を加振して振動伝達率を実測した値が示されている。同図１４では、振動が波形ベローズ４０６を直通し、いくつかの共振点において振動量が大きくなる現象が発生している。
【００１１】
次に、上述した電子顕微鏡等に適用される除振装置に代えて、極低温装置や空調用ポンプ等に適用される除振装置について説明する。ここで、極低温装置や空調用ポンプ等に用いられる除振装置は、ポンプ等を可撓管が支持する構造ではなく、可撓管におけるポンプ側及び装置本体側が共に固定されている。
【００１２】
まず、極低温装置に適用される除振装置について説明する。
図１５に示すように、極低温装置７０１は、支持プレート７０８を介して立上り基礎７０２上にボルト７０９により固定支持されている。極低温装置は、一般に防振機構を介して基礎上に支持されるが、可撓管周辺の防振系の構成をより把握し易くするために、極低温装置本体が基礎上に固定されているものとして説明を行う。可撓管７０４の一端部は、極低温装置本体に接合された配管７０３ａに連結されている。可撓管７０４の他端部は、ポンプ７０６に接合された配管７０３ｂに連結されている。この配管７０３ｂは、Ｕバンド７０５によって壁７０７に固定されている。
【００１３】
次に、空調用ポンプに適用される除振装置について説明する。
図１６に示すように、吐出側配管８０１ａ及び吸入側配管８０１ｂと、空調用ポンプ８０３との間に、可撓管８０２が介挿されている。また、可撓管８０２は、空調用ポンプ８０３や配管架台８０４に固定されている。ここで、空調用ポンプ８０３から吸入側配管８０１ｂ及び吐出側配管８０１ａへの振動伝達は、可撓管８０２によって防振されている。
【００１４】
上記図１５及び図１６に示した除振装置を図１７に示す防振系のモデル図により考察してみる。
空調用ポンプ９０３は、固定されていても、ある振動振幅（ｕ＝ｕ_０ｓｉｎ２πｆｔ）にて振動する。可撓管９０２を経由して装置ないしは建物躯体９０１に伝達される伝達力は次式の通りである。
【数３】

ｕ_０（Ｍ）：振動振幅
【００１５】
ここで、可撓管の両端が固定されていても、真空の圧縮力ないしは内圧力による伸張力に対する弾性体のストッパーは一般に具備されている。何故なら、可撓管の両端が固定されていても、ストッパー機構がないと、フランジの両端に連結している装置ないしは配管に大きな圧縮力ないしは伸張力が作用し、フランジの両端に連結している装置ないし配管に変形をもたらすからである。
【００１６】
そこで、真空配管であれば、上記図１２に示したような構造の可撓管２０３が一般に用いられるが、可撓管に伸張力や圧縮力が作用する場合、図１８に例示される構造の可撓管１０００が例えば使用される。同図１８に示すように、防振ゴム１００１は、中空に構成されており、ボルト１００３を貫通させて金具１００２に固定されている。この可撓管１０００は、内圧、真空どちらが作用しても比較的良好な防振特性が得られる。
【００１７】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、上述してきた構成の除振装置には、次のような課題がある。
すなわち、上記図１１ないし図１２で示した除振装置の使用状況において、一般に真空引きの際に波形ベローズ４０６に加わる圧縮力Ｐ（図１１参照）が、ターボ分子ポンプ２０４の重量よりも大きな値になる。したがって、ゴム環４０２のばね定数は、当該圧縮力に基づいて決定される。例えば、可撓管２０３の波形ベローズ４０６の有効径が２００ｍｍ、ターボ分子ポンプ２０４の重量が１２０Ｎ、圧縮力が３０７７Ｎである場合、上記数式（１）によって、固有振動数を求めると、ｆ_ｎ＝５０Ｈｚといった大きな固有振動数となってしまう。したがって、数式（２）より与えられた加振力周波数ｆに対する振動伝達率Ｔ_ｒが小さな値にならず、良好な防振効果が得られない。
【００１８】
つまり、ゴム環４０２が装着された波形ベローズ４０６では、この波形ベローズ４０６が本来持つバネ的特性が有効に機能せず、効果的な防振特性を得ることが困難になる。詳述すると、圧縮力の存在がなく、ターボ分子ポンプ２０４の重量を支持するだけであれば、その防振系の固有振動数ｆ_ｎは、一般に１０〜２０Ｈｚ程度の小さな値になる。この場合、振動数比ｆ／ｆ_ｎは、大きくなり、振動伝達率Ｔ_ｒが小さな値になる。すなわち、図１１ないし図１２で示すような使用状況において、振動伝達率を低下させるための構造上の改善が求められている。
【００１９】
また、ターボ分子ポンプ２０４の運転時に発生する５００〜１２００Ｈｚの高周波振動においては、ｆ_ｎ＝５０Ｈｚと大きな値を設定しても、ｆ／ｆ_ｎ≫１より
【数４】

となる。
上記数式４で与えられた固有振動数ｆ_ｎに対し、加振力周波数ｆを２倍（１オクターブ［ｏｃｔ］）にした場合には、−１２ｄＢの傾斜で小さくなる。ここで、図１９において、固有振動数ｆ_ｎ＝４３．１Ｈｚにおける振動伝達率Ｔ_ｒの実測値Ｃと計算値Ｄとを示す。１５０Ｈｚ以上の領域において、上記数式（４）と理論的に一致する−１２Ｂの傾斜が得られているが、それ以上の性能は理論上からも得られないという必然の制限がある。
【００２０】
すなわち、電子顕微鏡等に例えば適用される図１２で示したような構造を採る除振装置では、振動伝達率を低下させるための構造上の改善が求められている。また、極低温装置や空調用ポンプ等に適用される図１８でしたような構造を採る除振装置においても、防振特性を向上させるためのさらなる改善が期待されている。
【００２１】
そこで本発明は、このような課題を解決するためになされたもので、ポンプ等に設けられた配管システムの振動伝達を好適に遮断する除振装置の提供を目的とする。
【００２２】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために、本発明に係る除振装置は、ベローズの各端部にフランジが設けられた可撓管と、前記可撓管の前記各フランジ間の所定位置に前記ベローズの外径部から離間した状態で配置された慣性部材と、前記慣性部材を両側から弾性的に挟持するように前記可撓管の前記各フランジ間に介挿された弾性支持部材とを具備することを特徴とする。
【００２３】
また、本発明に係る除振装置においては、前記可撓管の前記ベローズが、金属製の波形ベローズであって、該波形ベローズの軸直角方向のバネ定数が、軸方向のバネ定数のほぼ５倍以下になるように、該波形ベローズの有効長さが有効直径の１／２以上であることが望ましい。
【００２４】
さらに、本発明に係る除振装置において、前記波形ベローズに生じるサージング現象が抑制されるように該波形ベローズの外周部に粘弾性体を取り付けてもよい。
【００２５】
また、本発明に係る除振装置においては、比重７以上の金属材料を環状に形成し前記可撓管のベローズを包囲する位置に配置するとともに、複数の防振ゴムを弾性支持部材として適用し、これらの防振ゴムを各フランジ上にスペ−サを介して取り付けるようにしてもよい。
【００２６】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を図面に基づき説明する。
図１は、本発明の一実施形態に係る除振装置を示す斜視図、図２は、この除振装置に設けられた慣性部材の構造を示す図、図３は、図１の除振装置を搭載した振動系のモデル図である。ここで、図２（ａ）は、慣性部材の側面図であり、図２（ｂ）は、慣性部材の正面図である。
【００２７】
これらの図に示すように、この除振装置１００は、例えば電子顕微鏡と、その電子顕微鏡の鏡筒部を真空にするためのターボ分子ポンプ等とを連結する除振配管システムである。すなわち、除振装置１００は、金属製の波形ベローズ１０５の各端部に一対のリング状のフランジ１０１が接合された可撓管と、波形ベローズ１０５の軸方向のほぼ中間位置（各フランジ１０１間の中間位置）に、波形ベローズ１０５の外径部から離間した状態で配置された慣性部材１０４と、慣性部材１０４を両側から弾性的に挟持するように、スペーサとしての複数の円柱状の台座１０２を介し各フランジ１０１間に介挿された弾性支持部材としての複数の防振ゴム１０３とから構成されている。
【００２８】
一対のフランジ１０１は、鏡筒部２０１又はターボ分子ポンプ２０４にそれぞれ接合される。台座１０２は、一方のフランジ１０１上の内側面（他方のフランジと対向する側の面）から、他方のフランジ１０１側（慣性部材１０４側）に突出するように、その基端部が、各フランジ１０１上の内側面にボルト１０９によって取り付けられている。また、台座１０２は、リング状のフランジの表面上に９０度の間隔をおいて各々４つずつ立設されている。防振ゴム１０３は、個々の台座１０２の先端部から各々突出するように取り付けられており、慣性部材１０４を両側から挟持するかたちで、これを弾性的に支持している。
【００２９】
慣性部材１０４は、図２に示すように、リング状の部材を径方向に２分割したかたちの２ピース構造である。各ピースを構成する一対の半円リング１０４ａは、その端部どうしが連結金具１０６を介してボルト１０７及びナット１０８により互いに連結されている。リング型構造のこのような慣性部材１０４の内径は、波形ベローズ１０５の最外径よりも大きく形成されている。すなわち、慣性部材１０４は、その内径部分が、波形ベローズ１０５の最外径部から径方向に離間するかたちで防振ゴム１０３によって弾性的に支持されている。また、慣性部材１０４の構成材料としては、例えばステンレス鋼（約比重７．９）、鉄（比重７．９）、又は銅（比重８．９）等、比較的比重の大きい材料が例示される。また、上記環状の慣性部材１０４を、上記リング型構造に代えて、例えば正方形や矩形の辺部どうしを連結したかたちの角型の環状構造としてもよい。
【００３０】
ここで、本実施形態の除振装置１００を図３に示す防振系のモデル図により考察してみる。
除振装置１００は、２自由度系の防振構造を有しており、加振力Ｆ_０と伝達力Ｆ_ｔとの比率、振動伝達率Ｔ_ｒ（ｄＢ）は下記のように求められる。
【数５】

ここで、
ｍ_１（ｋｇ）：慣性部材１０４の質量
ｍ_２（ｋｇ）：ターボ分子ポンプ２０４の質量
ｋ_１（Ｎ／Ｍ）：電子顕微鏡側と慣性部材１０４との間の防振ゴム１０３のバネ定数
ｋ_２（Ｎ／Ｍ）：ターボ分子ポンプ２０４側と慣性部材１０４との間の防振ゴム１０３のバネ定数。
ｆ_１（Ｈｚ）：ｍ_１−ｋ_１系の固有振動数
ｆ_２（Ｈｚ）：ｍ_２−ｋ_２系の固有振動数
ｆ（Ｈｚ）：ターボ分子ポンプ２０４が発生させる加振力周波数
である。
また、一般にｋ_１＝ｋ_２である。
質量比νの値は、ｍ_２の値が小さい場合は０．３程度、ｍ_２の値が大きい場合は３程度の値になり得る。
【００３１】
ただし、図３においては、電子顕微鏡の鏡筒部２０１とターボ分子ポンプ２０４とを直接連結する波形ベローズ１０５の構成は省略されている。波形ベローズの１０５のばね定数は、上記防振ゴム１０３のばね定数の概ね２０％以下であり無視できる値である。
【００３２】
詳細には、図４に示すように、波形ベローズ１０５の有効径が９５ｍｍで且つ有効長さが９５ｍｍの場合、波形ベローズ１０５の軸方向のばね定数Ｋ_ｂＶと、軸直角方向のばね定数Ｋ_ｂＨとは、それぞれ
軸方向 Ｋ_ｂＶ＝ ８Ｎ／ｍｍ
軸直角方向 Ｋ_ｂＨ＝１２Ｎ／ｍｍ
である。
【００３３】
また、図３、図４において、防振ゴム１０３の材料として最もばね作用の軟らかい防振材料を選択した場合でも、防振ゴム１０３の軸方向のばね定数Ｋ_ｒＶと、軸直角方向のばね定数Ｋ_ｒＨとは、それぞれ
軸方向 Ｋ_ｒＶ＝２００Ｎ／ｍｍ
軸直角方向 Ｋ_ｒＨ＝ ８５Ｎ／ｍｍ
程度の値である。
【００３４】
ここで、波形ベローズ１０５の有効径が１００ｍｍの場合と２００ｍｍの場合とについて考察を行う。
（波形ベローズ１０５の有効径が１００ｍｍの場合）
波形ベローズ１０５に加わる圧縮力Ｐ＝７７０Ｎ、圧縮力Ｐを４個の防振ゴム１０３で支持すると、概ねバネ定数ｋ_２＝８０ｋＮ／Ｍ（防振ゴム１個）、ターボ分子ポンプ２０４の質量ｍ_２は、９〜３３ｋｇくらいであるので ｍ_２−ｋ_２系の固有振動数ｆ_２＝３０〜１６Ｈｚ程度とみてよい。慣性部材１０４の質量ｍ_１は、ターボ分子ポンプ２０４が軽い場合で、最大ν＝３として約３０Ｋｇ、最小ν＝０．３として３Ｋｇである。ポンプ質量が大きいとν＝０．３〜１として中間質量ｍ_１は、１０〜３０Ｋｇである。ｋ_１＝ｋ_２とすればｆ_１＝ｆ_１＝１６〜５０Ｈｚ位である。
【００３５】
（波形ベローズ１０５の有効径が２００ｍｍの場合）
圧縮力Ｐ＝３０７７Ｎ、バネ定数ｋ_２＝２２０ｋＮ 、ｍ_２＝１２〜５０ｋｇ、ｍ_１＝４〜５０ｋｇである。
ｋ_１＝ｋ_２とすると、ｆ_２＝４３〜２１Ｈｚ、ｆ_１＝７５〜２１Ｈｚである。
【００３６】
振動伝達率Ｔ_ｒ（ｄＢ）を小さくするには、ｆ_１、ｆ_２をできるだけ、小さくして与えられたｆに対する比率ｆ／ｆ_１、ｆ／ｆ_２を大きくすることである。除振装置を適宜設定し、ｆ_１、ｆ_２を３０〜４０Ｈｚにすると、１００〜１５０Ｈｚ以上の加振力周波数ｆに対しては、ｆ／ｆ_１≫１、ｆ／ｆ_２≫１となり数式（５）は、
【数６】

となる。
上記数式（６）の分母の第２項 は、ν・ｆ_２／ｆ_１ ^２の２乗であるので、第１項の４乗に対し高周波数領域ではその値を無視できる。
上記数式（６）より、高周波領域では、周波数が２倍になるに従い、振動伝達率Ｔ_ｒは、−２４ｄＢでその伝達率曲線が降下する。ここで、図５において、２自由度系の除振装置における振動伝達率Ｔ_ｒの実測値Ａと計算値Ｂとを示す。なお、図１９で示した１自由度系の除振装置の実測値Ｃを同図５上に示す。加振力の周波数ｆは、３００Ｈｚ以上の領域においては、測定器の感度等の要素により、計算値Ｂと実測値Ａとに僅かにずれが生じているが、３００Ｈｚ以下の領域では、理論的に一致する値が得られている。
【００３７】
次に、防振系を理想的に設計した２自由度系の除振装置１００の振動伝達率Ｔ_ｒを図６に示す。なお、ｋ_１＝ｋ_２とする。図１３に示した１自由度系の除振装置は、固有振動数ｆ＝２０Ｈｚが得られたものとし、これを計算値Ｃで示す。さらに、ｆ_１＝ｆ_２＝２０Ｈｚとする。ここで、除振装置１００が、ｍ_１＝ｍ_２（υ＝１）である場合を計算値Ｂで示し、ｍ_１＝ｍ_２／２（ν＝ｍ_２／ｍ_１＝２）である場合を計算値Ａで示す。
【００３８】
同図６のグラフから明らかなように、５０Ｈｚ以上の領域においては、２自由度系の除振装置１００の振動伝達率Ｔ_ｒが、１自由度系の除振装置の振動伝達率Ｔ_ｒよりも小さく、また、その降下率も１自由度系の除振装置で−１２ｄＢ、２自由度系の除振装置１００で−２４ｄＢであり、明白な除振特性の差が認められる。詳細には、慣性部材１０４の質量の大きい計算値Ｂは、質量の小さい計算値Ａよりも良好な除振特性を示している。
【００３９】
さらに、本実施形態の除振装置１００を、上記図１５、図１６にて示した極低温装置や空調用ポンプ等に適用した場合について考察してみる。図７は、その防振系のモデル図である。同図に示すように、慣性部材１０４が振動する際の慣性力ｍｕ_ａ（２πｆ）^２によって、防振すべき装置側への伝達力が減少する。振動系の固定部分もｕ_０ｓｉｎ（２πｆｔ）の振動が生じていることから、このシステムも２自由度系の除振システムである。防振対象の極低温装置や空調用ポンプ等への振動伝達力Ｆ_ｔを以下に示す。
【００４０】
ここで、加振力：Ｆ_ｔ０＝ｕｋ（図７参照）
ｕは、固定部分の振動振幅
【数７】

同図７において、ｋ_１＝ｋ_２＝ｋとし防振対象の装置への振動伝達力Ｆ_ｔ（＝ｋ×ｕ_ａ）とすると、振動伝達力の比率Ｔ_ｒは、
【数８】

ここで、ｆ_ｎ＝２０Ｈｚにおける振動伝達率Ｔ_ｒを図８に示す。
【００４１】
さらに、良好な除振特性が得られる波形ベローズ１０５の形状について説明する。図４に示したように、有効径９５ｍｍの波形ベローズ１０５の長さが１／２になると、軸方向のばね定数Ｋ_ｂＶは、２倍になるが、軸直角方向のばね定数Ｋ_ｂｈは、ほぼ１桁増加する。すなわち、除振装置１００本体の長さが、波形ベローズ１０５の有効径以上であれば、波形ベローズ１０５のばね定数を理論式の取扱い上無視することができ、防振ゴム１０３のばね定数自体を除振装置１００の系のばね定数として考えることができる。
【００４２】
したがって、波形ベローズ１０５の長さは、有効径程度が理想であるが、少なくとも有効径の１／２以上であることが望ましい。図４に例示される如く、波形ベローズ１０５の長さが有効径の１／２であると、波形ベローズ１０５の軸直角方向のばね定数Ｋ_ｂＨと、防振ゴム１０３の軸直角方向のばね定数Ｋ_ｒＨがほぼ等しくなる。したがって、先に述べた如く、理論式上、波形ベローズのばね定数を軸直角方向については無視できず、本発明の防振効果は低減されるが、図４に示される如く、軸直角方向の合計ばね定数Ｋ_ｂＨ＋Ｋ_ｒＨは、なお、軸方向の合計ばね定数Ｋ_ｂＶ＋Ｋ_ｒＶよりも小さく、軸軸直角方向の防振性能は、決定的に損なわれることはないと考えられる。
【００４３】
さらに、本実施形態の除振装置１００において、サージングの発生を防止する方法としては、例えば、波形ベローズ１０５の外周部分にゴム状の粘弾性体を接触させること等が有効である。上記図１４で示したサージング発生例は、有効径８０ｍｍの波形ベローズを適用した場合のデータである。このサイズの波形ベローズの全周、全長に厚さ１ｍｍのゴムシートを軽く巻いて、サージングを防止した実測例を図９に示す。ゴムシートを追加し波形ベローズのバネ定数が大きくなったことで、図１４であらわれていた１次の共振点４０Ｈｚが、４４．３７Ｈｚまで増加したものの、いくつかの高次の共振は防止されている。
【００４４】
このように構成された本実施形態の除振装置１００では、波形ベローズ１０５に外部から振動が加わった場合に、防振ゴム１０３の弾性力に抗しつつ慣性部材１０４が振動することになる。これにより、慣性部材１０４の振動と、波形ベローズ１０５の振動とが相殺（キャンセル）され、系全体の振動を低減させることができる。つまり、慣性部材１０４と防振ゴム１０３とは、振動系のローパスフィルタとして機能し、概ね５０〜１００Ｈｚ以上の高周波振動を遮断する。したがって、除振装置１００によれば、ポンプ等に設けられた配管システムの振動伝達を好適に遮断することができる。
【００４５】
以上、本発明を上記各実施の形態により具体的に説明したが、本発明はこれらの実施形態にのみ限定されるものではなく、その要旨を逸脱しない範囲で種々変更可能である。すなわち、本発明を次のような実施形態として実現することもできる。
【００４６】
（本発明の他の実施形態）
本発明の他の実施形態を図１０に基づき説明する。ここで、図１０（ａ）は、他の実施形態に係る除振装置を波形ベローズの径方向からみた断面図、図１０（ｂ）は、除振装置を軸方向からみた図である。
すなわち、この除振装置では、一対のフランジ２１１に波形ベローズ２１２が溶接されている。例えばゴム製の２分割された弾性支持部材２１６は、締付けバンド２１３、ボルト２１９、ナット２２０によって、一体に組立てられている。弾性支持部材２１６には、同様に２分割された慣性部材２１４が接着されている。
【００４７】
弾性支持部材２１６には、突起２１５が設けられている、突起２１５は、低荷重で波形ベローズ２１２に接触するように配置され、これにより、振動減衰性能を波形ベローズ２１２に与えている。フランジ２１１と慣性部材２１４との間には、鎖２１７がボルト２１８によって取付けられている。真空状態でない場合、例えばターボ分子ポンプ等の重量をこの鎖２１７で支持することができる。真空状態になると、弾性支持部材２１６が圧縮変形し、鎖２１７が弛むため振動の遮断を阻害するおそれがない。したがって、この実施形態においても、ポンプ等に設けられた配管システムの振動伝達を好適に遮断することができる。
【００４８】
【発明の効果】
以上説明したように、本発明によれば、ポンプ等に設けられた配管システムの振動伝達を好適に遮断する除振装置を提供することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施形態に係る除振装置を示す斜視図である。
【図２】図１の除振装置に設けられた慣性部材の構造を示す図である。
【図３】図１の除振装置を搭載した振動系のモデル図である。
【図４】図１の除振装置が備える波形ベローズの有効長さとばね定数との関係を示す図である。
【図５】図１の除振装置に関する振動伝達率の特性を示す図である。
【図６】図１の除振装置を搭載した振動系において防振特性を理想的に設定した場合の除振装置の振動伝達率の特性を示す図である。
【図７】図１の除振装置を極低温装置等に搭載した振動系のモデル図である。
【図８】図１の除振装置を搭載した振動系において固有振動数を２０Ｈｚに設定した場合の振動伝達率の特性を示す図である。
【図９】図１の除振装置にサージング発生の防止機構を追加した場合の振動伝達率の特性を示す図である。
【図１０】本発明の他の実施形態に係る除振装置を示す図である。
【図１１】従来の除振装置が電子顕微鏡に搭載された形態を示す図である。
【図１２】図１の除振装置（可撓管）の構造を示す図である。
【図１３】図１１に示した振動系のモデル図である。
【図１４】図１２の除振装置におけるサージング発生を説明するための図である。
【図１５】従来の除振装置が極低温装置に搭載された形態を示す図である。
【図１６】従来の除振装置が空調用ポンプに搭載された形態を示す図である。
【図１７】図１５又は図１６に示した振動系のモデル図である。
【図１８】図１６の空調用ポンプ等に適用される除振装置の構造を示す図である。
【図１９】従来の除振装置における振動伝達率の特性を示す図である。
【符号の説明】
１００…除振装置、１０１，２１１…フランジ、１０２…台座、１０３…防振ゴム、１０４，２１４…慣性部材、１０５，２１２…波形ベローズ、２０１…鏡筒部、２０４…ターボ分子ポンプ、２１５…突起、２１６…弾性支持部材。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a vibration isolation device applied to a piping system such as a turbo molecular pump or an air conditioning pump provided in an electron microscope or a cryogenic device, for example.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, flexible pipe joints are generally used when connecting devices that generate vibration during operation, such as vacuum pumps and internal pressure pumps, and devices that hardly allow vibration to the device body, such as electron microscopes. A piping system is used. That is, in this piping system, transmission of vibration from a vacuum pump or the like to an electron microscope or the like is interrupted by interposing a flexible pipe joint such as stainless bellows or rubber. As such a piping system, for example, a vibration isolator having a mechanism in which the holding portion of the flexible pipe swings three-dimensionally during vibration so that the flexible characteristic of the flexible pipe joint itself is sufficiently exhibited. A piping system is known (see, for example, Patent Document 1).
[0003]
[Patent Document 1]
JP-A-8-145270 (page 3-5, FIGS. 1 and 2)
[0004]
Here, an example of a conventional vibration isolator mounted on the piping system will be described with reference to FIGS. 11 schematically shows the arrangement of the vibration isolator, FIG. 12A is a plan view of the flexible tube constituting the vibration isolator, and FIG. 12B is a side view of the flexible tube. FIG. 13 and FIG. 13 are model diagrams of the vibration system of this vibration isolation device.
[0005]
That is, in this vibration isolator, as shown in FIG. 11, for example, a turbo molecular pump 204 is attached to the lower part of the lens barrel part 201 via the flexible tube 203 in order to evacuate the lens barrel part 201 of the electron microscope. It has been. The lens barrel portion 201 to which the turbo molecular pump 204 is attached is fixed to the support base 205 with bolts 206 and nuts 207 via the holding plate 202. The turbo molecular pump 204 has a mass of about 7 to 70 kg and a rotational speed of, for example, 500 to 1200 Hz.
[0006]
As shown in FIGS. 12A and 12B, the main portion of the flexible tube 203 is configured by a corrugated bellows 406. At each end of the corrugated bellows 406, a pair of ring-shaped flanges 401 joined to the lens barrel 201 or the turbo molecular pump 204 are welded. A rubber ring 402 is interposed between the pair of flanges 401 so as to surround the circumferential surface of the corrugated bellows 406. Here, the spring constant of the rubber ring 402 is set so that the inside of the corrugated bellows 406 becomes negative pressure when the turbo molecular pump 204 is operated, and the corrugated bellows 406 does not contract (plastically deform) beyond the elastic limit. .
[0007]
The rubber ring 402 has a slit formed in the axial direction thereof, and is attached so as to expand the slit and surround the corrugated bellows 406 from the outside. Further, the rubber ring 402 is fastened from the outside to the corrugated bellows 406 side by a ring-shaped band 403 formed of a thin steel plate. The band 403 is constituted by a two-piece semicircular ring, and ends of the semicircular rings are fastened to each other by bolts 405 and nuts 408.
[0008]
In addition, metal fittings 407a and 407b are welded to the pair of flanges 401 so as not to be spaced apart from each other by a predetermined distance or more. That is, the metal fittings 407a and 407b function as a stopper for preventing the corrugated bellows 406 from being plastically deformed in the extending direction due to the weights of the turbo molecular pump 204 and the flexible tube 203 themselves.
[0009]
Here, the vibration isolator will be considered with reference to a model diagram of a vibration isolation system shown in FIG.
That is, the turbo molecular pump 204 has an excitation force F having an excitation force frequency f (Hz).₀(N) is generated. The lens barrel 201 receives the vibration attenuated by the flexible tube 203 as a vibration isolating material, and the transmission force F._tActs as Such a vibration system is a so-called one-degree-of-freedom vibration isolation system because the mass position of a single member is determined by a single coordinate z.
Natural frequency f of this vibration isolator_nAnd the vibration transmissibility dB are shown in the following equation.
The vibration transmissibility is generally set to 1-20 dB as 1/10.
[Expression 1]

[Expression 2]

However, in the above formulas (1) and (2),
k (N / M): the spring constant of the rubber ring 402
m₁(Kg): Mass of turbo molecular pump 204
F_t(N): Transmitting power
F₀(N): Excitation force
f_n(Hz): Natural frequency
f (Hz): Excitation force frequency
It is.
[0010]
Further, the corrugated bellows 406 is made of a thin metal plate such as stainless steel, which causes a surging phenomenon in which the vibration amount increases at a specific fixed period in a high frequency region. FIG. 14 shows a value obtained by actually measuring the vibration transmissibility by fixing the flexible tube 203 to the electromagnetic vibrator so that the axial direction is vertical, loading a mass on the upper end, and vibrating the lower end. . In FIG. 14, the phenomenon that the vibration passes directly through the waveform bellows 406 and the amount of vibration increases at several resonance points occurs.
[0011]
Next, instead of the above-described vibration isolator applied to the electron microscope or the like, a vibration isolator applied to a cryogenic device, an air conditioning pump, or the like will be described. Here, the vibration isolator used for the cryogenic device, the air conditioning pump, or the like does not have a structure in which the flexible tube supports the pump or the like, and both the pump side and the device main body side of the flexible tube are fixed.
[0012]
First, a vibration isolation device applied to a cryogenic device will be described.
As shown in FIG. 15, the cryogenic device 701 is fixedly supported by a bolt 709 on a rising foundation 702 via a support plate 708. The cryogenic device is generally supported on the foundation via an anti-vibration mechanism, but in order to make it easier to grasp the configuration of the anti-vibration system around the flexible tube, the cryogenic device body is fixed on the foundation. The explanation will be made assuming that One end of the flexible tube 704 is connected to a pipe 703a joined to the cryogenic apparatus main body. The other end of the flexible tube 704 is connected to a pipe 703 b joined to the pump 706. The pipe 703 b is fixed to the wall 707 by a U band 705.
[0013]
Next, the vibration isolator applied to the air conditioning pump will be described.
As shown in FIG. 16, a flexible tube 802 is interposed between the discharge side piping 801 a and the suction side piping 801 b and the air conditioning pump 803. Further, the flexible tube 802 is fixed to the air conditioning pump 803 and the pipe mount 804. Here, vibration transmission from the air conditioning pump 803 to the suction side pipe 801b and the discharge side pipe 801a is prevented by a flexible pipe 802.
[0014]
Consider the vibration isolator shown in FIG. 15 and FIG. 16 with reference to the model diagram of the vibration isolation system shown in FIG.
Even if the air-conditioning pump 903 is fixed, a certain vibration amplitude (u = u₀sin2πft). The transmission force transmitted to the device or the building frame 901 via the flexible tube 902 is as follows.
[Equation 3]

u₀(M): Vibration amplitude
[0015]
Here, even if both ends of the flexible tube are fixed, an elastic stopper is generally provided against a compressive force of vacuum or an extension force due to internal pressure. This is because, even if both ends of the flexible tube are fixed, if there is no stopper mechanism, a large compressive force or stretching force acts on the device or pipe connected to both ends of the flange, and it is connected to both ends of the flange. This is because it causes deformation in the existing equipment or piping.
[0016]
Therefore, in the case of vacuum piping, the flexible tube 203 having the structure shown in FIG. 12 is generally used. However, when an extension force or a compression force is applied to the flexible tube, the structure illustrated in FIG. For example, a flexible tube 1000 is used. As shown in FIG. 18, the anti-vibration rubber 1001 is configured to be hollow, and is fixed to the metal fitting 1002 through a bolt 1003. The flexible tube 1000 can obtain relatively good vibration isolation characteristics regardless of whether the internal pressure or the vacuum acts.
[0017]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, the vibration isolator configured as described above has the following problems.
That is, in the usage situation of the vibration isolator shown in FIGS. 11 to 12, generally, the compression force P (see FIG. 11) applied to the corrugated bellows 406 during evacuation is larger than the weight of the turbo molecular pump 204. become. Therefore, the spring constant of the rubber ring 402 is determined based on the compression force. For example, when the effective diameter of the corrugated bellows 406 of the flexible tube 203 is 200 mm, the weight of the turbo molecular pump 204 is 120 N, and the compression force is 3077 N, the natural frequency is obtained by the above equation (1), f_n= Large natural frequency such as 50 Hz. Therefore, the vibration transmissibility T with respect to the excitation force frequency f given by Equation (2)_rDoes not become a small value, and a good anti-vibration effect cannot be obtained.
[0018]
That is, in the corrugated bellows 406 to which the rubber ring 402 is attached, the spring characteristic inherent to the corrugated bellows 406 does not function effectively, and it becomes difficult to obtain effective vibration isolation characteristics. More specifically, if there is no compressive force and only supports the weight of the turbo molecular pump 204, the natural frequency f of the vibration isolating system will be described._nIs generally a small value of about 10 to 20 Hz. In this case, the frequency ratio f / f_nBecomes larger and the vibration transmissibility T_rBecomes a small value. That is, in the usage situation as shown in FIG. 11 to FIG. 12, there is a demand for structural improvement for reducing the vibration transmissibility.
[0019]
Further, in the case of high frequency vibration of 500 to 1200 Hz generated during operation of the turbo molecular pump 204, f_n= F / f even if a large value is set to 50 Hz_n>> From 1
[Expression 4]

It becomes.
Natural frequency f given by Equation 4 above_nOn the other hand, when the excitation force frequency f is doubled (1 octave [oct]), it decreases with an inclination of −12 dB. Here, in FIG. 19, the natural frequency f_n= Vibration transmissibility T at 43.1 Hz_rMeasured value C and calculated value D are shown. In the region of 150 Hz or higher, an inclination of −12B, which theoretically agrees with the above formula (4), is obtained, but there is an inevitable limitation that further performance cannot be obtained theoretically.
[0020]
That is, in the vibration isolator adopting the structure as shown in FIG. 12, which is applied to an electron microscope or the like, there is a demand for structural improvements for reducing the vibration transmissibility. Further, in the vibration isolator adopting the structure as shown in FIG. 18 applied to a cryogenic device, an air conditioning pump, and the like, further improvement for improving the vibration isolation characteristics is expected.
[0021]
Therefore, the present invention has been made to solve such a problem, and an object of the present invention is to provide a vibration isolation device that suitably cuts off vibration transmission of a piping system provided in a pump or the like.
[0022]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, a vibration isolator according to the present invention includes a flexible tube provided with a flange at each end of the bellows, and an outer portion of the bellows at a predetermined position between the flanges of the flexible tube. An inertia member disposed in a state of being separated from the diameter portion, and an elastic support member interposed between the flanges of the flexible tube so as to elastically sandwich the inertia member from both sides. Features.
[0023]
In the vibration isolator according to the present invention, the bellows of the flexible tube is a metal corrugated bellows, and the spring constant in the direction perpendicular to the axis of the corrugated bellows is approximately 5 of the spring constant in the axial direction. It is desirable that the effective length of the corrugated bellows is ½ or more of the effective diameter so as to be twice or less.
[0024]
Furthermore, in the vibration isolator according to the present invention, a viscoelastic body may be attached to the outer peripheral portion of the corrugated bellows so that the surging phenomenon that occurs in the corrugated bellows is suppressed.
[0025]
In the vibration isolator according to the present invention, a metal material having a specific gravity of 7 or more is formed in an annular shape so as to surround the bellows of the flexible tube, and a plurality of vibration isolating rubbers are applied as elastic support members. These anti-vibration rubbers may be mounted on each flange via a spacer.
[0026]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
1 is a perspective view showing a vibration isolator according to an embodiment of the present invention, FIG. 2 is a diagram showing a structure of an inertia member provided in the vibration isolator, and FIG. 3 is a vibration isolator of FIG. It is a model figure of the vibration system which mounts. Here, FIG. 2A is a side view of the inertia member, and FIG. 2B is a front view of the inertia member.
[0027]
As shown in these drawings, the vibration isolation device 100 is a vibration isolation piping system that connects, for example, an electron microscope and a turbo molecular pump or the like for evacuating a lens barrel portion of the electron microscope. That is, the vibration isolator 100 includes a flexible tube in which a pair of ring-shaped flanges 101 are joined to each end of a metal corrugated bellows 105, and a substantially intermediate position in the axial direction of the corrugated bellows 105 (between each flange 101). Of the corrugated bellows 105 in a state of being separated from the outer diameter portion of the corrugated bellows 105, and a plurality of columnar pedestals 102 as spacers so as to elastically hold the inertia member 104 from both sides. And a plurality of anti-vibration rubbers 103 as elastic support members inserted between the flanges 101.
[0028]
The pair of flanges 101 are joined to the lens barrel portion 201 or the turbo molecular pump 204, respectively. The pedestal 102 has a base end portion that protrudes from the inner surface on one flange 101 (the surface facing the other flange) to the other flange 101 side (inertial member 104 side). A bolt 109 is attached to the inner side surface of 101. Further, four pedestals 102 are erected on the surface of the ring-shaped flange, each being 90 degrees apart. The anti-vibration rubber 103 is attached so as to protrude from the tip of each pedestal 102, and elastically supports the inertia member 104 in a form of sandwiching the inertia member 104 from both sides.
[0029]
As shown in FIG. 2, the inertia member 104 has a two-piece structure in which a ring-shaped member is divided into two in the radial direction. The ends of the pair of semicircular rings 104 a constituting each piece are connected to each other by bolts 107 and nuts 108 via connecting fittings 106. The inner diameter of the inertia member 104 having a ring structure is formed larger than the outermost diameter of the corrugated bellows 105. That is, the inertia member 104 is elastically supported by the anti-vibration rubber 103 such that the inner diameter portion thereof is separated from the outermost diameter portion of the corrugated bellows 105 in the radial direction. Moreover, as a constituent material of the inertia member 104, materials with relatively large specific gravity, such as stainless steel (about specific gravity 7.9), iron (specific gravity 7.9), or copper (specific gravity 8.9), are illustrated, for example. . Further, the annular inertia member 104 may be a square annular structure in which square or rectangular sides are connected to each other, for example, instead of the ring structure.
[0030]
Here, the vibration isolator 100 of the present embodiment will be considered with reference to a model diagram of a vibration isolation system shown in FIG.
The vibration isolator 100 has a two-degree-of-freedom vibration isolation structure, and an excitation force F₀And transmission force F_tRatio, vibration transmissibility T_r(DB) is obtained as follows.
[Equation 5]

here,
m₁(Kg): Mass of inertia member 104
m₂(Kg): Mass of turbo molecular pump 204
k₁(N / M): the spring constant of the anti-vibration rubber 103 between the electron microscope side and the inertia member 104
k₂(N / M): the spring constant of the anti-vibration rubber 103 between the turbo molecular pump 204 side and the inertia member 104.
f₁(Hz): m₁-K₁System natural frequency
f₂(Hz): m₂-K₂System natural frequency
f (Hz): Excitation force frequency generated by the turbo molecular pump 204
It is.
In general, k₁= K₂It is.
The value of the mass ratio ν is m₂When the value of is small, about 0.3, m₂When the value of is large, it can be about 3.
[0031]
However, in FIG. 3, the configuration of the corrugated bellows 105 that directly connects the barrel portion 201 of the electron microscope and the turbo molecular pump 204 is omitted. The spring constant of the corrugated bellows 105 is approximately 20% or less of the spring constant of the anti-vibration rubber 103 and is a negligible value.
[0032]
Specifically, as shown in FIG. 4, when the effective diameter of the corrugated bellows 105 is 95 mm and the effective length is 95 mm, the spring constant K in the axial direction of the corrugated bellows 105 is shown._bVAnd spring constant K in the direction perpendicular to the axis_bHAnd each
Axial direction K_bV= 8N / mm
Axis perpendicular direction K_bH= 12N / mm
It is.
[0033]
3 and 4, even when the vibration isolating material having the softest spring action is selected as the material of the anti-vibration rubber 103, the spring constant K in the axial direction of the anti-vibration rubber 103 is selected._rVAnd spring constant K in the direction perpendicular to the axis_rHAnd each
Axial direction K_rV= 200N / mm
Axis perpendicular direction K_rH= 85 N / mm
It is a value of the degree.
[0034]
Here, the case where the effective diameter of the corrugated bellows 105 is 100 mm and the case where it is 200 mm will be considered.
(When the effective diameter of the corrugated bellows 105 is 100 mm)
When the compression force P applied to the corrugated bellows 105 is 770 N and the compression force P is supported by the four anti-vibration rubbers 103, the spring constant k₂= 80 kN / M (1 anti-vibration rubber), mass m of turbo molecular pump 204₂Is about 9-33kg m₂-K₂System natural frequency f₂It may be considered that about 30 to 16 Hz. Mass m of inertia member 104₁In the case where the turbo molecular pump 204 is light, the maximum ν = 3 is about 30 kg, and the minimum ν = 0.3 is 3 kg. If the pump mass is large, ν = 0.3-1 and the intermediate mass m₁Is 10-30 kg. k₁= K₂If f₁= F₁= About 16 to 50 Hz.
[0035]
(When the effective diameter of the corrugated bellows 105 is 200 mm)
Compression force P = 3077N, spring constant k₂= 220 kN, m₂= 12-50kg, m₁= 4-50 kg.
k₁= K₂Then f₂= 43-21 Hz, f₁= 75 to 21 Hz.
[0036]
Vibration transmissibility T_rTo reduce (dB), f₁, F₂Is as small as possible and the ratio f / f to the given f₁, F / f₂Is to increase. Set the vibration isolator as appropriate, f₁, F₂Is set to 30 to 40 Hz, f / f for an excitation force frequency f of 100 to 150 Hz or more.₁>> 1, f / f₂>> 1 and formula (5) becomes
[Formula 6]

It becomes.
The second term of the denominator of Equation (6) is ν · f₂/ F₁ ²Therefore, the value can be ignored in the high frequency region with respect to the fourth power of the first term.
From the above formula (6), in the high frequency region, the vibration transmissibility T increases as the frequency doubles._rWill drop its transmissivity curve at -24 dB. Here, in FIG. 5, the vibration transmissibility T in the vibration isolator of the two-degree-of-freedom system._rMeasured value A and calculated value B are shown. The measured value C of the one-degree-of-freedom vibration isolator shown in FIG. 19 is shown in FIG. The frequency f of the excitation force is slightly different between the calculated value B and the actually measured value A due to factors such as the sensitivity of the measuring instrument in the region of 300 Hz or higher, but is theoretical in the region of 300 Hz or lower. A value that matches is obtained.
[0037]
Next, the vibration transmissibility T of the anti-vibration system 100 of the two-degree-of-freedom system in which the vibration isolation system is ideally designed._rIs shown in FIG. K₁= K₂And The one-degree-of-freedom vibration isolator shown in FIG. 13 assumes that a natural frequency f = 20 Hz is obtained, and this is indicated by a calculated value C. Furthermore, f₁= F₂= 20 Hz. Here, the vibration isolator 100 is m₁= M₂A case where (υ = 1) is indicated by a calculated value B, m₁= M₂/ 2 (ν = m₂/ M₁= 2) is indicated by a calculated value A.
[0038]
As is apparent from the graph of FIG. 6, in the region of 50 Hz or higher, the vibration transmissibility T of the vibration isolator 100 of the two degrees of freedom system is obtained._rIs the vibration transmissibility T of the vibration isolator of the one degree of freedom system_rThe rate of descent is −12 dB for the one-degree-of-freedom vibration isolator, and −24 dB for the two-degree-of-freedom vibration isolator 100, and a clear difference in vibration isolation characteristics is recognized. Specifically, the calculated value B of the inertia member 104 having a large mass shows better vibration isolation characteristics than the calculated value A having a small mass.
[0039]
Further, consider the case where the vibration isolation device 100 of the present embodiment is applied to the cryogenic device, the air conditioning pump, etc. shown in FIGS. FIG. 7 is a model diagram of the vibration isolation system. As shown in the figure, the inertial force mu when the inertia member 104 vibrates._a(2πf)²As a result, the transmission force to the device side to be vibrated is reduced. The fixed part of the vibration system is also u₀Since sin (2πft) vibration is generated, this system is also a vibration isolation system of two degrees of freedom. Vibration transmission force F to cryogenic equipment or air conditioning pumps subject to vibration isolation_tIs shown below.
[0040]
Here, excitation force: F_t0= Uk (see FIG. 7)
u is the vibration amplitude of the fixed part
[Expression 7]

In FIG. 7, k₁= K₂= K and vibration transmission force F to the device to be anti-vibrated_t(= K × u_a), The ratio T of vibration transmission force_rIs
[Equation 8]

Where f_n= Vibration transmissibility T at 20Hz_rIs shown in FIG.
[0041]
Furthermore, the shape of the corrugated bellows 105 that provides good vibration isolation characteristics will be described. As shown in FIG. 4, when the length of the corrugated bellows 105 having an effective diameter of 95 mm is halved, the axial spring constant K_bVIs doubled, but the spring constant K in the direction perpendicular to the axis_bhIncreases by almost an order of magnitude. That is, if the length of the vibration isolator 100 main body is equal to or larger than the effective diameter of the corrugated bellows 105, the spring constant of the corrugated bellows 105 can be ignored in the handling of the theoretical formula, and the spring constant of the vibration isolating rubber 103 itself can be determined. It can be considered as the spring constant of the vibration isolator 100 system.
[0042]
Therefore, the length of the corrugated bellows 105 is ideally about an effective diameter, but is desirably at least 1/2 or more of the effective diameter. As illustrated in FIG. 4, when the length of the corrugated bellows 105 is ½ of the effective diameter, the spring constant K in the direction perpendicular to the axis of the corrugated bellows 105._bHAnd the spring constant K in the direction perpendicular to the axis of the anti-vibration rubber 103_rHAre almost equal. Therefore, as described above, theoretically, the spring constant of the corrugated bellows cannot be ignored in the direction perpendicular to the axis, and the anti-vibration effect of the present invention is reduced. However, as shown in FIG. Total spring constant K_bH+ K_rHIs the total spring constant K in the axial direction_bV+ K_rVIt is considered that the vibration-proof performance in the direction perpendicular to the axial axis is not detrimentally impaired.
[0043]
Furthermore, in the vibration isolator 100 of the present embodiment, as a method for preventing the occurrence of surging, for example, bringing a rubber-like viscoelastic body into contact with the outer peripheral portion of the corrugated bellows 105 is effective. The surging occurrence example shown in FIG. 14 is data when a corrugated bellows having an effective diameter of 80 mm is applied. FIG. 9 shows an actual measurement example in which surging is prevented by lightly winding a rubber sheet having a thickness of 1 mm around the entire circumference and the entire length of the corrugated bellows of this size. By adding a rubber sheet and increasing the spring constant of the corrugated bellows, the primary resonance point 40 Hz shown in FIG. 14 has increased to 44.37 Hz, but some higher order resonances have been prevented. Yes.
[0044]
In the vibration isolator 100 of the present embodiment configured as described above, the inertia member 104 vibrates while resisting the elastic force of the anti-vibration rubber 103 when external vibration is applied to the corrugated bellows 105. Thereby, the vibration of the inertia member 104 and the vibration of the corrugated bellows 105 are canceled (cancelled), and the vibration of the entire system can be reduced. That is, the inertia member 104 and the anti-vibration rubber 103 function as a vibration-type low-pass filter, and generally block high-frequency vibrations of 50 to 100 Hz or more. Therefore, according to the vibration isolator 100, vibration transmission of the piping system provided in the pump or the like can be suitably blocked.
[0045]
Although the present invention has been specifically described above by the above embodiments, the present invention is not limited to these embodiments, and various modifications can be made without departing from the scope of the present invention. That is, the present invention can be realized as the following embodiment.
[0046]
(Other embodiments of the present invention)
Another embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. Here, FIG. 10A is a cross-sectional view of a vibration isolation device according to another embodiment viewed from the radial direction of the corrugated bellows, and FIG. 10B is a diagram of the vibration isolation device viewed from the axial direction.
That is, in this vibration isolator, the corrugated bellows 212 is welded to the pair of flanges 211. For example, the elastic support member 216 divided into two parts made of rubber is integrally assembled by a tightening band 213, a bolt 219, and a nut 220. Similarly, an inertia member 214 divided into two parts is bonded to the elastic support member 216.
[0047]
The elastic support member 216 is provided with a protrusion 215. The protrusion 215 is disposed so as to contact the corrugated bellows 212 with a low load, and thereby imparts vibration damping performance to the corrugated bellows 212. A chain 217 is attached by a bolt 218 between the flange 211 and the inertia member 214. When not in a vacuum state, for example, the weight of a turbo molecular pump or the like can be supported by this chain 217. In a vacuum state, the elastic support member 216 is compressed and deformed, and the chain 217 is loosened, so that there is no possibility of hindering the interruption of vibration. Therefore, also in this embodiment, vibration transmission of a piping system provided in a pump or the like can be suitably interrupted.
[0048]
【The invention's effect】
As described above, according to the present invention, it is possible to provide a vibration isolation device that suitably cuts off vibration transmission of a piping system provided in a pump or the like.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a perspective view showing a vibration isolation device according to an embodiment of the present invention.
2 is a view showing a structure of an inertia member provided in the vibration isolation device of FIG. 1;
FIG. 3 is a model diagram of a vibration system on which the vibration isolation device of FIG. 1 is mounted.
4 is a diagram showing a relationship between an effective length of a corrugated bellows provided in the vibration isolator of FIG. 1 and a spring constant. FIG.
FIG. 5 is a diagram showing characteristics of vibration transmissibility regarding the vibration isolator of FIG. 1;
6 is a diagram showing the vibration transmissibility characteristics of the vibration isolator when the vibration isolation characteristics are ideally set in the vibration system in which the vibration isolator of FIG. 1 is mounted.
7 is a model diagram of a vibration system in which the vibration isolation device of FIG. 1 is mounted on a cryogenic device or the like.
FIG. 8 is a diagram showing the characteristics of vibration transmissibility when the natural frequency is set to 20 Hz in the vibration system in which the vibration isolator of FIG. 1 is mounted.
9 is a diagram showing the characteristics of vibration transmissibility when a surging prevention mechanism is added to the vibration isolator of FIG. 1;
FIG. 10 is a diagram showing a vibration isolation device according to another embodiment of the present invention.
FIG. 11 is a diagram showing a configuration in which a conventional vibration isolator is mounted on an electron microscope.
12 is a view showing the structure of the vibration isolation device (flexible tube) of FIG. 1;
13 is a model diagram of the vibration system shown in FIG.
14 is a diagram for explaining the occurrence of surging in the vibration isolator of FIG. 12. FIG.
FIG. 15 is a diagram showing a configuration in which a conventional vibration isolation device is mounted on a cryogenic device.
FIG. 16 is a diagram showing a configuration in which a conventional vibration isolator is mounted on an air conditioning pump.
17 is a model diagram of the vibration system shown in FIG. 15 or FIG. 16;
18 is a diagram showing a structure of a vibration isolation device applied to the air conditioning pump or the like shown in FIG.
FIG. 19 is a diagram showing characteristics of vibration transmissibility in a conventional vibration isolator.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 100 ... Vibration isolator 101, 211 ... Flange, 102 ... Base, 103 ... Anti-vibration rubber, 104, 214 ... Inertial member, 105, 212 ... Corrugated bellows, 201 ... Lens barrel part, 204 ... Turbo molecular pump, 215 ... Projection, 216, elastic support member.

Claims (4)

A flexible tube provided with a flange at each end of the bellows;
An inertia member disposed at a predetermined position between the flanges of the flexible tube in a state of being separated from an outer diameter portion of the bellows;
An anti-vibration device comprising: an elastic support member interposed between the flanges of the flexible tube so as to elastically hold the inertia member from both sides. 2. The vibration isolation device according to claim 1, wherein the bellows of the flexible tube is a corrugated bellows made of metal, and the effective length of the corrugated bellows is ½ or more of the effective diameter. The vibration isolator according to claim 2, further comprising a viscoelastic body attached to an outer peripheral portion of the corrugated bellows. The inertia member is a member formed in a ring shape of a metal material having a specific gravity of 7 or more, and is disposed at a position surrounding the bellows of the flexible tube. The elastic support member is a spacer on each flange. The vibration isolator according to any one of claims 1 to 3, wherein the vibration isolator is a plurality of anti-vibration rubbers that are attached to each other.

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