JP2011106590A - Parallel plate spring type dynamic vibration absorber - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、機械が周期的に変動する外力を受けて激しく振動する際、その機械の振動の大きな部位に振動系を付加し、機械の振動を抑制する所謂、動吸振器、特に平行板ばね式動吸振器に関する。 The present invention provides a so-called dynamic vibration absorber, particularly a parallel leaf spring, which suppresses vibration of a machine by adding a vibration system to a large vibration part of the machine when the machine vibrates vigorously under an external force that varies periodically. The present invention relates to a dynamic vibration absorber.
動吸振器は建築、道路、自動車あるいは機械等をはじめとする様々な分野で使用され、その振動低減効果が確認されている。動吸振器の効果を最大限に発揮させるためには、その主振動系に応じて固有振動数と減衰比を調節する必要があり、従来より種々の動吸振器が開発されている。 Dynamic vibration absorbers are used in various fields including buildings, roads, automobiles, machines, etc., and their vibration reducing effects have been confirmed. In order to maximize the effect of the dynamic vibration absorber, it is necessary to adjust the natural frequency and the damping ratio according to the main vibration system, and various dynamic vibration absorbers have been developed.
従来例えば特許文献１に開示される防振装置では、防振すべき構造体に設けた振動検出器により検出した構造体の振動に基づいて、制御装置を介してアクチュエータを駆動してアクティブダンパを構成する。その際、動吸振器の吸振周波数を構造体の第１共振周波数と一致するように調整し、アクティブダンパを構造体の第２共振周波数帯域で効率的に作用するように制御している。 Conventionally, in the vibration isolator disclosed in Patent Document 1, for example, an active damper is driven by driving an actuator via a control device based on vibration of a structure detected by a vibration detector provided in the structure to be anti-vibrated. Constitute. At that time, the vibration absorption frequency of the dynamic vibration absorber is adjusted so as to coincide with the first resonance frequency of the structure, and the active damper is controlled so as to operate efficiently in the second resonance frequency band of the structure.
また、特許文献２に開示されるオイルパン制振構造では所定のばね定数を有するばね板と、このばね板に接合され慣性力を発生させる質量を有するマスと、減衰作用を有しばね板とオイルパンに挟持される弾性体とにより動吸振器を構成し、この動吸振器がオイルパンの表面に接合される。 Further, in the oil pan damping structure disclosed in Patent Document 2, a spring plate having a predetermined spring constant, a mass having a mass joined to the spring plate and generating an inertial force, a spring plate having a damping action, A dynamic vibration absorber is constituted by the elastic body sandwiched between the oil pans, and the dynamic vibration absorber is joined to the surface of the oil pan.
上述の例をはじめとしてこの種の動吸振器の適用範囲は極めて広く、その具体的構成も多岐に亘っている。ところで、工作機械の分野ではその高速化（高能率化）の要請が益々増大し、これに伴い振動が加工精度に与える影響も更に拡大している。かかる状況に対して、工作機械の構造変更による振動対策は限界に達しつつある。 The application range of this type of dynamic vibration absorber including the above example is extremely wide, and its specific configuration is also diverse. By the way, in the field of machine tools, demands for higher speeds (higher efficiency) are increasing, and along with this, the influence of vibration on machining accuracy is further expanding. In such a situation, vibration countermeasures by changing the structure of machine tools are reaching their limits.
動吸振器は構造物の振動低減に対して有効な手段であるが、とりわけ工作機械のように重量が重く、剛性が大きい（固有振動数が大きい）構造物に適した動吸振器は実質的に存在しないのが実情であった。 A dynamic vibration absorber is an effective means for reducing the vibration of a structure, but a dynamic vibration absorber suitable for a structure that is particularly heavy and rigid (having a large natural frequency), such as a machine tool, is practical. The fact was that it did not exist.
本発明はかかる実情に鑑み、重量及び剛性が極めて大きい具体的には工作機械等をはじめとする構造物に対して、有効且つ効果的に振動低減効果を発揮する平行板ばね式動吸振器を提供することを目的とする。 In view of such circumstances, the present invention provides a parallel leaf spring type dynamic vibration absorber that exhibits a vibration reduction effect effectively and effectively on structures such as machine tools and the like that are extremely heavy and rigid. The purpose is to provide.
本発明の平行板ばね式動吸振器は、外力の作用で振動する振動系に対して弾性体を介して質量を付加し、前記振動系の振動を抑制するようにした動吸振器であって、
前記弾性体を一対の平行板ばねにより構成し、この平行板ばねにより前記質量としての錘体の両側部を支持し、前記錘体が前記振動系の振動方向に振動可能としたことを特徴とする。
The parallel leaf spring type dynamic vibration absorber of the present invention is a dynamic vibration absorber in which mass is added via an elastic body to a vibration system that vibrates by the action of an external force so as to suppress vibration of the vibration system. ,
The elastic body is constituted by a pair of parallel leaf springs, and both sides of the weight body as the mass are supported by the parallel leaf springs so that the weight body can vibrate in the vibration direction of the vibration system. To do.
また、本発明の平行板ばね式動吸振器において、前記平行板ばねは、前記振動系の振動方向に沿って対をなすように配置されることを特徴とする。
また、本発明の平行板ばね式動吸振器において、前記平行板ばねは、複数の板ばね片を重合させてなり、隣接する前記板ばね片相互間で摩擦接触するように構成されたことを特徴とする。
また、本発明の平行板ばね式動吸振器において、前記板ばね片の少なくとも枚数、寸法及び材質を変更可能とし、その固有振動数及び減衰比を調整し得ることを特徴とする。
また、本発明の平行板ばね式動吸振器において、前記錘体は、前記平行板ばねの長手方向に沿ってスライド可能に構成され、該錘体のスライド位置に応じて前記平行板ばねの実質的な長さ寸法が変更可能であることを特徴とする。
In the parallel leaf spring type dynamic vibration absorber of the present invention, the parallel leaf springs are arranged to form a pair along a vibration direction of the vibration system.
Further, in the parallel leaf spring type dynamic vibration absorber of the present invention, the parallel leaf spring is formed by superposing a plurality of leaf spring pieces, and is configured to be in frictional contact between the adjacent leaf spring pieces. Features.
Further, in the parallel leaf spring type dynamic vibration absorber of the present invention, at least the number, size and material of the leaf spring pieces can be changed, and the natural frequency and damping ratio can be adjusted.
Further, in the parallel leaf spring type dynamic vibration absorber of the present invention, the weight body is configured to be slidable along the longitudinal direction of the parallel leaf spring, and the parallel leaf spring substantially corresponds to the slide position of the weight body. The characteristic length dimension can be changed.
本発明において、主振動系の固有振動数と同じ固有振動数を有する動吸振器が取り付けられ、反共振点を作り出して、主振動系が振動することで動吸振器が共振を起こし、これにより振動エネルギを吸収する。この場合、平行板ばね式とすることで、１自由度の振動系とし、ねじり振動が発生し難い構造を可能にする。主振動系に対して、適正且つ円滑に作動する振動系を付加することで、主振動系の振動を有効に低減することができる。 In the present invention, a dynamic vibration absorber having the same natural frequency as that of the main vibration system is attached, creating an anti-resonance point, and the main vibration system vibrates to cause the dynamic vibration absorber to resonate. Absorbs vibration energy. In this case, by adopting a parallel leaf spring type, a vibration system with one degree of freedom can be obtained, and a structure in which torsional vibration is hardly generated can be realized. By adding a vibration system that operates properly and smoothly to the main vibration system, it is possible to effectively reduce the vibration of the main vibration system.
また、平行板ばねは複数の板ばね片により構成することで、各々の板ばね片が薄い場合であっても所望の高いばね定数を得ることができ、主振動系に対して有効に対応することができる。更に、複数の板ばね片相互間で摩擦接触するように構成され、簡単な構成でありながら高い減衰能を発揮することができる。 Further, the parallel leaf spring is constituted by a plurality of leaf spring pieces, so that even if each leaf spring piece is thin, a desired high spring constant can be obtained, and this effectively corresponds to the main vibration system. be able to. Further, the plurality of leaf spring pieces are configured to be in frictional contact with each other, and a high damping ability can be exhibited with a simple configuration.
以下、図面を参照して、本発明による平行板ばね式動吸振器の好適な実施の形態を説明する。
この実施形態において本発明の平行板ばね式動吸振器の適用対象として、工作機械特に図１に示したようなマシニングセンタ１の例とする。前述したようにこのマシニングセンタ１にあってもその重量が重く、剛性が大きいことから有効に動吸振器の効果を得るのは極めて容易ではない。一方でこの種の工作機械には１００分の１〜１０００分の１ｍｍ程度の加工精度が要求されるため、振動対策（振動低減）は極めて重要な課題である。
DESCRIPTION OF EMBODIMENTS Hereinafter, preferred embodiments of a parallel leaf spring type dynamic vibration absorber according to the present invention will be described with reference to the drawings.
In this embodiment, as an application object of the parallel leaf spring type dynamic vibration absorber of the present invention, a machine tool, in particular, a machining center 1 as shown in FIG. As described above, even in the machining center 1, since the weight is heavy and the rigidity is large, it is not very easy to effectively obtain the effect of the dynamic vibration absorber. On the other hand, since this type of machine tool is required to have a machining accuracy of about 1/100 to 1/1000 mm, countermeasures against vibration (vibration reduction) is an extremely important issue.
本発明の背景として、マシニングセンタ１において特にエンドミル加工が多用される。エンドミル加工では、工作機械構造系の固有振動数とその主軸回転数、断続切削により生じる切削抵抗の変動（周波数）とが一致したときに共振して、工作物の加工精度が低下するばかりでなく、工具寿命も短くなる。本発明では特に動吸振器を用いてマシニングセンタ１の主軸ヘッドの強制振動を低減することを主眼とする。本発明の適用にあたり、後述するようにばねと錘の組合せを変えて試験を行い、動吸振器の自由振動特性を把握する。また、主軸の空転時の主軸ヘッドの振動に対する動吸振器による振動低減効果を確認するものである。 As the background of the present invention, end milling is particularly frequently used in the machining center 1. In end milling, not only does the machine tool structural system's natural frequency coincide with the spindle rotation speed, but also the fluctuation (frequency) in cutting resistance caused by interrupted cutting, not only the machining accuracy of the workpiece decreases. The tool life is also shortened. The main object of the present invention is to reduce the forced vibration of the spindle head of the machining center 1 using a dynamic vibration absorber. In applying the present invention, as will be described later, the test is performed by changing the combination of the spring and the weight, and the free vibration characteristic of the dynamic vibration absorber is grasped. Moreover, the vibration reduction effect by the dynamic vibration absorber with respect to the vibration of the spindle head during the idling of the spindle is confirmed.
ここで先ず、マシニングセンタ１の全体構成を概略構成を説明する。図１はマシニングセンタ１の外観斜視図及び内部構造を示す側面図である。マシニングセンタ１において、マシンベッド上にコラム２が立設され、このコラム２により主軸ヘッド３が支持される。主軸ヘッド３にはツールホルダを介して、工具（ツール）４が保持される。主軸ヘッド３の下方にはテーブル５が配置される。なお、後述する振動モードの測定のためにマシニングセンタ１の所定部位に複数の振動測定点６が設定され、各振動測定点６に振動検出器が配設される。 First, a schematic configuration of the overall configuration of the machining center 1 will be described. FIG. 1 is an external perspective view of the machining center 1 and a side view showing the internal structure. In the machining center 1, a column 2 is erected on a machine bed, and the spindle head 3 is supported by the column 2. A tool (tool) 4 is held on the spindle head 3 via a tool holder. A table 5 is disposed below the spindle head 3. A plurality of vibration measurement points 6 are set at predetermined portions of the machining center 1 for measurement of vibration modes, which will be described later, and a vibration detector is provided at each vibration measurement point 6.
マシニングセンタの振動モード測定
マシニングセンタ１の主軸ヘッド３の振動モードより、この主軸ヘッド３はＸ軸方向（水平面において主軸ヘッドアーム７の長手方向（Ｙ軸方向）と直交する方向）に振動モードを持つことが分かった。ここで、図２は主軸ヘッド３を搭載する主軸ヘッドアーム７の上面図である。主軸ヘッドアーム７はその先端側に主軸ヘッド３を支持し、コラム２を支点側として図示のようにＸ軸方向に揺動する。また、主軸ヘッド３の自由振動特性を調べるために主軸ヘッド３の固有振動数を求めた。この場合、この振動試験においてインパクトハンマの打撃点の反対側に三軸加速度センサを配置し、この三軸加速度センサの検出結果に基づき主軸ヘッド３の周波数応答関数を求めた。
Measurement of the vibration mode of the machining center From the vibration mode of the spindle head 3 of the machining center 1, the spindle head 3 has a vibration mode in the X-axis direction (a direction orthogonal to the longitudinal direction (Y-axis direction) of the spindle head arm 7 in the horizontal plane). I understood. Here, FIG. 2 is a top view of the spindle head arm 7 on which the spindle head 3 is mounted. The spindle head arm 7 supports the spindle head 3 on the tip side, and swings in the X-axis direction as shown with the column 2 as a fulcrum side. Further, in order to investigate the free vibration characteristics of the spindle head 3, the natural frequency of the spindle head 3 was obtained. In this case, in this vibration test, a triaxial acceleration sensor was arranged on the opposite side of the impact hammer impact point, and the frequency response function of the spindle head 3 was obtained based on the detection result of the triaxial acceleration sensor.
図３は、主軸ヘッド３の周波数応答関数を示している。図３に示されるように固有振動数１５８Ｈｚにおいて振動のピークが現れる。なお、このときのモードパラメータは固有振動数１５８Ｈｚ、モード減衰比３．５６％、モード質量１２０ｋｇである。 FIG. 3 shows the frequency response function of the spindle head 3. As shown in FIG. 3, a vibration peak appears at a natural frequency of 158 Hz. The mode parameters at this time are a natural frequency of 158 Hz, a mode damping ratio of 3.56%, and a mode mass of 120 kg.
平行板ばね式動吸振器の構成
上記のようにマシニングセンタ１は、高い固有振動数と大きな質量を有し、そのためかかるマシニングセンタ１に対する動吸振器として所定の性能もしくは特性が要求される。即ち先ず、錘の質量は重く、その固有振動数が高いことが必要である。また、主軸ヘッドの振動の応答曲線が動吸振器のものと整合し合うことが必要となる。更に、振動減衰率がほとんど経時変化しないことに加え、水平方向の振動が有効に減衰されることが必要となる。
Configuration of Parallel Plate Spring Dynamic Vibration Absorber As described above, the machining center 1 has a high natural frequency and a large mass, and therefore, a predetermined performance or characteristic is required as a dynamic vibration absorber for the machining center 1. That is, first, the mass of the weight must be heavy and its natural frequency must be high. In addition, it is necessary that the response curve of the vibration of the spindle head matches that of the dynamic vibration absorber. Furthermore, in addition to the fact that the vibration attenuation rate hardly changes with time, it is necessary that the vibration in the horizontal direction is effectively attenuated.
次に本発明による平行板ばね式動吸振器の構成について説明する。図４は平行板ばね式動吸振器１０の具体例を示し、（ａ）は正面図、（ｂ）は側面図である。平行板ばね式動吸振器１０の基本構成において錘１１、板ばね１２及びマウント１３からなる。錘１１の両側に一対の板ばね１２を結合し、板ばね１２の基端側はマウント１３に堅固に固定される。この場合、板ばね１２に形成したスライドガイド溝１５に沿って、締着ボルト１４を介して錘１１を矢印Ａのように適宜スライドさせることができるようになっており、このスライドにより固有振動数を変更可能とする。 Next, the configuration of the parallel leaf spring type dynamic vibration absorber according to the present invention will be described. FIG. 4 shows a specific example of the parallel leaf spring type dynamic vibration absorber 10, (a) is a front view, and (b) is a side view. The basic configuration of the parallel leaf spring type dynamic vibration absorber 10 includes a weight 11, a leaf spring 12 and a mount 13. A pair of leaf springs 12 are coupled to both sides of the weight 11, and the proximal end side of the leaf spring 12 is firmly fixed to the mount 13. In this case, the weight 11 can be appropriately slid along the slide guide groove 15 formed in the leaf spring 12 via the fastening bolt 14 as indicated by the arrow A, and the natural frequency can be reduced by this slide. Can be changed.
上記の場合、一対の板ばね１２を平行に配置することで、振動方向を規定することができる。即ち、図４（ａ）に示されるように板ばね１２によって支持された錘１１は、矢印で示される１自由系として振動し、後述のようにマシニングセンタ１（の主軸ヘッドアーム７）に搭載された際にはＸ軸方向に揺動する。これにより有害なねじり振動が発生し難い構造となっている。また、薄い板ばねであっても比較的高いばね定数が得られる。更に板ばね１２の枚数や厚さ、材料あるいは長さを変えることで、固有振動数や減衰比を容易に変更することが可能である。本実施形態において板ばね１２の材料としてばね鋼と制振合金の２種類を用い、制振合金としてはＭ２０５２を用いたが、これらの材料についてはこの限りでない。 In the above case, the vibration direction can be defined by arranging the pair of leaf springs 12 in parallel. That is, as shown in FIG. 4A, the weight 11 supported by the leaf spring 12 vibrates as one free system indicated by an arrow and is mounted on the machining center 1 (the spindle head arm 7 thereof) as described later. When swung, it swings in the X-axis direction. As a result, harmful torsional vibration is unlikely to occur. In addition, a relatively high spring constant can be obtained even with a thin leaf spring. Furthermore, the natural frequency and the damping ratio can be easily changed by changing the number, thickness, material, or length of the leaf spring 12. In this embodiment, two types of spring steel and damping alloy are used as the material of the leaf spring 12, and M2052 is used as the damping alloy. However, these materials are not limited to this.
また、錘１１を支持する一対の板ばね１２は図４（ａ）に示されるように、複数の板ばね片１２ａ,１２ｂ,１２ｃ,．．を相互に重ね合せることで構成される。これらの板ばね片は隣接する相互間で摩擦接触するようになっている。この場合、各板ばね片１２ａ,１２ｂ,１２ｃの最大曲げモーメントは、カンチレバー式動吸振器の片持ちビームに対する最大曲げモーメントの１／４程度とする。これにより平行板ばね式動吸振器１０の高い固有振動数が得られる。また、各板ばね１２ａ,１２ｂ,１２ｃ片相互間の摩擦により適正な減衰作用を生じさせることができる。 Further, as shown in FIG. 4A, the pair of leaf springs 12 that support the weight 11 includes a plurality of leaf spring pieces 12a, 12b, 12c,. . It is composed by overlapping each other. These leaf spring pieces are in frictional contact with each other. In this case, the maximum bending moment of each leaf spring piece 12a, 12b, 12c is about ¼ of the maximum bending moment with respect to the cantilever beam of the cantilever type dynamic vibration absorber. Thereby, the high natural frequency of the parallel leaf spring type dynamic vibration absorber 10 is obtained. Further, an appropriate damping action can be generated by friction between the leaf springs 12a, 12b, and 12c.
平行板ばね式動吸振器の実装
平行板ばね式動吸振器１０は、主軸ヘッドアーム７の下面側にて垂架されるかたちで搭載される。図５は、平行板ばね式動吸振器１０の取付時の様子を示しているが、マウント１３が矢印Ｂのように主軸ヘッドアーム７の下面側から取付け固定される。この場合、主軸ヘッドアーム７と錘１１の揺動もしくは振動方向が互いに整合する、即ちＸ軸方向となるように実装する。なお、主軸方向はＺ軸方向とする。
Mounting the parallel leaf spring type dynamic vibration absorber The parallel leaf spring type dynamic vibration absorber 10 is mounted in a suspended manner on the lower surface side of the spindle head arm 7. FIG. 5 shows a state in which the parallel leaf spring type dynamic vibration absorber 10 is attached. The mount 13 is attached and fixed from the lower surface side of the spindle head arm 7 as indicated by an arrow B. FIG. In this case, the spindle head arm 7 and the weight 11 are mounted so that the swinging or vibrating directions thereof are aligned with each other, that is, in the X-axis direction. The main axis direction is the Z-axis direction.
平行板ばね式動吸振器の振動モード測定
図６は、この振動試験の概要を示している。この試験では図示のように平行板ばね式動吸振器１０を剛性の高い基礎（Ground）１００上に固定し、インパクトハンマによって錘１１を水平方向（Ｘ軸方向）に打撃する。錘１１上には加速度センサ１０１が取り付けられており、この加速度センサ１０１により平行板ばね式動吸振器１０の振動加速度を測定する。一方、インパクトハンマに組み込まれた力センサにより、錘１１に印加された加振力が測定され、この加振力と振動加速度のデータからパーソナルコンピュータにおいてモーダル解析ソフトを用いて周波数応答関数が求めることができる。
Measurement of vibration mode of parallel leaf spring type dynamic vibration absorber FIG. 6 shows an outline of this vibration test. In this test, a parallel leaf spring type dynamic vibration absorber 10 is fixed on a rigid ground (Ground) 100 as shown in the drawing, and the weight 11 is hit in the horizontal direction (X-axis direction) by an impact hammer. An acceleration sensor 101 is attached on the weight 11, and vibration acceleration of the parallel leaf spring type dynamic vibration absorber 10 is measured by the acceleration sensor 101. On the other hand, an excitation force applied to the weight 11 is measured by a force sensor incorporated in the impact hammer, and a frequency response function is obtained from the excitation force and vibration acceleration data using modal analysis software in a personal computer. Can do.
この測定試験では錘１１と板ばね１２（板ばね片１２ａ,１２ｂ,１２ｃ）を複数種類組み合せて複数の試験を行い、その試験結果から基本的な振動特性を求めた。図７に示されるように錘１１は１．２６ｋｇと４．４ｋｇの２種類を使用する。また、板ばね片につき、そのサイズは１２５ｍｍ×７０ｍｍとし、厚さ１〜３ｍｍのものを１〜５枚組み合わせて使用した。 In this measurement test, a plurality of tests were performed by combining a plurality of types of weights 11 and leaf springs 12 (leaf spring pieces 12a, 12b, 12c), and basic vibration characteristics were obtained from the test results. As shown in FIG. 7, the weight 11 uses two types of weights of 1.26 kg and 4.4 kg. Moreover, about the leaf | plate spring piece, the size was made into 125 mm x 70 mm, and 1-5 sheets of thickness 1-3mm were used combining.
平行板ばね式動吸振器のモードパラメータ
次に振動モードの例を説明する。図８は平行板ばね式動吸振器１０のモードアニメーションを示し、また図９は振動を測定した各移動点の周波数応答関数（Ｘ軸方向）を示している。なお、これらの場合、板ばね１２の長さ６３ｍｍ、厚さ１ｍｍ、板ばね片枚数１枚及び錘１１の質量１．２６ｋｇである。また、このとき固有振動数は図９に示されるように６４Ｈｚであり、錘１１と板ばね１２がＸ軸方向に大きく振動し、Ｙ,Ｚ軸方向には殆ど振動していないことが判明した。
Mode parameters of a parallel leaf spring type dynamic vibration absorber Next, an example of a vibration mode will be described. FIG. 8 shows a mode animation of the parallel leaf spring type dynamic vibration absorber 10, and FIG. 9 shows a frequency response function (X-axis direction) at each moving point where the vibration is measured. In these cases, the length of the leaf spring 12 is 63 mm, the thickness is 1 mm, the number of leaf spring pieces is one, and the mass of the weight 11 is 1.26 kg. At this time, the natural frequency is 64 Hz as shown in FIG. 9, and it has been found that the weight 11 and the leaf spring 12 vibrate greatly in the X-axis direction and hardly vibrate in the Y and Z-axis directions. .
次に図１０（ａ）,（ｂ）はそれぞれ、図６に示した板ばね１２の長さを増加させた場合の平行板ばね式動吸振器１０の固有振動数とモード質量の変化を示している。なお、錘１１の質量１．２６ｋｇとする。
図１０（ａ）に示されるように板ばね１２の長さと固有振動数の関係では、板ばね１２の長さの増加に伴い平行板ばね式動吸振器１０の固有振動数は減少する。この場合、板ばね１２の長さが短い範囲では固有振動数は急激に減少し、長くなるに従って漸減し、その減少率は緩慢になる。板ばね１２の長さが短い場合、固有振動数が大きく変化するため、この範囲では所望の固有振動数を得るのが困難になる。また、質量１．２６ｋｇの錘１１を用いる場合の方が、振動数がより大きい範囲まで設定可能であることが分かった。一方、板ばね１２の任意長さおいて、板ばね片の枚数及び厚さの増加に伴い固有振動数が増加する。
Next, FIGS. 10A and 10B show changes in the natural frequency and mode mass of the parallel leaf spring type dynamic vibration absorber 10 when the length of the leaf spring 12 shown in FIG. 6 is increased. ing. The mass of the weight 11 is 1.26 kg.
As shown in FIG. 10A, in the relationship between the length of the leaf spring 12 and the natural frequency, the natural frequency of the parallel leaf spring type dynamic vibration absorber 10 decreases as the length of the leaf spring 12 increases. In this case, the natural frequency rapidly decreases in the range where the length of the leaf spring 12 is short, gradually decreases with increasing length, and the rate of decrease becomes slow. When the length of the leaf spring 12 is short, the natural frequency changes greatly, so that it is difficult to obtain a desired natural frequency in this range. Further, it was found that when the weight 11 having a mass of 1.26 kg was used, the frequency could be set to a larger range. On the other hand, at an arbitrary length of the leaf spring 12, the natural frequency increases as the number and thickness of the leaf spring pieces increase.
また、図１０（ｂ）に示されるように板ばね１２の長さとモード質量との関係では、板ばね１２の長さ約２５ｍｍ以下の範囲ではモード質量値は拡散的に分布するが、２５ｍｍ以上から略一定に安定する。 Further, as shown in FIG. 10B, in the relationship between the length of the leaf spring 12 and the mode mass, the mode mass value is distributed in a range of 25 mm or more in the range where the length of the leaf spring 12 is about 25 mm or less. It stabilizes from about constant.
図１１（ａ）,（ｂ）はそれぞれ、錘１１の質量１．２６ｋｇ及び４．４ｋｇの場合の平行板ばね式動吸振器１０の板ばね１２の長さとモード剛性の関係を示している。
図１１に示されるように板ばね１２の長さとモード剛性の関係では、基本的には板ばね１２の長さと固有振動数との関係の場合と同様に、板ばね１２の長さの増加に伴い平行板ばね式動吸振器１０のモード剛性は減少する。この場合、板ばね１２の長さが短い範囲ではモード剛性は急激に減少し、長くなるに従って漸減し、その減少率は緩慢になる。
また、板ばね片の枚数の増加に伴いモード剛性は大きくなる。更に、錘１１の質量の違いによる差は殆どないが、板ばね１２が厚さを増す程モード剛性は大きくなる。モード剛性を大きく設定したい場合、板ばね片の厚さとしては２ｍｍあるいは３ｍｍのものを使用し、又は板ばね１２の長さを短くすることになる。
FIGS. 11A and 11B show the relationship between the length of the leaf spring 12 of the parallel leaf spring type dynamic vibration absorber 10 and the mode rigidity when the mass of the weight 11 is 1.26 kg and 4.4 kg, respectively.
As shown in FIG. 11, the relationship between the length of the leaf spring 12 and the mode rigidity is basically the same as in the case of the relationship between the length of the leaf spring 12 and the natural frequency. Accordingly, the mode rigidity of the parallel leaf spring type dynamic vibration absorber 10 decreases. In this case, in the range where the length of the leaf spring 12 is short, the mode rigidity decreases rapidly, gradually decreases as the length increases, and the decrease rate becomes slow.
Further, the mode rigidity increases as the number of leaf spring pieces increases. Furthermore, although there is almost no difference due to the difference in mass of the weight 11, the mode rigidity increases as the leaf spring 12 increases in thickness. When it is desired to set the mode rigidity large, the thickness of the leaf spring piece is 2 mm or 3 mm, or the length of the leaf spring 12 is shortened.
次に、モード剛性から推定した板ばねの有効長について説明する。図１２は、周知の材料強度理論に基づき平行板ばね式動吸振器１０の等価剛性が導出されるモデルの例を示している。図１２において、ｌは板ばねの長さ、Ｐは荷重、δは撓み量である。
上記のようなモデルにおいてその剛性（ばね定数）は、下記（１）式で与えられる。
ｋ＝Ｐ／δ＝２ｂＥｎ（ｔ／ｌ）3 （１）
ここに、ｂは板ばねの幅、ｔは板ばね片の厚さ、ｌは板ばねの長さ、Ｅは縦弾性係数、ｎは板ばね片の枚数である。
（１）式より板ばねの有効長（推定式）ｌ*は、下記（２）式で与えられる。
ｌ*＝ｔ・（２ｂＥｎ／ｋ*）1/3 （２）
なお、ｋ*はモード剛性である。
Next, the effective length of the leaf spring estimated from the mode rigidity will be described. FIG. 12 shows an example of a model in which the equivalent rigidity of the parallel leaf spring type dynamic vibration absorber 10 is derived based on the well-known material strength theory. In FIG. 12, l is the length of the leaf spring, P is the load, and δ is the amount of deflection.
In the above model, the rigidity (spring constant) is given by the following equation (1).
k = P / δ = 2bEn (t / l) 3 (1)
Here, b is the width of the leaf spring, t is the thickness of the leaf spring piece, l is the length of the leaf spring, E is the longitudinal elastic modulus, and n is the number of leaf spring pieces.
From the equation (1), the effective length (estimated equation) l * of the leaf spring is given by the following equation (2).
l * = t · (2bEn / k * ) 1/3 (2)
Note that k * is the mode rigidity.
図１３は、図１１及び（２）式に示されるモード剛性から求められる板ばねの有効長（推定式）ｌ*を示している。なお、図１３（ａ）,（ｂ）はそれぞれ、錘１１の質量１．２６ｋｇ及び４．４ｋｇの場合を示している。図１３から分かるように有効長は実測値が２５ｍｍ以上では、略直線状に増加し、実測値よりも１０ｍｍ程度長い。但し、錘の質量１．２６ｋｇ、板ばねの厚さ１ｍｍ、板ばね片の枚数５枚の場合と錘の質量４．４ｋｇ、板ばねの厚さ２ｍｍ、板ばね片の枚数２枚の場合は必ずしもこれに該当しない。概して、実測値よりも推定値の方が板ばねの長さは長くなる。 FIG. 13 shows the effective length (estimated expression) l * of the leaf spring obtained from the mode rigidity shown in FIGS. 11 and (2). 13A and 13B show cases where the mass of the weight 11 is 1.26 kg and 4.4 kg, respectively. As can be seen from FIG. 13, the effective length increases substantially linearly when the actually measured value is 25 mm or more, and is about 10 mm longer than the actually measured value. However, when the weight is 1.26 kg, the leaf spring is 1 mm thick, the number of leaf spring pieces is 5 pieces, and the weight is 4.4 kg, the leaf spring thickness is 2 mm, and the number of leaf spring pieces is 2 pieces. This is not necessarily the case. In general, the length of the leaf spring is longer in the estimated value than in the actually measured value.
次に図１４は、推定した板ばね有効長と実際の板ばね長との差Δｌを示している。この場合、板ばねの有効長ｌ*は、最小２乗法で求めた増加率を有する線形関数で近似したものである。なお、図１４においてグラフの上部に付記した数値は、当該板ばね片の板厚を示している。錘１１の質量１．２６ｋｇの場合、図１４（ａ）に示されるように、差Δｌは板ばね片の枚数及び板ばね片の厚さの増加に伴い増加する。但し、板ばね片の枚数５枚の場合は必ずしもこれに該当しない。錘１１の質量４．４ｋｇの場合、図１４（ｂ）に示されるように、差Δｌは図１４（ａ）の場合と類似した特性となっている。なお、板ばね片の枚数及び板ばね片の厚さの影響は、図１４（ｂ）の場合よりも少ない。図１４に示した有効長と実際の板ばね長との差Δｌは、板ばね片の枚数及び板ばね片の厚さの増加に伴い長くなる。これは、平行板ばね式動吸振器１０のマウント１３に板ばねを固定する剛性が、大きなモード剛性の場合には必ずしも十分でないためと考えられる。 Next, FIG. 14 shows the difference Δl between the estimated leaf spring effective length and the actual leaf spring length. In this case, the effective length l * of the leaf spring is approximated by a linear function having an increase rate obtained by the least square method. In addition, the numerical value attached to the upper part of the graph in FIG. 14 has shown the plate | board thickness of the said leaf | plate spring piece. When the mass of the weight 11 is 1.26 kg, the difference Δl increases as the number of leaf spring pieces and the thickness of the leaf spring pieces increase as shown in FIG. However, this is not necessarily the case when the number of leaf spring pieces is five. When the mass of the weight 11 is 4.4 kg, as shown in FIG. 14B, the difference Δl has a characteristic similar to that in the case of FIG. Note that the influence of the number of leaf spring pieces and the thickness of the leaf spring pieces is less than in the case of FIG. The difference Δl between the effective length and the actual leaf spring length shown in FIG. 14 becomes longer as the number of leaf spring pieces and the thickness of the leaf spring pieces increase. This is considered to be because the rigidity for fixing the leaf spring to the mount 13 of the parallel leaf spring type dynamic vibration absorber 10 is not necessarily sufficient when the mode rigidity is large.
次に図１５（ａ）,（ｂ）はそれぞれ、錘１１の質量１．２６ｋｇ及び４．４ｋｇの場合の平行板ばね式動吸振器１０の板ばね１２の長さとモード減衰比の関係を示している。図１５に示されるようにモード減衰比ζは、板ばね１２の長さの増加に伴い単調に減少する。一方、このモード減衰比ζは、板ばね片の枚数及び板ばね片の厚さの増加に伴い増加する。モード減衰比ζのこれらの特徴は、図１０（ａ）に示した固有振動数の特徴や図１１に示したモード剛性の特徴と類似している。このためモード減衰及びモード剛性の間には関係があると考えられる。 Next, FIGS. 15A and 15B show the relationship between the length of the leaf spring 12 of the parallel leaf spring type dynamic vibration absorber 10 and the mode damping ratio when the mass of the weight 11 is 1.26 kg and 4.4 kg, respectively. ing. As shown in FIG. 15, the mode damping ratio ζ monotonously decreases as the length of the leaf spring 12 increases. On the other hand, the mode damping ratio ζ increases as the number of leaf spring pieces and the thickness of the leaf spring pieces increase. These characteristics of the mode damping ratio ζ are similar to the characteristics of the natural frequency shown in FIG. 10A and the characteristics of the mode rigidity shown in FIG. For this reason, it is considered that there is a relationship between mode damping and mode rigidity.
図１６は、モード減衰比ζとモード剛性ｋ*との関係を示している。なお、板ばね１２の長さ約２５ｍｍ以下の範囲の値は含んでいない。図１６において、縦軸及び横軸とも対数スケールであり、モード減衰比ζ及びモード剛性ｋ*間で、略同じ傾斜もしくは傾きの線形の関係で近似される。このため非線形最小２乗法によって計算される次の（３）式の指数αは、殆ど全ての場合略同一となり得る。
ζ＝Ｋ（ｋ*）α （３）
FIG. 16 shows the relationship between the mode damping ratio ζ and the mode stiffness k * . In addition, the value of the range whose length of the leaf | plate spring 12 is about 25 mm or less is not included. In FIG. 16, the vertical axis and the horizontal axis are logarithmic scales, and are approximated by the linear relationship of substantially the same inclination or inclination between the mode damping ratio ζ and the mode rigidity k * . Therefore, the index α in the following equation (3) calculated by the nonlinear least square method can be substantially the same in almost all cases.
ζ = K (k * ) α (3)
また、図１６から分かるように板ばね１２の厚さ１ｍｍにおいては板ばね片の枚数や錘１１の質量が変わっても、傾きに大きな変化はなく略一定である。また、板ばね片２枚、３枚の場合は錘１１の質量４．４ｋｇを用いた方がモード減衰比は若干大きいが、その他の場合錘１１の質量の違いによる差は殆どない。 Further, as can be seen from FIG. 16, when the thickness of the leaf spring 12 is 1 mm, even if the number of leaf spring pieces and the mass of the weight 11 change, the inclination does not change greatly and is substantially constant. In the case of 2 or 3 leaf spring pieces, the mode damping ratio is slightly larger when the mass of 4.4 kg of the weight 11 is used. In other cases, there is almost no difference due to the difference in mass of the weight 11.
図１７は、指数α＝０．６２４として、非線形最小２乗法によって計算される（３）式の係数Ｋを示している。なお、この指数αは、図１６に示される全ての場合の平均値である。図１７においてグラフの上部に付記した数値は、当該板ばね片の板厚を示している。図１７（ａ）における錘１１の質量１．２６ｋｇの場合の係数Ｋは、板ばね片の枚数１枚のときに小さく、その枚数の増加に伴い線形に増加するが、４枚から５枚の範囲では殆ど増加しない。一方、係数Ｋは板ばね片の厚さの増加に伴い減少するが、板ばね片の枚数の増加に伴い増加する。モード減衰比は、板ばね片の枚数４枚以下ではその枚数の増加に伴い約１０％増加する。 FIG. 17 shows the coefficient K of the equation (3) calculated by the nonlinear least square method with the index α = 0.624. The index α is an average value in all cases shown in FIG. In FIG. 17, the numerical value appended to the upper part of the graph indicates the plate thickness of the leaf spring piece. The coefficient K when the mass of the weight 11 in FIG. 17A is 1.26 kg is small when the number of leaf spring pieces is 1, and increases linearly as the number of leaf springs increases. Little increase in range. On the other hand, the coefficient K decreases as the thickness of the leaf spring piece increases, but increases as the number of leaf spring pieces increases. When the number of leaf spring pieces is 4 or less, the mode damping ratio increases by about 10% as the number of leaf spring pieces increases.
主軸ヘッドの振動を低減するための平行板ばね式動吸振器の特性
前述したマシニングセンタ１において、その主軸ヘッド３の振動を低減するための平行板ばね式動吸振器の効果を明らかにすべく振動テストを行った。図５に示されるように平行板ばね式動吸振器１０は、主軸ヘッドアーム７の下面側から取付け固定される。なお、この振動テストでは工具４を保持するための主軸ヘッド３のツールホルダにおいて、主軸の回転中心から偏倚した位置にアンバランス質量をオフセットして付設する。主軸ヘッド３の振幅が小さ過ぎると、そのままでは測定し難いため、を付加することで検出し易くする。
Characteristics of the parallel leaf spring type dynamic vibration absorber for reducing the vibration of the spindle head In the machining center 1 described above, vibration is performed to clarify the effect of the parallel leaf spring type dynamic vibration absorber for reducing the vibration of the spindle head 3. Tested. As shown in FIG. 5, the parallel leaf spring type dynamic vibration absorber 10 is attached and fixed from the lower surface side of the spindle head arm 7. In this vibration test, in the tool holder of the spindle head 3 for holding the tool 4, the unbalanced mass is offset at a position deviated from the rotation center of the spindle. If the amplitude of the spindle head 3 is too small, it is difficult to measure as it is, so that it is easy to detect by adding.
前述したように主振動系の振幅は、平行板ばね式動吸振器１０の減衰比の減少に伴い、平行板ばね式動吸振器１０の固有振動数と等しい振動数でより小さくなるが、主振動系の最大振幅はより大きくなる。このため板ばね片が３枚の平行板ばね式動吸振器１０が適用され、その固有振動数は図１８の表２に示されるように調整される。これは、表２に示される平行板ばね式動吸振器１０の固有振動数及び減衰比が、前述した主軸ヘッド３の固有振動数１５８Ｈｚ及び減衰比３．５６％にそれぞれ略等しいからである。 As described above, the amplitude of the main vibration system becomes smaller at a frequency equal to the natural frequency of the parallel leaf spring dynamic vibration absorber 10 as the damping ratio of the parallel leaf spring dynamic vibration absorber 10 decreases. The maximum amplitude of the vibration system becomes larger. For this reason, the parallel leaf spring type dynamic vibration absorber 10 with three leaf spring pieces is applied, and the natural frequency thereof is adjusted as shown in Table 2 of FIG. This is because the natural frequency and damping ratio of the parallel leaf spring type dynamic vibration absorber 10 shown in Table 2 are approximately equal to the natural frequency 158 Hz and damping ratio 3.56% of the spindle head 3 described above.
図１９は、主軸ヘッド３の振幅と回転速度との関係を示している。図１９に示される振幅は、主軸ヘッド３の回転速度におけるその振幅スペクトルの最大値（ピーク）として設定されている。平行板ばね式動吸振器１０を搭載しない主軸ヘッド３の振幅は、主軸ヘッド３の固有振動数と等しい回転数９５００ｒｐｍで最大値に達する。平行板ばね式動吸振器１０の固有振動数が、主軸ヘッド系の固有振動数に近似する１５７Ｈｚに調整されたとき、回転数８６００〜９５００ｒｐｍにて振幅は最小値になる。主軸ヘッド３の回転数９４００ｒｐｍで振幅は最大となり、また平行板ばね式動吸振器１０の固有振動数が主軸ヘッド振動系の固有振動数よりも大きい１７０Ｈｚに調整されたとき、平行板ばね式動吸振器１０を搭載しない主軸ヘッド３の最大振幅の略６０％にまで減少した。回転数９５００ｒｐｍよりも大きい９８００ｒｐｍの回転数で振幅は最小値になり、平行板ばね式動吸振器１０の固有振動数が１８１Ｈｚに調整されたとき、平行板ばね式動吸振器１０を搭載しない主軸ヘッドの最大振幅の略８０％に減少した。従って、平行板ばね式動吸振器１０の最適振動数は、主軸ヘッド振動系の固有振動数よりも１０Ｈｚ程度大きく、主軸ヘッドの振動の最大振幅は４０％減少したことが判明した。 FIG. 19 shows the relationship between the amplitude of the spindle head 3 and the rotational speed. The amplitude shown in FIG. 19 is set as the maximum value (peak) of the amplitude spectrum at the rotational speed of the spindle head 3. The amplitude of the spindle head 3 on which the parallel leaf spring type dynamic vibration absorber 10 is not mounted reaches a maximum value at a rotational speed of 9500 rpm equal to the natural frequency of the spindle head 3. When the natural frequency of the parallel leaf spring type dynamic vibration absorber 10 is adjusted to 157 Hz which approximates the natural frequency of the spindle head system, the amplitude becomes the minimum value at the rotational speed of 8600 to 9500 rpm. When the spindle head 3 rotates at 9400 rpm, the amplitude becomes maximum, and when the natural frequency of the parallel leaf spring type dynamic vibration absorber 10 is adjusted to 170 Hz, which is larger than the natural frequency of the spindle head vibration system, It decreased to about 60% of the maximum amplitude of the spindle head 3 not equipped with the vibration absorber 10. When the rotational speed is 9800 rpm, which is larger than the rotational speed of 9500 rpm, the amplitude becomes the minimum value, and when the natural frequency of the parallel leaf spring type dynamic vibration absorber 10 is adjusted to 181 Hz, the main shaft on which the parallel leaf spring type dynamic vibration absorber 10 is not mounted. It decreased to about 80% of the maximum amplitude of the head. Accordingly, it has been found that the optimum vibration frequency of the parallel leaf spring type dynamic vibration absorber 10 is about 10 Hz larger than the natural frequency of the spindle head vibration system, and the maximum amplitude of vibration of the spindle head is reduced by 40%.
上述した本発明の実施形態で示されたように本発明の平行板ばね式動吸振器１０は、先ずそのモード質量と錘１１の実際の質量が略一致した。
また、平行板ばね式動吸振器１０のモード剛性から推定した板ばね１２の有効長さは、実際の板ばね１２の長さよりも幾分長くなった。
更に、モード減衰比はモード剛性のｎ乗で表され、ｎの値は板ばね１２の厚さや枚数によらずに略一定になり、約０．６であった。また、比例定数は板ばね片の枚数や厚さに比例して大きくなった。
また、本発明によればマシニングセンタ１の主軸ヘッド（固有振動数１５８Ｈｚ、減衰比３．５％）の共振時の振動振幅は、錘１１が１．２６ｋｇ、固有振動数１７０Ｈｚ、減衰比５．２５％の平行板ばね式動吸振器１０を適用することで、約４０％低減することができた。
As shown in the above-described embodiment of the present invention, in the parallel leaf spring type dynamic vibration absorber 10 of the present invention, first, the mode mass and the actual mass of the weight 11 substantially coincide.
Further, the effective length of the leaf spring 12 estimated from the mode rigidity of the parallel leaf spring type dynamic vibration absorber 10 is somewhat longer than the actual length of the leaf spring 12.
Further, the mode damping ratio is expressed by the nth power of the mode rigidity, and the value of n is substantially constant regardless of the thickness and number of the leaf springs 12 and is about 0.6. The proportionality constant increased in proportion to the number and thickness of the leaf spring pieces.
Further, according to the present invention, the vibration amplitude at the resonance of the spindle head (natural frequency 158 Hz, damping ratio 3.5%) of the machining center 1 is 1.26 kg of the weight 11, natural frequency 170 Hz, and damping ratio 5.25. By applying the parallel leaf spring dynamic vibration absorber 10%, it was possible to reduce about 40%.
以上実施形態と共に説明したように本発明によれば、一対の平行板ばね１２により錘１１を支持し、錘１１が主軸ヘッド３の振動方向に振動可能とした。このように平行板ばね１２を用いることでその錘１１の振動方向を規定し、即ち平行板ばね式動吸振器１０を１自由度の振動系とし、ねじり振動が発生し難い構造を可能にする。主振動系に対して、適正且つ円滑に作動する振動系を付加することで、主振動系の振動を有効に低減することができる。 As described above with the embodiment, according to the present invention, the weight 11 is supported by the pair of parallel leaf springs 12 so that the weight 11 can vibrate in the vibration direction of the spindle head 3. By using the parallel leaf spring 12 in this way, the vibration direction of the weight 11 is defined, that is, the parallel leaf spring type dynamic vibration absorber 10 is made into a one-degree-of-freedom vibration system, thereby enabling a structure in which torsional vibration is difficult to occur. . By adding a vibration system that operates properly and smoothly to the main vibration system, it is possible to effectively reduce the vibration of the main vibration system.
また、平行板ばねは複数の板ばね片により構成することで、各々の板ばね片が薄い場合であっても所望の高いばね定数を得ることができ、主振動系に対して有効に対応することができる。
また、複数の板ばね片は、隣接するもの片相互間で摩擦接触するように構成され、簡単な構成でありながら高い減衰能を発揮することができる。
Further, the parallel leaf spring is constituted by a plurality of leaf spring pieces, so that even if each leaf spring piece is thin, a desired high spring constant can be obtained, and this effectively corresponds to the main vibration system. be able to.
Further, the plurality of leaf spring pieces are configured so as to be in frictional contact with each other between adjacent pieces, and can exhibit a high damping ability with a simple structure.
以上、本発明を種々の実施形態と共に説明したが、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、本発明の範囲内で変更等が可能である。
上記実施形態において工作機械特にマシニングセンタの例で説明したが、本発明はその他の工作機械をはじとして各種の振動系に対しても有効に適用可能である。
As mentioned above, although this invention was demonstrated with various embodiment, this invention is not limited only to these embodiment, A change etc. are possible within the scope of the present invention.
In the above embodiment, the example of the machine tool, particularly the machining center, has been described. However, the present invention can be effectively applied to various vibration systems including other machine tools.
１ マシニングセンタ
１０ 平行板ばね式動吸振器
１１ 錘
１２ 板ばね
１３ マウント
１４ 締着ボルト
１５ スライドガイド溝
1 Machining Center 10 Parallel Plate Spring Dynamic Absorber 11 Weight 12 Plate Spring 13 Mount 14 Fastening Bolt 15 Slide Guide Groove
Claims (5)
前記弾性体を一対の平行板ばねにより構成し、この平行板ばねにより前記質量としての錘体の両側部を支持し、前記錘体が前記振動系の振動方向に振動可能としたことを特徴とする平行板ばね式動吸振器。 A dynamic vibration absorber that adds mass via an elastic body to a vibration system that vibrates by the action of an external force and suppresses vibrations of the vibration system,
The elastic body is constituted by a pair of parallel leaf springs, and both sides of the weight body as the mass are supported by the parallel leaf springs so that the weight body can vibrate in the vibration direction of the vibration system. Parallel leaf spring type dynamic vibration absorber.
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Cited By (2)
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|---|---|---|---|---|
| JP2015048907A (en) * | 2013-09-02 | 2015-03-16 | 国立大学法人 鹿児島大学 | Parallel plate spring-type dynamic damper and optimal design method for the same |
| JP2015094384A (en) * | 2013-11-08 | 2015-05-18 | 国立大学法人 鹿児島大学 | Slide type parallel leaf spring dynamic vibration absorber |
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2009
- 2009-11-18 JP JP2009263125A patent/JP2011106590A/en active Pending
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