JP2015048907A - 平行板ばね式動吸振器及びその最適設計方法 - Google Patents
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Abstract
Description
ここで先ず、本発明に係る平行板ばね式動吸振器の概要について説明する。動吸振器とはばね‐質量からなる振動系を持ち、更に減衰器を含んでなり、図1のように強制振動を生じている機械構造物(主振動系)に取付けられて振動することにより、主振動系の機械構造物の振動を低減あるいは抑制する装置である。
動吸振器の振動抑制原理は、動吸振器の固有振動数を対象物の固有振動数に一致させ、反共振点をつくって振動を抑制するというものである。
振動の減衰メカニズムとしては、減衰材のせん断変形における振動エネルギから熱エネルギへの変換によるものである。
平行板ばね式動吸振器の固有振動数の計算式は、図2のモデルを適用して次のように表される。
動吸振器のばね定数は、次式で与えられる。
k=P/δ=2bEn(t/l)3
また、動吸振器の固有振動数は、次式で与えられる。
f=1/2π√{2bEn/m(t/l)3}
P:荷重
δ:たわみ
b:板ばねの幅
t:板ばねの厚さ
n:重ねた板ばねの枚数(片方)
E:ばね材料の縦弾性係数
l:板ばねの長さ
また、2枚重ねた板ばね12を間にサンドイッチ状に減衰材16を挟むことで任意の減衰比を得られるようにしている。減衰材16の寸法としては、長さ5mm、10mm、15mm、35mm、厚さ1mm、2mm、3mmのものを使用する。
図4(A)は長さ35mmの減衰材、図4(B)は長さ10mmの減衰材の例をそれぞれ示している。
1)減衰材の長さの影響
図6は、板ばね長さと固有振動数の関係を示している。減衰材を付加した場合としなかった場合の固有振動数の差は、ほとんど見られなかった。
図7は、板ばね長さとモーダル剛性/モーダル質量の関係を示している。モーダル剛性とモーダル質量において、減衰材を付加した場合と付加しなかった場合で大きな差は見られなかった。
図8は、板ばね長さ/固有振動数とモーダル減衰比の関係を示している。減衰材は長くなる程モーダル減衰比は大きくなり、最大で約6%になった。
図9は、板ばね長さに対する固有振動数(減衰材の厚さ比較)を示している。
図10は、板ばね長さに対する減衰比(減衰材の厚さ比較)を示している。
図11は、固有振動数に対する減衰比(減衰材の厚さ比較)を示している。
図12は、板ばね長さに対する等価質量(減衰材の厚さ比較)を示している。
図13は、板ばね長さに対する等価剛性(減衰材の厚さ比較)を示している。
図14は、板ばね長さに対する固有振動数(減衰材の長さ比較)を示している。
図15は、板ばね長さに対する減衰比(減衰材の長さ比較)を示している。
図16は、固有振動数に対する減衰比(減衰材の長さ比較)を示している。
図17は、板ばね長さに対する等価質量(減衰材の長さ比較)を示している。
図18は、板ばね長さに対する等価剛性(減衰材の長さ比較)を示している。
図19は、錘の質量に対する固有振動数(減衰材の長さ比較)を示している。
図20は、錘の質量に対する減衰比(減衰材の長さ比較)を示している。
図21は、固有振動数に対する減衰比(減衰材の長さ比較)を示している。
図22は、錘の質量に対する等価質量(減衰材の長さ比較)を示している。
図23は、錘の質量に対する固有振動数(減衰材の厚さ比較)を示している。
図24は、錘の質量に対する減衰比(減衰材の厚さ比較)を示している。
図25は、固有振動数に対する減衰比(減衰材の厚さ比較)を示している。
図26は、錘の質量に対する等価質量(減衰材の厚さ比較)を示している。
図27は、錘の質量に対する等価剛性(減衰材の厚さ比較)を示している。
図28は、錘の質量に対する等価剛性(減衰材の長さ比較)を示している。
この例では平行板ばね式動吸振器を用いて、特にマシニングセンタの主軸ヘッドの振動の低減を図ることを目的とし、その際マシニングセンタ構造の実験モーダル解析、主軸ヘッドアーム系の強制振動の計算式の導出、そして動吸振器の自由振動特性の最適化等を行った。
測定方法として、図31のように主軸ヘッドの測定点の17番をインパクトハンマで打撃して加振力を測定し、測定点の1〜42番に3軸加速度センサを取り付け、振動加速度を測定した。
エンドミル工具(Tool)と主軸ヘッド17番(動吸振器取付位置)での周波数応答関数は、図32に示すものとなった。
なお、動吸振器取付位置でのモーダルパラメータは、次の通りである。
固有振動数:163Hz モーダル減衰比:2.5%
モーダル質量:83kg モーダル剛性:80MN/m
163Hzでの振動モードは、図33に示されるものであった。
主軸ヘッドの強制振動の解析モデルを図34に示す。
なお、図34におけるパラメータは、次の通りである。
m:質量
k:ばね定数
x:振動変位
θ:主軸ヘッドアームの回転角
L:主軸ヘッドアームの長さ
l:動吸振器の取付け位置
c:減衰係数
添え字の1は主軸ヘッド、2は動吸振器をそれぞれ表す。
なお、(1)式、(4)式及び(7)式は動吸振器がない場合を、また、(2)式、(3)式、(5)式及び(8)式は動吸振器がある場合を示し、このうち(2)式及び(5)式は主軸ヘッドに関するもの、(3)式及び(6)式は動吸振器に関するものである。
f:固有振動数比=ω2/ω1
g:強制振動数比=ω/ω1
ω1:主軸ヘッドの固有振動数=√(k1/m1)
ω2:動吸振器の固有振動数=√(k2/m2)
ω:強制振動数
h1:主軸ヘッドの減衰比=c1/cc1)
h2:動吸振器の減衰比=c2/cc2)
cc1:主軸ヘッドの臨界減衰係数=2√(m1k1)
cc2:動吸振器の臨界減衰係数=2√(m2k2)
μ:質量比=m2/m1
Xst:静たわみ=P0/k1
図36は、振動試験による評価を行うために、簡易減衰機能付の平行板ばね式動吸振器をマシニングセンタの主軸ヘッドの前方に取付けた場合の例を示している。この場合、工具ホルダに対して不釣合い錘として機能するボルトを取付け、主軸速度を4000〜11000rpmで回転(66.7〜183.3Hzで加振)し、主軸ヘッドに強制振動を発生させたときの主軸ヘッドの振動振幅を測定した。このとき使用した動吸振器の例を図37に示す。また、表1は、振動実験に用いた動吸振器の振動特性(モーダルパラメータ)を示している。なお、実験では実際の切削は行われない。
マシニングセンタの主軸ヘッドに適用した例を説明したが、その他の工作機械や産業機械等に対しても上記実施形態と同様に本発明を適用可能である。
11 錘
12 板ばね
13 マウントもしくは台座
14 締着ボルト
15 スライドガイド溝
16 減衰材
Claims (4)
- ばね‐質量からなる振動系を持ち、減衰器を含んでなる平行板ばね式動吸振器であって、
平行に配置した一対の板ばねの間に錘を両側から挟んで振動可能に支持し、前記一対の板ばねそれぞれが、減衰材を2枚の鋼板でサンドイッチ状に挟む構造でなる前記減衰器を有することを特徴とする平行板ばね式動吸振器。 - 任意の質量を有する前記錘、任意のばね定数を有する前記板ばね及び任意の減衰を有する前記減衰器を備え、自由振動特性を任意に設定可能としたことを特徴とする請求項1に記載の平行板ばね式動吸振器。
- 前記錘の質量は該錘の大きさを変えることにより、前記ばね定数は前記錘の位置をずらして前記板ばねの長さを変えることにより、前記減衰は前記減衰材の大きさを変えることにより、それぞれ任意に設定することができることを特徴とする請求項2に記載の平行板ばね式動吸振器。
- 請求項1〜3のいずれか1項に記載の平行板ばね式動吸振器の最適設計方法であって、
前記動吸振器に任意の振動特性を持たせることにより、該動吸振器の固有振動数及び減衰比の双方を所定値に設定することを特徴とする平行板ばね式動吸振器の最適設計方法。
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