JP2016148390A

JP2016148390A - 回転慣性質量ダンパー

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Publication number: JP2016148390A
Application number: JP2015025320A
Authority: JP
Inventors: 磯田　和彦; Kazuhiko Isoda; 和彦磯田; 康裕山本; Yasuhiro Yamamoto
Original assignee: Shimizu Construction Co Ltd; Shimizu Corp; Kayaba System Machinery Co Ltd
Current assignee: Shimizu Construction Co Ltd; Shimizu Corp; Kayaba System Machinery Co Ltd
Priority date: 2015-02-12
Filing date: 2015-02-12
Publication date: 2016-08-18
Anticipated expiration: 2035-02-12
Also published as: TW201638492A; US10883558B2; US20170328436A1; JP6584785B2; CN107429773B; TWI600846B; WO2016129641A1; CN107429773A; KR20170116031A

Abstract

【課題】低コストで、かつ安定したダンパー性能を発揮することができる。
【解決手段】近接離反方向に相対変位する部材１１、１２の間に介装され、部材１１、１２間に生じる近接離反方向Ｙの相対加速度により力を生じる構成であって、第１部材１１に連結され作動油Ｌが封入されたシリンダ２と、第２部材１２に連結されシリンダ２内で進退自在に収容されるピストンロッド３と、ピストンロッド３に一体化して設けられシリンダ２内を２つの油室Ｒ１、Ｒ２に区画するピストン４と、各油室Ｒ１、Ｒ２に連結管６Ａ、６Ｂを介して連結された油圧モータ５と、各連結管６Ａ、６Ｂに設けられた減衰弁７と、油圧モータ５の回転軸５１に設けられた回転錘８と、を備え、油圧モータ５の回転軸５１は、ピストンロッド３の進退移動によって油室Ｒから押し出される作動油Ｌの油圧によって回転し、連結管６を流通する作動油Ｌに粘性抵抗が生じる構成とした。
【選択図】図１

Description

本発明は、２つの部材間に生じる近接離反方向の相対振動を低減するための回転慣性質量ダンパーに関する。

従来、回転慣性質量ダンパーとして、例えば特許文献１に示されるように、ダンパー両端の相対加速度に比例した反力を生じさせる装置であって、ボールねじ機構を利用して錘質量の数千倍の慣性質量効果が得られる構成のものが知られている。
特許文献１に示すボールねじ機構を用いた回転慣性質量ダンパーは、外周面にねじが形成されているとともに２つの部材のうち一方の部材を貫通する状態で配置されるボールねじと、そのボールねじの先端部に固定されて一方の部材の外側においてボールねじとともに回転可能な回転錘と、ボールねじの中間部に螺着されてボールねじの軸方向に相対変位可能とされるとともに、一方の部材に対して固定されるボールナットと、ボールねじの基端部を回転自在且つ軸方向に変位不能に支持するとともに、他方の部材に対して固定されるサポートユニットと、を備えた構成となっている。

また、前述のようなボールねじを使用したダンパーの他の構成の回転慣性質量ダンパーとして、シリンダとピストンからなる油圧機構により直動運動を回動運動に変換して回転錘を回転させるものが、例えば特許文献２に開示されている。特許文献２には、シリンダ内をピストンによって区画された一対の油室同士をバイパスする流路中に回転羽根を設け、その回転羽根を内接する回転錘を備えた構成により、ピストンの直動運動を回転羽根の回転運動に変換する機構を用い、回転錘による慣性質量効果を得る構成の振動抑制装置について記載されている。

特開２００８−１９６６０６号公報特開２０１４−５２０６６号公報

しかしながら、従来の回転慣性質量ダンパーでは、以下のような問題があった。
すなわち、特許文献１に示す回転慣性質量ダンパーでは、ボールねじ、ボールナット、及び軸受は、ダンパーの軸方向変位（直動運動）を回転運動に変換する周知のものであるが、高価なボールねじやボールナット等を使用するボールねじ機構がダンパーのコストの大半を占める基幹部品となっており、コストの低減が求められていた。

また、特許文献２に示す油圧機構を用いる構造の場合には、低速時には作動油が回転羽根の隙間を通過してしまい回転羽根が回転しないで回転錘が回転せず、十分な慣性質量効果が得られないという問題があり、その点で改善の余地があった。

本発明は、上述する問題点に鑑みてなされたもので、低コストで、かつ低速度から高速度まで安定したダンパー性能を発揮することができる回転慣性質量ダンパーを提供することを目的とする。

上記目的を達成するため、本発明に係る回転慣性質量ダンパーは、互いに近接離反する方向に相対変位する２つの部材間に介装されていて、それら２つの部材間に生じる近接離反方向の相対加速度により力を生じる回転慣性質量ダンパーであって、前記２つの部材のうち一方に連結されるとともに、作動油が封入されたシリンダと、前記２つの部材の他方に連結され、一部が前記シリンダ内で進退自在に収容されるピストンロッドと、前記ピストンロッドのピストン軸方向の中間部に設けられるとともに、前記シリンダを２つの油室に区画するピストンと、前記２つの油室のそれぞれに連結管を介して連結された回転軸を有する油圧モータと、前記連結管のそれぞれに設けられた減衰弁と、前記油圧モータの回転軸に一体的に設けられた回転錘と、を備え、前記油圧モータの回転軸は、前記ピストンロッドの進退移動によって前記油室のいずれか一方から押し出される作動油の油圧によって回転し、前記減衰弁によって前記連結管を流通する作動油に粘性抵抗が生じることを特徴としている。

本発明では、２つの部材間に近接離反する方向に相対振動が生じて、ピストンロッドがシリンダ内でピストン軸方向に進退移動すると、シリンダ内の油室と油圧モータとを連結する連結管に作動油が流れ油圧モータの回転軸が回転する。これにより回転錘が回転軸回りに回転し、回転錘により慣性質量が付与されることになる。このとき、連結管の途中に減衰弁が設けられ、減衰弁を通過する作動油に粘性抵抗が生じるので、減衰弁によってピストン軸方向の変位量、すなわち連結管を流れる作動油の速度に比例した減衰を生じさせることができる。
このように、本発明では、シリンダ及びピストンロッドからなる従来のオイルダンパーと油圧モータとを組み合わせることにより回転慣性質量ダンパーを構成することができるので、高価なボールねじや軸受が不要となり、コストの低減を図ることができる。

また、本発明では、シリンダの油室と油圧モータを連結する連結管の途中に減衰弁を設けることで、慣性質量に並列する減衰を付与することができる。そのため、減衰弁を調整することで任意の減衰係数を付与することができ、応答低減に効果的な最適減衰を設定することが可能となる。

また、本発明に係る回転慣性質量ダンパーでは、架構に剛性を有することから、通常のオイルダンパーと同様に地震後には回転慣性質量ダンパーを構成するいずれの部位も元の位置に復帰することができる。そのため、大地震後の余震など、複数の地震を受けた場合でも回転慣性質量ダンパー内のピストンロッドが特定方向にドリフトすることがなく、初期の性能を保持することができる。また、ボールねじを使用した従来のダンパーのように残留変形のためボールねじのストロークが減少することがなく、ダンパー性能を安定して発揮できる構成とすることができる。

また、本発明に係る回転慣性質量ダンパーは、一対の前記減衰弁同士を連結するバイパス管が設けられ、前記一方の連結管に一定以上の作動油の速度が生じた際に、該一方の連結管内の作動油が前記バイパス管を通して他方の連結管側に向けて流通されることを特徴とすることが好ましい。

本発明の構成によれば、連結管を通過する作動油の速度が一定以上で過大になる場合に、例えば減衰弁が大きく開くことで作動油の一部をバイパス管に流すことができる。これにより、油圧モータに流入する油量が制約され、回転軸の過大な回転を防ぐことができる。

また、本発明に係る回転慣性質量ダンパーは、前記ピストンには、リリーフ弁が設けられていることが好ましい。

ピストンにリリーフ弁を設けることで、回転慣性質量ダンパーに過大な負担力が生じるのを抑制することができる。つまり、すべりを利用した摩擦ダンパーのように摩耗による性能の低下が生じず、安定した性能を発揮できるフェールセーフ機構となる。
また、本発明の回転慣性質量ダンパーの油圧回路では油圧モータと減衰弁とが直列に配置されるが、振動モデルでは油圧モータによる慣性質量と減衰弁による減衰が並列に配置されることになる。さらに油圧回路では上記と並列に配列されるピストン内のリリーフ弁だが、振動モデルではこれらに直列配置となる。このように、油圧回路内に各種バルブ等を組み込むことで、振動モデルに各種減衰や頭打ち特性（リミッター）等を付加することができる。

本発明の回転慣性質量ダンパーによれば、油圧モータを使用することで、高価なボールねじや軸受を用いることなく、低コストで、かつ低速度から高速度まで安定したダンパー性能を発揮することができる。

本発明の実施の形態による回転慣性質量ダンパーの構成を示す一部断面図表示した側面図である。図１に示す連結管を模式的に示した図である。図１に示す回転慣性質量ダンパーの振動モデルを示す図である。通常時における減衰弁による作動油の流れを示す図である。過大入力時における減衰弁による作動油の流れを示す図である。

以下、本発明の実施の形態による回転慣性質量ダンパーについて、図面に基づいて説明する。

図１に示すように、本実施の形態による回転慣性質量ダンパー１は、例えば建物の柱梁や床、或いはばね等で互いに近接離反する方向（近接離反方向Ｙという）に相対変位する２つの部材１１、１２間に介装されていて、それら２つの部材１１、１２間に生じる近接離反方向Ｙの相対加速度により力を生じる構成となっている。

回転慣性質量ダンパー１は、２つの部材１１、１２のうち一方の第１部材１１に連結されるとともに、作動油Ｌが封入されたシリンダ２と、他方の第２部材１２に連結され、一部がシリンダ２内でシリンダ軸方向に沿って進退（摺動）自在に収容されるピストンロッド３と、ピストンロッド３のピストン軸Ｏ方向の中間部に設けられるとともに、シリンダ２を２つの油室Ｒ（第１油室Ｒ１、第２油室Ｒ２）に区画するピストン４と、第１油室Ｒ１および第２油室Ｒ２のそれぞれに連結管６（６Ａ、６Ｂ）を介して連結された回転軸５１を有する油圧モータ５と、連結管６のそれぞれに設けられた減衰弁７と、油圧モータ５の回転軸５１に一体的に設けられた回転錘８と、を備えている。

シリンダ２は、密封された中空筒状のハウジングであり、第１部材１１側の端部に環状の第１連結環（クレビス）２１が設けられている。シリンダ２の軸方向両側の端板２２、２２には、それぞれピストンロッド３をピストン軸Ｏ方向に沿って摺動可能に液密に挿通する挿通孔２２ａが形成されている。また、シリンダ２の両端板２２、２２側のそれぞれ周面には、連結管６の一端が接続されている。一対の連結管６Ａ、６Ｂは、油室Ｒ１、Ｒ２のいずれか一方に連通している。

ピストンロッド３は、シリンダ２の両端に形成される一対の挿通孔２２ａに摺動可能に挿通され、シリンダ２の第２部材１２側の端板２２から突出した端部に環状の第２連結環（クレビス）３１が設けられている。

ピストン４は、円柱状をなし、ピストンロッド３と同軸に一体化して設けられ、近接離反方向Ｙに移動自在となっている。ピストン４の径方向外側の外周縁は、パッキン等によってシリンダ２の内面に液密に接触している。つまり、シリンダ２内は、第１部材１１側の第１油室Ｒ１と第２部材１２側の第２油室Ｒ２とがピストン４によって画成されている。
ピストン４には、第１油室Ｒ１に接する第１端面４ａと第２油室Ｒ２に接する第２端面４ｂとを繋ぎ、第１油室Ｒ１と第２油室Ｒ２とを連通する連通路４ｃが形成され、その連通路４ｃの中間にリリーフ弁４１が設けられている。

油圧モータ５は、ピストンロッド３の進退移動によって第１油室Ｒ１および第２油室Ｒ２のいずれか一方から押し出される作動油Ｌの油圧によって回転軸５１が回転する。このとき、減衰弁７によって連結管６を流通する作動油Ｌに粘性抵抗が生じるようになっている。
油圧モータ５の回転軸５１には略円盤形状の回転錘８が同軸に、かつ一体的に設けられており、回転錘８が回転軸５１とともに回転可能となっている。

連結管６Ａ、６Ｂには、図２に示すように、減衰弁７が設けられ油室Ｒ内の作動油Ｌを油圧モータ５に流入させる減衰流路６１と、減衰流路６１と並列に配置され、油圧モータ５から油室Ｒへ向かう一方向（以下、戻り方向Ｅ２という）のみの作動油Ｌを流す戻り流路６２と、が設けられている。戻り流路６２には、油室Ｒから油圧モータ５へ向かう方向（以下、往き方向Ｅ１という）に付勢され、戻り流路６２内を開閉する逆止弁７１が設けられている。
なお、図２（後述する図４及び図５も同様）において、流路（連結管６Ａ、６Ｂ）内の矢印は、作動油Ｌの流通方向を示している。

減衰弁７は、図２に示すように、減衰流路６１に設けられ、戻り方向Ｅ２に減衰ばね７ａの付勢力によって付勢され、減衰流路６１内を開閉する構成となっている。具体的には、減衰流路６１に第１弁座６１ａが設けられ、減衰弁７は第１弁座６１ａに対して油圧モータ５側から付勢された状態で液密に当接離反可能に設けられている。なお、減衰ばね７ａは、減衰流路６１内で行き方向Ｅ１に流れる作動油Ｌによって減衰弁７を開弁させる適宜なばね剛性に設定されている。

つまり、減衰弁７は、油室Ｒ内の作動油Ｌが往き方向Ｅ１に向けて流れるときに開弁となり、戻り方向Ｅ２向けて流れるときに閉弁となる。そして、減衰流路６１を流れた作動油Ｌが油圧モータ５に送り込まれると、回転軸５１が所定の回転方向に回転することになる。なお、回転軸５１の回転方向は、第１油室Ｒ１に連結される第１連結管６Ａと、第２油室Ｒ２に連結される第２連結管６Ｂと、を通過する作動油Ｌによって油圧モータ５が正逆回転となる。

逆止弁７１は、往き方向Ｅ１に逆止弁用ばね７１ａの付勢力によって付勢され、戻り流路６２１内を開閉する構成となっている。戻り流路６２に第２弁座６２ａが設けられ、逆止弁７１は第２弁座６２ａに対して油室Ｒ側から付勢された状態で液密に当接離反可能に設けられている。逆止弁７１は、作動油Ｌが往き方向Ｅ１に向けて流れるときに閉弁となり、戻り方向Ｅ２に向けて流れるときに開弁となる。

また、各連結管６Ａ、６Ｂには、それぞれの減衰流路６１と他方の連結管６同士を連絡するバイパス管６３Ａ、６３Ｂが設けられている。バイパス管６３Ａ、６３Ｂの減衰流路６１側に開口する第１接続口６３ａは、減衰弁７が減衰ばね７ａの付勢力に抗して所定量よりも大きく開弁したときに、減衰流路６１内とバイパス管６３Ａ、６３Ｂ内とが連通する位置に配置されている。また、第１接続口６３ａと反対側の第２接続口６３ｂは、他方の連結管６（図２では第２連結管６Ｂ）において減衰弁７よりも油室Ｒ側の位置に接続されている。
そのため、第１接続口６３ａが開口すると、往き方向Ｅ１に流れる作動油Ｌの一部がバイパス管６３Ａ、６３Ｂ内を流通し、他方の連結管６側に流入して他方の連結管６に連通される油室Ｒ内に送られる構成となっている。

このように構成される回転慣性質量ダンパー１は、図１に示すように、上述した２つの部材１１、１２が互いに近接離反するとき、一方の第１部材１１に固定されているシリンダ２に対して他方の第２部材１２に固定されているピストンロッド３が近接離反方向Ｙ（ピストン軸Ｏ方向）に直線運動し、ピストン４によって変化する油室Ｒ１、Ｒ２の体積に応じた作動油Ｌが回転駆動する油圧モータ５に流れ、回転軸５１を回転させることにより回転運動する構成であって、ピストンロッド３の直線運動が回転軸５１の回転運動に変換されるようになっている。

次に、上述した構成の回転慣性質量ダンパー１について、図１などを用いてさらに詳細に説明する。
ダンパー変位（ピストンロッド３及びピストン４のピストン軸Ｏ方向の変位）がｘのときに連結管６を通じて油圧モータ５に供給される作動油Ｌの油量Ｖ_０（ｃｍ^３）は、シリンダ２の内法断面積をＡ（ｃｍ^２）とすると、Ｖ_０＝Ａ・ｘで求められる。そのため、ピストンロッド３に設けられるピストン４にリリーフ弁４１を設けることで、過大な荷重反力が生じないフェールセーフ機構となる。
そして、上述したように、本実施の形態の回転慣性質量ダンパー１は、連結管６の途中に減衰弁７を設けるとともに、油圧モータ５の回転軸５１に回転錘８を接合することで、連結管６を流れる作動油Ｌの速度に比例した減衰を生じさせる構成となっている。

ここで、油圧モータ５としては、作動油Ｌが全てモータシリンダに入り、低速時の回転追随性が良く、油圧を高圧にできることからコンパクトに大トルクに対応できる構成のピストン型の油圧モータを使用する。
そして、油圧モータ５が１回転するのに要する油量（押しのけ容積）をＶｃｍ^３、定格出力トルクをＴ（Ｎ・ｍ）、定格回転数をｎ（１分間あたりの回転数：ｒｐｍ）、作動油の定格圧力をｐ（ＭＰａ）、シリンダ２の内法断面積をＡｃｍ^２とすると、ダンパー負担力Ｆ（ｋＮ）を示す（１）式が得られる。
また、油圧モータ５が１回転するときのダンパー変位ｘ_１は、（２）式となる。

これは、従来型のボールねじを使用した回転慣性質量ダンパーにおけるボールねじのリード寸法Ｌ_ｄに相当（Ｌ_ｄ＝ｘ_１）する。
また、定格回転数（６０秒当たりの値）時におけるダンパー速度ｘ_max（ｃｍ／ｓ）は、（３）式となる。

油圧モータ５の回転軸５１に、回転慣性モーメントＩ_θ（ｔｏｎ．ｃｍ^２）の回転錘８を取り付けた場合の慣性質量Ψは、（４）式のようになる。

これにより、ピストンロッド３の移動加速度ｘ（ｘの上に・・）（＝ダンパー両端の相対加速度）に比例した負担力Ｆ_Ψ＝Ψ・ｘ（ｘの上に・・）を生じる機構となる。

次に、上述した連結管６と減衰弁７について、図１及び図２等を用いて詳細に説明する。
本実施の形態の回転慣性質量ダンパー１では、減衰弁７はピストンロッド３の進退移動による特性を揃えるため、作動油Ｌを戻り方向Ｅ２にだけ通過させる逆止弁７１と、速度に比例した粘性抵抗を生じる減衰弁７と、をセットで使用し、これを油圧モータ５の両ポート（接続口５２）に設ける。これにより、ピストンロッド３の移動速度ｘ（ダンパー速度）に比例した減衰力Ｆ_ｃ＝ｃ・ｘ（ｃは減衰係数）を生じる機構となる。

減衰弁７と油圧モータ５とが油圧回路で直列に配置されていることから、ダンパー負担力（反力）Ｆは、回転錘８の慣性質量ΨによるＦ_Ψ（相対加速度に比例）と、減衰係数ｃによるＦ_ｃ（相対速度に比例）の和となり、図３に示す振動モデルとしては、慣性質量と減衰が並列した形で表される。なお、図３においてピストンロッド３に設けたリリーフ弁４１により負担力を頭打ちにする摩擦要素と作動油Ｌの剛性を評価したばね要素も併せて示している。

また、ダンパー速度ｘが油圧モータ５の定格回転数に達するｘ_maxを上回る場合に、バイパス管６３に作動油Ｌを流して油圧モータ５に流入する油量を制限する構成を加える。これにより、油圧モータ５は定格回転数を超えることを抑制し、摺動部にかじりが生じるのを防ぐことができ、過大な入力時においても回転数の増大を抑制することが可能となる。

第１連結管６Ａにおいて、第１油室Ｒ１の作動油Ｌが往き方向Ｅ１に向けて流れる場合について説明する。第１連結管６Ａ内を流れる作動油Ｌの速度がｘ≦ｘ_maxの場合（通常時）には、図４に示すように、作動油Ｌは第１連結管６Ａの減衰流路６１の減衰弁７を開弁させて通過し油圧モータ５に流入する。このとき戻り流路６２の逆止弁７１は閉弁した状態となる。そして、油圧モータ５内に流入した作動油Ｌは、第２連結管６Ｂの戻り流路６２の逆止弁７１を開弁させて通過しシリンダ２の第２油室Ｒ２内に戻る。このとき、作動油Ｌはバイパス管６３Ａには流れない。

一方、第１連結管６Ａ内を流れる作動油Ｌの速度がｘ＞ｘ_maxの場合（過大入力時）には、図５に示すように、ｘの増大によって減衰力Ｆ_ｃが大きくなって減衰弁７の減衰ばね７ａが圧縮しバイパス管６３Ａの第１接続口６３ａが開口するため、バイパス管６３Ａに作動油Ｌが流れ、油圧モータ５に入る油量が制限される。なお、この構成は油圧モータ５の回転数に対するフェールセーフ機構であり、ダンパー反力を頭打ちにする目的でシリンダ２内のピストンロッド３に設けたリリーフ機構とは異なっている。

次に、上述した回転慣性質量ダンパー１の作用について、図面に基づいて説明する。
図１に示すように、本実施の形態では、第１部材１１と第２部材１２との間に近接離反方向Ｙに相対振動が生じて、ピストンロッド３がシリンダ２内でピストン軸Ｏ方向に進退移動すると、シリンダ２内の油室Ｒ１、Ｒ２と油圧モータ５とを連結する連結管６（６Ａ、６Ｂ）に作動油Ｌが流れ油圧モータ５の回転軸５１が回転する。これにより回転錘８が回転軸５１回りに回転し、回転錘８により慣性質量が付与されることになる。このとき、連結管６の途中に減衰弁７が設けられ、減衰弁７を通過する作動油Ｌに粘性抵抗が生じるので、減衰弁７によってピストン４のピストン軸方向の変位量、すなわち連結管６を流れる作動油Ｌの速度に比例した減衰を生じさせることができる。

このように、本実施の形態では、シリンダ２及びピストン４からなる従来のオイルダンパーに相当する構成と油圧モータ５とを組み合わせることにより回転慣性質量ダンパー１を構成することができるので、高価なボールねじや軸受が不要となり、コストの低減を図ることができる。

また、本実施の形態では、図２に示すように、シリンダ２の油室Ｒ１、Ｒ２と油圧モータ５を連結する連結管６の途中に減衰弁７を設けることで、図３に示すような振動モデルにおいて慣性質量に並列する減衰を付与することができる。そのため、減衰弁７を調整することで任意の減衰係数を付与することができ、応答低減に効果的な最適減衰を付与することが可能となる。

また、本実施の形態の回転慣性質量ダンパー１では、通常のオイルダンパーと同様に架構剛性を有することから、地震後には回転慣性質量ダンパーを構成するいずれの部位も元の位置に復帰することができる。そのため、大地震後の余震など、複数の地震を受けた場合でも回転慣性質量ダンパー１内のピストン４が特定方向にドリフトすることがなく、初期の性能を保持することができる。
したがって、ボールねじを使用した従来のダンパーに比べて残留変形のためボールねじのストロークが減少したりすることがなく、ダンパー性能を安定して発揮できる構成とすることができる。

また、本実施の形態の回転慣性質量ダンパー１では、連結管６を通過する作動油Ｌの速度が一定以上で過大になる場合に、減衰弁７が大きく開くことで作動油Ｌの一部をバイパス管６３に流すことができる。これにより、油圧モータ５に流入する油量が制約され、回転軸５１の過大な回転を防ぐことができる。

また、本実施の形態では、ピストン４にリリーフ弁４１を設けることで、回転慣性質量ダンパー１に過大な負担力が生じるのを抑制することができる。つまり、すべりを利用した摩擦ダンパーのように摩耗による性能の低下が生じず、安定した性能を発揮できるフェールセーフ機構となる。

また、本実施の形態の回転慣性質量ダンパー１の油圧回路では、油圧モータ５と減衰弁７とが直列に配置されるが、振動モデルでは油圧モータ５による慣性質量と減衰弁７による減衰が並列に配置されることになる。さらに油圧回路では、上記と並列に配列されるピストンロッド３内のリリーフ弁４１だが、振動モデルではこれらに直列配置となる。このように、油圧回路内に各種バルブ等を組み込むことで、振動モデルに各種減衰や頭打ち特性（リミッター）等を付加することができる。

上述のように本実施の形態による回転慣性質量ダンパーでは、油圧モータ５を使用することで、高価なボールねじや軸受を用いることなく、低コストで低速度から高速度まで安定したダンパー性能を発揮することができる。

次に、上述した実施の形態による回転慣性質量ダンパーの具体的な数値を試算した設計例について以下説明する。
この試算例では、図１〜図３で示した回転慣性質量ダンパー１を採用し、バイパス管６３Ａ、６３Ｂやリリーフ弁４１が作動する前の線形範囲を対象とする。
架構内で構造体と接合されるシリンダ及びピストンとして１５００ｋＮの制震オイルダンパーを使用し、油圧モータ及びオイルダンパーの作動油圧力を３０ＭＰａとする。ここで、シリンダの外径寸法Ｄ_１を３１０ｍｍ、内法断面積Ａを４６０ｃｍ^２に設定する。

油圧モータとして、川崎重工業社製のＭ３Ｘ８００（質量１３３ｋｇ）を使用する。また、押しのけ容積Ｖは８００ｃｍ^３／ｒｅｖ、ｘ_１＝Ｖ／Ａ＝１．７４ｃｍで１回転する。すなわちリードＬ_ｄが１７．４ｍｍのボールねじに相当する。そして、ダンパー負担力（反力）は、Ｆ＝３０Ａ／１０より１３８０ｋＮとなる。
そして、定格回転数ｎは１２００ｒｐｍであり、ダンパー軸速度はｎｘ_１／６０＝３４．８ｃｍ／ｓ＝３４．８ｋｉｎｅとなる。最大速度３４．８ｋｉｎｅ、軸耐力は１３８０ｋＮでリード１７．４のボールねじ機構に等価な装置となる。

そして、直径が５００ｍｍ、厚さ寸法が４００ｍｍ、質量ｍが０．６２ｔｏｎ、回転慣性モーメントＩ_θが１９３ｔｏｎ・ｃｍ^２の回転錘を設けた場合の慣性質量Ψは、上述した（４）式により２５１６ｔｏｎ（実質量の４０５８倍）と求められる。
これにより、負担力が１３８０ｋＮ、慣性質量が２５００ｔｏｎの回転慣性質量ダンパーを実現することができる。
この場合、ダンパー速度が３４．８ｋｉｎｅまで対応することができることから、通常の制振装置としては十分な性能を有する。

以上、本発明による回転慣性質量ダンパーの実施の形態について説明したが、本発明は上記の実施の形態に限定されるものではなく、その趣旨を逸脱しない範囲で適宜変更可能である。

例えば、本実施の形態では、ピストン４にリリーフ弁４１を設ける構成としているが、リリーフ弁４１を省略することも可能である。
また、本実施の形態のバイパス管６３Ａ、６３Ｂを設ける構成に制限されることはなく、このバイパス管６３Ａ、６３Ｂを省略することも可能であり、減衰流路６１を往き方向Ｅ１に通過するすべての作動油Ｌを油圧モータ５に流入させるようにしてもよい。

また、本実施の形態では、減衰弁７として、減衰ばね７ａの付勢力によって減衰流路６１の第１弁座６１ａに当接した弁構造を採用しているが、これに限定されることはなく、他の構成による弁構造を採用することも可能である。なお、逆止弁７１の構造についても同様である。
さらに、連結管６の減衰流路６１において１つの減衰弁７を設けた構成としているが、複数の減衰弁を直列に配置して、減衰流路６１全体で減衰係数を調整することも可能である。

また、本実施の形態で採用しているピストン型の油圧モータとして、他にピストンを放射状に配置したラジアル式モータや、ピストン軸と出力軸が角度をもつように構成された斜軸式モータ等を採用してもよい。

さらに、シリンダ２、ピストンロッド３、ピストン４の形状、寸法などの構成は、ダンパー負担力、設置位置などの条件に合わせて適宜設定することができる。
また、連結管６Ａ、６Ｂのシリンダ２に対する接続位置や、長さ寸法、連結管における減衰流路６１、戻り流路６２の位置などの構成についても、とくに制限されることはなく、適宜設定することができる。

また、回転錘８の形状、大きさ、材質などの構成についても、油圧モータ５の回転軸５１に接合されていればとくに限定されることはない。
また、ダンパー両端の連結部材として連結環（クレビス）を用いる代わりにボールジョイント等の他の接合手段を用いてもよい。

その他、本発明の趣旨を逸脱しない範囲で、上記した実施の形態における構成要素を周知の構成要素に置き換えることは適宜可能である。

１回転慣性質量ダンパー
２シリンダ
３ピストンロッド
４ピストン
５油圧モータ
６、６Ａ、６Ｂ連結管
７減衰弁
８回転錘
１１第１部材
１２第２部材
４１リリーフ弁
５１回転軸
６１減衰流路
６２戻り流路
６３、６３Ａ、６３Ｂバイパス管
７１逆止弁
Ｅ１往き方向
Ｅ２戻り方向
Ｒ油室
Ｒ１第１油室
Ｒ２第２油室
Ｏピストン軸
Ｙ近接離反方向

Claims

互いに近接離反する方向に相対変位する２つの部材間に介装されていて、それら２つの部材間に生じる近接離反方向の相対加速度により力を生じる回転慣性質量ダンパーであって、
前記２つの部材のうち一方に連結されるとともに、作動油が封入されたシリンダと、
前記２つの部材の他方に連結され、一部が前記シリンダ内で進退自在に収容されるピストンロッドと、
前記ピストンロッドのピストン軸方向の中間部に設けられるとともに、前記シリンダを２つの油室に区画するピストンと、
前記２つの油室のそれぞれに連結管を介して連結された回転軸を有する油圧モータと、
前記連結管のそれぞれに設けられた減衰弁と、
前記油圧モータの回転軸に一体的に設けられた回転錘と、
を備え、
前記油圧モータの回転軸は、前記ピストンロッドの進退移動によって前記油室のいずれか一方から押し出される作動油の油圧によって回転し、
前記減衰弁によって前記連結管を流通する作動油に粘性抵抗が生じることを特徴とする回転慣性質量ダンパー。
一対の前記連結管同士を連結するバイパス管が設けられ、
前記一方の連結管に一定以上の作動油の速度が生じた際に、該一方の連結管内の作動油が前記バイパス管を通して他方の連結管側に向けて流通されることを特徴とすることを特徴とする請求項１に記載の回転慣性質量ダンパー。
前記ピストンには、リリーフ弁が設けられていることを特徴とする請求項１又は２に記載の回転慣性質量ダンパー。