JP2023104257A - 回転慣性質量ダンパ - Google Patents

Abstract

【課題】圧力モータとして市販のものを用いた場合においても、大きな押しのけ容積を確保しながら、圧力モータの実際の回転数を許容回転数以下に抑制できる回転慣性質量ダンパを提供する。【解決手段】本発明のマスダンパ（回転慣性質量ダンパ）１は、作動油ＨＦが充填されたシリンダ２と、シリンダ２内に摺動自在に設けられ、シリンダ２内を第１及び第２油室２ｅ、２ｆに区画するピストン３と、作動油ＨＦが充填され、ピストン３をバイパスし、第１及び第２油室２ｅ、２ｆに連通し、複数の並列通路部４ｃを有する連通路４と、各並列通路部４ｃに設けられ、並列通路部４ｃ内の作動流体の流動を回転運動に変換する複数の歯車モータ５と、各歯車モータ５に連結され、歯車モータ５で駆動されることによって、回転慣性質量効果を発揮する複数の回転体６と、を備え、複数の歯車モータ５の諸元及び複数の回転体６の諸元は、それぞれ互いに同一に設定されている。【選択図】図１

Description

本発明は、圧力モータで駆動される回転マスの回転慣性質量効果によって、構造物の振動を抑制する回転慣性質量ダンパに関する。

出願人は、この種の回転慣性質量ダンパを、例えば特許文献１において開示している。この回転慣性質量ダンパは、構造物を含む系内の第１及び第２部位の間に設置されるものであり、作動流体が充填され、第１部位に連結されるシリンダと、シリンダ内に摺動自在に設けられ、シリンダ内を第１流体室と第２流体室に区画するとともに、第２部位に連結されるピストンと、ピストンをバイパスし、第１及び第２流体室に連通する連通路を備える。連通路には、圧力モータとして歯車モータが設けられ、歯車モータには回転マスが連結されている。

この回転慣性質量ダンパでは、地震時などに第１及び第２部位が相対的に変位すると、その相対変位がシリンダ及びピストンに伝達されることによって、ピストンがシリンダに対して往復動する。それに伴い、第１及び第２流体室の一方の作動流体が、ピストンで押し出されることで、連通路を流動し、歯車モータに流入する。これに伴い、作動流体の流動が歯車モータにより回転運動に変換され、回転マスに伝達されることにより、回転マスによる回転慣性質量効果が発揮される。また、作動流体が連通路を流動する際の粘性抵抗により、粘性減衰効果が発揮される。

特開２０１８－１２７８７５号公報

上述したような歯車モータ式の回転慣性質量ダンパを、例えば、構造物と地盤の間で免震装置として用いる場合には、構造物内で制震装置として用いる場合と比較して、ダンパのストローク及び速度（相対変位の大きさ及び速度）は非常に大きい。このような傾向に対応し、歯車モータが過剰に回転しないよう、歯車モータの押しのけ容積（歯車が１回転するのに必要な作動流体の容積）を可能な限り、大きくすることが望ましい。

しかし、市販されている歯車モータを含む圧力モータの仕様は、通常、押しのけ容積が大きくなるほど、許容回転数がより小さくなるように設定されている。例えば、後述する検討例でも示すように、市販のある圧力モータでは、押しのけ容積Ｖｍ＝３２０００ｍｍ^３／ｒｅｖの許容回転数は６３００ｒｐｍであるのに対して、その４倍の押しのけ容積Ｖｍ＝１２８０００ｍｍ^３／ｒｅｖの許容回転数は４０００ｒｐｍになっている。このため、押しのけ容積の大きな市販の歯車モータを用いた場合、ダンパの動作中、歯車モータの実際の回転数が許容回転数を超えるおそれがあり、このことから、実際には、押しのけ容積の大きな市販の歯車モータを採用できないという問題がある。

この問題を解決するために、例えば、押しのけ容積及び許容回転数がいずれも大きい歯車モータを開発することが考えられる。しかし、その場合には、許容回転数などの条件を満たす歯車モータを確実に開発できるかが不明であるとともに、開発できたとしても、その費用を含めて歯車モータが高価になり、歯車モータ自体、ひいては回転慣性質量ダンパのコストパフォーマンスが低下してしまう。

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あり、圧力モータとして市販のものを用いた場合においても、大きな押しのけ容積を確保しながら、圧力モータの実際の回転数を許容回転数以下に抑制することができる回転慣性質量ダンパを提供することを目的とする。

この目的を達成するために、請求項１に係る発明は、構造物を含む系内の相対変位する第１部位と第２部位の間に設けられ、構造物の振動を抑制する回転慣性質量ダンパであって、作動流体が充填され、第１部位に連結されるシリンダと、シリンダ内に摺動自在に設けられ、シリンダ内を第１流体室と第２流体室に区画するとともに、第２部位に連結されるピストンと、作動流体が充填され、ピストンをバイパスし、第１及び第２流体室に連通するとともに、互いに並列の複数の並列通路部を有する連通路と、複数の並列通路部にそれぞれ設けられ、並列通路部内の作動流体の流動を回転運動に変換する複数の圧力モータと、複数の圧力モータにそれぞれ連結され、圧力モータで駆動されることによって、回転慣性質量効果を発揮する複数の回転マスと、を備え、複数の圧力モータの諸元は互いに同一に設定され、複数の回転マスの諸元は互いに同一に設定されていることを特徴とする。

本発明の回転慣性質量ダンパは、上述した構成のシリンダ、ピストン、連通路、圧力モータ及び回転マスを有する圧力モータ型のものであり、振動の抑制対象である構造物を含む系内の相対変位する第１部位と第２部位の間に設けられる。この回転慣性質量ダンパでは、地震時などに構造物に振動が入力され、第１及び第２部位の間に相対変位が発生すると、その相対変位がシリンダ及びピストンに伝達されることによって、ピストンがシリンダ内を摺動する。このピストンの移動に伴い、その両側の第１又は第２流体室内の作動流体がピストンで押し出され、圧力モータが設けられた連通路に流入する。これに伴い、作動流体の流動が圧力モータにより回転運動に変換され、回転マスに伝達されることによって、回転マスによる回転慣性質量効果が発揮され、それにより、構造物の振動が抑制される。

また、本発明によれば、連通路が互いに並列の複数の並列通路部を有し、各並列通路部に圧力モータが設けられているため、ピストンの移動に伴い、第１又は第２流体室から連通路に押し出された作動流体は、複数の並列通路部に分散して流入し、複数の圧力モータを同時に作動させる。この場合、複数の圧力モータの諸元が互いに同一に設定され、かつ複数の回転マスの諸元が互いに同一に設定されているので、複数の圧力モータの動作、例えば回転数と、複数の回転マスによる回転慣性質量効果を、互いにほぼ同一にすることができる。

さらに、並列通路部及び圧力モータの設置数をＮとすると、設置数＝１である通常の場合と比較し、ピストン移動量が同一の条件において、各圧力モータへの作動流体の流入量は１／Ｎになり、圧力モータの回転数は１／Ｎになる。換言すれば、複数の圧力モータ全体として、押しのけ容量が実質的にＮ倍になり、各圧力モータの回転数が格段に抑制される。その結果、圧力モータとして市販のものを用いた場合においても、大きな押しのけ容積を確保しながら、圧力モータの実際の回転数を許容回転数以下に抑制することができる。

請求項２に係る発明は、請求項１に記載の回転慣性質量ダンパにおいて、複数の並列通路部の通路面積は互いに同一に設定されていることを特徴とする。

この構成によれば、複数の並設通路部の通路面積が互いに同一であることで、各圧力モータへの作動流体の流入量が同一になるので、複数の圧力モータの動作や複数の回転マスによる回転慣性質量効果の同一性が担保され、請求項１による作用をより確実かつ円滑に得ることができる。

本発明の実施形態によるマスダンパを示す断面図である。 マスダンパ及び支持部材で構成される付加振動系をモデル化して示す図である。 時刻歴応答解析に用いられるマスダンパの諸元を示す表である。 時刻歴応答解析に用いられる過大振幅の入力波の諸元を示す表である。 時刻歴応答解析によって得られた主要な結果を示す表である。

以下、図面を参照しながら、本発明の好ましい実施形態について詳細に説明する。図１に示すように、実施形態による回転慣性質量ダンパ（以下「マスダンパ」という）１は、水平に延びるシリンダ２（内筒）と、シリンダ２の外側に設けられた外筒９と、シリンダ２内に摺動自在に設けられたピストン３と、ピストン３をバイパスし、シリンダ２内に連通する連通路４と、連通路４の並列通路部４ｃ、４ｃに配置された、圧力モータとしての２つの歯車モータ５、５と、各歯車モータ５に連結された回転体６などを備える。

シリンダ２は、円筒状の周壁２ａと、周壁２ａの両端部に設けられた、薄い板状の第１端壁２ｂ及び厚いブロック状の第２端壁２ｃを一体に有する。これらの３つの壁２ａ～２ｃによって、シリンダ２の内部空間が画成されている。

ピストン３は、シリンダ２内に軸線方向に摺動自在に設けられており、シリンダ２の内部空間を、第１端壁２ｂ側の第１油室２ｅと第２端壁２ｃ側の第２油室２ｆに区画している。第１及び第２油室２ｅ、２ｆと連通路４には、作動油ＨＦが充填されている。作動油ＨＦは、適度な粘性を有する通常のものである。

ピストン３には、ピストンロッド１０が同心状に一体に設けられている。ピストンロッド１０は、ピストン３からシリンダ２の第１油室２ｅ側にのみ延びており、第１端壁２ｂ及び外筒９の第１端壁９ｂを液密に貫通し、外方に延びている。ピストンロッド１０の外端部には、自在継手を介して第１取付具ＦＬ１が設けられている。

外筒９は、シリンダ２の全体を取り囲んでおり、円筒状の周壁９ａと、その両端部に設けられた板状の第１及び第２端壁９ｂ、９ｃを一体に有し、第１端壁９ｂはシリンダ２の第１端壁２ｂに接している。一方、シリンダ２及び外筒９の周壁２ａ、９ａの間と第２端壁２ｃ、９ｃの間には、空間が画成され、この空間がタンク室１２になっている。タンク室１２には、最上部に空気層Ａを残した状態で、作動油ＨＦが貯留されている。また、外筒９の第２端壁９ｃには、自在継手を介して第２取付具ＦＬ２が設けられている。

連通路４は、例えば、各２つの油室連通部４ａ、分岐通路部４ｂ及び並列通路部４ｃを有する。油室連通部４ａ、４ａは、下端部においてシリンダ２の第１及び第２油室２ｅ、２ｆにそれぞれ連通しており、シリンダ２及び外筒９の周壁２ａ、９ａを液密に貫通し、上方に延びている。分岐通路部４ｂは、各油室連通部４ａの上端部から両側に分岐し、水平に延びている。並列通路部４ｃ、４ｃは、分岐通路部４ｂ、４ｂの各端部間に互いに並列に設けられ、水平に延びている。油室連通部４ａ、４ａの通路面積、分岐通路部４ｂ、４ｂの通路面積、及び並列通路部４ｃ、４ｃの通路面積は、それぞれ互いに同一に設定されている。

歯車モータ５は、各並列通路部４ｃに設けられている。２つの歯車モータ５、５の諸元（例えば押しのけ容積や許容回転数）は、互いに同一に設定されている。歯車モータ５は、例えば内接式のものであり、２つの出入口（図示せず）を介して、連通路４（並列通路部４ｃ）に連通するハウジング７と、ハウジング７に収容され、互いに噛み合う回転自在の入力ギヤ及び出力ギヤ（いずれも図示せず）と、出力ギヤに一体に設けられた出力軸８を有する。ハウジング７内には、作動油ＨＦを排出するためのドレン通路（図示せず）が設けられている。出力軸８は、シール（図示せず）を介して、ハウジング７に液密に支持されている。なお、歯車モータ５として、内接式に代えて外接式のものを用いてもよい。

回転体６は、各歯車モータ５の出力軸８に一体に取り付けられている。回転体６は、比重が比較的大きな材料、例えば鋼材などで円板状に形成されており、出力軸８に同軸状に一体に設けられている。２つの回転体６、６の諸元（例えば材質や比重、径、厚さなど）は、互いに同一に設定されている。

一方、ピストン３には、軸線方向に貫通し、第１及び第２油室２ｅ、２ｆに連通する４つの連通路が形成されている。これらの連通路にはそれぞれ、第１調圧弁２１、第１リリーフ弁２２、第２調圧弁２３及び第２リリーフ弁２４が設けられている。これらの弁２１～２４はいずれも、常閉弁として構成されており、連通路を開閉する弁体と、弁体を閉弁方向に付勢するばねを有する。

第１調圧弁２１は、第１油室２ｅ内の圧力が第１所定圧に達したときに開弁し、作動油ＨＦを第２油室２ｆ側に流出させることで、第１油室２ｅ内の圧力を調整し、第１リリーフ弁２２は、第１油室２ｅ内の圧力が第１所定圧よりも高い第２所定圧（リリーフ荷重相当）に達したときに開弁し、作動油ＨＦを第２油室２ｆ側に逃がすことで、第１油室２ｅ内の圧力を第２所定圧以下（リリーフ後の減衰係数を０に設定した場合）に制限する。

上記とは逆に、第２調圧弁２３は、第２油室２ｆ内の圧力が第１所定圧に達したときに開弁することで、第２油室２ｆ内の圧力を調整し、第２リリーフ弁２４は、第２油室２ｆ内の圧力が第２所定圧（リリーフ荷重相当）に達したときに開弁することで、第２油室２ｆ内の圧力を第２所定圧以下（リリーフ後の減衰係数を０に設定した場合）に制限する。

また、シリンダ２の第２端壁２ｃには、軸線方向に貫通し、第２油室２ｆ及びタンク室１２に連通する２つの連通路が形成されている。これらの連通路にはそれぞれ、上記の弁２１～２４と同様に構成された第３調圧弁２５及び第３リリーフ弁２６が設けられている。第３調圧弁２５は、第２油室２ｆ内の圧力が第１所定圧に達したときに開弁し、作動油ＨＦをタンク室１２側に流出させることで、第２油室２ｆ内の圧力を調整する。第３リリーフ弁２６は、第２油室２ｆ内の圧力が第２所定圧に達したときに開弁し、作動油ＨＦをタンク室１２側に逃がすことで、第２油室２ｆ内の圧力を第２所定圧以下（リリーフ後の減衰係数を０に設定した場合）に制限する。

さらに、シリンダ２の第２端壁２ｃには、軸線方向に貫通する２つの連通孔が形成されており、これらの連通孔は逆止弁２７によって開閉される。逆止弁２７は、連通孔を開閉する弁体２７ａ、２７ａと、弁体２７ａを連通路側に付勢するばね２７ｂで構成されており、それにより、タンク室１２側から第２油室２ｆ側への作動油ＨＦの流れのみを許容する。

また、歯車モータ５のハウジング７のドレン通路には、ドレン配管３１の一端部が接続されている。ドレン配管３１は、外筒９の周壁９ａを液密に貫通し、他端部はタンク室１２に挿入されている。ドレン配管３１には逆止弁３２が設けられている。逆止弁３２は、歯車モータ５からタンク室１２側への作動油ＨＦの流れのみを許容するように構成されている。

以上の構成のマスダンパ１は、図示しないが、例えば、剛性を調整するための支持部材とともに、構造物と地盤の間に、第１及び第２取付具ＦＬ１、ＦＬ２を介して取り付けられ、免震装置として用いられる。以下、マスダンパ１の動作について説明する。

まず、構造物が振動していないとき、マスダンパ１は、図１に示す初期状態にある。この初期状態から、地震時などに地盤が振動すると、地盤と構造物の間の相対変位に応じて、ピストン３がシリンダ２内を往復動する。

例えば、ピストン３が第１油室２ｅ側に移動するとき（ピストンロッド１０の伸長時）には、ピストン３で押圧されることにより、第１油室２ｅ内の圧力が上昇し、第１所定圧に達することで、第１調圧弁２１が開弁し、作動油ＨＦが第２油室２ｆ側に流出する。また、作動油ＨＦは、第１油室２ｅから連通路４の一方の油室連通部４ａに流入し、さらに分岐通路部４ｂを介して並列通路部４ｃ、４ｃにそれぞれ流入し、各歯車モータ５のハウジング７内を流動した後、他方の分岐通路部４ｂ及び油室連通部４ａを経て、第２油室２ｆに戻る。この場合、ピストンロッド１０の有無に応じた第１及び第２油室２ｅ、２ｆの間の断面積の差異による、第２油室２ｆの不足分の作動油ＨＦは、逆止弁２７が開弁することによって、タンク室１２から第２油室２ｆに補充される。

一方、上記とは逆に、ピストン３が第２油室２ｆ側に移動するとき（ピストンロッド１０の収縮時）には、ピストン３で押圧されることにより、第２油室２ｆ内の圧力が上昇し、第１所定圧に達することで、第２調圧弁２３が開弁し、作動油ＨＦが第１油室２ｅ側に流出する。また、作動油ＨＦは、第２油室２ｆから連通路４の一方の油室連通部４ａに流入し、さらに分岐通路部４ｂを介して並列通路部４ｃ、４ｃにそれぞれ流入し、各歯車モータ５のハウジング７内を流動した後、他方の分岐通路部４ｂ及び油室連通部４ａを経て、第１油室２ｅに戻る。この場合、第１及び第２油室２ｅ、２ｆの間の断面積の差異による、第２油室２ｆの余剰分の作動油ＨＦは、第３調圧弁２５が開弁することによって、第２油室２ｆからタンク室１２に排出される。

そして、上記のように各歯車モータ５のハウジング７内を流動する作動油ＨＦの圧力が、歯車モータ５の回転運動に変換され、出力軸８と一体の回転体６が回転駆動されることによって、回転慣性質量効果（慣性力）が発揮される。また、作動油ＨＦが連通路４などを流動する際の粘性抵抗による粘性減衰効果（粘性力）が発揮されることで、回転慣性質量効果と併せて構造物の振動抑制効果が発揮される。

また、本実施形態のマスダンパ１によれば、連通路４の並列通路部４ｃ、４ｃに歯車モータ５がそれぞれ設けられるとともに、並列通路部４ｃ、４ｃの通路面積、歯車モータ５、５の諸元、及び回転体６、６の諸元は、それぞれ互いに同一に設定されている。この構成により、連通路４及び歯車モータ５が１つのみ設置される通常の場合と比較し、歯車モータ５、５全体として、押しのけ容量が実質的に２倍になり、各圧力モータ５の回転数は１／２になる。その結果、歯車モータ５として市販のものを用いた場合においても、大きな押しのけ容積を確保しながら、歯車モータ５の実際の回転数を許容回転数以下に抑制することができる。

また、例えば長周期地震動入力による構造物の応答などに伴い、マスダンパ１が長時間、作動することにより、歯車モータ５のハウジング７内の作動油ＨＦの圧力が上昇すると、逆止弁３２が開弁する。これにより、作動油ＨＦが、ドレン配管３１及び逆止弁３２を介して、大気状態にあるタンク室１２に逃がされることによって、ハウジング７内の高圧化が防止される。

次に、前述したマスダンパ１による効果・特性を確認するために行った応答解析について、説明する。応答解析の対象は、マスダンパ１及びこれに接続された支持部材（ばね要素）で構成される付加振動系であり、その解析モデルは、図２のように表される。すなわち、マスダンパ１は、互いに並列関係にある（ａ）回転体６及び作動油ＨＦから成る、等価質量ｍｄの慣性質量要素、及び（ｂ）連通路４を流れる作動油ＨＦから成る、減衰係数ｃｄの粘性要素に、（ｃ）調圧弁やリリーフ弁を流れる作動油ＨＦから成る、リリーフ前後の減衰係数ｃ１、ｃ２の粘性要素が接続されたモデルであり、さらに、（ｃ）の粘性要素に（ｄ）作動油ＨＦの圧縮剛性を含む支持部材から成る、剛性ｋｂのばね要素が直列に接続されたものが、付加振動系の解析モデルになる。

図２のモデルにおいて、Ｆｄは、マスダンパ１に作用するダンパ外力、ｘは、付加振動系全体の変位、Ｆｒは、第１、第２及び第３リリーフ弁２２、２４、２６のリリーフ荷重である。ｘｂは作動油ＨＦを含む支持部材の変位である。ｘiHGDは、付加振動系全体の変位ｘ（ダンパ外力Ｆｄ）が入力（作用）したときのピストン移動量であり、ピストン３の移動に伴う押し出し流量をＶ、ピストン断面積をＡｐとすると、次式（１）で表される。
ｘiHGD ＝ Ｖ／Ａｐ ・・・（１）
また、ｘｒは、調圧弁やリリーフ弁を通って流れる作動油ＨＦの流量Ｖｒをピストン断面積Ａｐで除した見かけの移動量であり、次式（２）で表される。ｘｄは、連通路４を通って歯車モータ５側に流れる作動油ＨＦの流量Ｖｄをピストン断面積Ａｐで除した見かけの移動量であり、次式（３）で表される。
ｘｒ ＝ Ｖｒ／Ａｐ ・・・（２）
ｘｄ ＝ Ｖｄ／Ａｐ ・・・（３）

そして、Ｖ、ＶｒとＶｄの間に次式（４）の関係が成立するとともに、この式（４）と式（１）～（３）から、次式（５）の関係が成立する。
Ｖ ＝ Ｖｒ＋Ｖｄ ・・・（４）
ｘiHGD ＝ ｘｒ＋ｘｄ ・・・（５）
また、ピストン３に設置した調圧弁やリリーフ弁に作用する圧力と歯車モータ５に作用する圧力は、等しい。 ・・・（６）

これらの（５）及び（６）の関係などから、次式（７）～（９）が成立する。
ｘ ＝ ｘｂ＋ｘiHGD ＝ ｘｂ＋ｘｒ＋ｘｄ ・・・（７）
リリーフ前の条件：｜Ｆｄ｜≦Ｆｒ，｜ｄｘｒ／ｄｔ｜≦Ｆｒ／ｃ１のとき
Ｆｄ ＝ ｋｂ・ｘｂ ＝ ｃ１・ｄｘｒ／ｄｔ
＝ ｍｄ・ｄ^２ｘｄ／ｄｔ^２＋ｃｄ・ｄｘｄ／ｄｔ ・・・（８）
リリーフ後の条件：｜Ｆｄ｜＞Ｆｒ，｜ｄｘｒ／ｄｔ｜＞Ｆｒ／ｃ１のとき
Ｆｄ ＝ ｋｂ・ｘｂ
＝ sgn（ｄｘｒ／ｄｔ）・Ｆｒ
＋ｃ２・（ｄｘｒ／ｄｔ－sgn（ｄｘｒ／ｄｔ）・Ｆｒ／ｃ１）
＝ ｍｄ・ｄ^２ｘｄ／ｄｔ^２＋ｃｄ・ｄｘｄ／ｄｔ ・・・（９）
ここで、ｃ１：リリーフ前の減衰係数
ｃ２：リリーフ後の減衰係数
ｄｘｒ／ｄｔ：ｘｒの速度
ｄｘｄ／ｄｔ：ｘｄの速度
ｄ^２ｘｄ／ｄｔ^２：ｘｄの加速度
sgn（ｄｘｒ／ｄｔ）：ｄｘｒ／ｄｔの値に応じた符号関数
ｍｄ：マスダンパ１の等価質量
ｃｄ：マスダンパ１の減衰係数
ｋｂ：支持部材剛性（作動油ＨＦの圧縮剛性などの影響を含む）
これらのパラメータのうち、後述する検討例では、リリーフ荷重Ｆｒ＝８００ｋＮ、リリーフ前の減衰係数ｃ１＝２５００ｋＮｓ／ｍ、リリーフ後の減衰係数ｃ２＝１６９．５ｋＮｓ／ｍ、マスダンパ１の減衰係数ｃｄ＝５００ｋＮｓ／ｍ、支持部材剛性ｋｂ＝７５０００ｋＮ／ｍとして検討を行うものとする。

また、図示しないが、歯車モータ５の設置数は４であり、シリンダ２に連通する連通路４に４つの並列通路部４ｃが設けられ、各並列通路部４ｃに１つの歯車モータ５が設置されるものとした。これらの４つの歯車モータ５の諸元（例えば押しのけ容積や、許容回転数、耐力）、回転体６の諸元（例えば比重や外径、厚み）、及び並列通路部４ｃの諸元（例えば通路面積や長さ）は、互いに同一であり、例えば市販のものに準じて、図３に示すように設定した。

図３には、歯車モータ５の４基分の諸元が示されている。例えば、歯車モータ５（圧力モータ）の１基分の押しのけ容積は３２０００ｍｍ^３／ｒｅｖであり、図３には、４基分の押しのけ容積として換算された、Ｖｍ＝３２０００×４＝１２８０００ｍｍ^３／ｒｅｖが示されている。同様に、１つの回転体６の厚みは１０ｍｍであり、図３には、回転体の４個分の厚みとして換算された、ｔ＝１０×４＝４０ｍｍが示され、マスダンパ１の等価質量ｍｄは２１７５.３４２ｔｏｎになっている。一方、例えば歯車モータ５（圧力モータ）の許容回転数ｎｍａｘは、１基でも４基でも変わらないため、ｎｍａｘ＝６３００ｒｐｍが示されている。

この解析モデルを対象として、前記式（７）のｘに、制御対象固有振動数の過大な定常入力（ｘ ＝ｘmax・ｓｉｎωｔ）を加えて、時刻歴応答解析を行った。図４は、この定常入力波の一例を示しており、制御対象固有振動数ｆ＝０．２５Ｈｚ、過大な入力振幅ｘmax ＝１．０ｍとした。図５は主要な解析結果を示す。

まず、最大ダンパ外力Ｆd_max については、Ｆd_max ＝１００２．６６６ｋＮが得られており、リリーフ荷重Ｆｄ（＝８００ｋＮ）を上回っていることから、第１、第２及び第３リリーフ弁２２、２４、２６が作動するものと推定される。また、最大ダンパ外力Ｆd_max が、シリンダ２から算出される耐力Ｆdmax_c（＝１２０１．６５９ｋＮ）、及び歯車モータ５から算出される耐力Ｆdmax_m（＝１０６８．１４２ｋＮ）をいずれも下回ることが、確認された。

また、歯車モータ５に流れる流量から算出した見かけの最大ピストン速度Ｖd_max として、Ｖd_max ＝３９７．７９１５ｍｍ／ｓが得られた。さらに、最大モータ回転数ｎ_max（＝４９７９．２６９ｒｐｍ）は、モータ許容回転数ｎmax(＝６３００ｒｐｍ）を下回っており、過大な入力振幅ｘmax ＝１．０ｍの場合でも、歯車モータ５（圧力モータ）の実際の回転数が抑制され、許容範囲内に収まることが確認された。なお、市販のある圧力モータでは、押しのけ容積Ｖｍ＝３２０００ｍｍ^３／ｒｅｖの許容回転数は６３００ｒｐｍであるのに対して、その４倍の押しのけ容積Ｖｍ＝１２８０００ｍｍ^３／ｒｅｖの許容回転数は４０００ｒｐｍになっている。したがって、後者の押しのけ容積Ｖｍ＝１２８０００ｍｍ^３／ｒｅｖ、許容回転数４０００ｒｐｍを有する市販の圧力モータを単独で用いた場合には、上記の過大な入力振幅に対する最大モータ回転数ｎ_max（＝４９７９．２６９ｒｐｍ）に対応できないことになり、本発明の有効性が確認できた。

なお、本発明は、説明した実施形態に限定されることなく、種々の態様で実施することができる。例えば、実施形態では、連通路４の並列通路部４ｃ及び歯車モータ５の設置数を２又は４としているが、これに限らず、要求される回転慣性質量効果の大きさや歯車モータ５の回転数の抑制度合などに応じて、２又は４以外の複数の設置数に増減することが可能である。

また、マスダンパ１の圧力モータとして、歯車モータを用いているが、作動流体の流動を回転運動に変換するものである限り、他の形式の圧力モータを用いてもよく、例えばピストンモータやベーンモータ、ねじモータを用いてもよい。また、実施形態では、ダンパの作動流体として、通常の作動油ＨＦを用いると説明したが、他の適当な作動流体を用いてもよいことはもちろんである。

さらに、実施形態のマスダンパ１では、ピストン３の連通路に、第１、第２及び第３リリーフ弁２２、２４、２６に加えて、第１、第２及び第３調圧弁２１、２３、２５が設けられているが、これらの調圧弁２１、２３を省略し、図２の解析モデルにおけるリリーフ前の減衰係数ｃ１を、十分に大きな値に設定してもよい。

また、実施形態のマスダンパ１は、ピストンロッドがピストンの一方の側にのみ延びるとともに、シリンダ（内筒）の外側に外筒が設けられた、主として免震装置用のものである。これに限らず、マスダンパとして、例えば、ピストンロッドがピストンの両側に延びるものや、外筒を有しないものなど、適当な他のタイプのものを用いてもよいことはもちろんである。

また、時刻歴応答解析のために設定されたマスダンパ１の諸元（ピストンロッド、シリンダ、圧力モータ、調圧弁やリリーフ弁などの仕様）や支持部材剛性の諸元、入力ｓｉｎ波の諸元、応答解析の結果を表す数値（図３～図５）は、あくまでも例示である。その他、本発明の趣旨の範囲内で、細部の構成を適宜、変更することが可能である。

１ マスダンパ（回転慣性質量ダンパ）
２ シリンダ
２ｅ 第１油室（第１流体室）
２ｆ 第２油室（第２流体室）
３ ピストン
４ 連通路
４ｃ 並設通路部
５ 歯車モータ（圧力モータ）
６ 回転マス（回転体）
ＨＦ 作動油（作動流体）

Claims (2)

1. 構造物を含む系内の相対変位する第１部位と第２部位の間に設けられ、前記構造物の振動を抑制する回転慣性質量ダンパであって、
   作動流体が充填され、前記第１部位に連結されるシリンダと、
   当該シリンダ内に摺動自在に設けられ、当該シリンダ内を第１流体室と第２流体室に区画するとともに、前記第２部位に連結されるピストンと、
   作動流体が充填され、前記ピストンをバイパスし、前記第１及び第２流体室に連通するとともに、互いに並列の複数の並列通路部を有する連通路と、
   前記複数の並列通路部にそれぞれ設けられ、当該並列通路部内の作動流体の流動を回転運動に変換する複数の圧力モータと、
   当該複数の圧力モータにそれぞれ連結され、当該圧力モータで駆動されることによって、回転慣性質量効果を発揮する複数の回転マスと、をさらに備え、
   前記複数の圧力モータの諸元は互いに同一に設定され、前記複数の回転マスの諸元は互いに同一に設定されていることを特徴とする回転慣性質量ダンパ。
2. 前記複数の並列通路部の通路面積は互いに同一に設定されてい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。

Images