JP4447544B2

JP4447544B2 - Tire running test machine

Info

Publication number: JP4447544B2
Application number: JP2005315287A
Authority: JP
Inventors: 徹岡田; 浩一本家
Original assignee: Kobe Steel Ltd
Current assignee: Kobe Steel Ltd
Priority date: 2005-10-28
Filing date: 2005-10-28
Publication date: 2010-04-07
Anticipated expiration: 2025-10-28
Also published as: JP2007121160A

Description

本発明は、タイヤ走行試験機に関するものである。 The present invention relates to a tire running test machine.

例えば、車両を直進させている状況から運転者がハンドル操作すると、タイヤにはその接地面に車両進行方向に対する左右へのスリップ角が生じるようになるが、このスリップ角が生じた状況下でタイヤに影響する各種データを採取するといったような、「タイヤの動的な特性を計測したい」といった要望が、タイヤメーカー等を中心に多く挙がってきている。
この要求を満たすべく、被試験タイヤを回転させつつスリップ角やキャンバー角を変更でき、タイヤに働く力を計測可能としたタイヤ走行試験機が数々提案されている（例えば、特許文献１等参照）。 For example, when the driver operates the steering wheel while the vehicle is traveling straight, the tire has a slip angle to the left and right of the vehicle traveling direction on the ground contact surface. There have been many requests from tire manufacturers and others, such as “I want to measure the dynamic characteristics of tires”, such as collecting various data that affect the tires.
In order to satisfy this requirement, a number of tire running test machines that can change the slip angle and the camber angle while rotating the tire under test and that can measure the force acting on the tire have been proposed (see, for example, Patent Document 1). .

このタイヤ走行試験機では、駆動回転可能に設けられたドラム（被試験タイヤを転動させるための仮想路面）と、このドラムに近接離反可能に設けられたキャリッジと、このキャリッジからドラムへ向けて片持ち梁状に突出して設けられ、その突端部側で被試験タイヤを回転自在に支持するタイヤ支持部材とを有し、キャリッジの移動によりタイヤ支持部材に支持された被試験タイヤを上記ドラムへ押し付けたり離反させたりする。
なお、タイヤ支持部材はその突出方向の軸心まわりで回動自在になっており、このタイヤ支持部材を突出軸心まわりで回動させることにより、被試験タイヤの回転軸心とドラムの回転軸心とを相対的に傾斜させ、もって被試験タイヤにスリップ角を生じさせる構造となっている。
特開２００３−２９４５８５号公報 In this tire running test machine, a drum (virtual road surface for rolling the tire under test) provided to be able to rotate and drive, a carriage provided to be able to move close to and away from the drum, and from the carriage to the drum And a tire support member that protrudes in a cantilever shape and rotatably supports the tire under test on the protruding end side thereof, and the tire under test supported by the tire support member by movement of the carriage is transferred to the drum. Press and release.
The tire support member is rotatable about the axis of the protruding direction. By rotating the tire support member about the protruding axis, the rotation axis of the tire under test and the rotation axis of the drum are rotated. The structure is such that the center is relatively inclined, and a slip angle is generated in the tire under test.
JP 2003-294585 A

従来のタイヤ走行試験機では、タイヤ支持部材がキャリッジに対して突出軸心まわりで回動自在になっていて、その結合部分に剛性を持たせ難いこと、またキャリッジからの突出状態が片持ち梁になっていること等が原因となり、かかるタイヤ支持部材の固有振動数が低くなる場合があった。そのため、被試験タイヤの計測条件によっては、被試験タイヤ回転数（振動数）が前記固有振動数に近づく場合があって、被試験タイヤを含むタイヤ支持部材全体が共振する可能性があった。
仮に共振状態となったとしても、被試験タイヤを含むタイヤ支持部材全体としての質量は比較的大きいため振動レベルはそれほど大きなものとならず、共振が当該タイヤ走行試験機自体へ及ぼす悪影響の度合いは小さいものと考えられる。しかしながら、上述の如く質量が大きいと、慣性力が大きなものとなるため、かかる共振振動がタイヤ走行試験機の基礎から地盤へと伝播し、これによって周囲の試験機の試験結果に外乱による悪影響を及ぼす現象は無視できない。このことは、地盤や構造物を有限の要素に分割して応力の分布や変形等を近似し解析するＦＥＭ解析（有限要素法解析）を実施することで確かめられる。 In a conventional tire running test machine, the tire support member is rotatable about the protruding axis with respect to the carriage, and it is difficult to give rigidity to the connecting portion, and the protruding state from the carriage is cantilevered In some cases, the natural frequency of the tire support member is lowered. Therefore, depending on the measurement conditions of the tire under test, the number of rotations of the tire under test (frequency) may approach the natural frequency, and the entire tire support member including the tire under test may resonate.
Even if a resonance state occurs, the mass of the entire tire support member including the tire under test is relatively large, so the vibration level does not become so large, and the degree of the adverse effect of resonance on the tire running test machine itself is It is considered small. However, if the mass is large as described above, the inertial force becomes large, so that such resonance vibration propagates from the foundation of the tire running test machine to the ground, thereby adversely affecting the test results of the surrounding test machines due to disturbance. The effect is not negligible. This can be confirmed by performing FEM analysis (finite element method analysis) that divides the ground or structure into finite elements and approximates and analyzes stress distribution, deformation, and the like.

また、被試験タイヤをＯＴＲ（超大型タイヤ）とする場合、ドラムはその外径が５ｍ以上にもなり、また被試験タイヤをドラムへ押し付ける最大荷重も１００トンを超えるものとなるため、上記共振の振幅やエネルギーが非常に大きなものとなる。
本発明は、上記事情に鑑みてなされたものであって、タイヤ走行試験中におけるタイヤ支持部材の振動が原因して、周囲の試験機に対する試験結果に外乱による悪影響を及ぼしたりすることがないようにしたタイヤ走行試験機を提供することを目的とする。 When the tire under test is an OTR (ultra-large tire), the drum has an outer diameter of 5 m or more, and the maximum load that presses the tire under test against the drum exceeds 100 tons. The amplitude and energy of the are very large.
The present invention has been made in view of the above circumstances, and does not adversely affect the test results of the surrounding test machines due to the vibration of the tire support member during the tire running test. An object of the present invention is to provide a tire running test machine.

前記目的を達成するために、本発明は次の手段を講じた。
即ち、本発明に係るタイヤ走行試験機は、駆動回転可能に設けられたドラムと、このドラムに近接離反可能に設けられたキャリッジと、このキャリッジからドラムへ向けて突出状に設けられ且つその突端部側で被試験タイヤを回転自在に支持するタイヤ支持部材とを有し、前記キャリッジの移動によりタイヤ支持部材に支持された被試験タイヤを前記ドラムへ押し付け又は離反可能にする。そして、前記タイヤ支持部材の突端部とキャリッジとの間に振動吸収体が設けられており、この振動吸収体の一端側がタイヤ支持部材に連結され、他端側がキャリッジに連結されていることを特徴とする。 In order to achieve the above object, the present invention has taken the following measures.
That is, the tire running test machine according to the present invention is provided with a drum that can be driven and rotated, a carriage that can be moved close to and away from the drum, and a protrusion that protrudes from the carriage toward the drum. A tire support member that rotatably supports the tire under test on the side, and allows the test tire supported by the tire support member to be pressed against or separated from the drum by movement of the carriage. A vibration absorber is provided between the protruding end of the tire support member and the carriage, and one end side of the vibration absorber is connected to the tire support member and the other end side is connected to the carriage. And

このような構成であるため、タイヤ支持部材に振動が生じたとしてもタイヤ支持部材自体の振動が小さなものとなり、共振時の応答倍率が低下する。その結果、タイヤ走行試験機の基礎から地盤へと伝わる振動が抑制される。このため、このタイヤ走行試験機の試験中におけるタイヤ支持部材の振動が原因して、周囲の試験機に対する試験結果に外乱による悪影響を及ぼしたり、作業者に不快感を与えたりするということはない。
なお、仮に、タイヤ支持部材に高剛性を持たせることで振動抑制作用を高めるような手段を講じるとすると、部材寸法が大きなものとなり、大幅な高コスト化は免れない。しかしながら、上記のようにタイヤ支持部材とキャリッジとの間を振動吸収体によって連結する構造を採用することで、装置自体の低コスト化が図れる。 Due to such a configuration, even if vibration occurs in the tire support member, the vibration of the tire support member itself is small, and the response magnification at the time of resonance is reduced. As a result, vibration transmitted from the foundation of the tire running test machine to the ground is suppressed. For this reason, the vibration of the tire support member during the test of the tire running test machine does not cause a bad influence due to disturbance on the test results for the surrounding test machines or cause discomfort to the operator. .
If measures are taken to increase the vibration suppression effect by giving the tire support member high rigidity, the size of the member becomes large, and a significant increase in cost is inevitable. However, by adopting the structure in which the tire support member and the carriage are connected by the vibration absorber as described above, the cost of the device itself can be reduced.

また、振動吸収体は、シリンダと、このシリンダ内にスライド自在に設けられたピストンと、このピストンに一端部を連結し他端部をシリンダ外へ突出させたピストンロッドとを有し、前記シリンダ内には粘性流体が注入されており、前記ピストンのスライドに伴いピストンとシリンダとの間で粘性流体が流れ制限を受けつつ流動自在とされた粘性ダンパであって、シリンダとピストンロッドの内、何れか一方が前記キャリッジに連結されると共に他方が前記タイヤ支持部材に連結されていることが好ましい。
ここで、粘性ダンパとは、シリンダの内径とピストンの内径との差により生じる隙間（例えばシリンダ内周面とピストン外周面との周隙）をピストンのスライドに伴って粘性流体が流動するときに生じる流体の粘性力をもって、振動の減衰乃至吸収作用を生じさせるようにしたダンパを言う。 The vibration absorber includes a cylinder, a piston slidably provided in the cylinder, and a piston rod having one end connected to the piston and the other end protruding outside the cylinder. A viscous fluid is injected into the viscous damper, and the viscous fluid is allowed to flow between the piston and the cylinder while the piston slides, and the fluid is freely flowable between the cylinder and the piston rod. It is preferable that either one is connected to the carriage and the other is connected to the tire support member.
Here, the viscous damper is a gap (for example, a clearance between the cylinder inner peripheral surface and the piston outer peripheral surface) generated by the difference between the cylinder inner diameter and the piston inner diameter when the viscous fluid flows along with the piston slide. This damper is a damper that damps or absorbs vibration due to the viscous force of the fluid generated.

大きな減衰力を得るには、粘性流体として粘性の高いシリコンオイル等を採用すればよい。このような粘性ダンパを振動吸収体として採用することで、タイヤ支持部材の共振時の応答倍率を抑えるのである。
粘性ダンパは、シリンダ内のある粘性流体の「粘性」に起因する減衰力を発生するものであり、ピストンの変位に対する線形性が高いものとなっている。ゆえに、微小変位から高い減衰力が得られるという利点がある。またこの場合、シリンダ内周面とピストン外周面との周隙間が一般的な下記動圧ダンパに比べて広いため、仮に、シリンダに対するピストンロッドの傾きなどが発生したとしてもこのことが減衰特性に及ぼす悪影響というのは殆どない。従って、構造の簡潔化等、得られる利点は多い。 In order to obtain a large damping force, a highly viscous silicone oil or the like may be employed as the viscous fluid. By adopting such a viscous damper as a vibration absorber, the response magnification at the time of resonance of the tire support member is suppressed.
The viscous damper generates a damping force due to the “viscosity” of a certain viscous fluid in the cylinder, and has high linearity with respect to the displacement of the piston. Therefore, there is an advantage that a high damping force can be obtained from a minute displacement. In this case, the circumferential clearance between the cylinder inner circumferential surface and the piston outer circumferential surface is wider than that of a typical dynamic pressure damper, so even if the piston rod tilts with respect to the cylinder, this is an attenuation characteristic. There is almost no adverse effect. Therefore, there are many advantages to be obtained, such as simplification of the structure.

ところで、粘性ダンパとは別に動圧ダンパというタイプのダンパが一般的に知られている。この動圧ダンパは、ピストンを貫通するようにオリフィス（細孔）が設けられたもので、このオリフィス中を粘性流体が流動するときの圧力損失を利用して流れ制限をするものである。従って本発明では、この動圧ダンパも振動吸収体として採用することも決して不可能なわけではない。
しかしながら、この動圧ダンパにおいてオリフィス特性は非線形であることが知られているように、ピストンにはオリフィスに対する調圧弁を設けて、抵抗力と速度とを比例させるような対策が必要にある。しかも、この調圧弁の動特性の影響で、微小変位に追従し難い（十分な減衰作用が得にくい）という難点や、ピストンが振動のような小刻みな往復運動をするとき、オリフィス中を流動する粘性流体の圧縮性が大きく影響し、シリンダ内圧が十分に高まるまでに時間遅れが発生し、必要とするダンパ荷重が得られないという難点がある。このようなことから、振動吸収体としては、動圧ダンパよりは粘性ダンパの方が好適となるのである。 Incidentally, a type of damper called a dynamic pressure damper is generally known separately from the viscous damper. This dynamic pressure damper is provided with an orifice (pore) so as to penetrate the piston, and restricts the flow by using a pressure loss when the viscous fluid flows through the orifice. Therefore, in the present invention, it is not impossible to adopt this dynamic pressure damper as a vibration absorber.
However, as it is known that the orifice characteristic is non-linear in this dynamic pressure damper, it is necessary to take a countermeasure to provide a pressure regulating valve for the orifice in the piston so that the resistance force is proportional to the speed. Moreover, due to the dynamic characteristics of the pressure regulating valve, it is difficult to follow a minute displacement (it is difficult to obtain sufficient damping action), and when the piston reciprocates in a small amount like vibration, it flows in the orifice. The compressibility of the viscous fluid is greatly affected, and there is a problem that a time delay occurs until the cylinder internal pressure is sufficiently increased, and a required damper load cannot be obtained. For this reason, a viscous damper is more suitable as a vibration absorber than a dynamic pressure damper.

前記振動吸収体は、シリンダ内圧が当該シリンダ内でのキャビテーション発生を抑制可能な圧力まで高められているようにするとよい。
すなわち、シリンダ内でピストンが急激に移動する（振動速度が速い場合）と、シリンダ内で内容積が膨張する側域で急激な内圧低下が起こり、粘性流体中でキャビテーションが発生して十分なダンパ荷重を発生させることができなくなる。そこで、上記のようにシリンダ内圧を所定圧以上に設定しておけば、キャビテーションの発生を防止することができ、十分なダンパ荷重を発生させることができる。 The vibration absorber may be configured such that the cylinder internal pressure is increased to a pressure that can suppress the occurrence of cavitation in the cylinder.
That is, if the piston moves suddenly in the cylinder (when the vibration speed is high), a sudden internal pressure drop occurs in the side area where the internal volume expands in the cylinder, and cavitation occurs in the viscous fluid, resulting in a sufficient damper. A load cannot be generated. Therefore, if the cylinder internal pressure is set to a predetermined pressure or higher as described above, the occurrence of cavitation can be prevented and a sufficient damper load can be generated.

なお、前記振動吸収体のシリンダ内圧は、シリンダ内にエアを充填することで加圧されるものであって、前記エアの充填圧を、ピストンの単位面積あたりのダンパ荷重以上に設定したものであるとよい。
エアの補充圧でシリンダ内圧を高める方法は、エアの給排気だけでシリンダ内圧を簡単に調節乃至制御でき、また万が一、エアがシリンダから漏れるようなことがあったとしても環境への悪影響はない点で優れている。また、エア漏れがある程度許容されることから、シリンダのシール構造としても、それほど高精度で複雑構造にしなくて済むという利点がある。シリンダ内でピストンがスライドするときの摩擦抵抗も抑制できる利点もあるため、低振幅から安定したダンパ機能を得られるようになる。 Note that the cylinder internal pressure of the vibration absorber is increased by filling the cylinder with air, and the air filling pressure is set to be equal to or higher than the damper load per unit area of the piston. There should be.
The method of increasing the cylinder internal pressure with air replenishment pressure makes it possible to easily adjust or control the cylinder internal pressure by simply supplying and exhausting air. In the unlikely event that air leaks from the cylinder, there will be no adverse environmental impact. Excellent in terms. In addition, since air leakage is allowed to some extent, there is an advantage that the cylinder seal structure does not require a complicated structure with high accuracy. Since there is also an advantage that the frictional resistance when the piston slides in the cylinder can be suppressed, a stable damper function can be obtained from a low amplitude.

なお、上記した動圧ダンパの場合、シリンダ内部を粘性流体で充満させ、アッキュムレータ等によってシリンダ内圧を高める方法もあるが、粘性流体の漏れ出しを防止するためのシール構造には高精度で複雑構造のものを必要とし、しかもこれが原因して、振幅の小さいときには摩擦抵抗の影響でピストンのスライド性が悪化乃至不能となり、十分なダンパ機能が得られなくなるおそれがある。
ピストンには、シリンダ内壁面に複数箇所で摺接する摺動ガイド部材を設けるのが好適である。このようにすることで、シリンダ内でのピストンのガタツキや偏心を防止でき、ピストンの円滑な動作が得られるようになる。また、ピストンロッドに強い押圧力が生じてピストンがシリンダの奥方へ押し込められたときには、シリンダの座屈を防止するうえでも好適に作用する。 In the case of the dynamic pressure damper described above, there is a method of filling the inside of the cylinder with a viscous fluid and increasing the cylinder internal pressure with an accumulator or the like. In addition, when the amplitude is small, the sliding performance of the piston may be deteriorated or impossible due to the frictional resistance, and a sufficient damper function may not be obtained.
The piston is preferably provided with a sliding guide member that is in sliding contact with the inner wall surface of the cylinder at a plurality of locations. By doing so, rattling and eccentricity of the piston in the cylinder can be prevented, and smooth operation of the piston can be obtained. In addition, when a strong pressing force is generated on the piston rod and the piston is pushed into the back of the cylinder, it works favorably to prevent the cylinder from buckling.

さらに、前記タイヤ支持部材は、被試験タイヤの回転支軸を両端支持できるように一対の突端部を有して設けられており、これら一対の突端部の何れか一方若しくは両方とキャリッジとの間に前記振動吸収体が設けられていることは好ましい。
タイヤ支持部材の突端部のうち、一方にスリップ角を発生させるためのアクチュエータが設けられている場合、アクチュエータの剛性がタイヤ支持部材の剛性に加わるため、それだけタイヤ支持部材の共振振動は抑制されることになる。このような場合にあって、アクチュエータが設けられたのとは反対側となるタイヤ支持部材の突端部に振動吸収体を設けることにより、共振に起因する振動は効果的に抑制される。 Further, the tire support member is provided with a pair of protruding end portions so as to support both ends of the rotation support shaft of the tire under test, and between one or both of the pair of protruding end portions and the carriage. It is preferable that the vibration absorber is provided on the surface.
When an actuator for generating a slip angle is provided on one of the protruding ends of the tire support member, the rigidity of the actuator is added to the rigidity of the tire support member, so that the resonance vibration of the tire support member is suppressed accordingly. It will be. In such a case, the vibration caused by resonance is effectively suppressed by providing the vibration absorber at the projecting end portion of the tire support member on the opposite side to the actuator.

また、より確実にタイヤ支持部材の振動を吸収するためには、当該タイヤ支持部材の一対の突端部のそれぞれに振動吸収体を設けることが好適で、発生する振動を確実に吸収できるようになる。 Further, in order to more reliably absorb the vibration of the tire support member, it is preferable to provide a vibration absorber at each of the pair of projecting ends of the tire support member, so that the generated vibration can be reliably absorbed. .

本発明に係るタイヤ走行試験機では、タイヤ走行試験中におけるタイヤ支持部材の振動を抑えることができるので、周囲の試験機に対する試験結果に外乱としての悪影響が生じたりするといったことはない。 In the tire running test machine according to the present invention, the vibration of the tire support member during the tire running test can be suppressed, so that the test results for the surrounding testing machines are not adversely affected as a disturbance.

以下、本発明の実施の形態を、図面に基づき説明する。
図１乃至図５は、本発明に係るタイヤ走行試験機１の第１実施形態を示している。このタイヤ走行試験機１は、ドラム２と、キャリッジ（移動台車）３と、タイヤ支持部材４とを有している。本第１実施形態では全体がベース５上で支持されたものとしてある。
ドラム２は、ベース５上に設けられた軸受け部材７を介して水平軸心周りに回転自在に保持されており、モータ８から減速機９を介して連結された駆動軸１０によって回転駆動可能とされている。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
1 to 5 show a first embodiment of a tire running test machine 1 according to the present invention. The tire running test machine 1 includes a drum 2, a carriage (moving carriage) 3, and a tire support member 4. In the first embodiment, the entirety is supported on the base 5.
The drum 2 is rotatably held around a horizontal axis via a bearing member 7 provided on the base 5 and can be driven to rotate by a drive shaft 10 connected from a motor 8 via a speed reducer 9. Has been.

キャリッジ３は、ドラム２の回転軸心に対してそれと直交し且つ水平方向を保つ関係を有して直線状に延びるレール１２上で、コロ等の摺動子１３を介して移動自在に保持されており、ドラム２から所定距離離れて設置された流体圧シリンダ等の進退駆動具１４により、連結軸１５を介した押し引きで、ドラム２に対して近接離反可能とされている。
なお、キャリッジ３には上方へ突出する軸受け台１６が設けられており、進退駆動具１４の連結軸１５はこの軸受け台１６に結合され、キャリッジ３を前後進退させる。そして、軸受け台１６内には、軸受け台１６に結合されている回転軸に、ベアリング等の軸受け具１７を介してタイヤ支持部材４の支持基部１８が保持されている。従ってこの支持基部１８は連結軸１５のまわりで回動自在となっている。 The carriage 3 is held movably through a slider 13 such as a roller on a linearly extending rail 12 having a relationship of maintaining a horizontal direction perpendicular to the rotation axis of the drum 2. In addition, the advancing / retreating drive tool 14 such as a fluid pressure cylinder installed at a predetermined distance from the drum 2 can be moved toward and away from the drum 2 by pushing and pulling through the connecting shaft 15.
The carriage 3 is provided with a bearing base 16 projecting upward, and the connecting shaft 15 of the advance / retreat driving tool 14 is coupled to the bearing base 16 to move the carriage 3 forward and backward. In the bearing base 16, a support base 18 of the tire support member 4 is held on a rotating shaft coupled to the bearing base 16 via a bearing 17 such as a bearing. Therefore, the support base 18 is rotatable around the connecting shaft 15.

タイヤ支持部材４は、上記の支持基部１８からドラム２へ向けて突出するようになっており、ドラム２へ向いた突端部４ａに、被試験タイヤＴの回転支軸１９を保持する部分が設けられ、この回転支軸１９のまわりで被試験タイヤＴが回転自在に保持されるようになっている。
第１実施形態で示したタイヤ支持部材４は、支持基部１８を超えた突出先が二股（Ｕ字状）に分かれて一対の突端部４ａを有したものとなっており、これら両側の突端部４ａにより、被試験タイヤＴの回転支軸１９を両端支持できるようになっている。 The tire support member 4 protrudes from the support base 18 toward the drum 2, and a portion that holds the rotation support shaft 19 of the tire T to be tested is provided at the protruding end 4 a facing the drum 2. The tire under test T is rotatably held around the rotating support shaft 19.
The tire support member 4 shown in the first embodiment has a pair of projecting ends 4a with a projecting tip beyond the support base 18 divided into two forks (U-shaped). 4a makes it possible to support both ends of the rotation support shaft 19 of the tire T under test.

回転支軸１９は、図５（Ａ）に示すようにその軸心を水平にした状態を基点として設けられているが、上記したようにタイヤ支持部材４の支持基部１８が連結軸１５のまわりで回動されるのに伴い、図５（Ｂ）又は（Ｃ）に示すように両端部を上下させるように揺動可能になっている。
タイヤ支持部材４の一方の突端部４ａ近傍にはアクチュエータ３１が連結されており、このアクチュエータ３１の他端部がキャリッジ３に連結されている。このアクチュエータ３１は流体圧シリンダ等であって伸縮動作をする。またこのアクチュエータ３１と上記突端部４ａとの連結位置は、支持基部１８がキャリッジ４の軸受け台１６内で回動するときの連結軸１５の軸心位置から偏心した位置付けとされている。そのため、アクチュエータ３１を伸縮動作させることによって、タイヤ支持部材４に連結軸１５を軸心とした回動力を伝えることができる。 As shown in FIG. 5 (A), the rotation support shaft 19 is provided with the axis centered in a horizontal position as a starting point. As described above, the support base portion 18 of the tire support member 4 is provided around the connecting shaft 15. As shown in FIG. 5 (B) or (C), the both ends can be swung up and down.
An actuator 31 is connected to the vicinity of one protruding end 4 a of the tire support member 4, and the other end of the actuator 31 is connected to the carriage 3. The actuator 31 is a fluid pressure cylinder or the like and expands and contracts. The connecting position of the actuator 31 and the protruding end 4a is set to be eccentric from the axial position of the connecting shaft 15 when the support base 18 rotates in the bearing base 16 of the carriage 4. Therefore, by rotating the actuator 31, the rotational force about the connecting shaft 15 can be transmitted to the tire support member 4.

上記したキャリッジ３は、タイヤ支持部材４における突端部４ａの真下位置まで届く大きさに形成されており、これらタイヤ支持部材４における両方の突端部４ａとキャリッジ３の各対応位置との上下間に、各突端部４ａに対応して一対の振動吸収体２０が設けられている。すなわち、振動吸収体２０はタイヤ支持部材４の突端部４ａをその真下から支える配置となっており、この突端部４ａに作用する上下挙動に敏感且つ確実に対応できるようになっている。
図４に示すように、本第１実施形態の振動吸収体２０は、シリンダ２１と、このシリンダ２１内にスライド自在に設けられたピストン２２と、このピストン２２に連結されて他端部をシリンダ２１外へ突出させたピストンロッド２３とを有している。シリンダ２１からピストンロッド２３が突出する部分にはリニアブッシュ２５が設けられており、ピストンロッド２３の摺動を円滑にガイドするようになっている。シリンダ２１内には例えばシリコンオイル等の粘性流体２６が注入されている。 The above-described carriage 3 is formed so as to reach a position directly below the protruding end portion 4 a of the tire support member 4. A pair of vibration absorbers 20 is provided corresponding to each protruding end 4a. That is, the vibration absorber 20 is disposed so as to support the protruding end portion 4a of the tire support member 4 from directly below, and is sensitive to the up-and-down behavior acting on the protruding end portion 4a.
As shown in FIG. 4, the vibration absorber 20 of the first embodiment includes a cylinder 21, a piston 22 slidably provided in the cylinder 21, and the other end connected to the piston 22. 21 has a piston rod 23 protruding outside. A linear bush 25 is provided at a portion where the piston rod 23 protrudes from the cylinder 21, and smoothly slides the piston rod 23. A viscous fluid 26 such as silicon oil is injected into the cylinder 21.

この振動吸収体２０の一方端（図３ではピストンロッド２３側の端部）とタイヤ支持部材４との間、及び振動吸収体２０の他方端（図３ではシリンダ２１側の端部）とキャリッジ３との間は、ピン接合式又は球面ジョイント式の首振りジョイント２７等を介して機械的に連結されている。各首振りジョイント２７は、タイヤ支持部材４の支持基部１８がキャリッジ４の軸受け台１６内で連結軸１５のまわりに回動するとき、被試験タイヤＴを支持する回転支軸１９がその両端部を上下揺動させるのに追従できる方向で首振り動作自在となっている。 Between one end (the end on the piston rod 23 side in FIG. 3) and the tire support member 4 and the other end (the end on the cylinder 21 side in FIG. 3) of the vibration absorber 20 and the carriage. 3 is mechanically connected via a pin joint type or spherical joint type swing joint 27 or the like. Each swing joint 27 is configured such that when the support base 18 of the tire support member 4 rotates around the connecting shaft 15 within the bearing base 16 of the carriage 4, the rotation support shaft 19 that supports the tire T to be tested is provided at both ends thereof. The head can be swung freely in a direction that can follow up and down.

振動吸収体２０において、シリンダ２１の内径とピストン２２の直径とは、ある程度の差が生じる関係におかれており、この差により、シリンダ２１の内周面とピストン２２の外周面との周間に周隙間２８が形成されるようになっている。そのため、ピストンロッド２３に外力を加えてピストン２２をシリンダ２１内でスライドさせると、シリンダ２１内で内容積が圧縮される方の側域から膨張される方の側域へ向けて、粘性流体２６は上記周隙間２８を介して流動するようになる。このとき粘性流体２６はそれ自体が持つ粘性によって流れ制限を受けるようになり、このことがピストンロッド２３に加わる外力（振動）に対してその減衰乃至吸収作用となる。このように振動吸収体２０は粘性ダンパを構成しているものである。 In the vibration absorber 20, the inner diameter of the cylinder 21 and the diameter of the piston 22 are in a relationship that causes a certain degree of difference. Due to this difference, there is a gap between the inner peripheral surface of the cylinder 21 and the outer peripheral surface of the piston 22. A circumferential gap 28 is formed at the bottom. Therefore, when an external force is applied to the piston rod 23 and the piston 22 is slid in the cylinder 21, the viscous fluid 26 moves from the side area in which the internal volume is compressed in the cylinder 21 toward the side area in which it is expanded. Flows through the circumferential gap 28. At this time, the viscous fluid 26 is subjected to flow restriction due to the viscosity of the viscous fluid 26 itself, and this acts to attenuate or absorb the external force (vibration) applied to the piston rod 23. As described above, the vibration absorber 20 constitutes a viscous damper.

この振動吸収体２０において、ピストン２２のストロークは、タイヤ支持部材４が連結軸１５を軸心として回動するときの突端部４ａの上下動（被試験タイヤＴの回転支軸１９における両端部の上下揺動）に追従可能とする寸法が必要とされている。
ピストン２２には、シリンダ２１内周面に複数箇所で摺接する摺動ガイド部材３０が設けられている。この摺動ガイド部材３０は、例えばピストン２２のスライド方向に沿って回転自在なコロ、或いは摩擦係数の小さな樹脂片などとされている。これによりシリンダ２１内でのピストン２２のガタツキや偏心が防止され、ピストン２２が円滑に動作するようになる。また、ピストンロッド２３に強い押圧力が生じてピストン２２がシリンダ２１の奥方へ押し込められたときに、シリンダ２１の座屈を防止するうえでも好適に作用する。 In this vibration absorber 20, the stroke of the piston 22 is caused by the vertical movement of the projecting end portion 4 a when the tire support member 4 rotates about the connecting shaft 15 (at both ends of the rotation support shaft 19 of the tire T to be tested). Dimensions that can follow up and down) are required.
The piston 22 is provided with a sliding guide member 30 that is in sliding contact with the inner peripheral surface of the cylinder 21 at a plurality of locations. The sliding guide member 30 is, for example, a roller that is rotatable along the sliding direction of the piston 22 or a resin piece having a small friction coefficient. As a result, rattling or eccentricity of the piston 22 in the cylinder 21 is prevented, and the piston 22 operates smoothly. In addition, when a strong pressing force is generated in the piston rod 23 and the piston 22 is pushed into the back of the cylinder 21, the piston rod 23 is favorably acted to prevent buckling of the cylinder 21.

このような構成のタイヤ走行試験機１では、タイヤ支持部材４の突端部４ａに回転支軸１９を介して被試験タイヤＴを保持させ、進退駆動具１４の駆動によってキャリッジ３をドラム２へ向けて移動させれば、被試験タイヤＴの外周面（トレッド面）をドラム２の外周面へ押し付けることができる。このときドラム２を回転駆動させておけば被試験タイヤＴは回転する。
この状態からアクチュエータ３１を作動させると、タイヤ支持部材４が連結軸１５を軸心として回動し、タイヤ支持部材４の突端部４ａで保持された被試験タイヤＴは、ドラム２との当接面に回転方向と傾斜する斜めの力が作用するようになる。これにより、被試験タイヤＴのトレッド面に車両進行方向に対する左右へのスリップ角を生じさせた疑似状態が得られるので、この状況下で被試験タイヤＴに影響する各種データを採取すればよいことになる。 In the tire running test machine 1 having such a configuration, the tire under test T is held on the protruding end 4 a of the tire support member 4 via the rotation support shaft 19, and the carriage 3 is directed toward the drum 2 by driving of the advance / retreat driving tool 14. The outer peripheral surface (tread surface) of the tire T to be tested can be pressed against the outer peripheral surface of the drum 2. At this time, if the drum 2 is driven to rotate, the test tire T rotates.
When the actuator 31 is operated from this state, the tire support member 4 rotates about the connecting shaft 15, and the test tire T held by the projecting end 4 a of the tire support member 4 comes into contact with the drum 2. An oblique force that inclines with the direction of rotation acts on the surface. As a result, a pseudo state in which a left-right slip angle with respect to the vehicle traveling direction is generated on the tread surface of the tire T to be tested can be obtained, and various data that affect the tire T to be tested should be collected under this situation. become.

この試験中（データ採取中）、振動吸収体２０により、タイヤ支持部材４の振動は抑制される。これにより、タイヤ走行試験機１の基礎から地盤へと伝わる振動が抑制される。結果、このタイヤ走行試験機１の試験中におけるタイヤ支持部材４の振動が原因して、周囲の試験機に対する試験結果に外乱による悪影響を及ぼしたりするということはない。
データ採取後は、進退駆動具１４の駆動によってキャリッジ３をドラム２から遠ざかる方向へ移動することで、被試験タイヤＴをドラム２から離反させ、試験を終了させることができる。 During this test (during data collection), the vibration of the tire support member 4 is suppressed by the vibration absorber 20. Thereby, the vibration transmitted from the foundation of the tire running test machine 1 to the ground is suppressed. As a result, the vibration of the tire support member 4 during the test of the tire running test machine 1 does not cause adverse effects on the test results for the surrounding test machines.
After data collection, the test vehicle T can be moved away from the drum 2 by moving the carriage 3 away from the drum 2 by driving the advancing / retreating driving tool 14, and the test can be completed.

図６及び図７は、本発明に係るタイヤ走行試験機１の第２実施形態を示している。この第２実施形態のタイヤ走行試験機１が上記した第１実施形態と最も異なるところは、振動吸収体２０が、タイヤ支持部材４の突端部４ａに対してその先端面に連結されているところにある。このような連結構造でも可能である。
図８は、振動吸収体２０の別実施形態を示している。この振動吸収体２０では、シリンダ２１に対して給気管４０が設けられており、この給気管４０を使ってシリンダ２１内へエアを補充することができるようにしてある。なお、シリンダ２１からピストンロッド２３が突出する部分には、シール手段が施されたリニアブッシュ４２を設けてある。 6 and 7 show a second embodiment of the tire running test machine 1 according to the present invention. The most different point of the tire running test machine 1 of the second embodiment from the first embodiment described above is that the vibration absorber 20 is connected to the front end surface of the tire support member 4 with respect to the protruding end 4a. It is in. Such a connection structure is also possible.
FIG. 8 shows another embodiment of the vibration absorber 20. In the vibration absorber 20, an air supply pipe 40 is provided for the cylinder 21, and air can be replenished into the cylinder 21 using the air supply pipe 40. A linear bush 42 provided with a sealing means is provided at a portion where the piston rod 23 projects from the cylinder 21.

この振動吸収体２０であると、エアの供給圧により、シリンダ２１の内圧を任意に高めることができる。すなわち、もしシリンダ２１の内圧が十分でないと、シリンダ２１内でピストン２２が急激に移動した場合（振動速度が速い場合）、シリンダ２１内で内容積が膨張する側域で負圧に及ぶ内圧低下が起こり、粘性流体２６中でキャビテーションが発生して十分なダンパ荷重を発生できなくなるおそれがあるが、上記のようにシリンダ２１の内圧を所定圧に高めておけば、キャビテーションの発生を防止することができる。これによって、十分なダンパ荷重を発生させることができる。 With the vibration absorber 20, the internal pressure of the cylinder 21 can be arbitrarily increased by the supply pressure of air. That is, if the internal pressure of the cylinder 21 is not sufficient, if the piston 22 moves suddenly in the cylinder 21 (when the vibration speed is high), the internal pressure drops to a negative pressure in the side area where the internal volume expands in the cylinder 21. May occur, and cavitation may occur in the viscous fluid 26 and a sufficient damper load may not be generated. However, if the internal pressure of the cylinder 21 is increased to a predetermined pressure as described above, the occurrence of cavitation can be prevented. Can do. Thereby, a sufficient damper load can be generated.

この場合、エアの補充圧は、ピストン２２の単位面積あたりのダンパ荷重以上にすることを目安として設定すればよい。単位面積あたりのダンパ荷重とは、この振動吸収体２０で期待する最大ダンパ荷重Ｆｄ（＝Ｃ×Ｖ、Ｃは減衰係数であり、Ｖはピストン２２の振動速度である）をピストン２２の断面積Ａで割った値を言う。すなわち、エア補充圧はＦｄ／Ａ以上とする。減衰係数Ｃは、式（１）によって計算することができる。 In this case, the replenishment pressure of air may be set as a guideline by setting it to be equal to or higher than the damper load per unit area of the piston 22. The damper load per unit area is the maximum damper load Fd expected by the vibration absorber 20 (= C × V, C is a damping coefficient, and V is the vibration speed of the piston 22). Say the value divided by A. That is, the air replenishment pressure is set to Fd / A or more. The attenuation coefficient C can be calculated by equation (1).

ここにおいてμは粘性流体２６の粘度であり、ｌはピストン２２の高さであり、Ａはピストン２２の断面積であり、Ｒはピストン２２の半径であり、εはシリンダ２１の内周面とピストン２２の外周面との周間に形成される周隙間距離である。 Here, μ is the viscosity of the viscous fluid 26, l is the height of the piston 22, A is the cross-sectional area of the piston 22, R is the radius of the piston 22, and ε is the inner peripheral surface of the cylinder 21. It is a circumferential gap distance formed between the periphery of the piston 22 and the outer peripheral surface.

第１実施形態（図１乃至図５）のタイヤ走行試験機１をＦＥＭによりモデル化し、かかるモデルを用いて振動シミュレーション実験を行った。
実験は、被試験タイヤＴの回転速度を速度１（低速）から速度６（高速）までステップ的に変化させてゆき、ドラム２との接触位置（被試験タイヤＴのトレッド面）での上下の加速度を求めた。比較例（従来のタイヤ走行試験機）では、速度３，４の領域で振動が大きく目立っているが、これはタイヤの回転速度に対応する周波数と、タイヤ支持部材４の固有振動数とが接近していて、共振に近い状況となっているためである。一方、本発明では、振動吸収体２０の採用により、これら速度３，４の領域での加速度応答が、他の領域（速度１，２，５，６）と略同様であって、共振に起因する振幅増大が顕著に低減されていることがわかる。また、振動吸収体２０を採用することにより、実施例においては全ての速度域の加速度応答が比較例よりも低減されている。これによっても、振動吸収体２０の振動吸収能力が効果的に顕れていることがよくわかる。 The tire running test machine 1 of the first embodiment (FIGS. 1 to 5) was modeled by FEM, and a vibration simulation experiment was performed using such a model.
In the experiment, the rotational speed of the tire T to be tested is changed stepwise from speed 1 (low speed) to speed 6 (high speed), and the upper and lower positions at the contact position with the drum 2 (tread surface of the tire T to be tested) are changed. The acceleration was obtained. In the comparative example (conventional tire running test machine), the vibration is conspicuous in the range of speeds 3 and 4, but this is close to the frequency corresponding to the rotational speed of the tire and the natural frequency of the tire support member 4. This is because the situation is close to resonance. On the other hand, in the present invention, by adopting the vibration absorber 20, the acceleration response in the regions of the speeds 3 and 4 is substantially the same as that of the other regions (speeds 1, 2, 5, and 6), and is caused by resonance. It can be seen that the increase in amplitude is significantly reduced. Further, by adopting the vibration absorber 20, in the embodiment, the acceleration response in all speed ranges is reduced as compared with the comparative example. This also clearly shows that the vibration absorbing ability of the vibration absorber 20 is effectively manifested.

さらに、シミュレーション実験を通して、図４に示した振動吸収体２０（エア補充圧なし）と、図８に示した振動吸収体２０（エア補充圧あり）とについて、それらのダンパ作用の違いを検証した。いずれの振動吸収体２０でも、粘性流体２６には高粘度のシリコンオイルを使用し、加振周波数は８Ｈｚとし、ロードセルによりダンパ荷重は計測すると共にレーザー変位計により振動変位を計測した。
その試験結果を図１０（ａ），（ｂ）に示す。各図の横軸はダンパの変位（振動の振幅）であって、縦軸はダンパ荷重である。 Further, through a simulation experiment, the difference in the damper action between the vibration absorber 20 (without air replenishment pressure) shown in FIG. 4 and the vibration absorber 20 (with air replenishment pressure) shown in FIG. 8 was verified. . In any of the vibration absorbers 20, high-viscosity silicon oil was used as the viscous fluid 26, the excitation frequency was 8 Hz, the damper load was measured by the load cell, and the vibration displacement was measured by the laser displacement meter.
The test results are shown in FIGS. 10 (a) and 10 (b). In each figure, the horizontal axis represents the displacement of the damper (vibration amplitude), and the vertical axis represents the damper load.

図１０（ａ）は、エア補充圧なしの振動吸収体２０におけるダンパ作用を示した特性曲線である。条件としては負荷無し（大気圧の１ｋｇ／ｃｍ²の負荷に相当）であり、３本の曲線は、振動の振幅が、大きいもの（約０．１〜−０．１ｍｍ）、中程度（約０．０５〜−０．０５ｍｍ）、小さいもの（約０．０２〜−０．０２ｍｍ）の３条件の結果を示している。
各条件の曲線とも、微小振幅時は安定した楕円形のヒステリシスを描いているが、大振幅時はヒステリシス曲線がつぶれた形をしている。当該ヒステリシス曲線で囲まれた面積は、振動吸収体２０が吸収する振動エネルギー量（振動の振幅×ダンパ荷重）を示すものであるから、大振幅時には、本振動吸収体２０が良好なダンパ作用（振動エネルギー吸収作用）を示していないことがわかる。この原因として、大振幅時には、ピストン２２又はその近傍でキャビテーションが発生したことが考えられる。 FIG. 10A is a characteristic curve showing a damper action in the vibration absorber 20 without air replenishment pressure. The condition is no load (corresponding to a load of 1 kg / cm ² of atmospheric pressure), and the three curves show that the amplitude of vibration is large (about 0.1-0.1 mm), medium (about 0.05 to -0.05 mm) and small conditions (about 0.02 to -0.02 mm).
In each condition curve, a stable elliptical hysteresis is drawn when the amplitude is small, but the hysteresis curve is collapsed when the amplitude is large. The area surrounded by the hysteresis curve indicates the amount of vibration energy absorbed by the vibration absorber 20 (amplitude of vibration × damper load). Therefore, when the amplitude is large, the vibration absorber 20 has a good damper action ( It can be seen that the vibration energy absorption action is not shown. As this cause, it is considered that cavitation occurred in the piston 22 or the vicinity thereof at the time of large amplitude.

図１０（ｂ）は、エア補充圧ありの振動吸収体２０におけるダンパ作用を示した特性曲線であって、エア補充圧として５ｋｇ／ｃｍ²の負荷をかけている。微小振幅時も大振幅時も、安定したヒステリシス曲線を描いていて、キャビテーションが発生せず、いずれも安定したダンパ作用を発揮していることがわかる。
ところで、本発明は、上記した各実施形態に限定されるものではなく、実施の形態に応じて適宜変更可能である。
例えば、振動吸収体２０として、「変位と振動吸収能が線形性を有し、微少振幅であっても、良好なダンパ作用を奏する」ような他のダンパ等を採用することが可能である。 FIG. 10B is a characteristic curve showing a damper action in the vibration absorber 20 with air replenishment pressure, and a load of 5 kg / cm ² is applied as the air replenishment pressure. It can be seen that a stable hysteresis curve is drawn at both the minute amplitude and the large amplitude, cavitation does not occur, and both exhibit a stable damper action.
By the way, this invention is not limited to each above-mentioned embodiment, It can change suitably according to embodiment.
For example, as the vibration absorber 20, it is possible to employ another damper or the like that “the displacement and the vibration absorption ability are linear and exhibit a good damper action even with a small amplitude”.

また、上記実施の形態においては、温度による特性変化の少ないことに着目して、粘性流体２６としてシリコンオイルを採用しているが、シリコンオイル以外の粘性の高い他の流体を採用することも可能であり、例えばエチレングレコール、エリスリトールなどのオイルや、電気粘性流体や磁気粘性流体などの流体を採用することができる。
また、シリンダ内の粘性流体２６の流路として、上述の如きピストン２２とシリンダ２１の間の周隙間２８に代えて、ピストン２２の１又は複数箇所にて該ピストン２２を表面から裏面に亘って貫通する孔（オリフィス）を採用することができる。このとき、上記最大ダンパ加重Ｆｄに係る減衰定数Ｃ’は、以下の式（２）によって与えられる。 Further, in the above embodiment, focusing on the fact that there is little change in characteristics due to temperature, silicone oil is used as the viscous fluid 26, but other fluids with high viscosity other than silicone oil can be used. For example, oil such as ethylene glycol or erythritol, or fluid such as electrorheological fluid or magnetorheological fluid can be employed.
Further, as a flow path of the viscous fluid 26 in the cylinder, instead of the circumferential gap 28 between the piston 22 and the cylinder 21 as described above, the piston 22 extends from the front surface to the back surface at one or a plurality of locations of the piston 22. A through-hole (orifice) can be employed. At this time, the damping constant C ′ related to the maximum damper weight Fd is given by the following equation (2).

ここにおいてμは粘性流体２６の粘度であり、ｌはピストン２２の高さであり、Ａはピストン２２の断面積であり、ｒは孔（オリフィス）の半径である。 Here, μ is the viscosity of the viscous fluid 26, l is the height of the piston 22, A is the cross-sectional area of the piston 22, and r is the radius of the hole (orifice).

第１実施形態にかかるタイヤ走行試験機の側面図である。It is a side view of the tire running test machine concerning a 1st embodiment. 第１実施形態にかかるタイヤ走行試験機の平面図である。It is a top view of the tire running test machine concerning a 1st embodiment. 図１のＡ−Ａ線矢視図である。It is an AA arrow line view of FIG. 振動吸収体の内部構造を示した側断面図である。It is the sectional side view which showed the internal structure of the vibration absorber. 図１のＢ−Ｂ線矢視位置に対応させてスリップ角の発生状況を説明した図である。It is the figure explaining the generation | occurrence | production state of a slip angle corresponding to the BB arrow position of FIG. 第２実施形態にかかるタイヤ走行試験機の側面図である。It is a side view of the tire running test machine concerning a 2nd embodiment. 図６のＣ−Ｃ線矢視図である。It is CC line arrow directional view of FIG. 振動吸収体の別実施形態を示した側断面図である。It is the sectional side view which showed another embodiment of the vibration absorber. 本発明に係るタイヤ走行試験機の加震実験結果を示した図である。It is the figure which showed the vibration test result of the tire running test machine which concerns on this invention. 振動吸収体の動作実験の結果を示した図である。It is the figure which showed the result of the operation experiment of a vibration absorber.

Explanation of symbols

１タイヤ走行試験機
２ドラム
３キャリッジ
４タイヤ支持部材
４ａ突端部
２０振動吸収体
２１シリンダ
２２ピストン
２３ピストンロッド
２６粘性流体
３０摺動ガイド部材
Ｔ被試験タイヤ DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Tire running test machine 2 Drum 3 Carriage 4 Tire support member 4a Tip part 20 Vibration absorber 21 Cylinder 22 Piston 23 Piston rod 26 Viscous fluid 30 Sliding guide member T Test tire

Claims

A drum provided so as to be driven to rotate, a carriage provided so as to be able to approach and separate from the drum, and a projecting shape from the carriage toward the drum, and the tire under test being rotatably supported on the protruding end side. A tire running test machine that includes a tire support member, and allows the test tire supported by the tire support member by moving the carriage to be pressed against or separated from the drum.
A vibration absorber is provided between the protruding end of the tire support member and the carriage, and one end side of the vibration absorber is connected to the tire support member and the other end side is connected to the carriage. Tire running test machine.

The vibration absorber includes a cylinder, a piston slidably provided in the cylinder, and a piston rod having one end connected to the piston and the other end protruding outside the cylinder. Is a viscous damper in which the viscous fluid is allowed to flow between the piston and the cylinder as the piston slides, and is allowed to flow between the cylinder and the piston rod. 2. The tire running test machine according to claim 1, wherein one of the two is connected to the carriage and the other is connected to the tire support member.

The tire running test machine according to claim 2, wherein the vibration absorber has a cylinder internal pressure increased to a pressure at which cavitation generation in the cylinder can be suppressed.

The cylinder internal pressure of the vibration absorber is pressurized by filling the cylinder with air, and the air filling pressure is set to be equal to or higher than the damper load per unit area of the piston. The tire running test machine according to claim 3.

The tire running test machine according to any one of claims 2 to 4, wherein the piston is provided with sliding guide members that are in sliding contact with the inner wall surface of the cylinder at a plurality of locations.

The tire support member is provided with a pair of protruding end portions so as to support both ends of the rotation support shaft of the tire under test, and the tire support member is provided between one or both of the pair of protruding end portions and the carriage. The tire running test machine according to any one of claims 1 to 5, wherein a vibration absorber is provided.