JP5557049B2

JP5557049B2 - Vibration isolator

Info

Publication number: JP5557049B2
Application number: JP2011164802A
Authority: JP
Inventors: 忠信小舞
Original assignee: 有限会社Ｔｋテクノコンサルティング
Priority date: 2011-07-11
Filing date: 2011-07-11
Publication date: 2014-07-23
Anticipated expiration: 2031-07-11
Also published as: JP2013019531A

Description

本発明は、除振装置に関するものである。 The present invention relates to a vibration isolation device.

除振装置は、熱分析装置、精密天秤、或いは、プローブ顕微鏡等の精密測定機器に設置床からの振動が伝わることを防止することを目的として用いられており、図１に示すように、設置床と接する下部架台と精密機器を載置する上部架台との間に振動吸収の役割をする除振部（１０２）を設けている。 The vibration isolator is used for the purpose of preventing the vibration from the installation floor from being transmitted to a precision measuring instrument such as a thermal analyzer, a precision balance, or a probe microscope. As shown in FIG. A vibration isolation unit (102) that serves to absorb vibration is provided between the lower frame in contact with the floor and the upper frame on which the precision device is placed.

除振装置は、精密部品や装置を移動搬送時に移送中に床面からの振動の伝達を緩和するために用いられている。 The vibration isolator is used for mitigating transmission of vibrations from the floor surface during transfer of precision parts and devices during movement and conveyance.

例えば、従来の除振装置の除振部は、図７に示す様に、圧縮変形により振動を吸収するコイルスプリング（７０２）と、圧縮変形と引張り変形による振動の吸収を行う柱状粘弾性体（７０３）とを同軸上に備えている。これにより、コイルスプリングで振動の伝達を緩和しつつ、柱状粘弾性体でコイルスプリングの自由振動を低く抑えることにより、共振倍率を低く抑えかつ振動減衰を早くすることができる（特許文献１参照）。 For example, as shown in FIG. 7, a vibration isolator of a conventional vibration isolator includes a coil spring (702) that absorbs vibration by compressive deformation, and a columnar viscoelastic body that absorbs vibration by compressive deformation and tensile deformation ( 703) on the same axis. As a result, while relaxing the transmission of vibration with the coil spring and suppressing the free vibration of the coil spring with the columnar viscoelastic body, the resonance magnification can be reduced and vibration attenuation can be accelerated (see Patent Document 1). .

しかしながら、この例では、コイルスプリングと柱状粘弾性体とが独立で下部架台と上部架台との間に設置されているため、載置された精密測定機器の重量を支持するコイルスプリングの強度に対して柱状粘弾性体の振動減衰力が劣る場合があるため、結果として振動減衰性が十分に発揮されない場合があり、その適用範囲が限られたものになっている。 However, in this example, the coil spring and the columnar viscoelastic body are independent and installed between the lower frame and the upper frame, so that the strength of the coil spring that supports the weight of the placed precision measuring device is reduced. As a result, the vibration damping force of the columnar viscoelastic body may be inferior, and as a result, the vibration damping property may not be sufficiently exhibited, and the application range is limited.

精密部品や装置を移動搬送時に移送中に床面からの振動の伝達を緩和する技術としては、台車の車輪に防振機能を持たせるために、空気を密封した円筒体を設け、サージタンクとオリフィスによって搬送中の床からの振動を吸収する技術が開示されている（特許文献２参照）。 As a technology to alleviate the transmission of vibration from the floor surface during the transfer of precision parts and devices during transportation, the carriage wheels are provided with a cylindrical body sealed with air, and a surge tank and A technique for absorbing vibration from a floor being conveyed by an orifice is disclosed (see Patent Document 2).

しかしながら、該技術は、車輪自体に空気ばね機能をもたせるものであり、構造が複雑であり、移動中の制振性維持方法が複雑になり、コストと信頼性において問題がある。 However, this technique gives the wheel itself an air spring function, has a complicated structure, a complicated method for maintaining vibration damping during movement, and has problems in cost and reliability.

建物は、その建物の空調設備や周辺の交通機関からの影響を受けて複雑な低周波振動をしている。ここで、精密測定装置は、１０Ｈｚ以下の低周波領域の振動にも影響を受けることが知られている。このような１０Ｈｚ程度の低周波領域では、従来の除振装置は、共振領域になっているので、十分な除振効果が発揮できないという問題がある。これに対して、振動の変位を検出して逆方向の力を作用させるようにした、所謂、アクテイブ除振装置は、上記の問題解決のために考案されたものである。しかしながら、このアクテイブ除振装置は、構造が複雑な上に極めて高価なためその用途は特殊な用途に限られている。 Buildings are subject to complex low-frequency vibrations under the influence of air conditioning equipment and surrounding transportation. Here, it is known that the precision measuring apparatus is also affected by vibrations in a low frequency region of 10 Hz or less. In such a low frequency region of about 10 Hz, since the conventional vibration isolator is in the resonance region, there is a problem that a sufficient vibration isolation effect cannot be exhibited. On the other hand, a so-called active vibration isolator that detects a vibration displacement and applies a force in the opposite direction is devised to solve the above problem. However, this active vibration isolator has a complicated structure and is extremely expensive, so that its application is limited to special applications.

本発明者は、上記の課題を解決する手段として、振動減衰能のある粘弾性樹脂（２０２）を表皮ばね鋼板（２０１）の間にラミネート状に張合せた樹脂ラミネートばね板（以下、「樹脂ラミネートばね板」という。）を曲げ加工により両端をフランジ状に中央部を凸状に一体加工成形された「樹脂ラミネートばね板」を荷重によって撓むことができるように層状に交互に重ね、「樹脂ラミネートばね板」の両端部及び中央部を鋲止め、スポット溶接或いは樹脂接着してなる除振部（以下、「ハニカム除振ばね」という。）を有してなる除振装置を提案している。これによれば、ばね板と粘弾性樹脂との特性を発揮させて、表皮ばね鋼板で外部からの衝撃振動を緩和して、粘弾性樹脂によってばね板の自由振動を早期に収束させることにより、振動減衰応答を発揮させることによって、適用範囲が広く、かつ、薄型でコンパクトな除振装置を提供できる（特許文献３及び４参照）。 As a means for solving the above-mentioned problems, the present inventor has made a resin laminated spring plate (hereinafter referred to as “resin”) in which a viscoelastic resin (202) having vibration damping ability is laminated between the skin spring steel plates (201). "Laminate spring plate") is bent in layers so that both ends are flanged and the center part is integrally processed into a convex shape. Proposing a vibration isolation device having a vibration isolation portion (hereinafter referred to as “honeycomb vibration isolation spring”) formed by fastening both ends and the center of the “resin laminate spring plate” and spot welding or resin bonding. Yes. According to this, by exhibiting the characteristics of the spring plate and the viscoelastic resin, by mitigating impact vibration from the outside with the skin spring steel plate, the free vibration of the spring plate is converged early by the viscoelastic resin, By exhibiting the vibration damping response, it is possible to provide a vibration isolator having a wide application range, and being thin and compact (see Patent Documents 3 and 4).

特許文献３及び４によって開示された技術は、前述した問題点を解決する優れた技術である。しかしながら、該技術は、「樹脂ラミネートばね板」を組み合わせて「ハニカム除振ばね」にした除振部を提案しているが、重要な寸法を最適化した技術の開示はない。即ち、アイデア特許の段階である。また、該技術を実際使用する現場の研究者や技術者からの真の評価を受けているものではない。従って、限られた条件下では優れた除振性能を発揮することは確認されているが、例えば、搬送用制振台車の場合には、積載重量が数百ｋｇのときにも優れた制振機能を発揮させる具体的な設計指針を与えていない。具体的にいうと、卓上除振台として数十ｋｇの精密測定機器には有効であるが、数百ｋｇの精密部品を搬送するときの制振装置の除振部の寸効形状を探る具体的な方策を示していない。 The techniques disclosed in Patent Documents 3 and 4 are excellent techniques for solving the above-described problems. However, although this technology proposes a vibration isolation portion that is a “honeycomb vibration isolation spring” combined with a “resin laminate spring plate”, there is no disclosure of a technology that optimizes important dimensions. That is, the idea patent stage. Moreover, it does not receive true evaluation from researchers and engineers in the field who actually use the technology. Therefore, although it has been confirmed that it exhibits excellent vibration isolation performance under limited conditions, for example, in the case of a vibration control carriage for conveyance, excellent vibration suppression is possible even when the loaded weight is several hundred kg. It does not give specific design guidelines for demonstrating the function. Specifically, it is effective for precision measurement equipment of several tens of kilograms as a tabletop vibration isolation table, but it seeks the shape of the vibration isolation part of the vibration control device when conveying several hundred kg of precision parts. Does not show a reasonable strategy.

特開２００４−３６０７８４JP-A-2004-360784 特開平０９−０７４１２５JP 09-074125 特開２００７−２５５６９０JP2007-255690A 特開２００９−１２１６６４JP2009-121664A 特開２０１０−０９０４７２JP 2010-090472 A

本発明が解決しようとする課題は、該技術を実際使用する現場の研究者や技術者からの真の評価結果をもとに、「樹脂ラミネートばね板」を組み合わせた「ハニカム除振ばね」の除振部の構造・寸法を最適化して、除振性能の優れた信頼性の高い除振装置を提供することである。さらに、搬送用除振台車の場合にも適用可能な、積載重量が大きいときにも優れた除振機能を発揮させる具体的な設計指針を提示することである。 The problem to be solved by the present invention is that a “honeycomb vibration isolation spring” combined with a “resin laminate spring plate” based on true evaluation results from researchers and engineers in the field who actually use the technology. The object is to provide a highly reliable vibration isolator having excellent vibration isolation performance by optimizing the structure and dimensions of the vibration isolation section. Furthermore, the present invention provides a specific design guideline that can be applied to the case of a transfer vibration isolation cart and that exhibits an excellent vibration isolation function even when the loaded weight is large.

本発明者は、上記の課題を解決するために研究した結果、特許文献５に示す別の研究結果から得た振動現象を解析することの出来るサンプルの形状ファクタＦの考え方を導入することとし、数式１に示す除振形状ファクタＦ_Ｄ（−）を定義した。ここで、Ｗは除振部の幅（ｍｍ）、Ｄは「樹脂ラミネートばね板」の表皮ばね鋼板の厚さ（ｍｍ）、Ｌは除振部の「樹脂ラミネートばね板」の有効長さ（ｍｍ）、ｎはその構成枚数である。このＦ_Ｄは、特許文献５の研究結果よりサンプルの振動吸収能の指標となることが分かっている。数式１には、本発明の除振部はハニカム状に構成されているので、その全ての構成要素を取り入れる工夫をしている。As a result of researches to solve the above problems, the present inventor introduced a concept of a sample shape factor F that can analyze a vibration phenomenon obtained from another research result shown in Patent Document 5, The vibration isolation shape factor F _D (−) shown in Equation 1 was defined. Here, W is the width (mm) of the vibration isolation portion, D is the thickness (mm) of the skin spring steel plate of the “resin laminate spring plate”, and L is the effective length of the “resin laminate spring plate” of the vibration isolation portion ( mm), n is the number of components. The F _D has been found to be indicative of the vibration absorbing ability of the samples from the studies of the patent document 5. In Formula 1, the vibration isolator of the present invention is configured in a honeycomb shape, and therefore, it is devised to incorporate all the components.

Formula 1

除振形状ファクタＦ_Ｄ（−）：
Ｆ_Ｄ（−）＝（Ｗ・２Ｄ）／（Ｌ・ｎ）^２・・・・・・・（１）
次に、除振部の除振性能を示す指標として、加振応答率κ（−）（数式２）、振動減衰時間Ｔ（ｓｅｃ）、及び、ばね定数ｋ（Ｎ／ｍｍ）（数式３）を導入した。上記指標は振動実験で実測可能である。数式２におけるＡ_０は、加振加速度（ｃｍ／ｓｅｃ^２）の振幅、Ａ_１は減衰曲線の第１波形の加速度振幅である。加振応答率κ（−）は、パルス加振を吸収することのできる除振部の柔らかさを示す指標である。振動減衰時間Ｔ（ｓｅｃ）は、振動が収まる速さを示し、制振性能の指標である。ばね定数ｋ（Ｎ／ｍｍ）は、数式３に示すように、Ｐ（Ｎ）は一つの除振部当たり荷重（Ｎ）、δは荷重による撓み量（ｍｍ）であり、除振部の柔らかさを示し、加振応答率κ（−）と直接関係する。Vibration isolation form factor F _D (−):
F _D (−) = (W · 2D) / (L · n) ² ... (1)
Next, as an index indicating the vibration isolation performance of the vibration isolation unit, the excitation response rate κ (−) (Equation 2), the vibration damping time T (sec), and the spring constant k (N / mm) (Equation 3) Was introduced. The above index can be actually measured by a vibration experiment. In Formula 2, A ₀ is the amplitude of the excitation acceleration (cm / sec ² ), and A ₁ is the acceleration amplitude of the first waveform of the attenuation curve. The excitation response rate κ (−) is an index indicating the softness of the vibration isolation unit that can absorb the pulse excitation. The vibration attenuation time T (sec) indicates the speed at which the vibration is settled, and is an index of vibration damping performance. As shown in Equation 3, the spring constant k (N / mm) is P (N) is the load per vibration isolation unit (N), δ is the amount of deflection (mm) due to the load, and the softening of the vibration isolation unit This is directly related to the excitation response rate κ (−).

Formula 2

加振応答率κ（−）：
κ＝Ａ_１／Ａ_０・・・・・・・・・・（２）Excitation response rate κ (−):
κ = A ₁ / A ₀ (2)

Formula 3

ばね定数ｋ（Ｎ／ｍｍ）：
ｋ＝Ｐ／δ ・・・・・・・・・・・（３）Spring constant k (N / mm):
k = P / δ (3)

図４は、試作した除振装置の除振性能を精密分析機器によって評価した結果の一例である。所謂、エンド・ユーザーによる評価結果である。これは、某研究機関において、熱機械分析装置（ＴＭＡ）の本発明になる除振装置の有無での指針の揺れを比較したものである。これによれば、本発明の除振装置を使用することによって変動値の標準偏差を十分の一に低減することができることを示している。表１は、図４の振動を解析した結果であるが、本発明に係る除振装置が除振する前の振動波形は、建屋の２０Ｈｚ程度の低周波振動に相当する。
現代の建物は、空調機その送風ダクトや周辺の交通機関からの複雑な低周波振動にさらされている。現代の精密な分析機器を用いて高度な研究をするには、本除振装置のような優れた除振装置が必需品であることが証明された。
このように本発明になる除振装置の効果は顕著であることが分かった。このときの除振指標は、加振応答率κが０．３、振動減衰時間Ｔが０．５（ｓｅｃ）、ばね定数ｋが１００（Ｎ／ｍｍ）であった。これによって、本発明になる除振装置の最適化が可能になる基本的測定ができたことになる。これを、文学的に表現すれば、「パルス的外部加振を３分の一程度に緩和して、その振動余波はゆさゆさと３回揺れて、０．５秒でその振動が収まる。」ということになる。

FIG. 4 is an example of a result obtained by evaluating the vibration isolation performance of the prototype vibration isolation device using a precision analyzer. This is the so-called end user evaluation result. This is a comparison of the fluctuation of the guideline in the presence or absence of a vibration isolator according to the present invention of a thermomechanical analyzer (TMA) at a research institute. This shows that the standard deviation of the fluctuation value can be reduced to a tenth by using the vibration isolator of the present invention. Table 1 shows the result of analyzing the vibration of FIG. 4, and the vibration waveform before the vibration isolation device according to the present invention is isolated corresponds to a low frequency vibration of about 20 Hz of the building.
Modern buildings are exposed to complex low-frequency vibrations from air conditioners, their air ducts and surrounding transportation. In order to conduct advanced research using modern precision analytical instruments, it has been proved that an excellent vibration isolator such as this vibration isolator is a necessity.
Thus, it turned out that the effect of the vibration isolator which becomes this invention is remarkable. The vibration isolation index at this time was an excitation response rate κ of 0.3, a vibration damping time T of 0.5 (sec), and a spring constant k of 100 (N / mm). As a result, basic measurement that enables optimization of the vibration isolator according to the present invention has been completed. This can be expressed in literary terms: “Pulse-like external excitation is relaxed to about one third, and its vibration after-wave is shaken 3 times and the vibration is settled in 0.5 seconds.” It will be.

本発明は、［特許請求の範囲］の請求項１乃至請求項４に記載した事項により特定される。
［請求項１］
振動減衰能のある粘弾性樹脂を表皮ばね鋼板の間にラミネート状に張合せた「樹脂ラミネートばね板」を曲げ加工により両端をフランジ状に中央部を凸状に一体加工成形し、荷重によって撓むことができるように層状に交互に重ねた「ハニカム除振ばね」において、
数式１によって計算される除振形状ファクタＦ _Ｄ（−）が５×１０ ^−５〜５×１０ ^−４あり、
［数式１］
除振形状ファクタＦ _Ｄ（−）＝（Ｗ・２Ｄ）／（Ｌ・ｎ） ^２・・・（１）
ここで、Ｗ（ｍｍ）は「ハニカム除振ばね」の幅、Ｄ（ｍｍ）は表皮ばね鋼板の厚さ、Ｌ（ｍｍ）はハニカムの有効長さ、ｎはハニカムを構成する「樹脂ラミネートばね板」の枚数である。
さらに、「ハニカム除振ばね」の共振周波数が、４〜２０（Ｈｚ）、振動減衰時間Ｔ（ｓｅｃ）が、０．２〜１．２（ｓｅｃ）、振動試験で得られる数式２で計算される加振応答率κ（−）が、０．２〜０．６、数式３で計算されるばね定数ｋ（Ｎ／ｍｍ）が、２０〜２００（Ｎ／ｍｍ）であることを特徴とする除振装置。
［数式２］
加振応答率κ（−）＝Ａ _１／Ａ _０・・・・・・・・・・・・・（２）
ここで、Ａ _０（ｃｍ／ｓｅｃ ^２）はパルス加振の加速度振幅、
Ａ _１（ｃｍ／ｓｅｃ ^２）はパルス加振後の最初の振動波形振幅である。
［数式３］
ばね定数ｋ（Ｎ／ｍｍ）＝Ｐ／δ ・・・・・・・・・（３）
ここで、Ｐ（Ｎ）は荷重、δ（ｍｍ）は撓み量である。
［請求項２］
振動減衰能のある粘弾性樹脂を表皮ばね鋼板の間にラミネート状に張合せた「樹脂ラミネートばね材」の損失係数（η）が、０．０５〜０．８であることを特徴とする請求項１に記載した除振装置。
［請求項３］
除振装置の荷重による撓み量が５ｍｍ以上、２０ｍｍ以下の状態で使用することを特徴とする請求項１又は２に記載した除振装置。
［請求項４］
請求項１乃至３のいずれかに記載された除振装置によって構成されることを特徴とする除振機能付き搬送装置。 The present invention is specified by matters described in claims 1 to 4 of [Claims].
[Claim 1]
A “resin laminated spring plate” made by laminating a viscoelastic resin with vibration damping ability between laminates of skin spring steel plates is bent and integrally processed into a flange shape at both ends with a convex shape at the center, and bent by a load. In the "honeycomb vibration isolation spring" that is alternately stacked in layers so that it can be removed ,
The vibration isolation shape factor F _D (−) calculated by Equation 1 is 5 × 10 ^{−5 to} 5 × 10 ⁻⁴ ,
[Formula 1]
Vibration isolation form factor F _D (−) = (W · 2D) / (L · n) ² (1)
Here, W (mm) is the width of the “honeycomb vibration damping spring”, D (mm) is the thickness of the skin spring steel plate, L (mm) is the effective length of the honeycomb, and n is the “resin laminated spring” that constitutes the honeycomb. The number of “plates”.
Furthermore, the resonance frequency of the “honeycomb vibration damping spring” is 4 to 20 (Hz), the vibration damping time T (sec) is 0.2 to 1.2 (sec), and is calculated by Equation 2 obtained by the vibration test. The excitation response rate κ (−) is 0.2 to 0.6, and the spring constant k (N / mm) calculated by Equation 3 is 20 to 200 (N / mm). Vibration isolator.
[Formula 2]
Excitation response rate κ (−) = A ₁ / A ₀ (2)
Here, A ₀ (cm / sec ² ) is the acceleration amplitude of pulse excitation,
A ₁ (cm / sec ² ) is the first vibration waveform amplitude after pulse excitation.
[Formula 3]
Spring constant k (N / mm) = P / δ (3)
Here, P (N) is a load, and δ (mm) is a deflection amount.
[Claim 2]
The loss factor (η) of a “resin laminated spring material” obtained by laminating a viscoelastic resin capable of vibration damping in a laminate between skin spring steel plates is 0.05 to 0.8. Item 1. The vibration isolator according to item 1.
[Claim 3]
The vibration isolator according to claim 1 or 2, wherein the vibration isolator is used in a state where a deflection amount due to a load of the vibration isolator is 5 mm or more and 20 mm or less.
[Claim 4]
A conveyance device with a vibration isolation function, comprising the vibration isolation device according to any one of claims 1 to 3.

Effect of the invention

本発明は、本発明になる除振装置を実際使用する現場の技術者からの真の評価結果をもとに、「樹脂ラミネートばね板」を組み合わせた「ハニカム除振ばね」の除振部の構造・寸法を最適化する指標を提示して、それをもとに製造した除振性能の優れた信頼性の高い除振装置を提供するものであり、さらに、搬送用除振台車のような、積載重量が大きいときにも優れた除振機能を発揮させる具体的な設計指針を提案しているので、産業上への貢献が大きい。 The present invention is based on a true evaluation result from an on-site engineer who actually uses the vibration isolation device according to the present invention, and the vibration isolation portion of the “honeycomb vibration isolation spring” combined with the “resin laminate spring plate”. It provides an index for optimizing the structure and dimensions, and provides a highly reliable anti-vibration device with excellent anti-vibration performance manufactured based on it. Because it proposes a specific design guideline that demonstrates an excellent vibration isolation function even when the loaded weight is large, it contributes greatly to the industry.

以下に、本発明に係る除振装置について具体的に説明する。 The vibration isolator according to the present invention will be specifically described below.

本発明の請求項１に記載した「ハニカム除振ばね」の形状の例を図３に示す。図３（Ａ）は、開発初期の形状であるが、図中Ｌは、有効長さである。図３の（Ｂ）は、例えば、これをプレス加工によって曲げて一体型にして量産タイプに改善したものであり、有効長さＬは、プレス加工前の直線に伸ばした長さである。また、図３中の（Ｃ）は、除振部の高さを低くして装置の全高さを低くしたものである。ハニカムの両端及び中央を固定する方法は、表皮鋼板及び粘弾性樹脂を十分固定するために、例えば、鋲かしめが推奨される。 FIG. 3 shows an example of the shape of the “honeycomb vibration damping spring” according to claim 1 of the present invention. FIG. 3A shows a shape at an early stage of development, and L in the figure is an effective length. FIG. 3B shows, for example, a case where this is bent by press working to be integrated into a mass production type, and the effective length L is a length extended in a straight line before press working. Further, (C) in FIG. 3 is the one in which the height of the vibration isolation unit is lowered to reduce the overall height of the apparatus. As a method for fixing the both ends and the center of the honeycomb, for example, it is recommended to use crimping in order to sufficiently fix the skin steel plate and the viscoelastic resin.

本発明の請求項１において、「ハニカム除振ばね」の除振形状ファクタＦ_Ｄ（−）を５×１０^−５〜５×１０^−４にすることを主張している。これは、除振形状ファクタＦ_Ｄが、５×１０^−５未満であると、振動吸収能が不十分となり振動減衰時間Ｔが長くなり、除振効果が不十分となるためである。除振形状ファクタＦ_Ｄが、５×１０^−４を超えると、加振応答率κ（−）が高くなり、パルス加振に対する緩和効果が不十分となるためである。望ましくは、除振形状ファクタＦ_Ｄは、５×１０^−５〜２×１０^−４である。 Claim 1 of the present invention claims that the vibration isolation shape factor F _D (−) of the “honeycomb vibration isolation spring” is 5 × 10 ^{−5 to} 5 × 10 ⁻⁴ . This anti-vibration shape factor F _D is less than 5 × 10 ^-5, the vibration absorbing capability is prolonged vibration decay time T becomes insufficient, because the anti-vibration effect is insufficient. Anti-vibration shape factor F _D is more than 5 × 10 ^-4, vibration response rate kappa (-) is increased, because the relaxation effect to the pulse excitation becomes insufficient. Preferably, anti-vibration shape factor _{F D} is a ^{^{5 × 10 -5 ~2 × 10 -4}} .

本発明の請求項１において、「ハニカム除振ばね」の共振周波数ｆｎを４〜２０（Ｈｚ）、自由減衰時間Ｔ（ｓｅｃ）を０．２〜１．２（ｓｅｃ）、加振応答率κ（−）を、０．２〜０．６、ばね定数ｋを２０〜２００（Ｎ／ｍｍ）と主張している。ここで、共振周波数ｆｎを４〜２０（Ｈｚ）とするのは、４（Ｈｚ）未満であると振動吸収能が不十分となるためであり、２０（Ｈｚ）を超えると低周波領域の振動吸収が不十分となるためであり、望ましくは、５〜１０（Ｈｚ）である。自由減衰時間Ｔ（ｓｅｃ）を０．２〜１．２（ｓｅｃ）と主張しているが、１．２（ｓｅｃ）を超えると振動吸収能が不十分となることを示すものであり、望ましくは、０．２〜０．７（ｓｅｃ）である。加振応答率κ（−）を、０．２〜０．６と主張しているが、０．６を超えると、パルス加振を緩和する機能が不十分となるためであり、望ましくは、０．２〜０．５である。ばね定数ｋを２０〜２００（Ｎ／ｍｍ）と主張していのは、２０（Ｎ／ｍｍ）未満では、許容積載重量が少なすぎるためであり、２００（Ｎ／ｍｍ）を超えると、パルス加振の緩和効果が不十分となるためであり、望ましくは、５０〜１１０（Ｎ／ｍｍ）である。In claim 1 of the present invention, the resonance frequency fn of the “honeycomb vibration damping spring” is 4 to 20 (Hz), the free damping time T (sec) is 0.2 to 1.2 (sec), and the excitation response rate κ. It is claimed that (−) is 0.2 to 0.6 and the spring constant k is 20 to 200 (N / mm). Here, the resonance frequency fn is set to 4 to 20 (Hz) because vibration absorption ability is insufficient when the resonance frequency fn is less than 4 (Hz). This is because the absorption becomes insufficient, and is preferably 5 to 10 (Hz). Although it is claimed that the free decay time T (sec) is 0.2 to 1.2 (sec), if it exceeds 1.2 (sec), it indicates that the vibration absorption ability becomes insufficient, and is desirable. Is 0.2 to 0.7 (sec). It is claimed that the excitation response rate κ (−) is 0.2 to 0.6, but if it exceeds 0.6, the function of relaxing the pulse excitation becomes insufficient. 0.2 to 0.5. The reason why the spring constant k is claimed to be 20 to 200 (N / mm) is that if the load is less than 20 (N / mm), the allowable load weight is too small. This is because the vibration relaxation effect is insufficient, and is preferably 50 to 110 (N / mm).

本発明の請求項２において、「ハニカム除振ばね」を構成する「樹脂ラミネートばね板」の損失係数（η）が、０．０５〜０．８であることを主張している。これによれば、「樹脂ラミネートばね板」は、ばね材と粘弾性体との特性を発揮させて、ばね材で共振周波数を低く抑えつつ、粘弾性体でばね材の自由振動の継続時間を低く抑えることができるので、薄型でコンパクトかつ安価な除振装置が提供できる。ここで、「樹脂ラミネートばね板」を構成する表皮ばね鋼板であるが、例えば、ＳＵＳ３０４等のオーステナイト・ステンレス鋼や高炭素ばね鋼が推奨されるが、その目安として０．２％耐力が１８０ＭＰａ以上とするのが好ましい。ここで、損失係数（η）が、０．０５未満であると、「ハニカム除振ばね」の振動吸収能が不十分となり、自由減衰時間が、１．２（ｓｅｃ）を越えるので、損失係数（η）を０．０５以上とした。 Claim 2 of the present invention claims that the loss factor (η) of the “resin laminated spring plate” constituting the “honeycomb vibration damping spring” is 0.05 to 0.8. According to this, the “resin laminated spring plate” exhibits the characteristics of the spring material and the viscoelastic body, and suppresses the resonance frequency with the spring material, while reducing the duration of free vibration of the spring material with the viscoelastic body. Since it can be kept low, a vibration isolator that is thin, compact, and inexpensive can be provided. Here, the skin spring steel plate constituting the “resin laminated spring plate”, for example, austenitic stainless steel such as SUS304 or high carbon spring steel is recommended, but as a guideline, 0.2% proof stress is 180 MPa or more. Is preferable. Here, if the loss coefficient (η) is less than 0.05, the vibration absorbing ability of the “honeycomb vibration damping spring” becomes insufficient, and the free damping time exceeds 1.2 (sec). (Η) was set to 0.05 or more.

本発明の請求項３において、除振装置の荷重による撓み量が、５〜２０ｍｍの状態で使用することを主張している。これは、撓み量が５ｍｍ未満のときは、共振周波数ｆｎが、１０（Ｈｚ）を超えることになり、１０Ｈｚ以下の低周波領域での除振効果が低減するためである。このような時には、ダミー錘を乗せて撓み量を調整すればよい。また、撓み量が２０ｍｍを超える場合は、ハニカム層間が接触するためであり、このような時には、「ハニカム除振ばね」の構造を本発明を基にして変更することによって定数ｋを高めるようにする必要がある。In claim 3 of the present invention, it is claimed that the amount of deflection due to the load of the vibration isolator is 5 to 20 mm. This is because when the deflection amount is less than 5 mm, the resonance frequency fn exceeds 10 (Hz), and the vibration isolation effect in a low frequency region of 10 Hz or less is reduced. In such a case, the amount of deflection may be adjusted by placing a dummy weight. Further, when the amount of deflection exceeds 20 mm, the honeycomb layers come into contact with each other. In such a case, the constant k is increased by changing the structure of the “honeycomb vibration damping spring” based on the present invention. There is a need to.

本発明の請求項４において、本発明の除振装置によって構成される除振機能付き搬送装置の提案がなされている。この場合、積載荷重や搬送地面の凹凸、或いは、それに起因する振動等に適合するように請求項１乃至請求項３に示された設計指針によって、最適化を図ることができる。In claim 4 of the present invention, a conveyance device with a vibration isolation function constituted by the vibration isolation device of the present invention is proposed. In this case, optimization can be achieved by the design guideline shown in claims 1 to 3 so as to adapt to the load load, the unevenness of the conveyance ground, the vibration caused by the load, and the like.

以下、本発明を実施例によって説明する。 Hereinafter, the present invention will be described by way of examples.

実施例１は、「ハニカム除振ばね」の方式の比較を示したものである。表２において、本発明例は、「樹脂ラミネートばね板」をハニカム状に組み立てたものである。比較例１は、ＳＵＳ３０４の１．０ｍｍ厚を本発明例と同じ形状のハニカムにしたものである。比較例２は、ゴムのブロックを除振部としたものである。これらの除振装置に１除振部当たり１０ｋｇの荷重を乗せ、１０ｍｍの撓み量とした。これに、架台と除振台天板に各々加速度センサを取付け、架台に５Ｇ（１Ｇ＝９．８０ｍ／ｓｅｃ^２）のパルス加振を与え、その後の天板の加速度の時間軸減衰曲線を計測した。本発明例の場合は、加振応答比κ：０．３、振動減衰時間Ｔ：０．５ｓｅｃ、ばね定数ｋ：１００Ｎ／ｍｍであった。この値は、熱機械分析装置における除振効果として高く評価された値である。比較例１の場合は振動吸収能がないので、減衰時間Ｔ：５．０ｓｅｃであった。比較例２の場合は、加振応答比：０．９であり、パルス加振の衝撃緩和能が著しく劣っている。これからも明らかなように、本発明になる除振装置の除振能が他の方式に比べて極めて優れていることが分かる。Example 1 shows a comparison of “honeycomb vibration damping springs”. In Table 2, an example of the present invention is a “resin laminated spring plate” assembled in a honeycomb shape. In Comparative Example 1, 1.0 mm thickness of SUS304 is formed into a honeycomb having the same shape as the example of the present invention. Comparative Example 2 uses a rubber block as a vibration isolation unit. A load of 10 kg was applied to each vibration isolator on these vibration isolator to obtain a deflection amount of 10 mm. An acceleration sensor is attached to each of the gantry and the vibration isolation table top, 5G (1G = 9.80m / sec ² ) pulse excitation is applied to the gantry, and the time-axis attenuation curve of the acceleration of the top panel after that is measured. did. In the case of the present invention example, the excitation response ratio κ was 0.3, the vibration damping time T was 0.5 sec, and the spring constant k was 100 N / mm. This value is highly evaluated as a vibration isolation effect in the thermomechanical analyzer. In the case of Comparative Example 1, since there was no vibration absorbing ability, the decay time T was 5.0 sec. In the case of Comparative Example 2, the excitation response ratio is 0.9, and the shock relaxation ability of pulse excitation is extremely inferior. As is clear from this, it can be seen that the vibration isolation capability of the vibration isolation device according to the present invention is extremely superior to other methods.

実施例２は、除振部の寸法が除振性能に及ぼす影響を定量的に求めて、除振性能評価を行ったものである。表３に結果を示す。除振性能試験は、一つの除振部当たり１０ｋｇの荷重を懸けて、実施例１と同じ方法で行った。幅は５０ｍｍと固定させた。表皮厚さは０．５を中心に、１．０、１．５、０．３、０．２ｍｍに変えた。図５は、除振形状ファクタＦ_Ｄと共振周波数との関係、図６は、除振形状ファクタＦ_Ｄと加振応答率、減衰時間及びばね定数の関係を示す。
本発明例１は、本発明の除振性能を最大限に発揮した例であり、精密分析装置において真価を確認した例である。熱機械分析装置等の精密分析機器の除振装置として推奨できる例である。
本発明例２及び３は、表皮厚を１．０ｍｍにして有効長さを調整した例である。本発明例２は、有効長さを１５０ｍｍにすることによって、良好な除振性能を発現させることができる。本発明例３は、表皮厚を１．０ｍｍとして、有効長さを１１０とした場合であるが、共振周波数、加振応答率、減衰時間をある程度維持した状態で、ばね定数を上げることができる。即ち、積載重量の大きいものに適した設計である。
比較例１〜３は、表皮厚と有効長さとの関係で、最適値から外れた条件を示している。このように除振形状ファクタＦ_Ｄを指標にして、使用環境及び要求除振性能を満たす設計をすることが出来るようになった。比較例１は、表皮厚を０．２ｍｍにした場合であるが、Ｆ_Ｄが４×１０^−５となり過小である。このような条件では、減衰時間Ｔが１．１ｓｅｃとなり振動吸収能が不十分である。比較例２は、有効長Ｌが１５０ｍｍと長くした場合であるが、この場合も減衰時間Ｔが大となる。比較例は表皮厚Ｄを１．５ｍｍと厚くした場合は、ばね効果が不十分となり、加振応答率κが０．７となる。In Example 2, the effect of the size of the vibration isolation unit on the vibration isolation performance is quantitatively obtained, and the vibration isolation performance is evaluated. Table 3 shows the results. The vibration isolation performance test was performed in the same manner as in Example 1 with a load of 10 kg per vibration isolation portion. The width was fixed at 50 mm. The skin thickness was changed to 1.0, 1.5, 0.3, and 0.2 mm, centering on 0.5. Figure 5 shows the relationship between the resonant frequency and the anti-vibration shape factor F _D, Figure 6, anti-vibration shape factor F _D and the vibration response rate, shows a relationship between the decay time and the spring constants.
Example 1 of the present invention is an example in which the vibration isolation performance of the present invention is maximized, and the true value is confirmed by a precision analyzer. This is an example that can be recommended as a vibration isolation device for precision analysis equipment such as a thermomechanical analyzer.
Inventive Examples 2 and 3 are examples in which the effective length was adjusted by setting the skin thickness to 1.0 mm. Invention Example 2 can exhibit good vibration isolation performance by setting the effective length to 150 mm. Example 3 of the present invention is a case where the skin thickness is 1.0 mm and the effective length is 110, but the spring constant can be increased with the resonance frequency, excitation response rate, and attenuation time maintained to some extent. . In other words, the design is suitable for a heavy load.
Comparative Examples 1 to 3 show conditions deviating from the optimum values due to the relationship between the skin thickness and the effective length. Such vibration isolation in the form factor F _D as an index, the now can be designed to meet the use environment and requirements vibration isolation performance. Comparative Example 1 is the case where the skin thickness is 0.2 mm, _{F D} is 4 × ^{10 -5} becomes too small. Under such conditions, the damping time T is 1.1 sec, and the vibration absorption ability is insufficient. The comparative example 2 is a case where the effective length L is increased to 150 mm, but also in this case, the decay time T becomes long. In the comparative example, when the skin thickness D is increased to 1.5 mm, the spring effect is insufficient and the excitation response rate κ is 0.7.

実施例３は、請求項４を実証するものである。即ち、表４に示す「樹脂ラミネートばね板」の制振性能とそれをもって構成された「ハニカム除振ばね」の除振性能の検証を行った結果を示す。「樹脂ラミネートばね板」の制振性能は、粘弾性樹脂の厚さを変えることによってある程度変えることができる。表皮は、０．５ｍｍ厚のＳＵＳ３０４である。「ハニカム除振ばね」の寸法は、実施例１の本発明例１である。
結果を表４に示す。「樹脂ラミネートばね板」の損失係数（η）は、減衰時間に影響していることが分かる。

Example 3 demonstrates claim 4. That is, the results of verifying the vibration damping performance of the “resin laminated spring plate” shown in Table 4 and the vibration damping performance of the “honeycomb vibration damping spring” configured therewith are shown. The damping performance of the “resin laminated spring plate” can be changed to some extent by changing the thickness of the viscoelastic resin. The epidermis is 0.5 mm thick SUS304. The dimensions of the “honeycomb vibration damping spring” are the first example of the present invention of the first example.
The results are shown in Table 4. It can be seen that the loss factor (η) of the “resin laminated spring plate” affects the decay time.

実施例４は、本発明になる除振部を搬送用除振台車に適用した例を示す。検討の結果、除振部の寸法は、表３の中で、本発明例３が適していることが分かった。これを、８つ装着すると、１００ｋｇ以上の積載重量で、搬送中の振動を緩和しながら移送できることが分かった。表５は、本発明になる搬送用除振台車の仕様であり、図８は、その一例の概念図である。これにより、優れた除振性能を持つ搬送用除振台車の諸元を提案することができる。

Example 4 shows an example in which the vibration isolation unit according to the present invention is applied to a vibration isolation cart for conveyance. As a result of examination, it was found that Table 3 is suitable for the dimensions of the vibration isolation portion in Table 3. It was found that when eight of these were mounted, the transfer could be carried out with a loading weight of 100 kg or more while reducing vibration during conveyance. Table 5 shows the specifications of the vibration isolating carriage for transportation according to the present invention, and FIG. 8 is a conceptual diagram of an example thereof. As a result, it is possible to propose the specifications of the conveyance vibration isolating carriage having excellent vibration isolation performance.

本発明の除振装置の全体図。1 is an overall view of a vibration isolation device of the present invention. 樹脂ラミネートばね板の断面図。Sectional drawing of a resin laminated spring board. ハニカム除振部の構造例を示した図。The figure which showed the structural example of the honeycomb vibration isolator. 本発明の除振装置を熱機械分析装置に適用した時の指針振動比較例。The example of a pointer vibration comparison when the vibration isolator of the present invention is applied to a thermomechanical analyzer. Ｆ_Ｄ値と共振周波数との関係を示した図。Diagram showing the relationship between the F _D value and the resonance frequency. Ｆ_Ｄ値と加振応答率、減衰時間、ばね定数との関係を示した図。F _D value and vibration response rate, decay time, a relationship between the spring constant FIG. 他の除振方法の構造図の例Example of structural diagram of other vibration isolation method 本発明の除振装置を適用した除振搬送装置のモデル図。The model figure of the vibration isolating conveying apparatus to which the vibration isolator of the present invention is applied.

１０１除振装置
１０２除振部
２０１表皮鋼板
２０２粘弾性樹脂
３０１天板、地板
３０２ハニカム部
４０１本発明の除振装置を使用した場合の指針の振動
４０２本発明の除振装置を使用しなかった場合の指針の振動（現行）
７０１下部及び上部架台
７０２コイルスプリング
７０３粘弾性樹脂柱
８０１本発明の除振部
８０２搬送台車
８０３積載物受け用天板
８０４キャスター
８０５手押し用取手DESCRIPTION OF SYMBOLS 101 Anti-vibration apparatus 102 Anti-vibration part 201 Skin steel plate 202 Viscoelastic resin 301 Top plate, base plate 302 Honeycomb part 401 The vibration of the needle | hook when using the anti-vibration apparatus of this invention 402 The anti-vibration apparatus of this invention was not used Case vibration (current)
701 Lower and upper frame 702 Coil spring 703 Viscoelastic resin column 801 Vibration isolator 802 of the present invention Carriage carriage 803 Load receiving top plate 804 Caster 805 Handle for pushing

Claims

A “resin laminated spring plate” made by laminating a viscoelastic resin with vibration damping ability between laminates of skin spring steel plates is bent and integrally processed into a flange shape at both ends with a convex shape at the center, and bent by a load. In the "honeycomb vibration isolation spring" that is alternately stacked in layers so that it can be removed ,
The vibration isolation shape factor F _D (−) calculated by Equation 1 is 5 × 10 ^{−5 to} 5 × 10 ⁻⁴ ,
The resonance frequency of the “honeycomb vibration isolation spring” is 4 to 20 (Hz), the vibration damping time T (sec) is 0.2 to 1.2 (sec), and the calculation calculated by Equation 2 obtained by the vibration test is performed. The vibration response rate κ (−) is 0.2 to 0.6,
A vibration isolation device having a spring constant k (N / mm) calculated by Expression 3 of 20 to 200 (N / mm).
[Formula 1]
Vibration isolation form factor F _D (−) = (W · 2D) / (L · n) ² (1)
Here, W (mm) is the width of the “honeycomb vibration damping spring”, D (mm) is the thickness of the skin spring steel plate, L (mm) is the effective length of the honeycomb, and n is the “resin laminated spring” that constitutes the honeycomb. The number of “plates”.
[Formula 2]
Excitation response rate κ (−) = A ₁ / A ₀ (2)
Here, A ₀ (cm / sec ² ) is the acceleration amplitude of pulse excitation,
A ₁ (cm / sec ² ) is the first vibration waveform amplitude after pulse excitation.
[Formula 3]
Spring constant k (N / mm) = P / δ (3)
Here, P (N) is a load, and δ (mm) is a deflection amount.

The loss factor (η) of a “resin laminated spring material” obtained by laminating a viscoelastic resin capable of vibration damping in a laminate between skin spring steel plates is 0.05 to 0.8. Item 1. The vibration isolator according to item 1.

The vibration isolator according to claim 1 or 2, wherein the vibration isolator is used in a state where a deflection amount due to a load of the vibration isolator is 5 mm or more and 20 mm or less.

A conveyance device with a vibration isolation function, comprising the vibration isolation device according to any one of claims 1 to 3.