JP5915995B2

JP5915995B2 - 回転慣性質量ダンパー

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Publication number: JP5915995B2
Application number: JP2012118509A
Authority: JP
Inventors: 磯田　和彦; 和彦磯田
Original assignee: Shimizu Corp
Current assignee: Shimizu Corp
Priority date: 2012-05-24
Filing date: 2012-05-24
Publication date: 2016-05-11
Anticipated expiration: 2032-05-24
Also published as: JP2013245723A

Description

本発明は回転慣性質量ダンパーに関するものである。

周知のように、回転慣性質量ダンパーとはダンパー両端の相対変位に比例して錘部材に回転が生じる装置であり、錘部材の回転慣性モーメントと制動力の関係から「両端の相対加速度に比例した負担力」をもつ装置である。

この種の回転慣性質量ダンパーの具体例としては、特許文献１に示すようにボールねじ機構と回転錘（フライホイール）を組み合わせた減衰コマと称される形式のものが知られており、これによれば実際の錘質量に比較して1000倍以上もの質量効果が得られる特徴がある。

また、この種の回転慣性質量ダンパーでは、過大な加速度が作用した場合にはダンパー反力（負担力）を制限して頭打ちすることが好ましい場合があり、そのためたとえば特許文献２に示されるような伝達トルク制限機構（いわゆるトルクキーパー）を備えたものも提案されている。

ところで、この種の回転慣性質量ダンパーでは、大きな慣性質量を得るためには回転錘の質量や外径を大きくするか、あるいはボールねじ機構のリードを小さくする必要があるが、単に回転錘を大型化することではダンパー全体が大型化かつ大重量化するので好ましくなく、またボールねじ機構のリードを単に小さくすることはボールねじを構成しているボールベアリングの径が過小となって耐荷重性能が低下してしまうので好ましくなく、いずれも現実的ではない。

そこで、小型軽量であっても大きな慣性質量が得られるものとして、たとえば特許文献３に示されるように、リードが異なる２組のボールねじ機構を組み合わせた形式の回転慣性質量ダンパー（以下、このような形式の回転慣性質量ダンパーを本明細書においては便宜的に「リード差ダンパー」という）も提案されている。

特開平１１−２０１２２４号公報特開２０１０−１９３４７号公報特開２０１２−７６３５号公報

特許文献３に示されるようなリード差ダンパーは、リードがわずかに異なる２組のボールねじ機構を組み合わせることでそれ自体が十分な変位拡大機能と増速機能を有するものとなり、それにより小型軽量であっても大きな慣性質量が得られるので極めて有効なものである。

そして、このようなリード差ダンパーに対しても過大な加速度が作用した場合にはダンパー反力（負担力）を制限して頭打ちするための伝達トルク制限機構を付加することが検討されているが、現時点では特許文献３に示されるようなリード差ダンパーに対してたとえば特許文献２に示されるような伝達トルク制限機構をそのまま付加することは困難であり、その点ではさらなる改良が必要とされているのが実状である。

上記事情に鑑み、本発明はリード差ダンパーに対して伝達トルク制限機構を付加することによりダンパー反力（負担力）を制限して頭打ちすることが可能な有効適切な回転慣性質量ダンパーを提供することを目的とする。

請求項１記載の発明は、互いに離接する方向に相対振動を生じる制振対象の２つの構造体である第１部材および第２部材の間に介装されて、前記第１部材および前記第２部材の間に生じる前記相対振動を低減するための回転慣性質量ダンパーであって、第１ねじ軸に対して第１ナットを第１ボールねじを介して螺着した構成とされて前記第１ねじ軸の基端が前記第１部材に対して回転不能に連結される第１ボールねじ機構と、第２ねじ軸に対して第２ナットを第２ボールねじを介して螺着した構成とされて前記第２ねじ軸の基端が前記第２部材に対して回転不能に連結される第２ボールねじ機構とを有するとともに、前記第１ボールねじ機構における第１ボールねじと前記第２ボールねじ機構における第２ボールねじを同じ向きでリードが互いに異なるボールねじとして形成し、前記第１ナットと前記第２ナットとを間隔をおいて対向配置してそれら第１ナットと第２ナットとの間に錘支持スリーブを連結固定するとともに、該錘支持スリーブ内において前記第１ねじ軸と前記第２ねじ軸の先端部どうしを相対回転不能かつ軸方向の相対変位可能に連結して、前記第１部材と前記第２部材との間で生じる前記相対振動によって前記第１ナットと前記第２ナットと前記錘支持スリーブの全体が前記第１ねじ軸および前記第２ねじ軸に対して軸方向に相対変位しつつ一体に回転可能とし、前記錘支持スリーブの外側に回転錘を装着し、前記回転錘と前記錘支持スリーブとの間に、前記錘支持スリーブから前記回転錘に伝達されるトルクが所定の制限値を超えるまでは該トルクを伝達して前記回転錘を前記錘支持スリーブとともに一体回転させるとともに、前記トルクが前記制限値を超えた時点で前記回転錘を前記錘支持スリーブに対して相対回転させてトルク伝達を制限するための伝達トルク制限機構を介装してなることを特徴とする。

請求項２記載の発明は、請求項１記載の回転慣性質量ダンパーであって、前記伝達トルク制限機構は、前記錘支持スリーブの端部において前記回転錘の端面に対向する位置に設置されていて、該伝達トルク制限機構は、前記回転錘の端面に対して押圧される摩擦板と、該摩擦板を前記回転錘の端面に対して押圧する圧縮バネと、該圧縮バネによる前記回転錘に対する前記摩擦板への押圧力を調整することによって前記摩擦板と前記回転錘との間の摩擦力を調整するための調整ボルトを具備してなることを特徴とする。

本発明によれば、第１ナットと第２ナットとを錘支持スリーブで連結してその外側に回転錘を装着したうえで、錘支持スリーブと回転錘との間に伝達トルク制限機構を介装した構成としたので、リードの異なる２組のボールねじ機構を併用したリード差ダンパーに対しても過負荷防止機構としての伝達トルク制限機構を支障なく組み込むことが可能となる。したがって、ダンパー両端の相対変位に対する各ボールねじ機構の変位を大幅に拡大でき、かつダンパー両端に生じるトルク反力を大幅に低減しつつ、伝達トルク制限機構によって構造躯体への負担を大幅に軽減し得る有効適切な回転慣性質量ダンパーを実現することができる。

特に、伝達トルク制限機構として、圧縮バネにより摩擦板を回転錘に対して押圧するととともにその押圧力を調整ボルトにより調整可能に構成することにより、所望の制限値を調整ボルトの操作により容易にかつ広範に設定することが可能である。

本発明の実施形態である回転慣性質量ダンパーを示すもので、（ａ）は全体図、（ｂ）は要部拡大図、（ｃ）は要部断面図（（ａ）におけるｃ−ｃ線視図）、（ｄ）は要部断面図（（ａ）におけるｄ−ｄ線視図）である。同、具体的な設計例を示す図であり、（ａ）は全体図、（ｂ）は要部断面図（（ａ）におけるｂ−ｂ線視図）、（ｃ）は第１ねじ軸と第２ねじ軸どうしを連結するスリーブを示す図である。本発明の基礎となった先行発明の回転慣性質量ダンパーを示す図である。本発明の基礎となった他の先行発明の回転慣性質量ダンパーを示す図であり、（ａ）は全体図、（ｂ）は要部断面図（（ａ）におけるｂ−ｂ線視図）である。

本発明の実施形態を説明するに先立ち、まず本発明の基礎となった先行発明のリード差ダンパーについて図３および図４を参照して説明する。
まず、図３に示すものは特許文献３（特開2012-7635号公報）の図５に示されているもので、ボールねじのリードが異なる２組のボールねじ機構（第１ボールねじ機構２０と第２ボールねじ機構３０）をケーシング１０内に同軸状態で対向配置した状態で組み込んで、それら２組のボールねじ機構によって１つの回転錘４０を回転させることにより、それ自体で回転錘４０に対する変位拡大機能および増速機能を有する構成としたものである。

これは、制振対象の構造体である二部材（第１部材および第２部材。いずれも図示せず）の間に介装されてそれらの間で生じる離接する方向の相対振動を低減させるためのものであって、一方（図示左側）の第１部材に対してクレビス１１を介して回転不能に連結される第１ケーシング１２と、他方（図示右側）の第２部材に対してクレビス１３を介して回転不能に連結される第２ケーシング１４と、それら第１ケーシング１２および第２ケーシング１４に対してスライド機構１５を介して軸方向に相対変位可能かつ相対回転不能に装着された第３ケーシング１６とによって全体の外殻をなすケーシング１０が構成されている。
そして、そのケーシング１０の内部に、第１ケーシング１２に対して連結された第１ボールねじ機構２０と、第２ケーシング１４に対して連結された第２ボールねじ機構３０とが収容され、それら第１ボールねじ機構２０と第２ボールねじ機構３０に対して回転錘４０が連結された構成とされている。

第１ボールねじ機構２０は、第１ねじ軸２１と、その第１ねじ軸２１に対して第１ボールねじ２２を介して螺着された第１ナット２３とからなり、第１ねじ軸２１の基端が第１ケーシング１２の内面に対して回転不能に（したがって制振対象の構造体である第１部材に対して回転不能に）固着され、それに螺着されている第１ナット２３はベアリング２４を介して第３ケーシング１６に対して回転可能かつ軸方向変位不能に支持されている。
同様に、第２ボールねじ機構３０は、第２ねじ軸３１と、その第２ねじ軸３１に対して第２ボールねじ３２を介して螺着された第２ナット３３とからなり、第２ねじ軸３１の基端が第２ケーシング１４の内面に対して回転不能に（したがって制振対象の構造体である第２部材に対して回転不能に）固着され、それに螺着されている第２ナット３３はベアリング３４を介して第３ケーシング１６に対して回転可能かつ軸方向変位不能に支持されている。

そして、第１ボールねじ機構２０における第１ナット２３と第２ボールねじ機構３０における第２ナット３３とは第３ケーシング１６の中央部において互いに間隔をおいて対向配置され、それら第１ナット２３と第２ナット３３の間には円筒状の回転錘４０が配置されてその両端がそれぞれ第１ナット２３と第２ナット３３の先端面に対して相対回転不能に連結され、同時に第１ねじ軸２１の先端部および第２ねじ軸３１の先端部がそれぞれ回転錘４０の中心孔４０ａに対して相対回転可能かつ軸方向相対変位可能に挿入されている。

これにより、制振対象の構造体である第１部材と第２部材との間で離接する方向の相対振動が生じた際には、ケーシング１０の全長が伸縮するように変化し、第１ねじ軸２１と第２ねじ軸３１とは同軸状態を維持したまま離接するように軸方向に相対変位し、それに伴い、第１ナット２３と第２ナット３３およびそれらを連結している回転錘４０の全体が第１ねじ軸２１と第２ねじ軸３１に対して軸方向に相対変位しつつ回転せしめられるようになっている。

なお、第１ナット２３と回転錘４０と第２ナット３３の全体がケーシング１０に接触することなくその内部において支障なく軸方向に変位可能であるためには、第１ナット２３と第１ケーシング１２との間に少なくとも第１ボールねじ機構２０の作動量に相当するクリアランス（後述する相対変位量S₁）を確保し、第２ナット３３と第２ケーシング１４との間に少なくとも第２ボールねじ機構３０の作動量（同、相対変位量S₂）に相当するクリアランスを確保する必要がある。さらに、第１ねじ軸２１および第２ねじ軸３１の先端部を回転錘４０の中心孔４０ａに対してそれぞれ少なくとも上記の寸法（相対変位量S₁、S₂）相当分は挿入するとともに、それらの間には後述するダンパーストロークS相当分のクリアランスを確保する必要がある。

そして、第１ボールねじ機構２０における第１ボールねじ２２と第２ボールねじ機構３０における第２ボールねじ３２は互いに同じ向き（図示例ではいずれも右ねじ）で形成されているが、第１ボールねじ２２のリードL_d1と、第２ボールねじ３２のリード_Ld2とは互いに異なるものとされ（図示例ではL_d1＞L_d2）、これによりこのリード差ダンパーはそれ自体で変位拡大機能と増速機構を有するものとされている。

すなわち、このリード差ダンパーの両端に変位xが生じて、第１ねじ軸２１が第３ケーシング１６に対して１リード分のL_d1だけ右方に変位した場合、第１ナット２３と回転錘４０と第２ナット３３の全体が１回転し、それに応じて第２ねじ軸３１は1リード分のL_d2だけ右方に変位し、したがってダンパー全長はL_d1−L_d2だけ変化する。
この場合、ダンパーストロークをSとすると、第１ボールねじ機構２０の作動量（第１ねじ軸２１に対する第１ナット２３の相対変位量）S₁、および第２ボールねじ機構３０の作動量（第２ねじ軸３１に対する第２ナット３３との相対変位量）S₂はそれぞれ次式で表され、いずれもダンパーストロークSに対して拡大されることになる。
換言すると、第１ボールねじ機構２０と第２ボールねじ機構３０はそれぞれのリードL_d1、L_d2に応じて大きく作動するが、ダンパー全体としての伸縮量であるダンパーストロークSは、第１ボールねじ機構２０の作動量S₁と第２ボールねじ機構３０の作動量S₂との差（絶対値）になる。

そして、この場合における回転錘４０の回転慣性モーメントＩ_θ（回転錘４０と一体に回転する第１ナット２３および第２ナット３３による回転慣性モーメントも含む）、ダンパー変位ｘとすると、ダンパー負担力Ｐは

となる。これは、単一のボールねじ機構による従来型の回転慣性質量ダンパーの場合のリードL_dをリード差L_d1−L_d2に読み替えたもの、つまり単一のボールねじ機構のリードL_dをリード差L_d1−L_d2に変更した場合と等価になり、それによりダンパー負担力Ｐが十分に拡大される効果が得られ、その効果はリード差L_d1−L_d2が小さいほど顕著に得られるものとなる。

具体例として、たとえば、L_d1＝25mm、L_d2＝20mmとした場合には、リードL_d＝L_d1−L_d2＝5mmとした小リードの単一のボールねじ機構を用いた場合と等価になる。
その場合においてダンパーストロークS＝60mmとした場合、上式より第１ねじ軸２１に対する第１ナット２３の相対変位量S₁＝300mm、第２ねじ軸３１に対する第２ナット３３の相対変位量S₂＝240mmとなり、回転錘４０の所要長さはそれらS₁,S₂にダンパーストロークSを加えて少なくとも600mm以上とすれば良い。
そこで、回転錘４０の長さを必要最少限の600mmとし、回転錘４０の外径D₁＝350mmφ、内径D₂＝150mmφとすると、回転錘４０の質量m＝0.37ton、回転慣性モーメントＩ_θ＝6.71×10^-3ton・m²となるから、その場合の慣性質量ψは下式から10000ton以上にもなる。

そのような大きな慣性質量ψを、リードL_dが16mm程度とされることが限界である従来一般的な単一のボールねじ機構による従来型の回転慣性質量ダンパーによって実現しようとすると、回転錘４０の所要外径寸法は630mmφにもなるから、それに比べてかなりのコンパクト化と軽量化、コストダウンを実現し得るものである。

以上のように、図３に示す先行発明のリード差ダンパーは、ボールねじのリードが異なる２組のボールねじ機構２０，３０を組み合わせて使用して双方のリード差を小さく設定することにより、双方のボールねじ機構の作動量（それぞれのナットに対するそれぞれのねじ軸の相対変位量S₁,S₂）をダンパーストロークSに対して大幅に拡大できる変位増幅機能を有するものであり、そのような変位拡大機能は同時に双方のボールねじ機構の回転速度を増加させる増速機能でもある。したがって、双方のボールねじ機構のリードL_d1、L_d2を実際に小さくせずとも、また回転錘４０の外径D₁やダンパー全長を過度に大きくせずとも、大きな慣性質量効果が得られるものであり、この点で十分に有効なものである。

しかし、図３に示した先行発明のリード差ダンパーは、第１ボールねじ機構２０と第２ボールねじ機構３０と回転錘４０の全体をケーシング１０内に収容した構成であることから、そのケーシング１０の全体を第１ケーシング１２と第２ケーシング１４と第３ケーシング１６とをスライド機構１５を介して軸方向相対変位可能かつ相対回転不能に組み合わせた構成とする必要があり、さらに第１ナット２３および第２ナット３３を第３ケーシング１６に対してベアリング２４、３４を介して回転可能かつ軸方向変位不能に支持する必要があり、それらの点でダンパーとしての構成がやや複雑に過ぎる嫌いがあるので、その点では改良の余地を残しているものでもあった。

そこで、本出願人は図３に示した先行発明のリード差ダンパーの基本構成を踏襲しつつその構成のさらなる簡略化を実現するべく改良を行い、先に図４に示すようなリード差ダンパーを提供した（特願２０１２−０６６０１１号）。
これは、図３に示した先行発明のリード差ダンパーにおけるケーシング１０を省略するとともに、第１ねじ軸２１と第２ねじ軸３１とをスリーブ５０によって軸方向相対変位可能かつ相対回転不能に連結したことを主眼とするものである。

具体的には、図４に示すリード差ダンパーにおいては、第１ボールねじ機構２０における第１ねじ軸２１の基端にクレビス１１を直接的に固定して、その第１ねじ軸２１をクレビス１１を介して制振対象の一方の構造体である第１部材（図示せず）に対して相対回転不能に直接的に連結するものとしている。
同様に、第２ボールねじ機構３０における第２ねじ軸３１の基端にクレビス１３を直接的に固定して、その第２ねじ軸３１をクレビス１３を介して他方の構造体である第２部材（図示せず）に対して相対回転不能に直接的に連結するものとしている。
なお、必要であればクレビス１１，１３に代えてボールジョイントを用いることも可能であるが、いずれにしても第１部材や第２部材に対する第１ねじ軸２１、第２ねじ軸３１の相対回転は確実に拘束してそれら第１ねじ軸２１、第２ねじ軸３１からのトルクを制振対象の構造体に対して伝達する必要があるから、クレビス１１，１３あるいはそれに代わるボールジョイントとしてはそのような機能を備えたものを用いる必要がある。

そして、このリード差ダンパーにおいても、第１ナット２３は第１ねじ軸２１に対して第１ボールねじ２２を介して螺着されていてそのリードL_d1に応じて軸方向に相対変位しつつ回転し、かつ第２ナット３３は第２ねじ軸３１に対して第２ボールねじ３２を介して螺着されていてそのリードL_d2に応じて軸方向に相対変位しつつ回転し、それら第１ナット２３と第２ナット３３とそれらの間に連結されている回転錘４０の全体が一体に回転するようにされている。
なお、図３に示したリード差ダンパーにおけるケーシング１０が省略されていることから当然にベアリング２４、３４も省略されているが、第１ナット２３および第２ナット３３を回転させるうえでは特に支障がない。

したがって図４に示すリード差ダンパーによれば、図３に示したリード差ダンパーと同様に機能して上述したような効果が得られることはもとより、ケーシング１０を省略したことで全体構成のさらなる簡略化と小形化、コストダウンを実現し得るものである。

加えて、図４に示すリード差ダンパーでは、回転錘４０の中心孔４０ａの内径を図３に示したリード差ダンパーの場合よりも大きくして、その中心孔４０ａに第１ねじ軸２１および第２ねじ軸３１の先端部をそれぞれ緩挿状態で挿入して、それらをスリーブ５０を介して連結している。
具体的には、第２ねじ軸３１の先端部にスリーブ５０を同軸状態で固定して、そのスリーブ５０内に第１ねじ軸２１の先端部を軸方向変位可能に挿入するとともに、図４（ｂ）に示すように第１ねじ軸２１の先端部外周面に形成した２本のキー５１をスリーブ５０内面に形成したキー溝に嵌合させて、それらスリーブ５０と第１ねじ軸２１との間の相対回転を拘束している。なお、第１ねじ軸２１の先端部の周面には、スリーブ５０の内面に摺接する２本の補強リング５２が形成されている。
これにより、回転錘４０の中心孔４０ａ内において第１ねじ軸２１と第２ねじ軸３１の先端部どうしがスリーブ５０を介して相対回転不能（一体回転可能）かつ軸方向相対変位可能な状態で連結されている。

このように、第１ボールねじ機構２０における第１ねじ軸２１と第２ボールねじ機構３０における第２ねじ軸３１どうしが相対回転しないように連結することにより、第１ボールねじ機構２０における第１ボールねじ２２と第２ボールねじ機構３０における第２ボールねじ３２はそれぞれ第１ナット２３および第２ナット３３の内部において軸方向のみに移動し、したがって第１ナット２３や第２ナット３３の端部でベアリングに部分的な大きな支圧力が生じることがなく、双方のボールねじ機構の回転抵抗が増してしまうこともない。
また、第１ねじ軸２１とスリーブ５０との間の相対回転を２本のキー５１によって拘束することにより、第１ねじ軸２１とスリーブ５０とは十分な曲げ剛性をもって連結されるため、自重による曲げモーメントに対しても第１ねじ軸２１と第２ねじ軸３１とが軸直交方向に屈曲することなく双方のボールねじ機構が円滑に作動し得るものである。

この場合において、回転錘４０の回転慣性モーメントＩ_θは、回転錘４０の外径D₁、内径（中心孔４０ａの径）D₂、密度ρ、長さLとすると、次式で表される。回転慣性モーメントＩ_θは径の４乗に比例することから、内径を多少大きくしても回転慣性モーメントＩ_θはあまり変化せず、回転慣性モーメントＩ_θに比例する慣性質量もあまり低下しない。

また、ダンパー負担力Ｐのとき、回転錘４０の両側にある第１ボールねじ機構２０および第２ボールねじ機構３０で生じるトルクT₁、T₂はそれぞれ次式となる。

第１ボールねじ２２と第２ボールねじ３２の向きが同じ（本例ではいずれも右ねじ）なので、双方のトルクT₁、T₂は逆向きとなる。そして、第１ねじ軸２１と第２ねじ軸３１をスリーブ５０を介して相対回転を拘束して連結しているので、トルクT₁、T₂の大半は相殺され、ダンパー両端に生じるトルクの合計は次式となる。

それに対し、リードL_dの単一のボールねじ機構による従来型の慣性質量ダンパーでは、トルクTは次式となる。

以上から、図４に示す先行発明のリード差ダンパーでは、第１ボールねじ機構２０のリードL_d1と第２ボールねじ機構３０のリードL_d2のリード差を小さくすることにより、本体構造に作用する反力を小さくすることができる。
たとえば、上述したようにL_d1＝25mm、L_d2＝20mmとすれば、それらのリード差を単一のボールねじ機構による従来型のダンパーにおけるリードL_dと読み替えられることから、リードL_d＝5mmのダンパーが実現できたこととなる。従来一般の回転慣性質量ダンパーにおけるボールねじ機構のリードL_dは16mm程度であるから、ダンパー負担力（軸力）が同じ場合の反力トルク合力は、リード差ダンパーにおいてはリード比から従来型に比べて5/16＝0.31倍と大幅に低減されることになり、これは構造体への負担が十分に小さくなることを意味している。

以上で本発明の基礎となった先行発明のリード差ダンパーについて説明したが、それら先行発明のリード差ダンパーに対して従来のようにボールナットと回転錘との間に摩擦板を設けた場合は、双方のボールナットに相対回転が生じてしまって上述したように過負荷防止機構としての伝達トルク制限機構を組み込むことが困難であることから、本発明はこの種のリード差ダンパーに対してさらに伝達トルク制限機構を組み込むことを可能としたものであり、以下、図１を参照して本発明の実施形態である回転慣性質量ダンパーについて説明する。
図１に示す本実施形態の回転慣性質量ダンパーは、図４に示した先行発明のリード差ダンパーをさらに改良してそれに伝達トルク制限機構６０を付加したことを主眼とするものであって、（ａ）は全体概略構成を示す図、（ｂ）は要部拡大図、（ｃ）、（ｄ）は要部断面図である。
なお、図１に示す実施形態の回転慣性質量ダンパーにおける構成要素のうち、図３および図４に示した先行発明のリード差ダンパーと同一の機能を有する共通の構成要素については同一符号を付して詳細な説明は省略する。

本実施形態の回転慣性質量ダンパーでは、（ｂ）に示すように、第１ナット２３と第２ナット３３との間に、両端部にフランジ部６１ａを形成した錘支持スリーブ６１を配して双方のフランジ部６１ａをそれら第１ナット２３と第２ナット３３に対して連結固定して双方のナットの回転量が同じになるようにしている。
また、（ａ）に示すように、その錘支持スリーブ６１内において第１ねじ軸２１と第２ねじ軸３１の先端部どうしをスリーブ５０を介して相対回転不能かつ軸方向の相対変位可能に連結しており、したがって第１部材と第２部材（図示せず）との間で生じる相対振動によって第１ナット２３と第２ナット３３と錘支持スリーブ６１の全体が第１ねじ軸２１および第２ねじ軸３１に対して軸方向に相対変位しつつ一体に回転可能としている。

そして、（ｂ）に示すように、錘支持スリーブ６１の外側に回転錘４０をベアリング６２を介して装着して（つまり、回転錘４０の中心孔４０ａに錘支持スリーブ６１を挿通して）、回転錘４０を錘支持スリーブ６１に対して一体回転可能かつ相対回転可能に支持し、その回転錘４０と錘支持スリーブ６１との間（図１では錘支持スリーブ６１の左側のフランジ部６１ａと回転錘４０の左端面との間）に伝達トルク制限機構６０を介装している。

図示例の伝達トルク制限機構６０は、基本的には特許文献２に示されているものと同様の伝達トルク制限機能を有するもので、錘支持スリーブ６１から回転錘４０に伝達されるトルクが所定の制限値を超えるまではトルクを伝達して回転錘４０を錘支持スリーブ６１とともに一体回転させるとともに、トルクが制限値を超えた時点で回転錘４０を錘支持スリーブ６１に対して相対回転（空転）させてトルク伝達を制限するものである。

具体的には、回転錘４０の端面に対して対向配置した押圧ブロック６３の前部に環状の摩擦板６４を固定して、その押圧ブロック６３を錘支持スリーブ６１に対してキー６５により相対回転を拘束したうえで、押圧ブロック６３を圧縮バネ６６により前方に押圧することで摩擦板６４を回転錘４０の端面に対して押圧するようにしている。
図示例では、（ｃ）に示すように６本の圧縮バネ６６を有していてそれらを回転錘４０の周方向に等間隔で分散配置するとともに、錘支持スリーブ６１の端部に対して相対回転不能かつ軸方向変位不能に固定した支持ブロック６７に対して調整ボルト６８を螺着し、その調整ボルト６８によって押圧板６９を介して圧縮バネ６６を前方に押圧することにより、圧縮バネ６６によって押圧ブロック６３を介して摩擦板６４を回転錘４０に対して押圧する構成とされている。
これにより、支持ブロック６７に対する調整ボルト６８のねじ込み量を調整することによって、回転錘４０に対する摩擦板６４の押圧力（つまりは摩擦板６４と回転錘４０との間の摩擦力）を自由にかつ広範に調整可能とされている。

本実施形態の回転慣性質量ダンパーは、図４に示した先行発明のリード差ダンパーに対して上記構成の伝達トルク制限機構６０を付加したことにより、この回転慣性質量ダンパーの両端に相対変位が生じると第１ナット２３と第２ナット３３の双方が同じ回転を生じ（双方のナットの回転量は自ずと一致する）、それら第１ナット２３と第２ナット３３と一体化された錘支持スリーブ６１も同じだけ回転する。
一方、回転錘４０は摩擦板６４を介して錘支持スリーブ６１に支持されているので、回転錘４０と錘支持スリーブ６１との間で伝達されるトルクは一定値で頭打ちとされ、その頭打ちトルクに達した時点で摩擦板６４が回転錘４０に対してスリップを生じて回転錘４０は錘支持スリーブ６１に対して相対回転（空転）し、これにより過大加速度に対する過負荷防止機能が発揮される。

その頭打ちトルクは摩擦板６４の摩擦係数を一定とすれば圧縮バネ６６で付加される押圧力に比例することから、所望の制限値を調整ボルト６８のねじ込み量で自由に調整することができる。
具体的には、摩擦板６４の内径および外径をD₂、D₁（実質的に回転錘４０の内径および外径と等しくしておけば良い）、圧縮バネ６６による押圧力P_k、摩擦板６４に生じる面圧σ₀、摩擦係数μから、頭打ちトルクT₀は次式で表される。

実際には、回転錘４０が空転しても錘支持スリーブ６１と一体に回転する部材の慣性モーメントＩ_θ0もあるので、ダンパー負担力が全く増加しないわけではないが、上記の頭打ちトルクT₀に達するとその後の負担力増加はわずかとなる。
具体的には、回転錘４０の回転慣性モーメントＩ_θ1とすると、ダンパー反力Ｆは次式で求められる。

勿論、本実施形態の回転慣性質量ダンパーにおいても、図４に示した先行発明のシード差ダンパーの場合と全く同様に、第１ナット２３と第２ナット３３とが錘支持スリーブ６１により相対回転を拘束されて一体に回転するから、ダンパー負担力Ｐのとき第１ボールねじ機構２０および第２ボールねじ機構３０に生じる逆向きのトルクT₁、T₂（[数５]参照）は錘支持スリーブ６１で相殺され、ダンパー外部にはその差分しか作用せず、両端のトルクは合計でΣｔ（[数６]参照）となる。これは、単一のボールねじ機構による従来型の回転慣性質量ダンパーの場合のトルク反力ΣT（[数７]参照）に比較して半分以下に低減させることができるものである。

図２は上記実施形態の回転慣性質量ダンパーの具体的な設計例を示すものである（図１と共通の構成要素に対して同一符号を付してある）。
これは第１ボールねじ機構２０のリードL_d1＝20mm、第２ボールねじ機構３０のリードL_d2＝14mm（したがってリード差6mm）、回転錘４０の質量約100kg、ダンパー負担力P＝500kN、慣性質量ψ＝2580ton、ねじ軸の径63mmφ、ダンパー全体の外径275mmφ、全長約2mとしたもので、少なくとも外径500mm以上となることが不可避であった従来型の回転慣性質量ダンパーに比べて十分に軽量かつコンパクトでありながら同等の性能を確保することができるものである。

なお、図２に示す設計例のダンパーでは、第１ねじ軸２１と第２ねじ軸３１の先端部どうしを連結するスリーブ５０の構成を、（ｃ）に示すように本スリーブ５０ａの外側に補助スリーブ５０ｂを装着した二重構造として、本スリーブ５０ａを第１ねじ軸２１に対して接合するとともに、（ａ）、（ｂ）に示すように第２ねじ軸３１の先端部周面に設けたカムフォロワ３１ａを本スリーブ５０ａの周面に形成したガイド溝５０ｃに係合させることにより、第２ねじ軸３１をスリーブ５０を介して第１ねじ軸２１に対して軸方向に変位可能かつ相対回転不能に連結するようにしている。
また、（ａ）に示すように、第２ねじ軸３１の先端部にストッパー３１ｂを突出させて設けて、そのストッパー３１ｂを第１ねじ軸２１の先端部に設けた中空部２１ａ内に出没自在に挿入するとともに、第１ねじ軸２１の先端部には抜け止めのストッパーゴム２１ｂを設けてある。
さらに、必要に応じて、（ａ）に鎖線で示しているようにダンパー全体を被覆してその外殻となるカバー７０を設けることも可能としている。

本実施形態の回転慣性質量ダンパーによれば以下のような効果が得られる。
(1)リードの異なる２組のボールねじ機構を併用して、ダンパー両端の相対変位に対する各ボールねじ機構の変位（ナットに対するねじ軸の移動量）を大幅に拡大できる効果をもちつつ、ダンパー両端に生じるトルク反力を大幅に低減し、構造躯体への負担を軽減することができ、さらに過負荷防止機構としての伝達トルク制限機構を備えた有効な回転慣性質量ダンパーを実現できる。

(2)過負荷防止機構としての伝達トルク制限機構の頭打ち荷重（頭打ちトルク）は、摩擦板を押圧する圧縮バネに対する押し込み量を調整ボルトにより増減することで容易にかつ広範に調整することができる。

(3)ダンパーを構成する部品として、従来はボールねじ機構の他に軸受けやシリンダー等が必要であったが、これらが不要であって構成部品が減り、メカニズムが大幅に簡略化される。そのため、大容量ダンパーをローコストに製造できる。

(4)ボールねじ機構の実際のリードを小さくする必要がないので、ボールベアリングも過小な径とする必要はなく、そのため、ねじ軸の径に合わせた適切なリードを確保できるので耐荷重性能の問題は生じない。

(5)この種の回転慣性質量ダンパーは静的な剛性を持たず復元力は保持しないし、手動で回転錘を回転させることも可能であるので、現場での設置工事の際に寸法調整を容易に実施することも可能である。

以上で本発明の実施形態について説明したが、上記実施形態はあくまで好適な一例であって本発明は上記実施形態に限定されるものでは勿論なく、本発明の要旨を逸脱しない範囲内で、すなわちリード差のある２組のボールねじ機構の双方のナットどうしを錘支持スリーブで連結してそれに回転錘を装着したうえで、錘支持スリーブと回転錘との間に伝達トルク制限機構を介装するという構成とする限りにおいて、本願発明の各部の具体的な構成や仕様については適宜の設計的変更や応用が可能であることはいうまでもない。

たとえば、伝達トルク制限機構の構成としては、上記実施形態のように回転錘に対して摩擦板を圧縮バネにより押圧する構成としてその押圧力を可変とすることが好ましく現実的であるが、同様の機能を有するものであれば伝達トルク制限機構の構成は様々に変更に可能である。
また、上記実施形態では１組の伝達トルク制限機構を回転錘の片側の端面に対向する位置に設置したが、２組の伝達トルク制限機構を回転錘の両側に対称的に設置することも考えられる。

１０ケーシング
１１クレビス
１２第１ケーシング
１３クレビス
１４第２ケーシング
１５スライド機構
１６第３ケーシング
２０第１ボールねじ機構
２１第１ねじ軸
２１ａ中空部
２１ｂストッパーゴム
２２第１ボールねじ
２３第１ナット
２４ベアリング
３０第２ボールねじ機構
３１第２ねじ軸
３１ａカムフォロワ
３１ｂストッパー
３２第２ボールねじ
３３第２ナット
３４ベアリング
４０回転錘
４０ａ中心孔
５０スリーブ
５０ａ本スリーブ
５０ｂ補助スリーブ
５０ｃガイド溝
５１キー
５２補強リング
６０伝達トルク制限機構
６１錘支持スリーブ
６１ａフランジ部
６２ベアリング
６３押圧ブロック
６４摩擦板
６５キー
６６圧縮バネ
６７支持ブロック
６８調整ボルト
６９押圧板
７０カバー

Claims

互いに離接する方向に相対振動を生じる制振対象の２つの構造体である第１部材および第２部材の間に介装されて、前記第１部材および前記第２部材の間に生じる前記相対振動を低減するための回転慣性質量ダンパーであって、
第１ねじ軸に対して第１ナットを第１ボールねじを介して螺着した構成とされて前記第１ねじ軸の基端が前記第１部材に対して回転不能に連結される第１ボールねじ機構と、第２ねじ軸に対して第２ナットを第２ボールねじを介して螺着した構成とされて前記第２ねじ軸の基端が前記第２部材に対して回転不能に連結される第２ボールねじ機構とを有するとともに、前記第１ボールねじ機構における第１ボールねじと前記第２ボールねじ機構における第２ボールねじを同じ向きでリードが互いに異なるボールねじとして形成し、
前記第１ナットと前記第２ナットとを間隔をおいて対向配置してそれら第１ナットと第２ナットとの間に錘支持スリーブを連結固定するとともに、該錘支持スリーブ内において前記第１ねじ軸と前記第２ねじ軸の先端部どうしを相対回転不能かつ軸方向の相対変位可能に連結して、前記第１部材と前記第２部材との間で生じる前記相対振動によって前記第１ナットと前記第２ナットと前記錘支持スリーブの全体が前記第１ねじ軸および前記第２ねじ軸に対して軸方向に相対変位しつつ一体に回転可能とし、
前記錘支持スリーブの外側に回転錘を装着し、
前記回転錘と前記錘支持スリーブとの間に、前記錘支持スリーブから前記回転錘に伝達されるトルクが所定の制限値を超えるまでは該トルクを伝達して前記回転錘を前記錘支持スリーブとともに一体回転させるとともに、前記トルクが前記制限値を超えた時点で前記回転錘を前記錘支持スリーブに対して相対回転させてトルク伝達を制限するための伝達トルク制限機構を介装してなることを特徴とする回転慣性質量ダンパー。
請求項１記載の回転慣性質量ダンパーであって、
前記伝達トルク制限機構は、前記錘支持スリーブの端部において前記回転錘の端面に対向する位置に設置されていて、
該伝達トルク制限機構は、前記回転錘の端面に対して押圧される摩擦板と、該摩擦板を前記回転錘の端面に対して押圧する圧縮バネと、該圧縮バネによる前記回転錘に対する前記摩擦板への押圧力を調整することによって前記摩擦板と前記回転錘との間の摩擦力を調整するための調整ボルトを有してなることを特徴とする回転慣性質量ダンパー。