JP6270573B2 - 回転慣性質量ダンパ - Google Patents

Description

本発明は、構造物に作用する振動に伴って生じる二つの部位間の相対変位を回転運動に変換し、かかる回転運動を錘である質量体に伝達して、当該質量体に生じる回転慣性質量効果を利用して前記構造物の振動を抑制する回転慣性質量ダンパに関する。

地震動による構造物の損傷を防止する制振構造として、かかる地震動に伴う構造物への入力エネルギを当該構造物内に配置したダンパによって吸収させるものがあり、この用途で使用されるダンパとしては特許文献１に開示される回転慣性質量ダンパが知られている。

この回転慣性質量ダンパは、構造物の別々の部位に生じる相対振動を錘の回転運動に変換し、かかる錘の回転運動によって生じた慣性質量効果を前記構造物に反力として作用させることによって、前記構造物に対する地震動の入力エネルギの消費を図るものである。前記構造物の相対振動を回転運動に変換する機構としては、ねじ軸及びこれに螺合するナット部材からなるねじ変換機構が用いられている。構造物の相対振動を前記ねじ軸の軸方向振動としてダンパに入力すると、ねじ変換機構が相対振動を回転運動に変換する際の増幅効果で、前記錘の実際の質量の１０００倍程度の慣性質量効果を得ることができる。

また、特許文献１に開示される回転慣性質量ダンパでは、前記ナット部材が摩擦板を介して前記錘に接続されており、慣性質量効果を生じた錘から前記ナット部材に対して所定以上の回転トルクが伝達される場合には、前記摩擦板が滑ることによって前記ナット部材に伝達されるトルクの上限値が制限されるようになっている。これは、地震時に想定を超える過大な相対加速度が回転慣性質量ダンパに作用し、それに伴って過大な反力を生じた場合に、かかる反力からダンパと構造物との接合部や前記ねじ変換機構を保護するためである。

特開２０１１−１４４８３１号公報

特許文献１の回転慣性質量ダンバでは、前記錘と前記ナット部材との間に介装された摩擦板の発生する摩擦力に依存して、当該回転慣性質量ダンパの負担する荷重の上限値、すなわち制限荷重が設定される。しかし、前記摩擦板の摩擦係数には速度依存性、温度依存性があることから、前記制限荷重の安定性に課題がある。

本発明はこのような課題に鑑みなされたものであり、回転慣性質量ダンパの負担する制限荷重の安定化を図ることが可能な回転慣性質量ダンパを提供することにある。

本発明の回転慣性質量ダンパは、構造物を含む系内の別々の部位に固定される第一連結部及び第二連結部と、前記構造物の振動に伴い生じる前記第一連結部と第二連結部との間の相対変位を回転運動に変換するねじ変換機構と、前記ねじ変換機構によって生成された回転運動が伝達される慣性質量要素としての回転筒と、作動油が充填されたシリンダ及び当該シリンダ内を二つの圧力室に分割するピストンを有し、前記圧力室内の作動油の油圧を介して前記第一連結部とねじ変換機構との間で軸方向荷重を伝達する軸力制限機構と、を備えている。前記軸力制限機構は、いずれか一方の圧力室内における作動油の圧力が制限値を超えた場合に開放されて前記シリンダに対する前記ピストンの移動を許容するリリーフ弁を有し、かかるリリーフ弁が開放されることにより前記第一連結部と第二連結部との間の相対変位の一部が当該軸力制限機構で吸収されるように構成されている。

前記第一連結部と第二連結部との間の相対変位に伴い、前記軸力制限機構のピストンとシリンダとの間に軸方向荷重が作用し、圧力室内の作動油の圧力が制限値を超えた場合には、前記リリーフ弁の働きにより、シリンダ内における前記ピストンの軸方向への移動が許容され、前記第一連結部と第二連結部との間の相対変位の一部が当該軸力制限機構で吸収されるので、前記ねじ変換機構によって回転筒に与えられる回転加速度が減じられる。すなわち、前記シリンダ内の作動油の圧力のみに依存して回転慣性質量ダンパの負担する制限荷重が決定されている。これにより、本発明の回転慣性質量ダンパによれば、当該ダンパが負担する軸方向荷重の制限値の安定化を図ることが可能となる。

本発明を適用した回転慣性質量ダンパの第一実施形態を示す断面図である。 リリーフ弁の一例を示す断面図である。 本発明を適用した回転慣性質量ダンパの第二実施形態を示す断面図である。 本発明を適用した回転慣性質量ダンパの第三実施形態を示す断面図である。 本発明を適用した回転慣性質量ダンパの第四実施形態を示す断面図である。 本発明の回転慣性質量ダンパに適用する軸受機構の変形例を示す断面図である。 区画壁に設けられた各種通路を模式的に示す図である。 図６に示す軸受機構の変形例において、リリーフ弁が開放された際の回転筒の変位動作を示す説明図である。 図６に示す軸受機構の変形例において、地震動等の収束後における回転筒の初期位置への復帰動作を説明する図である。 本発明を適用した回転慣性質量ダンパの第五実施形態を示す断面図である。 本発明を適用した回転慣性質量ダンパの第六実施形態を示す断面図である。 図１１に示す回転慣性質量ダンパが備える軸力制限機構の拡大図である。

以下、本発明の回転慣性質量ダンパについて具体的に説明する。

本発明の回転慣性質量ダンパは、ビルディング、塔、橋梁等の構造物を含む系内の別々の部位に固定される第一連結部と第二連結部とを備えている。構造物を含む系とは、当該構造物が固定された基礎地盤を含む意であり、例えば構造物の内部に回転慣性質量ダンパが配置されている場合の外、前記第一連結部は構造物に、第二連結部は基礎地盤に固定される場合を含む。

前記構造物が振動すると、当該構造物を含む系の別々の部位に固定された前記第一連結部と第二連結部との間には一軸方向の相対変位が生じることになり、本発明の回転慣性質量ダンパはこの相対変位をねじ変換機構によって回転運動に変換し、その回転運動を回転筒に伝達する。

前記回転筒は前記第一連結部や第二連結部に対して回転自在に保持されている。かかる回転筒は質量を有することから、前記ねじ変換機構によって回転運動を与えられると慣性質量効果を発揮する。当該慣性質量効果は前記第一連結部と第二連結部の相対振動に対して反力として作用し、前記構造物に入力された振動を減少させることができる。前記回転筒がより大きな慣性質量効果を発揮するためには、かかる回転筒の外径は可及的に大きい方が好適である。

前記ねじ変換機構は、螺旋状の雄ねじが形成されたねじ軸と、このねじ軸に螺合するナット部材とから構成される。例えば、ナット部材に対してねじ軸を軸方向へ進退させると、かかる軸方向運動がナット部材の回転運動に変換され、又はねじ軸に対してナット部材を軸方向へ進退させると、かかる軸方向運動がねじ軸の回転運動に変換される。このとき、ねじ軸のリードを適切に設定することにより、第一連結部と第二連結部との間の軸方向変位を増幅して回転運動に変換することができ、回転筒の質量が小さい場合でも大きな慣性質量を得ることができる。前記ねじ変換機構は、前記ねじ軸とナット部材が直接摺接した滑りねじであっても良いが、回転運動への変換効率を高めるため、両者の間にボールが介在するボールねじを使用するのが好ましい。

一方、前記第一連結部とねじ変換機構の間には軸力制限機構が設けられている。この軸力制限機構は、前記第一連結部と第二連結部との間の相対変位に伴う軸方向荷重を負荷し、前記第一連結部の軸方向変位を前記ねじ変換機構に伝達する。これにより、ねじ変換機構のナット部材とねじ軸との間に軸方向変位が生じ、かかる軸方向変位が前記回転筒の回転運動に変換される。

前記軸力制限機構は、作動油が満たされたシリンダと、当該シリンダ内を二つの圧力室に分割するピストンとを備えている。かかる軸力制限機構は前記圧力室内の作動油が発揮する圧力によって軸方向荷重を負荷しており、シリンダに対してピストンが変位しない状態では、前記ねじ変換機構によって前記第一連結部と第二連結部との間の相対変位の総てが回転運動に変換されている。

また、各圧力室には、当該圧力室内における作動油の圧力が所定の制限値を超えた場合に、当該圧力室から作動油を流出させるリリーフ弁が設けられている。一方の圧力室内の作動油が前記ピストンに押圧されて、その圧力が所定の制限値を超えると、前記リリーフ弁が開いて作動油が流出し、当該圧力室内の作動油の圧力が制限値に保持される。その結果、リリーフ弁が動作すると、前記ピストンがシリンダ内を軸方向へ移動することになる。このことは、前記ねじ変換機構に作用する軸方向荷重が制限荷重を超えた場合に、前記第一連結部と第二連結部との間の相対変位量の一部は回転運動に変換されることなく、そのまま第一連結部に対するねじ変換機構の軸方向移動量になることを意味する。

すなわち、前記リリーフ弁が動作することにより、回転慣性質量ダンパが負担する軸方向荷重を頭打ちにすることができ、過大な軸方向の入力が当該ダンパに作用した場合であっても、ダンパそれ自体を保護することが可能となる。

前記リリーフ弁が動作する作動油の圧力は任意に設定することができ、例えば、慣性質量を生じた回転筒がねじ変換機構に及ぼすトルクから当該ねじ変換機構を保護する観点、あるいは回転慣性質量ダンパが構造物に及ぼす反力から前記第一連結部及び第二連結部を保護する観点等に基づいて設定することができる。

以下、添付図面を参照しながら本発明を適用した回転慣性質量ダンパの複数の実施形態を説明する。

図１は本発明を適用した回転慣性質量ダンパの第一実施形態を示す断面図である。

この第一実施形態の回転慣性質量ダンパは、長手方向の両端に位置する第一連結部１及び第二連結部２と、軸力制限機構８を介して前記第一連結部１に接続された中空状の固定筒３と、前記第二連結部２に接続されたねじ軸４と、このねじ軸４に螺合して当該ねじ軸４と相まってねじ変換機構を構成するナット部材５と、前記固定筒３の外側に設けられると共に前記ナット部材５に固定された回転筒６と、この回転筒６の周囲に設けられると共に当該回転筒６と一緒に回転する付加錘７と、を備えている。

前記第一連結部１は円盤状に形成されており、複数本のボルトを用いて構造物や基礎地盤に固定される。円盤状に形成された第一連結部１の中心には球面軸受１０を介して連結軸１１の一端が接続されており、かかる連結軸１１は前記球面軸受１０の揺動範囲で第一連結部１に対して自在に傾斜することができる。但し、回転慣性質量ダンパの発生するトルクでは摩擦により回転しないことを前提とする。

また、前記第二連結部２も第一連結部１と同様に形成されており、かかる第二連結部２の中心には球面軸受１０を介して前記ねじ軸４の一端が接続されている。また、このねじ軸４には多数のボールを介してナット部材５が螺合しており、ねじ軸４とナット部材５が組み合わさることでボールねじ装置を構成している。

一方、前記回転筒６は前記固定筒３に対してその半径方向に重ねて配置されており、前記固定筒３の外周面と回転筒６の内周面との間には回転軸受１００が設けられている。この回転軸受１００は固定筒３と回転筒６との間に作用する半径方向荷重及び軸方向荷重の双方を負荷しており、例えばクロスローラ軸受等が用いられる。従って、前記回転筒６は前記固定筒３から作用する軸方向荷重を前記ナット部材５に伝達しつつ、当該固定筒３の周囲を自在に回転することができる。

また、前記付加錘７は所謂フライホイールであり、前記回転軸受１００によって前記固定筒３の周囲で回転自在に保持されている。この付加錘７は前記ナット部材５に回転が生じると、当該ナット部材５及び回転筒６と一緒に回転し、これらが一体となって慣性質量効果を発揮する。また、前記付加錘７と固定筒３との間にはシリコンオイル等の粘性流体を充填した作用室７ａが設けられており、前記固定筒３に対する付加錘７の回転に応じ、当該付加錘に対して粘性流体から剪断抵抗力が作用するように構成されている。

更に、前記連結軸１１に対して固定筒３を接続する軸力制限機構８は作動油が充填されたシリンダ８ａと当該シリンダ内を移動するピストン８ｂとから構成されている。前記連結軸１１は前記固定筒３の中心に位置しており、かかる固定筒３には中心に貫通孔の開いた２枚の円板３ａ，３ｂが固定されている。これら円板３ａ，３ｂは当該固定筒３の軸方向に距離をおいて存在し、各円板３ａ，３ｂの中心に設けられた貫通孔には前記連結軸１１が挿通されている。また、各円板３ａ，３ｂの貫通孔の内周面にはオイルシールが設けられており、前記オイルシールは前記連結軸１１の外周面に摺接している。これにより、前記連結軸１１と固定筒３との間には一対の円板３ａ，３ｂによって密閉されたシリンダ８ａが存在し、このシリンダ８ａには作動油が充填されている。

前記連結軸１１には円盤状のピストン８ｂが設けられており、かかるピストン８ｂは前記固定筒３に固定された一対の円板３ａ，３ｂの間に位置している。また、連結軸１１は前記ピストン８ｂの中心を貫通し固定されている。前記ピストン８ｂの外周面にはオイルシールが設けられており、このオイルシールは固定筒３の内周面に摺接している。すなわち、作動油が充填された前記シリンダ８ａは前記ピストン８ｂによって二つの圧力室１５に分割されており、作動油は各圧力室１５に密閉された状態となっている。前記ピストン８ｂは固定筒３に対して軸方向へ移動自在である。但し、前記ピストン８ｂがシリンダ８ａを二つの圧力室１５に二分し、且つ、各圧力室１５には作動油が密閉されているので、固定筒３に対するピストン８ｂの軸方向への移動は各圧力室１５内における作動油の圧力に応じて制限されることになる。尚、前記固定筒３の内周面には当該固定筒３に対するピストン８ｂの回転を防止する突条が設けられており、前記ピストン８ｂはこの突条と噛み合うことにより、前記シリンダ８ａ内を回転することなく軸方向へ移動自在である。

前記ピストン８ｂには二つの圧力室１５を連通する移送路６２が設けられると共に、かかる移送路６２には前記圧力室１５の内圧に応じて当該移送路６２を開放するリリーフ弁が設けられている。すなわち、この第一実施形態では前記ピストン８ｂを挟んで作動油が往来する単一の油圧系が存在することになる。いずれか一方の圧力室１５の内圧がリリーフ弁に設定された制限値を超えない場合、かかるリリーフ弁は閉じており、前記ピストン８ｂによって区画された二つの圧力室１５の間における作動油の往来はない。また、圧力室１５の内圧がリリーフ弁に設定された制限値を超えると、かかるリリーフ弁は移送路６２を開放するので、内圧が高い側の圧力室１５から低い側の圧力室１５に向けて作動油が流動することになる。

図２は前記移送路６２とリリーフ弁６３の一例を示すものである。前記移送路６２はその途中にテーパ管路を有しており、前記リリーフ弁６３は移送路６２のテーパ管路を塞ぐ円錐状に形成されると共に、弾性部材６４によって前記テーパ管路の小径部に向けて付勢されている。前記弾性部材６４の発揮する付勢力がリリーフ弁６３の開放圧力、すなわち圧力室１５における作動油の圧力の制限値（上限値）を決定している。尚、前記ピストン８ｂの外周面にはオイルシール６５が設けられており、かかるオイルシール６５はピストン８ｂと固定筒３との隙間を密閉している。

このため、リリーフ弁６３が弾性部材６４の付勢力によってテーパ管路に押し込まれている状態では、前記移送路６２は閉塞されており、前記作動油が移送路６２を通じて一方の圧力室１５から他方の圧力室１５に移動することはない。また、圧力室１５における作動油の内圧がリリーフ弁６３に設定された制限値を超えると、かかるリリーフ弁６３は弾性部材６４の付勢力に抗してテーパ管路から後退し、作動油は前記移送路６２を通じて内圧の高い圧力室１５から内圧の低い圧力室１５へ流動することになる。尚、この形式のリリーフ弁６３は一方向にのみ動作することから、前記ピストン８ｂには動作方向の互いに異なる一対の移送路６２及びリリーフ弁６３が一組として設けられている。

次に、この第一実施形態の回転慣性質量ダンパの動作について説明する。

例えば地震によって構造物が変形し、かかる構造物の別々の部位に固定されていた前記第一連結部１と第二連結部２との間に相対振動が生じると、この相対振動によって第二連結部２に接続されているねじ軸４が軸方向へ押し引きされることになる。ねじ軸４に作用する軸方向荷重は前記ナット部材５を介して回転筒６に伝達され、更に回転軸受１００を介して固定筒３に伝達される。

この際、前記固定筒３に設けられた円板３ａ，３ｂは前記シリンダ８ａに充填されている作動油を押圧し、前述の相対振動の加速度方向に応じ、ピストン８ｂによって二分された一対の圧力室１５の作動油はその圧力が交互に高まることになる。このとき、前記リリーフ弁６３が閉塞されている状態では、前記ピストン８ｂはシリンダ８ａ内を軸方向へ移動することができず、当該ピストン８ｂと一対の円板３ａ，３ｂの位置関係は変化することなく保たれるので、固定筒３は連結軸１１に対して軸方向に変位することはない。すなわち、各圧力室１５の作動油は前記ねじ軸４に作用する軸方向荷重の大きさに応じた反力を固定筒３及び回転筒６を介してナット部材５に及ぼすことになる。

このため、前記第一連結部１と第二連結部２との間の相対振動に伴ってねじ軸４が軸方向へ押し引きされると、当該ねじ軸４に螺合するナット部材５が回転を生じ、その回転はナット部材５に固定された回転筒６及び前記付加錘７に伝達される。従って、前記第一連結部１と第二連結部２との間の相対振動は、ねじ軸４及びナット部材５で構成されるねじ変換機構によって固定筒３の周囲の回転振動に変換され、この回転振動が慣性質量要素としての前記回転筒６及び付加錘７に伝達される。そして、かかる回転に伴い、回転筒６及び付加錘７では慣性質量効果が生じ、かかる慣性質量効果は相対振動の加速度方向の変化に対し反力として作用する。これにより、前記第一連結部１と第二連結部２との間に作用する相対振動を減少させることができる。

また、固定筒３に対して付加錘７が回転すると、前記作用室７ａに密閉された粘性流体はその粘性により付加錘７の回転に対して剪断抵抗力を及ぼす。この剪断抵抗力の大きさは粘性流体の組成や前記作用室７ａの軸方向長さ、あるいは前記作用室７ａにおける粘性流体の剪断隙間などを適宜選定することにより、任意に調整することが可能である。従って、この第一実施形態の回転慣性質量ダンパでは、前記第一連結部１と第二連結部２との間に作用する相対振動に対して、慣性質量効果による慣性力と粘性流体による減衰力の双方を並列的に及ぼすことができ、当該相対振動を効果的に減少させることができる。

一方、想定外の巨大地震等により、前記第一連結部１と第二連結部２との間に作用する相対振動の加速度が過大となった場合には、ねじ軸４から回転筒６及び固定筒３に作用する軸方向荷重も過大なものとなる。この際、固定筒３の円板３ａ，３ｂのいずれか一方が圧力室１５内の作動油を押圧し、作動油の圧力がリリーフ弁６３に設定された開放圧力を上回ると、移送路６２を通じて高圧の作動油が他方の圧力室１５、すなわち低圧側の圧力室１５に流動する。これにより、ピストン８ｂが形成された連結軸１１は固定筒３に対して軸方向へ移動することになる。また、相対振動の加速度方向が変化すると、一対の圧力室１５に満たされた作動油の低圧／高圧の関係が逆転し、依然として作動油の圧力がリリーフ弁６３の開放圧力を上回るのであれば、ピストン８ｂはシリンダ８ａ内を先程とは逆方向へ移動することになる。

従って、前記第一連結部１と第二連結部２との間に過大な加速度の相対振動が作用するのであれば、前記軸力制限機構８は軸方向荷重を制限荷重の範囲で負担しながら連結軸１１に対する固定筒３の軸方向への変位を許容するので、かかる固定筒３の軸方向変位の分だけ、入力された相対振動の回転振動への変換を減じることができる。通常、前記回転筒６及び付加錘７で発生する慣性質量効果の増加は、前記第一連結部１と第二連結部２との間に入力される相対振動の加速度に依存しているが、このダンパでは前記リリーフ弁６３に設定された開放圧力に応じて、慣性質量効果の増加に臨界値が存在し、加振時にダンパが構造物に対して及ぼす反力に上限を設けることができる。また、この上限はリリーフ弁６３に設定された開放圧力にのみ依存しているので、極めて安定したものとすることができる。

図３は本発明を適用した回転慣性質量ダンパの第二実施形態を示す断面図である。

前述の第一実施形態の回転慣性質量ダンパでは、連結軸１１と固定筒３との間に前記軸力制限機構８を設けていたが、この第二実施形態では固定筒３と回転筒６との間に軸力制限機構９を設け、かかる軸力制限機構９が固定筒３に対して回転筒６の回転を支承する回転軸受として機能している。すなわち、前記軸力制限機構９は作動油を用いた流体軸受の如く機能し、作動油の発揮する圧力で固定筒３に対する回転筒６の回転を支承している。このため、第一実施形態で固定筒３と回転筒６との間に設けていた回転軸受１００は不要となり、部品点数の減少による生産コストの低下、装置の小型化を図ることができる。以下に第二実施形態の回転慣性質量ダンパを具体的に説明するが、第一実施形態と機能作用が共通する構成については説明を省略し、図３中に第一実施形態と同一の符号を付すことにする。

前記連結軸１１はその一端が前記第一連結部１に対して球面軸受１０を介して固定される一方、他端は固定筒３に対して固定されている。前記固定筒３の外周面には周方向に沿って一対の区画壁３０が形成されている。これら区画壁３０は軸方向に距離をおいて存在し、各区画壁３０の外周面にはオイルシールが設けられている。これらオイルシールは前記回転筒６の内周面に摺接している。従って、固定筒３と回転筒６との間には一対の区画壁３０によって密閉されたシリンダ９ａが存在し、このシリンダ９ａには作動油が充填されている。

また、前記回転筒６の内周面には周方向に沿ってピストン９ｂが突出しており、かかるピストン９ｂは前記固定筒３に形成された一対の区画壁３０の間に位置している。前記ピストン９ｂの先端にはオイルシールが設けられており、このオイルシールは固定筒３の外周面に摺接している。すなわち、作動油が充填された前記シリンダ９ａは前記ピストン９ｂによって二つの圧力室６１に分割されており、作動油は各圧力室６１に密閉された状態となっている。前述の如く、回転筒６はシリンダ９ａに満たされた作動油の圧力で固定筒３に対して保持されており、かかる回転筒６は固定筒３に対して軸方向へ移動自在である。但し、前記回転筒６のピストン９ｂが円筒状空間を二つの圧力室６１に二分し、且つ、各圧力室６１には作動油が密閉されているので、固定筒３に対する回転筒６の軸方向への移動は各圧力室６１内における作動油の圧力に応じて制限されることになる。

前述の第一実施形態と同様に、前記ピストン９ｂには二つの圧力室６１を連通する移送路６２が設けられると共に、かかる移送路には前記圧力室６１の内圧に応じて当該移送路６２を開放するリリーフ弁６３が設けられている。このリリーフ弁６３の構造については図２を用いて説明した第一実施形態のそれと同じである。

次に、この第二実施形態の回転慣性質量ダンパの動作について説明する。

前記第一連結部１と第二連結部２との間に相対振動が生じると、この相対振動によって第二連結部２に接続されているねじ軸４が軸方向へ押し引きされることになる。ねじ軸４に作用する軸方向荷重は前記ナット部材５を介して回転筒６に伝達される。

この際、回転筒６に設けられたピストン９ｂはシリンダ９ａに充填されている作動油を押圧し、前述の相対振動の加速度方向に応じ、ピストン９ｂによって二分された一対の圧力室６１の作動油はその圧力が交互に高まることになる。前記リリーフ弁６３が閉塞されている状態では、前記ピストン９ｂはシリンダ９ａ内を軸方向へ移動することができず、各圧力室６１の作動油は前記ねじ軸４に作用する軸方向荷重の大きさに応じた反力を回転筒６及びこれに固定されたナット部材５に及ぼす。

このため、前記第一連結部１と第二連結部２との間の相対振動に伴ってねじ軸４が軸方向へ押し引きされると、当該ねじ軸４に螺合するナット部材５が回転を生じ、その回転はナット部材５に固定された回転筒６及び前記付加錘７に伝達される。このとき、いずれかの圧力室６１に満たされた作動油はピストン９ｂに作用する軸方向荷重によって高圧になっているので、回転筒６は作動油の圧力によって固定筒３の周囲に均等に保持されることになり、その回転が固定筒３に対して支承される。

すなわち、この実施形態の回転慣性質量ダンパでは、作動油が満たされた一対の圧力室６１がスラスト軸受及びラジアル軸受の如く機能し、固定筒３に対する回転筒６の回転を支承する。従って、前記第一連結部１と第二連結部２との間に相対振動が作用すると、かかる相対振動がねじ軸４及びナット部材５で構成されるねじ変換機構によって固定筒３の周囲の回転振動に変換され、この回転振動が慣性質量要素としての前記回転筒６及び付加錘７に伝達される。そして、かかる回転に伴い、回転筒６及び付加錘７では慣性質量効果が生じ、かかる慣性質量効果は相対振動の加速度方向の変化に対し反力として作用する。これにより、前記第一連結部１と第二連結部２との間に作用する相対振動を減少させることができる。

また、前記回転筒６が固定筒３に対して回転すると、各圧力室６１に密閉された作動油はその粘性により回転筒６の回転に対して剪断抵抗力を及ぼす。この剪断抵抗力の大きさは作動油の組成や前記シリンダの軸方向長さなどを適宜選定することにより、任意に調整することが可能である。従って、作動油を用いた前述の軸力制限機構は粘性減衰機構としても機能しており、この点においても前記第一連結部１と第二連結部２との間に作用する相対振動を効果的に減少させることができる。

尚、前記軸力制限機構が発揮する粘性減衰力が不足する場合には、前述の第一実施形態と同様に、当該軸力制限機構とは別に、粘性流体を封入した作用室を前記固定筒と回転筒との間に設けても良い。

また、第一実施形態と同様に、前記第一連結部１と第二連結部２との間に作用する相対振動の加速度が過大となり、いずれか一方の圧力室における作動油の圧力がリリーフ弁６３に設定された開放圧力を上回ると、高圧の作動油が移送路６２を通じて低圧側の圧力室６１に流動し、前記ピストン９ｂを有する回転筒６は固定筒３に対して軸方向へ移動することになる。従って、前記第一連結部１と第二連結部２との間に過大な加速度の相対振動が作用するのであれば、前記固定筒３と回転筒６との間に設けられた軸力制限機構９は、軸方向荷重を制限荷重の範囲で負担しながら固定筒３に対する回転筒６の軸方向への変位を許容し、かかる回転筒６の軸方向変位の分だけ、入力された相対振動の回転振動への変換を減じる。これにより、加振時にダンパが構造物に対して及ぼす反力に上限を設けることができ、その上限はリリーフ弁６３に設定された開放圧力にのみ依存して極めて安定したものとなる。

図４は本発明を適用した回転慣性質量ダンパの第三実施形態を示す断面図である。

この第三実施形態の回転慣性質量ダンパは、前述の第二実施形態のダンパに対し、固定筒３と回転筒６との関係が逆転している。すなわち、固定筒３の内径は回転筒６の外径よりも大きく形成され、固定筒３が回転筒６の周囲に配置されている。また、付加錘７は回転筒６に固定された状態で固定筒３の内部に収容されており、回転筒６が固定筒３に対して回転を生じた際に、付加錘７も回転筒６と一緒に回転する。これ以外の構成は前述した第二実施形態の回転慣性質量ダンパと同一なので、それらの構成については図４中に第二実施形態と同一の符号を付し、ここではその説明は省略する。

そして、この第三実施形態の回転慣性質量ダンパも第二実施形態の回転慣性質量ダンパと同様に動作し、作動油を満たしたシリンダ９ａと及びその内部を移動するピストン９ｂからなる軸力制限機構９が固定筒３に対して回転筒６の回転を支承する回転軸受として機能している。但し、回転筒６及び付加錘７が固定筒３の内側に配置されているので、仮にダンパの外径が同じであれば、動作時に発生する慣性質量効果は第二実施形態の回転慣性質量ダンパに比べて小さくなり、その分だけ入力振動に対する反力も小さくなる。

図５は本発明を適用した回転慣性質量ダンパの第四実施形態を示す断面図である。

この第四実施形態の回転慣性質量ダンパは、前述の第二実施形態のダンパの構造を簡易にし、部品点数の減少を図ったものである。この実施形態では、前述の如く固定筒３と回転筒６との間に軸力制限機構９を設けるのではなく、第一連結部１に接続された軸部材１２と回転筒６との間に当該軸力制限機構９を設け、それによって前記固定筒３を省略し、装置全体の小型化、低コスト化を図っている。

円盤状に形成された第一連結部１の中心には球面軸受１０を介して軸部材１２の一端が接続されている。この軸部材１２は第二実施形態の固定筒３に代わるものであり、回転筒６の回転中心をなしている。ナット部材５に固定された回転筒６には中心に貫通孔の開いた２枚の円板１３が固定されている。これら円板１３は軸方向に距離をおいて存在し、各円板１３の中心に設けられた貫通孔には前記軸部材１２が挿通されている。また、各円板１３の貫通孔の内周面にはオイルシールが設けられており、前記オイルシールは前記軸部材１２の外周面に摺接している。これにより、前記軸部材１２と回転筒６との間には一対の円板１３によって密閉されたシリンダ９０ａが存在し、このシリンダ９０ａには第二実施形態と同様に作動油が充填されている。

また、前記軸部材１２には円盤状のピストン９０ｂが設けられており、かかるピストン９０ｂは前記回転筒６に固定された一対の円板１３の間に位置している。また、軸部材１２は前記ピストン９０ｂの中心を貫通し固定されている。前記ピストン９０ｂの外周面にはオイルシールが設けられており、このオイルシールは回転筒６の内周面に摺接している。すなわち、第二実施形態と同様に、作動油が充填された前記シリンダ９０ａは前記ピストン９０ｂによって二つの圧力室９１に分割されており、作動油は各圧力室９１に密閉された状態となっている。

そして、この第四実施形態においても、前記ピストン９０ｂには二つの圧力室９１を連通する移送路６２が設けられると共に、かかる移送路６２には前記圧力室９１の内圧に応じて当該移送路６２を開放するリリーフ弁６３が設けられている。リリーフ弁６３の構造は図２を用いて説明したものと同じである。

このように構成された第四実施形態の回転慣性質量ダンパにおいても、作動油が満たされた一対の圧力室９１がスラスト軸受及びラジアル軸受の如く機能し、第一連結部１に接続された軸部材１２に対して回転筒６の回転を支承する。これにより、回転筒６の回転に伴い発生した慣性質量効果を入力された相対振動に対して反力して作用させ、相対振動の制振効果を高めることができる。

また、想定外の巨大地震等により、前記第一連結部１と第二連結部２との間に作用する相対振動の加速度が過大となった場合には、軸力制限機構９が軸方向荷重を制限荷重の範囲内で負担しながら前記軸部材１２に対する回転筒６の軸方向への変位を許容するので、加振時にダンパが構造物に対して及ぼす反力に上限を設けることができる。

また、この第四実施形態の回転慣性質量ダンパは、第二実施形態のそれと比べて簡易な構造であり、当該ダンパの小型化、生産コストの低減に有効である。

次に、前記軸力制限機構８，９の変形例について図６〜図９を用いながら説明する。

既に説明してきた第一乃至第四実施形態の回転慣性質量ダンパにおける軸力制限機構では、ピストンを挟んで位置する一対の圧力室が移送路６２で連結されて単一の油圧系を構成しており、当該ダンパに作用する軸方向荷重が過大なものとなった場合は、一方の圧力室から他方の圧力室に対して作動油が流動するように構成していた。しかし、図６に示す軸力制限機構１０１では、ピストン１０２の両側に互いに独立した２系統の油圧系を設け、当該ダンパに作用する軸方向荷重が過大なものとなった場合は、その軸方向荷重の向きに応じていずかれ一方の油圧系が動作し、他方の油圧系がそれに追随するように構成した。

各油圧系においては、圧力室１０３の隣に区画壁１０４を挟んでリザーブ室１０５を設けており、ダンパに作用する軸方向荷重が過大なものとなった場合は、各圧力室１０３からこれに隣接するリザーブ室１０５に対して作動油が流動するように構成している。このため、各圧力室１０３とこれに対応するリザーブ室１０５を仕切る区画壁１０４には移送路６２及びリリーフ弁６３が設けられている。

また、各リザーブ室１０５には弾性部材１０６で付勢された加圧板１０７が設けられており、作動油の温度上昇による体積膨張や前記移送路６２を介して圧力室１０３からリザーブ室１０５に排出された作動油の容量に応じて前記加圧板１０７が固定筒３の軸方向へ移動し、当該リザーブ室１０５の容積が変化するようになっている。また、前記加圧板１０７は弾性部材１０６の付勢力に応じてリザーブ室１０５に収容された作動油を押圧している。すなわち、これら加圧板１０７及び弾性部材１０６は作動油の予圧機構を構成しており、回転筒６に対して何ら軸方向荷重が作用していない状態では、前記圧力室１０３内の作動油の圧力はこの予圧機構によって与えられている。

前記区画壁１０４には圧力室１０３内の作動油をリザーブ室１０５に流動させる移送路６２の外、リザーブ室１０５内の作動油を圧力室１０３に吸い込む吸引路３４が設けられている。図７は前記区画壁１０４に形成された各通路６２，３４を模式的に示した図である。前記区画壁１０４には移送路６２が設けられ、この移送路６２にはリリーフ弁６３が取り付けられている。前記リリーフ弁６３は前記圧力室１０３内の作動油の圧力が制限値を超えた場合に開放され、それに伴って圧力室１０３内の作動油が前記移送路６２を通じてリザーブ室１０５に流動するようになっている。また、前記区画壁１０４には前述の吸引路３４が設けられ、この吸引路３４には逆止弁３５が取り付けられている。この逆止弁３５は前記リザーフ室１０５の作動油の圧力が圧力室１０３のそれよりも高い場合のみ開放され、それに伴ってリザーブ室１０５内の作動油が前記吸引路３４を通じて圧力室１０３に流動するようになっている。加えて、この逆止弁３５は作動油が吸引路３４内を圧力室１０３からリザーブ室１０５へ逆流するのを防止している。

更に、前記区画壁１０４には移送路６２及び吸引路３４の外に、前記圧力室１０３とリザーブ室１０５を連通する復帰路３６が設けられている。この復帰路３６には何ら弁は設けられていないが、当該復帰路３６の断面積は前記移送路６２や吸引路３４に比べて十分に小さく形成されている。この復帰路３６は、本発明の回転慣性質量ダンパに対して何ら軸方向荷重が作用していない状態で、ピストン１０２の両側に位置する一対の圧力室１０３の容積を均等にするために使用される。

この軸力制限機構１０１の動作について説明する。

前述の第一乃至第四実施形態と同様に、前記リリーフ弁６３が閉塞されている状態では、回転筒６に対して軸方向荷重が作用したとしても、当該回転筒６に設けられたピストン１０２は円筒状空間内を軸方向へ移動することができず、回転筒６は固定筒３に対して軸方向に変位することはない。このため、前記第一連結部１と第二連結部２との間の相対振動に伴ってねじ軸４が軸方向へ押し引きされると、当該ねじ軸４に螺合するナット部材５が回転を生じ、その回転はナット部材５に固定された回転筒６に伝達される。

一方、ねじ軸４から回転筒６に作用する軸方向荷重によって、図８に示すように、回転筒６が固定筒３に対して矢線Ｘ方向に押圧されると、ピストン１０２の押圧方向に位置する圧力室１０３Ａ内の作動油の圧力が高まってくる。矢線Ｘ方向への軸方向荷重が過大なものとなり、前記圧力室１０３Ａ内の作動油の圧力がリリーフ弁６３に設定された開放圧力を上回ると、図８中に黒矢印で示すように、移送路６２を通じて高圧の作動油が圧力室１０３Ａからこれに隣接するリザーブ室１０５Ａに流動する。これにより、ピストン１０２が形成された回転筒６は固定筒３に対して軸方向（矢線Ｘ方向）へ移動することになる。また、リザーブ室１０５Ａ内の作動油の圧力も上昇し、加圧板１０７は弾性部材１０６を押し退けて後退し、リザーブ室１０５Ａの容積が拡大する。

このとき、ピストン１０２を挟んで圧力室１０３Ａと隣接する圧力室１０３Ｂではその容積が拡大し、当該圧力室１０３Ｂ内の作動油の圧力が負圧となるので、図８中に白抜き矢印で示すように、リザーブ室１０５Ｂ内の作動油が前記吸引路３４を通じて圧力室１０３Ｂに流動する。これに伴い、リザーブ室１０５Ｂ内の加圧板１０７は弾性部材１０６の付勢力で前進し、リザーブ室１０５Ｂの容積が減少する。

また、相対振動の加速度方向が変化すると、一対の圧力室１０３Ａ，１０３Ｂに満たされた作動油の低圧／高圧の関係が逆転し、依然として作動油の圧力がリリーフ弁６３の開放圧力を上回るのであれば、ピストン１０２は円筒状空間内を先程とは逆方向へ移動し、圧力室１０３Ｂ内の作動油は移送路を通じてリザーブ室１０５Ｂに流入し、リザーブ室１０５Ａ内の作動油は吸引路３４を通じて圧力室１０５Ａに流入することになる。

従って、この軸受機構においても、前記第一連結部１と第二連結部２との間に過大な加速度の相対振動が作用するのであれば、回転筒６は軸方向荷重を制限荷重の範囲内で負担しながら固定筒３に対して軸方向へ変位し、かかる回転筒６の軸方向変位の分だけ、入力された相対振動の回転振動への変換を減じることができる。

一方、過大な軸方向荷重によって回転筒６が固定筒３の軸方向へ変位を生じた後、この回転慣性質量ダンパに作用する相対振動が収まると、前記リリーフ弁６３及び逆止弁３５が閉塞した状態となるので、圧力室１０３Ａと１０３Ｂの容積に差が生じ、固定筒３に対する回転筒６の変位が残留してしまう場合がある。この場合、相対振動の収束後、各リザーブ室１０５Ａ，１０５Ｂに設けられた加圧板１０７が弾性部材１０６の付勢力によって当該リザーブ室１０５Ａ，１０５Ｂ内の作動油を加圧し、その圧力はリザーブ室１０５Ａ，１０５Ｂで均等になる。このため、図９に白抜き矢印で示すように、各圧力室１０３Ａ，１０３Ｂとこれに隣接するリザーブ室１０５Ａ，１０５Ｂとの間では弁が設けられていない復帰路３６を通じて長い時間をかけて徐々に作動油が流動し、最終的には圧力室１０３Ａ，１０３Ｂ内の油圧が均等になり、ピストン１０２が一対の区画壁１０４の中央位置に復帰する。これにより、想定外の巨大地震への対応として、回転筒６が固定筒３の軸方向に変位を生じた場合であっても、当該地震の収束後には回転筒６を自動的に当初の位置へ復帰させることが可能となる。

尚、前記復帰路３６はその断面積を前記移送路６２や吸引路３４の断面積よりも極めて微小なものとし、かかる復帰路３６に弁機構を設けないようにしても良いが、移送路６２や吸引路３４と同程度の断面積とし、地震等の収束後に手動で開放可能な弁を設けるようにしても良い。

また、以上説明してきた軸力制限機構の変形例は、本発明を適用した前述の第一乃至第四実施形態の総ての慣性質量ダンパに適用可能である。

次に、図１０を用いて本発明を適用した回転慣性質量ダンパの第五実施形態を説明する。

この第五実施形態の回転慣性質量ダンパは、前述の第四実施形態のダンパの構造を変更したものであり、所謂ボールねじ装置を利用して回転筒の回転量を増幅させ、もって相対振動の制振効果を高めたものである。このため、第四実施形態に係る回転慣性質量ダンパと同一の構成については同一の符号を付し、ここではその説明は省略する。この第五実施形態では、第一連結部１に接続された軸部材１２と回転筒６との間に前記軸力制限機構９００を設けているが、この軸力制限機構９００がボールねじ装置として構成されている。

すなわち、前記軸部材１２の外周面には螺旋状のねじ溝が形成され、この軸部材１２にはピストン９００ｂが螺合している。この軸部材１２のねじ溝は螺旋状に形成されており、このねじ溝のリードは前記ねじ軸４に形成されたねじ溝のそれよりも小さく設定されている。ここで、リードとは軸部材１２が一回転した際に軸部材１２が軸方向へ進行する距離であり、換言すれば、軸部材１２の一回転によってピストン９００ｂが軸方向へ送られる距離である。また、この軸部材１２と回転筒６との間には一対の円板１３によって密閉されたシリンダ９００ａが存在し、このシリンダ９００ａには作動油が充填されている。

前記ピストン９００ｂは前記回転筒６に固定された一対の円板１３の間に位置している。このピストン９００ｂの外周面にはオイルシールが設けられており、このオイルシールは回転筒６の内周面に摺接している。すなわち、第四実施形態と同様に、作動油が充填された前記シリンダ９００ａは前記ピストン９００ｂによって二つの圧力室９１０に分割されており、作動油は各圧力室９１０に密閉された状態となっている。

また、前記ピストン９００ｂには二つの圧力室９１０を連通する移送路６２が設けられると共に、かかる移送路６２には前記圧力室９１０の内圧に応じて当該移送路６２を開放するリリーフ弁６３が設けられている。リリーフ弁６３の構造は図２を用いて説明したものと同じである。

更に、前記ピストン９００ｂには円筒状のナット部材９０１ｂが固定されている。このナット部材９０１ｂの内周面には前記軸部材１２のねじ溝に対向するナット部材側ねじ溝が形成されている。このナット部材９０１ｂにより前記ピストン９００ｂは前記軸部材１２に螺合し、所謂ボールねじ装置を構成している。前記回転筒６の内周面には当該回転筒６に対するピストン９００ｂの回転を防止する案内レール９０２ｂが設けられ、前記ピストン９００ｂはこの案内レール９０２ｂにより、前記シリンダ９００ａ内を回転することなく軸方向へ移動することが可能となっている。

また、本実施形態の回転慣性質量ダンパには、二つの圧力室９１０を繋ぐ連通管１０８が設けられている。この連通管１０８は復帰手段１０９によって二つに分割されている。この復帰手段１０９は例えば歯車ポンプとして構成されており、一方の圧力室９１０内に設けられた作動油は連通管１０８及び復帰手段１０９内を通過して他方の圧力室９１０内へと移動できるようになっている。

このように構成された本実施形態の回転慣性質量ダンパでは、前記第一連結部１と第二連結部２との間に相対振動が生じ、これに伴ってねじ軸４が回転筒６に対して軸方向へ押し込まれると、当該ねじ軸４に螺合するナット部材５が回転を生じ、その回転はナット部材５に固定された回転筒６に伝達される。このとき、前記軸部材１２は前記回転筒６の回転に対応して当該回転筒６から繰り出されるようになっている。その一方で、前記ねじ軸４が回転筒６に対して軸方向へ引き出されると、前記軸部材１２は前記回転筒６に対して引き込まれるようになっている。

そして、前記ねじ軸４が軸方向へ押し引きされることにより、回転筒６に設けられたピストン９００ｂはシリンダ９００ａに充填されている作動油を押圧し、前述の相対振動の加速度方向に応じ、ピストン９００ｂによって二分された一対の圧力室９１０の作動油はその圧力が交互に高まることになる。前記リリーフ弁６３が閉塞されている状態では、前記ピストン９００ｂはシリンダ９００ａ内を軸方向へ移動することができず、各圧力室９１０の作動油は前記ねじ軸４に作用する軸方向荷重の大きさに応じた反力を回転筒６及びこれに固定されたナット部材５に及ぼす。

ここで、本実施形態の回転慣性質量ダンパでは、前記軸部材１２に形成されたねじ溝のリードは前記ねじ軸４に形成されたねじ溝のそれよりも小さく設定されている。このため、例えばねじ軸４が距離Ｌ１だけ回転筒６に対して押し込まれ、これに対応して回転筒６が回転すると、前記軸部材１２は回転筒６の回転により距離Ｌ１よりも短い距離Ｌ２だけ回転筒６から繰り出される。つまり、前記軸部材１２とピストン９００ｂがボールねじ装置の構成をなしている分、前記第一連結部１と第二連結部２の間の回転慣性質量ダンパの相対変位量は距離Ｌ１から距離Ｌ２を引いた長さとなる。このため、前記第一連結部１と第二連結部２の間を距離Ｌ１分だけ縮めようとすると、ボールねじ装置の構成を有しない第一乃至第四実施形態に係る回転慣性質量ダンパに比べ、前記回転筒６の回転量が増加する。換言すると、本実施形態に係る回転慣性質量ダンパによれば、前記第一連結部１と第二連結部２との間に相対振動が生じた際、他の回転慣性質量ダンパに比べて前記回転筒６の慣性質量効果を上げることが可能となる。これにより、前記第一連結部１と第二連結部２との間に作用する相対振動をより減少させることができる。

一方、本実施形態に係る回転慣性質量ダンパに作用する相対振動が収まると、前記リリーフ弁６３が閉塞した状態となるので、回転筒６に対するピストン９００ｂの変位が残留してしまう場合がある。この場合、前記歯車ポンプ１０９を作動させることにより圧力室９１０内の油圧が均等となり、ピストン９００ｂが圧力室９１０の中央位置に復帰することが可能となっている。尚、本実施形態に係る回転慣性質量ダンパでは、復帰手段１０９が歯車ポンプの構成をなしているが、前述の相対振動が収まった際、ピストン９００ｂを圧力室９１０の中央位置に復帰することができるものであれば、他の手段を用いても差し支えない。

次に、図１１及び図１２を用いて本発明を適用した回転慣性質量ダンパの第六実施形態を説明する。

この第六実施形態に係る回転慣性質量ダンパは、第五実施形態に係る回転慣性質量ダンパと同様にボールねじ装置を利用して回転筒の回転量を増幅させ、もって相対振動の制振効果を高めたものである一方、その軸力制限機構は、図６乃至図９で説明してきた軸力制限機構と類似するものである。このため、第五実施形態に係る回転慣性質量ダンパと同一の構成については同一の符号を付し、ここではその説明は省略する。

本実施形態の軸力制限機構では、ピストン９００ｂの両側に互いに独立した２系統の油圧系を設け、当該ダンパに作用する軸方向荷重が過大なものとなった場合は、その軸方向荷重の向きに応じていずれか一方の油圧系が動作し、他方の油圧系がそれに追随するように構成されている。

すなわち、作動油が充填された前記シリンダ９００ａは前記ピストン９００ｂによって二つの圧力室９１０に分割されている。そして、各圧力室９１０の隣には、区画壁１０４を挟んでリザーブ室１０５が設けられている。前記区画壁１０４は円板状に形成され、各区画壁１０４の中心に設けられた貫通孔には前記軸部材１２が挿通されている。また、各区画壁１０４の貫通孔の内周面にはオイルシールが設けられており、前記オイルシールは前記軸部材１２の外周面に摺接している。更に、各区画壁１０４には移送路６２及びリリーフ弁６３が設けられている。これによりダンパに作用する軸方向荷重が過大なものとなった場合は、各圧力室９１０からこれに隣接するリザーブ室１０５に対して作動油が流動するように構成されている。前記リリーフ弁６３の構造は図２を用いて説明したものと同じである。

また、各区画壁１０４にはリザーブ室１０５内の作動油を圧力室９１０に吸い込む吸引路３４が設けられている。この吸引路３４には逆止弁３５が取り付けられている。これら吸引路３４及び逆止弁３５の構造は図７を用いて説明したものと同じである。更に、前記回転筒６には、前記圧力室９１０とリザーブ室１０５を連通する復帰路１３６が設けられている。この復帰路１３６は、本実施形態の回転慣性質量ダンパに対して何ら軸方向荷重が作用していない状態で、ピストン９００ｂの両側に位置する一対の圧力室９１０の容積を均等にするために使用される。

一方、前記リザーブ室１０５は、前記構成からなる区画壁１０４と、中心に貫通孔の開いた円板１０７と、によって区画されている。前記円板１０７の中心に設けられた貫通孔には前記軸部材１２が挿通されている。この円板１０７は前記軸部材１２と共に前記回転筒６の軸方向に移動自在に取り付けられている。更に円板１０７の外周面にはオイルシールが設けられ、このオイルシールは前記回転筒６の内周面に摺接している。これにより、前記リザーブ室１０５内には作動油が充填されるようになっている。

また、前記円板１０７と区画壁１０４との間には弾性部材１０６が設けられ、前記区画壁１０４はこの弾性部材１０６により付勢されている。これにより、作動油の温度上昇による体積膨張等に応じて前記円板１０７が回転筒６の軸方向へ移動し、当該リザーブ室１０５の容積が変化するようになっている。

このように構成された本実施形態に係る回転慣性質量ダンパでは、前述の第四実施形態と同様に、前記リリーフ弁６３が閉塞されている状態では、回転筒６に対して軸方向荷重が作用したとしても、前記ピストン９００ｂは円筒状空間内を軸方向へ移動することができない。このため、前記第一連結部１と第二連結部２との間の相対振動に伴ってねじ軸４が軸方向へ押し引きされると、当該ねじ軸４に螺合するナット部材５が回転を生じ、その回転はナット部材５に固定された回転筒６に伝達される。

一方、ねじ軸４からピストン９００ｂに作用する軸方向荷重によって、ピストン９００ｂが回転筒６に対して矢線Ｙ方向に押圧されると、矢線Ｙ方向に位置する圧力室９１０Ａ内の作動油の圧力が高まってくる。矢線Ｙ方向への軸方向荷重が過大なものとなり、前記圧力室９１０Ａ内の作動油の圧力がリリーフ弁６３に設定された開放圧力を上回ると、移送路６２を通じて高圧の作動油が圧力室９１０Ａからこれに隣接するリザーブ室１０５Ａに流動する。これにより、ピストン９００ｂが係合された回転筒６は矢線Ｙ方向へ移動することになる。また、矢線Ｙ方向に位置する円板１０７Ａは弾性部材１０６の付勢力に抗して後退し、リザーブ室１０５Ａの容積が拡大する。

このとき、ピストン９００ｂを挟んで圧力室９１０Ａと隣接する圧力室９１０Ｂではその容積が拡大し、当該圧力室９１０Ｂ内の作動油の圧力が負圧となる。その一方で、前記ピストン９００ｂの軸方向移動に伴ってリザーブ室１０５Ｂを区画する円板１０７Ｂが矢線Ｙ方向へと移動する。その結果、リザーブ室１０５Ｂ内の作動油の圧力が逆止弁３５に設定された開放圧力を上回ると、高圧の作動油が前記吸引路３４を通じてリザーブ室１０５Ｂから圧力室９１０Ｂに流動する。これに伴い、前記円板１０７Ｂは弾性部材１０６の付勢力により前進し、リザーブ室１０５Ｂの容積が減少する。

また、相対振動の加速度方向が変化すると、一対の圧力室９１０Ａ，９１０Ｂに満たされた作動油の低圧／高圧の関係が逆転し、依然として作動油の圧力がリリーフ弁６３の開放圧力を上回るのであれば、ピストン９００ｂは円筒状空間内を先程とは逆方向へ移動し、圧力室９１０Ｂ内の作動油は移送路を通じてリザーブ室１０５Ｂに流入し、リザーブ室１０５Ａ内の作動油は吸引路３４を通じて圧力室９１０Ａに流入することになる。

従って、この軸受機構においても、前記第一連結部１と第二連結部２との間に過大な加速度の相対振動が作用するのであれば、回転筒６は軸方向荷重を制限荷重の範囲内で負担しながらピストン９００ｂに対して軸方向へ変位し、かかる回転筒６の軸方向変位の分だけ、入力された相対振動の回転振動への変換を減じることができる。

一方、過大な軸方向荷重によって回転筒６がピストン９００ｂに対して軸方向へ変位を生じた後、この回転慣性質量ダンパに作用する相対振動が収まると、前記リリーフ弁６３及び逆止弁３５が閉塞した状態となるので、圧力室９１０Ａと９１０Ｂの容積に差が生じ、ピストン９００ｂに対して回転筒６の変位が残留してしまう場合がある。この場合、相対振動の収束後、各リザーブ室１０５Ａ，１０５Ｂに設けられた円板１０７が弾性部材１０６の付勢力によって当該リザーブ室１０５Ａ，１０５Ｂ内の作動油を加圧し、その圧力はリザーブ室１０５Ａ，１０５Ｂで均等になる。最終的には、復帰路１３６を作動させることで各圧力室９１０Ａ，９１０Ｂとこれに隣接するリザーブ室１０５Ａ，１０５Ｂとの間で作動油を流動させ、圧力室９１０Ａ，９１０Ｂ内の油圧を均等にする。これにより、ピストン９００ｂが一対の区画壁１０４の中央位置に復帰する。このため、想定外の巨大地震への対応として、回転筒６がピストン９００ｂに対して軸方向に残留変位を生じた場合であっても、当該地震の収束後には回転筒６を自動的に当初の位置へ復帰させることが可能となる。

ここまで、図を参照しながら本発明の具体的な適用例を説明してきたが、本発明の適用例はこれらに限られるものではない。例えば、第一乃至第三実施形態の回転慣性質量ダンパでは、特開２０１２−３７００５号公報や特開平１０−１８４７５７号公報の開示を参考にして、固定筒と回転筒との間に粘性流体を密閉する作用室を設け、回転筒の回転に対して粘性減衰力が作用するように構成しても良い。

また、前述の第一乃至第五実施形態では、前記回転筒が慣性質量効果を得るための回転マスとして機能していたが、例えば本発明を特開２０１１−８０５４３号公報に開示される発明と組み合わせ、前記回転筒の外側に当該回転筒の回転に伴い振動する第２回転マス、第３回転マスを順次設けるようにしてもよい。

１…第一連結部、２…第二連結部、３…固定筒、４…ねじ軸、５…ナット部材、６…回転筒、１２…軸部材、８，９，１０１…軸力制限機構、８ａ，９ａ，９０ａ…シリンダ、８ｂ，９ｂ，９０ｂ…ピストン、１５，６１，９１…圧力室、６２…移送路、６３…リリーフ弁

Claims (5)

1. 構造物を含む系内の別々の部位に固定される第一連結部及び第二連結部と、
   前記構造物の振動に伴い生じる前記第一連結部と第二連結部との間の相対変位を回転運動に変換するねじ変換機構と、
   前記ねじ変換機構によって生成された回転運動が伝達される慣性質量要素としての回転筒と、
   作動油が充填されたシリンダ及び当該シリンダ内を二つの圧力室に分割するピストンを有し、前記圧力室内の作動油の油圧を介して前記第一連結部とねじ変換機構との間で軸方向荷重を伝達する軸力制限機構と、
   を備え、
   前記軸力制限機構は、いずれか一方の圧力室内における作動油の圧力が制限値を超えた場合に開放されて前記シリンダに対する前記ピストンの移動を許容するリリーフ弁を有し、かかるリリーフ弁が開放されることにより前記第一連結部と第二連結部との間の相対変位の一部が当該軸力制限機構で吸収されることを特徴とする回転慣性質量ダンパ。
2. 前記第一連結部に接続されると共に前記回転筒に対してその半径方向に重ねて配置される固定筒を有し、
   前記軸力制限機構のシリンダは前記固定筒と回転筒との間に設けられる一方、前記ピストンは前記回転筒又は固定筒のいずれか一方に設けられ、
   前記回転筒は前記シリンダ内に充填された作動油の油圧によって前記固定筒に対して回転自在に保持されていることを特徴とする請求項１記載の回転慣性質量ダンパ。
3. 前記第一連結部に接続されると共に前記回転筒の中心に配置された軸部材を有し、
   前記軸力制限機構のシリンダは前記軸部材と回転筒との間に設けられる一方、前記ピストンは前記回転筒又は軸部材のいずれか一方に設けられ、
   前記回転筒は前記シリンダ内に充填された作動油の油圧によって前記軸部材に対して回転自在に保持されていることを特徴とする請求項１記載の回転慣性質量ダンパ。
4. 前記軸力制限機構は、前記二つの圧力室を連通する移送路、及びこの移送路を開閉する前記リリーフ弁を含む単一の油圧系を有することを特徴とする請求項２又は３記載の回転慣性質量ダンパ。
5. 前記軸力制限機構は前記ピストンを挟んで互いに独立した２系統の油圧系を有し、各油圧系は前記圧力室及びリリーフ弁を含むと共に、前記リリーフ弁が閉塞している状態において各油圧系の圧力室内の油圧を均等にする予圧機構を有していることを特徴とする請求項２又は３記載の回転慣性質量ダンパ。

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