WO2005026574A1 - 回転軸系の振動を制振する装置及び方法 - Google Patents

回転軸系の振動を制振する装置及び方法 Download PDF

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WO2005026574A1
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rotating shaft
rotating
vibration
clearance
ring
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PCT/JP2004/013227
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Yukio Ishida
Jun Liu
Shoji Uchimura
Hideki Morimitsu
Hirohide Ishiguro
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Sintokogio, Ltd.
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    • D06—TREATMENT OF TEXTILES OR THE LIKE; LAUNDERING; FLEXIBLE MATERIALS NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • D06F—LAUNDERING, DRYING, IRONING, PRESSING OR FOLDING TEXTILE ARTICLES
    • D06F37/00—Details specific to washing machines covered by groups D06F21/00 - D06F25/00
    • D06F37/20—Mountings, e.g. resilient mountings, for the rotary receptacle, motor, tub or casing; Preventing or damping vibrations
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F15/00—Suppression of vibrations in systems; Means or arrangements for avoiding or reducing out-of-balance forces, e.g. due to motion
    • F16F15/02—Suppression of vibrations of non-rotating, e.g. reciprocating systems; Suppression of vibrations of rotating systems by use of members not moving with the rotating systems
    • F16F15/04—Suppression of vibrations of non-rotating, e.g. reciprocating systems; Suppression of vibrations of rotating systems by use of members not moving with the rotating systems using elastic means
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B04—CENTRIFUGAL APPARATUS OR MACHINES FOR CARRYING-OUT PHYSICAL OR CHEMICAL PROCESSES
    • B04B—CENTRIFUGES
    • B04B9/00—Drives specially designed for centrifuges; Arrangement or disposition of transmission gearing; Suspending or balancing rotary bowls
    • B04B9/12—Suspending rotary bowls ; Bearings; Packings for bearings
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B04—CENTRIFUGAL APPARATUS OR MACHINES FOR CARRYING-OUT PHYSICAL OR CHEMICAL PROCESSES
    • B04B—CENTRIFUGES
    • B04B9/00—Drives specially designed for centrifuges; Arrangement or disposition of transmission gearing; Suspending or balancing rotary bowls
    • B04B9/14—Balancing rotary bowls ; Schrappers
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
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    • F16F15/02—Suppression of vibrations of non-rotating, e.g. reciprocating systems; Suppression of vibrations of rotating systems by use of members not moving with the rotating systems
    • F16F15/04—Suppression of vibrations of non-rotating, e.g. reciprocating systems; Suppression of vibrations of rotating systems by use of members not moving with the rotating systems using elastic means
    • F16F15/06—Suppression of vibrations of non-rotating, e.g. reciprocating systems; Suppression of vibrations of rotating systems by use of members not moving with the rotating systems using elastic means with metal springs
    • F16F15/073—Suppression of vibrations of non-rotating, e.g. reciprocating systems; Suppression of vibrations of rotating systems by use of members not moving with the rotating systems using elastic means with metal springs using only leaf springs

Definitions

  • the present invention relates to an apparatus and a method for damping the vibration of a rotating shaft system.
  • the simplest method is to provide damping by elastically supporting the bearing portion with an elastic body.
  • this method for example, as shown in Tallian, TE, and Gustafsson. OG, ASLE Trans., Vol. 8, 3 (1965), 195, a force using a vibration isolating rubber, The leaf spring is used as shown in the “Machine Design” 6,12 (1962), 30.
  • squeeze film damper bearings are widely used in aircraft gas turbine engines to suppress vibration. This is described, for example, in Morton, PG, Proc. Instn. Mech. Eng., 180 (1965), 295 and Ehrich, F., and Childs, D., Mech. Eng. 5 (1984), 66. .
  • a vibration damping method of a structure including damping force variable means for varying damping force of a suspension supporting a washing tub by an output of a vibration sensor for detecting vibration of the washing tub Japanese Patent Laid-Open No. 05-1) No. 31075.
  • the washing tub is suspended by a vibration isolator comprising a hanging rod, an upper sliding element and a sliding cylinder, and a viscoelastic body having thixotropic properties is applied to the inner peripheral surface of the sliding cylinder.
  • Structure damping method JP-A-11-207082.
  • rotating shaft system means a system including at least a rotating shaft and a rotating body rotatably supported by the rotating shaft.
  • rotating machine means a mechanism including a rotating shaft system, which includes machines, devices, and systems used in various fields, or units thereof.
  • application object of the present invention is not limited to them.
  • an elastic body that has been compressed by applying a preload so as to suppress whirling vibration of a rotating shaft system is a means for generating a restoring force of the elastic body discontinuously. It is an elastic body with a pressurized pressure. Such elastic bodies are often referred to herein as "auxiliary springs".
  • auxiliary spring is a spring referred to as “auxiliary” in order to be distinguished from the “specific spring” of the rotating system, and is a model representation of the above-mentioned elastic body.
  • discontinuous spring means a spring whose restoring force is not continuous.
  • An object of the present invention is to provide an apparatus and a method for suppressing whirling vibration of a rotating shaft system including at least a rotating shaft and a rotating body rotatably supported by the rotating shaft.
  • the vibration damping device as described above surrounds the rotating shaft so that the radial direction is substantially orthogonal to the rotating shaft, and the force transmitted by the whirling vibration of the rotating shaft system is rotated. It is provided with at least one non-rotating enclosure provided so as not to perform vibration and vibration suppression means for suppressing whirling vibration.
  • the vibration suppressing means extends with a predetermined range of clearance between the outer peripheral surface of the non-rotating enclosure and at least one elastic member compressed by applying a preload to suppress whirling vibration of the rotating shaft system. And a restricting means for defining an operation limit of the elastic body.
  • the predetermined range of the clearance may be set by an elastic body, or may be set by a combination of the elastic body and the regulating means.
  • a vibration damping device surrounds the rotating shaft so that the radial direction is substantially orthogonal to the rotating shaft, and transmits whirling vibration of the rotating shaft system but does not rotate.
  • a first non-rotating enclosure provided, a second non-rotating enclosure provided with a predetermined range of clearance outside the first non-rotating enclosure, and vibration suppression for suppressing whirling vibration.
  • the vibration suppressing means defines an elastic body compressed by applying a preload and an operation limit of the elastic body so as to suppress the radially outward force of the second non-rotating enclosure and the whirling vibration of the rotating shaft system. Regulatory means.
  • the shape and configuration of the non-rotating enclosure are not limited as long as the non-rotating enclosure has a function of preventing the rotating shaft from directly contacting the elastic body or the second non-rotating ring.
  • a bearing may be used, but the bearing of the present invention is not used to perform the normal function of a bearing to support loads.
  • the non-rotating enclosure may be a first non-rotating ring and a second non-rotating ring that are coaxial.
  • a predetermined range of clearance is formed between the outer peripheral surface of the second non-rotating ring and the elastic body.
  • provision of the second non-rotating ring facilitates setting a clearance of a desired size.
  • the regulating means for defining the operation limit of the elastic body may be either a mechanical type or an electric type!
  • the regulating means serves to maintain the pres- sure on the elastic body. By maintaining the preload, the elastic body can be provided with a discontinuous spring characteristic.
  • a plurality of vibration suppressing means including the elastic body and the regulating means may be provided! ⁇ .
  • the size of the elastic body or the clearance, or both, can have a direction difference.
  • the clearance between the first non-rotating enclosure and the second non-rotating enclosure is a predetermined gap space, and by using this clearance, the restoring force for suppressing whirling vibration is reduced. It can be applied discontinuously.
  • the vibration damping device and method for a rotating shaft system according to the present invention suppresses whirling vibration of the rotating shaft system, but does not suppress reciprocating motion.
  • FIG. 1A is a front view of a theoretical model for explaining the present invention.
  • FIG. 1B is a plan view of the theoretical model of FIG. 1A.
  • FIG. 2 is a graph showing restoring force characteristics of a discontinuous spring.
  • FIG. 3 is a graph showing a result of a numerical calculation of a vibration generated near a main critical speed when the auxiliary spring has no preload in the theoretical model of FIG. 1A.
  • FIG. 4 is a graph showing a resonance curve of a harmonic vibration component when the auxiliary spring has a preload.
  • FIG. 5 is a graph showing a result of a numerical simulation when the auxiliary spring has a preload.
  • FIG. 6 is a graph showing the same simulation result as in FIG. 5 except that the attenuation coefficient c2 is changed.
  • FIG. 7 is a graph showing a numerical simulation result when a direction difference in rigidity is given to the auxiliary spring.
  • FIG. 8 is a graph showing numerical calculation results of unsteady vibration.
  • FIG. 9A is a diagram schematically showing an experimental apparatus used in one embodiment of the present invention.
  • FIG. 9B is a schematic plan view showing a vibration damping mechanism of the apparatus of FIG. 9A, and showing the vibration damping mechanism partly cut away.
  • FIG. 10 is a graph showing a resonance curve when the device shown in FIG. 9A is used and there is no auxiliary spring.
  • FIG. 11 is a graph showing a resonance curve in the case of using the apparatus of FIG. 9A and installing an auxiliary spring to which a preload is applied.
  • FIG. 12 is a graph showing a resonance curve when the number of leaf springs of the auxiliary spring is changed using the apparatus of FIG. 9A.
  • FIG. 13 is a basic conceptual diagram showing a vibration damping mechanism in which a preloaded auxiliary spring has a direction difference different from that of the device of FIG. 9B.
  • FIG. 14A is a conceptual diagram in a case where a ring is removed from the vibration damping mechanism of FIG. 13 and no preload is applied.
  • FIG. 14B is a conceptual diagram when a ring is removed from the vibration damping mechanism of FIG. 13 and preload is applied.
  • FIG. 15 is a conceptual diagram when the number of springs of the vibration damping mechanism of FIG. 13 is changed.
  • FIG. 16 is a conceptual diagram of another case in which the number of springs of the vibration damping mechanism of FIG. 13 is changed.
  • FIG. 17 is a graph showing a result of a numerical simulation in a case where the clearance is changed by moving the axis.
  • FIG. 18 is a view schematically showing a conventional washing machine.
  • FIG. 19A is a diagram schematically showing an embodiment of a washing machine to which the vibration damping device of the present invention is applied.
  • FIG. 19B is a schematic plan view showing the vibration damping mechanism of the washing machine of FIG.
  • FIG. 19C is a schematic front view showing the vibration damping mechanism of the washing machine in FIG. 19A, and showing details of the vibration damping mechanism.
  • FIG. 19D is a view schematically showing an embodiment in which a vibration damping mechanism is provided at a position different from that of FIG. 19A.
  • FIG. 19E is a schematic plan view showing the vibration damping mechanism of the washing machine in FIG. 19D, and showing the vibration damping mechanism partly broken away.
  • FIG. 20A is a diagram schematically showing an embodiment of a washing machine to which the vibration damping device of the present invention is applied.
  • FIG. 20B is a schematic plan view showing the vibration damping mechanism of the washing machine in FIG. 20A, and showing the vibration damping mechanism partly broken away.
  • FIG. 21A is a diagram schematically showing an embodiment of a washing machine to which the vibration damping device of the present invention is applied.
  • FIG. 21B is a schematic plan view showing the vibration damping mechanism of the washing machine of FIG. 21A, and showing the vibration damping mechanism partly cut away.
  • FIG. 22 is a schematic side view showing the washing machine of FIG. 21A partially broken away.
  • FIG. 23A is a diagram schematically showing an embodiment of a washing machine to which the vibration damping device of the present invention is applied.
  • FIG. 23B is a schematic plan view showing the vibration damping mechanism of the washing machine in FIG. 23A, and showing the vibration damping mechanism partly cut away.
  • FIG. 24 is a diagram schematically showing a partially cutaway embodiment of a centrifugal sintering device to which the vibration damping device of the present invention is applied.
  • FIG. 25 is a diagram schematically showing a partially cutaway embodiment of a centrifuge to which the vibration damping device of the present invention is applied.
  • FIG. 26 is a view on arrow II of FIG.
  • FIG. 27 is a graph showing a vibration curve of self-excited vibration before applying the present invention.
  • FIG. 28 is a graph showing a vibration curve of self-excited vibration after application of the present invention.
  • FIG. 29 is a diagram schematically showing a partially cutaway embodiment of a centrifuge to which the vibration damping device of the present invention is applied.
  • FIG. 30 is a partially enlarged view of FIG. 29.
  • FIG. 31A is a schematic longitudinal sectional view of another embodiment of the vibration damping mechanism according to the present invention.
  • FIG. 31B is a view on arrow VV of FIG. 31A.
  • FIG. 32 is a graph showing a vibration curve of automatic vibration in the vibration damping mechanism of FIG. 31A.
  • FIG. 1A and 1B show a plan view and a top view of a theoretical model of a vibration damping device for a rotating shaft system according to the present invention. A first principle embodiment of the present invention using this theoretical model will be described.
  • the rotating body 1 that is rotatably supported by the rotation axis R and rotates at the rotation speed ⁇ is a die Fcot rotor.
  • the rotation axis system is composed of the rotation axis R and the jet co-flotter 1.
  • a cylindrical non-rotating casing (enclosure) 2 surrounds the jet cofloter 1 and is provided so as not to rotate due to the power transmitted by the whirling vibration of the rotating shaft system.
  • An annular member (intermediate member) 3 is provided at a distance of the outer peripheral force clearance or clearance ⁇ of the non-rotating casing 2, and a plurality of auxiliary springs (elastic bodies) 4 and auxiliary dampers 5 are installed outside the annular member 3. I will.
  • the rotating shaft R is supported by a plurality of bearings.
  • the normal line connecting the centers of the uppermost and lowermost bearings ⁇ is the ⁇ axis
  • the axis orthogonal to this ⁇ axis along the plane of FIG. 1A is the X axis, X axis and ⁇ axis.
  • the plane on which the rotation axis R swings is the X-y plane.
  • the shape center of jet cofloter 1 be M (x, y).
  • the radial direction (X-axis direction) of the non-rotating casing 2 is substantially perpendicular to the rotating axis R! /
  • the auxiliary spring 4 has a discontinuous spring characteristic by giving a preload for compressing the auxiliary spring.
  • four springs 4 are provided on the outer periphery of the non-rotating casing 2 along the X axis and the y axis.
  • the auxiliary spring 4 is in contact with the annular member 3 in a state of contracting by ⁇ from the natural length.
  • the operation limit of the auxiliary spring 4 is regulated by the stopper 6 (restriction means), so that a force that can be further contracted cannot be extended. For example, when the jet coflotor 1 moves in the positive direction of X (the right side in FIGS.
  • the pressing force of the annular member 3 exceeds the magnitude k2 ⁇ of the pressurization of the auxiliary spring 4
  • the annular member 3 moves and the right auxiliary spring 4 contracts, while the left auxiliary spring 4 has a length. Constant and separate from annular member 3.
  • FIG. 2 shows the restoring force characteristics of the auxiliary spring 4. Due to the pressurization, the spring characteristics are thus discontinuous.
  • the decay power is described as follows.
  • the dynamic equation will be described.
  • the equation of motion of the jet coflotter 1 is obtained.
  • the dimensionless quantity is defined as follows using the static radius e generated when the jet cofloter 1 is horizontally supported.
  • m is the mass of the die-cut rotor 1 and the non-rotating casing 2
  • e is the static and unstable balance of the die-cut rotor 1
  • c is the damping coefficient
  • k is the spring constant of the shaft
  • the auxiliary spring 4 When the auxiliary spring has no preload, the auxiliary spring 4 has a longer length than that in the first embodiment.
  • the stopper 6 of the auxiliary spring 4 that is shorter by ⁇ is not used. Accordingly, since the auxiliary spring 4 comes into contact with the auxiliary ring 3 in a natural length state, no preload is applied.
  • Fig. 3 shows the result of a numerical calculation using Equation (5), and examining the vibration generated near the main critical speed.
  • the resonance curve has a gradually hardened shape as a whole.
  • the auxiliary spring 4 has no vibration damping effect on vibration near the main critical speed.
  • FIG. 4 shows a resonance curve of a harmonic vibration component. The characteristics of the resonance curve and the damping effect will be described with reference to FIG.
  • the system of the present example switches between two states depending on whether or not the non-rotating casing 2 comes into contact with the auxiliary spring 4.
  • a force obtained by superimposing the resonance curves of the system 1 and the system 2 is a resonance curve that actually exists, which is indicated by a solid line.
  • the solid line in FIG. 4 indicates that the stability is determined to be stable.
  • the broken line in FIG. 4 is a resonance curve that does not actually exist. That is, this system uses the resonance curve of the system 1 in the range where the amplitude is small, and the resonance curve of the system 2 in the range where the amplitude is large.
  • the upper part of the resonance curve has a shape shifted to the high-speed side.
  • ⁇ is the acceleration
  • ⁇ is the unbalanced direction angle measured also for the X-axis force.
  • FIG. 5 shows a resonance curve of steady vibration corresponding to this example. It can be seen that this vibration suppression method is also effective for unsteady vibration.
  • Fig. 9 ⁇ and Fig. 9 ⁇ show the outline of the vibration damping device used in the experiment.
  • the vibration damping device for a rotating shaft system according to the present invention generally denoted by reference numeral 100
  • the upper end of the elastic overhang shaft 22 is supported by the upper bearing 20, and the vicinity of the lower end is supported by the lower bearing 23.
  • a disk 21 is coaxially mounted between the upper bearing 20 and the lower bearing 23 of the overhang shaft 22 and near the lower bearing 23.
  • the outer ring of the lower bearing 23 corresponds to the non-rotating casing 2 of the theoretical model shown in the first embodiment.
  • a ring 24 is coaxially provided with a predetermined clearance ⁇ .
  • four sets of leaf springs (elastic bodies) 25 whose base ends are connected to the four fixed positions outside the ring 24 are brought into contact with the outer periphery of the ring 24. It has been extended. Accordingly, the leaf spring 25 is damped by the dry friction between each leaf spring 25 and the ring 24. The four sets of leaf springs 25 are compressed by applying a predetermined pressure. At the far end of each of the four sets of leaf springs 25, there is provided a stop 26 that regulates the operating range thereof, so that the pressurization is maintained.
  • the overhang shaft 22 extends about 60 mm below the disk 21, and a ball bearing (# 6205) as the lower bearing 23 is fitted therein.
  • FIG. 10 shows a resonance curve when the leaf spring 25 (and the stopper 26) is removed from the vibration damping device 100. From Fig. 10, it can be seen that a large resonance phenomenon occurs near the main critical speed. From the viewpoint of safety, the experiment was stopped when the amplitude was 7 mm.
  • FIG. 11 shows a resonance curve obtained when the leaf spring 25 has no direction difference. It can be seen in Fig. 10 that the vibration near the main critical speed, which was 8 mm or more, is suppressed to about 2 mm. In addition, the amplitude has a direction force ⁇ from the vicinity of the main critical speed to the high speed side, and a roughly periodic motion having a magnitude of about a clearance ⁇ is wide and generated in a region.
  • This experimental result qualitatively agrees well with the theoretical analysis shown in Fig. 6. Note that, from the viewpoint of safety, the upper limit of ⁇ used in the experiment was set at around ⁇ 800 rpm.
  • Figure 12 shows the resonance curve obtained in this case. Near the resonance point, the quasi-periodic motion disappears, and jumps to a stable resonance curve (steady solution of harmonic oscillation) with a small amplitude on the high-speed side, and the generation range of the quasi-periodic motion is greatly narrowed. The amplitude is also reduced to about 2 mm, confirming the damping effect.
  • This experimental result is in good agreement with FIG. 7 of the theoretical analysis described above. Therefore, fine adjustment of parameters was not required, and by changing the clearance, the amplitude of the whirling vibration could be limited to any desired value.
  • a leaf spring 25 is adopted as an auxiliary spring, and the number of leaf springs is changed between the X direction and the y direction to make a direction difference in the auxiliary spring, and an experiment was performed.
  • a direction difference can also be given by a method.
  • the leaf spring requires less space in the radial direction, and the leaf spring has an excellent effect in that friction is created by overlapping the leaf spring, and a large dashpot is not required.
  • the size of the elastic body (leaf spring in the above-described embodiment) and the size of the clearance, or both, can be given a direction difference.
  • a direction difference By providing a direction difference, vibration in a circular orbit can be suppressed quickly when controlling to converge the almost periodic motion (whirling) quickly.
  • giving the direction difference means breaking the profile of the whirling trajectory, it can be realized by, for example, an elastic body and / or a clearance.
  • the elastic body In order to make the elastic body have a difference in direction, for example, (1) the strength of a plurality of elastic bodies is made different, and (2) the elastic bodies are arranged according to the extending direction (for example, two orthogonal directions). This can be realized by changing the number of elastic bodies and (3) arranging a plurality of elastic bodies so that the distance from the outer periphery of the non-rotating enclosure (size of clearance) is different.
  • the profile between the inner circumference and the outer circumference of the clearance is formed so as not to be concentric.
  • a bearing whose outer ring has a circular cross section is used, and if this bearing is eccentric with respect to the second non-rotating ring, the circular inner peripheral profile of the taller (i.e., the outer ring of the bearing) Since the outer circumference) and the outer circumference opening file of the clearance (that is, the inner circumference of the second non-rotating ring) form a non-concentric circle, there is a direction difference in the clearance.
  • the direction difference can also be provided by making the outer circumferential profile of the clearance a circle and the inner circumferential profile an elliptical shape. This is the method to make the direction difference It is not limited to these examples.
  • FIG. 13 shows an example in which the auxiliary spring has a preload.
  • a pair of leaf springs 33 whose base ends are fixed at one fixed position on the outside of the ring 32 are set in the X direction (shown) so as to contact the outer periphery of the ring 32. In the horizontal direction).
  • the leaf spring 33 is pressurized.
  • a single stop 26 is provided at the far end of the leaf spring 33 to regulate its operating range, so as to maintain the preload.
  • the ring 32 is removed from the example of FIG. 13, and the stopper 34 of the leaf spring 33 is also removed, so that the leaf spring 33 has no preload.
  • a clearance ⁇ lmm between the outer side of the outer ring of the bearing 31 and the ring 32 occurs at a point A on the leaf spring 32.
  • FIG. 14B shows a state in which a stopper 34 is provided at the far end of the leaf spring 33 in the example of FIG. 14A, and a preload is applied to the leaf spring 33.
  • FIGS. 15 and 16 show a similar leaf spring 33 in the y direction in addition to the leaf spring 33 in the X direction in FIG.
  • two leaf springs 33 are stacked in the X direction and four leaf springs are stacked in the y direction, and the direction of the leaf springs 33 is different between the x direction and the y direction.
  • FIG. 16 shows three leaf springs 33 stacked in the X direction and three leaf springs in the y direction. Therefore, the leaf spring 33 has no direction difference between the X direction and the y direction, but when the axis of the shaft 30 moves, the outer ring of the bearing 31 provided on the outer periphery of the shaft 30 contacts the inner surface of the ring 32. . Even when the axis of the rotating shaft 30 moves as described above and the clearance between the outer ring of the bearing 31 and the ring 32 is different, the experimental result approximates to the theoretical analysis shown in FIG. 7, as shown in FIG.
  • a washing tub 40 is connected to a motor 42 via a rotation shaft 41 for transmitting rotational movement, a speed reducer (not shown), and the like.
  • An outer tub 43 for receiving drainage from the washing tub 40 is provided outside the washing tub 40, and the washing tub 40 performs a rotating motion inside the outer tub 43. Further, the outer tub 43 is suspended from the cabinet 44 by connecting a lower portion of a side surface thereof and an upper portion of a side surface of the cabinet 44 with a wire 45 for vibration isolation.
  • FIGS. 19A, 19B, 19C, 19D, and 19E show an embodiment in which the present invention is applied to a washing machine.
  • a washing tub 40 is connected to a motor 42 via a rotating shaft 41 for transmitting a rotating motion and a speed reducer (not shown) as in the conventional example of FIG.
  • a shaft 46 is attached to the lower part of the case of the motor 42 and further extended downward. Since this shaft 46 is attached to the case of the motor 42, it does not rotate.
  • a ring 47 is coaxially arranged outside the shaft 46 with a clearance ⁇ therebetween.
  • An auxiliary spring (elastic body) 48 and an auxiliary damper (attenuator) 49 are provided outside the ring 47.
  • the auxiliary spring 48 is provided with a stop (a regulating means) 50.
  • Figs. 19D and 19E show an embodiment in which the vibration damping mechanism is arranged outside the outer tub 43, which is a different position from Fig. 19A.
  • a ring 51 is coaxially arranged outside the outer tub 43 of the washing machine with a clearance ⁇ therebetween.
  • a plurality of leaf springs 52 serving as auxiliary springs (elastic bodies) 48 and auxiliary dampers (attenuating bodies) 49 are provided.
  • the leaf spring 52 is provided with a stopper (restriction means) 53.
  • the ring 51 is suspended from the upper part of the cabinet 44 by a wire 54.
  • the leaf springs 52 are evenly arranged at eight places on the outer periphery of the ring 51, but may be arranged at a plurality of places as appropriate.
  • whirling vibration when the washing tub of the washing machine is stopped can be suppressed with a simple structure.
  • the elastic body and the damping body can be combined with a plurality of leaf springs without providing a large dashpot.
  • the washing machine has a washing tub 60 connected to a motor 62 via a rotating shaft 61 that transmits a rotating motion, a speed reducer, and the like.
  • a washing tub 60 connected to a motor 62 via a rotating shaft 61 that transmits a rotating motion, a speed reducer, and the like.
  • an outer tub 63 for receiving drainage from the washing tub 60, and the washing tub 60 performs a rotating motion inside the outer tub 63.
  • the outer tub 63 is suspended by a wire 65 connected to a lower portion of the outer tub 63 at the upper side thereof for preventing vibration.
  • a washing tub 60 is connected to a motor 62 via a rotating shaft 61 that transmits a rotating motion, a speed reducer, and the like.
  • a bearing 66 is fitted in the middle of the rotating shaft 61.
  • the outer ring of the bearing 66 corresponds to the non-rotating casing 2 of the theoretical model shown in the first embodiment.
  • a ring 67 is provided outside the outer ring.
  • a ring 67 is provided apart from the outer ring of the bearing 66 by a tangent ⁇ .
  • an auxiliary spring (elastic body) 68 and an auxiliary damper (damper) 69 are installed outside the ring 67.
  • the auxiliary spring 68 is provided with a stop (restriction means) 70.
  • washing tub 60, the rotating shaft 61, the motor 62, the outer tub 63, the bearing 66, the ring 67, the auxiliary spring 68, the auxiliary damper 69, and the stocker 70 are installed so as to be directed upward from the bottom of the cabinet 64. Supported by the holding spring 71.
  • whirling vibration when the washing tub of the washing machine is stopped can be suppressed with a simple structure.
  • a large dash pot is not provided, and a plurality of leaf springs can serve as an elastic body and a damping body.
  • the washing machine is connected to a motor 83 via a rotating shaft 82 transmitting rotation motion and a reduction gear, etc., in which a washing tub 81 rotating about an installation surface and a horizontal direction in the outer tub 80 is used as an axis.
  • a washing tub 81 rotating about an installation surface and a horizontal direction in the outer tub 80 is used as an axis.
  • Outer tub 80 receives drainage from washing tub 81.
  • the outer tub 80 is hung by a plurality of springs 85 connected to the upper surface of the outer tub 80 for vibration prevention, and the outer tub 80 is also provided with a plurality of dampers 86 from the lower inner surface of the cabinet 84. Supported by
  • a washing tub 81 is connected to a motor 83 via a rotating shaft 82 that transmits a rotating motion, a speed reducer, and the like.
  • a bearing 87 fits in the middle of the rotating shaft 82 It is.
  • the outer ring of the bearing 87 corresponds to the non-rotating casing 2 of the theoretical model shown in the first embodiment.
  • a ring 88 is provided outside the outer ring.
  • a ring 88 is provided at a distance of ⁇ from the outer ring of the bearing 87, and an auxiliary spring (elastic body) 89 and an auxiliary damper (attenuator) 90 are provided outside the ring 88.
  • the auxiliary spring 89 is provided with a stop (a regulating means) 91.
  • the auxiliary spring 89, the auxiliary damper 90, and the stopper 91 are supported by a cabinet 92—a support 92 installed so that the lateral force is also directed to the side.
  • whirling vibration when the washing tub of the washing machine is stopped can be suppressed with a simple structure.
  • a large dash pot is not provided, and a plurality of leaf springs can serve as an elastic body and a damping body.
  • a washing tub 101 that rotates around an axis inclined with respect to the installation surface in an outer tub 100 is connected to a motor 103 via a rotation shaft 102 that transmits rotational motion, a speed reducer, and the like.
  • Outer tub 100 receives drainage from washing tub 101.
  • the outer tub 100 is suspended from the upper inner surface of the cabinet 104 by a plurality of springs 105 connected to the upper surface of the outer tub 100 for vibration isolation, and the outer tub 100 is connected to the plurality of dampers 106 from the lower inner surface of the cabinet 104. It is supported.
  • a washing tub 101 is connected to a motor 103 via a rotating shaft 102 that transmits a rotating motion, a speed reducer, and the like.
  • a bearing 107 is fitted in the middle of the rotating shaft 102.
  • the outer ring of the bearing 107 corresponds to the non-rotating casing 2 of the theoretical model shown in the first embodiment.
  • a ring 108 is provided outside the outer ring.
  • a ring 108 is provided with the outer ring force of the bearing 107 separated by a clearance ⁇ , and an auxiliary spring (elastic body) 109 and an auxiliary damper (damping body) 110 are installed outside the ring 108.
  • the auxiliary spring 109 is provided with a stop (a regulating means) 111.
  • the auxiliary spring 109, the auxiliary damper 110, and the stopper 111 are installed toward one side of the cabinet 104, and are supported by a support 112.
  • whirling vibration when the washing tub of the washing machine is stopped can be suppressed with a simple structure.
  • a large dash pot is not provided and a plurality of leaf springs can serve as both an elastic body and a damping body.
  • a centrifugal sintering device is a device that places a sample to be sintered on a workpiece that rotates at high speed, applies centrifugal force to the surface of the sample, and obtains a dense film and sintered body by heating.
  • the force generated by the centrifugal force is preferably in the range of 10-700, OOOG, more preferably in the range of 1,000-10, OOOG.
  • the centrifugal force acting on the sample surface is 22 G at 500 rpm, 89 G at 1, OOOrpm, 1,500 rpm At 201G, 357G at 2, OOOrpm, 804G at 3, OOOrpm, 2, 236G at 5, OOOrpm, 8, 944G at 10, OOOrpm, 35,776G at 20, OOOrpm, and 223, 600G at 50, OOOrpm is there. It has been theoretically clarified that these forces are effective for densification of ceramic precursor films and compacts made of ceramics or metal powders, which are larger than those applied to ordinary hot press sintering.
  • the heating temperature is not particularly limited, but is preferably in the range of 300-1,800 ° C, more preferably in the range of 500-1,500 ° C. The reason for this is that, at temperatures below 500 ° C, material diffusion is difficult to occur. At temperatures above 1,500 ° C, the effect of centrifugal force is difficult to exert because the diffusion rate of the material increases rapidly.
  • FIG. 24 shows an example in which the vibration damping device of the present invention is applied to the above-described centrifugal sintering device.
  • a vibration damping bearing 121 is provided on an end face of a rod-shaped body 120a that extends downward from the lower surface of the upper lid 120 and is attached.
  • the rotor 123 for mounting the sintering object 122, the lower bearing 124, and the rotary joint 125 connected to the rod end of the motor 126 are sequentially coaxially arranged downward from the vibration damping bearing 121.
  • the rotating shaft 127 forming the rotating shaft in the present embodiment includes a vibration damping bearing 121, It is mounted on a bearing 124 and a rotary joint 125, and rotatably supports the center of the rotor 123.
  • the rotor 123 is sealed by a heating container. In the vicinity of the outer peripheral surface of the heating container 128, a heater 129 for heating the sintering object 122, and a heat insulator 130 on the outer periphery thereof and a force S are provided.
  • the rotating shaft 127 has a shaft diameter of 3 ⁇ , a shaft length of 75 mm, and a shaft material of piano wire (SWP-B).
  • the rotor 123 is made of silicon nitride ceramics and has an outer diameter of 180 ⁇ . These materials and dimensions are merely exemplary, and the invention is not limited thereto.
  • the resonance rotation speed was 570 rpm.
  • the adoption of the damping bearing on the upper part of the rotor enabled smooth start-up without whirling vibration even at the resonance speed of 570 rpm. This is effective, for example, when vibrating in an unsteady state where the rotational speed is gradually increased or decreased.
  • FIGS. 25 and 26 show an embodiment in which the present invention is applied to a centrifuge.
  • the schematically illustrated centrifuge comprises a base part A and a chamber part 140 fixed on top thereof.
  • a rotor 141 for storing a sample to be separated and a control installed below the chamber section 140 so as to suppress vibration generated by rotation of the rotor 141.
  • a vibration mechanism S Inside the chamber section 140, a rotor 141 for storing a sample to be separated and a control installed below the chamber section 140 so as to suppress vibration generated by rotation of the rotor 141. And a vibration mechanism S.
  • the upper opening of the chamber 140 is closed by the upper lid 142 during operation.
  • One end of a rotating shaft is connected to the center of the lower surface of the rotor 141, and the other end of the rotating shaft 143 is connected to a motor 144 installed below the base A.
  • the driving of the motor 144 causes the rotor 141 to rotate. Is done.
  • the rotating shaft 143 is mounted on upper and lower support bearings 145a and 145b in the base portion A. Collars 146a, 146b, 146c, 147a, and 147b for positioning the support bearing
  • the vibration damping mechanism S includes a bearing 148 that supports the rotating shaft 143, and a ring 149 (second bearing) provided on the outer side of the outer ring (first non-rotating ring) of the bearing 148 via a clearance. Non-rotating ring).
  • the vibration damping mechanism S is further provided with four sets of leaf spring assemblies 150 having one ends fixed at four fixed positions outside the ring 149 and extending therefrom, and disposed at the free ends of the respective sets. And four stoppers 151 for regulating the working range of the leaf spring assembly 150.
  • Each leaf spring assembly 150 is also a single leaf spring or a plurality of laminated leaf springs, and when whirling vibration of the ring 149 occurs, a preload is applied so as to suppress this vibration to an external force, and V, You.
  • the combination of the leaf spring assembly 150 and the stopper 151 constitutes a vibration suppressing unit.
  • a plan view of such a vibration damping mechanism S is the same as the configuration described with reference to FIG. 9B, as shown in FIG.
  • the four sets of leaf spring assemblies 150 are provided with a direction difference depending on one or both of the elastic modulus and the magnitude of the clearance direction.
  • the bearing 148, the ring 149, the mounting portion (fixed position) of the leaf spring 150, and the stopper 151 are mounted on a base plate 152 on the bottom surface of the chamber portion 140.
  • the base 152 is provided with a mounting hole 153 for mounting the base 152 on the bottom surface of the chamber 140.
  • the vibration damping mechanism of the rotating shaft system of the centrifugal separator when the outer ring (first non-rotating ring) of the bearing 148 exceeds a predetermined range of the clearance, the vibration is reduced.
  • the restraining means that is, the leaf spring assembly 150 and the stopper 151
  • the restoring force from the vibration suppressing means is not applied to the rotating shaft 143 at all. Therefore, vibration can be suppressed within a very narrow vibration range.
  • the growth of the self-excited vibration stops at a small amplitude of the clearance even if the self-excited vibration occurs due to the discontinuous spring. There are additional effects. If the mechanism is roughly described, the damping of the laminated leaf spring is very large, so that the self-excited vibration is suppressed as a result.
  • FIG. 27 shows a vibration curve of self-excited vibration when the present invention is not applied
  • FIG. 28 shows a vibration curve of self-excited vibration when the present invention is applied.
  • the resonance amplitude can be suppressed to an arbitrary size (within a range of a predetermined clearance), and (2) the self-excited vibration also has a predetermined clearance. Within the range.
  • the force provided by the vibration damping mechanism below the chamber 140 of the centrifuge is used instead.
  • the vibration damping mechanism may be provided below the chamber 140 of the centrifuge.
  • 29 and 30 show another embodiment in which the present invention is applied to a centrifuge.
  • the same components as those shown in the embodiment of the centrifuge of FIG. 25 are denoted by the same reference numerals, and the description thereof will be omitted.
  • a lid 160 that seals the upper opening of the rotor 141 is fitted into the upper opening of the rotor 141 (in the embodiment shown in FIG. 25, the upper part of the rotor Is open).
  • the vibration damping mechanism S ′ is mounted on the lower surface of the upper lid 142 of the chamber section 140 (in the embodiment of FIG. 25, the vibration damping mechanism S is located below the chamber section 140).
  • a shaft 161 connected to the vibration damping mechanism S ' is fixed.
  • the vibration damping mechanism S ' includes a bearing 162 supporting the shaft 161 and a ring (second non-rotating ring) provided outside the outer ring (first non-rotating ring) of the bearing 162 via a clearance. And 163.
  • the vibration damping mechanism S ′ further includes four leaf spring assemblies 164 each having one end fixed to four fixed positions outside the ring 163 and extending therefrom, and leaf spring assemblies disposed at respective free ends thereof. It includes four stoppers (not shown, but similar to the stopper 151 of the embodiment of FIG. 25) that regulate the operating range of the assembly 164.
  • Each leaf spring assembly 164 is composed of a single leaf spring or a plurality of laminated leaf springs, and is preloaded so that when whirling vibration of the ring 163 occurs, the vibration is also suppressed to an external force. .
  • the combination of the leaf spring assembly 164 and the stopper constitutes the vibration suppressing means.
  • the planar arrangement of such a vibration damping mechanism S ' is the same as, for example, the configuration described with reference to FIG. 9B.
  • the four sets of leaf spring assemblies 164 have a difference in direction between one or both of the elastic modulus and the magnitude of the clearance direction.
  • the function of the vibration damping mechanism S 'of the present embodiment is the same as that of the vibration damping mechanism S of the above-described embodiment. Therefore, also in the ninth embodiment, similarly to the eighth embodiment, the resonance vibration of the centrifuge can be suppressed with a simple structure.
  • the eighth embodiment (FIGS. 25 to 28) and the ninth embodiment (FIGS. 29 and 30) are not limited to the illustrated configuration.
  • a drive transmission mechanism in which the rotary shaft 143 and the motor 144 are directly connected is illustrated, a transmission mechanism via a belt between the two can also be used to reduce the whirling vibration of the rotary shaft system of the present invention.
  • the method and the method can be applied.
  • the rotor 141 of the centrifuge is provided at the tip of the rotating shaft 143, but may be provided, for example, in the middle of the rotating shaft 143, regardless of the mounting position.
  • the motor 144 of the centrifugal separator may be installed below the rotor 141, for example, may be installed above the rotor 141, regardless of the installation position. Further, as the motor 144, for example, an electric motor, a pneumatic motor, a hydraulic motor or the like can be used, and the type thereof is not limited.
  • the mounting position of the vibration damping mechanism the bottom surface of the chamber 140 (the vibration damping mechanism S of the eighth embodiment) or the bottom surface of the upper lid 142 (the vibration damping mechanism S 'of the ninth embodiment) is shown. However, the present invention is not limited to these, and may be mounted on other mounting positions, for example, on the base portion A or inside the base portion A.
  • the rotor 141 of the centrifuge is used for removing and recovering suspended impurities in the liquid, for example, for directly introducing a processed product such as dewatering into a rotating container, and for inserting a sample container containing a sample into the rotating container. It does not matter what form the sample is separated by.
  • 31A and 31B show another embodiment of the vibration damping mechanism according to the present invention. This embodiment shows an example in which the second non-rotating ring is not used.
  • a bearing 171 provided outside the rotating shaft 170 via a clearance, and a ring 172 including the bearing 171 and coaxially arranged with the rotating shaft 170.
  • the vibration damping mechanism T further includes four sets of leaf spring assemblies 174 each having one end fixed to the fixed position of the four frames 173 outside the ring 172, and a pair of plate spring assemblies 174 disposed at the free ends thereof. And four stoppers 175 that limit the working range of the spring assembly 174.
  • the leaf spring assembly 174 also provides a plurality of stacked leaf spring forces, In this embodiment, two sets in the horizontal (X) direction are formed by laminating three leaf springs, and two sets in the vertical (y) direction are formed by laminating two leaf springs.
  • Each leaf spring assembly 174 is preloaded so that, when whirling vibration of the ring 172 occurs, the vibration is also suppressed by an external force.
  • the combination of the leaf spring assembly 174 and the stopper 175 constitutes a vibration suppressing means.
  • the four sets of leaf spring assemblies 174 have a difference in direction between one or both of the elastic modulus and the magnitude of the clearance direction.
  • the vibration suppressing means when the rotating shaft 170 swings beyond a predetermined range of the clearance, the vibration suppressing means applies a restoring force equal to or larger than a predetermined magnitude to the rotating shaft.
  • the restoring force from the vibration suppressing means is not applied to the rotating shaft 170 at all. That is, the vibration can be suppressed within a very narrow vibration range.
  • a device self-excited vibration damping unit for continuously damping the energy of a rotating body is combined with a device (resonant vibration damping unit) using a discontinuous spring shown in FIG.
  • the self-excited vibration damping unit can be realized, for example, by bringing the panel panel into contact with the rotating shaft without any clearance.
  • the self-excited vibration damping unit is not limited as long as it is a device that continuously attenuates rotational energy, but a compact device can be obtained by stacking leaf springs. Note that the number of threads of the self-excited vibration damping unit and the resonance vibration damping unit is not limited.
  • FIG. 32 is a diagram illustrating an operation when a self-excited vibration damping unit is added in FIG. In Fig. 4, it has already been explained that the resonance vibration damping unit using an auxiliary spring with a preload can suppress the vibration of the rotor up to the size of the clearance ⁇ .
  • the resonance vibration damping unit using an auxiliary spring with a preload can suppress the vibration of the rotor up to the size of the clearance ⁇ .
  • the resonance vibration damping unit can suppress the vibration of the rotor to the same extent as the clearance ⁇ .
  • the abnormality detector can be omitted. Furthermore, since a part of the rotation of the rotating system does not propagate to the entire rotating system, the present embodiment can be widely used as a safety device for the rotating machine.
  • the device and method for suppressing whirling vibration of a rotating shaft system suppresses whirling vibration of a rotating shaft system such as a centrifuge, a washing machine, a dehydrator, a flat shaft, a liquid container, and a ball balancer. It can be used for a mechanism to do. Further, the present invention can be applied to suppression of whirling vibration of a rotating shaft system used for driving an engine such as an automobile, an aircraft, and a ship. Further, it can be used as a backup mechanism for a magnetic bearing.
  • the device for suppressing whirling vibration of the rotating shaft system according to the present invention can be used when one of the turbine blades is damaged during rotation or in a centrifuge using a test tube. This is effective for abnormalities during rotation, such as when rotating with rotation, or when there is an imbalance in the center of gravity or rotor of a rotating system. In other words, it is possible to easily control the running around even during rotation without detecting and stopping vibration.
  • the device for suppressing whirling vibration of the rotating shaft system can be an integrated unit, and can be a unit detachable from the rotating shaft system.
  • the rotation axis of the rotation axis system to which the present invention is applied is a force shown as a vertical axis in the embodiment. It may be designed horizontally rather than what is specified.
  • there is a high degree of freedom in selecting the spatial position to which the present invention should be applied for example, above, in the middle of, or below the rotation axis).
  • the apparatus and method of the present invention can be applied to a variety of rotating machines other than those described above, and in particular, will often be applied to units of the machine, but is not limited to such use.

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Abstract

　 回転軸及びそれに回転支持された回転体を少なくとも含む回転軸系のふれ回り振動を制振する装置を開示する。回転軸に嵌合する軸受２３の外側には、その外輪との間にクリアランスを介してリング２４が設けられている。制振機構は、リング２４の径方向外側から回転軸系のふれ回り振動を抑制するように、予圧を与えて圧縮した板ばね２５と、この板ばねの作動限界を規定するストッパ２６とを含む。

Description

明 細 書
回転軸系の振動を制振する装置及び方法
技術分野
[0001] 本発明は、回転軸系その振動を制振する装置及び方法に関する。
背景技術
[0002] 回転機械においては、回転軸系の不釣り合いに起因して主危険速度付近で大きな 振動が発生する。この振動を抑制するには、先ず、回転軸系を平衡させて、振動の 原因である不釣り合 、を消去する。
[0003] し力しながら、回転軸系の釣り合いをとつた後でも共振が起きる場合には、何らかの 制振法が必要となる。回転軸系の制振法として、これまで以下のようなものが提案さ れている。
[0004] 最も簡単な方法として用いられて 、るのは、軸受部を弾性体で弾性支持して減衰 を与える方法である。この方法では、その弾性体として、例えば Tallian,T.E.， and Gustafsson.O.G., ASLE Trans., Vol.8,3(1965), 195に示されたように防振ゴムを用い る力、或いは伊藤 制儀「機械設計」 6,12(1962),30に示されたように板ばねを用いて いる。
[0005] Kirk.R.G., and Gunter.E.J.J. Engineering for Industry, 2(1972),221及び Ota,H.， and Kanbe.Y.J. Applied Mechanics, Vol.98, 1(1976), 144は、弾性支持した系に動吸 振器理論を適用した場合の制振効果を教示して！/ヽる。
[0006] 岩田、野波、機論、 49-446,10(1983),1897は、動吸振器理論により定まる最適パラメ 一タの値を能動制御により実現して 、る。
[0007] 一方、航空機用ガスタービンエンジンでは、振動を抑えるため、スクイズフィルムダ ンパ軸受が広く用いられている。これは例えば、 Morton,P.G.， Proc. Instn. Mech. Eng., 180(1965), 295及び Ehrich,F.， and Childs, D.， Mech. Eng. 5(1984), 66に説明 されている。
[0008] 最近では、磁気軸受で支持した回転軸系において、様々な制御理論を用いて能動 的に制振する方法が研究されている。これは例えば特開 2003— 166535号公報に 説明されている。
[0009] 特に、遠心分離機おける制振法では、以下のような制振技術例が開発されて実施 されている。
[0010] (1)分離胴を振り子状に回転自在にして、回転軸に油圧ダンバとゴムダンバとを組み 合わせた緩衝装置を用いる例（特開平 07-088401号公報）
(2)回転軸を中心とした円筒内に複数のボールを内蔵し、そのボールの移動によって 自動的に釣り合いを調整するボールバランサを用いる例（特開平 10-180147号公 報)。
[0011] (3)ロータが接続された駆動軸が振動検知器に接触した場合に、モータの回転を停 止させる手段を設けた例 (特開 2003— 144977号公報）
更に、洗濯機における制振法では、以下のような制振方法が開発されて実施され ている。
[0012] (1)洗濯槽を支持したサスペンションの減衰力を洗濯槽の振動を検知する振動セン サの出力により可変にする減衰力可変手段を備えた構造の制振方法 (特開平 05— 1 31075号公報)。
[0013] (2)洗濯槽を吊り棒、上部摺動要素と摺動筒からなる防振装置にて吊り下げる構造 で、摺動筒内周面にはチキソトロピー特性を有する粘弾性体を塗布した構造の制振 方法 (特開平 11—207082号公報)。
[0014] し力しながら、上述した従来の制振装置及び方法には、次のような不都合がある。
[0015] (1)防振ゴムは弾性定数の経年変化、気温による変化が著しぐパラメータの値を精 度よく調整して維持することが困難である。
[0016] (2)軸受部を弾性支持構造にすることは、制振対象の回転機械の構造を変更する必 要があるので、その構造を複雑化し、また回転機械の安全性を低下させる虞がある。
[0017] (3)動吸振器理論に基づいて最適値を求めても、特に減衰係数などの値をその最適 値に調整することは困難である。
[0018] (4)スクイズフィルムダンパ軸受を用いる方法や、様々な制御理論を適用する方法は、 複雑で大型な装置を必要とするので、一般の回転機械に利用するにはコストが嵩む [0019] (5)従来の制振方法の多くは定常振動の制振を意図して制振効果を期待しているの で、非定常振動に対する効果は未知である。
[0020] 従って、パラメータの微調整が不要であり、また、簡単な機構で回転軸系の振動を 容易に制振する装置及び方法が要請される。
発明の概要
[0021] 本明細書において、用語「回転軸系」とは、回転軸及びそれに回転支持された回 転体とを少なくとも含む系を意味する。また用語「回転機械」とは、回転軸系を包含す る機構を意味し、これは様々な分野で使用される機械、装置、及びシステム、或いは それらのユニットを含むものとする。但し、本発明の適用対象はそれらに限定されるも のではない。
[0022] 本明細書にお!、て、回転軸系のふれ回り振動を抑制するように、予圧を与えて圧 縮した弾性体とは、弾性体の復元力を非連続に生じさせるために与圧を加えた弾性 体である。このような弾性体は、本明細書においてはしばしば「補助ばね」とも称する 。この用語「補助ばね」とは、回転体系の「固有のばね」と区別するために、「補助」と 称するばねであり、上述の弾性体をモデル的に表現したものである。
[0023] 本明細書において、用語「不連続ばね」とは、復元力が連続していないばねを意味 する。
[0024] 本発明の目的は、回転軸及びそれに回転支持された回転体を少なくとも含む回転 軸系のふれ回り振動を制振する装置及び方法を与えることである。
[0025] 本発明の 1つの局面による上述のような制振装置は、径方向が回転軸と実質的に 直交するように回転軸を囲み、回転軸系のふれ回り振動が伝達する力 回転はしな いように設けられた少なくとも 1つの非回転包囲体と、ふれ回り振動を抑制する振動 抑制手段とを備える。その振動抑制手段は、非回転包囲体の外周面との間に所定の 範囲のクリアランスをもって延在し、回転軸系のふれ回り振動を抑制するように、予圧 を与えて圧縮した少なくとも 1つの弾性体と、この弾性体の作動限界を規定する規制 手段とを含む。
[0026] クリアランスの所定の範囲は、弾性体によって設定してもよぐ又は弾性体と規制手 段との組み合わせにより設定してもよ 、。 [0027] 本発明による他の局面による制振装置は、径方向が回転軸と実質的に直交するよ うに回転軸を囲み、回転軸系のふれ回り振動が伝達するが、回転はしないように設け られた第 1の非回転包囲体と、この第 1の非回転包囲体の外側に所定の範囲のクリア ランスをもって設けられた第 2の非回転包囲体と、ふれ回り振動を抑制する振動抑制 手段とを備える。この振動抑制手段は、第 2の非回転包囲体の径方向外側力 回転 軸系のふれ回り振動を抑制するように、予圧を与えて圧縮した弾性体と、この弾性体 の作動限界を規定する規制手段とを含む。
[0028] 本発明において、非回転包囲体は、回転軸を弾性体又は第 2非回転リングに直接 に接触させない機能を有していれば、その形状や構成は問わない。例えば、幾つか の実施形態では、軸受を用いることがあるが、本発明の軸受は、荷重を支えるという 軸受の通常の機能を果たすために使用されるものではない。
[0029] 非回転包囲体は、同軸な第 1非回転リング及び第 2非回転リングとしてもよい。この 場合、所定の範囲のクリアランスは、第 2非回転リングの外周面と弾性体との間に形 成される。例えば、第 1非回転リングとして回転軸を軸支する既製の軸受を用いた場 合、第 2非回転リングを設けることにより、所望の大きさのクリアランスを設定することが 容易になる。
[0030] 弾性体の作動限界を規定する規制手段は、機械式でも電気式でもよ!、。また、規 制手段は弾性体に与圧を維持する役目をする。与圧を維持することにより、弾性体 に不連続ばね特性を付与することができる。
[0031] 弾性体と規制手段とを含む振動抑制手段は、複数個を設けてもよ！ヽ。この場合、弾 性体又はクリアランスの大きさ、或いはその両者には、方向差をもたせることができる
[0032] 第 1の非回転包囲体と第 2の非回転包囲体との間のクリアランスは、予め設定され たギャップ空間であり、このクリアランスを用いることにより、ふれ回り振動を抑制する 復元力を不連続に付与できることになる。
[0033] 尚、本発明の回転軸系の制振装置及び方法は、回転軸系のふれ回り振動を抑制 するものであって、往復運動を抑制するものではな 、。
[0034] 本発明の上述及びその他の目的と利点とは、添付図面を参照する以下の更なる説 明から明らかになろう。
図面の簡単な説明
[図 1A]図 1Aは本発明を説明するための理論モデルの正面図である。
[図 1B]図 1Bは図 1Aの理論モデルの平面図である。
[図 2]図 2は不連続ばねの復元力特性を示すグラフである。
[図 3]図 3は図 1Aの理論モデルにおいて、補助ばねに予圧がない場合の主危険速 度付近で発生する振動を数値計算した結果を示すグラフである。
[図 4]図 4は、補助ばねに予圧のある場合の調和振動成分の共振曲線を示すグラフ である。
[図 5]図 5は、補助ばねに予圧のある場合の数値シミュレーション結果を示すグラフで める。
[図 6]図 6は、図 5と同様なシミュレーション結果を減衰係数 c2を変化させて示すグラフ である。
[図 7]図 7は、補助ばねに剛性の方向差を与えた場合の数値シミュレーション結果を 示すグラフである。
[図 8]図 8は、非定常振動の数値計算結果を示すグラフである。
[図 9A]図 9Aは本発明の一実施形態に使用する実験装置を模式的に示す図である
[図 9B]図 9Bは図 9Aの装置の制振機構を示し、その制振機構部を部分的に破断し て示す模式的な平面図である。
[図 10]図 10は図 9Aの装置を用い、補助ばねがない場合の共振曲線を示すグラフで める。
[図 11]図 11は図 9Aの装置を用い、予圧を与えた補助ばねを設置した場合の共振曲 線を示すグラフである。
[図 12]図 12は図 9Aの装置を用い、補助ばねの板ばねの枚数を変更した場合の共 振曲線を示すグラフである。
[図 13]図 13は予圧を与えた補助ばねに図 9Bの装置とは異なる方向差をもたせた制 振機構を示す基本的な概念図である。 [図 14A]図 14Aは図 13の制振機構からリングを外し、予圧をかけない場合の概念図 である
[図 14B]図 14Bは図 13の制振機構からリングを外し、予圧をかけた場合の概念図で める。
[図 15]図 15は図 13の制振機構のばね数を変化させた場合の概念図である。
[図 16]図 16は図 13の制振機構のばね数を変化させた別の場合の概念図である。
[図 17]図 17は軸心を移動し、クリアランスを変化させた場合の数値シミュレーション結 果を示すグラフである。
[図 18]図 18は従来の洗濯機を模式的に示す図である。
[図 19A]図 19Aは本発明の制振装置を適用した洗濯機の実施形態を模式的に示す 図である。
[図 19B]図 19Bは図 19Aの洗濯機の制振機構を示し、その制振機構部を部分的に 破断して示す模式的な平面図である。
[図 19C]図 19Cは図 19Aの洗濯機の制振機構を示し、その制振機構の詳細を示す 模式的な正面図である。
[図 19D]図 19Dは図 19Aとは異なる位置に制振機構を設けた実施形態を模式的に 示す図である。
[図 19E]図 19Eは図 19Dの洗濯機の制振機構を示し、その制振機構部を部分的に 破断して示す模式的な平面図である。
[図 20A]図 20Aは本発明の制振装置を適用した洗濯機の実施形態を模式的に示す 図である。
[図 20B]図 20Bは図 20Aの洗濯機の制振機構を示し、その制振機構部を部分的に 破断して示す模式的な平面図である。
[図 21A]図 21Aは本発明の制振装置を適用した洗濯機の実施形態を模式的に示す 図である。
[図 21B]図 21Bは図 21Aの洗濯機の制振機構を示し、その制振機構部を部分的に 破断して示す模式的な平面図である。
[図 22]図 22は図 21Aの洗濯機を部分的に破断して示す模式的な側面図である。 [図 23A]図 23Aは本発明の制振装置を適用した洗濯機の実施形態を模式的に示す 図である。
[図 23B]図 23Bは図 23Aの洗濯機の制振機構を示し、その制振機構部を部分的に 破断して示す模式的な平面図である。
[図 24]図 24は本発明の制振装置を適用した遠心焼結装置の実施形態を一部破断し て模式的に示す図である。
[図 25]図 25は本発明の制振装置を適用した遠心分離機の実施形態を一部破断して 模式的に示す図である。
[図 26]図 26は図 25の I I矢視図である。
[図 27]図 27は本発明を適用前の自励振動の振動曲線を示すグラフである。
[図 28]図 28は本発明を適用後の自励振動の振動曲線を示すグラフである。
[図 29]図 29は本発明の制振装置を適用した遠心分離機の実施形態を一部破断して 模式的に示す図である。
[図 30]図 30は図 29の部分拡大図である。
[図 31A]図 31Aは本発明による制振機構の他の実施形態の模式的な縦断面図であ る。
[図 31B]図 31Bは図 31Aの V— V矢視図である。
[図 32]図 32は図 31Aの制振機構における自動振動の振動曲線を示すグラフである 好適実施形態の詳細な説明
[0036] 本発明の回転軸系の制振装置及び方法の原理、実験、応用について、添付図面 を参照する実施形態と共に説明する。
[0037] 第 1実施形態
図 1A及び図 1Bは、本発明の回転軸系の制振装置の理論モデルの平面図及び上 面図を示す。この理論モデルを用いる本発明の原理的な第 1の実施形態について 説明する。
[0038] 図 1A及び図 1Bにおいて、回転軸 Rに回転支持されて回転速度 ωで回転する回転 体 1はジエフコットロータである。回転軸 Rとジェットコフロータ 1とで回転軸系を構成し ている。円筒型の非回転ケーシング (包囲体） 2はジェットコフロータ 1を囲み、回転軸 系のふれ回り振動が伝達する力 回転はしないように設けられている。この非回転ケ 一シング 2の外周力 クリアランス又はクリアランス δだけ離間させて環状部材（中間 部材) 3を設け、その外側に複数の補助ばね (弾性体) 4と、補助ダンバ 5とを設置して める。
[0039] ここで回転軸 Rは鉛直であるとし、重力の影響は考慮しない。回転軸 Rは複数の軸 受 Βにより軸支されている。
[0040] いま、最上部と最下部との軸受 Βの中心を結ぶ法線を ζ軸、この ζ軸に対して図 1A の紙面に沿って直交する軸を X軸、 X軸及び ζ軸に直交する軸を y軸とする直交座標 系 O-xyzを設定する。回転軸 Rが振れまわる平面は、 X— y平面である。ジェットコフロ ータ 1の形心を M(x, y)とする。非回転ケーシング 2は、その径方向（X軸方向）が回転 軸 Rと実質的に直交して！/、る。
[0041] 補助ばね 4は、これを圧縮させる予圧を与えておくことにより、不連続ばね特性を有 する。このばね 4は、本実施形態では非回転ケーシング 2の外周に X軸及び y軸に沿 つて 4本設けられている。補助ばね 4は、自然長から δだけ縮んだ状態で環状部材 3 に接している。補助ばね 4はストツバ 6 (規制手段）により作動限界が規制されており、 更に収縮することはできる力 伸張はできないようにしてある。例えば、 Xの正の方向（ 図 1A及び図 1Bの右側）にジェットコフロータ 1が移動すると、 χ = δで非回転ケーシ ング 2が環状部材 3に接触し、これを押す。この環状部材 3を押す力が補助ばね 4の 与圧の大きさ k2 δを越すと、環状部材 3が移動して、右側の補助ばね 4は縮み、一方 、左側の補助ばね 4は長さが不変で環状部材 3から離れる。
[0042] 補助ばね 4の復元力特性を図 2に示す。与圧のため、ばね特性はこのように不連続 になる。
[0043] 本実施形態の理論モデルでは、ジェットコフロータの変位 r{ = (x2+y2) }に依存 して、系の特性が、 r> δの状態と、 0<r< δの状態とに切り替わる。即ち、 δ r=を 境として、柔らかいばね系（r> δの状態）と硬いばね系（0<rく δの状態）とに切り 替わる。
[0044] 尚、例えば、ジェットコフロータ 1が一定半径 rで振れまわり運動をしているときには、 図 2のばね特性の一点のみを利用することになる。これは往復振動系と異なる性質で あり、本明細書で提案している制振法力 回転軸系でのみ有効であることを意味して いる。
[0045] いま、補助ばね 4のばね定数を k 、k とし、同様に補助ダンバ 5の減衰係数を c 、
2x 2y 2x c とする。回転軸 Rが変位したとき、補助ばね 4及び補助ダンバ 5によるばね力と減
2y
衰カは次のように記述される。
[数 1]
F2x = -k2xx, F2y = -k2yy (r > δ)
D2x = -C2Xx, D2y = -C yV (r > 6)
F2x = F2y = D2x = D2y = (r < S)
( 1 )
[0046] 補助ばねに方向差がない場合には、 k =k (=k )、c = =c (=c )とおく。続いて運
2x 2y 2 2x 2y 2
動方程式を説明する。非回転ケーシング 2が環状部材 3に接触していない場合 (0く r < δ )は、ジェットコフロータ 1の運動方程式を得る。仮にジェットコフロータ 1を水平に 支持したとき生じる静橈み eを用いて無次元量を次式のように定義する。
[数 2]
X = x/ea y = y/est、 t = t k τη
α = /ki/m, e = e/es c = c/y/mk
( 2 )
[0047] 二こで mはジエフコットロータ 1と非回転ケーシング 2との質量、 eはジエフコットロータ 1の静的な不安定な釣り合い、 cを減衰係数、 kを軸のばね定数、 ωを回転速度とす
1 1
る。
[0048] その結果、ジヱフコットロータ 1の無次元の運動方程式は、
[数 3] x + cx + x = e 2 cos t V + cy + y = e 2 sin
( 3)
[0049] である。（無次元量の'は省略した)。
[0050] 一方、非回転ケーシング 2が環状部材 3に接触している場合 (r≥ δ )は、式（1)で定 義した力が加わるので、運動方程式は、
画
X + cx -h X = βω costJi + F2X + D'2x
y + cy + y = eu^ smwi + F2y + ½
( 4 )
[0051] である。
[0052] 上述の原理的実施形態について、補助ばねに与圧がない場合とある場合の数値 シミュレーションにつ 、て説明する。
[0053] 補助ばねに与圧がない場合、補助ばね 4は、実施形態 1におけるそれよりも長さが
δだけ短ぐ補助ばね 4のストッパ 6は用いていない。従って補助ばね 4は自然長の 状態で補助リング 3に接するので、予圧は与えられない。
[0054] この場合、ばね定数は不連続である力 復元力は連続となる。このとき、 F 、 F 、 D
2x 2y 及び D は次のように記述される。
2x 2y
[数 5]
F2x = k2x{r - 5)xfr F2y = k2y (r - S)y/r (r > δ)
D2x = C2Xr x/r D2y = c2yr y/r (r > S)
Fix = F2y = D2x = D2y = Q (r < δ)
( 5 )
[0055] 式 (5)を用いて数値計算をなし、主危険速度付近で発生する振動を調べた結果を 図 3に示す。図 3の共振曲線は次の特徴をもつ。 [0056] (l)r< δのときは共振点 ω = 1.0付近で共振するが、 r> δとなると、補助ばね 4も 合わせたときの共振点 ω=1. 5付近で共振する。
[0057] (2)共振曲線は全体として漸硬形となる。
[0058] (3)主危険速度付近の振動に対して補助ばね 4は制振効果がない。
[0059] 次に、予圧がある場合について説明する。これは実施形態 1の図 2で示した状態で あり、ジエフコットロータ 1のロータ復元力は不連続特性を示す。尚、補助ばね 4には 方向差がないと仮定する。
[0060] ここでロータ復元力の基礎式を誘導する。主危険遠度付近の共振現象に注目する
。 0( ε ο)の調和振動解を次式のように仮定する。
[数 6]
X― Rcos( t-\- β)
Figure imgf000013_0001
(6)
[0061] 式（1)を式 (4)に代入し、振動数 ωの項について両辺の係数を 0( ε )の精度で等 置すると、振幅 Rと位相角 βに関する次式を得る。
[数 7] rjR = "ec2 cos β - Rc2G(u) - 2of3esin β
-2R 2{c + c2)
rb = 2 RG( )― 2wJe cos β― w2ec2 sin β
—Κο ιω― Rc22u
(7)
[0062] ここで、 rf=c 2+4 ω 2、 rb=R(c 2+4ω2)であり、 G(co)= 1+k— ω2である。
2 2 2
[0063] 式（1·7)で、左辺の時間微分を 0とすることにより定常解を求める。また、解の安定 性は Routh-Hurwitzの安定判別法を適用して調べる。
[0064] 図 4は調和振動成分の共振曲線を示す。この図 4を参照して共振曲線の特徴と制 振効果について説明する。本例の系は、非回転ケーシング 2が補助ばね 4と接触す る力否かによって 2つの状態に切り替わる。
[0065] 即ち、 r≤ δのときは、補助ばね 4のばね定数が小さいので、 ω =^(kZm)で共振 する（この状態にある系を「系 1」と称する）。一方、 r≥ δのときは、補助ばね 4の剛性 力 S加わるために、 co =^ { (k +k ) Zm}で共振する（この状態にある系を「系 2」と称
1 2
する)。
[0066] 図 4においては、これら系 1及び系 2の共振曲線を重ねて描いてある力 実際に存 在する共振曲線は実線で示された部分である。図 4の実線部分は、安定判別の結果 、安定であることが確認できる。図 4の破線部分は、実際には存在しない共振曲線で ある。即ち、この系は、振幅が小さい範囲では系 1の共振曲線、大きい範囲では系 2 の共振曲線を用いることになる。補助ばね 4を用いた結果、共振曲線の上部が高速 側に移動した形状を持つようになった。
[0067] 今、この状態で低速側から徐々に回転速度を上げていくと、 ABの間では、 r≤ δと なるので、共振曲線 ΑΒで与えられる振幅を持つ。回転速度が Β点を越えると、仮に 振幅が δより大きくなるならば、系 2になるので、曲線 GHに収束しょうとして振幅が減 少する。一方、仮に振幅が δより小さくなるならば、系 1になるので、曲線 BC又は曲 線 DEに収束しょうとして振幅が増大すると予想される。その結果、点 Βと点 Εを結ぶ 線の付近に漂うものと考えられる。そして回転速度が Ε点を越えると、安定な共振曲 線 EFをたどって振幅が変化すると予想される（これを「振幅変化予想」と称する)。
[0068] 与圧がある場合の応答について数値シミュレーションを用いて説明する。尚、振動 を抑える目的から、補助ダンバ 5の減衰を大きくして、高速側 (系 2)の共振のピークを 小さくした。図 5は数値シミュレーションの計算結果を示す。理論解も重ねて描いてあ る。計算に用いたクリアランスは δ =0. 07とした。理論解析の結果と数値積分の結 果はよく一致している。但し、 BE間では、前段落の「振幅変化予想」の通り、ほぼ δ =0. 07の振幅の大きさで概周期運動 (振幅の変動範囲を記号.で示す)が起きてい る力 この振動が図 4の Ε点を越えても持続しており、その後、 Η点からは高速側の共 振曲線 (系 2)に移っている。その後、系 2の共振曲線がクリアランス δの値になると、 小振幅の系 1の共振曲線に跳躍した。
[0069] 実際聞題として、系 1 (原系）のパラメータは設定あるいは調整が難しぐ系 2 (付カロ 系）のばね剛性と減衰の大きさは任意に与えると仮定する。図 5の結果では、系 1の 振幅が非常に大きくほぼ 1である力 それがほぼ 0. 1程度に抑えられているので、本 手法の効果が認められるのである。しかし、概周期運動が E点を超えても持続して高 速側の共振曲線のピークに捕まるということは、制振の目的からは望ましくなぐまた「 振幅変化予想」により期待された挙動からも逸脱する。
[0070] ノ メータの影響を説明する。振動を小さく抑えるため、減衰係数 c2を更に大きくし て、高速側のピークをクリアランス δより小さくすることを考える。計算結果を図 6に示 す。しかし、この結果は、概周期運動の発生範囲が著しく広くなることを示している。 本来小振幅の調和振動に収まるべき速度で概周期運動が存在するということは、制 振の目的からは好ましくない現象である。
[0071] 補助ばねの剛性に方向差がある系を説明する。高速まで広い範囲で発生する概周 期運動から脱出するため、円軌道を崩すことを考えて、補助ばね 4に剛性の方向差 を与える。方向差として k Zk = 1. 7を与えたときの計算結果を図 7に示す。方向
2x 2y
差のため概周期運動は途中で消え、小振幅の安定解に跳躍できることがわ力る。
[0072] 非定常振動について説明する。主危険速度付近の共振点を一定角加速度で通過 する場合を調べる。この場合、次式に示す条件で式 (4)を数値計算する。
[数 8] φ = λ φ = Xt + ωο φ = -Xt2 + ω^ί +
( 8 )
[0073] ここで、 λは加速度、 φは X軸力も測った不釣り合いの方向角である。 ω
0は加速開 始の回転速度、 Φ は加速度開始ときの動不釣り合いの角位置を表す。この計算結
0
果の一例を図 8に示す。また、初期値 ω ο = 0. 5、 φ ο = 0である。
[0074] この例に対応する定常振動の共振曲線は図 5である。非定常振動の場合も、この 制振法は効果があることが分かる。
[0075] 第 2実施形態
本発明の回転軸系の制振装置の第 2実施形態について、その実験例と共に説明 する。図 9Α及び図 9Βは実験に用いた制振装置の概要を示す。全体的に符号 100 で示す本発明の回転軸系の制振装置において、弾性体のオーバーハング軸 22は、 その上端を上部軸受 20で、その下端部付近を下部軸受 23でそれぞれ支持してある 。オーバーハング軸 22の上部軸受 20と下部軸受 23との間であって、且つ下部軸受 23近傍には、円板 21を同軸に装着してある。下部軸受 23の外輪は、実施形態 1に 示した理論モデルの非回転ケーシング 2に相当する。下部軸受 23の外輪の外側に は、所定のクリアランス δを介してリング 24を同軸に設けてある。このリング 24のふれ 回り振動を抑制するように、リング 24の外側の 4点の固定位置に基端を接続された 4 組の板ばね（弾性体） 25をリング 24の外周に接触するように延出させてある。従って 、各板ばね 25とリング 24との間の乾性摩擦により、板ばね 25に減衰が与えられる。 4 組の板ばね 25は所定の与圧を与えて圧縮してある。 4組の板ばね 25の各々の遠端 には、その作動範囲を規制するストツバ 26を設けて、その与圧を維持するようにして める。
[0076] この実験例におけるオーバーハング軸 22は、長さ l= 700mm、直径 d= 12mm、 円板 21は、直径 260mm、厚さ 10mmである。オーバーハング軸 22は円板 21より下 方に約 60mmだけ延伸しており、そこに、下部軸受 23として玉軸受 ( # 6205)を嵌合 させてある。下部軸受 23の外輪とリング 24との間のクリアランスは δ = 2mmである。
[0077] 上述のような制振装置 100を用いて、条件を変えて実験をなした結果について説 明する。
[0078] 比較のために、この制振装置 100において板ばね 25 (及びストッパ 26)を外した場 合の共振曲線を図 10に示す。この図 10から、主危険速度付近で大きな共振現象が 発生していることが解る。安全性の観点から、振幅の大きさ 7mmで実験を中止した。
[0079] 本発明の板ばね 25 (及びストッパ 26)を有する制振装置 100については、板ばね 2 5に方向差がな 、場合とある場合とにつ 、て実験をなした。
[0080] 先ず板ばね 25に方向差がない場合に得られた共振曲線を図 11に示す。図 10に おいて 8mm以上あった主危険速度付近の振動が約 2mm程度にまで小さく抑えられ ていることが解る。また、振幅は主危険速度付近から高速側に向力ぃ、クリアランス δ 程度の大きさの概周期運動が広 、領域で発生して 、る。この実験結果は上述の理 論解析の図 6と定性的によく一致している。尚、安全性の観点から、実験に用いる ω の上限は ω 800rpm付近とした。
[0081] 次に、 X方向及び y方向の板ばね 25の枚数を変えて、板ばね 25に方向差を与えた 場合に得られた共振曲線を図 12に示す。共振点を超えた付近で概周期運動は消え 、高速側の小振幅の安定な共振曲線 (調和振動の定常解)に跳躍し、概周期運動の 発生範囲が大幅に狭くなつている。また、振幅も 2mm程度に小さくなつており、制振 効果が確認できる。この実験結果は上述の理論解析の図 7とよく一致している。従つ て、パラメータの細かい調整が不要であり、また、クリアランスを変えることにより、ふれ 回り振動の振幅の大きさも任意の希望する値に制限できた。
[0082] また、本実施形態においては、補助ばねとして板ばね 25を採用し、板ばねの枚数 を X方向と y方向とで変えて補助ばねに方向差を作り実験をおこなったが、他の手法 によっても方向差を与えることができる。但し、板ばねは半径方向のスペースが少なく てすみ、また、板ばねを重ねることで摩擦が作られ、大きなダッシュポットを必要としな いなど優れた効果がある。
[0083] 本発明においては、弾性体 (上述の実施形態では板ばね)又はクリアランスの大き さ、或いはその両者に、方向差をもたせることができる。方向差をもたせることにより、 概周期運動（ふれ回り）を早く収束させるように制御する際に、円軌道での振動を早く 抑制できる。ここで、方向差をもたせることは、ふれ回り軌道のプロファイルを崩すとい うことであるから、例えば、弾性体又はクリアランス、或いはその両者によって実現す ることができる。弾性体に方向差を持たせるには、例えば、（1)複数の弾性体の強さ を異ならせる、（2)弾性体の延在する方向（例えば直交する二方向）によって、配置さ れた弾性体の数を異ならせる、及び (3)非回転包囲体の外周からの距離 (クリアラン スの大きさ）を異ならせるように複数の弾性体を配置することにより実現が可能である
[0084] クリアランスに方向差を与えるには、例えば、クリアランスの内周と外周とのプロファ ィルが同心円にならないように形成する。例えば、第 1非回転リングとして、外輪が円 形断面の軸受を用い、この軸受が第 2非回転リングに対して偏心するならば、タリァラ ンスの円形をなす内周プロファイル (即ち軸受の外輪の外周）とクリアランスの外周プ 口ファイル (即ち第 2非回転リングの内周）とが非同心円をなすので、クリアランスに方 向差ができる。また、クリアランスの外周プロファイルを円として、内周プロファイルを 楕円形状とすることでも方向差をもたせることができる。方向差をもたせる手法はこれ らの例に限定されない。
[0085] 第 2実施形態の変形例として、それとは異なる方法で補助ばねに方向差を与えた 例について説明する。基本的概念図を図 13、図 14A及び図 14B、図 15、及び図 16 に平面図で示す。
[0086] 図 13の配置構成は補助ばねに予圧がある例を示す。図において、回転軸 30の外 周を軸受 31で支持し、この軸受 31の外輪の外側にクリアランス δ = lmmを介してリ ング 32を同軸に配置してある。リング 32のふれ回り振動を抑制するように、リング 32 の外側の 1点の固定位置に基端を固定された 1組の板ばね 33を、リング 32の外周に 接触するように X方向（図示では水平方向）に沿って延出させてある。板ばね 33には 与圧を与えてある。板ばね 33の遠端には、その作動範囲を規制する 1個のストツバ 2 6を設け、与圧を維持するようにしてある。
[0087] 図 14aの配置構成においては、図 13の例からリング 32を外し、更に板ばね 33のス トツパ 34も外すことにより、板ばね 33が予圧をもたない例である。軸受 31の外輪の外 側とリング 32との間のクリアランス δ = lmmが、板ばね 32上の点 Aにおいて発生す る。
[0088] 図 14Bの配置構成は、図 14Aの例の板ばね 33の遠端にストッパ 34を設け、板ば ね 33に予圧を与えた状態を示す。
[0089] 図 15及び図 16は、図 13の X方向の板ばね 33に加えて、同様な板ばね 33を y方向
(図示では垂直方向）にも追加して予圧を与え、且つ板ばね 33の枚数も変化させて 方向差を与えた例である。
[0090] 図 15の例では、板ばね 33を X方向に 2枚、 y方向に 4枚重ねてあり、 x方向と y方向 とで板ばね 33の方向差を持たせてある。
[0091] 図 16は板ばね 33を X方向に 3枚、 y方向にも 3枚重ねてある。従って、板ばね 33に は X方向と y方向との方向差はないが、軸 30の軸心が移動すると、軸 30の外周に設 けられた軸受 31の外輪がリング 32の内面に接触する。このように回転軸 30の軸心が 移動し、軸受 31の外輪とリング 32とのクリアランスが異なる場合においても、図 17に 示すように、実験結果は図 7に示す理論解析に近似する。
[0092] 第 3実施形態 本発明を洗濯機に応用した実施形態について、従来例と比較して説明する。
[0093] 図 18に模式的に示す従来の洗濯機においては、洗濯槽 40が回転運動を伝える回 転軸 41及び減速機等（図示しない）を介してモータ 42に連結されて ヽる。洗濯槽 40 の外側には洗濯槽 40からの排水を受ける外槽 43があり、洗濯槽 40は外槽 43の内 部で回転運動を行う。また、防振のため、外槽 43はその側面下部とキャビネット 44側 面上部とをワイヤ 45で連結することにより、キャビネット 44に懸架されている。
[0094] 図 19A、図 19B、図 19C、図 19D及び図 19Eは、本発明を洗濯機に応用した実施 形態を示す。図 19A、図 19B及び図 19Cにおいて、図 18の従来例と同様に洗濯槽 40が回転運動を伝える回転軸 41及び減速機等（図示せず)を介してモータ 42に連 結されている。本実施形態においては、モータ 42のケース下部に取り付けられ、下 方に更に延伸した軸 46が設けられて!/、る。この軸 46はモータ 42のケースに取り付け られているため、回転しない。この軸 46の外側にはクリアランス δだけ離間させてリン グ 47を同軸に配置してある。リング 47の外側には、補助ばね（弾性体) 48と、補助ダ ンパ (減衰体) 49とを設置する。補助ばね 48にはストツバ (規制手段） 50が設けられ ている。
[0095] 図 19D及び図 19Eは、制振機構を図 19Aとは異なる位置である外槽 43の外側に 配置した実施形態を示す。図 19D及び図 19Eにおいて、洗濯機の外槽 43の外側に クリアランス δだけ離間させてリング 51を同軸に配置してある。リング 51の外側には、 補助ばね (弾性体) 48と、補助ダンバ (減衰体) 49の働きを兼ねる複数の板ばね 52 が設置されている。板ばね 52にはストッパ（規制手段） 53が設けられている。また、リ ング 51はワイヤ 54にてキャビネット 44の上部より懸架されている。
[0096] なお、本実施形態では板ばね 52がリング 51の外周 8力所に均等配置されているが 、これは適宜複数箇所に配置すればよい。
[0097] 外槽 43、キャビネット 44及びワイヤ 45の構成は図 18に示す従来例と同様である。
[0098] 本実施形態によれば、簡単な構造で、洗濯機の洗濯槽の停止時におけるふれ回り 振動を抑制することができる。尚、モータ 42の回転軸 41の廻りの構造を小型化する ために、大きなダッシュポットを設けることなぐ複数の板ばねにより、弾性体と減衰体 を兼ねることができる。 [0099] 第 4実施形態
次に、本発明を洗濯機に応用した別の実施形態を説明する。図 20Aにおいて、洗 濯機は洗濯槽 60が回転運動を伝える回転軸 61及び減速機等を介してモータ 62に 連結されている。洗濯槽 60の外側には洗濯槽 60からの排水を受ける外槽 63があり 、洗濯槽 60は外槽 63の内部で回転運動を行う。また、防振のため外槽 63はキヤビ ネット 64側面上部力も外槽 63側面下部に連結されたワイヤ 65にて吊されている。
[0100] 図 20A及び図 20Bにおいて、洗濯槽 60が回転運動を伝える回転軸 61及び減速 機等を介してモータ 62に連結されている。その回転軸 61の途中に軸受 66がはめら れている。この軸受 66の外輪が、第 1実施形態に示した理論モデルの非回転ケーシ ング 2に相当する。この外輪の外側にリング 67を設ける。軸受 66の外輪からタリァラ ンス δだけ離れてリング 67を設け、リング 67の外側には、補助ばね（弾性体) 68と、 補助ダンバ (減衰体) 69を設置する。補助ばね 68にはストツバ (規制手段） 70が設け られている。なお、洗濯槽 60、回転軸 61、モータ 62、外槽 63、軸受 66、リング 67、 補助ばね 68、補助ダンバ 69及びストッノ 70は、キャビネット 64底面から上方に向力 つて設置されて 、る複数の保持ばね 71にて支持されて 、る。
[0101] 本実施形態によれば、簡単な構造で、洗濯機の洗濯槽の停止時におけるふれ回り 振動を抑制することができる。
[0102] なお、モータ 62に連結されている回転軸 61の廻りをコンパクトにするため、大きな ダッシュポットを設けず、複数の板ばねにより、弾性体と減衰体を兼ねることができる。
[0103] 第 5実施形態
次に、本発明を洗濯機に応用した別の実施形態を説明する。図 21A及び図 22〖こ おいて、洗濯機は外槽 80内で設置面と水平方向を軸として回転する洗濯槽 81が回 転運動を伝える回転軸 82及び減速機等を介してモータ 83に連結されている。外槽 8 0は洗濯槽 81からの排水を受ける。また、防振のため外槽 80はキャビネット 84上内 面力も外槽 80上面に連結された複数のばね 85にて吊され、さらに、外槽 80はキヤビ ネット 84の下内面から複数のダンバ 86にて支持されている。
[0104] 図 21A及び図 21Bにおいて、洗濯槽 81が回転運動を伝える回転軸 82及び減速 機等を介してモータ 83に連結されている。その回転軸 82の途中に軸受 87がはめら れている。この軸受 87の外輪が、第 1実施形態に示した理論モデルの非回転ケーシ ング 2に相当する。この外輪の外側にリング 88を設ける。軸受 87の外輪からタリァラ ンス δだけ離れてリング 88を設け、リング 88の外側には、補助ばね（弾性体) 89と、 補助ダンバ (減衰体) 90を設置する。補助ばね 89にはストツバ (規制手段） 91が設け られている。なお、補助ばね 89、補助ダンバ 90及びストッパ 91は、キャビネット 84— 側面力も側方に向力つて設置されている支持体 92にて支持されている。
[0105] 本実施形態によれば、簡単な構造で、洗濯機の洗濯槽の停止時におけるふれ回り 振動を抑制することができる。
[0106] 尚、モータ 83に連結されている回転軸 82の廻りをコンパクトにするため、大きなダッ シュポットを設けず、複数の板ばねにより、弾性体と減衰体を兼ねることができる。
[0107] 第 6実施形態
次に、本発明を洗濯機に応用した別の実施形態を説明する。図 23Αにおいて、洗 濯機は外槽 100内で設置面に対し傾斜した軸を中心として回転する洗濯槽 101が 回転運動を伝える回転軸 102及び減速機等を介してモータ 103に連結されている。 外槽 100は洗濯槽 101からの排水を受ける。また、防振のため外槽 100はキャビネッ ト 104上内面から外槽 100上面に連結された複数のばね 105にて吊され、更に、外 槽 100はキャビネット 104の下内面から複数のダンバ 106にて支持されている。
[0108] 図 23Α及び図 23Βにおいて、洗濯槽 101が回転運動を伝える回転軸 102及び減 速機等を介してモータ 103に連結されている。その回転軸 102の途中に軸受 107が 嵌合されている。この軸受 107の外輪が、第 1実施形態に示した理論モデルの非回 転ケーシング 2に相当する。この外輪の外側にリング 108を設ける。軸受 107の外輪 力もクリアランス δだけ離れてリング 108を設け、リング 108の外側には、補助ばね（ 弾性体） 109と、補助ダンバ (減衰体） 110を設置する。補助ばね 109にはストツバ（ 規制手段） 111が設けられている。なお、補助ばね 109、補助ダンバ 110及びストツ パ 111は、キャビネット 104の一側面力 側方に向かって設置されて 、る支持体 112 にて支持されている。
[0109] 本実施形態によれば、簡単な構造で、洗濯機の洗濯槽の停止時におけるふれ回り 振動を抑制することができる。 [0110] 尚、モータ 103に連結されている回転軸 102の廻りをコンパクトにするため、大きな ダッシュポットを設けず、複数の板ばねにより、弾性体と減衰体を兼ねることができる。
[0111] 第 7実施形態
次に、本発明を遠心焼結装置に応用した実施形態について説明する。遠心焼結 装置とは、高速回転するワークに焼結をなすべき試料を載置し、この試料表面に遠 心力が付与できるようにして、加熱により緻密な膜及び焼結体を得る装置である。そ の遠心力により生ずる力は、好ましくは 10— 700, OOOGの範囲であり、更に好ましく は 1, 000— 10, OOOGの範囲である。
[0112] 例えば高速回転する円盤の半径を 8cmとし、その円盤の円周付近に試料を置いた 場合、試料表面に働く遠心力は、回転数 500rpmでは 22G、 1, OOOrpmでは 89G、 1, 500rpmでは 201G、 2, OOOrpmでは 357G、 3, OOOrpmでは 804G、 5, OOOrp mでは 2, 236G、 10, OOOrpmでは 8, 944G、 20, OOOrpmでは 35, 776G、及び 5 0, OOOrpmでは 223, 600Gである。これらの力は、通常のホットプレス焼結に加わる 力に比べて大きぐセラミックス前駆体膜、及びセラミックス又は金属粉体からなる成 形体の緻密化に有効であることが理論的にも解明されている。この結果、遠心力は、 粒子の最密充填化の促進、更には物質内の拡散を活発化させることによる焼結にお ける塑性変形、粘性流動、液相が存在する場合の溶解-析出等の緻密化機構に寄 与する。このためセラミックス又は金属の緻密化の促進や低温焼結化を可能とする。 加熱温度については特に限定されないが、好ましくは 300— 1, 800°Cの範囲であり 、更に好ましくは 500— 1, 500°Cの範囲である。その理由は、 500°C以下では物質 拡散が起こりにくぐ 1, 500°C以上では物質の拡散速度は急激に増加するので遠心 力の効果が発揮されにくいためである。
[0113] 図 24は上述のような遠心焼結装置に本発明の制振装置を応用した一例を示す。
本実施形態の焼結装置において、その上部蓋 120の下面から下方へ延出して取り 付けられた棒状体 120aの端面には制振軸受 121が設けられて 、る。この制振軸受 1 21から下方へ向力つて、焼結対象物 122を取り付けるロータ 123、下部軸受 124、 及びモータ 126のロッド先端に連結された回転継手 125が順次に共軸に配置されて いる。本実施形態における回転軸をなす回転シャフト 127は、制振軸受 121、下部 軸受 124、及び回転継手 125に装架されて、ロータ 123の中心を回転支持している 。ロータ 123は加熱容器により密封されている。加熱容器 128の外周面近傍には、焼 結対象物 122を加熱するための加熱ヒーター 129、及びその外周の断熱体 130と力 S 設けられている。
[0114] 本実施形態において、回転シャフト 127は、軸径が 3 φ、軸長さが 75mm、軸材質 はピアノ線（SWP— B)である。ロータ 123は窒化ケィ素セラミックス製であり、ロータ外 径が 180 φである。これらの材料及び寸法は単なる例示であり、本発明はそれに限 定されるものではない。
[0115] ロータ 123の重量が 1. 4kgの場合、共振回転数は 570rpmであった。また、制振 軸受をロータ上部に採用することにより、共振回転数 570rpmのときでさえも、ふれ回 り振動が発生せず、円滑な起動が可能となった。これは例えば、回転数を次第に上 げたり、下げたりするような非定常状態で振動する場合に有効である。
[0116] 第 8実施形態
図 25及び図 26は本発明を遠心分離機に応用した実施形態を示す。概略的に示 す遠心分離機は、ベース部 Aと、その上部に固設されたチャンバ部 140とを含む。
[0117] チャンバ部 140の内部には、分離処理すべき試料を納めるロータ 141と、ロータ 14 1の回転に伴い発生する振動を抑制するように、チャンバ部 140内の下方に設置さ れた制振機構 Sとが配置されている。チャンバ部 140の上方の開口は、稼働時には 上部蓋 142により密閉される。ロータ 141の下面中心には回転軸の一端が連結され 、この回転軸 143の他端はベース部 Aの下部に設置されたモータ 144に連結されて おり、モータ 144の駆動によりロータ 141が回転駆動される。回転軸 143はベース部 A内で上下の支持軸受 145a, 145bに装架されている。また、これら支持軸受 145a , 145bの位置決めをなすためのカラー 146a, 146b, 146c, 147a,及び 147b力 支持軸受 145a, 145bの内輪及び外輪に接触して設けられている。
[0118] 制振機構 Sは、回転軸 143を支持する軸受 148と、この軸受 148の外輪 (第 1非回 転リング)の外側にクリアランスを介して共軸に設けられたリング 149 (第 2非回転リン グ）とを含む。制振機構 Sは、更に、リング 149の外側の 4点の固定位置に一端を固 定されて延出した 4組の板ばねアセンブリ 150と、その各々の自由端側に配置されて 板ばねアセンブリ 150の作動範囲を規制する 4個のストツバ 151とを含む。各板ばね アセンブリ 150は、一枚の板ばね又は積層した複数の板ばね力もなり、リング 149の ふれ回り振動が生じた場合に、この振動を外側力 抑制するように予圧が与えられて V、る。板ばねアセンブリ 150とストッパ 151との組み合わせ体は振動抑制手段を構成 している。このような制振機構 Sの平面図は、図 26に示すように、図 9Bを参照して説 明した構成と同様である。
[0119] 4組の板ばねアセンブリ 150は、その弾性係数とクリアランスの方向の大きさとの何 れか一方又は両方にぉ 、て方向差を与えてある。
[0120] 軸受 148、リング 149、板ばね 150の取り付け部（固定位置）、及びストッパ 151は、 チャンバ部 140の底面上の基盤 152板上に装着されている。また基盤 152には、こ れをチャンバ部 140の底面に取り付けるための取付孔 153が設けられている。
[0121] このように構成された本発明による遠心分離機の回転軸系の制振機構において、 軸受 148の外輪 (第 1非回転リング)がクリアランスの所定の範囲を超えたときは、振 動抑制手段 (即ち板ばねアセンブリ 150及びストツバ 151)力も所定の大きさ以上の 復元力が回転軸 143に付与される。一方、第 1非回転リングがクリアランスの所定の 範囲を超えないときは、振動抑制手段からの復元力は回転軸 143に全く付与されな い。従って、非常に狭い振動範囲に振動を抑制できる。
[0122] 本実施形態において、板ばねアセンブリ 150として積層板ばねを用いた場合には、 不連続ばねによる自励振動が発生しても、クリアランスの小振幅で自励振動の成長 が停止するという付加的な効果もある。その機構を概略的に述べれば、積層板ばね の減衰が非常に大き 、ので，結果として自励振動が抑制されると 、うことである。
[0123] 図 27は本発明を適用しない場合の自励振動の振動曲線を示し、図 28は本発明を 適用した場合の自励振動の振動曲線を示す。図 27から明らかなように、自励振動が 発生する速度に到達すると、瞬間的に振幅が無限大に大きくなる。対照的に、本発 明を適用した場合は、図 28から明らかなように、自励振動が発生する速度に達しても 、振幅の増加が抑制され、自励振動が抑制される。特に、積層パネを使用すると、ば ね間の相互の摩擦によりエネルギーを吸収できるので、制振機構 Sが小型で単純に なる。 [0124] 本実施形態によれば、 (1)共振振幅を任意の大きさ (クリアランスの所定の大きさの 範囲内）に抑制でき、 (2)自励振動も同様にクリアランスの所定の大きさの範囲内に 抑えることができる。
[0125] 図 25乃至図 28を参照して説明した第 7実施形態では、制振機構を遠心分離機の チャンバ部 140の下方に設けた力 これに代えて、図 29及び図 30を参照して以下に 説明するように、制振機構を遠心分離機のチャンバ部 140の下方に設けてもよい。
[0126] 第 9実施形態
図 29及び図 30は本発明を遠心分離機に応用した他の実施形態を示す。図にお いて、図 25の遠心分離機の実施形態に示した構成要素と同様なものについては同 様な符号を付して示し、その説明は省略する。
[0127] チャンバ部 140の内部において、ロータ 141の上部開口には、これを密閉する蓋 1 60が嵌合されている（図 25の実施形態においては、この蓋 160はなぐロータ 141の 上部が開口している)。制振機構 S 'は、チャンバ部 140の上部蓋 142の下面に装着 されている（図 25の実施形態においては、制振機構 Sはチャンバ部 140の下部に位 置している）。ロータ 141の蓋 160の上面には、制振機構 S'に接続する軸 161が固 設されている。
[0128] 制振機構 S'は、軸 161を支持する軸受 162と、この軸受 162の外輪 (第 1非回転リ ング)の外側にクリアランスを介して設けられたリング (第 2非回転リング） 163とを含む 。制振機構 S'は、更に、リング 163の外側の 4点の固定位置に一端を固定されて延 出した 4組の板ばねアセンブリ 164と、その各々の自由端側に配置されて板ばねァセ ンブリ 164の作動範囲を規制する 4個のストッパ（図示しないが、図 25の実施形態の ストッパ 151と同様である）とを含む。各板ばねアセンブリ 164は、一枚の板ばね又は 積層した複数の板ばねからなり、リング 163のふれ回り振動が生じた場合に、この振 動を外側力も抑制するように予圧が与えられている。板ばねアセンブリ 164とストッパ との組み合わせ体は振動抑制手段を構成している。このような制振機構 S'の平面的 な配置は例えば図 9Bを参照して説明した構成と同様である。
[0129] 4組の板ばねアセンブリ 164は、その弾性係数とクリアランスの方向の大きさとの何 れか一方又は両方にぉ 、て方向差を与えてある。 [0130] 本実施形態の制振機構 S'の機能は前述の実施形態の制振機構 Sと同様である。 従って第 9施形態においても、第 8実施形態と同様に、簡単な構造で、遠心分離機 の共振振動を抑制することができる。
[0131] 第 8実施形態（図 25乃至図 28)及び第 9実施形態（図 29及び図 30)は、図示の構 成に限定されるものではない。例えば、回転軸 143とモータ 144とが直結した駆動伝 達機構を図示してあるが、両者の間にベルトを介した伝達機構においても、本発明 の回転軸系のふれ回り振動を抑制する装置及び方法を適用可能であることは勿論 である。また、遠心分離機のロータ 141は、回転軸 143の先端に設けられているが、 例えば回転軸 143の途中に設けてもよぐその取付け位置は問わない。遠心分離機 のモータ 144は、図示ではロータ 141の下方に設置されている力 例えばロータ 141 の上方に設置してもよぐその設置位置は問わない。また、モータ 144としては、例え ば電動モータ、空圧モータ、油圧モータその他を用いることができ、その種類は問わ ない。制振機構の取り付け位置としては、チャンバ部 140の底面 (第 8実施形態の制 振機構 S)、又は上部蓋 142の底面 (第 9実施形態の制振機構 S' )を示したが、必ず しもこれらに限定されるものではなぐ他の取り付け位置、例えばベース部 A上又は ベース部 A内部に取り付けてもよい。所望により、複数の制振機構を設けてもよい。 遠心分離機のロータ 141は、例えば液体中の浮遊不純物を除去、回収する形式、脱 水等の直接処理物を回転容器内に投入する形式、試料を収めた試料容器を回転容 器に挿入して試料の分離をなす形式など、その形態は問わな ヽ。
[0132] 第 10実施形態
図 31A及び図 31Bは、本発明による制振機構の他の実施形態を示す。この実施形 態は第 2非回転リングを使用しない例を示す。
[0133] 本実施形態の制振機構 Tにおいては、回転軸 170の外側にクリアランスを介して設 けられた軸受 171と、この軸受 171を内包して回転軸 170と同軸に配置されたリング 172 (第 1非回転リング）とを含む。制振機構 Tは、更に、リング 172の外側の 4つのフ レーム 173の固定位置に一端を固定されて延出した 4組の板ばねアセンブリ 174と、 その各々の自由端側に配置されて板ばねアセンブリ 174の作動範囲を規制する 4個 のストッパ 175とを含む。板ばねアセンブリ 174は、積層した複数の板ばね力もなり、 本実施形態においては水平 (X)方向の 2組は板ばねを 3枚積層し、垂直 (y)方向の 2 組は板ばねを 2枚積層させてある。各板ばねアセンブリ 174は、リング 172のふれ回り 振動が生じた場合に、この振動を外側力も抑制するように予圧が与えられている。板 ばねアセンブリ 174とストッパ 175との組み合わせ体は振動抑制手段を構成している
[0134] 4組の板ばねアセンブリ 174は、その弾性係数とクリアランスの方向の大きさとの何 れか一方又は両方にぉ 、て方向差を与えてある。
[0135] このように構成された制振機構 Tにおいては、回転軸 170がクリアランスの所定の範 囲を超えて振れた場合には、振動抑制手段が所定の大きさ以上の復元力を回転軸 に付与し、回転軸 170の振れがクリアランスの所定の範囲を超えないときは、振動抑 制手段からの復元力は回転軸 170に全く付与されない。即ち、振動を非常に狭い振 動範囲内に抑制することができる。
[0136] 第 11実施形態
本実施形態では、回転体のエネルギを連続的に減衰させる装置（自励振動減衰ュ ニット）を、図 31の不連続ばねによる装置（共振振動減衰ユニット）と組み合わせた例 を説明する。自励振動減衰ユニットは、例えば、クリアランスを持たせずに板パネを回 転軸に接触させることにより実現できる。自励振動減衰ユニットは、回転エネルギを連 続的に減衰させる装置であれば、その構成は問わないが、板ばねを積層させること によりコンパクトな装置になる。なお、自励振動減衰ユニットと共振振動減衰ユニット の糸且み合わせの数は問わな 、。
[0137] 以下、図 32を用いて本実施形態の作用を説明する。図 32は、図 4において、自励 振動減衰ユニットを加えたときの作用を説明する図である。図 4において、予圧を与 えた補助ばねを利用した共振振動減衰ユニットにより,クリアランス δの大きさと同程 度の大きさまでをロータの振動を抑制することができることは既に説明した。自励振動 減衰ユニットをカ卩えると、回転体のエネルギを連続的に減衰させることになり、振幅の ピークが小さくなる。エネルギの減衰が (a)より (b)が大きくなつている。更に、大きな減 衰をさせると振幅のピークがクリアランス δより小さくなる場合が生じる（c)。
[0138] 回転系が正常な運転をしていれば、この系は安定し必ずしも共振振動減衰ユニット は必要ではない。
[0139] しかし、回転途中でタービンの羽根の一つが破損した場合や、試験管をロータに挿 入して用いる遠心分離機において試験管を忘れて回転させた場合など、回転系のヮ ーク重心のアンバランスやロータのアンバランスが生じたりする場合には、大きな振幅 力 S生じる。共振振動減衰ユニットはここで有効に作動することになる。つまり、不釣り 合いに起因して主危険速度付近で大きな振動が発生することになつた場合、しかも、 即座に振動の原因である不釣り合いを取り除くことができないときには、前述した図 4 の作用により共振振動減衰ユニットによりクリアランス δの大きさと同程度の大きさま でをロータの振動を抑制することができるのである。
[0140] この結果、アンバランスを検知して停止をする必要がないため、回転を継続できるこ とになる。この結果、異常検知器も省くことも可能になる。更に、回転系の一部のアン ノ ランスが回転系全体に伝播することがないので、本実施形態は、回転機械の安全 装置として広く活用が可能になる。
[0141] 本発明における回転軸系のふれ回り振動を抑制する装置及び方法は、遠心分離 機、洗濯機、脱水機、扁平軸、液体容器、ボールバランサ等の回転軸系のふれ回り 振動を抑制する機構に利用できる。また、自動車、航空機、船舶などエンジンの駆動 に用いる回転軸系のふれ回り振動の抑制にも適用し得る。更に、磁気軸受のバック アップ機構として使用することも可能である。
[0142] 力!]えて、本発明における回転軸系のふれ回り振動を抑制する装置は、回転途中で タービン羽根の 1つが破損した場合や、試験管を用いる遠心分離機において、試験 管を忘れて回転させた場合や、回転系のワークに重心のアンバランスやロータのアン バランスがある場合など、回転途中の異常に有効である。つまり、振動を検知して停 止することなぐ回転中でもふれ周りを簡単に制御できるからである。
[0143] 更に、本発明における回転軸系のふれ回り振動を抑制する装置は、一体型のュニ ットとすることができ、且つ回転軸系に対し着脱可能なユニットとすることができる。
[0144] 当業者には、本発明は添付の請求項に規定された本発明の目的及び要旨を逸脱 することなく様々な変更や変形をなせることが明らかである。例えば、本発明を適用 すべき回転軸系の回転軸は、実施形態においては垂直軸として示した力 これに限 定されるものではなぐ水平に設計してもよい。更に、本発明を適用すべき空間的位 置の選定にも高い自由度 (例えば、回転軸の上部、途中、下部など）がある。
本発明の装置及び方法は、上述以外にも様々な回転機械に適用でき、特にその 機械のユニットに適用されることが多かろうが、そのような用途に限定されるものでは ない。

Claims

請求の範囲
[1] 回転軸及びそれに回転支持された回転体を少なくとも含む回転軸系のふれ回り振 動を制振する装置であって、
径方向が前記回転軸と実質的に直交するように前記回転軸を囲み、前記回転軸系 のふれ回り振動が伝達するが、回転はしないように設けられた少なくとも 1つの非回 転包囲体と、
ふれ回り振動を抑制する振動抑制手段とを備え、この振動抑制手段は、 前記非回転包囲体の外周面との間に所定の範囲のクリアランスをもって延在し、前 記回転軸系のふれ回り振動を抑制するように、予圧を与えて圧縮した少なくとも 1つ の弾性体と、
この弾性体の作動限界を規定する規制手段とを含む装置。
[2] 請求項 1記載の装置において、前記非回転包囲体が前記回転軸を軸支する軸受 である装置。
[3] 請求項 1又は 2記載の装置において、前記クリアランスの所定の範囲が前記弾性体 、又は前記弾性体と前記規制手段との組み合わせにより設定される装置。
[4] 回転軸及びそれに回転支持された回転体を少なくとも含む回転軸系のふれ回り振 動を制振する装置であって、
径方向が前記回転軸と実質的に直交するように前記回転軸を囲み、前記回転軸系 のふれ回り振動が伝達するが、回転はしないように設けられた第 1の非回転包囲体と この第 1の非回転包囲体の外側に所定の範囲のクリアランスをもって設けられた第 2の非回転包囲体と、
ふれ回り振動を抑制する振動抑制手段とを備え、この振動抑制手段は、 第 2の非回転包囲体の径方向外側力 前記回転軸系のふれ回り振動を抑制するよ うに、予圧を与えて圧縮した弾性体と、
この弾性体の作動限界を規定する規制手段とを含む装置。
[5] 請求項 4記載の装置において、前記振動抑制手段は、第 2の非回転包囲体の振れ が前記所定の範囲を超えるときは、所定の大きさ以上の復元力を前記回転軸へ与へ ると共に、第 2の非回転包囲体の振れが前記所定の範囲を超えないときは、復元力 を回転軸に全く付与しない装置。
[6] 請求項 4記載の装置において、前記クリアランスの大きさが可変であり、前記回転 軸系のふれ回り振動を制振する力には、前記クリアランスの大きさに応じて、前記回 転軸自体の復元力が寄与するか、又は前記回転軸及び前記複数のばねによる復元 力とが寄与する装置。
[7] 請求項 4, 5又は 6の何れか一項に記載の装置において、第 1の非回転包囲体が前 記回転軸を軸支する軸受である装置。
[8] 請求項 4乃至 6の何れか一項に記載の装置において、第 2の非回転包囲体がリン グ形状である装置。
[9] 請求項 4乃至 8の何れか一項に記載の装置において、前記振動抑制手段が複数 個所に配置されている装置。
[10] 請求項 9記載の装置において、一つの前記振動抑制手段の前記弾性体と他の前 記振動抑制手段の前記弾性体とに方向差を与えることにより、前記ふれ回り振動の 抑制に寄与する力を生じさせる装置。
[11] 請求項 4乃至 10の何れか一項に記載の装置において、前記クリアランスに方向差 を与えることにより、前記ふれ回り振動の抑制に寄与する力を生じさせる装置。
[12] 請求項 9, 10又は 11の何れか一項に記載の装置において、前記弾性体の各々は
、板ばねアセンブリである装置。
[13] 請求項 12記載の装置において、前記板ばねアセンブリの各々は、一枚の板ばね であるか又は複数の板ばねを積層させた積層板ばねである装置。
[14] 請求項 13に記載の装置において、少なくとも 1つの前記板ばねアセンブリと他の前 記板ばねアセンブリとは、前記板ばねの枚数が異なる装置。
[15] 請求項 4乃至 14の何れか一項に記載の装置において、前記規制手段は機械的又 は電気的に前記弾性体の作動限界を規定する装置。
[16] 請求項 4乃至 15の何れか一項に記載の装置において、前記クリアランスの所定の 範囲、前記弾性体の復元力の大きさ、前記弾性体を圧縮する予圧の大きさ、及び前 記抑制手段の位置を調整する調整手段を更に備える装置。
[17] 請求項 4乃至 16の何れか一項に記載の装置において、前記回転体が、非定常状 態で振動する装置。
[18] 請求項 4乃至 17の何れか一項に記載の装置にお 、て、前記回転軸系が回転機械 に組み込まれている装置。
[19] 請求項 18に記載の装置において、前記回転機械が、洗濯機、遠心分離機を含む
[20] 請求項 19に記載の装置において、前記洗濯機が洗濯槽とモータとを含み、前記回 転軸系が前記洗濯槽と前記モータの回転軸とが連結された軸に取り付けられている
[21] 請求項 20に記載の装置において、第 1の非回転包囲体の位置が、前記洗濯槽の 下方、前記洗濯槽に接触する直下若しくは前記洗濯槽の側方、前記洗濯槽に接触 する直近の何れかに設けられて ヽる装置。
[22] 回転軸及びそれに回転支持された回転体を少なくとも含む回転軸系のふれ回り振 動を制振する方法であって、
径方向が前記回転軸と実質的に直交するように前記回転軸を囲み、前記回転軸系 のふれ回り振動が伝達するが、回転はしないように第 1の非回転リングを設け、 第 1の非回転リングの外周に所定の範囲のクリアランスをもって同軸に第 2の非回 転リングを設け、
予圧を与えて圧縮した補助ばねを前記回転軸系のふれ回り振動の大きさに応じて 第 2の非回転リングの外周に接触又は非接触するように、第 2の非回転リングの近傍 に設け、
前記回転軸系の振動特性は、前記補助ばねが第 2の非回転リングと接触するか否 カ こよって、
r≤ δのときは、前記補助ばねのばね定数 kが小さぐ ω = (kZm)で共振する第 1の特性をとり、
r≥ δときには、前記補助ばねのばね定数 k2の剛性が加わるために、 ω =f{ (k +k2) Zm}で共振する第 2の特性をとり、
ここで ωは前記回転体の回転速度、 δは前記クリアランスの前記非回転包囲体の 径方向に沿った幅、 mは前記回転体と前記包囲体との質量、 rは前記回転体の変位 である方法。
[23] 回転軸及びそれに回転支持された回転体を少なくとも含む回転軸系のふれ回り振 動を制振する方法であって、
径方向が前記回転軸と実質的に直交するように前記回転軸を囲み、前記回転軸系 のふれ回り振動が伝達するが、回転はしないように第 1の非回転リングを設け、 第 1の非回転リングの外周に所定の範囲のクリアランスをもって同軸に第 2の非回 転リングを設け、
予圧を与えて圧縮したばねを前記回転軸系のふれ回り振動の大きさに応じて第 2 の非回転リングの外周に接触又は非接触するように、第 2の非回転リングの近傍に設 け、
前記回転軸のふれ回り振動を、前記回転軸が前記クリアランスの外延端に達する 前の小さな変位に対しては小さな復元力で抑制し、前記回転軸が前記クリアランスの 外延端に達した後の大きな変位に対しては大きな復元力で抑制し、前記大きな復元 力と小さな復元力とは、共に大きさが不連続な力である方法。 .
[24] 請求項 1乃至 21の何れか一項に記載の装置において、更に回転体のエネルギを 連続的に減衰させる装置を少なくとも 1つ加えた回転軸系のふれ回り振動を制振す
[25] 請求項 24に記載の装置にぉ 、て、前記回転体のエネルギを連続的に減衰させる 装置は、回転軸に複数の板ばねを接触させてなる装置。
[26] 請求項 22又は 23の回転軸系のふれ回り振動を制振する方法において、前記回転 体のエネルギを連続的に減衰させる方法を同時に使用する方法。
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