JP2000329181A - Impact mitigating mechanism - Google Patents
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Abstract
Description
【０００１】[0001]
【発明の属する技術分野】本発明は、例えばオーディオ
機器の精密機構部などを落下衝撃や振動から保護するた
めの衝撃緩和機構に関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to an impact mitigation mechanism for protecting, for example, a precision mechanism of an audio equipment from a drop impact or vibration.
【０００２】[0002]
【従来の技術】オーディオ機器、例えばディスクやテー
プなどを使った記録・再生装置においては、機械的な位
置制御がその装置内で行われるために、振動や衝撃など
による外乱から装置内部の機械構造部を保護するための
緩衝機構（ダンパー）が取り付けられている。また、ノ
ートパソコンや携帯電話などの内部の基板や部品は、落
下時の衝撃を緩和するためにやはりダンパーを介して筐
体に取り付けられている場合が多い。従来これらのダン
パーは、経験的もしくは実験的な検証を元に設計される
ことが多く、衝撃の対象となる構造物が変わる度に設計
に多大な時間を要していた。2. Description of the Related Art In a recording / reproducing apparatus using an audio apparatus, for example, a disk or a tape, mechanical position control is performed in the apparatus. A buffer mechanism (damper) for protecting the unit is attached. Further, in many cases, internal boards and components inside a notebook personal computer, a mobile phone, and the like are also attached to a housing via a damper in order to reduce a shock when dropped. Conventionally, these dampers are often designed based on empirical or experimental verification, and it takes a lot of time to design each time the structure to be impacted changes.
【０００３】図２０は、例えばポータブルタイプのＣＤ
プレーヤーの主要な構成要素である精密機構部１を示
す。精密機構部１は主として、レンズ３を備えた光学ピ
ックアップ４と、光学ピックアップ４が螺着し、光学ピ
ックアップ４をディスクの径方向に移動させ位置決めを
する位置決め用ねじ２と、ターンテーブル５と、ターン
テーブル５と一体的に回転しディスクが係合されるスピ
ンドル７と、ターンテーブル５及びスピンドル７を回転
駆動させるスピンドルモータ（図示せず）から構成され
る。精密機構部１はＣＤプレーヤーのシャーシ部２０に
支持されるが、精密機構部１とシャーシ部２０との間に
３つの緩衝機構６を介在させて支持される。FIG. 20 shows a portable type CD, for example.
1 shows a precision mechanism 1 which is a main component of the player. The precision mechanism 1 mainly includes an optical pickup 4 having a lens 3, a positioning screw 2 to which the optical pickup 4 is screwed, which moves the optical pickup 4 in the radial direction of the disk, and a turntable 5. It comprises a spindle 7 which rotates integrally with the turntable 5 and is engaged with a disc, and a spindle motor (not shown) for driving the turntable 5 and the spindle 7 to rotate. The precision mechanism 1 is supported by the chassis 20 of the CD player, but is supported by three buffer mechanisms 6 interposed between the precision mechanism 1 and the chassis 20.
【０００４】緩衝機構６はバネと減衰（粘性）の特性を
有するゴム製ブッシュ（高さｈは例えば１ｃｍ〜１．５
ｃｍ程）であり、外部からシャーシ部２０を介して伝わ
る衝撃や振動を緩和することを目的として設計されてい
る。The cushioning mechanism 6 is a rubber bush (having a height h of, for example, 1 cm to 1.5 cm) having spring and damping (viscosity) characteristics.
cm), and is designed for the purpose of reducing shock and vibration transmitted from the outside via the chassis 20.
【０００５】[0005]
【発明が解決しようとする課題】精密機構部１の破壊や
故障、動作の不具合を誘発する原因として、衝突や振動
による衝撃力がある。すなわち、精密機構部１の重量が
一定ならば、衝撃を受けた後の精密機構部１の加速度
（以下応答加速度と呼ぶ）が、精密機構部１の故障や動
作の不具合に係ってくる。応答加速度が小さいほど受け
る衝撃力も小さい。The cause of destruction, failure or malfunction of the precision mechanism 1 is an impact force due to collision or vibration. That is, if the weight of the precision mechanism unit 1 is constant, the acceleration of the precision mechanism unit 1 (hereinafter referred to as response acceleration) after receiving an impact is related to the failure or malfunction of the precision mechanism unit 1. The smaller the response acceleration, the smaller the impact force received.
【０００６】ここで、緩衝機構６の減衰係数を大きく設
定すれば（最大は臨界減衰係数）、衝撃を受けた後の、
精密機構部１の位置の変位量は小さくなるが、逆に応答
加速度は、減衰係数を０としたときの２倍となってしま
う。従って、単に減衰係数を大きくするだけでは衝撃力
を小さくすることはできない。Here, if the damping coefficient of the damping mechanism 6 is set large (the maximum is the critical damping coefficient),
Although the amount of displacement of the position of the precision mechanism 1 is small, the response acceleration is twice as large as when the damping coefficient is 0. Therefore, the impact force cannot be reduced simply by increasing the damping coefficient.
【０００７】また、緩衝機構６の持つ２つの性質である
「バネ特性」と「減衰特性」のうち、「減衰特性」は緩
衝機構６の材料そのものに大きく依存し、緩衝機構６の
設計パラメータとしては自由度が小さい。すなわち、任
意の減衰係数を設定することが難しい。また、衝撃を緩
和させるべき対象物（精密機構部１）の重量によって
も、最適な減衰係数は異なるため、対象物の重量に応じ
た減衰係数をもつ緩衝機構を容易に設計することはでき
なかった。[0007] Of the two properties of the damping mechanism 6, “spring property” and “damping property”, the “damping property” greatly depends on the material itself of the damping mechanism 6, and is a design parameter of the damping mechanism 6. Has a small degree of freedom. That is, it is difficult to set an arbitrary attenuation coefficient. Further, the optimal damping coefficient differs depending on the weight of the object (precision mechanism unit 1) for which the impact is to be reduced, so that it is not easy to design a buffer mechanism having a damping coefficient corresponding to the weight of the object. Was.
【０００８】本発明は上述の問題に鑑みてなされ、簡単
に、衝撃力を小とすべき減衰比を設定できる衝撃緩和機
構を提供することを課題とする。The present invention has been made in view of the above problems, and has as its object to provide an impact mitigation mechanism that can easily set a damping ratio at which an impact force should be reduced.
【０００９】[0009]
【課題を解決するための手段】以上の課題を解決するに
あたり、本発明では、バネと粘弾性体とを組み合わせて
衝撃緩和機構を構成し、バネのバネ定数を調整すること
により、緩衝対象物が受ける衝撃力が小となるべく減衰
比を設定するようにしている。これにより、材料そのも
のに依存することなく、容易に最適な減衰比を設定でき
る。In order to solve the above-mentioned problems, according to the present invention, a shock absorbing mechanism is constituted by combining a spring and a viscoelastic body, and the spring constant of the spring is adjusted, whereby the object to be buffered is adjusted. The damping ratio is set so as to minimize the impact force received by the motor. This makes it possible to easily set the optimum damping ratio without depending on the material itself.
【００１０】[0010]
【発明の実施の形態】以下、本発明の実施の形態につい
て図面を参照して説明する。Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings.
【００１１】図１は、本発明の実施の形態による、緩衝
機構１２の部分断面斜視図を示す。すなわち、図２０で
示す従来の緩衝機構６に代えて、本実施の形態ではこの
緩衝機構１２を用いており、精密機構部１に一端部が取
り付けられている。よって、緩衝機構１２の高さｈは、
従来の緩衝機構６と同じ高さｈに設計される。緩衝機構
１２は、図２で示す金属製のコイルバネ１０と、図３で
示される粘弾性体としてのゴムブッシュ１１とを組み合
わせてなる。コイルバネ１０は、治具を用いて拡げられ
たゴムブッシュ１１の開口部１１ａからゴムブッシュ１
１内に入れられ、図１で示す緩衝機構１２となる。ある
いは、型にコイルバネ１０を入れて、この型に液状のゴ
ムを流し込むことによって得る。FIG. 1 is a perspective view, partially in section, of a shock absorbing mechanism 12 according to an embodiment of the present invention. That is, in the present embodiment, this buffer mechanism 12 is used in place of the conventional buffer mechanism 6 shown in FIG. 20, and one end is attached to the precision mechanism 1. Therefore, the height h of the buffer mechanism 12 is
It is designed to have the same height h as the conventional buffer mechanism 6. The buffer mechanism 12 is formed by combining a metal coil spring 10 shown in FIG. 2 and a rubber bush 11 as a viscoelastic body shown in FIG. The coil spring 10 is moved from the opening 11a of the rubber bush 11
1 and becomes the buffer mechanism 12 shown in FIG. Alternatively, it is obtained by putting the coil spring 10 in a mold and pouring a liquid rubber into the mold.
【００１２】次に、緩衝機構１２の減衰比を設定する上
で、受ける衝撃力を最も小さくできる減衰比を解析的に
求めたが、これを以下に説明する。Next, in setting the damping ratio of the shock absorbing mechanism 12, the damping ratio which can minimize the impact force to be received was analytically obtained. This will be described below.
【００１３】図７は、精密機構部１を質点と考え、これ
に一端部が取り付けられた緩衝機構１２を模式的に示し
た図であるが、精密機構部１の重量（質量）をＭ、緩衝
機構１２のバネ定数をｋ、減衰係数をＤとして、これが
高さＨから床（または地上）Ｇに落下した場合を想定す
る。着地時の質点（精密機構部）１の位置を垂直方向の
変位ｘの基準原点（ｘ＝０）と定義し、重力加速度をｇ
とすると、着地以降の運動方程式は、以下数１で示す
（１）式になる。FIG. 7 is a view schematically showing a buffer mechanism 12 having one end attached to the precision mechanism 1 as a material point. The weight (mass) of the precision mechanism 1 is M, It is assumed that the spring constant of the shock absorbing mechanism 12 is k and the damping coefficient is D, and this falls from the height H to the floor (or the ground) G. The position of the mass point (precision mechanism) 1 at the time of landing is defined as the reference origin (x = 0) of the displacement x in the vertical direction, and the gravitational acceleration is g.
Then, the equation of motion after landing is expressed by the following equation (1).
【００１４】[0014]
【数１】 (Equation 1)
【００１５】ここで、重量Ｍ＝２５ｋｇの精密機構部１
に、バネ定数ｋ＝０．３ｋｇｆ／ｍｍを持つ緩衝機構１
２を取り付け、Ｈ＝１ｍの高さから落下させた場合を想
定する。Here, a precision mechanism 1 having a weight M = 25 kg
, A buffer mechanism 1 having a spring constant k = 0.3 kgf / mm
2 is attached, and it is assumed that it is dropped from a height of H = 1 m.
【００１６】初速度ｖ0 ＝（２ｇＨ）1/2 ＝４４２７．
１８９ｍｍ／ｓ 静的変位量δst＝Ｍｇ／ｋ＝８３．３３３ｍｍ 角速度ω＝（ｋ／Ｍ）1/2 ＝１０．８４４ｒａｄ／ｓｅ
ｃ 減衰係数（減衰値）Ｄ＝ζＤC ＝２ζ（Ｍｋ）1/2 ＝
０．０５１ζ ＤC は臨界減衰係数：ＤC ＝２（Ｍｋ）1/2 固有振動数ｆn ＝ω／２π＝１．７２６Ｈｚ 周期Ｔ＝１／ｆn ＝０．５７９ｓｅｃ として、落下後、緩衝機構１２の下端が床Ｇに固定され
るモデルを考え、落下後の精密機構部１の変位と加速度
の時間経過を減衰比ζを変えて計算したものを、図８、
９に示す。図８は、横軸に時間を縦軸に基準位置ｘ＝０
からの変位をとり、図９は、図８のグラフを２回微分し
たグラフであり、横軸に時間を縦軸に落下衝突（着地）
後の精密機構部１の加速度をとり、それぞれ、時間ｔ＝
０が着地の瞬間である。Initial velocity v 0 = (2 gH) 1/2 = 4427.
189 mm / s Static displacement δ st = Mg / k = 83.333 mm Angular velocity ω = (k / M) 1/2 = 1.844 rad / se
c Attenuation coefficient (attenuation value) D = {D C = 2} (Mk) 1/2 =
0.051ζ D C is the critical damping coefficient: as D C = 2 (Mk) 1/2 natural frequency f n = ω / 2π = 1.726Hz period T = 1 / f n = 0.579sec , after the drop, shock Considering a model in which the lower end of the mechanism 12 is fixed to the floor G, the time course of the displacement and acceleration of the precision mechanism 1 after the fall is calculated by changing the damping ratio ζ, as shown in FIG.
It is shown in FIG. FIG. 8 shows the time on the horizontal axis and the reference position x = 0 on the vertical axis.
FIG. 9 is a graph obtained by differentiating the graph of FIG. 8 twice, and the horizontal axis represents time, and the vertical axis represents time of a falling collision (landing).
The acceleration of the later precision mechanism 1 is taken, and the time t =
0 is the moment of landing.
【００１７】この結果より次のようなことが分かる。減
衰比ζ＝０の場合、減衰無しの周期振動を行う。すなわ
ち、減衰振動でない。減衰比ζ＝０．２５の場合は、最
初に約４０９ｍｍ変位した後に、振幅が減衰していく。
減衰比ζ＝１．０の場合は、振動をほとんど生じること
なく、静的変位量のδst＝８３．３３３ｍｍに漸近す
る。減衰比ζが０．５より大きい場合は、応答加速度は
ｔ＝０（着地の瞬間）で最大値となる。減衰比ζが０．
５より小さい場合は、応答加速度は着地後に遅れて最大
値をとる。応答加速度の最大値はζ＝０．２５のとき
に、最も小さい。よって、落下時における衝撃力を最小
にするには、減衰比ζ＝０．２５付近の値を採用すれば
良い。The following can be understood from the results. When the damping ratio ζ = 0, periodic vibration without damping is performed. That is, it is not a damped vibration. When the damping ratio ζ = 0.25, the amplitude is attenuated after the initial displacement of about 409 mm.
When the damping ratio ζ = 1.0, the displacement gradually approaches the static displacement amount δ st = 83.333 mm with almost no vibration. When the damping ratio よ り 大 き い is larger than 0.5, the response acceleration reaches the maximum value at t = 0 (at the moment of landing). The damping ratio ζ is 0.
If the value is smaller than 5, the response acceleration takes a maximum value with a delay after landing. The maximum value of the response acceleration is smallest when ζ = 0.25. Therefore, in order to minimize the impact force at the time of drop, a value near the damping ratio ζ = 0.25 may be adopted.
【００１８】次に、床Ｇでの跳ね返りを考慮した解析を
行った。減衰比ζ＝０、０．２５、０．５、１．０の４
つのケースに相当する減衰係数Ｄを入力し、それぞれに
ついて、精密機構部１の変位、速度、加速度を計算した
ものを図１０〜１７に示す。図１０〜１３は変位及び速
度と時間との関係を示し、図１４〜１７は加速度と時間
との関係を示す。時間ｔ＝０が着地の瞬間である。Next, an analysis was performed in consideration of the rebound on the floor G. Damping ratio ζ = 0, 0.25, 0.5, 1.0 4
FIGS. 10 to 17 show the results obtained by inputting the damping coefficient D corresponding to the two cases and calculating the displacement, speed, and acceleration of the precision mechanism 1 for each case. 10 to 13 show the relationship between displacement and velocity and time, and FIGS. 14 to 17 show the relationship between acceleration and time. Time t = 0 is the moment of landing.
【００１９】これら結果から以下のようなことが分か
る。減衰比ζが大きくなるほど、最大変位に到達する時
間が短くなり、すなわち一定時間内における変位量は小
さい。減衰比ζが１．０に近い値の場合は、振動をほと
んどすることなく、変位は静的変位量に漸近する。床Ｇ
での跳ね返りにより、緩衝機構１２の下端が床Ｇから離
れた後は等速度運動となるが、減衰比ζが大きくなるほ
ど飛び出し時の速度（最終速度）は小さい。減衰比＝０
の場合跳ね返った後の最終速度は、衝突速度と同じ４４
２７ｍｍ／ｓである。減衰比ζが０．５より大きい場合
は、最大加速度は時間ｔ＝０（着地の瞬間）で生じる。
減衰比ζが０．５より小さい場合は、最大加速度は着地
後に遅れて生じる。加速度の最大値はζ＝０．２５のと
きに、最も小さい。よって、落下時における衝撃力を最
小にするには、減衰比ζ＝０．２５付近の値を採用すれ
ば良い。The following can be understood from these results. The larger the damping ratio 大 き く, the shorter the time to reach the maximum displacement, that is, the smaller the displacement amount within a certain time. When the damping ratio ζ is close to 1.0, the displacement asymptotically approaches the static displacement with almost no vibration. Floor G
After the lower end of the shock absorbing mechanism 12 separates from the floor G due to the rebound, the speed at the time of jumping out (final speed) decreases as the damping ratio ζ increases. Damping ratio = 0
In the case of, the final speed after bouncing is the same as the collision speed.
27 mm / s. If the damping ratio よ り 大 き い is greater than 0.5, the maximum acceleration occurs at time t = 0 (the moment of landing).
If the damping ratio よ り 小 さ い is less than 0.5, the maximum acceleration occurs after landing. The maximum value of the acceleration is smallest when ζ = 0.25. Therefore, in order to minimize the impact force at the time of drop, a value near the damping ratio ζ = 0.25 may be adopted.
【００２０】以上の結果をまとめて、表１に減衰比ごと
の最大変位量、最終速度、最大加速度を示し、図１８、
１９にこれをグラフにしたものを示す。すなわち、緩衝
機構１２の減衰比を約ζ＝０．２５となるように設計を
すれば最大の衝撃緩和特性を得ることができる。Summarizing the above results, Table 1 shows the maximum displacement, final speed, and maximum acceleration for each damping ratio.
19 shows a graph of this. That is, if the damping ratio of the damping mechanism 12 is designed to be about ζ = 0.25, the maximum shock relaxation characteristics can be obtained.
【００２１】[0021]
【表１】 [Table 1]
【００２２】ここで、精密機構部１の重量Ｍ、緩衝機構
１２のゴムブッシュ１１の減衰係数Ｄ、コイルバネ１０
のバネ定数ｋ、減衰比ζとの間には上述したように、Ｄ
＝ζＤC ＝２ζ（Ｍｋ）1/2 ＝０．０５１ζという関係
がある。このうち、重量Ｍと材料に依存する減衰係数Ｄ
には設計自由度が小さく、緩衝機構の設計者が任意に設
定することが難しい。そこで、バネ定数ｋの値を、減衰
比がζ＝０．２５となるように調整する。Here, the weight M of the precision mechanism 1, the damping coefficient D of the rubber bush 11 of the buffer mechanism 12, the coil spring 10
As described above, between the spring constant k and the damping ratio Ｄ
= {D C = 2} (Mk) 1/2 = 0.051}. Of these, the weight M and the material-dependent attenuation coefficient D
However, the degree of freedom of design is small, and it is difficult for the designer of the shock absorbing mechanism to arbitrarily set. Therefore, the value of the spring constant k is adjusted so that the damping ratio becomes ζ = 0.25.
【００２３】すなわち、コイルバネ１０の巻数と太さを
変えることで、バネ定数ｋを調整する。本実施の形態の
ようにＣＤプレーヤーでは、緩衝機構１２を介在させる
高さ方向の空間が限られているので、コイルバネ１０の
高さを変えることなく、巻数と太さでバネ定数ｋを調整
している。That is, the spring constant k is adjusted by changing the number of turns and the thickness of the coil spring 10. In the CD player as in the present embodiment, the space in the height direction in which the buffer mechanism 12 is interposed is limited, so that the spring constant k is adjusted by the number of turns and the thickness without changing the height of the coil spring 10. ing.
【００２４】次に、本発明の第２の実施の形態につい
て、図４〜６を参照して説明する。Next, a second embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS.
【００２５】図４は、第２の実施の形態による緩衝機構
１５を示す。従来及び第１の実施の形態と同様、やは
り、ＣＤプレーヤーの精密機構部１とシャーシ部２０と
の間に介在され、よって、同じ高さｈに設計される。FIG. 4 shows a shock absorbing mechanism 15 according to a second embodiment. Similarly to the conventional and the first embodiments, the CD player is interposed between the precision mechanism 1 and the chassis 20 of the CD player, and is designed to have the same height h.
【００２６】緩衝機構１５は、金属製バネ１３と、粘弾
性体としてのゴムブッシュ１４とからなる。金属製バネ
１３は、図５Ａに示すように、円筒体にこの軸方向に延
びるスリット１３ａを周方向に並んで複数形成させ、こ
れらスリット１３ａ間の板状部１３ｂを折り曲げてな
る。（図５Ｂ）。図５Ａの円筒体形状のものを、図６に
示すゴムブッシュ１４内部に挿入して、この後上下方向
からプレスしてゴムブッシュ１４内で図５Ｂの形状に変
形させる。ゴムブッシュ１４の大径部１４ａによって、
復元力は抑制され、図４に示す緩衝機構１５を得る。The cushioning mechanism 15 comprises a metal spring 13 and a rubber bush 14 as a viscoelastic body. As shown in FIG. 5A, the metal spring 13 is formed by forming a plurality of slits 13 a extending in the axial direction in a cylindrical body in a circumferential direction, and bending a plate-like portion 13 b between the slits 13 a. (FIG. 5B). The cylindrical body shown in FIG. 5A is inserted into the rubber bush 14 shown in FIG. 6, and then pressed from above and below to deform the rubber bush 14 into the shape shown in FIG. 5B. By the large diameter portion 14a of the rubber bush 14,
The restoring force is suppressed, and the buffer mechanism 15 shown in FIG. 4 is obtained.
【００２７】第１の実施の形態と同様、本第２の実施の
形態による緩衝機構１５も、金属製バネ１３の高さを変
えるのではなく、スリット１３ａ長さ、幅、数を変える
ことによりバネ定数ｋの値を、減衰比がζ＝０．２５と
なるように調整する。As in the first embodiment, the buffer mechanism 15 according to the second embodiment is not changed by changing the height of the metal spring 13 but by changing the length, width and number of the slits 13a. The value of the spring constant k is adjusted so that the damping ratio becomes ζ = 0.25.
【００２８】以上述べたように、緩衝対象物の重量及び
緩衝機構の材料の持つ減衰係数そのものに依存すること
なく、バネのバネ定数を変えるだけで、容易に、衝撃力
を小とする減衰比を設定できる。As described above, the damping ratio for reducing the impact force can be easily obtained simply by changing the spring constant of the spring without depending on the weight of the object to be damped and the damping coefficient of the material of the damping mechanism. Can be set.
【００２９】以上、本発明の各実施の形態について説明
したが、勿論、本発明はこれらに限定されることなく、
本発明の技術的思想に基づいて種々の変形が可能であ
る。Although the embodiments of the present invention have been described above, the present invention is, of course, not limited to these embodiments.
Various modifications are possible based on the technical idea of the present invention.
【００３０】以上の実施の形態では、緩衝機構のバネと
して、コイルバネ１０、円筒体にスリットを形成させた
金属製バネ１３を示したが、これらに限らず、例えば重
ね板バネを用いても良い。この場合には、板の枚数を変
えることでバネ定数を調整する。In the above-described embodiment, the coil spring 10 and the metal spring 13 having a slit formed in the cylindrical body are shown as the springs of the buffer mechanism. However, the present invention is not limited to these, and for example, a leaf spring may be used. . In this case, the spring constant is adjusted by changing the number of plates.
【００３１】また、以上の実施の形態では、粘弾性体と
してゴム製ブッシュを示したが、他の粘弾性を有する材
料、例えば樹脂を用いても良い。In the above-described embodiment, the rubber bush is shown as the viscoelastic body. However, other viscoelastic materials, for example, resin may be used.
【００３２】また、以上の実施の形態では、減衰比をζ
＝０．２５に設定するとしたが、勿論このとき最も衝撃
力を小さくすることができるが、これに近い値に設定し
ても衝撃力緩和の効果は得られる。In the above embodiment, the attenuation ratio is set to ζ
= 0.25. Of course, the impact force can be minimized at this time. However, even if the value is set to a value close to this value, the effect of reducing the impact force can be obtained.
【００３３】また、以上の実施の形態では、ＣＤプレー
ヤーの緩衝機構として説明したが、これに限ることな
く、例えばビデオ機器、車載オーディオ機器、携帯電子
機器などの内部部品、精密機構部を落下衝撃や振動から
保護するための緩衝機構としても適用できる。In the above embodiment, the buffer mechanism of the CD player has been described. However, the present invention is not limited to this. For example, internal components such as video equipment, on-vehicle audio equipment, and portable electronic equipment, and precision mechanisms may be dropped. Also, it can be applied as a buffer mechanism for protecting from vibration.
【００３４】また、緩衝機構の設置高さに余裕がある場
合には、バネの高さを変えてバネ定数を調整しても良
い。If there is enough space in the installation height of the buffer mechanism, the spring constant may be adjusted by changing the height of the spring.
【００３５】また、変位、加速度を求めるのに計算では
なく、レーザードップラー速度計で速度を計測し、これ
をそれぞれ１回積分、微分することで変位、加速度を求
めても良い。変位を２回微分して加速度を求める場合に
比べ、誤差を小さくできる。Instead of calculating the displacement and the acceleration, the displacement and the acceleration may be obtained by measuring the speed with a laser Doppler velocimeter and integrating and differentiating each once. The error can be reduced as compared with the case where the acceleration is obtained by differentiating the displacement twice.
【００３６】[0036]
【発明の効果】以上述べたように、本発明の請求項１に
よれば、簡単に、衝撃力を小とすべく減衰比を設定でき
る。As described above, according to the first aspect of the present invention, the damping ratio can be easily set so as to reduce the impact force.
【００３７】本発明の請求項２によれば、最大の衝撃緩
和効果を得ることができる。According to the second aspect of the present invention, the maximum shock absorbing effect can be obtained.
【００３８】本発明の請求項３又は４によれば、緩衝機
構の設置高さが限られている場合に有効である。According to the third or fourth aspect of the present invention, it is effective when the installation height of the buffer mechanism is limited.
【図１】本発明の第１の実施の形態による衝撃緩和機構
の部分断面斜視図である。FIG. 1 is a partial cross-sectional perspective view of a shock absorbing mechanism according to a first embodiment of the present invention.
【図２】同衝撃緩和機構の構成要素であるコイルバネの
斜視図である。FIG. 2 is a perspective view of a coil spring which is a component of the shock absorbing mechanism.
【図３】同衝撃緩和機構の構成要素であるゴムブッシュ
の斜視図である。FIG. 3 is a perspective view of a rubber bush that is a component of the shock absorbing mechanism.
【図４】本発明の第２の実施の形態による衝撃緩和機構
の部分断面斜視図である。FIG. 4 is a partial cross-sectional perspective view of a shock absorbing mechanism according to a second embodiment of the present invention.
【図５】Ａは同衝撃緩和機構の構成要素である金属製バ
ネの斜視図で、ＢはＡの金属製バネを円筒体軸方向にプ
レス加工した状態を示す。FIG. 5A is a perspective view of a metal spring which is a component of the shock absorbing mechanism, and FIG. 5B shows a state where the metal spring of A is pressed in the axial direction of the cylindrical body.
【図６】同衝撃緩和機構の構成要素であるゴムブッシュ
の斜視図である。FIG. 6 is a perspective view of a rubber bush that is a component of the shock absorbing mechanism.
【図７】精密機構部及び衝撃緩和機構を模式的に示した
図であり、Ａは落下衝突前、Ｂは衝突（着地）時を示
す。FIGS. 7A and 7B are diagrams schematically showing a precision mechanism section and an impact mitigation mechanism, wherein A indicates a state before a collision and B indicates a state of collision (landing).
【図８】床での跳ね返りを考慮しない場合における、衝
突後の精密機構部の減衰比ごとの位置の変位と時間との
関係を示すグラフである。FIG. 8 is a graph showing the relationship between the displacement of the position and the time for each damping ratio of the precision mechanism after a collision when the bouncing on the floor is not considered.
【図９】同衝突後の精密機構部の減衰比ごとの加速度と
時間との関係を示すグラフである。FIG. 9 is a graph showing the relationship between acceleration and time for each damping ratio of the precision mechanism after the collision.
【図１０】床での跳ね返りを考慮した場合における、衝
突後の精密機構部の位置の変位及び速度と時間との関係
を示すグラフである。（減衰比ζ＝０．０）。FIG. 10 is a graph showing the relationship between the displacement of the position of the precision mechanism, the speed, and the time after the collision in the case where bouncing on the floor is considered. (Attenuation ratio ζ = 0.0).
【図１１】同衝突後の精密機構部の位置の変位及び速度
と時間との関係を示すグラフである。（減衰比ζ＝０．
２５）。FIG. 11 is a graph showing the relationship between the displacement and the speed of the position of the precision mechanism unit and the time after the collision. (Attenuation ratio ζ = 0.
25).
【図１２】同衝突後の精密機構部の位置の変位及び速度
と時間との関係を示すグラフである。（減衰比ζ＝０．
５）。FIG. 12 is a graph showing the relationship between the displacement and the speed of the position of the precision mechanism after the collision and time. (Attenuation ratio ζ = 0.
5).
【図１３】同衝突後の精密機構部の位置の変位及び速度
と時間との関係を示すグラフである。（減衰比ζ＝１．
０）。FIG. 13 is a graph showing the relationship between the displacement and the speed of the position of the precision mechanism unit and the time after the collision. (Attenuation ratio ζ = 1.
0).
【図１４】同衝突後の精密機構部の加速度と時間との関
係を示すグラフである。（減衰比ζ＝０．０）。FIG. 14 is a graph showing a relationship between acceleration of the precision mechanism unit and time after the collision. (Attenuation ratio ζ = 0.0).
【図１５】同衝突後の精密機構部の加速度と時間との関
係を示すグラフである。（減衰比ζ＝０．２５）。FIG. 15 is a graph showing a relationship between acceleration of the precision mechanism unit and time after the collision. (Attenuation ratio ζ = 0.25).
【図１６】同衝突後の精密機構部の加速度と時間との関
係を示すグラフである。（減衰比ζ＝０．５）。FIG. 16 is a graph showing a relationship between acceleration of the precision mechanism unit and time after the collision. (Attenuation ratio ζ = 0.5).
【図１７】同衝突後の精密機構部の加速度と時間との関
係を示すグラフである。（減衰比ζ＝１．０）。FIG. 17 is a graph showing a relationship between acceleration of the precision mechanism unit and time after the collision. (Attenuation ratio ζ = 1.0).
【図１８】減衰比と最大変位量との関係を示すグラフで
ある。FIG. 18 is a graph showing a relationship between a damping ratio and a maximum displacement.
【図１９】減衰比と最大加速度との関係を示すグラフで
ある。FIG. 19 is a graph showing a relationship between a damping ratio and a maximum acceleration.
【図２０】ＣＤプレーヤーの精密機構部が従来例の衝撃
緩和機構を介してシャーシ部に支持されている状態を示
す部分破断斜視図である。FIG. 20 is a partially broken perspective view showing a state in which a precision mechanism section of a CD player is supported by a chassis section via a conventional shock absorbing mechanism.
１……精密機構部、１０……コイルバネ、１１……ゴム
ブッシュ、１２……緩衝機構、１３……金属製バネ、１
３ａ……スリット、１３ｂ……板状部、１４……ゴムブ
ッシュ、１５……緩衝機構、２０……シャーシ部。1 ... precision mechanism part, 10 ... coil spring, 11 ... rubber bush, 12 ... buffer mechanism, 13 ... metal spring, 1
3a ... slit, 13b ... plate-like part, 14 ... rubber bush, 15 ... buffer mechanism, 20 ... chassis part.
Claims (4)
記緩衝対象物が受ける衝撃力を緩和する衝撃緩和機構に
おいて、 バネと粘弾性体とを組み合わせて成り、 前記バネのバネ定数を調整することにより、前記緩衝対
象物が受ける衝撃力が小となるべく減衰比を設定するよ
うにしたことを特徴とする衝撃緩和機構。An impact relaxation mechanism having one end attached to an object to be buffered and configured to reduce an impact force applied to the object to be buffered, comprising a combination of a spring and a viscoelastic body, and adjusting a spring constant of the spring. Thus, the damping ratio is set so as to minimize the impact force applied to the buffer target.
定することを特徴とする請求項１に記載の衝撃緩和機
構。2. The shock absorbing mechanism according to claim 1, wherein the damping ratio is set to be about 0.25.
さでこのコイルバネの巻数及び／又は太さを変えること
によりバネ定数を調整するようにしたことを特徴とする
請求項１又は請求項２に記載の衝撃緩和機構。3. The spring constant according to claim 1, wherein the spring is a coil spring, and the spring constant is adjusted by changing the number of turns and / or the thickness of the coil spring at a predetermined height. 2. The shock absorbing mechanism according to 1.
軸方向に延びるスリットを周方向に並んで複数形成さ
せ、前記スリット間の板状の部分を径外方に折り曲げて
なり、前記スリットの長さと幅との何れか及び／又は数
を変えることによりバネ定数を調整するようにしたこと
を特徴とする請求項１又は請求項２に記載の衝撃緩和機
構。4. The spring, wherein a plurality of slits extending in the axial direction are formed in a cylindrical body made of metal in a circumferential direction, and a plate-like portion between the slits is bent radially outward. The impact relaxation mechanism according to claim 1 or 2, wherein the spring constant is adjusted by changing any one and / or the length and width of the slit.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP13813199A JP2000329181A (en) | 1999-05-19 | 1999-05-19 | Impact mitigating mechanism |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP13813199A JP2000329181A (en) | 1999-05-19 | 1999-05-19 | Impact mitigating mechanism |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JP2000329181A true JP2000329181A (en) | 2000-11-28 |
Family
ID=15214719
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP13813199A Pending JP2000329181A (en) | 1999-05-19 | 1999-05-19 | Impact mitigating mechanism |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP2000329181A (en) |
Cited By (5)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2004270732A (en) * | 2003-03-05 | 2004-09-30 | Tokkyokiki Corp | Vibration-resistant tool |
| JP2006316953A (en) * | 2005-05-16 | 2006-11-24 | Nabeya:Kk | Vibration eliminating mount |
| JP2008510119A (en) * | 2004-08-16 | 2008-04-03 | ソグ ユン キム | Pipe fixing device |
| JP2013185708A (en) * | 2012-03-06 | 2013-09-19 | Hyundai Motor Co Ltd | Spring of suspension for vehicle |
| CN108649754A (en) * | 2018-06-13 | 2018-10-12 | 马鞍山马钢电气修造有限公司 | A kind of motor energy-saving rebuilding method based on threephase asynchronous operating condition |
-
1999
- 1999-05-19 JP JP13813199A patent/JP2000329181A/en active Pending
Cited By (6)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
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| CN108649754A (en) * | 2018-06-13 | 2018-10-12 | 马鞍山马钢电气修造有限公司 | A kind of motor energy-saving rebuilding method based on threephase asynchronous operating condition |
| CN108649754B (en) * | 2018-06-13 | 2020-03-27 | 马鞍山马钢电气修造有限公司 | Motor energy-saving transformation method based on operation condition of three-phase asynchronous motor |
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