JP2007032633A - Vibration isolation device, and vibration isolation frame and vibration isolation carriage provided therewith - Google Patents

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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a vibration isolation device realizing period elongation of a resonance point, and capable of sufficiently reducing responsiveness even with respect to high frequency input. <P>SOLUTION: The vibration isolation device 1 is provided with a first spring element 5 and a first damping element 6 provided in parallel with each other between two relatively displaceable objects, and rotational inertia additional mass 14 arranged in parallel with the first spring element 5 and the first damping element 6 to obtain additional mass by the moment of rotational inertia obtained by converting relative displacement into rotational motion. It is characterized by that it is provided with additional mass 8 serially connected to the rotational inertia additional mass 14, a second spring element 10 and a second damping element 11 arranged serially to the additional mass 8, and arranged in parallel with each other in an opposite side of the rotational inertial additional mass 14, and a third spring element 13 arranged in parallel with the rotational inertia additional mass 14. <P>COPYRIGHT: (C)2007,JPO&INPIT

Description

本発明は、免振装置およびこれを備えた免振架台ならびに免振台車に関するものである。   The present invention relates to a vibration isolation device, a vibration isolation rack including the vibration isolation device, and a vibration isolation cart.

半導体工場におけるウエハ等の精密部品の搬送台車として、加減速時に生じる振動によってウエハ等の精密部品が傷つかないように、免振装置を備えた搬送台車が知られている（特許文献１参照）。   2. Description of the Related Art As a transportation carriage for precision parts such as wafers in a semiconductor factory, a transportation carriage provided with a vibration isolator is known so that precision parts such as wafers are not damaged by vibrations generated during acceleration / deceleration (see Patent Document 1).

特開昭６３−２０３４６４号公報（第１図）JP 63-203464 A (FIG. 1)

しかし、上述の搬送台車は、バネ要素および減衰要素を免振装置の基本構成としているものであり、共振点を長周期化できずに１Ｈｚ以下の長周期に対する応答が大きくなってしまうという問題がある。
一方、上記共振点を長周期化する手法として、回転慣性付加重量を加えて二質点系を構成する手法が知られている。ところが、二質点系により長周期化できたとしても、高周波に対する応答を低減できないという問題がある。
特に、半導体製造設備をパーツ毎に分解して飛行機で輸送する場合には、着陸時の衝撃による高周波の振動に対しては、上述の二質点系の免振装置では十分な応答の低減が得られず、半導体製造設備のパーツの損傷を招くという問題がある。 However, the above-described transport cart has a spring element and a damping element as the basic configuration of the vibration isolator, and the problem is that the resonance point cannot be lengthened and the response to a long period of 1 Hz or less becomes large. is there.
On the other hand, as a technique for increasing the period of the resonance point, a technique for constructing a two-mass system by adding rotational inertia additional weight is known. However, there is a problem that even if the period can be increased by the two-mass point system, the response to high frequencies cannot be reduced.
In particular, when the semiconductor manufacturing equipment is disassembled into parts and transported by airplane, the above-mentioned two-mass system vibration isolator can sufficiently reduce the response to high-frequency vibration caused by impact during landing. However, there is a problem of causing damage to parts of the semiconductor manufacturing equipment.

本発明は、このような事情に鑑みてなされたものであって、共振点の長周期化を実現するとともに、例えば１Ｈｚ以上の高周波入力に対しても十分に応答を低減することができる免振装置およびこれを備えた免振架台ならびに免振台車を提供することを目的とする。   The present invention has been made in view of such circumstances, and it is possible to achieve a long period of the resonance point and to sufficiently reduce the response even for a high frequency input of, for example, 1 Hz or more. It is an object of the present invention to provide a device, a vibration isolation gantry equipped with the device, and a vibration isolation cart.

上記課題を解決するために、本発明の免振装置およびこれを備えた免振架台ならびに免振台車は以下の手段を採用する。
すなわち、本発明にかかる免振装置は、相対変位する２つの物体間に設けられて並列に配置された第１バネ要素および第１減衰要素と、これら第１バネ要素および第１減衰要素に並列に配置され、前記相対変位を回転運動に変換して得られる回転慣性モーメントによって付加質量を得る回転慣性付加質量と、を備えた免振装置において、前記回転慣性付加質量に対して直列に接続された付加質量と、該付加質量に対して直列に、かつ前記回転慣性付加質量の反対側に設けられて並列に配置された第２バネ要素および第２減衰要素と、前記回転慣性付加質量に並列に配置された第３バネ要素と、を備えていることを特徴とする。 In order to solve the above-described problems, the vibration isolator of the present invention, the vibration isolation rack including the same, and the vibration isolation cart employ the following means.
That is, the vibration isolator according to the present invention includes a first spring element and a first damping element which are provided between two relatively displaced objects and are arranged in parallel, and are parallel to the first spring element and the first damping element. And a rotary inertia added mass that obtains an added mass by a rotary inertia moment obtained by converting the relative displacement into a rotary motion, and is connected in series to the rotary inertia added mass. An additional mass, a second spring element and a second damping element that are arranged in parallel to the additional mass in series and on the opposite side of the rotational inertia additional mass, and in parallel with the rotational inertia additional mass And a third spring element disposed on the surface.

回転慣性付加質量に対して直列に第２バネ要素および第２減衰要素を設けたことにより、共振点が長周期化されるとともに高周波の免振が可能となる。
本発明の「付加質量」は、「回転慣性付加質量」とは区別され、それ自身が有する質量を付加質量とするものである。例えば、免振される重量物の質量に対して大幅に小さな質量、例えば０．５％程度の質量が設定される。 By providing the second spring element and the second damping element in series with the rotational inertia added mass, the resonance point is lengthened and high-frequency vibration isolation is possible.
The “additional mass” of the present invention is distinguished from the “rotational inertia addition mass”, and the addition mass is the mass it has. For example, a significantly smaller mass, for example, a mass of about 0.5% is set with respect to the mass of the heavy object to be isolated.

さらに、本発明の免振装置では、前記第２バネ要素および前記第２減衰要素は、防振ゴムまたは粘弾性体とされ、前記回転慣性付加質量は、円盤とされ、該円盤は、ボールネジナットに螺合して該ボールネジナットの変位に伴い回転するボールネジ軸に固定され、または、ボールネジ軸に螺合して該ボールネジ軸の変位に伴い回転するボールネジナットに固定されていることを特徴とする。   Furthermore, in the vibration isolator of the present invention, the second spring element and the second damping element are vibration-proof rubbers or viscoelastic bodies, the rotational inertia added mass is a disk, and the disk is a ball screw nut. It is fixed to a ball screw shaft that rotates with the displacement of the ball screw nut and is fixed to a ball screw nut that is screwed to the ball screw shaft and rotates with the displacement of the ball screw shaft. .

第２バネ要素および第２減衰要素を防振ゴムまたは粘弾性体によって構成するとともに、回転慣性付加質量をボールネジ軸またはボールネジナットとともに回転する円盤としたので、免振装置をコンパクトに構成できる。   Since the second spring element and the second damping element are made of vibration-proof rubber or a viscoelastic body and the rotary inertia added mass is a disk that rotates together with the ball screw shaft or the ball screw nut, the vibration isolator can be made compact.

また、本発明の免振架台は、対象物を支持する架台を備え、いずれかの上記免振装置が設けられていることを特徴とする。   Moreover, the vibration isolator of the present invention includes a rack that supports an object, and any one of the above-described vibration isolator is provided.

また、本発明の免振台車は、対象物を支持する架台を備え、該架台には、いずれかの上記免振装置と、走行車輪とが設けられていることを特徴とする。   In addition, the vibration isolation cart according to the present invention includes a gantry that supports the object, and the gantry is provided with any of the above-described vibration isolation devices and traveling wheels.

回転慣性付加質量に対して直列に第２バネ要素および第２減衰要素を設けることとしたので、共振点の長周期化だけでなく、高周波入力に対する応答の低減が可能となる。   Since the second spring element and the second damping element are provided in series with the rotational inertia added mass, not only the period of the resonance point is lengthened but also the response to the high frequency input can be reduced.

以下に、本発明にかかる実施形態について、図面を参照して説明する。
［第１実施形態］
以下、本発明の第１実施形態について、図１〜図４を用いて説明する。
図１（ａ）には、本発明にかかる免振装置１が示されている。
本実施形態では、基礎ＢＳ上に質量Ｍ１の重量物３を支持する構成の免振装置１が示されている。
免振装置１は、基礎ＢＳと重量物３との間に並列に配置された第１免振要素Ｉと第２免振要素IIとを有している。 Embodiments according to the present invention will be described below with reference to the drawings.
[First Embodiment]
Hereinafter, a first embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS.
FIG. 1 (a) shows a vibration isolator 1 according to the present invention.
In the present embodiment, a vibration isolator 1 configured to support a heavy object 3 having a mass M1 on a base BS is shown.
The vibration isolator 1 has a first vibration isolation element I and a second vibration isolation element II arranged in parallel between the base BS and the heavy load 3.

第１免振要素Ｉは、バネ定数がＫ１とされた第１バネ要素５および減衰係数がＣ１とされた第１減衰要素６を備えている。この第１免振要素Ｉの具体的構成例が図２に示されている。すなわち、第１免振要素Ｉは、第１バネ要素５に相当する第１圧縮コイルバネ１５と、この第１圧縮コイルバネ１５の内部に配置され、その略中心軸線上に立設された第１オイルダンパ１６とを有している。第１オイルダンパ１６は、図１（ａ）に示した第１減衰要素６に相当する。   The first vibration isolation element I includes a first spring element 5 having a spring constant of K1 and a first damping element 6 having a damping coefficient of C1. A specific configuration example of the first vibration isolation element I is shown in FIG. That is, the first vibration isolation element I includes a first compression coil spring 15 corresponding to the first spring element 5 and a first oil which is disposed inside the first compression coil spring 15 and is erected on the substantially central axis thereof. And a damper 16. The first oil damper 16 corresponds to the first damping element 6 shown in FIG.

第２免振要素IIは、図１に示されているように、第１免振要素Ｉの側方に設けられ、質量Ｍ２の付加質量８を備えている。この付加質量８の一側（図において下方）には、バネ定数Ｋ２の第２バネ要素１０および減衰係数Ｃ２の第２減衰要素１１が設けられている。また、付加質量８の他側（図において上方）には、バネ定数Ｋ３の第３バネ要素１３および回転慣性付加質量１４を備えている。回転慣性付加質量１４は、重量物３と基礎ＢＳとの間の相対変位が回転運動に変換されることによって回転されるものであり、この回転運動による回転慣性モーメントによって大きな等価付加質量を得るものである。
このように、第２免振要素IIは、付加質量８、第２バネ要素１０、第２減衰要素１１、第３バネ要素１３および回転慣性付加質量１４から構成されている。 As shown in FIG. 1, the second vibration isolation element II is provided on the side of the first vibration isolation element I and includes an additional mass 8 having a mass M2. On one side of the additional mass 8 (downward in the figure), a second spring element 10 having a spring constant K2 and a second damping element 11 having a damping coefficient C2 are provided. Further, on the other side (upward in the figure) of the additional mass 8, a third spring element 13 having a spring constant K3 and a rotational inertia additional mass 14 are provided. The rotary inertia additional mass 14 is rotated by converting the relative displacement between the heavy object 3 and the base BS into a rotary motion, and a large equivalent additional mass is obtained by the rotary inertia moment due to the rotary motion. It is.
As described above, the second vibration isolation element II includes the additional mass 8, the second spring element 10, the second damping element 11, the third spring element 13, and the rotational inertia additional mass 14.

図３には、第２免振要素IIの具体的構成例が示されている。
すなわち、第２免振要素IIは、上部に配置された防振ゴム２０と、この防振ゴム２０の下方に配置された接続フランジ２２と、接続フランジ２２の下方に配置された第３圧縮コイルバネ２３と、この第３圧縮コイルバネ２３の内部に設けられた回転慣性質量付加機構２５とを備えている。 FIG. 3 shows a specific configuration example of the second vibration isolation element II.
That is, the second vibration isolation element II includes an anti-vibration rubber 20 disposed at the top, a connection flange 22 disposed below the anti-vibration rubber 20, and a third compression coil spring disposed below the connection flange 22. And a rotary inertia mass adding mechanism 25 provided inside the third compression coil spring 23.

防振ゴム２０は、重量物３の下面と接続フランジ２２の上面との間に配置されている。この防振ゴム２０は、バネ成分と減衰成分を有しており、したがって、図１に示した第２バネ要素１０と第２減衰要素１１に相当する。第２バネ要素１０のバネ定数Ｋ２及び第２減衰要素１１の減衰係数Ｃ２は、防振ゴムの材質、直径、高さ等を変更することによって適宜調整される。   The anti-vibration rubber 20 is disposed between the lower surface of the heavy article 3 and the upper surface of the connection flange 22. This anti-vibration rubber 20 has a spring component and a damping component, and therefore corresponds to the second spring element 10 and the second damping element 11 shown in FIG. The spring constant K2 of the second spring element 10 and the damping coefficient C2 of the second damping element 11 are appropriately adjusted by changing the material, diameter, height, and the like of the vibration-proof rubber.

なお、防振ゴム２０に代えて、防振ゴムと同様にバネ成分と減衰成分を有する粘弾性体を用いてもよい。粘弾性体は重量物３の下面と、接続フランジ２２の上面より櫛歯状に噛み合わされた鋼板との間に接着して用いるが、バネ定数K２及び減衰係数C２は接着面積や厚さ等を変更することで適宜調整される。   Instead of the anti-vibration rubber 20, a viscoelastic body having a spring component and a damping component may be used similarly to the anti-vibration rubber. The viscoelastic body is used by adhering between the lower surface of the heavy object 3 and the steel plate meshed in a comb-tooth shape from the upper surface of the connection flange 22. It is adjusted appropriately by changing.

また、図１では、第２バネ要素１０及び第２減衰要素１１が回転慣性付加質量１４の下方に取り付けられているが、第２バネ要素１０及び第２減衰要素と回転慣性付加質量１４との上下の位置関係はこれに限らず、図２に示したように、第２バネ要素１０及び第２減衰要素１１である防振ゴム２０を上方に、回転慣性質量付加機構２５を下方に配置しても良い。   In FIG. 1, the second spring element 10 and the second damping element 11 are attached below the rotational inertia added mass 14, but the second spring element 10, the second damping element, and the rotary inertia added mass 14 The upper and lower positional relationship is not limited to this, and as shown in FIG. 2, the second spring element 10 and the anti-vibration rubber 20 as the second damping element 11 are arranged upward, and the rotary inertia mass adding mechanism 25 is arranged downward. May be.

接続フランジ２２は、上方の防振ゴム２０と下方の第３圧縮コイルバネ２３及び回転慣性質量付加機構２５とを接続するものである。接続フランジ２２は、それ自身の質量が図１に示した付加質量８に相当する。
接続フランジ２２は、上方から下方に向けて、上段フランジ２２ａ、中段フランジ２２ｂ及び下段フランジ２２ｃの３つのフランジを有している。 The connection flange 22 connects the upper anti-vibration rubber 20 to the lower third compression coil spring 23 and the rotary inertia mass adding mechanism 25. The connection flange 22 has a mass corresponding to the additional mass 8 shown in FIG.
The connection flange 22 has three flanges, that is, an upper flange 22a, a middle flange 22b, and a lower flange 22c from the upper side to the lower side.

上段フランジ２２ａは、防振ゴム２０のフランジ２０ａに対して、複数のボルト２７ａ及びナット２７ｂによって固定されている。   The upper flange 22a is fixed to the flange 20a of the anti-vibration rubber 20 by a plurality of bolts 27a and nuts 27b.

中段フランジ２２ｂは、第１筒部２２ｄによって上段フランジ２２ａに対して一体に接続されている。中段フランジ２２ｂの直径は、上段フランジ２２ａの直径よりも大きくされており、これにより、中段フランジ２２ｂの外周に配置された複数の長ボルト２９ａが上段フランジ２２ａに干渉しないようになっている。各長ボルト２９ａは、中段フランジ２２ｂを貫通し、下端が下段フランジ２２ｃに固定されている。   The middle flange 22b is integrally connected to the upper flange 22a by the first cylindrical portion 22d. The diameter of the middle flange 22b is made larger than the diameter of the upper flange 22a, so that a plurality of long bolts 29a arranged on the outer periphery of the middle flange 22b do not interfere with the upper flange 22a. Each long bolt 29a penetrates the middle flange 22b, and its lower end is fixed to the lower flange 22c.

下段フランジ２２ｃは、中段フランジ２２ｂよりも大きな直径を有している。下段フランジ２２ｃには中央に孔部２２ｃ１が形成されており、この孔部２２ｃ１に、中段フランジ２２ｂの下面に接続されて下方へと延在する第２筒部２２ｅが挿通されている。したがって、第２筒部２２ｅの外周と下段フランジ２２ｃの孔部２２ｃ１を形成する内周縁との間には所定の隙間が形成されている。下段フランジ２２ｃの下面には、第３圧縮コイルバネ２３の上端が当接するようになっている。
下段フランジ２２ｃは、中段フランジ２２ｂとの間の距離が任意に変更できるようになっている。すなわち、中段フランジ２２ｂの上面側に位置すると共に長ボルト２９ａに螺合された止めナット２９ｂの位置を変更することにより、下段フランジ２２ｃと中段フランジ２２ｂとの距離が変更できるようになっている。 The lower flange 22c has a larger diameter than the middle flange 22b. A hole 22c1 is formed at the center of the lower flange 22c, and a second cylindrical portion 22e connected to the lower surface of the intermediate flange 22b and extending downward is inserted into the hole 22c1. Therefore, a predetermined gap is formed between the outer periphery of the second cylindrical portion 22e and the inner peripheral edge forming the hole 22c1 of the lower flange 22c. The upper end of the third compression coil spring 23 is in contact with the lower surface of the lower flange 22c.
The distance between the lower flange 22c and the intermediate flange 22b can be arbitrarily changed. That is, the distance between the lower flange 22c and the intermediate flange 22b can be changed by changing the position of the retaining nut 29b that is positioned on the upper surface side of the intermediate flange 22b and screwed into the long bolt 29a.

第３圧縮コイルバネ２３は、下段フランジ２２ｃの下面と、第２免振要素IIの下端を構成する下端フランジ３０の上面との間に配置されている。この第３圧縮コイルバネ２３は、図１の第３バネ要素１３に相当する。第３圧縮コイルバネ２３の初期バネ力（初期付勢力）は、中段フランジ２２ｂと下段フランジ２２ｃとの間の距離を変更することによって調整される。   The third compression coil spring 23 is disposed between the lower surface of the lower flange 22c and the upper surface of the lower end flange 30 constituting the lower end of the second vibration isolation element II. The third compression coil spring 23 corresponds to the third spring element 13 of FIG. The initial spring force (initial biasing force) of the third compression coil spring 23 is adjusted by changing the distance between the middle flange 22b and the lower flange 22c.

回転慣性質量付加機構２５は、接続フランジ２２と下端フランジ３０との間であって、第３圧縮コイルバネ２３の略中心軸線上に立設されている。
回転慣性付加質量機構２５は、本実施形態では接続フランジ２２側に固定されたボールネジナット２５ａと、ボールネジ軸２５ｂと、ボールネジ軸２５ｂに固定された円盤２５ｃと、ボールネジ軸２５ｂの下端を回転自在に支持する軸受２５ｄとを備えている。
ボールネジナット２５ａは、接続フランジ２２の上段フランジ２２ａ及び中段フランジ２２ｂに対して固定されており、その内部にボールネジ軸２５ｂの上端が挿通されている。
ボールネジ軸２５ｂは、ボールネジナット２５ａ及び軸受２５ｂによって上下両端が支持されており、これらの間で中心軸線周りに回転するようになっている。すなわち、接続フランジ２２が上下動すると、ボールネジナット２５ａ内に収納された複数のボールがボールネジ軸２５ｂのネジ溝２５ｂ１上を転がり、これにより、ボールネジ軸２５ｂが回転させられる。
円盤２５ｃは、ボールネジ軸２５ｂに固定されているので、ボールネジ軸２５ｂの回転に伴い回転する。円盤２５ｃは、図１に示した回転慣性付加質量１４に相当する。
円盤２５ｃは、上述のように接続フランジ２２の鉛直方向の変位、すなわち基礎ＢＳと重量物３との間の相対変位に基づいて回転運動するようになっている。この回転運動によって回転慣性モーメントが得られ、これにより、下式のような等価付加質量△Ｍの付加質量を得ることができる。
△Ｍ＝２ｍｐ（πＲ／Ｌ）２ ・・・・（１）
ここで、ｍｐは円盤２５ｃの質量、Ｒは円盤２５ｃの半径、Ｌはボールネジ軸２５ｂに設けられたネジ溝２５ｂ１のリードである。
このように、円盤２５ｃの質量ｍｐが小さくても、大きな等価付加質量△Ｍを得ることができる。例えば、円盤２５ｃの直径を２００ｍｍ、厚さ３０ｍｍとすると質量ｍｐは７．４kgfとなり、リードＬを２０ｍｍとすると、等価付加質量△Ｍは、３６４８ｋｇとなり、円盤質量の約５００倍の等価付加質量を得ることができる。このように、円盤２５ｃには、装置をコンパクトに構成することができるというメリットがある。 The rotary inertia mass adding mechanism 25 is erected between the connection flange 22 and the lower end flange 30 and substantially on the central axis of the third compression coil spring 23.
In the present embodiment, the rotary inertia additional mass mechanism 25 is configured such that a ball screw nut 25a fixed to the connection flange 22 side, a ball screw shaft 25b, a disk 25c fixed to the ball screw shaft 25b, and a lower end of the ball screw shaft 25b are rotatable. The bearing 25d to support is provided.
The ball screw nut 25a is fixed to the upper flange 22a and the middle flange 22b of the connection flange 22, and the upper end of the ball screw shaft 25b is inserted into the ball screw nut 25a.
The ball screw shaft 25b is supported at both upper and lower ends by a ball screw nut 25a and a bearing 25b, and rotates around the central axis between them. That is, when the connection flange 22 moves up and down, a plurality of balls accommodated in the ball screw nut 25a roll on the screw groove 25b1 of the ball screw shaft 25b, thereby rotating the ball screw shaft 25b.
Since the disk 25c is fixed to the ball screw shaft 25b, it rotates as the ball screw shaft 25b rotates. The disk 25c corresponds to the rotational inertia added mass 14 shown in FIG.
As described above, the disk 25c rotates based on the displacement in the vertical direction of the connection flange 22, that is, the relative displacement between the foundation BS and the heavy load 3. A rotational inertia moment is obtained by this rotational motion, whereby an additional mass of equivalent additional mass ΔM as shown in the following equation can be obtained.
ΔM = 2m p (πR / L) 2 ... (1)
Here, m p is the mass of the disk 25c, R is the radius of the disk 25c, L is the lead of the screw groove 25b1 provided on the ball screw shaft 25b.
Thus, even with a small mass m p of the disk 25c, it is possible to obtain a large equivalent added mass △ M. For example, the diameter of the disk 25c 200 mm and a thickness of 30mm Weight m p is 7.4kgf next, when 20mm lead L, equivalent added mass △ M is, 3648Kg, and the approximately 500 times the equivalent additional mass of the disk mass Can be obtained. Thus, the disk 25c has an advantage that the apparatus can be configured in a compact manner.

なお、図３では、ボールネジ軸２５ｂに固定された円盤２５ｃが回転する構成としたが、次のように構成しても良い。ボールネジ軸は、その軸線周りの回転が規制される一方で軸線方向の変位は許容されるように設置される。ボールネジナットは、このボールネジ軸に螺合するように設けられ、このボールネジナットに円盤が固定される。これにより、ボールネジ軸の軸線方向変位に伴ってボールネジナットおよび円盤が回転し、回転慣性付加質量が得られる。   In FIG. 3, the disk 25c fixed to the ball screw shaft 25b is configured to rotate. However, the disk 25c may be configured as follows. The ball screw shaft is installed so that the rotation around the axis is restricted while the displacement in the axial direction is allowed. The ball screw nut is provided so as to be screwed onto the ball screw shaft, and a disk is fixed to the ball screw nut. As a result, the ball screw nut and the disk rotate in accordance with the axial displacement of the ball screw shaft, and a rotational inertia added mass is obtained.

次に、図４を用いて、本実施形態による免振装置１の効果について説明する。
図４には、本実施形態による免振装置１のシミュレーション結果が、他の比較例とともに示されている。図１（ｂ）及び（ｃ）には、比較例の構成が示されている。
図１（ｂ）に示された免振装置Ａは、重量物３と基礎ＢＳとの間に、バネ要素１００と減衰要素１０２が並列に配置されている。
図１（ｃ）に示された免振装置Ｂは、図１（ａ）に示した免振装置Ａに対して、回転慣性付加質量１０４を並列に加えたものである。 Next, the effect of the vibration isolator 1 according to the present embodiment will be described with reference to FIG.
FIG. 4 shows a simulation result of the vibration isolator 1 according to the present embodiment together with another comparative example. FIGS. 1B and 1C show the configuration of the comparative example.
In the vibration isolator A shown in FIG. 1B, the spring element 100 and the damping element 102 are arranged in parallel between the heavy article 3 and the base BS.
A vibration isolator B shown in FIG. 1C is obtained by adding a rotational inertia added mass 104 in parallel to the vibration isolator A shown in FIG.

下表には、シミュレーションの際に各免振装置１，Ａ，Ｂに与えた質量Ｍ、バネ定数Ｋ、減衰係数Ｃが示されている。

Figure 2007032633
The table below shows the mass M, the spring constant K, and the damping coefficient C given to the vibration isolator 1, A, B during the simulation.
Figure 2007032633

上記表において、ケースＡ及びケースＡ’は免振装置Ａを示し、ケースＢは免振装置Ｂを示す。ケースＡとケースＡ’との相違は、第１減衰係数Ｃ１の大きさであり、ケースＡ’の減衰係数はケースＡの３倍としている。
重量物３の質量は、全ての免振装置１，Ａ，Ｂに対して同一の１（kg、cm、sec、又は、ton、m、secなど対象規模に応じて適宜選択できる単位系）とした。第１バネ要素のバネ定数Ｋ１についても、全ての免振装置１，Ａ，Ｂに対して同一の５とした。第１減衰係数Ｃ１については、ケースＡ，Ｂ及び本発明について０．４５とし、ケースＡ’についてのみ１．３５とした。また、本発明の第２減衰係数は０．９とした。これは、比較の容易のために、第１減衰係数と第２減衰係数との和を、ケースＡ’の減衰係数１．３５に一致させるようにしたものである。 In the above table, case A and case A ′ indicate the vibration isolator A, and case B indicates the vibration isolator B. The difference between Case A and Case A ′ is the magnitude of the first attenuation coefficient C1, and the attenuation coefficient of Case A ′ is three times that of Case A.
The mass of the heavy object 3 is the same 1 for all the vibration isolator 1, A, B (kg, cm, sec, or unit system that can be appropriately selected according to the target scale, such as ton, m, sec) did. The spring constant K1 of the first spring element is also set to 5 which is the same for all the vibration isolation devices 1, A and B. The first damping coefficient C1 was 0.45 for cases A and B and the present invention, and was 1.35 only for case A ′. The second attenuation coefficient of the present invention is 0.9. For easy comparison, the sum of the first attenuation coefficient and the second attenuation coefficient is made to coincide with the attenuation coefficient 1.35 of case A ′.

上述の条件の下、シミュレーションを行って得られた結果が図４である。図４において、横軸が入力周波数（Ｈｚ）、縦軸が絶対加速度応答倍率である。
ケースＡ及びＡ’とケースＢとを比較すれば分かるように、共振点の周波数が低周波数側に移動している。すなわち、回転慣性付加質量１０４を加えて２質点系とすることにより、共振点の長周期化が実現されている。しかし、ケースＢでは、１Ｈｚ以上の高周波領域において絶対加速度応答倍率が他のケースＡ及びケースＡ’よりも大きくなってしまうという欠点がある。
本発明では、長周期化されたケースＢよりも、共振点がさらに長周期化されているとともに、絶対加速度応答倍率が約１／２にまで低減されている。さらに、本発明では、１Ｈｚ以上での加速度応答倍率も大幅に低減されている。これらは、付加質量８を加えた上で、第２バネ要素１０及び第２減衰要素１１を付加質量８及び回転慣性付加質量１４に対して直列に接続したことによるものである。特に、重量物３、付加質量８及び回転慣性付加質量１４の共振点をほぼ一致させるように質量、バネ定数のパラメータを設定すると良い。具体的には、Ｋ１／Ｍ１＝(Ｋ２＋K３)／(△Ｍ＋Ｍ２)となるように各パラメータを設定するとよい。
また、本発明とケースＡに対して減衰係数を３倍にしたケースＡ’とを比較すると、共振点における応答が若干増大しているものの、共振点の長周期化が実現され、１Ｈｚ以上での絶対加速度がほぼ同等とされている。
以上から、本発明の免振装置１は、共振点の長周期化を実現しつつ、１Ｈｚ以上の高周波での応答をも低減できるという効果を奏する。 FIG. 4 shows the result obtained by performing the simulation under the above conditions. In FIG. 4, the horizontal axis represents the input frequency (Hz) and the vertical axis represents the absolute acceleration response magnification.
As can be seen from the comparison between cases A and A ′ and case B, the frequency of the resonance point is shifted to the low frequency side. That is, by adding the rotary inertia additional mass 104 to form a two-mass point system, the resonance point can be lengthened. However, Case B has a drawback in that the absolute acceleration response magnification becomes larger than other cases A and A ′ in a high frequency region of 1 Hz or more.
In the present invention, the resonance point is made longer than in the case B which is made longer, and the absolute acceleration response magnification is reduced to about ½. Furthermore, in the present invention, the acceleration response magnification at 1 Hz or higher is also greatly reduced. These are because the second spring element 10 and the second damping element 11 are connected in series to the additional mass 8 and the rotary inertia additional mass 14 after adding the additional mass 8. In particular, the parameters of the mass and spring constant may be set so that the resonance points of the heavy object 3, the additional mass 8 and the rotary inertia additional mass 14 are substantially matched. Specifically, each parameter may be set so that K1 / M1 = (K2 + K3) / (ΔM + M2).
Further, when comparing the present invention with case A ′ in which the attenuation coefficient is tripled with respect to case A, the response at the resonance point is slightly increased, but the resonance point is lengthened, and at 1 Hz or higher. The absolute acceleration is almost equivalent.
From the above, the vibration isolator 1 of the present invention has an effect that the response at a high frequency of 1 Hz or more can be reduced while realizing a long period of the resonance point.

なお、本実施形態にかかる免振装置１は、基礎ＢＳ上に重量物３を支持する構成としたが、本発明はこれに限定されるものではなく、例えば相対移動する２物体間に設けることとしてもよい。   In addition, although the vibration isolator 1 concerning this embodiment was set as the structure which supports the heavy article 3 on base BS, this invention is not limited to this, For example, it provides between two objects which move relatively. It is good.

［第２実施形態］
次に、本発明の第２実施形態について、図５を用いて説明する。
図５には、本発明の一実施形態にかかる免振台車５０が示されている。免振台車５０は、上部に搬送物４を載置して搬送する台車である。免振台車５０には、上述の第１免振要素Ｉ及び第２免振要素IIが用いられている。
免振台車５０は、下部に複数の車輪５２が取り付けられた外フレーム５４と、この外フレーム５４の内側に配置された水平免振フレーム５６と、この水平免振フレーム５６を上方から囲繞するように配置された上下免振フレーム５８とを備えている。 [Second Embodiment]
Next, a second embodiment of the present invention will be described with reference to FIG.
FIG. 5 shows a vibration isolation cart 50 according to an embodiment of the present invention. The vibration isolation cart 50 is a cart that places and conveys the conveyed product 4 on the top. The above-described first vibration isolation element I and second vibration isolation element II are used for the vibration isolation cart 50.
The vibration isolation cart 50 includes an outer frame 54 having a plurality of wheels 52 attached to a lower portion thereof, a horizontal vibration isolation frame 56 disposed inside the outer frame 54, and the horizontal vibration isolation frame 56 surrounded from above. And an upper and lower vibration isolation frame 58 disposed on the upper and lower sides.

外フレーム５４は、平面視して長方形に組まれた下枠５４ａと、この下枠５４ａから上方に立設する複数の縦棒材５４ｂと、これら縦棒材５４ｂによって下方から支持され、下枠５４ａと同形状とされた上枠５４ｃとを備えている。これら下枠５４ａ、縦棒材５４ｂ及び上枠５４ｃは、それぞれ溶接によって固定されている。
下枠５４ａの下面には車輪５２が４つ設けられている。また、下枠５４ａの側部には二本の横行部材５４ｄが設けられており、これら横行部材５４ｄ上に複数の水平スライダ５４ｅが設置されている。水平スライダ５４ｅは水平面方向（ｘｙ方向）にスライド自在とされており、例えばｘ方向およびｙ方向にそれぞれLMガイドを配置した構成とされている。水平スライダ５４ｅによって、水平免振フレーム５６は下方から支持されている。
上枠５４ｃの両側部には、作業者が把持することができる把持部５４ｆが固定されている。 The outer frame 54 is supported from below by a lower frame 54a assembled in a rectangular shape in plan view, a plurality of vertical bars 54b standing upward from the lower frame 54a, and the vertical bars 54b. An upper frame 54c having the same shape as 54a is provided. The lower frame 54a, the vertical bar 54b, and the upper frame 54c are fixed by welding.
Four wheels 52 are provided on the lower surface of the lower frame 54a. Further, two transverse members 54d are provided on the side of the lower frame 54a, and a plurality of horizontal sliders 54e are installed on the transverse members 54d. The horizontal slider 54e is slidable in the horizontal plane direction (xy direction). For example, the LM guide is arranged in each of the x direction and the y direction. The horizontal vibration isolation frame 56 is supported from below by the horizontal slider 54e.
A gripping portion 54f that can be gripped by an operator is fixed to both sides of the upper frame 54c.

水平免振フレーム５６は、上述のように、外フレーム５４の内側に配置されるとともに、水平スライダ５４ｅを介して水平方向に移動自在に下方から支持されている。
水平免振フレーム５６は、直方体の各辺に角材が配置された構成とされている。水平免振フレーム５６の上枠５６ｃの外側面と、外フレーム５４の上枠５４ｃの内側面との間には、複数の免振要素Ｉ，IIが配置されている。すなわち、水平免振フレーム５６の上枠５６ｃの４辺の中央部に第２免振要素IIがそれぞれ設けられ、上枠５６ｃの各角部には第１免振要素Ｉがそれぞれ設けられている。したがって、第２免振要素IIは合計で４つ、第１免振要素Ｉは合計で８つ設けられている。
水平免振フレーム５６と上下免振フレーム５８との間には、水平リンク６０が設けられている。この水平リンク６０により、上下免振フレーム５８は、水平免振フレーム５６に対して水平を維持した状態で上下動できるようになっている。 As described above, the horizontal vibration isolation frame 56 is disposed on the inner side of the outer frame 54 and supported from below through a horizontal slider 54e so as to be movable in the horizontal direction.
The horizontal vibration isolation frame 56 has a configuration in which square bars are arranged on each side of the rectangular parallelepiped. A plurality of vibration isolation elements I and II are arranged between the outer side surface of the upper frame 56 c of the horizontal vibration isolation frame 56 and the inner side surface of the upper frame 54 c of the outer frame 54. That is, the second vibration isolation element II is provided at the center of the four sides of the upper frame 56c of the horizontal vibration isolation frame 56, and the first vibration isolation element I is provided at each corner of the upper frame 56c. . Accordingly, a total of four second vibration isolation elements II and eight first vibration isolation elements I are provided.
A horizontal link 60 is provided between the horizontal vibration isolation frame 56 and the vertical vibration isolation frame 58. With the horizontal link 60, the vertical vibration isolation frame 58 can move up and down while maintaining the horizontal direction with respect to the horizontal vibration isolation frame 56.

上下免振フレーム５８は、図５において側方に位置する下枠部材が省略されており、したがって、図５の側方から見た場合に門型形状とされている。これにより、上下免振フレーム５８は、水平免振フレーム５６の上方から囲繞するように配置される。
上下免振フレーム５８の上枠５８ｃの下面と、水平免振フレーム５６の上枠５６ｃの上面との間には、複数の免振要素Ｉ，IIが設けられている。
すなわち、第１免振要素Ｉは四隅に４つ設けられ、第２免振要素IIは、上下免振フレーム５８の上枠５８ｃから側方に突出して延在する突出部材５８ｄの下方に２つ設けられている。 The upper and lower vibration isolation frame 58 is omitted from the lower frame member located on the side in FIG. 5, and thus has a portal shape when viewed from the side in FIG. 5. Accordingly, the upper and lower vibration isolation frame 58 is disposed so as to surround the horizontal vibration isolation frame 56 from above.
A plurality of vibration isolation elements I and II are provided between the lower surface of the upper frame 58 c of the vertical vibration isolation frame 58 and the upper surface of the upper frame 56 c of the horizontal vibration isolation frame 56.
That is, four first vibration isolation elements I are provided at the four corners, and two second vibration isolation elements II are provided below the projecting member 58d extending sideways from the upper frame 58c of the upper and lower vibration isolation frame 58. Is provided.

上記構成の免振台車５０は、次のように用いられる。
半導体製造装置を運搬する際には、当該装置を各パーツに分割し、パーツ毎に運搬される。各パーツは、精密部品であるため振動による損傷が懸念される。したがって、各パーツは搬送物４として免振台車５０上に設置された状態で運搬される。搬送物４が載置された免振台車５０は、トラックや飛行機に積み込まれる。トラックや飛行機では搬送中に種々の振動が生じる。特に飛行機では着陸の時に衝撃力が発生し、高周波の振動が免振台車５０に入力される。免振台車５０は、第１免振要素Ｉ及び第２免振要素IIによって水平方向および上下方向が免振されているので、高周波に対する応答は大幅に低減される（図４のグラフ参照）。したがって、免振台車５０上に載置された半導体製造装置のパーツに損傷が生じることがない。
また、免振台車５０は、第１免振要素Ｉ及び第２免振要素IIによって共振点が長周期化されているので（図４のグラフ参照）、トラックや飛行機での比較的ゆっくりとした振動に対しても十分に応答が低減される。
また、第２免振要素IIの回転慣性付加質量１４として、自重の数百倍もの等価付加質量を発揮する円盤２５ｃ（図３参照）を用いたので、免振台車５０を軽量かつコンパクトに構成することができる。したがって、輸送時のコストも低減される。 The vibration isolation cart 50 having the above configuration is used as follows.
When transporting a semiconductor manufacturing apparatus, the apparatus is divided into parts and transported for each part. Since each part is a precision part, there is a concern about damage due to vibration. Accordingly, each part is transported as a transported object 4 in a state where it is installed on the vibration isolation cart 50. The vibration isolation cart 50 on which the conveyed product 4 is placed is loaded on a truck or an airplane. Various vibrations occur during transportation on trucks and airplanes. Particularly in an airplane, an impact force is generated at the time of landing, and high-frequency vibration is input to the vibration isolation cart 50. Since the vibration isolation cart 50 is isolated in the horizontal and vertical directions by the first vibration isolation element I and the second vibration isolation element II, the response to high frequencies is greatly reduced (see the graph of FIG. 4). Therefore, the parts of the semiconductor manufacturing apparatus placed on the vibration isolation cart 50 are not damaged.
In addition, the vibration isolator 50 has a relatively long resonance point due to the first vibration isolation element I and the second vibration isolation element II (see the graph in FIG. 4), so that it is relatively slow in trucks and airplanes. Response to vibration is sufficiently reduced.
Further, as the rotary inertia additional mass 14 of the second vibration isolation element II, a disk 25c (see FIG. 3) that exhibits an equivalent additional mass several hundred times its own weight is used, so that the vibration isolation cart 50 is configured to be lightweight and compact. can do. Therefore, the cost at the time of transportation is also reduced.

なお、上記実施形態では免振台車５０について説明したが、免振台車５０の車輪５２を排除して、免振架台として用いても良い。
また、上記各実施形態において、第１バネ要素５及び第１減衰要素６を実現する構成として第１免振要素Ｉとし、回転慣性付加質量１４、付加質量８、第２バネ要素１０、第２減衰要素１１及び第３バネ要素１３を実現する構成として第２免振要素IIとして、２つの免振要素として構成したが、本発明はこれに限定されるものではなく、各要素をまとめて一つのユニットとして構成しても良いし、それぞれ別々の要素として構成しても良い。 In the above embodiment, the vibration isolation cart 50 has been described. However, the wheel 52 of the vibration isolation cart 50 may be excluded and used as a vibration isolation frame.
In each of the above embodiments, the first vibration isolation element I is used as the configuration for realizing the first spring element 5 and the first damping element 6, and the rotational inertia additional mass 14, the additional mass 8, the second spring element 10, the second As the configuration for realizing the damping element 11 and the third spring element 13, the second vibration isolation element II is configured as two vibration isolation elements. However, the present invention is not limited to this, and each element is integrated into one. It may be configured as one unit, or may be configured as separate elements.

免振装置の振動モデルを示し、（ａ）は本発明を示し、（ｂ）及び（ｃ）は比較例を示す。The vibration model of a vibration isolator is shown, (a) shows this invention, (b) and (c) shows a comparative example. 本発明の第１免振要素を示した斜視図である。It is the perspective view which showed the 1st vibration isolation element of this invention. 本発明の第２免振要素を示した斜視図である。It is the perspective view which showed the 2nd vibration isolator of this invention. 本発明のシミュレーション結果を、比較例とともに示したグラフである。It is the graph which showed the simulation result of this invention with the comparative example. 本発明の免振台車の一実施形態を示した斜視図である。It is the perspective view which showed one Embodiment of the vibration isolation trolley | bogie of this invention.

符号の説明Explanation of symbols

１ 免振装置
５ 第１バネ要素
６ 第１減衰要素
８ 付加質量
１０ 第２バネ要素
１１ 第２減衰要素
１３ 第３バネ要素
１４ 回転慣性付加質量
５０ 免振台車 DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Isolation device 5 1st spring element 6 1st damping element 8 Additional mass 10 2nd spring element 11 2nd damping element 13 3rd spring element 14 Rotation inertia additional mass 50 Isolation cart

Claims (4)

相対変位する２つの物体間に設けられて並列に配置された第１バネ要素および第１減衰要素と、
これら第１バネ要素および第１減衰要素に並列に配置され、前記相対変位を回転運動に変換して得られる回転慣性モーメントによって付加質量を得る回転慣性付加質量と、を備えた免振装置において、
前記回転慣性付加質量に対して直列に接続された付加質量と、
該付加質量に対して直列に、かつ前記回転慣性付加質量の反対側に設けられて並列に配置された第２バネ要素および第２減衰要素と、
前記回転慣性付加質量に並列に配置された第３バネ要素と、
を備えていることを特徴とする免振装置。 A first spring element and a first damping element provided between two relatively displaced objects and arranged in parallel;
A rotary inertia additional mass that is arranged in parallel to the first spring element and the first damping element and obtains an additional mass by a rotary inertia moment obtained by converting the relative displacement into a rotary motion,
An additional mass connected in series to the rotational inertial additional mass;
A second spring element and a second damping element arranged in series with and in parallel to the additional mass and on the opposite side of the rotary inertia additional mass;
A third spring element disposed in parallel with the rotational inertia added mass;
A vibration isolator characterized by comprising: 前記第２バネ要素および前記第２減衰要素は、防振ゴムまたは粘弾性体とされ、
前記回転慣性付加質量は、円盤とされ、
該円盤は、ボールネジナットに螺合して該ボールネジナットの変位に伴い回転するボールネジ軸に固定され、または、ボールネジ軸に螺合して該ボールネジ軸の変位に伴い回転するボールネジナットに固定されていることを特徴とする免振装置。 The second spring element and the second damping element are anti-vibration rubber or viscoelastic body,
The rotational inertia added mass is a disk,
The disk is screwed to a ball screw nut and fixed to a ball screw shaft that rotates with displacement of the ball screw nut, or is screwed to the ball screw shaft and fixed to a ball screw nut that rotates with displacement of the ball screw shaft. A vibration isolator characterized by comprising: 対象物を支持する架台を備え、
該架台には、請求項１又は２に記載された免振装置が設けられていることを特徴とする免振架台。 It has a gantry to support the object,
A vibration isolator according to claim 1 or 2, wherein the vibration isolator is provided on the stand. 対象物を支持する架台を備え、
該架台には、請求項１又は２に記載された免振装置と、走行車輪とが設けられていることを特徴とする免振台車。 It has a gantry to support the object,
The vibration isolation cart according to claim 1 or 2, wherein the frame is provided with a vibration isolation device and a traveling wheel.
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