JP4279396B2

JP4279396B2 - Synchronous vibration control device

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Publication number: JP4279396B2
Application number: JP10201299A
Authority: JP
Inventors: 正志安田; 庄平民部
Original assignee: Tokkyokiki Corp
Current assignee: Tokkyokiki Corp
Priority date: 1999-04-09
Filing date: 1999-04-09
Publication date: 2009-06-17
Anticipated expiration: 2019-04-09
Also published as: JP2000291725A; TW466812B

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、構造物の振動またはこれによって発生する固体音を抑制するために用いられる同調型制振装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
トランスの運転中には、電源周波数の２倍の周波数で鉄心が振動する。そして、この振動が周囲の空気を震わせることにより固体音といわれる騒音が発生する。例えば電源周波数が６０Ｈｚの場合、トランスの運転により１２０Ｈｚの固体音が発生するほか、その高調波として２４０Ｈｚ、３６０Ｈｚなどの固体音が発生する。
【０００３】
トランスなどの構造物の振動およびこれに起因する固体音は通常の除振装置だけでは十分に抑制することが難しいため、除振装置とともに、ＴＭＤ（Tuned Mass Damper ）と称される質量体を用いた制振装置が併用される。この種の制振装置においては、固体音を発生させる構造物の振動周波数と同じ周波数に質量体の振動周波数を調整してやることにより、構造物の振動をこれと逆位相で共振する質量体により相殺するようにしている。これにより、構造物の振動およびこれに起因する固体音を低減することが可能である。
【０００４】
かかるＴＭＤを用いた制振装置として、マスバランスタイプといわれるものが知られている。マスバランスタイプの制振装置は、水平に支持された支軸の左右に２つの同じ制振質量体が挿入されたものであり、２つの制振質量体の位置を調整することにより、その振動周波数が調節可能になっている。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上述のマスバランスタイプの制振装置においては、左右２つの制振質量体の支軸中心からの位置をきわめて高い精度で同じになるように調節する必要がある。このような調節は人間の手で行われるものであって高精度に行うことが非常に難しく、調整に時間がかかるという問題がある。
【０００６】
そこで、本発明の目的は、制振質量体の振動周波数を簡単に調節することが可能な同調型制振装置を提供することである。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために、請求項１の制振装置は、制振質量体と、前記制振質量体を一方向に振動可能に支持しており、非線形特性を有する第１の弾性部材と、前記第１の弾性部材よりも弾性係数が実質的に小さく、且つ、前記制振質量体を前記第１の弾性部材との間で挟むように前記第１の弾性部材と同じ方向に弾性変形可能に配置されて前記第１の弾性部材とともに前記制振質量体を前記一方向に振動可能に支持する第２の弾性部材と、前記制振質量体の振動方向における前記第２の弾性部材の変位量を調整するための調整手段とを備えている。
【０００８】
請求項１によると、第２の弾性部材が制振質量体を前記第１の弾性部材との間で挟み且つ第１の弾性部材と同じ方向に弾性変形可能なように配置されているために、調整手段によって第２の弾性部材を変位させることによって第１の弾性部材の変位量を調整することができる。そのために、非線形特性を有する第１の弾性部材の弾性係数が変更され、これによって、制振質量体の振動周波数を制御することができる。また、この際、第２の弾性部材の弾性係数が第１の弾性部材よりも実質的に小さいために、調整手段によって第２の弾性部材を大幅に変位させても第１の弾性部材は僅かに変位するだけであり、第２の弾性部材の変位量に対する制振質量体の振動周波数の変化率を緩やかにすることができる。すなわち、実際の調整変位幅に対する制振質量体の振動周波数の変化を小さく抑制することができるので、制振質量体の振動周波数をより短時間で高精度に調節することができるようになる。
【０００９】
なお、ここで「実質的に小さい」とは、非線形特性を有しているために第１の弾性部材の弾性係数の値が変位量に応じて変動するものの、実用に供されるほとんどの変位量領域において第２の弾性部材のほうが第１の弾性部材よりも弾性係数が小さいことをいうものとする。また、第２の弾性部材は線形特性を有していてもよいし、非線形特性を有していてもよい。
【００１０】
また、請求項２の制振装置は、前記制振質量体に対して前記第１の弾性部材と並列に接続されており、前記制振質量体の振動を減衰させる減衰手段をさらに備えている。
【００１１】
請求項２によると、制振質量体に対して第１の弾性部材と並列に接続されており、制振質量体の振動を減衰させる減衰手段をさらに備えているために、最適同調型として制振対象が共振状態にあるときに用いるのに適した同調型制振装置が得られる。
【００１２】
また、請求項３の制振装置は、前記調整手段を駆動するための駆動手段をさらに備えている。
【００１３】
請求項３によると、調整手段を駆動するための駆動手段をさらに備えているので、制振対象の振動周波数変化に追従して第１の弾性部材の変位量を調整可能であるので、制振対象の振動周波数が変化した場合であってもその振動を自動的に低減することができる。
【００１４】
また、請求項４の制振装置は、請求項１〜３のいずれか１項に記載の同調型制振装置が、その制振質量体が互いに独立して振動可能に複数段上下に積み重ねられている。
【００１５】
請求項４によると、制振質量体が互いに独立して振動可能に複数の同調型制振装置が上下に積み重ねられていることにより、各装置の同調周波数を制振対象の振動の基本周波数および高調波にそれぞれ同調させておくことで、小さな設置面積により制振対象の基本周波数だけでなく高調波をも低減することができる。
【００１６】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の好適な実施の形態について図面を参照しつつ説明する。
【００１７】
図１は、本発明の第１の実施の形態に係る同調型制振装置の概略的な平面図である。図２は、図１のII−II線における断面図である。これらの図に示されているように、本実施の形態の同調型制振装置１０は、略ドーナツ型の制振質量体１２と、制振質量体１２の底面に設けられた凹部にそれぞれ嵌装されてその一端側が制振質量体１２に接続された４つのさらばね１４ａ〜１４ｄとを有している。さらばね１４ａ〜１４ｄは鉛直方向、すなわち図２における上下方向に弾性変形可能な非線形ばねである。制振質量体１２の内周下端部１２ａは内側に突出しており、この内周下端部１２ａにおいて線形特性を有するコイルばね２８の一端側が支持されている。なお、図１において、制振質量体１２は、破線Ｌ１とＬ２とに挟まれた領域に存在している。
【００１８】
さらばね１４ａ〜１４ｄの他端側は、さらばね１４ａ〜１４ｄと対向する個所に開口部をそれぞれ有する円盤形状の基盤１６に支持されている。基盤１６の中央からは、雄ねじが形成された支柱１８が直立して設けられている。支柱１８には、下方からそれぞれ、ばね押さえ材２０およびナット２２が螺合されている。ばね押さえ材２０はその外側縁部の数カ所において、ねじ２７によりカバー材２４および上板２６と螺合接続されている。カバー材２４は、制振質量体１２の表面から所定距離だけ離隔してその上面および側面に沿ってこれらを覆うような形状を有している。
【００１９】
ばね押さえ材２０と制振質量体１２の内周下端部１２ａとの間には、支柱１８に挿入されて鉛直方向に弾性変形するコイルばね２８が介在しており、このコイルばね２８はばね押さえ材２０を上方に付勢している。従って、ナット２２を回動させることにより、押さえ材２０を上下方向に移動させることができ、これに伴って、コイルばね２８の長さまたは変位量（自然長からの変位長さ）を制御することができるだけでなく、コイルばね２８および制振質量体１２を介してばね押さえ材２０からの力が作用するさらばね１４ａ〜１４ｄの長さまたは変位量をも制御することができる。
【００２０】
このように制振質量体１２は、４つのさらばね１４ａ〜１４ｄとコイルばね２８とに挟まれた状態で、鉛直方向、すなわち図２における上下方向に振動可能である。そして、その振動周波数は、さらばね１４ａ〜１４ｄの変位量によって決定される。なぜなら、非線形ばねであるさらばね１４ａ〜１４ｄの変位量が変わることで、その弾性係数が変化するからである。
【００２１】
図３は、さらばね１４ａ〜１４ｄ（４つのばねを１つの合成ばねとして見た場合）およびコイルばね２８の変位量と弾性力との関係をそれぞれ示すグラフである。図３において、曲線Ａはさらばね１４ａ〜１４ｄの弾性特性を表しており、直線Ｂはコイルばね２８の弾性特性を表している。変位量変化に対する弾性力の変化割合（曲線の傾き）である弾性係数は、曲線Ａでは変位量の増加とともに徐々に小さくはなるが、図示された領域では直線Ｂよりも大きくなっている。つまり、図示された領域内ではどの部分であっても曲線Ａの傾きが直線Ｂの傾きよりも大きくなっている（コイルばね２８の弾性係数がさらばね１４ａ〜１４ｄの弾性係数よりも小さくなっている）。
【００２２】
本実施の形態では、このようにコイルばね２８の弾性係数がさらばね１４ａ〜１４ｄの弾性係数よりも小さくなっているので、ナット２２を大きな角度回動させてコイルばね２８を大幅に変位させても、さらばね１４ａ〜１４ｄは僅かに変位するだけである。従って、ナット２２の回動角度に対する振動周波数の変化が緩やかになるので、制振質量体１２の振動周波数を所定の周波数に調整するのが容易であり、短時間で高精度の調整が可能となる。従って、本実施の形態の制振装置１０によると、構造物の振動およびこれに起因する固体音をより確実に低減することができるようになる。
【００２３】
また、制振質量体１２の振動において、制振力すなわち加速度を一定として、制振質量体１２の振幅と振動周波数の２乗とは反比例関係にあるから、制振質量体１２の振動周波数が大きくなるほど、制振質量体１２の振幅は小さくなることになる。つまり、本実施の形態の制振装置１０は、制振質量体１２が高い振動周波数で振動する場合に用いるのに適している。
【００２４】
本実施の形態では、コイルばね２８は線形弾性特性を有するものとしたが、非線形特性を有するものであってもよい。この場合、制振質量体１２の振動周波数は、コイルばね２８の弾性係数とさらばね１４ａ〜１４ｄの弾性係数との両方によって制御されることになる。
【００２５】
また、本実施の形態では、非線形特性を有する弾性部材としてさらばね１４ａ〜１４ｄを用いたが、たけのこばね、円錐ばねなどの他の非線形ばねを含む、非線形特性を有する公知の弾性部材を用いることも可能である。
【００２６】
次に、本発明の第２の実施の形態について説明する。図４は、本実施の形態に係る同調型制振装置の断面図である。図４に示された制振装置４０は、カバー材２４と制振質量体１２との間にこれらの両方に圧接したシリコンゲル４２が介在しているという点を除いて、図１および図２に示した第１の実施の形態のものと同様に構成されている。シリコンゲル４２は、カバー材２４と制振質量体１２との間の全周にわたって設けられていてもよいし、その一部分にだけ設けられていてもよい。
【００２７】
本実施の形態において、シリコンゲル４２は、非線形特性を有する弾性部材としてだけでなく、制振質量体１２の振動を減衰させる減衰手段としても機能する。そのため、制振装置４０は減衰を付加しながら振動を低減する最適同調型となり、制振対象が共振状態にあるときに用いるのに適したものとなる。なお、第１の実施の形態の制振装置１０は、実質的に減衰手段を有しない***振型である。
【００２８】
また、本実施の形態の変形例として、シリコンゲル４２の制振質量体１２への押しつけ力を変更する機構をさらに設けるようにしてもよい。このようにすることにより、シリコンゲル４２が有する弾性係数および減衰定数を同時に制御することが可能である。例えば、制振質量体１２の振動に関してある弾性係数（または振動周波数）および減衰定数を実現しようとした場合、まずシリコンゲル４２の押しつけ力を制御して減衰定数を定めるとともにシリコンゲル４２部分での弾性係数を定め、次に、シリコンゲル４２とさらばね１４ａ〜１４ｄとの合成弾性係数が所定の値になるように、ナット２２を回動させてさらばね１４ａ〜１４ｄの弾性係数を定め、制振質量体１２が所望の振動周波数で振動するようにすればよい。
【００２９】
なお、本実施の形態では弾性部材でもあり減衰手段でもあるシリコンゲル４２を用いたが、弾性部材としての性質をほとんど有さず実質的に減衰手段としてのみ機能するシリコンオイルなどの弾性がより小さい材料を用いることもできる。
【００３０】
次に、本発明の第３の実施の形態について説明する。図５は、本実施の形態に係る同調型制振装置の断面図である。図５に示された制振装置１２は、図１および図２で説明した第１の実施の形態と同様の２つの制振装置１０ａ、１０ｂが上下に積み重ねられたものである。そして、２つの制振装置１０ａ、１０ｂは、接続部材５１を介して互いに接続されている。つまり、接続部材５１は、その中央の凹部において制振装置１０ｂの支柱１８に螺合されることでこれに接続されており、凹部の外側に設けられたフランジ部において制振装置１０ａの基盤１６と接続されている。
【００３１】
このように構成されることで、２つの制振装置１０ａ、１０ｂの制振質量体１２は互いに独立して振動することが可能となっている。つまり、下側の制振装置１０ｂの基盤１６、支柱１８および接続部材５１を介して上側の制振装置１０ａにも外部の制振対象の振動が伝えられるので、下側の制振装置１０ｂの制振質量体１２が外部の制振対象の振動周波数に合わせて振動可能であるばかりでなく、上側の制振装置１０ａの制振質量体１２も外部の制振対象の振動周波数に合わせて振動可能である。
【００３２】
従って、制振装置１０ｂの同調周波数を制振対象の振動の基本周波数（または第２高調波の周波数）に調整しておくとともに、制振装置１０ａの同調周波数を制振対象の振動の第２高調波の周波数（または基本周波数）にそれぞれ調整しておくことにより、１つの制振装置１０ａ、１０ｂの設置面積により制振対象の基本周波数だけでなくその高調波をも低減することができる。例えば、トランスに起因した固体音を抑制するには、１つの制振装置の振動周波数を１２０Ｈｚとし、もう１つの制振装置の振動周波数を２４０Ｈｚにすればよい。なお、制振装置１０を３つ以上積み重ねるようにして、それぞれを別の高調波に同調させるようにしてもよい。また、最適同調型とする場合には、第２の実施の形態と同様に、各制振装置１０ａ、１０ｂのカバー材２４と制振質量体１２との間にシリコンゲル４２などの減衰手段を介在させればよい。
【００３３】
次に、本発明の第４の実施の形態について説明する。図６は、本実施の形態の同調型制振装置を含む制振システムの概略的な模式図である。図６に示された制振装置５０は、第１の実施の形態の制振装置１０にさらにアクチュエータ５２を備えたものである。アクチュエータ５２は、詳しい図示は省略するが制振装置１０のナット２２に取り付けられており、ナット２２を回動させることができるようになっている。
【００３４】
アクチュエータ５２には、振動センサ５６、５７と接続された制御装置５４が接続されている。振動センサ５６は、図示しない制振対象またはその近傍に配置されて制振対象の振動を検知し、振動センサ５７は、制振質量体１２またはその近傍に配置されて制振質量体の振動を検知するものである。振動センサ５６で検知された制振対象および制振質量体１２の検出振動は制御装置５４に送られる。制御装置５４は、制振対象および制振質量体１２の検出振動の相互相関関数がゼロになるようにアクチュエータ５２を駆動する命令を出す。アクチュエータ５２はこの命令を受けて、ナット２２を所定位置まで回転させる。
【００３５】
このように、本実施の形態の制振装置５０は振動センサ５６、５７および制御装置５４に接続されているとともに、ナット２２を回転駆動することが可能なアクチュエータ５２を備えているので、制振対象の振動周波数が変化する場合であっても、それに追従してナット２２を回動させて制振質量体１２の振動周波数を変更することができる。従って、制振対象の振動周波数が変化しても、その振動を自動的に低減することが可能である。
【００３６】
本実施の形態において、アクチュエータ５２としては、例えばステッピングモータや圧電素子を用いたアクチュエータなどを用いることができる。また、第３の実施の形態のように制振装置を上下に２つ積み重ねる場合にも本実施の形態は適用可能であり、このようなときには制御装置５４で上下の制振装置に適したナットの回動量をそれぞれ演算してそれぞれのアクチュエータに与えればよい。
【００３７】
【発明の効果】
以上説明したように、請求項１によると、調整手段によって第２の弾性部材を大幅に変位させても第１の弾性部材は僅かに変位するだけであり、第２の弾性部材の変位量に対する制振質量体の振動周波数の変化率を緩やかにすることができる。すなわち、実際の調整変位幅に対する制振質量体の振動周波数の変化を小さく抑制することができるので、制振質量体の振動周波数をより短時間で高精度に調節することができるようになる。従って、固体音を抑制するために用いるのに適している。
【００３８】
また、請求項２によると、最適同調型として制振対象が共振状態にあるときに用いるのに適した同調型制振装置が得られる。
【００３９】
また、請求項３によると、制振対象の振動周波数変化に追従して第１の弾性部材の変位量を調整可能であるので、制振対象の振動周波数が変化した場合であってもその振動を自動的に低減することができる。
【００４０】
また、請求項４によると、小さな設置面積により制振対象の基本周波数だけでなく高調波をも低減することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１の実施の形態に係る同調型制振装置の概略的な平面図である。
【図２】図１のII−II線における断面図である。
【図３】本発明の第１の実施の形態に係る同調型制振装置において、さらばねおよびコイルばねの変位量と弾性力との関係をそれぞれ示すグラフである。
【図４】本発明の第２の実施の形態に係る同調型制振装置の断面図である。
【図５】本発明の第３の実施の形態に係る同調型制振装置の断面図である。
【図６】本発明の第４の実施の形態に係る同調型制振装置を含む制振システムの概略的な模式図である。
【符号の説明】
１０制振装置
１２制振質量体
１４ａ〜１４ｄさらばね
１６基盤
１８支柱
２０ばね押さえ材
２２ナット
２４カバー材
２８コイルばね[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a tuned vibration damping device used for suppressing vibration of a structure or solid sound generated thereby.
[0002]
[Prior art]
During operation of the transformer, the iron core vibrates at a frequency twice the power supply frequency. And this vibration generates a noise called solid sound by shaking the surrounding air. For example, when the power supply frequency is 60 Hz, a solid sound of 120 Hz is generated by the operation of the transformer, and a solid sound of 240 Hz, 360 Hz, etc. is generated as its harmonics.
[0003]
Since vibrations of structures such as transformers and solid sound resulting from this are difficult to suppress sufficiently with ordinary vibration isolation devices alone, a mass body called TMD (Tuned Mass Damper) is used with the vibration isolation device. The existing vibration control device is used together. In this type of vibration control device, by adjusting the vibration frequency of the mass body to the same frequency as the vibration frequency of the structure that generates solid sound, the vibration of the structure is canceled by the mass body that resonates in the opposite phase. Like to do. Thereby, it is possible to reduce the vibration of a structure and the solid sound resulting from this.
[0004]
As a vibration damping device using such TMD, what is called a mass balance type is known. A mass balance type vibration damping device is obtained by inserting two identical damping mass bodies on the left and right of a horizontally supported spindle. By adjusting the positions of the two damping mass bodies, The frequency is adjustable.
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the above-described mass balance type vibration damping device, it is necessary to adjust the positions of the two left and right vibration damping mass bodies from the center of the support shaft to be the same with extremely high accuracy. Such adjustment is performed by a human hand and is very difficult to perform with high accuracy, and there is a problem that adjustment takes time.
[0006]
Accordingly, an object of the present invention is to provide a tuned vibration damping device that can easily adjust the vibration frequency of a vibration damping mass body.
[0007]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, a vibration damping device according to a first aspect of the present invention includes a vibration damping mass body, a first elastic member that supports the vibration damping mass body in a unidirectional manner, and has nonlinear characteristics The elastic modulus is substantially smaller than that of the first elastic member, and the elastic mass is elastically deformed in the same direction as the first elastic member so as to sandwich the damping mass body with the first elastic member. A second elastic member that is arranged so as to be able to vibrate the damping mass body in the one direction together with the first elastic member, and the second elastic member in the vibration direction of the damping mass body. Adjusting means for adjusting the amount of displacement.
[0008]
According to claim 1, the second elastic member is disposed so that the damping mass body is sandwiched between the first elastic member and elastically deformable in the same direction as the first elastic member. The displacement amount of the first elastic member can be adjusted by displacing the second elastic member by the adjusting means. Therefore, the elastic coefficient of the first elastic member having nonlinear characteristics is changed, and thereby the vibration frequency of the damping mass body can be controlled. At this time, since the elastic coefficient of the second elastic member is substantially smaller than that of the first elastic member, even if the second elastic member is largely displaced by the adjusting means, the first elastic member is slightly The rate of change of the vibration frequency of the damping mass body with respect to the amount of displacement of the second elastic member can be moderated. That is, since the change in the vibration frequency of the damping mass body with respect to the actual adjustment displacement width can be suppressed to be small, the vibration frequency of the damping mass body can be adjusted with high accuracy in a shorter time.
[0009]
Here, “substantially small” means that the displacement of the elastic coefficient of the first elastic member varies depending on the amount of displacement because it has non-linear characteristics, but most of the displacement that is practically used. In the quantity region, the second elastic member has a smaller elastic coefficient than the first elastic member. Further, the second elastic member may have a linear characteristic or a non-linear characteristic.
[0010]
The vibration damping device according to claim 2 is further connected to the damping mass body in parallel with the first elastic member, and further includes a damping means for damping the vibration of the damping mass body. .
[0011]
According to the second aspect, the damping mass body is connected in parallel with the first elastic member, and further includes a damping means for damping the vibration of the damping mass body. A tuned vibration damping device suitable for use when the vibration target is in a resonance state can be obtained.
[0012]
In addition, the vibration damping device according to a third aspect further includes a driving unit for driving the adjusting unit.
[0013]
According to the third aspect of the present invention, since the driving means for driving the adjusting means is further provided, the displacement amount of the first elastic member can be adjusted following the change of the vibration frequency of the vibration suppression target. Even if the vibration frequency of the object changes, the vibration can be automatically reduced.
[0014]
According to a fourth aspect of the present invention, there is provided a vibration damping device according to any one of the first to third aspects, wherein the tuned vibration damping device is stacked in a plurality of stages so that the vibration damping mass bodies can vibrate independently of each other. ing.
[0015]
According to claim 4, a plurality of tuned vibration damping devices are stacked one above the other so that the vibration damping mass bodies can vibrate independently of each other, so that the tuning frequency of each device is the fundamental frequency of the vibration to be damped and By tuning to each harmonic, not only the fundamental frequency to be controlled but also the harmonic can be reduced with a small installation area.
[0016]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
[0017]
FIG. 1 is a schematic plan view of a tuning type vibration damping device according to a first embodiment of the present invention. 2 is a cross-sectional view taken along line II-II in FIG. As shown in these drawings, the tuned vibration damping device 10 of the present embodiment is fitted in a substantially donut-shaped vibration damping mass body 12 and a recess provided on the bottom surface of the vibration damping mass body 12, respectively. The four springs 14a to 14d are mounted and connected at one end to the damping mass body 12. The spring springs 14a to 14d are non-linear springs that can be elastically deformed in the vertical direction, that is, the vertical direction in FIG. An inner peripheral lower end 12a of the damping mass body 12 protrudes inward, and one end of a coil spring 28 having linear characteristics is supported by the inner peripheral lower end 12a. In FIG. 1, the damping mass body 12 exists in a region sandwiched between the broken lines L1 and L2.
[0018]
The other ends of the springs 14a to 14d are supported by disk-shaped bases 16 each having an opening at a position facing the springs 14a to 14d. From the center of the base 16, a support column 18 in which a male screw is formed is provided upright. A spring pressing member 20 and a nut 22 are screwed onto the support column 18 from below. The spring pressing member 20 is screwed to the cover member 24 and the upper plate 26 by screws 27 at several locations on the outer edge thereof. The cover member 24 has a shape such that it is separated from the surface of the damping mass body 12 by a predetermined distance and covers the upper surface and the side surfaces thereof.
[0019]
A coil spring 28 inserted into the support column 18 and elastically deformed in the vertical direction is interposed between the spring pressing member 20 and the inner peripheral lower end 12a of the damping mass body 12. The coil spring 28 is a spring pressing member. The material 20 is urged upward. Therefore, by rotating the nut 22, the pressing member 20 can be moved in the vertical direction, and accordingly, the length or displacement amount (displacement length from the natural length) of the coil spring 28 is controlled. In addition, the length or displacement of the springs 14a to 14d to which the force from the spring pressing member 20 acts via the coil spring 28 and the damping mass body 12 can be controlled.
[0020]
Thus, the damping mass body 12 can vibrate in the vertical direction, that is, the vertical direction in FIG. 2 while being sandwiched between the four springs 14 a to 14 d and the coil spring 28. The vibration frequency is determined by the amount of displacement of the spring springs 14a to 14d. This is because the elastic coefficient of the springs 14a to 14d, which are non-linear springs, changes as the amount of displacement changes.
[0021]
FIG. 3 is a graph showing the relationship between the springs 14a to 14d (when the four springs are viewed as one synthetic spring) and the amount of displacement of the coil spring 28 and the elastic force. In FIG. 3, a curve A represents the elastic characteristics of the springs 14 a to 14 d, and a straight line B represents the elastic characteristics of the coil spring 28. The elastic coefficient, which is the change rate of the elastic force with respect to the change in the displacement amount (curve slope), gradually decreases with the increase of the displacement amount in the curve A, but is larger than the straight line B in the illustrated region. That is, the slope of the curve A is larger than the slope of the straight line B at any portion in the illustrated region (the elastic coefficient of the coil spring 28 is smaller than the elastic coefficients of the springs 14a to 14d). )
[0022]
In the present embodiment, since the elastic coefficient of the coil spring 28 is smaller than that of the springs 14a to 14d in this way, the coil spring 28 is greatly displaced by rotating the nut 22 by a large angle. However, the spring springs 14a to 14d are only slightly displaced. Therefore, since the change of the vibration frequency with respect to the rotation angle of the nut 22 becomes gentle, it is easy to adjust the vibration frequency of the damping mass body 12 to a predetermined frequency, and high-precision adjustment is possible in a short time. Become. Therefore, according to the vibration damping device 10 of the present embodiment, the vibration of the structure and the solid sound resulting therefrom can be more reliably reduced.
[0023]
Further, in the vibration of the damping mass body 12, since the damping force, that is, the acceleration is constant, the amplitude of the damping mass body 12 and the square of the vibration frequency are inversely proportional to each other. The larger the amplitude is, the smaller the amplitude of the damping mass body 12 is. That is, the vibration damping device 10 of the present embodiment is suitable for use when the vibration damping mass body 12 vibrates at a high vibration frequency.
[0024]
In the present embodiment, the coil spring 28 has a linear elastic characteristic, but may have a non-linear characteristic. In this case, the vibration frequency of the damping mass body 12 is controlled by both the elastic coefficient of the coil spring 28 and the elastic coefficients of the springs 14a to 14d.
[0025]
Further, in the present embodiment, the spring springs 14a to 14d are used as the elastic members having nonlinear characteristics, but known elastic members having nonlinear characteristics including other nonlinear springs such as bamboo shoot springs and conical springs are used. Is also possible.
[0026]
Next, a second embodiment of the present invention will be described. FIG. 4 is a cross-sectional view of the tuning type vibration damping device according to the present embodiment. The vibration damping device 40 shown in FIG. 4 is the same as that of FIG. 1 and FIG. 2 except that the silicon gel 42 pressed between both the cover member 24 and the vibration damping mass body 12 is interposed. The configuration is the same as that of the first embodiment shown in FIG. The silicon gel 42 may be provided over the entire circumference between the cover material 24 and the damping mass body 12 or may be provided only in a part thereof.
[0027]
In the present embodiment, the silicon gel 42 functions not only as an elastic member having a non-linear characteristic but also as a damping means for damping the vibration of the damping mass body 12. Therefore, the vibration damping device 40 is an optimally tuned type that reduces vibration while adding damping, and is suitable for use when the vibration damping target is in a resonance state. Note that the vibration damping device 10 of the first embodiment is an anti-resonance type that does not substantially have a damping means.
[0028]
As a modification of the present embodiment, a mechanism for changing the pressing force of the silicon gel 42 against the damping mass body 12 may be further provided. By doing so, it is possible to simultaneously control the elastic coefficient and damping constant of the silicon gel 42. For example, when trying to realize a certain elastic coefficient (or vibration frequency) and damping constant for the vibration of the damping mass body 12, first, the pressing force of the silicon gel 42 is controlled to determine the damping constant and at the silicon gel 42 portion. Next, the elastic coefficient is determined, and then the nut 22 is rotated so that the combined elastic coefficient of the silicon gel 42 and the spring springs 14a to 14d becomes a predetermined value, and the elastic coefficient of the spring springs 14a to 14d is determined. What is necessary is just to make the vibrating mass 12 vibrate at a desired vibration frequency.
[0029]
In the present embodiment, the silicon gel 42 that is both an elastic member and a damping means is used. However, the elasticity of silicon oil or the like that has almost no properties as an elastic member and functions substantially only as a damping means is smaller. Materials can also be used.
[0030]
Next, a third embodiment of the present invention will be described. FIG. 5 is a cross-sectional view of the tuning type vibration damping device according to the present embodiment. The vibration damping device 12 shown in FIG. 5 is obtained by vertically stacking two vibration damping devices 10a and 10b similar to those in the first embodiment described in FIG. 1 and FIG. The two vibration control devices 10 a and 10 b are connected to each other through the connection member 51. That is, the connection member 51 is connected to the support member 18 of the vibration damping device 10b by screwing in the central concave portion thereof, and the base 16 of the vibration damping device 10a is connected to the flange portion provided outside the concave portion. Connected with.
[0031]
With this configuration, the damping mass bodies 12 of the two damping devices 10a and 10b can vibrate independently of each other. In other words, the vibration of the external vibration control object is transmitted to the upper vibration suppression device 10a via the base 16, the column 18 and the connection member 51 of the lower vibration suppression device 10b. The damping mass body 12 can vibrate according to the vibration frequency of the external damping object, and the damping mass body 12 of the upper damping device 10a also vibrates according to the vibration frequency of the outside damping object. Is possible.
[0032]
Therefore, the tuning frequency of the vibration damping device 10b is adjusted to the fundamental frequency (or the second harmonic frequency) of the vibration to be controlled, and the tuning frequency of the vibration damping device 10a is adjusted to the second frequency of the vibration to be controlled. By adjusting each to the frequency (or fundamental frequency) of the harmonics, not only the fundamental frequency to be controlled but also its harmonics can be reduced by the installation area of one damping device 10a, 10b. For example, in order to suppress the solid sound caused by the transformer, the vibration frequency of one damping device may be 120 Hz, and the vibration frequency of the other damping device may be 240 Hz. Note that three or more vibration damping devices 10 may be stacked and each may be tuned to another harmonic. In the case of the optimum tuning type, as in the second embodiment, a damping means such as a silicon gel 42 is provided between the cover member 24 and the damping mass body 12 of each damping device 10a, 10b. What is necessary is just to interpose.
[0033]
Next, a fourth embodiment of the present invention will be described. FIG. 6 is a schematic diagram of a vibration damping system including the tuning type vibration damping device of the present embodiment. The vibration damping device 50 shown in FIG. 6 includes an actuator 52 in addition to the vibration damping device 10 of the first embodiment. Although not shown in detail, the actuator 52 is attached to the nut 22 of the vibration damping device 10 so that the nut 22 can be rotated.
[0034]
A control device 54 connected to the vibration sensors 56 and 57 is connected to the actuator 52. The vibration sensor 56 is disposed in or near a vibration suppression object (not shown) to detect vibration of the vibration suppression object, and the vibration sensor 57 is disposed in the vibration suppression mass body 12 or in the vicinity thereof to detect vibration of the vibration suppression mass body. It is something to detect. The vibration to be controlled detected by the vibration sensor 56 and the vibration detected by the mass control body 12 are sent to the control device 54. The control device 54 issues a command to drive the actuator 52 so that the cross-correlation function of the vibration to be controlled and the detected vibration of the damping mass body 12 becomes zero. In response to this command, the actuator 52 rotates the nut 22 to a predetermined position.
[0035]
As described above, the vibration damping device 50 according to the present embodiment is connected to the vibration sensors 56 and 57 and the control device 54 and includes the actuator 52 that can rotationally drive the nut 22. Even when the vibration frequency of the object changes, the vibration frequency of the damping mass body 12 can be changed by rotating the nut 22 following the change. Therefore, even if the vibration frequency of the vibration suppression target changes, the vibration can be automatically reduced.
[0036]
In the present embodiment, as the actuator 52, for example, an actuator using a stepping motor or a piezoelectric element can be used. Further, the present embodiment can also be applied to the case where two vibration damping devices are stacked one above the other as in the third embodiment. In such a case, the control device 54 uses a nut suitable for the upper and lower vibration damping devices. Is calculated and given to each actuator.
[0037]
【The invention's effect】
As described above, according to the first aspect, even if the second elastic member is largely displaced by the adjusting means, the first elastic member is only slightly displaced, and the displacement amount of the second elastic member is not affected. The rate of change of the vibration frequency of the damping mass body can be moderated. That is, since the change in the vibration frequency of the damping mass body with respect to the actual adjustment displacement width can be suppressed to be small, the vibration frequency of the damping mass body can be adjusted with high accuracy in a shorter time. Therefore, it is suitable for use for suppressing solid sound.
[0038]
According to the second aspect of the present invention, a tuned vibration damping device suitable for use when the object to be damped is in a resonance state can be obtained as the optimum tuning type.
[0039]
According to the third aspect of the present invention, since the displacement amount of the first elastic member can be adjusted following the change in the vibration frequency of the vibration control object, even if the vibration frequency of the vibration control object changes, the vibration Can be automatically reduced.
[0040]
According to the fourth aspect of the present invention, not only the fundamental frequency to be controlled but also harmonics can be reduced with a small installation area.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic plan view of a tuning type vibration damping device according to a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a cross-sectional view taken along the line II-II in FIG.
FIG. 3 is a graph showing the relationship between the amount of displacement and the elastic force of the spring and coil springs in the synchronous vibration damping device according to the first embodiment of the present invention.
FIG. 4 is a cross-sectional view of a tuning type vibration damping device according to a second embodiment of the present invention.
FIG. 5 is a cross-sectional view of a tuning type vibration damping device according to a third embodiment of the present invention.
FIG. 6 is a schematic diagram of a vibration damping system including a tuning type vibration damping device according to a fourth embodiment of the present invention.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 10 Damping apparatus 12 Damping mass bodies 14a-14d Belleville spring 16 Base 18 Strut 20 Spring pressing material 22 Nut 24 Cover material 28 Coil spring

Claims

制振質量体と、
前記制振質量体を一方向に振動可能に支持しており、非線形特性を有する第１の弾性部材と、
前記第１の弾性部材よりも弾性係数が実質的に小さく、且つ、前記制振質量体を前記第１の弾性部材との間で挟むように前記第１の弾性部材と同じ方向に弾性変形可能に配置されて前記第１の弾性部材とともに前記制振質量体を前記一方向に振動可能に支持する第２の弾性部材と、
前記制振質量体の振動方向における前記第２の弾性部材の変位量を調整するための調整手段とを備えていることを特徴とする同調型制振装置。A damping mass body;
The damping mass body is supported so as to vibrate in one direction, and has a first elastic member having nonlinear characteristics;
The elastic modulus is substantially smaller than that of the first elastic member, and elastic deformation is possible in the same direction as the first elastic member so that the damping mass body is sandwiched between the first elastic member and the first elastic member. A second elastic member that is disposed in the first elastic member and supports the damping mass body so as to vibrate in the one direction together with the first elastic member;
A tuning type vibration damping device, comprising: an adjusting means for adjusting a displacement amount of the second elastic member in a vibration direction of the vibration damping mass body.

前記制振質量体に対して前記第１の弾性部材と並列に接続されており、前記制振質量体の振動を減衰させる減衰手段をさらに備えていることを特徴とする請求項１に記載の同調型制振装置。2. The damping mass body according to claim 1, further comprising a damping unit that is connected in parallel to the first elastic member with respect to the damping mass body and that attenuates vibrations of the damping mass body. Synchronous vibration control device.

前記調整手段を駆動するための駆動手段をさらに備えていることを特徴とする請求項１または２に記載の同調型制振装置。The tuning type vibration damping device according to claim 1, further comprising a driving unit for driving the adjusting unit.

請求項１〜３のいずれか１項に記載の同調型制振装置が、その制振質量体が互いに独立して振動可能に複数段上下に積み重ねられていることを特徴とする同調型制振装置。The tuned vibration damping device according to any one of claims 1 to 3, wherein the damped mass bodies are stacked in a plurality of stages above and below so as to be able to vibrate independently of each other. apparatus.