JP5387123B2 - 摩擦ダンパー - Google Patents

Description

本発明は、相対移動する二部材同士の間に介装されて、これら二部材同士の間の振動を減衰する摩擦ダンパーに関する。

建物の層間などに設けられ、建物の揺れを低減する減衰装置として、摩擦ダンパーが知られている。その従来型の摩擦ダンパーの構成例としては、例えば、建物の層間などにおいて互いに相対移動する一方の部材に設けられる摩擦材と、他方の部材に設けられる滑り材とを有した構成が挙げられる。そして、これら摩擦材と滑り材とは、互いに所定の圧接力で圧接されており、摺動時には、建物の層間変位の振幅によらずほぼ一定の摩擦力を生じる。そして、この摩擦力を減衰力としてエネルギー吸収して建物の揺れを低減する。

特開２０００−３５２１１３号公報

しかしながら、このような従来型の摩擦ダンパーには、次のような問題がある。
大地震時には、その制震性を高めるべく、大きな減衰力を生じさせる必要があるが、そのためには、大きな摩擦力を発生させねばならず、多量の摩擦部材が必要となってコストアップを招く。
また、最大層間変位時には、建物自身が大きく変形していることから、建物には大きな内力が生じている。このような時に、更に大きな外力を変形方向と逆向きに付与すると、その分だけ、更に内力が拡大して破壊限界強度に至り易くなる。ここで、上記減衰力は、変形方向と逆向きの外力として作用する。また、上述の摩擦ダンパーは、層間変位の大きさによらず常に略一定の減衰力を発生する。つまり、上述の摩擦ダンパーによれば、建物は、最大層間変位時の厳しい内力下においても、大きな減衰力が加えられることになり、その場合、建物の破壊限界強度の大きさによっては建物が破損してしまう。それ故、特に、古い既存建物等の低強度構造体には、摩擦ダンパーの適用が困難であった。

本発明は、上記のような従来の問題に鑑みなされたものであって、古い既存建物等のような低強度構造体にも適用可能で安価な摩擦ダンパーを提供することを目的とする。

かかる目的を達成するために請求項１に示す発明は、
相対移動する二部材同士の間に介装されて、前記二部材同士の間の振動を減衰する摩擦ダンパーであって、
前記相対移動に係る往復の直線移動動作を、所定の軸芯を回転中心とする往復の回転動作に変換する運動変換機構と、
前記二部材のうちの一方の部材に前記軸芯周りに回転自在に支持されて、前記回転動作によって回転する回転慣性質量体と、
前記回転慣性質量体に設けられ該回転慣性質量体と一体となって回転する摩擦材と、
前記一方の部材に設けられ、前記摩擦材との摺動により前記摩擦材との間に生じる摩擦力によって前記振動を減衰する滑り材と、を備え、
前記運動変換機構によって、前記摩擦材の前記軸芯周りの回転速度は、前記直線移動動作の速度よりも増速されており、
前記回転慣性質量体は、前記直線移動動作に係る所定長をリード長として、前記軸芯周りに回転し、
前記直線移動動作の速度に応じて、前記回転慣性質量体の回転半径を増減変更する回転半径変更機構を有し、
前記回転半径変更機構は、前記回転慣性質量体に作用する遠心力の大きさに応じて、前記回転慣性質量体の回転半径を増減変更し、
前記運動変換機構には、前記一方の部材に前記軸芯周りに回転自在に支持された回転運動伝達部材が設けられ、
前記回転慣性質量体は、前記回転運動伝達部材を介して前記一方の部材に回転自在に支持され、
前記回転半径変更機構は、前記回転運動伝達部材に対する前記回転慣性質量体の回転方向への相対移動を規制しつつ、前記回転半径方向への相対移動を許容する案内部材と、前記回転慣性質量体に前記回転半径方向の向心力を付与する第１弾性部材と、を有し、
前記運動変換機構により前記直線移動動作から変換された前記回転動作に基づいて前記回転運動伝達部材が回転することにより、前記回転慣性質量体に前記回転動作が伝達され、
前記向心力と前記遠心力とが釣り合う前記回転半径方向の位置に前記回転慣性質量体が移動し、
前記滑り材と前記摩擦材とは、前記軸芯方向に互いに対向して配置され、
前記摩擦材を前記滑り材へ圧接するための第２弾性部材が、前記摩擦材と前記回転慣性質量体との間に介装されており、
前記案内部材によって、前記回転慣性質量体は、前記回転半径方向の内側の位置よりも外側の位置の方が前記滑り材の方へ押し出されるように、又はその逆になるように案内されていることを特徴とする。

また、上記構成は、回転慣性質量体を有している。そして、この回転慣性質量体の慣性力に基づく負剛性効果（詳細には後述する）は、前記直線移動動作の折り返し点に向かうに従って大きくなり、折り返し時に最大となる。よって、前記二部材やその近傍部材の自身の変形によってこれら自身に大きな内力が生じ得る前記直線移動動作の折り返し時には、回転慣性質量体の負剛性効果が減衰力を小さくする方向に作用して、実際に前記二部材等に入力される減衰力は、単純に回転方向の摩擦力のみに基づく場合の減衰力よりも小さくなる。よって、減衰力の入力に伴い前記二部材等に生じ得る内力の拡大を、特に厳しい内力状態の前記折り返し時において有効に抑制できて、その結果、当該摩擦ダンパーを、古い既存建物等の低強度構造体にも適用可能となる。

更には、上記負剛性効果は、前記二部材を具備する構造体の剛性を低くする方向に作用すると言うこともできる。よって、当該構造体の長周期化を図れ、その制震性は向上される。

請求項２に示す発明は、請求項１に記載の摩擦ダンパーであって、
前記回転慣性質量体は、少なくもと二つ設けられ、
二つの前記回転慣性質量体同士は、互いに前記軸芯に関して対称に配置されていることを特徴とする。
上記請求項２に示す発明によれば、減衰力に与える重力の影響を概ね無くすことができる。詳しくは次の通りである。

上述の請求項１の構成において、前記軸芯方向を鉛直にしない場合には、重力が回転慣性質量体の可動方向たる前記回転半径方向に作用することになり、当該重力の作用分、回転慣性質量体の回転半径が、設計値からずれてしまう。
この点につき、上記請求項２の構成によれば、二つの回転慣性質量体同士は、互いに前記軸芯に関して対称に配置されている。よって、仮に一方の回転慣性質量体が重力の影響で回転半径方向の内側に移動した場合であっても、もう一方の回転慣性質量体は逆にほぼ同量だけ外側に移動しており、これら回転慣性質量体をペアで考えれば、重力が摩擦材の回転半径に与える影響は相殺されることになる。よって、上記構成によれば、重力の影響を概ね無くすことができる。

請求項３に示す発明は、請求項１又は請求項２に記載の摩擦ダンパーであって、
前記運動変換機構は、ボール状の転動体を介してナット部がねじシャフト部に螺合するボールねじ機構を有し、
前記ナット部は、前記二部材のうちの前記一方の部材に、前記軸芯周りの回転を許容されつつ前記軸芯方向の移動を規制されて支持され、
前記回転運動伝達部材は、前記ナット部を介して前記一方の部材に回転自在に支持され、
前記ねじシャフト部は、その軸芯方向が前記直線移動動作の方向に沿って配置されつつ、前記ねじシャフト部の軸芯方向の一端部は、前記二部材のうちの他方の部材に固定され、
前記ナット部の前記ねじシャフト部に対する前記リード長分の移動動作毎に、前記ナット部は一回転することを特徴とする。
上記請求項３に示す発明によれば、運動変換機構は、ボールねじ機構を有しているので、前記直線移動動作の前記回転動作への変換を円滑に行うことができる。

本発明によれば、古い既存建物等のような低強度構造体にも適用可能で安価な摩擦ダンパーを提供することができる。

第１実施形態の摩擦ダンパー２０を、建物の柱梁架構３のブレース１０に組み込んだ状態の側面図である。 同摩擦ダンパー２０の中心縦断面図である。 図３Ａは、建物の柱梁架構３における減衰力の力点部位の水平方向の変位と、当該力点部位に生じる内力との関係を示すグラフであり、図３Ｂは、従来の摩擦ダンパーの振動エネルギー吸収履歴特性のグラフであり、図３Ｃは、第１実施形態の摩擦ダンパー２０の振動エネルギー吸収履歴特性のグラフである。 第２実施形態の摩擦ダンパー２０ａの中心縦断面図である。 第２実施形態の摩擦ダンパー２０ａのＶ−Ｐ関係のグラフである。 図６Ａは、同摩擦ダンパー２０ａの振動エネルギー吸収履歴特性のグラフであり、図６Ｂは負剛性効果が小さい場合の同グラフである。 第２実施形態の摩擦ダンパー２０ａのばね部材４７に非線形ばねを用いた場合のＶ−Ｐ関係のグラフである。 図８Ａは、同摩擦ダンパー２０ａの振動エネルギー吸収履歴特性のグラフであり、図８Ｂは負剛性効果が小さい場合の同グラフである。 複数の線形コイルばねを並列に組み合わせて非線形ばね特性を生じさせる構成例の説明図である。 第２実施形態の摩擦ダンパー２０ａの変形例の中心縦断面図である。 第３実施形態の摩擦ダンパー２０ｂの中心縦断面図である。

＝＝＝第１実施形態＝＝＝
図１は、第１実施形態の摩擦ダンパー２０を、建物の柱梁架構３のブレース１０に組み込んだ状態の側面図である。ブレース１０は、柱梁架構３の対角方向を架け渡し方向として配置されている。また、ブレース１０は、その長手方向たる前記架け渡し方向の略中央の位置において分断されていて、これにより、摩擦ダンパー２０を介装するための隙間Ｇが形成されている。詳しくは、この隙間Ｇの一方側には、ブレース１０の一方の分断端１０ａ（「一方の部材」に相当し、以下、第１分断端１０ａとも言う）が位置し、同隙間Ｇの他方側には、ブレース１０の他方の分断端１０ｂ（「他方の部材」に相当し、以下、第２分断端１０ｂとも言う）が位置していて、これら分断端１０ａ，１０ｂ同士は、建物の揺れに応じて前記架け渡し方向に互いに相対移動可能になっている。よって、当該隙間Ｇに摩擦ダンパー２０が介装されつつ各分断端１０ａ，１０ｂに接続されると、摩擦ダンパー２０には、建物の揺れに応じて分断端１０ａ，１０ｂ同士の間の相対移動が入力される。そして、この入力された相対移動に基づいて、摩擦ダンパー２０は、ブレース１０の架け渡し方向の振動を減衰し、建物の揺れを低減する。

図２は、この摩擦ダンパー２０の構成の説明図であり、摩擦ダンパー２０の中心縦断面図である。なお、この断面図では、図の錯綜を防ぐべく、断面の一部については断面線を省略して示している。これは、以下の説明で用いる全ての中心縦断面図についても同様である。

摩擦ダンパー２０は、（１）ブレース１０の前記第１分断端１０ａと前記第２分断端１０ｂとの間に介装されて、これら分断端１０ａ，１０ｂ同士の相対移動に係る架け渡し方向の往復の直線移動動作を、同方向と平行な方向を回転中心軸Ｃ３１とする往復の回転動作に変換するボールねじ機構３０（「運動変換機構」に相当）と、（２）前記回転動作によって摩擦材５０を滑り材６０に対して摺動回転させて摩擦力を発生させる摩擦力発生機構４０と、を有する。そして、この摩擦力を振動の減衰力として使用する。

ボールねじ機構３０は、ねじシャフト部３１と、ねじシャフト部３１にボール状の転動体（不図示）を介して螺合するナット部３３と、を有する。ねじシャフト部３１は、その軸芯方向Ｃ３１を架け渡し方向に平行にして配され、その軸芯方向Ｃ３１の一端部３１ｂは、適宜な連結部材３２を介して、第２分断端１０ｂに対する前記軸芯方向Ｃ３１の相対移動及び軸芯Ｃ３１周りの相対回転を規制されつつ第２分断端１０ｂに連結されている。一方、ナット部３３は、ベアリング３５ａを具備した連結部材３５を介して第１分断端１０ａに連結されており、当該ベアリング３５ａの作用により、ナット部３３は、第１分断端１０ａに対する軸芯方向Ｃ３１の相対移動については規制されているが、軸芯Ｃ３１周りの相対回転については許容されている。

よって、建物の揺れにより分断端１０ａ，１０ｂ同士が架け渡し方向に相対移動すると、当該相対移動に応じて、ナット部３３はねじシャフト部３１の軸芯方向Ｃ３１に沿って相対的に直線移動し、この直線移動動作によってナット部３３は軸芯Ｃ３１周りに螺合回転する。すなわち、分断端１０ａ，１０ｂ同士の相対移動に係る直線移動動作が、軸芯Ｃ３１周りの回転動作に変換されることになる。そして、この回転動作は、摩擦力発生機構４０に伝達され、同機構４０での摩擦力の発生を通じて振動の減衰に供される。

摩擦力発生機構４０は、（１）ナット部３３の外周から回転半径方向の外方に延出形成されナット部３３と一体となって前記軸芯Ｃ３１周りに回転する円板状のフランジ部４１（「回転運動伝達部材」に相当）と、（２）フランジ部４１の回転方向の所定部位に一体に設けられた略ブロック状の回転慣性質量体４３と、（３）回転慣性質量体４３に圧縮状態のばね部材４５（「第２弾性部材」に相当）を介して設けられ、回転慣性質量体４３と一体となって回転する摩擦材５０と、（４）前記フランジ部４１に対向されつつ、前記ベアリング３５ａよりも前記連結部材３５における第１分断端１０ａ側の部位に移動不能に固定された滑り材６０と、を有する。

そして、滑り材６０は、前記軸芯Ｃ３１を円心とするドーナツ型の円板状をなし、これにより、前記軸芯Ｃ３１を回転中心として回転する摩擦材５０の円形の周回軌道の全周に亘り、摩擦材５０に確実に当接するように構成されている。よって、ばね部材４５の弾発力を圧接力として滑り材６０に圧接される摩擦材５０は、その周回軌道の全周に亘ってほぼ一定の摩擦力を生じ、この摩擦力により建物の揺れを有効に減衰する。

ここで、この摩擦材５０の回転速度は、ボールねじ機構３０のリード長Ｌ及び摩擦材５０の回転半径ｒの調節によって、ナット部３３の軸芯方向Ｃ３１の直線移動動作の速度Ｖよりも増速されるように設定されている。詳しくは、ナット部３３がねじシャフト部３１に対してリード長Ｌだけ相対的に直線移動すると、ナット部３３は軸芯Ｃ３１周りに一回転し、これにより摩擦材５０も一回転するが、この第１実施形態では、この一回転分の周長（＝２π×ｒ）がリード長Ｌよりも長くなるように摩擦材５０の回転半径ｒが設定されている。

そして、このように設定されていれば、摩擦材５０と滑り材６０との摺動による実際の回転方向の摩擦力が、前記リード長Ｌに対する前記周長の比率（＝２π×ｒ／Ｌ）分だけ増幅されて、軸芯方向の減衰力として作用させることができる。逆に言えば、この比率による増幅分、実際の回転方向の摩擦力を、振動減衰に必要な軸芯方向の減衰力の大きさよりも小さくすることができて、これにより摩擦材５０及び滑り材６０の減量化を図ることができる。例えば、この比率が５０倍に設定されている場合には、必要な軸芯方向の減衰力の大きさの５０分の１の大きさの回転方向の摩擦力を発生させれば、前記必要な大きさの軸芯方向の減衰力を確保することができる。なお、以下では、この増幅に係る前記比率（＝２π×ｒ／Ｌ）のことを、梃子倍率と言う。

また、上述の摩擦力発生機構４０は、回転慣性質量体４３を有している。よって、この回転慣性質量体４３の回転動作の慣性力に基づく負剛性効果により、振動減衰の際に建物に加えられる負荷を軽減できて、これにより、この摩擦ダンパー２０を古い既存建物等の低強度構造体にも適用可能となる。詳しくは次の通りである。

図３Ａは、建物の柱梁架構３において摩擦ダンパーにより減衰力が付与される部位（以下、力点部位と言う（図１を参照））の水平方向の変位と、当該力点部位に生じる内力との関係を示すグラフである。また、図３Ｂは、従来の摩擦ダンパーの振動エネルギー吸収履歴特性のグラフであり、図３Ｃは、第１実施形態の摩擦ダンパー２０の振動エネルギー吸収履歴特性のグラフである。なお、図３Ｂ及び図３Ｃのどちらのグラフも縦軸には減衰力Ｐをとり、横軸には架け渡し方向の振動の変位量、つまり同方向の直線移動動作の動作量をとっている。

図３Ａ中、実線で示すように、振動の最大変位時には、建物自身が大きく変形していることから、建物の各部位には大きな内力が生じている。このような時に、更に大きな外力を変形方向と逆向きに付与すると、外力が付与される前記力点部位では、その内力が、当該外力の分だけ更に拡大する。すなわち、前記力点部位の内力は、図３Ａ中実線で示す前記力点部位自身の変形による内力に、外力により生じる内力を足し合わせたものとなる。

ここで、摩擦ダンパーの減衰力Ｐも、変形方向と逆向きの外力として作用する。また、従来の摩擦ダンパーの場合には、図３Ｂに示すように、その摩擦力たる減衰力Ｐの大きさは、振動に係る変位量によらず略一定である。よって、図３Ａ中実線で示す内力に対して図３Ｂの減衰力Ｐにより生じる内力を加算してなる前記力点部位の実際の内力は、図３Ａの点線のようになる。つまり、従来の摩擦ダンパーによれば、柱梁架構３の前記力点部位には、振動の最大変位時の厳しい内力下においても、大きな減衰力Ｐによる大きな内力が更に追加で生じることになり、その場合には、内力が拡大して当該力点部位の破壊限界強度に至り易くなる。それ故、古い既存建物等の低強度構造体には、従来の摩擦ダンパーの適用は困難である。

これに対して、第１実施形態の摩擦ダンパー２０によれば、図３Ｃに示すように、負剛性効果に基づき、減衰力Ｐは、振動の最大変位に向かうに従って小さくなる。ここで、負剛性効果とは、変位するに従って、その変位方向の逆向きに付勢する力が大きくなることを言う。この第１実施形態の摩擦ダンパー２０の場合には、回転慣性質量体４３の回転による慣性力がその負剛性効果の元となる力である。そして、この慣性力の分だけ、摩擦材５０と滑り材６０との摩擦力に基づく減衰力よりも、前記力点部位に実際に付与される減衰力Ｐは小さくなる。

よって、図３Ａ中実線で示す内力に対して図３Ｃの減衰力Ｐにより生じる内力を加算してなる実際の内力は、図３Ａの一点鎖線のようになる。つまり、第１実施形態の摩擦ダンパー２０によれば、振動の最大変位に近づくに従って減衰力Ｐが小さくなるので、減衰力Ｐの入力に伴う前記力点部位の内力の拡大を、特に厳しい内力状態の最大変位時において有効に抑制できる。その結果、当該摩擦ダンパー２０を、古い既存建物等の低強度構造体にも適用可能となるのである。

ちなみに、振動の変位に比例して負剛性効果が大きくなるのは（つまり、図３Ｃの減衰力Ｐが振動の変位に比例して小さくなるのは）、通常、振動モデルの変位には、時間をパラメータとする正弦波が使用され、その場合、変位の二回微分たる加速度も正弦波となるからである。
また、この負剛性効果を更に拡大すべく、図２に示すようにフランジ部４１の外周縁に沿って更に環状のリブ部４１ｂを一体に設け、回転慣性質量体として機能させても良い。

＝＝＝第２実施形態＝＝＝
図４は、第２実施形態の摩擦ダンパー２０ａの中心縦断面図である。
上述の第１実施形態では、回転慣性質量体４３及び摩擦材５０は、ナット部３３のフランジ部４１に対する回転方向及び回転半径方向の両方向の移動が規制されていたが、この第２実施形態では、回転半径変更機構を有し、この回転半径変更機構により、回転方向の移動のみが規制され回転半径方向の移動は許容されている点で主に相違する。そして、この相違点に基づいて、この第２実施形態の摩擦ダンパー２０ａは、減衰力Ｐの大きさが振動の速度Ｖに応じて変化する速度依存型摩擦ダンパーとして構成されている。なお、これ以外の点は概ね第１実施形態と同じであり、以下では、同様の構成については同一の符号を付し、その詳細な説明は省略する。

回転半径変更機構は、図４に示すように、回転半径方向に沿ってフランジ部４１に設けられたレール４２（「案内部材」に相当）を有する。そして、このレール４２の案内面４２ａとの係合によって、回転慣性質量体４３は、滑り材６０との間の距離を一定に維持しつつ、回転半径方向に移動可能に案内されている。また、フランジ部４１の外周縁には、当該外周縁に沿って環状に壁部４１ａが形成されており、この環状壁部４１ａと回転慣性質量体４３との間には、ばね部材４７（「第１弾性部材」に相当）が介装されている。そして、このばね部材４７の圧縮変形の弾発力により、回転慣性質量体４３には、回転半径方向の内方を向いた向心力が付与されている。よって、この向心力と、回転慣性質量体４３に作用する遠心力とが釣り合う回転半径方向の位置に回転慣性質量体４３は移動する。

ここで、回転慣性質量体４３に作用する遠心力は、ボールねじ機構３０に係る直線移動動作の速度、つまり、振動の速度Ｖの大小に応じて増減変化する。よって、この遠心力とばね部材４７の弾発力との釣り合いによって定まる回転慣性質量体４３の回転半径ｒ１も、振動の速度Ｖの大小に応じて増減変化することになる。

また、前述した増幅に係る梃子倍率は、前記回転半径ｒ１の大小によって増減し、つまり、摩擦力を梃子倍率で増幅してなる減衰力Ｐも、回転半径ｒ１に応じて増減変化する。従って、この第２実施形態の構成によれば、振動の速度Ｖの大小に応じて減衰力Ｐの大きさが増減変化することとなり、かくして速度依存型摩擦ダンパーが実現される。

このような速度依存型摩擦ダンパーの減衰特性、つまり減衰力Ｐと振動の速度Ｖとの関係については、以下のような力学的検討を行うことで、詳細に把握することができる。

先ず、ばね部材４７は線形ばね（つまり、ばね部材４７の弾発力が撓みの一次関数の場合）であるものとし、そのばね定数をｋ１とし、また、ばね部材４７の撓みが零であり未振動時の摩擦材５０の回転半径をｒ０とし、振動時の摩擦材５０の回転半径をｒ１とする。すると、回転慣性質量体４３にかかる向心力Ｆｃは、ばね部材４７の復元力（弾発力）で与えられ、つまり下式１で表せる。
Fc＝k1×(r1−r0) …(1)
また、振動の速度（つまり、ナット部３３のねじシャフト部３１に対する直線移動動作の速度のこと）をＶとし、ボールねじ機構３０のリード長をＬとし、回転慣性質量体４３の質量をｍ１とすると（摩擦材５０やばね部材４５等の質量は無視する）、回転慣性質量体４３及び摩擦材５０にかかる遠心力Ｆｅは、下式２で表せる。
Fe＝m1×{(2π×r1／L)×V}²／r1 …(2)
そして、これら向心力Ｆｃと遠心力Ｆｅとの力の釣り合いにより、下式３を得る。
k1×(r1−r0)＝m1×{(2π×r1／L)×V}²／r1 …(3)
これをｒ１について解くと、下式４になる。
r1＝(k1×r0)／{k1−m1×(2π／L) ²×V²} …(4)
なお、上式４の分母が零となる条件、つまりV≧√(k1/m1)×L／(2π) の場合には、ｒ１は発散して回転半径ｒ１は無限大となるが、この場合には、回転慣性質量体４３及び摩擦材５０は、それ以上回転半径ｒ１が増えないように、前述の環状壁部４１ａに支持された状態となっている。

一方、摩擦ダンパー２０ａの減衰力Ｐは、摩擦材５０と滑り材６０の摩擦係数をμ、摩擦材５０の滑り材６０への圧接力をＮとすると、上述の梃子倍率の考え方に基づき下式５で表せる。
P＝(2π×r1／L)×(N×μ) …(5)
但し、上式５は、回転慣性質量体４３及び摩擦材５０が１セットの場合であり、複数セットの場合には、その減衰力は上式５の複数倍となる。例えば、図４の例では２セットなので２倍となるが、ここでは、説明の関係上、１セット、つまり１倍として説明する。
この上式５のｒ１に前述の式４を代入すると、下式６が得られる。
P＝(k1×r0)／{k1−m1(2π／L) ²×V²}×(2π／L )×(N×μ) …(6)
そして、この式６に基づいて摩擦ダンパー２０ａの減衰力Ｐをグラフ化すると、図５のＶ−Ｐ関係が得られる。すなわち、上式６および図５から分かるように減衰力Ｐが振動の速度Ｖに応じて変化する速度依存型摩擦ダンパーが実現されているのがわかる。
ちなみに、このグラフ化に当たり必要なｒ０，ｋ１，Ｌ，Ｎ，μの各値には、それぞれ、図５中に記載の値を使用しており、また、ｍ１については、同図５中に示すように三水準で振っている。

図６Ａには、この摩擦ダンパー２０ａの振動エネルギー吸収履歴特性を示している。縦軸には減衰力Ｐをとり、横軸には架け渡し方向の振動の変位量、つまり、同方向の直線移動動作の動作量をとっている。また、この図６Ａは、減衰すべき前記振動が、時間を変数とする正弦関数の振動の場合のグラフである。また、図６Ａ中の実線は、振動の速度Ｖが大きい場合であり、点線は振動の速度Ｖが小さい場合である。

図６Ａから明らかなように、振動の速度Ｖが大きい場合には、大きな減衰力Ｐを発生し、同速度Ｖが小さい場合には、小さな減衰力Ｐを発生している。よって、この第２実施形態の摩擦ダンパー２０ａによれば、振動の速度Ｖが小さい小地震に対しては小さな減衰力Ｐを発生し、振動の速度Ｖが大きい大地震に対しては大きな減衰力Ｐを発生することができる。
なお、図６Ａ中で、グラフが全体として右肩下がりになっているのは、負剛性効果の影響である。つまり、負剛性効果が小さい場合には図６Ｂのように略水平になる。

ところで、望ましくは、図５のＶ−Ｐ関係が線形になっていると良く、そのようになっていれば、一般に線形関係に基づき粘性ダンパーが制震設計し易いのと同じ理由から、当該摩擦ダンパー２０ａも制震設計し易いものとなる。この点につき、この第２実施形態の構成において、そのＶ−Ｐ関係を概ね線形にする方法としては、上述のばね部材４７に対して、弾発力が撓みの二乗に比例する特性のばね部材を用いることが挙げられる。
なお、このようなばね特性のばね部材により概ね線形のＶ−Ｐ関係を作り出せることについては、前述したような力学的検討により、以下のように確認することができる。

先ず、図４のばね部材４７は、上述したように、その弾発力が撓みの二乗に比例する非線形ばねであるものとする。また、ばね部材４７の撓みが零であり未振動時の摩擦材５０の回転半径をｒ０とし、振動時の摩擦材５０の回転半径をｒ１とする。その場合、回転慣性質量体４３にかかる向心力Ｆｃは、ばね部材４７の復元力（弾発力）で与えられ、つまり下式７で表せる。
Fc＝k1×(r1−r0)² …(7)
また、回転慣性質量体４３にかかる遠心力Ｆｅは、前述の式２と同じく下式８のように表せる。
Fe＝m1×{(2π×r1／L)×V}²／r1 …(8)
そして、これら向心力Ｆｃと遠心力Ｆｅとの力の釣り合いにより、下式９を得る。
k1×(r1−r0) ²＝m1×{(2π×r1／L)×V}²／r1 …(9)
これをｒ１で解くと、下式１０になる。
r1＝[k1×L²×r0＋2π×{m1×π×V²＋√{m1×V²×(k1×L²×r0＋m1×π²×V²)}}]／(k1×L²) …(10)

一方、この摩擦ダンパー２０ａの減衰力Ｐは、摩擦材５０と滑り材６０の摩擦係数をμ、摩擦材５０の滑り材６０への圧接力をＮとすると、上述の梃子倍率の考え方に基づき下式１１で表せる。
P＝(2π×r1／L )×(N×μ) …(11)
但し、前述したように、上式１１は、回転慣性質量体４３及び摩擦材５０が１セットの場合であり、複数セットの場合には、その減衰力は上式１１の複数倍となる。例えば、図４の例では２セットなので２倍となるが、ここでは説明の関係上、１セット、つまり１倍とする。

この上式１１のｒ１に式１０を代入すると、下式１２が得られる。
P＝(2π×N×μ)×[k1×L²×r0＋2π×{m1×π×V²＋√{m1×V²×(k1×L²×r0＋m1×π²×V²)}}]／(k1×L^３) …(12)
そして、この式１２に基づいて摩擦ダンパー２０ａの減衰力Ｐをグラフ化すると、図７のＶ−Ｐ関係が得られる。すなわち、Ｖ−Ｐ関係はほぼ線形関係になっている。

図８Ａには、このＶ−Ｐ関係が略線形の摩擦ダンパー２０ａが奏する振動エネルギー吸収履歴特性を示している。なお、図８Ａ中の実線は、振動の速度が大きい場合であり、点線は振動の速度が小さい場合である。図６Ａとの対比からわかるように、図８Ａの履歴特性のループは図６Ａよりも丸みを帯びており、もって、そのＶ−Ｐ関係は、粘性ダンパー等の速度比例型減衰装置に近い特性を有しているのがわかる。
なお、図８Ａ中、グラフが全体として右肩下がりになっているのは、前述したように負剛性効果の影響である。つまり、負剛性効果が小さい場合には図８Ｂのように略水平になる。

この弾発力が撓みの二乗に比例する非線形ばねは、皿ばねや板ばね等の特殊ばねによっても実現できるが、コイルばねによっても実現可能である。その一例としては、巻き取り径がコイルばねの軸方向に沿って変化しているようなコイルばねや、線径がコイルばねの軸方向に沿って変化しているようなコイルばね、または、軸方向の巻き取りピッチが軸方向に変化しているようなコイルばね等が挙げられる。

なお、上述の非線形ばね特性をコイルばねで作り出す方法として、剛性（ばね定数）が互いに異なる線形コイルばねを並列配置する方法を用いても良い。図９は、この方法を説明するための摩擦力発生機構４０ａの拡大図である。この例では、巻き取り径によって剛性を異ならせており、つまり、図中一点鎖線で示す巻き取り径が大径のコイルばね４７ａは低剛性のばねとして用いられ、図中点線で示す巻き取り径が中径のコイルばね４７ｂは中剛性のばねとして用いられ、図中実線で示す巻き取り径が小径のコイルばね４７ｃは高剛性のばねとして用いられる。

そして、初期の撓み変形においては、巻き取り径が大径の低剛性のコイルばね４７ａによって弾発力が付与され、中期の撓み変形においては、前記コイルばね４７ａの弾発力に加えて巻き取り径が中径の中剛性のコイルばね４７ｂから弾発力が付与され、後期の撓み変形においては、これらコイルばね４７ａ，４７ｂの弾発力に加えて更に巻き取り径が小径の高剛性のコイルばね４７ｃからも弾発力が付与され、これにより、上述の非線形ばね特性が実現されるようになっている。

ところで、この第２実施形態の構成において（図４を参照）、ボールねじ機構３０の軸芯方向Ｃ３１を鉛直にしない場合には、重力が回転慣性質量体４３の可動方向たる回転半径方向に作用することになり、当該重力の作用分、回転慣性質量体４３の回転半径ｒ１が、設計値からずれてしまう。これにより、摩擦材５０の回転半径ｒ１を設計値通りに設定できずに、所期の減衰力Ｐを得られなくなる虞がある。

ここで、このような重力の影響を無くすためには、図４に示すように、回転慣性質量体４３を少なくもと二つ設けるとともに、これら二つの回転慣性質量体４３，４３同士を、互いに前記軸芯Ｃ３１に関して対称に対向して配置するのが望ましい。このようにすれば、仮に一方の回転慣性質量体４３が重力の影響で回転半径方向の内側に移動した場合であっても、もう一方の回転慣性質量体４３は逆にほぼ同量だけ外側に移動しており、これら回転慣性質量体４３，４３をペアで考えれば、重力が摩擦材５０の回転半径ｒ１に与える影響は相殺されることになる。よって、この構成によれば、重力の影響を概ね無くすことができる。

また、上述の第２実施形態では、レール４２の案内面４２ａによって、回転慣性質量体４３は、滑り材６０との間の距離を一定に維持しつつ、回転半径方向に移動可能に案内されていたが、何等これに限るものではなく、例えば、図１０に示すように、レール４２ｂの案内面４２ｃの形状を変えることにより、滑り材６０との間の距離を、回転慣性質量体４３の回転半径方向の位置に応じて変化させるようにしても良い。

詳しく説明すると、図１０の例のレール４２ｂの案内面４２ｃは、回転半径方向の内側から外側へ向かうに従って滑り材６０の方へ飛び出すような傾斜面に形成されている。これにより、回転慣性質量体４３は、回転半径方向の内側から外側へ移動するに従って滑り材６０の方へ押し出されるので、回転慣性質量体４３と摩擦材５０との間のばね部材４５の弾発力の変化を通じて、摩擦材５０の滑り材６０への圧接力は、回転半径方向の内側の位置よりも外側の位置の方が高くなり、その結果、内側の位置の摩擦力よりも外側の位置の摩擦力の方が高くなる。つまり、上述の梃子倍率の変化に加えて、摩擦力自体も変化させることができて、これにより、振動の速度Ｖの変化に対する減衰力Ｐの変化幅を大きくすることができる。

ちなみに、場合によっては、図１０の構成に関して、レール４２ｂの案内面４２ｃの傾斜方向を、上述とは逆にしても良い。つまり、レール４２ｂの案内面４２ｃが、回転半径方向の外側から内側へ向かうに従って滑り材６０の方へ飛び出すような傾斜面に形成されていても良い。この場合には、回転慣性質量体４３は、回転半径方向の外側から内側へ移動するに従って滑り材６０の方へ押し出されるので、回転慣性質量体４３と摩擦材５０との間のばね部材４５の弾発力の変化を通じて、摩擦材５０の滑り材６０への圧接力は、回転半径方向の外側の位置よりも内側の位置の方が高くなり、その結果、外側の位置の摩擦力よりも内側の位置の摩擦力の方が高くなる。
更には、上述の第１及び第２実施形態では、滑り材６０と摩擦材５０との間の摩擦係数μは、回転半径方向の全域に亘り一定としていたが、回転半径方向の位置に応じて摩擦係数μを異ならせ、これにより、摩擦力を変化させても良い。

＝＝＝第３実施形態＝＝＝
図１１は、第３実施形態の摩擦ダンパー２０ｂの中心縦断面図である。
上述の第２実施形態では、速度依存型摩擦ダンパーを実現するのに、遠心力による回転慣性質量体４３及び摩擦材５０の回転半径ｒ１の変化を利用していたが、この第３実施形態では、回転半径ｒ１は概ね固定としている。その代わりに、回転慣性質量体７３の遠心力によって摩擦材５０の滑り材６０への圧接力を変化させ、これによる摩擦材５０と滑り材６０との間の摩擦力の変化を通じて、減衰力Ｐを変化させている。

このような遠心力に応じた圧接力の変化は、圧接力変更機構７０によって行われる。圧接力変更機構７０は、ナット部３３の外周部にヒンジ７１を介して連結されたアーム部材７２を本体とする。そして、このヒンジ７１により、アーム部材７２は、滑り材６０に対して近接・離間する方向の揺動回転動作については許容されているが、これ以外の動作については規制されている。

また、このアーム部材７２には回転慣性質量体７３が一体に固定されており、この回転慣性質量体７３に生じる遠心力を、上述のアーム部材７２の前記揺動回転動作の駆動力としている。すなわち、ナット部３３の回転速度が大きくなると、回転慣性質量体７３の遠心力の増大を通じて、アーム部材７２を滑り材６０の方へ押す方向のモーメントが大きくなり、逆に、回転速度が小さくなると、遠心力の減少を通じて前記モーメントが小さくなる。

なお、回転停止時におけるアーム部材７２の動作を安定化させる目的で、図１１に示すように、アーム部材７２とフランジ部４１とをばね部材７４で連結しても良く、更には、アーム部材７２自体の振動を抑えるべくアーム部材７２とフランジ部４１との間にオイルダンパー等の減衰部材７５を介装しても良い。

一方、フランジ部４１は、アーム部材７２よりも軸芯方向Ｃ３１の滑り材６０側に位置しており、また、同フランジ部４１には、アーム部材７２の位置に対応させて、軸芯方向Ｃ３１に沿った貫通孔４１ｈが形成されている。そして、この貫通孔４１ｈには、アーム部材７２を摩擦材５０に連結する連結部材７７（図示例ではばね部材７８を具備している）が挿通されており、この連結部材７７を介してアーム部材７２の前記モーメントが摩擦材５０に伝達されて、摩擦材５０は滑り材６０に圧接されるようになっている。

ここで、当該モーメントは、上述したように、回転慣性質量体４３に作用する遠心力によって生じ、また、遠心力はナット部３３の回転速度に応じて変化し、ナット部３３の回転速度は、ボールねじ機構３０に係る直線移動動作の速度、つまり振動の速度Ｖの大小に応じて増減変化する。よって、前記モーメントに基づいて摩擦材５０を滑り材６０に押し付ける際の圧接力も、振動の速度Ｖの大小に応じて増減変化することとなり、かくして、この第２実施形態の構成によれば、振動の速度Ｖの大小に応じて摩擦力たる減衰力Ｐの大きさが増減変化する速度依存型摩擦ダンパーが実現される。

なお、この速度依存型摩擦ダンパーのＶ−Ｐ関係の詳細については、上述の第２実施形態の場合と同様に、以下のような力学的検討を通じて確認することができる。

先ず、回転慣性質量体７３及び摩擦材５０の回転半径をｒ１とし、回転慣性質量体７３とヒンジ７１との間の回転半径方向の距離をｒ２とすると、回転慣性質量体７３にかかる遠心力Ｆ１は、下式１３で表せる。
F1＝m1×{(2π×r1／L)×V}²／r1
＝m1×r1×{(2π／L)×V}² …(13)

また、回転慣性質量体７３とヒンジ７１との軸芯方向Ｃ３１の距離をｒ３とし、減衰部材７５による減衰力を０とすると、遠心力Ｆ１は、アーム部材７２を介して軸芯方向Ｃ３１の圧接力Ｎに変換されるので、下式１４に示すようなヒンジ７１周りのモーメントの釣り合い式が成り立つ。そして、これをＮについて解いて式１５を求め、式１５のＦ１に上式１３を代入すると、圧接力Ｎは下式１６で表せる。
F1×r3＝N×r2 …(14)
N＝F1×(r3／r2) …(15)
＝m1×r1×(r3／r2)×{(2π／L)×V}² …(16)
ここで、圧接力Ｎの力で摩擦材５０が滑り材６０に押し付けられ、摩擦力Ｆ２が発生する。よって、このときの摩擦係数をμとすると、摩擦力Ｆ２は下式１６で表せて、この式１６のＮに上式１６を代入すると、下式１７を得る。
F2＝μ×N …(16)
＝μ×m1×r1×(r3／r2)×{(2π／L)×V}² …(17)

一方、摩擦ダンパー２０ｂの減衰力Ｐは、回転半径ｒ１と摩擦力Ｆ２とから、下式１８で表せる。但し、前述したように、下式１８は、回転慣性質量体７３及び摩擦材５０が１セットの場合であり、複数セットの場合には、その減衰力は下式１８の複数倍となる。例えば、図１１の例では２セットなので２倍となるが、ここでは説明の関係上、１セット、つまり１倍とする。
P＝(2π×r1／L )×F2 …(18)
そして、上式１８のＦ２に式１６を代入すると、下式１９を得る。
P＝μ×m1×r1²×(r3／r2)×(2π／L)³×V² …(19)
よって、上式１９から明らかなように、そのＶ−Ｐ関係は、振動の速度Ｖに依存して減衰力Ｐが変化するものとなり、かくして、速度依存型摩擦ダンパーが実現されているのがわかる。

＝＝＝その他の実施の形態＝＝＝
以上、本発明の実施形態について説明したが、本発明は、かかる実施形態に限定されるものではなく、その要旨を逸脱しない範囲で以下に示すような変形が可能である。

上述の実施形態では、直線移動動作と回転動作とを相互に変換可能な運動変換機構の一例としてボールねじ機構３０を用いていたが、このような運動変換を可能な機構であれば、ボールねじ機構以外の機構を適用しても良く、例えば、ラックアンドピニオン機構等を用いても良い。

上述の第２実施形態では、回転慣性質量体４３に向心力を付与すべく、環状壁部４１ａと回転慣性質量体４３との間にばね部材４７を介装し、その圧縮変形の弾発力を回転慣性質量体４３に付与していたが、向心力を付与可能であれば、何等これに限るものではない。例えば、ナット部３３の外周面と回転慣性質量体４３との間にばね部材を介装し、その引張り変形の弾発力を回転慣性質量体４３の向心力として用いても良い。

上述の実施形態では、摩擦ダンパー２０，２０ａ，２０ｂを柱梁架構３のブレース１０に適用していたが、適用対象は何等これに限るものではなく、相対移動する二部材の間であれば適用可能である。

上述の第２実施形態の摩擦ダンパー２０ａは、回転慣性質量体４３及び摩擦材５０の回転半径ｒ１を、回転慣性質量体４３に作用する遠心力によって受動的に変化させるパッシブ式の摩擦ダンパー２０ａであったが、何等これに限るものではなく、アクティブ式の摩擦ダンパーに構成しても良い。例えば、摩擦材５０を回転半径方向に移動する油圧シリンダーやモーター等のアクチュエータを設け、当該アクチュエータを制御することにより、振動の速度Ｖに応じて摩擦材５０を回転半径方向に移動してその回転半径ｒ１を変化させても良い。更には、上述のパッシブ式の摩擦ダンパー２０ａに上述のアクチュエータを追設することにより、摩擦ダンパーをセミアクティブ式に構成しても良い。

上述の実施形態では、摩擦材５０及び滑り材６０の素材について述べていなかったが、摺動時に両者５０，６０同士の間に適度な大きさの摩擦力が生じるものであれば、使用可能である。例えば、滑り材６０にステンレス鋼板を用いた場合には、摩擦材５０の方には、ステンレス鋼板との間で安定した摩擦係数が得られる四フッ化エチレンや超高分子量ポリエチレン（例えば、ソマライト（商品名））等が使用される。

３ 柱梁架構、１０ ブレース、
１０ａ 第１分断端（一方の部材）、１０ｂ 第２分断端（他方の部材）、
２０ 摩擦ダンパー、２０ａ 摩擦ダンパー、２０ｂ 摩擦ダンパー、
３０ ボールねじ機構（運動変換機構）、
３１ ねじシャフト部、３１ｂ 一端部、３２ 連結部材、
３３ ナット部、３５ 連結部材、３５ａ ベアリング、
４０ 摩擦力発生機構、４０ａ 摩擦力発生機構、
４１ フランジ部（回転運動伝達部材）、４１ａ 環状壁部、４１ｂ リブ部、
４１ｈ 貫通孔、
４２ レール（案内部材）、４２ａ 案内面、
４２ｂ レール（案内部材）、４２ｃ 案内面、
４３ 回転慣性質量体、
４５ ばね部材（第２弾性部材）、
４７ ばね部材（第１弾性部材）、
４７ａ コイルばね、 ４７ｂ コイルばね、 ４７ｃ コイルばね、
５０ 摩擦材、６０ 滑り材、
７０ 圧接力変更機構、
７１ ヒンジ、７２ アーム部材、
７３ 回転慣性質量体、７４ ばね部材、
７５ 減衰部材、７７ 連結部材、７８ ばね部材、
Ｃ３１ 軸芯（軸芯方向、回転中心軸）、
ｒ 回転半径、ｒ０ 回転半径、ｒ１ 回転半径、
Ｌ リード長、Ｖ 速度、Ｇ 隙間

Claims (3)

1. 相対移動する二部材同士の間に介装されて、前記二部材同士の間の振動を減衰する摩擦ダンパーであって、
   前記相対移動に係る往復の直線移動動作を、所定の軸芯を回転中心とする往復の回転動作に変換する運動変換機構と、
   前記二部材のうちの一方の部材に前記軸芯周りに回転自在に支持されて、前記回転動作によって回転する回転慣性質量体と、
   前記回転慣性質量体に設けられ該回転慣性質量体と一体となって回転する摩擦材と、
   前記一方の部材に設けられ、前記摩擦材との摺動により前記摩擦材との間に生じる摩擦力によって前記振動を減衰する滑り材と、を備え、
   前記運動変換機構によって、前記摩擦材の前記軸芯周りの回転速度は、前記直線移動動作の速度よりも増速されており、
   前記回転慣性質量体は、前記直線移動動作に係る所定長をリード長として、前記軸芯周りに回転し、
   前記直線移動動作の速度に応じて、前記回転慣性質量体の回転半径を増減変更する回転半径変更機構を有し、
   前記回転半径変更機構は、前記回転慣性質量体に作用する遠心力の大きさに応じて、前記回転慣性質量体の回転半径を増減変更し、
   前記運動変換機構には、前記一方の部材に前記軸芯周りに回転自在に支持された回転運動伝達部材が設けられ、
   前記回転慣性質量体は、前記回転運動伝達部材を介して前記一方の部材に回転自在に支持され、
   前記回転半径変更機構は、前記回転運動伝達部材に対する前記回転慣性質量体の回転方向への相対移動を規制しつつ、前記回転半径方向への相対移動を許容する案内部材と、前記回転慣性質量体に前記回転半径方向の向心力を付与する第１弾性部材と、を有し、
   前記運動変換機構により前記直線移動動作から変換された前記回転動作に基づいて前記回転運動伝達部材が回転することにより、前記回転慣性質量体に前記回転動作が伝達され、
   前記向心力と前記遠心力とが釣り合う前記回転半径方向の位置に前記回転慣性質量体が移動し、
   前記滑り材と前記摩擦材とは、前記軸芯方向に互いに対向して配置され、
   前記摩擦材を前記滑り材へ圧接するための第２弾性部材が、前記摩擦材と前記回転慣性質量体との間に介装されており、
   前記案内部材によって、前記回転慣性質量体は、前記回転半径方向の内側の位置よりも外側の位置の方が前記滑り材の方へ押し出されるように、又はその逆になるように案内されていることを特徴とする摩擦ダンパー。
2. 請求項１に記載の摩擦ダンパーであって、
   前記回転慣性質量体は、少なくもと二つ設けられ、
   二つの前記回転慣性質量体同士は、互いに前記軸芯に関して対称に配置されていることを特徴とする摩擦ダンパー。
3. 請求項１又は請求項２に記載の摩擦ダンパーであって、
   前記運動変換機構は、ボール状の転動体を介してナット部がねじシャフト部に螺合するボールねじ機構を有し、
   前記ナット部は、前記二部材のうちの前記一方の部材に、前記軸芯周りの回転を許容されつつ前記軸芯方向の移動を規制されて支持され、
   前記回転運動伝達部材は、前記ナット部を介して前記一方の部材に回転自在に支持され、
   前記ねじシャフト部は、その軸芯方向が前記直線移動動作の方向に沿って配置されつつ、前記ねじシャフト部の軸芯方向の一端部は、前記二部材のうちの他方の部材に固定され、
   前記ナット部の前記ねじシャフト部に対する前記リード長分の移動動作毎に、前記ナット部は一回転することを特徴とする摩擦ダンパー。