(57)【要約】【課題】重量及び剛性が極めて大きい具体的には工作機械等をはじめとする構造物に対して、有効且つ効果的に振動低減効果を発揮する平行板ばね式動吸振器を提供する。【解決手段】外力の作用で振動する振動系に対して弾性体を介して質量を付加し、振動系の振動を抑制する。弾性体を一対の平行板ばね１２により構成し、平行板ばね１２により質量としての錘体１１の両側部を支持し、錘体１１が振動系の振動方向Ｘに振動可能とする。平行板ばね１２は、振動系の振動方向Ｘに沿って対をなすように配置される。【選択図】図４
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
外力の作用で振動する振動系に対して弾性体を介して質量を付加し、前記振動系の振動を抑制するようにした動吸振器であって、
前記弾性体を一対の平行板ばねにより構成し、この平行板ばねにより前記質量としての錘体の両側部を支持し、前記錘体が前記振動系の振動方向に振動可能としたことを特徴とする平行板ばね式動吸振器。
【請求項２】
前記平行板ばねは、前記振動系の振動方向に沿って対をなすように配置されることを特徴とする請求項１に記載の平行板ばね式動吸振器。
【請求項３】
前記平行板ばねは、複数の板ばね片を重合させてなり、隣接する前記板ばね片相互間で摩擦接触するように構成されたことを特徴とする請求項１又は２に記載の平行板ばね式動吸振器。
【請求項４】
前記板ばね片の少なくとも枚数、寸法及び材質を変更可能とし、その固有振動数及び減衰比を調整し得ることを特徴とする請求項２又は３に記載の平行板ばね式動吸振器。
【請求項５】
前記錘体は、前記平行板ばねの長手方向に沿ってスライド可能に構成され、該錘体のスライド位置に応じて前記平行板ばねの実質的な長さ寸法が変更可能であることを特徴とする請求項４に記載の平行板ばね式動吸振器。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、機械が周期的に変動する外力を受けて激しく振動する際、その機械の振動の大きな部位に振動系を付加し、機械の振動を抑制する所謂、動吸振器、特に平行板ばね式動吸振器に関する。
【背景技術】
【０００２】
動吸振器は建築、道路、自動車あるいは機械等をはじめとする様々な分野で使用され、その振動低減効果が確認されている。動吸振器の効果を最大限に発揮させるためには、その主振動系に応じて固有振動数と減衰比を調節する必要があり、従来より種々の動吸振器が開発されている。
【０００３】
従来例えば特許文献１に開示される防振装置では、防振すべき構造体に設けた振動検出器により検出した構造体の振動に基づいて、制御装置を介してアクチュエータを駆動してアクティブダンパを構成する。その際、動吸振器の吸振周波数を構造体の第１共振周波数と一致するように調整し、アクティブダンパを構造体の第２共振周波数帯域で効率的に作用するように制御している。
【０００４】
また、特許文献２に開示されるオイルパン制振構造では所定のばね定数を有するばね板と、このばね板に接合され慣性力を発生させる質量を有するマスと、減衰作用を有しばね板とオイルパンに挟持される弾性体とにより動吸振器を構成し、この動吸振器がオイルパンの表面に接合される。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００５】
【特許文献１】特開２０００−２４９２７６号公報
【特許文献２】特開２００１−２９５６１９号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００６】
上述の例をはじめとしてこの種の動吸振器の適用範囲は極めて広く、その具体的構成も多岐に亘っている。ところで、工作機械の分野ではその高速化（高能率化）の要請が益々増大し、これに伴い振動が加工精度に与える影響も更に拡大している。かかる状況に対して、工作機械の構造変更による振動対策は限界に達しつつある。
【０００７】
動吸振器は構造物の振動低減に対して有効な手段であるが、とりわけ工作機械のように重量が重く、剛性が大きい（固有振動数が大きい）構造物に適した動吸振器は実質的に存在しないのが実情であった。
【０００８】
本発明はかかる実情に鑑み、重量及び剛性が極めて大きい具体的には工作機械等をはじめとする構造物に対して、有効且つ効果的に振動低減効果を発揮する平行板ばね式動吸振器を提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００９】
本発明の平行板ばね式動吸振器は、外力の作用で振動する振動系に対して弾性体を介して質量を付加し、前記振動系の振動を抑制するようにした動吸振器であって、
前記弾性体を一対の平行板ばねにより構成し、この平行板ばねにより前記質量としての錘体の両側部を支持し、前記錘体が前記振動系の振動方向に振動可能としたことを特徴とする。
【００１０】
また、本発明の平行板ばね式動吸振器において、前記平行板ばねは、前記振動系の振動方向に沿って対をなすように配置されることを特徴とする。
また、本発明の平行板ばね式動吸振器において、前記平行板ばねは、複数の板ばね片を重合させてなり、隣接する前記板ばね片相互間で摩擦接触するように構成されたことを特徴とする。
また、本発明の平行板ばね式動吸振器において、前記板ばね片の少なくとも枚数、寸法及び材質を変更可能とし、その固有振動数及び減衰比を調整し得ることを特徴とする。
また、本発明の平行板ばね式動吸振器において、前記錘体は、前記平行板ばねの長手方向に沿ってスライド可能に構成され、該錘体のスライド位置に応じて前記平行板ばねの実質的な長さ寸法が変更可能であることを特徴とする。
【発明の効果】
【００１１】
本発明において、主振動系の固有振動数と同じ固有振動数を有する動吸振器が取り付けられ、反共振点を作り出して、主振動系が振動することで動吸振器が共振を起こし、これにより振動エネルギを吸収する。この場合、平行板ばね式とすることで、１自由度の振動系とし、ねじり振動が発生し難い構造を可能にする。主振動系に対して、適正且つ円滑に作動する振動系を付加することで、主振動系の振動を有効に低減することができる。
【００１２】
また、平行板ばねは複数の板ばね片により構成することで、各々の板ばね片が薄い場合であっても所望の高いばね定数を得ることができ、主振動系に対して有効に対応することができる。更に、複数の板ばね片相互間で摩擦接触するように構成され、簡単な構成でありながら高い減衰能を発揮することができる。
【図面の簡単な説明】
【００１３】
【図１】本発明の適用例としてのマシニングセンタの概略構成例を示す図である。
【図２】本発明の実施形態におけるマシニングセンタの主軸ヘッドを搭載する主軸ヘッドアーム７の上面図である。
【図３】本発明の実施形態における主軸ヘッドの周波数応答関数を示す図である。
【図４】本発明による平行板ばね式動吸振器の具体例を示す図である。
【図５】本発明による平行板ばね式動吸振器の取付時の様子等を示す図である。
【図６】本発明の実施形態における振動試験の概要を示す図である。
【図７】本発明の実施形態において使用する錘及び板ばねの組合せ例を示す図である。
【図８】本発明の実施形態における平行板ばね式動吸振器のモードアニメーションを示す図である。
【図９】本発明の実施形態における振動を測定した各移動点の周波数応答関数を示す図である。
【図１０】本発明の実施形態における平行板ばね式動吸振器の固有振動数とモード質量の変化を示す図である。
【図１１】本発明の実施形態における板ばねの長さとモード剛性の関係を示す図である。
【図１２】本発明の実施形態における平行板ばね式動吸振器の等価剛性が導出されるモデルの例を示す図である。
【図１３】本発明の実施形態におけるモード剛性から求められる板ばねの有効長（推定式）を示す図である。
【図１４】本発明の実施形態における推定した板ばね有効長と実際の板ばね長との差を示す図である。
【図１５】本発明の実施形態における板ばねの長さとモード減衰比の関係を示す図である。
【図１６】本発明の実施形態におけるモード減衰比とモード剛性との関係を示す図である。
【図１７】本発明の実施形態における非線形最小２乗法によって計算される係数を示す図である。
【図１８】本発明の実施形態における平行板ばね式動吸振器の固有振動数及び減衰比の例を示す図である。
【図１９】本発明の実施形態における主軸ヘッドの振幅と回転速度との関係を示す図である。
【発明を実施するための形態】
【００１４】
以下、図面を参照して、本発明による平行板ばね式動吸振器の好適な実施の形態を説明する。
この実施形態において本発明の平行板ばね式動吸振器の適用対象として、工作機械特に図１に示したようなマシニングセンタ１の例とする。前述したようにこのマシニングセンタ１にあってもその重量が重く、剛性が大きいことから有効に動吸振器の効果を得るのは極めて容易ではない。一方でこの種の工作機械には１００分の１〜１０００分の１ｍｍ程度の加工精度が要求されるため、振動対策（振動低減）は極めて重要な課題である。
【００１５】
本発明の背景として、マシニングセンタ１において特にエンドミル加工が多用される。エンドミル加工では、工作機械構造系の固有振動数とその主軸回転数、断続切削により生じる切削抵抗の変動（周波数）とが一致したときに共振して、工作物の加工精度が低下するばかりでなく、工具寿命も短くなる。本発明では特に動吸振器を用いてマシニングセンタ１の主軸ヘッドの強制振動を低減することを主眼とする。本発明の適用にあたり、後述するようにばねと錘の組合せを変えて試験を行い、動吸振器の自由振動特性を把握する。また、主軸の空転時の主軸ヘッドの振動に対する動吸振器による振動低減効果を確認するものである。
【００１６】
ここで先ず、マシニングセンタ１の全体構成を概略構成を説明する。図１はマシニングセンタ１の外観斜視図及び内部構造を示す側面図である。マシニングセンタ１において、マシンベッド上にコラム２が立設され、このコラム２により主軸ヘッド３が支持される。主軸ヘッド３にはツールホルダを介して、工具（ツール）４が保持される。主軸ヘッド３の下方にはテーブル５が配置される。なお、後述する振動モードの測定のためにマシニングセンタ１の所定部位に複数の振動測定点６が設定され、各振動測定点６に振動検出器が配設される。
【００１７】
マシニングセンタの振動モード測定
マシニングセンタ１の主軸ヘッド３の振動モードより、この主軸ヘッド３はＸ軸方向（水平面において主軸ヘッドアーム７の長手方向（Ｙ軸方向）と直交する方向）に振動モードを持つことが分かった。ここで、図２は主軸ヘッド３を搭載する主軸ヘッドアーム７の上面図である。主軸ヘッドアーム７はその先端側に主軸ヘッド３を支持し、コラム２を支点側として図示のようにＸ軸方向に揺動する。また、主軸ヘッド３の自由振動特性を調べるために主軸ヘッド３の固有振動数を求めた。この場合、この振動試験においてインパクトハンマの打撃点の反対側に三軸加速度センサを配置し、この三軸加速度センサの検出結果に基づき主軸ヘッド３の周波数応答関数を求めた。
【００１８】
図３は、主軸ヘッド３の周波数応答関数を示している。図３に示されるように固有振動数１５８Ｈｚにおいて振動のピークが現れる。なお、このときのモードパラメータは固有振動数１５８Ｈｚ、モード減衰比３．５６％、モード質量１２０ｋｇである。
【００１９】
平行板ばね式動吸振器の構成
上記のようにマシニングセンタ１は、高い固有振動数と大きな質量を有し、そのためかかるマシニングセンタ１に対する動吸振器として所定の性能もしくは特性が要求される。即ち先ず、錘の質量は重く、その固有振動数が高いことが必要である。また、主軸ヘッドの振動の応答曲線が動吸振器のものと整合し合うことが必要となる。更に、振動減衰率がほとんど経時変化しないことに加え、水平方向の振動が有効に減衰されることが必要となる。
【００２０】
次に本発明による平行板ばね式動吸振器の構成について説明する。図４は平行板ばね式動吸振器１０の具体例を示し、（ａ）は正面図、（ｂ）は側面図である。平行板ばね式動吸振器１０の基本構成において錘１１、板ばね１２及びマウント１３からなる。錘１１の両側に一対の板ばね１２を結合し、板ばね１２の基端側はマウント１３に堅固に固定される。この場合、板ばね１２に形成したスライドガイド溝１５に沿って、締着ボルト１４を介して錘１１を矢印Ａのように適宜スライドさせることができるようになっており、このスライドにより固有振動数を変更可能とする。
【００２１】
上記の場合、一対の板ばね１２を平行に配置することで、振動方向を規定することができる。即ち、図４（ａ）に示されるように板ばね１２によって支持された錘１１は、矢印で示される１自由系として振動し、後述のようにマシニングセンタ１（の主軸ヘッドアーム７）に搭載された際にはＸ軸方向に揺動する。これにより有害なねじり振動が発生し難い構造となっている。また、薄い板ばねであっても比較的高いばね定数が得られる。更に板ばね１２の枚数や厚さ、材料あるいは長さを変えることで、固有振動数や減衰比を容易に変更することが可能である。本実施形態において板ばね１２の材料としてばね鋼と制振合金の２種類を用い、制振合金としてはＭ２０５２を用いたが、これらの材料についてはこの限りでない。
【００２２】
また、錘１１を支持する一対の板ばね１２は図４（ａ）に示されるように、複数の板ばね片１２ａ,１２ｂ,１２ｃ,．．を相互に重ね合せることで構成される。これらの板ばね片は隣接する相互間で摩擦接触するようになっている。この場合、各板ばね片１２ａ,１２ｂ,１２ｃの最大曲げモーメントは、カンチレバー式動吸振器の片持ちビームに対する最大曲げモーメントの１／４程度とする。これにより平行板ばね式動吸振器１０の高い固有振動数が得られる。また、各板ばね１２ａ,１２ｂ,１２ｃ片相互間の摩擦により適正な減衰作用を生じさせることができる。
【００２３】
平行板ばね式動吸振器の実装
平行板ばね式動吸振器１０は、主軸ヘッドアーム７の下面側にて垂架されるかたちで搭載される。図５は、平行板ばね式動吸振器１０の取付時の様子を示しているが、マウント１３が矢印Ｂのように主軸ヘッドアーム７の下面側から取付け固定される。この場合、主軸ヘッドアーム７と錘１１の揺動もしくは振動方向が互いに整合する、即ちＸ軸方向となるように実装する。なお、主軸方向はＺ軸方向とする。
【００２４】
平行板ばね式動吸振器の振動モード測定
図６は、この振動試験の概要を示している。この試験では図示のように平行板ばね式動吸振器１０を剛性の高い基礎（Ground）１００上に固定し、インパクトハンマによって錘１１を水平方向（Ｘ軸方向）に打撃する。錘１１上には加速度センサ１０１が取り付けられており、この加速度センサ１０１により平行板ばね式動吸振器１０の振動加速度を測定する。一方、インパクトハンマに組み込まれた力センサにより、錘１１に印加された加振力が測定され、この加振力と振動加速度のデータからパーソナルコンピュータにおいてモーダル解析ソフトを用いて周波数応答関数が求めることができる。
【００２５】
この測定試験では錘１１と板ばね１２（板ばね片１２ａ,１２ｂ,１２ｃ）を複数種類組み合せて複数の試験を行い、その試験結果から基本的な振動特性を求めた。図７に示されるように錘１１は１．２６ｋｇと４．４ｋｇの２種類を使用する。また、板ばね片につき、そのサイズは１２５ｍｍ×７０ｍｍとし、厚さ１〜３ｍｍのものを１〜５枚組み合わせて使用した。
【００２６】
平行板ばね式動吸振器のモードパラメータ
次に振動モードの例を説明する。図８は平行板ばね式動吸振器１０のモードアニメーションを示し、また図９は振動を測定した各移動点の周波数応答関数（Ｘ軸方向）を示している。なお、これらの場合、板ばね１２の長さ６３ｍｍ、厚さ１ｍｍ、板ばね片枚数１枚及び錘１１の質量１．２６ｋｇである。また、このとき固有振動数は図９に示されるように６４Ｈｚであり、錘１１と板ばね１２がＸ軸方向に大きく振動し、Ｙ,Ｚ軸方向には殆ど振動していないことが判明した。
【００２７】
次に図１０（ａ）,（ｂ）はそれぞれ、図６に示した板ばね１２の長さを増加させた場合の平行板ばね式動吸振器１０の固有振動数とモード質量の変化を示している。なお、錘１１の質量１．２６ｋｇとする。
図１０（ａ）に示されるように板ばね１２の長さと固有振動数の関係では、板ばね１２の長さの増加に伴い平行板ばね式動吸振器１０の固有振動数は減少する。この場合、板ばね１２の長さが短い範囲では固有振動数は急激に減少し、長くなるに従って漸減し、その減少率は緩慢になる。板ばね１２の長さが短い場合、固有振動数が大きく変化するため、この範囲では所望の固有振動数を得るのが困難になる。また、質量１．２６ｋｇの錘１１を用いる場合の方が、振動数がより大きい範囲まで設定可能であることが分かった。一方、板ばね１２の任意長さおいて、板ばね片の枚数及び厚さの増加に伴い固有振動数が増加する。
【００２８】
また、図１０（ｂ）に示されるように板ばね１２の長さとモード質量との関係では、板ばね１２の長さ約２５ｍｍ以下の範囲ではモード質量値は拡散的に分布するが、２５ｍｍ以上から略一定に安定する。
【００２９】
図１１（ａ）,（ｂ）はそれぞれ、錘１１の質量１．２６ｋｇ及び４．４ｋｇの場合の平行板ばね式動吸振器１０の板ばね１２の長さとモード剛性の関係を示している。
図１１に示されるように板ばね１２の長さとモード剛性の関係では、基本的には板ばね１２の長さと固有振動数との関係の場合と同様に、板ばね１２の長さの増加に伴い平行板ばね式動吸振器１０のモード剛性は減少する。この場合、板ばね１２の長さが短い範囲ではモード剛性は急激に減少し、長くなるに従って漸減し、その減少率は緩慢になる。
また、板ばね片の枚数の増加に伴いモード剛性は大きくなる。更に、錘１１の質量の違いによる差は殆どないが、板ばね１２が厚さを増す程モード剛性は大きくなる。モード剛性を大きく設定したい場合、板ばね片の厚さとしては２ｍｍあるいは３ｍｍのものを使用し、又は板ばね１２の長さを短くすることになる。
【００３０】
次に、モード剛性から推定した板ばねの有効長について説明する。図１２は、周知の材料強度理論に基づき平行板ばね式動吸振器１０の等価剛性が導出されるモデルの例を示している。図１２において、ｌは板ばねの長さ、Ｐは荷重、δは撓み量である。
上記のようなモデルにおいてその剛性（ばね定数）は、下記（１）式で与えられる。
ｋ＝Ｐ／δ＝２ｂＥｎ（ｔ／ｌ）3              （１）
ここに、ｂは板ばねの幅、ｔは板ばね片の厚さ、ｌは板ばねの長さ、Ｅは縦弾性係数、ｎは板ばね片の枚数である。
（１）式より板ばねの有効長（推定式）ｌ*は、下記（２）式で与えられる。
ｌ*＝ｔ・（２ｂＥｎ／ｋ*）1/3                  （２）
なお、ｋ*はモード剛性である。
【００３１】
図１３は、図１１及び（２）式に示されるモード剛性から求められる板ばねの有効長（推定式）ｌ*を示している。なお、図１３（ａ）,（ｂ）はそれぞれ、錘１１の質量１．２６ｋｇ及び４．４ｋｇの場合を示している。図１３から分かるように有効長は実測値が２５ｍｍ以上では、略直線状に増加し、実測値よりも１０ｍｍ程度長い。但し、錘の質量１．２６ｋｇ、板ばねの厚さ１ｍｍ、板ばね片の枚数５枚の場合と錘の質量４．４ｋｇ、板ばねの厚さ２ｍｍ、板ばね片の枚数２枚の場合は必ずしもこれに該当しない。概して、実測値よりも推定値の方が板ばねの長さは長くなる。
【００３２】
次に図１４は、推定した板ばね有効長と実際の板ばね長との差Δｌを示している。この場合、板ばねの有効長ｌ*は、最小２乗法で求めた増加率を有する線形関数で近似したものである。なお、図１４においてグラフの上部に付記した数値は、当該板ばね片の板厚を示している。錘１１の質量１．２６ｋｇの場合、図１４（ａ）に示されるように、差Δｌは板ばね片の枚数及び板ばね片の厚さの増加に伴い増加する。但し、板ばね片の枚数５枚の場合は必ずしもこれに該当しない。錘１１の質量４．４ｋｇの場合、図１４（ｂ）に示されるように、差Δｌは図１４（ａ）の場合と類似した特性となっている。なお、板ばね片の枚数及び板ばね片の厚さの影響は、図１４（ｂ）の場合よりも少ない。図１４に示した有効長と実際の板ばね長との差Δｌは、板ばね片の枚数及び板ばね片の厚さの増加に伴い長くなる。これは、平行板ばね式動吸振器１０のマウント１３に板ばねを固定する剛性が、大きなモード剛性の場合には必ずしも十分でないためと考えられる。
【００３３】
次に図１５（ａ）,（ｂ）はそれぞれ、錘１１の質量１．２６ｋｇ及び４．４ｋｇの場合の平行板ばね式動吸振器１０の板ばね１２の長さとモード減衰比の関係を示している。図１５に示されるようにモード減衰比ζは、板ばね１２の長さの増加に伴い単調に減少する。一方、このモード減衰比ζは、板ばね片の枚数及び板ばね片の厚さの増加に伴い増加する。モード減衰比ζのこれらの特徴は、図１０（ａ）に示した固有振動数の特徴や図１１に示したモード剛性の特徴と類似している。このためモード減衰及びモード剛性の間には関係があると考えられる。
【００３４】
図１６は、モード減衰比ζとモード剛性ｋ*との関係を示している。なお、板ばね１２の長さ約２５ｍｍ以下の範囲の値は含んでいない。図１６において、縦軸及び横軸とも対数スケールであり、モード減衰比ζ及びモード剛性ｋ*間で、略同じ傾斜もしくは傾きの線形の関係で近似される。このため非線形最小２乗法によって計算される次の（３）式の指数αは、殆ど全ての場合略同一となり得る。
ζ＝Ｋ（ｋ*）α                                （３）
【００３５】
また、図１６から分かるように板ばね１２の厚さ１ｍｍにおいては板ばね片の枚数や錘１１の質量が変わっても、傾きに大きな変化はなく略一定である。また、板ばね片２枚、３枚の場合は錘１１の質量４．４ｋｇを用いた方がモード減衰比は若干大きいが、その他の場合錘１１の質量の違いによる差は殆どない。
【００３６】
図１７は、指数α＝０．６２４として、非線形最小２乗法によって計算される（３）式の係数Ｋを示している。なお、この指数αは、図１６に示される全ての場合の平均値である。図１７においてグラフの上部に付記した数値は、当該板ばね片の板厚を示している。図１７（ａ）における錘１１の質量１．２６ｋｇの場合の係数Ｋは、板ばね片の枚数１枚のときに小さく、その枚数の増加に伴い線形に増加するが、４枚から５枚の範囲では殆ど増加しない。一方、係数Ｋは板ばね片の厚さの増加に伴い減少するが、板ばね片の枚数の増加に伴い増加する。モード減衰比は、板ばね片の枚数４枚以下ではその枚数の増加に伴い約１０％増加する。
【００３７】
主軸ヘッドの振動を低減するための平行板ばね式動吸振器の特性
前述したマシニングセンタ１において、その主軸ヘッド３の振動を低減するための平行板ばね式動吸振器の効果を明らかにすべく振動テストを行った。図５に示されるように平行板ばね式動吸振器１０は、主軸ヘッドアーム７の下面側から取付け固定される。なお、この振動テストでは工具４を保持するための主軸ヘッド３のツールホルダにおいて、主軸の回転中心から偏倚した位置にアンバランス質量をオフセットして付設する。主軸ヘッド３の振幅が小さ過ぎると、そのままでは測定し難いため、を付加することで検出し易くする。
【００３８】
前述したように主振動系の振幅は、平行板ばね式動吸振器１０の減衰比の減少に伴い、平行板ばね式動吸振器１０の固有振動数と等しい振動数でより小さくなるが、主振動系の最大振幅はより大きくなる。このため板ばね片が３枚の平行板ばね式動吸振器１０が適用され、その固有振動数は図１８の表２に示されるように調整される。これは、表２に示される平行板ばね式動吸振器１０の固有振動数及び減衰比が、前述した主軸ヘッド３の固有振動数１５８Ｈｚ及び減衰比３．５６％にそれぞれ略等しいからである。
【００３９】
図１９は、主軸ヘッド３の振幅と回転速度との関係を示している。図１９に示される振幅は、主軸ヘッド３の回転速度におけるその振幅スペクトルの最大値（ピーク）として設定されている。平行板ばね式動吸振器１０を搭載しない主軸ヘッド３の振幅は、主軸ヘッド３の固有振動数と等しい回転数９５００ｒｐｍで最大値に達する。平行板ばね式動吸振器１０の固有振動数が、主軸ヘッド系の固有振動数に近似する１５７Ｈｚに調整されたとき、回転数８６００〜９５００ｒｐｍにて振幅は最小値になる。主軸ヘッド３の回転数９４００ｒｐｍで振幅は最大となり、また平行板ばね式動吸振器１０の固有振動数が主軸ヘッド振動系の固有振動数よりも大きい１７０Ｈｚに調整されたとき、平行板ばね式動吸振器１０を搭載しない主軸ヘッド３の最大振幅の略６０％にまで減少した。回転数９５００ｒｐｍよりも大きい９８００ｒｐｍの回転数で振幅は最小値になり、平行板ばね式動吸振器１０の固有振動数が１８１Ｈｚに調整されたとき、平行板ばね式動吸振器１０を搭載しない主軸ヘッドの最大振幅の略８０％に減少した。従って、平行板ばね式動吸振器１０の最適振動数は、主軸ヘッド振動系の固有振動数よりも１０Ｈｚ程度大きく、主軸ヘッドの振動の最大振幅は４０％減少したことが判明した。
【００４０】
上述した本発明の実施形態で示されたように本発明の平行板ばね式動吸振器１０は、先ずそのモード質量と錘１１の実際の質量が略一致した。
また、平行板ばね式動吸振器１０のモード剛性から推定した板ばね１２の有効長さは、実際の板ばね１２の長さよりも幾分長くなった。
更に、モード減衰比はモード剛性のｎ乗で表され、ｎの値は板ばね１２の厚さや枚数によらずに略一定になり、約０．６であった。また、比例定数は板ばね片の枚数や厚さに比例して大きくなった。
また、本発明によればマシニングセンタ１の主軸ヘッド（固有振動数１５８Ｈｚ、減衰比３．５％）の共振時の振動振幅は、錘１１が１．２６ｋｇ、固有振動数１７０Ｈｚ、減衰比５．２５％の平行板ばね式動吸振器１０を適用することで、約４０％低減することができた。
【００４１】
以上実施形態と共に説明したように本発明によれば、一対の平行板ばね１２により錘１１を支持し、錘１１が主軸ヘッド３の振動方向に振動可能とした。このように平行板ばね１２を用いることでその錘１１の振動方向を規定し、即ち平行板ばね式動吸振器１０を１自由度の振動系とし、ねじり振動が発生し難い構造を可能にする。主振動系に対して、適正且つ円滑に作動する振動系を付加することで、主振動系の振動を有効に低減することができる。
【００４２】
また、平行板ばねは複数の板ばね片により構成することで、各々の板ばね片が薄い場合であっても所望の高いばね定数を得ることができ、主振動系に対して有効に対応することができる。
また、複数の板ばね片は、隣接するもの片相互間で摩擦接触するように構成され、簡単な構成でありながら高い減衰能を発揮することができる。
【００４３】
以上、本発明を種々の実施形態と共に説明したが、本発明はこれらの実施形態にのみ限定されるものではなく、本発明の範囲内で変更等が可能である。
上記実施形態において工作機械特にマシニングセンタの例で説明したが、本発明はその他の工作機械をはじとして各種の振動系に対しても有効に適用可能である。
【符号の説明】
【００４４】
１  マシニングセンタ
１０  平行板ばね式動吸振器
１１  錘
１２  板ばね
１３  マウント
１４  締着ボルト
１５  スライドガイド溝
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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【図１７】
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【図１８】
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【図１９】
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