"底板と、当該底板の周囲を囲み当該底板から立ち上げられた壁板とを有し、当該壁板で囲まれた前記底板上の空間に液体を貯留する液体用タンクにおいて、前記空間を区分けするように前記底板上に立設されるとともに、互いに対向する前記壁板に両端がそれぞれ接続されて、互いに重合する複数の仕切板と、前記複数の前記仕切板同士を締結する締結具と、を備え、前記締結具による締め付け力は、前記仕切板の疲労限応力未満であることを特徴とする液体用タンク。前記締結具は、前記仕切板の面内方向に前記仕切板の鉛直中心線に対して左右対称に設けられていることを特徴とする請求項1に記載の液体用タンク。前記壁板に接続された前記仕切板の前記両端間の長さをLとし、前記仕切板の前記鉛直中心線から前記仕切板に取り付けられた前記締結具までの長さをMとしたとき、1/8≦M/L≦1/4の関係が成立することを特徴とする請求項1又は2に記載の液体用タンク。前記仕切板の高さをbとし、前記底板の上面から前記仕切板に取り付けられた前記締結具までの高さをcとしたとき、1/2≦c/b<1の関係が成立することを特徴とする請求項1から3のうち何れか一項に記載の液体用タンク。前記仕切板の重合方向の厚さは、すべて同一であることを特徴とする請求項1から4のうち何れか一項に記載の液体用タンク。底板と、当該底板の周囲を囲み当該底板から立ち上げられた壁板とを有し、当該壁板で囲まれた前記底板上の空間に液体を貯留する液体用タンクにおいて、前記空間を区分けするように所定の間隔で前記底板上に立設されるとともに、互いに対向する前記壁板に両端がそれぞれ接続された厚さの異なる一対の仕切板を備え、前記一対の仕切板間に前記液体が介在していることを特徴とする液体用タンク。前記一対の仕切板のうち、一方の前記仕切板の厚さをd1とし、他方の前記仕切板の厚さをd2としたとき、1/2.4≦d1/d2≦1/1.5の関係が成立することを特徴とする請求項6に記載の液体用タンク。底板と、当該底板の周囲を囲み当該底板から立ち上げられた壁板とを有し、当該壁板で囲まれた前記底板上の空間に液体を貯留する液体用タンクにおいて、前記空間を区分けするように所定の間隔で前記底板上に立設されるとともに、互いに対向する前記壁板に両端がそれぞれ接続された厚さの異なる一対の仕切板と、前記一対の仕切板間に挟持された弾性体と、前記弾性体内に挿通されて、前記複数の前記仕切板同士を締結する締結具と、を備え、前記一対の仕切板間に前記液体が介在していることを特徴とする液体用タンク。請求項1から8のうち何れか一項に記載の液体用タンクを備えることを特徴とするエンジン。しかしながら、上述した特許文献1に記載の構造では、振動体と被絶縁物との間に防振ゴムを取り付けなければならないため、エンジン製造時における作業効率が低下するという問題点があった。また、部品点数が増加するためコスト高となってしまうとともに、エンジンの重量が増加してしまうという問題点があった。そこで、本発明は、このような問題を解決するものであって、部品点数を大幅に増加させることなく安価に製作可能で、かつ、振動を効率良く抑制可能な液体用タンクを提供することを目的とする。上述した課題を解決する本発明に係る液体タンクは、底板と、当該底板の周囲を囲み当該底板から立ち上げられた壁板とを有し、当該壁板で囲まれた前記底板上の空間に液体を貯留する液体用タンクにおいて、前記空間を区分けするように前記底板上に立設されるとともに、互いに対向する前記壁板に両端がそれぞれ接続されて、互いに重合する複数の仕切板と、前記複数の前記仕切板同士を締結する締結具と、を備え、前記締結具による締め付け力は、前記仕切板の疲労限応力未満であることを特徴とする。このように、疲労限応力未満の締め付け力によって締結された複数の仕切板が一体となって振動すると、仕切板の疲労限応力に到達するよりも以前に仕切板同士が互いに滑り始める。これにより、仕切板に生じる曲げ応力を低下させることができる。したがって、仕切板が疲労限応力に到達して損傷することを防止できる。また、複数の仕切板同士が滑動すると、仕切板間には摩擦が生じる。この摩擦による減衰効果によって振動を効率良く減衰することができる。さらに、従来の液体タンクと比べると新たに締結具を追加するだけなので、安価に製作することができる。また、前記締結具は、前記仕切板の面内方向に前記仕切板の鉛直中心線に対して左右対称に設けられていてもよい。仕切板の振動によって仕切板の鉛直中心線の両側にせん断応力が作用するため、このせん断応力が作用する箇所に締結具を設けることで、複数の仕切板同士を効果的に締結することができる。前記壁板に接続された前記仕切板の前記両端間の長さをLとし、前記仕切板の前記鉛直中心線から前記仕切板に取り付けられた前記締結具までの長さをMとしたとき、1/8≦M/L≦1/4の関係が成立することとしてもよい。このように、仕切板の鉛直中心線から1/8≦M/L≦1/4の位置、即ち仕切板の振幅が大きい位置に締結具を取り付けることで、滑りが生じた際に、より大きな摩擦による散逸エネルギーを発生させることができるため、効率的に制振効果を得ることができる。前記仕切板の高さをbとし、前記底板の上面から前記仕切板に取り付けられた前記締結具までの高さをcとしたとき、1/2≦c/b<1の関係が成立してもよい。このように、仕切板の高さの1/2≦c/b<1の位置に、即ち仕切板の振幅が大きい位置に締結具を取り付けることで、滑りが生じた際に、より大きな摩擦による散逸エネルギーを発生させることができるため、効率的に制振効果を得ることができる。前記仕切板の重合方向の厚さは、すべて同一であることとしてもよい。このように、仕切板の重合方向の厚さ、即ち板厚をすべて同一にすることにより、安価に仕切板を製作することができる。また、本発明に係る液体用タンクは、底板と、当該底板の周囲を囲み当該底板から立ち上げられた壁板とを有し、当該壁板で囲まれた前記底板上の空間に液体を貯留する液体用タンクにおいて、前記空間を区分けするように所定の間隔で前記底板上に立設されるとともに、互いに対向する前記壁板に両端がそれぞれ接続された厚さの異なる一対の仕切板を備え、前記一対の仕切板間に前記液体が介在していることを特徴とする。このように、一対の仕切板の厚さは、それぞれ異なるため、異なる固有振動で共振する。このため、両方の仕切板が同時に液体用タンク本体と共振することはない。また、各仕切板がそれぞれ振動する際に、一対の仕切板間に液体を介在させているため、この液体がダンパとしての機能を果たすので、振動を効率良く減衰することができる。前記一対の仕切板のうち、一方の前記仕切板の厚さをd1とし、他方の前記仕切板の厚さをd2としたとき、1/2.4≦d1/d2≦1/1.5の関係が成立してもよい。このように、一対の仕切板のうち、一方の厚さをd1とし、他方の厚さをd2としたとき、1/2.4≦d1/d2≦1/1.5の関係が成り立つように形成することで、効率良く振動を減衰することができる。また、本発明に係る液体用タンクは、底板と、当該底板の周囲を囲み当該底板から立ち上げられた壁板とを有し、当該壁板で囲まれた前記底板上の空間に液体を貯留する液体用タンクにおいて、前記空間を区分けするように所定の間隔で前記底板上に立設されるとともに、互いに対向する前記壁板に両端がそれぞれ接続された厚さの異なる一対の仕切板と、前記一対の仕切板間に挟持された弾性体と、前記弾性体内に挿通されて、前記複数の前記仕切板同士を締結する締結具と、を備え、前記一対の仕切板間に前記液体が介在していることを特徴とする。このように、疲労限応力未満の締め付け力によって締結された複数の仕切板が一体となって振動すると、仕切板の疲労限応力に到達するよりも以前に仕切板同士が互いに滑り始める。これにより、仕切板に生じる曲げ応力を低下させることができる。したがって、仕切板が疲労限応力に到達して損傷することを防止できる。また、本発明のエンジンは、上述した液体用タンクの何れかを備えることを特徴とする。このように、減衰効果の優れた仕切板を有する液体タンクを備えているため、振動剛性に優れたエンジンを提供することができる。本発明によれば、部品点数を大幅に増加させることなく安価に製作可能で、かつ、振動を効率良く抑制可能な液体用タンクを提供することができる。以下、本発明に係る液体用タンクについて図面を用いて詳細に説明する。なお、以下の実施例に記載されている構成部品の寸法、材質、形状、その相対配置などは特に特定的な記載がない限り、この発明の範囲をそれのみに限定する趣旨ではなく、単なる説明例にすぎない。尚、以下の実施例においては、液体用タンクとして、エンジンのオイルパンに適用した場合について説明するが、エンジンのオイルパンに限定されるものではなく、例えば、水のタンクに適用してもよい。図1は、本発明の第一実施形態に係るオイルパンの一部を示す上面図及び当該上面図のA矢視図である。また、図2は、締結具付近の拡大上面図である。図1及び図2に示すように、オイルパン1は、底板2上に立設されて当該オイルパン1内の空間を区分けする複数の仕切板4と、これら複数の仕切板4同士を締結する締結具10と、を備えている。複数の仕切板4は、互いに重合するようにオイルパン1内に配置されている。各仕切板4の左右両側縁部及び下端縁部は、底板2から立ち上げられた壁板3に溶接されている。また、各仕切板4の下部にはオイルを通過させるための穴7が設けられている。すべての仕切板4の厚さdは、すべて同一に形成されている。締結具10は、複数の仕切板4を貫通するボルト11と、当該ボルト11に螺合するナット12とを有している。このボルト11を締め付けることにより複数の仕切板4を一体化することができる。仕切板4には、ボルト11を挿通させるための貫通穴8が形成されている。この貫通穴8の直径は、ボルト11のねじ部の直径よりも大きくなるように形成されている。これにより、詳細は後述するが、仕切板4同士が滑る際にボルト11のネジ部にせん断が作用することを防止できる。締結具10による締め付け力は、仕切板4の疲労限応力未満に設定されている。締め付け力は、次式1により算出される。ここで、T:締め付け力、σs:疲労限応力、b:仕切板4の高さ、d:仕切板4の厚さ、μ:摩擦係数、L:仕切板4の幅である。締結具10により、複数の仕切板4を締結しているため、エンジンが振動している状態のとき複数の仕切板4は一体となって振動する。一方、共振等により仕切板4の振動変位が大きくなって複数の仕切板4間に生じる摩擦力が締結具10の締め付け力よりも小さくなると複数の仕切板4間に滑りが生じて各仕切板4は互いに滑動しながら振動する。このとき、複数の仕切板4間に生じる摩擦によって減衰効果が生じることで振動を減衰させることができる。締結具10による締め付け力は、仕切板4の疲労限応力未満に設定されているため、図3に示すように、仕切板4の疲労限応力σsに到達するよりも以前に各仕切板4が互いに滑動し始めるため、各仕切板4が破損することを防止できる。再び図1に示すように、締結具10は、仕切板4の鉛直中心線に対して左右対称に配置されている。仕切板4の幅、高さをそれぞれL、bとし、締結具10から仕切板4の鉛直中心線までの長さをMとし、締結具10から底板2までの高さをcとしたとき、締結具10は、次式2及び次式3を満たすように配置されている。M=1/4×L式2c=2/3×b式3なお、本実施形態では、締結具10から仕切板4の鉛直中心線までの長さMを1/4×Lとし、締結具10から底板2までの高さcを2/3×bとした場合について説明したが、これに限定されるものではなく、締結具10から仕切板4の鉛直中心線までの長さMについては、1/8≦M/L≦1/4の関係が成立し、また、締結具10から底板2までの高さcについては、1/2≦c/b<1の関係が成立する位置であればよい。この範囲内でも特に、締結具10から仕切板4の鉛直中心線までの長さMについては、1/6≦M/L≦1/4の関係が成立し、また、締結具10から底板2までの高さcについては、1/2≦c/b≦2/3の関係が成立する位置が好ましい。次に、上述した締め付け力Tの算出方法について2枚の仕切板4を用いた場合を例にして説明する。図4は、2枚の仕切板4が一体となって振動している状態における曲げ応力の分布図である。図4に示すように、通常のエンジンの振動では、2枚の仕切板4は、一体化して1枚の板のように挙動する。このとき各仕切板4の厚さをd2枚を重ねたとき2dとなるとし、曲率半径をRとしたとき、最大曲げ応力σmaxは、次式4にて算出される。ここで、E:ヤング率である。このときの2枚の仕切板4の断面2次モーメントIは、次式5にて算出される。図5は、2枚の仕切板4が一体となって振動している状態におけるせん断応力の分布図である。図5に示すように、せん断力をQとしたときの最大せん断応力τmaxは、次式6にて算出される。また、2枚の仕切板4の振幅を曲げ変位wとしたときに蓄えられる弾性エネルギーUは、次式7にて算出される。図6は、2枚の仕切板4が互いに滑っている状態における曲げ応力の分布図である。図6に示すように、仕切板4が共振して、振幅が大きくなると、摩擦力がせん断応力よりも小さくなり2枚の仕切板4間に滑りが生じる。このときの各仕切板4の最大曲げ応力σ’maxは、次式8にて算出される。式8により算出される最大曲げ応力σ’maxと、式4により算出される最大曲げ応力σmaxとを比較すると、最大曲げ応力σ’maxは、最大曲げ応力σmaxの半分となる図3参照。これにより、仕切板4の振幅が大きくなっても仕切板4の疲労限応力σsに到達することを防止できる。また、このときの各仕切板4の断面2次モーメントI’は、次式9にて算出される。式9により算出される断面2次モーメントI’と、式5により算出される断面2次モーメントIとを比較すると、断面2次モーメントI’は、断面2次モーメントIの1/4となる。図7は、2枚の仕切板4が互いに滑っている状態におけるせん断応力の分布図である。図7に示すように、せん断力Q’は、断面2次モーメントに比例するので、次式10にて算出される。Q’=1/4Q10これにより、最大せん断応力τ’maxは、次式11にて算出される。式11により算出される最大せん断応力τmaxと、式6により算出される最大せん断応力τmaxとを比較すると、最大せん断応力τ’maxは、最大せん断応力τmaxの半分となる。また、各仕切板4の振幅を曲げ変位wとしたときに蓄えられる弾性エネルギーU’は、次式12にて算出される。式12により算出される弾性エネルギーU’と、式7により算出される弾性エネルギーUとを比較すると、弾性エネルギーU’は、弾性エネルギーUの1/4となる。次に、各仕切板4が互いに滑ることによる減衰効果について検討する。上述したように、各仕切板4が滑り始めることで、弾性変形によって蓄えられる弾性エネルギーは散逸し、およそ1/4となる。このとき、最大振動速度振幅は1/41/2=1/2となるため、振動振幅は1周期毎に1/2になっていく。このときの減衰比ζは、式13にて算出される。次に、仕切板4が滑り始めるときの摩擦力について検討する。せん断力Qの総和が摩擦力の総和よりも大きくなったときに仕切板4同士が互いに滑り始める。このとき、仕切板4同士が互いに滑っても、仕切板4に設けられた貫通穴8の直径はボルト11のネジ部の直径よりも大きいため、仕切板4がボルト11のネジ部に接触することはない。すなわち、ボルト11のネジ部にせん断が作用することを防止できる。そして、仕切板4の中心にPの荷重が作用する場合におけるせん断力の片側総和FS単純支持梁と仮定して当該梁の片側の総和は、せん断応力τを積分することにより、次式14にて算出される。このときの最大変位Wmax、最大曲げモーメントMmaxは、それぞれ次式15、16にて算出される。Wmax=PL3/96EI式15Mmax=PL/4式16ここで、式15を変形すると次式17となる。この式17を式14に代入すると、次式18となる。仕切板4の最大曲げ応力σmaxは、次式19により算出される。ここで、Z:断面定数である。式19に式16及び式17を代入すると、次式20となる。ここで、最大曲げ応力σmaxが疲労限応力σsとして式20に代入して、式を変形すると、次式21となる。そして、式21を式18に代入すると、次式22となる。一方、仕切板4が滑り始める前の断面定数Zは、次式23にて算出される。式23を式22に代入すると、疲労限応力σsに達する曲げ応力発生時のせん断力の総和Fsは、次式24となる。このとき仕切板4が滑り始めるようにボルト11の締め付け力Tは、次式25となる。ここで、μ:摩擦係数である。式25に式24を代入すると、上記式1となる。次に、ボルト11の締め付け力Tの一例を示す。例えば、疲労限応力σsを10N/mm2、仕切板の厚さdを3mm、高さbを1000mm、幅Lを3000mm、摩擦係数μを0.5とした場合、これらの値を式1に代入すると、次式26となり、締結具10の締め付け力Tが算出される。次に、上述した締結具10の締め付け力Tで締結した2枚の仕切板4を用いた場合と、従来の仕切板4を用いた場合の振動の減衰について解析を行った結果について説明する。図8は、従来の仕切板4の減衰波形を示す図であり、図9は、締め付け力Tで締結された複数の仕切板4の減衰波形を示す図である。図8及び図9に示すように、締め付け力Tで締結された2枚の仕切板4の方が、従来の仕切板4の減衰よりも短時間で振動を減衰させることができることがわかる。上述したように、本実施形態に係るオイルパン1は、所定の締め付け力Tによって締結された複数の仕切板4が一体となって振動すると、仕切板4の疲労限応力σsに到達するよりも以前に仕切板4同士が互いに滑り始める。これにより、仕切板4に生じる曲げ応力を低下させることができる。したがって、仕切板4が疲労限応力σsに到達して損傷することを防止できる。また、仕切板4同士が滑動すると、仕切板4間には摩擦が生じる。この摩擦による減衰効果によって振動を短時間で減衰することができる。また、仕切板4の振動によって仕切板4の鉛直中心線の両側にせん断応力が作用するため、このせん断応力が作用する箇所に締結具10を設けることで、複数の仕切板4同士を効果的に締結することができる。そして、仕切板4の鉛直中心線からL/4の位置、且つ仕切板4の高さの2b/3の位置、即ち仕切板4の振幅が大きい位置に締結具10を取り付けることで、滑りが生じた際に、より大きな摩擦による散逸エネルギーを発生させることができるため、効率的に制振効果を得ることができる。また、仕切板4の重合方向の厚さ、即ち板厚をすべて同一にすることにより、安価に仕切板4を製作することができる。例えば、仕切板4が共振しないように、仕切板4の板厚を大きくして異なる固有振動数にすると、断面係数が大きくなるため、曲げ応力も大きくなってしまう。そこで、本発明のように、複数の仕切板4同士を滑動させることで、曲げ応力を低下させることができるので、単純に仕切板4の板厚を大きくする場合よりも仕切板4が疲労限応力σsに到達しにくくなる。さらに、エンジンが様々な振動数で振動するため、仕切板4の厚さを変更しても、他の振動数にて共振する可能性がある。すなわち、共振しない固有振動となるように仕切板4の板厚を調整することは困難である。したがって、共振しても短時間で効率良く振動を減衰させることが現実的である。次に、本発明の第二実施形態について説明する。以下の説明において、上述した実施形態に対応する部分には同一の符号を付して説明を省略し、主に相違点について説明する。本発明の第二実施形態に係るオイルパン21は、一対の仕切板4間に弾性体22を設けたものである。図10は、本発明の第二実施形態に係るオイルパン21の一部を示す上面図及び当該上面図のB矢視図である。図10に示すように、オイルパン21は、一対の仕切板4間に挟持された弾性体22と、一対の仕切板4及び当該弾性体22を貫通する締結具10とを備えている。締結具10は、一対の仕切板4及び弾性体22を貫通するボルト11と、当該ボルト11に螺合するナット12とを有している。このボルト11を締め付けることにより一対の仕切板4と弾性体22とを一体化することができる。弾性体22として、本実施形態では、耐油性を有するニトリルゴムを用いたが、これに限定されるものではない。また、ボルト11を挿通させるために弾性体22に形成されている貫通穴14の直径は、ボルト11のねじ部の直径よりも大きくなるように形成されている。これにより、一対の仕切板4間に挟持されている弾性体22は、仕切板4同士の滑動を妨げることはない。締結具10による締め付け力Tは、第一実施形態と同様に、仕切板4の疲労限応力未満に設定されており、上記式1により算出される。本実施形態に係るオイルパン21によれば、第一実施形態と同様に、締結具10によって締結された複数の仕切板4が一体となって振動すると、仕切板4の疲労限応力σsに到達するよりも以前に仕切板4同士が互いに滑り始める。これにより、仕切板4に生じる応力を低下させることができる。したがって、仕切板4が疲労限応力σsに到達して損傷することを防止できる。次に、本発明の第三実施形態について説明する。本発明の第三実施形態に係るオイルパン31は、板厚の異なる一対の仕切板を備えたものである。図11は、本発明の第三実施形態に係るオイルパン31の一部を示す上面図及び当該上面図のC矢視図である。図11に示すように、オイルパン31は、板厚の異なる一対の仕切板34、36を備えている。一対の仕切板34、36のうち、一方の厚さをd1とし、他方の厚さをd2としたとき、d1/d2=1/2の関係を満たしている。なお、本実施形態では、一対の仕切板34、36の板厚の関係はd1/d2=1/2を満たす場合について説明したが、これに限定されるものではなく、1/2.4≦d1/d2≦1/1.5の関係を満たすものであればよい。この範囲内でも特に、1/2.4≦d1/d2≦1/2の関係が成立する厚さが好ましい。一対の仕切板34、36は、所定の間隔で配置されており、各仕切板34、36の下部にはオイルを通過させるための穴7が設けられている。したがって、両仕切板34、36間にはオイルが存在している。両仕切板34、36間に存在しているオイルがダンパとしての機能を果たすため、減衰効果を得ることができる。オイルの層による減衰係数Cは、次式30により算出される。ここで、h0:仕切板34、36間の長さ、B:オイルパン31内に貯留されているオイルの深さである。続いて、式30を変形すると、次式31となる。式31により、一対の仕切板34、36間の長さh0が算出される。ここで、長さh0は、仕切板34の下端の中心から仕切り板36の下端の中心まで長さである。仕切り板34、36の下端は共に底板2に接続されているため、長さh0の値は一定である。次に、上述した減衰係数Cの算出方法について説明する。図12は、一対の仕切板34、36間のオイルの流動状態を示す概念図である。図12に示すように、一対の仕切板34、36が振動する際の両仕切板34、36間の長さをhとする。仕切板34、36間の長さhは各仕切り板34、36の振動によって変化する。このとき、仕切板34、36間のオイルの速度vも変化する。このオイルの速度vは、仕切板34、36間において一様に流れていると近似した場合に、次式32が成り立つ。式32を変形すると、次式33となる。また、振動によって変化する両仕切板34、36間の長さhをhx,t=h0αxηtとして、式33に代入すると、次式34となる。図13は、一対の仕切板34、36間のオイルの流動状態を示す概念図である。図13に示すように、仕切板34、36の振動によって仕切板34、36間のオイルが流れると、仕切板34、36とオイルとが接触している接触面において流れの速度勾配に依存した抵抗力が生じる。そして、この抵抗力に対抗してオイルを流すことで圧力pが生じる。このときの圧力pは、次式35にて算出される。また、仕切板34、36間のオイルはポアズイユ流れに基づいていると仮定すると、速度勾配v’は次式36となる。v’=6/h0×v式36そして、式36を式35に代入すると、次式37となる。また、仕切板34、36が受ける全荷重は、次式38で示すように、圧力pを仕切板34、36の幅に沿って積分することにより算出される。このときの境界条件は、仕切板34、36とオイルとの接触している位置は大気圧なのでp=0として、式38に式37を代入すると、次式39となる。ここで、は、仕切板34、36間に作用する減衰係数Cとみなすことができる。次に、一対の仕切板34、36のサイズ及び仕切板34、36間の長さh0の一例を示す。例えば、一対の仕切板34、36の幅Lを1000mm、高さbを400mm、一方の仕切板36の厚さd1を3mm、他方の仕切板34の厚さd2を6mm、一対の仕切板34、36間の長さh0を10mmとする。そして、この一対の仕切板34、36のサイズを基準として、幅Lや高さbに比例して仕切板34、36間の長さh0を広げたり、厚さdに反比例して仕切板34、36間の長さh0を狭くしたりすることで、適切な長さh0を得ることができる。また、仕切板34、36間の長さh0は、特に10mm以下とすることが好ましい。上述したように、本実施形態に係るオイルパン31によれば、一対の仕切板34、36の厚さは、それぞれ異なるため、異なる固有振動で共振する。このため、両方の仕切板34、36が同時にオイルパン31本体と共振することはない。また、各仕切板34、36がそれぞれ振動する際に、一対の仕切板34、36間に介在するオイルがダンパとしての機能を果たすので、振動を効率良く減衰することができる。また、一対の仕切板34、36のうち、一方の厚さをd1とし、他方の厚さをd2としたとき、d1/d2=1/2の関係が成り立つように形成することで、更に効率良く振動を減衰することができる。"