JP2004150486A

JP2004150486A - ダイナミックダンパ

Info

Publication number: JP2004150486A
Application number: JP2002314249A
Authority: JP
Inventors: Satoru Ueki; 哲植木
Original assignee: Bridgestone Corp
Current assignee: Bridgestone Corp
Priority date: 2002-10-29
Filing date: 2002-10-29
Publication date: 2004-05-27

Abstract

【課題】小さな質量の適用下で、車室内のこもり音を効果的に低減でき、併せて、エンジン振動の、車室内への伝達をも効果的に防止できるダイナミックダンパを提供する。
【解決手段】慣性質量１と、相互に対向する一対の取付面板３，４と、慣性質量１をそれぞれの取付面板３，４に連結するそれぞれのゴム材料７，８とを具えるものであり、一端に慣性質量１を取付けたモーメントアーム２の他端を、下側の取付面板４に設けたブラケット５にヒンジ連結するとともに、そのモーメントアーム２を、上記ヒンジ連結位置の、慣性質量１とは反対側で、それぞれのゴム材料７，８によって取付面板３，４に連結してなる。
【選択図】図１

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、産業機械、車両その他に用いて好適な、慣性質量の揺動運動を利用したダイナミックダンパに関するものであり、たとえば、エンジンマウントとして用いてまたは、エンジンマウントに適用して、モーメントアームの作用下で大きな慣性モーメントを発生させることにより、動的ばね定数、ひいては、振動伝達率を、十分低い振動周波数域で最小とする技術を提案するものである。
【０００２】
【従来の技術】
エンジンマウントに適用されて、エンジンユニットから車体に伝達される振動を低減させるべく機能するダイナミックダンパとしては、たとえば特開平１０−２６７０８４号公報に開示されたものがある。
【０００３】
これは、エンジンユニット側に取り付けられるエンジンユニット取付部と、外筒と内筒との間に弾性体が介装されて車体側に取り付けられるマウントインシュレータと、前記内筒に挿着されるピン部を有して前記エンジユニット取付部に固着される連結部とを具えるエンジンマウントに適用されるダイナミックダンパを、内外二重の筒体間で、それらにラバーを全周にわたって加硫接着させるとともに、外筒に円筒状マスを外嵌固定することにより構成し、かかるダイナミックダンパを、マウントインシュレータの内筒に挿着された、連結部のピン部と同心に配設するものである。
【０００４】
そしてこの従来技術は、上記構成により、ダイナミックダンパが、連結部のピン部先端側で振動の振幅が最も大きい位置に取り付けられているため、ダイナミックダンパを最も効果的に機能させることができ、この結果、マスが小さいダイナミックダンパでも十分な音振低減効果を得ることができるとし、また、ダイナミックダンパを円筒型とすることで、汎用的な形状のダイナミックダンパの選択を可能にする、とする。
【０００５】
【特許文献１】
特開平１０−２６７０８４号公報
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、この従来のダイナミックダンパは、円筒状マスをマウントインシュレータの振動方向、たとえば上下方向に直接的に並進運動させて振動を吸収するものであって、ダイナミックダンパの共振周波数を、問題となる車体側の固有値から少しずれた振動周波数にチューニングすることで、車体振動のピークレベルを低下させるものであり、一般的な自動車車体等では、問題となる固有値は２００Ｈｚ以上での高い周波数であるので、ダイナミックダンパの共振周波数をそれに合わせて決定するときは、マスの質量は１ｋｇ以下で足りることになる。
【０００７】
しかるに、たとえばエンジンマウントの一部に組み込んで、エンジンから車体に伝達される振動それ自体を遮断ないしは十分に抑制することを目的に使用される、図１１に模式的に示すようなダイナミックダンパにより、たとえば、エンジンのアイドリング時の振動周波数が２０Ｈｚで、エンジンマウント全体のばね定数が１５０Ｎ／ｍｍである場合に、アイドリング振動より高い周波数の振動を、たとえば図１２に示すように低減させるためには、ダイナミックダンパのマスの大きさを７６ｋｇ以上とすることが必要となる。
このようなダイナミックダンパは、その性能の点からは十分なものではあるも、マスの大きさが大きくなりすぎるが故に、実用には供し得るべくもないものである。
【０００８】
この発明は、従来技術が抱えるこのような問題点を解決することを課題とするものであり、それの目的とするところは、とくには、慣性質量を、モーメントアームを介して揺動運動させることに基き、小さな質量の適用下で、共振周波数、直接的には、動的ばね定数が最小となる振動周波数を十分に低下させて、エンジン振動の、車体への伝達を効果的に抑制できるダイナミックダンパを提供するにある。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
この発明に係るダイナミックダンパは、慣性質量と、相互に対向する一対の取付面板と、慣性質量をそれぞれの取付面板に連結するそれぞれのばね部材とを具えるものであって、一端に慣性質量を取付たモーメントアームの他端もしくはその近傍を、いずれか一方の取付面板に設けたブラケットにヒンジ連結するとともに、そのモーメントアームを、そのヒンジ連結位置の慣性質量側、もしくはそれとは反対側で、または、ヒンジ連結位置を隔てたそれぞれの側で、それぞれのばね部材により、ぞれぞれの取付面板に連結したものである。
【００１０】
ここで、たとえば、ブラケットを設けたいずれか一方の取付面板を車体側への取り付け部材とし、他方の取付面板をエンジン側への取付部材としたところにおいて、このダイナミックダンパそれ自体を、エンジンマウントとして直接的に機能させる場合および、このダイナミックダンパをエンジンマウントの一部として適用する場合のそれぞれにおいて、たとえば、上方に位置するエンジンの上下振動が、エンジン側取付部材に入力されると、その振動は、ばね部材を介してモーメントアームに伝達され、これに伴って、そのモーメントアーム、ひいては、慣性質量が、モーメントアームのヒンジ位置の周りで上下方向に揺動変位されることになる。
【００１１】
ところで、エンジンのこのような上下振動は、モーメントアームをヒンジ連結したブラケットおよび、他方のばね部材を介して車体側へも伝達されることになるが、このダイナミックダンパは一次の共振系であるので、特定の周波数で車体への振動伝達率を最小にすることができる。
【００１２】
たとえば、振動周波数の極く低いエンジン振動に対しては、エンジンと同位相の振動を行う、ダイナミックダンパの慣性質量に、エンジンの振動周波数の増加に伴う慣性振動を行わせ、ダイナミックダンパの共振周波数の直前の周波数で動的ばね定数を最小とすることで、その周波数での、車体への振動伝達を効効果的に防止することができる。
【００１３】
ここにおいて、このダイナミックダンパの共振周波数は、両ばね部材のばね定数、モーメントアームのヒンジ位置から、各ばね部材および慣性質量までのそれぞれの距離よって決定されるので、モーメントアームの長さの選択の下で、慣性質量の揺動運動に基づく大きな慣性モーメントを発生させることにより、慣性質量それ自体の大きさを小さく設定してなお、ダイナミックダンパに高い制振機能を発揮させることができ、それの共振周波数を十分低くすることができる。
なおこの一方で、慣性質量の大きさおよび、モーメントアームのヒンジ位置から慣性質量までの距離の少なくとも一方を変更することで、制振特性および共振周波数を所要に応じて調整することができる。
【００１４】
このようなダイナミックダンパにおいて、それぞれのばね部材をともに、モーメントアームに固定もしくは固着したゴム材料にて構成したときは、金属ばね等に比して、ばね部材への、へたり、錆等の発生なしに、所期した通りのばね特性を、メンテナンスを要することなく長期間にわたって発揮させることができる他、ゴム材料それ自身の内部損失によって振動を有利に低減させることができ、また、製品品質のばらつきの影響を小さくできる利点がある。
【００１５】
ここにおいて好ましくは、慣性質量をモーメントアームの軸線方向に、たとえば、ねじ機構等によって変位可能とする。
このように構成したときは、たとえば、モーメントアーム上で慣性質量それ自体を移動させること、入子式構造としたモーメントアームを伸縮変位させること等によって、モーメントアームの実質的な長さを所要に応じて調整することにより、ダイナミックダンパの全体を変更することなしに、共振周波数等の特性を簡易に変更することができる。
【００１６】
なおこの場合にあって慣性質量をモーメントアームの軸線方向に変位させる駆動手段を設けたときは、エンジンその他の主振動系の振動状況に応じて慣性質量の位置を連続的に変化させて、ダイナミックダンパに最も防振効果の高い振動を行ことができる。
【００１７】
【発明の実施の形態】
以下にこの発明の実施の形態を図面に示すところに基づいて説明する。
図１はこの発明の実施の形態を示す斜視図であり、図中１はほぼ円板状の慣性質量を、２は、一端に慣性質量１を固定ないしは固着したモーメントアームをそれぞれ示す。
また、図中３、４は、相互の対向姿勢の下に配設されて、振動の入力側および出力側のそれぞれの部材に、直接的もしくは間接的に取付けられる一対の取付面板を示す。
【００１８】
ここでは、モーメントアーム２の他端を、たとえば、下側の取付面板４から上方へ突出させて設けたブラケット５に、ヒンジピン６によってヒンジ連結するとともに、このモーメントアーム２の端部分の、ヒンジ位置に対して慣性質量側に隣接するベース部分２ａを、ばね部材の一例としての、所要のばね特性を有するゴム材料７，８をもって上下のそれぞれの取付面板３，４に連結する。なお、ここにおけるこの連結は、ゴム材料７，８のそれぞれを、たとえば、モーメントアーム２のベース部分２ａと、それぞれの取付面板３，４とに直接的に加硫接合、接着剤接合等によって固着させること、または、それぞれのゴム材料７，８の、図の上下端に固着させた剛性ブラケットを、ベース部分２ａおよび取付面板３，４のそれぞれにねじ止め固定等することによって行うことができる。
【００１９】
以上のように構成してなるダイナミックダンパにおいて、慣性質量１を、たとえばモーメントアーム２上で、所要に応じて移動および位置決め固定できるようにした場合および、モーメントアーム２それ自体を入子式構造その他として、伸縮変位および位置決め固定可能とした場合等には、装着状態のダイナミックダンパの特性を、主振動系の振動状況に最もうまく適合するようにコントロールすることができる。
【００２０】
また、このようなダイナミックダンパにおいて、モーメントアーム２のヒンジ連結位置と、それの端部分の、それぞれの取付面板３，４への連結位置との相対位置は所要に応じて選択することができ、その端部分を図示のように、ヒンジ連結位置に対して、慣性質量側でそれぞれの取付面板３，４に連結することができる他、慣性質量側とは反対側でそれぞれの取付面板３，４に連結することもでき、また、ヒンジ連結位置を隔てたそれぞれの位置で、それぞれの取付面板３，４に連結することもできる。
【００２１】
ところで、図１に示すダイナミックダンパの運動方程式は、その系を図２に示すようにモデル化し、
ｘ：エンジン変位
ｘ_１：モーメントアーム変位（ばねＫ_１部）
ｘ_２：モーメントアーム変位（ばねＫ_２部）
Ｆ_１：モーメントアームがばねＫ_１より受ける力
Ｆ_２：モーメントアームがばねＫ_２より受ける力
Ｆ_３：モーメントアームが支点より受ける力
Ｆ_４：車体がばねＫ_２より受ける力
Ｆ_５：車体が支点より受ける力
とすると、モーメントの釣合いは、
【数１】

となる。
【００２２】
ここで、θ≒０と仮定すると、ｃｏｓθ≒１とみなせるので、（１）〜（５）式より、
【数２】

が得られる。
【００２３】
また、（２）〜（６）式とｃｏｓθ≒１とにより、
【数３】

が得られる。
【００２４】
さらに（３），（５）式により
Ｆ_２＝Ｋ_２ｂθ
となり、これをラプラス変換すると、
Ｆ_２（Ｓ）＝Ｋ_２ｂθ（Ｓ）
となり、これと（７）式とにより
【数４】

となる。
【００２５】
ここで、Ｆ_４＝−Ｆ_２，Ｆ_５＝−Ｆ_３であるので、車体に伝達する力Ｆは
Ｆ＝Ｆ_４＋Ｆ_５＝−Ｆ_２−Ｆ_３ …（１０）
（８），（９），（１０）式より
【数５】

となる。
【００２６】
ここで、Ｍ＝０．４ｋｇ
Ｋ_１＝６０００００Ｎ／ｍ
Ｋ_２＝６０００００Ｎ／ｍ
ａ＝０．０１５ｍ
ｂ＝０．０１５ｍ
とするとともに、系全体の動ばね定数が２２Ｈｚで最小になるようにしたときの、ヒンジ点と慣性質量１との間の距離ｌは０．１４ｍであり、この場合の動的ばね定数の、周波数に対する変化のシュミレーション結果は図３に示す通となる。
【００２７】
またここにおいて、ダイナミックダンパを、図４にモデル化して示すように、モーメントアーム２の端部分を、ヒンジ点に対し、慣性質量１の反対側でそれぞれの取付面板３，４に連結して構成した場合は、モーメントの釣合いは、先の場合と同一の記号の下で、
【数６】

である。
【００２８】
また上下方向の力の釣合いは、
【数７】

となる。
【００２９】
また（１２）〜（１６）式と、ｃｏｓθ≒１とにより
【数８】

が得られる。
【００３０】
さらに（１３）、（１５）式より
Ｆ_２＝−Ｋ_２ｂθ
となり、これをラプラス変換すると、
Ｆ_２（ｓ）＝−Ｋ_２ｂΘ（ｓ）
となり、これと（１７）式とから、
【数９】

が求まる。
【００３１】
ここでＦ_４＝−Ｆ_２、Ｆ_５＝−Ｆ_３であるので、車体に伝わる全体の力Ｆは
Ｆ＝Ｆ_４＋Ｆ_５＝−Ｆ_２−Ｆ_３ …（２０）
（１８）〜（２０）式より
【数１０】

となる。
【００３２】
ここで、このダイナミックダンパにおいても、Ｍ，Ｋ_１，Ｋ_２，ａおよびｂのそれぞれの値をともに先の場合と同様に設定し、動的ばね定数が２２Ｈｚで最も最小になるようにしたときの、動的ばね定数のシミュレーション結果は図５にグラフで示す通となる。なおこの場合、ヒンジ点と慣性質量１との間の距離ｌは０．１２５ｍとなった。
【００３３】
そしてさらに、ダイナミックダンパを、図６にモデル化して示すように、モーメントアーム２の端部分を、ヒンジ点を隔てたそれぞれの側でそれぞれの取付面板３，４に連結して構成した場合は、モーメントの釣合いは、図２に示すものと同一の記号に従って
【数１１】

となり、ここで
Ｆ_１＝Ｋ_１（ｘ−ｘ_１） …（２２）
Ｆ_２＝−Ｋ_２ｘ_２ …（２３）
ｘ_１＝ａθ …（２４）
ｘ_２＝−ｂθ …（２５）
である。
【００３４】
また上下方向の力の釣合いは、
【数１２】

となる。
ここで、（２１）〜（２５）式とｃｏｓθ≒１とにより
【数１３】

が得られる。
【００３５】
【数１４】

【００３６】
従ってここで、Ｍ，Ｋ_１，Ｋ_２，ａおよびｂのそれぞれを前述した値と同一とし、２２Ｈｚで動的ばね定数が最小となるようにシュミレーレションを行うと、図５に示す結果が得られ、このときの、ヒンジ点と慣性質量１との間の距離ｌは０．１２５ｍとなる。
なおこのことは、図６のモデルにおいて、Ｋ_１，Ｋ_２のそれぞれを、支点に対し、図示位置とは逆に配置した場合にも同様である。
【００３７】
ところで、図３および５に示すそれぞれのグラフによれば、図３に示す場合、すなわち、図１および２に示すダイナミックダンパでは、共振周波数を越えた周波数域での動的ばね定数、ひいては、振動伝達率を、図４および６に示すそれぞれダイナミックダンパに比して有効に低減させ得ることが明らかである。
【００３８】
従って、これらのいずれのダイナミックダンパによっても、エンジンの低周波数振動を十分に防振して車室内のこもり音を効果的に取り除くことができ、また、とくには、図１および２に示すダイナミックダンパによれば、共振周波数の前後の周波数のエンジン振動の、車体への伝達率をより有効に低減させて、車室内の静粛性を効果的に高めることができる。
【００３９】
図７はダイナミックダンパの他の実施形態を示す図であり、これは、慣性質量１１を、図では水平方向に間隔をおいて対をなして、ガイドロッドを兼ねるモーメントアーム１２，１３上に、それらの軸線方向に摺動可能に配設し、それらの両モーメントアーム１２，１３の先端を抜け止めブロック１４で相互連結する一方、両アーム１２，１３の基部を、対をなすそれぞれの取付面板１５，１６にそれぞれのゴム材料１７，１８によって連結される共通ベース１９とし、そしてこの共通ベース１９の、上記連結位置より、慣性質量１１から離れた端部分を、下側の取付面板１６に設けたブラケット２０に、ヒンジピン２１によってヒンジ連結し、さらに、共通ベース１９の中央部分に水平に貫通させて設けた、ボールねじその他とすることができる雄ねじ部材２２を、慣性質量１１の中央部分に螺合させるとともに貫通させ、そしてその先端部を、抜け止めブロック１４で軸受け支持したものである。
【００４０】
このように構成してなるダイナミックダンパでは、雄ねじ部材２２を回転させることにより、それに螺合する慣性質量１１を、図７（ａ）に示すアーム先端側位置から、図７（ｂ）に示すアーム基部側位置まで、モーメントアーム１２，１３上で連続的に摺動変位させることができ、また、所期した通りの位置に位置決め保持することができる。
【００４１】
ところで、かかるダイナミックダンパがそれ本来の機能を発揮するに当って、雄ねじ部材２２が、慣性質量１１およびアーム１２，１３の、図では上下方向の一体的な揺動運動を拘束するのを防止し、併せて、その一体的な揺動運動によって雄ねじ部材２２が曲げ変形されるのを防止するためには、共通ベース１９の、雄ねじ部材２２が貫通する穴に、その雄ねじ部材２２の、少なくとも共連れ変位を拘束なしに許容するゆとりをもたせること、または、雄ねじ部材２２を、それの変位を十分に許容できる球面軸受けを介して共通ベース１９に支持すること等が好ましい。
【００４２】
このようなダイナミックダンパにおいて、慣性質量を０．４ｋｇ、それぞれのばね材料１７，１８のばね定数をともに、６０００００Ｎ／ｍ、モーメントアーム１２，１３のヒンジ点から、それぞれのゴム材料１７，１８までの水平距離を０．０１５ｍとし、ヒンジ点から慣性質量１１までの水平距離を０．１４ｍとした場合のシュミレーション結果は図８に示す通りとなり、これによれば、動的ばね定数が最小となる周波数を２２Ｈｚまで低減させることができる。
【００４３】
これに対し、ヒンジ点から慣性質量１１までの水平距離を０．０３５ｍとした場合のシュミレーション結果は図９に示す通りとなり、これによれば、動ばね定数が最小となる周波数を１１０Ｈｚとし、また、共振周波数を越えた周波数域の動的ばね定数を３９０Ｎ／ｍｍ程度まで低減させることができる。
【００４４】
従って、このダイナミックダンパでは、系の共振周波数を連続的に変化させることができ、慣性質量１１を、防振効果の最も高い位置に移動させることができる。
【００４５】
図１０はさらに他の実施形態を示す側面図であり、これは先に述べたようなダイナミックダンパの、慣性質量の進退駆動手段を設けたものである。
ここでは、雄ねじ部材２２の、共通ベース１９への貫通端に、ユニバーサルジョイント２３を介して、たとえば電磁式モータ２４を連結し、そしてこの電磁式モータ２４に回転角センサ２５を取付ける。
【００４６】
このように構成したときは、電磁式モータ２４によって雄ねじ部材２２を所要に応じて回転させることで、慣性質量１１の、モーメントアーム１２，１３上の位置を自動的に変化させることができるので、たとえば、慣性質量１１の位置を回転角センサ２５で検出しつつ、エンジン等の主振動系の振動状況に合わせて、コンピュータ等の指令の下に慣性質量１１を最適位置へ移動させることで、振動状況のいかんにかかわらず、常に優れた防振機能を発揮させることができる。
【００４７】
【発明の効果】
かくして、この発明によれば、とくには、慣性質量を、モーメントアームを介して揺動運動させることに基づく慣性モーメントの発生下で、小さな質量の適用下で、共振周波数、直接的には、動的ばね定数が最小となる振動周波数を十分に低下させて、車室内のこもり音を効果的に低減させることができ、併せて、共振周波数を越える高い周波数域での動的ばね定数、ひいては、振動伝達率を有利に低減させて、エンジン振動の、車体への伝達をもまた効果的に抑制することがてきる。
【図面の簡単な説明】
【図１】この発明の実施の形態を示す斜視図である。
【図２】図１の実施形態をモデル化して示す図である。
【図３】図２に示す振動系のシュミレーション結果を動的ばね定数について示すグラフである。
【図４】他の実施形態をモデル化して示す図である。
【図５】図４に示す振動系のシュミレーション結果を示すグラフである。
【図６】他の実施形態をモデル化して示す図である。
【図７】さらに他の実施形態を示す斜視図である。
【図８】慣性質量をヒンジ点から遠去けて位置させた場合のシュミレーション結果を示すグラフである。
【図９】慣性質量をヒンジ点から近づけて位置させた場合のシュミレーション結果を示すグラフである。
【図１０】さらに他の実施形態を示す斜視図である。
【図１１】エンジンマウントに適用される従来のダイナミックダンパを模式的に示す図である。
【図１２】図１１に示すダイナミックダンパのシュミレーション結果を示すグラフである。
【符号の説明】
１，１１慣性質量
２，１２，１３モーメンアーム
２ａベース部分
３，４，１５，１６取付面板
５，２０ブラケット
６．２１ヒンジピン
７，８，１７，１８ゴム材料
１４抜け止めブロック
１９共通ベース
２２雄ねじ部材
２３ユニバーサルジョイント
２４電磁式モータ
２５回転角センサ

Claims

慣性質量と、相互に対向する一対の取付面板と、慣性質量をそれぞれの取付面板に連結するそれぞれのばね部材とを具えるダイナミックダンパであって、
一端に慣性質量を取付たモーメントアームの他端もしくはその近傍を、いずれか一方の取付面板に設けたブラケットにヒンジ連結するとともに、そのモメーメントアームを、上記ヒンジ連結位置の慣性質量側、もしくはそれとは反対側で、または、ヒンジ連結位置を隔てたそれぞれの側で、それぞれのばね部材により取付面板に連結してなるダイナミックダンパ。
それぞれのばね部材をともにゴム材料にて構成してなる請求項１に記載のダイナミックダンパ。
ブラケットを設けたいずれか一方の取付面板を車体側への取付け部材とし、他方の取付面板をエンジン側への取付部材としてなる請求項１もしくは記載のダイナミックダンパ。
慣性質量をモーメントアームの軸線方向に変位可能としてなる請求項１〜３のいずれかに記載のダイナミックダンパ。
慣性質量をモーメントアームの軸線方向に変位させる駆動手段を設けてなる請求項４に記載のダイナミックダンパ。