JP2006177430A - 防振支持装置 - Google Patents

Abstract

【課題】防振マウントとダイナミックダンパを組み合わせた防振支持装置において、ダイナミックダンパ機能を大きくしても配置自由度が大きな防振支持装置を提供する。
【解決手段】起振源を弾性支持する起振側弾性体１を挟んで車両幅方向で対向配置される２組の制振側弾性体２を備える。上記起振側弾性体１と上記２組の制振側弾性体２とは質量体３で連結される。上記制振側弾性体２と起振側弾性体１とは、車幅方向からみて重なる位置に配置される。
【選択図】 図１

Description

従来の防振支持装置としては、例えば特許文献１に記載されているものがある。この防振支持装置は、同軸に配置された内輪と外輪との間に弾性体を介挿させ当該弾性体で起振源の振動を遮断する装置構造を基本とする。そして、当該装置構造における内筒と外筒との間に別途、質量体としての中間板を設け、その中間板を、内筒及び外筒に対し加硫接着した弾性体で支持することで構成されるダイナミックダンパ（弾性体と中間板を組み合わせた共振体の振動により起振源の振動を吸収する機構）を追加したものである。
この防振支持装置は、防振マウントを設置するスペースがあれば、防振機能に加えてダイナミックダンパ機能を追加することができることが特徴である。
特開２０００−７４１１８号公報

上記構造の防振支持装置では、制振力を大きくするためにダイナミックダンパの効果を大きくしようとすると、弾性体と、質量体である中間板とを大きくすることが必要である。しかし、弾性体と中間板とがともに外筒の中に収まる構造であるため、外筒の直径以上にはダイナミックダンパ機能の効果を大きくすることができない。
したがって、起振源の振動低減効果を大きくしようとするほど、外筒の外形寸法を大きくして対応せざるを得ず、場合によっては、レイアウト上適用できない場合もある。
本発明は、上記のような点に着目してなされたもので、防振マウントとダイナミックダンパを組み合わせた防振支持装置において、ダイナミックダンパ機能を大きくしても配置自由度が大きな防振支持装置を提供することを課題としている。

上記課題を解決するために、本発明は、起振源を弾性支持する起振側弾性体と、上記起振側弾性体を挟んで車両幅方向で対向配置される２組の制振側弾性体と、上記起振側弾性体と上記２組の制振側弾性体とを連結する質量体とを備え、且つ、上記制振側弾性体と起振側弾性体とは、車幅方向からみて重なる位置に配置されていることを特徴とする防振支持装置を提供するものである。
なお、車幅方向で対向配置される上記２組の制振側弾性体は、必ずしも左右対称である必要はない。

本発明によれば、制振力の対応幅を大きくしつつ、必要な高さ方向の寸法の増加を小さくするなど、配置自由度を大きくすることができる。
すなわち、起振側弾性体と制振側弾性体の２つ以上の弾性体が防振機能を発揮すると共に、当該２つ以上の弾性体と質量体との組み合わせでダイナミックダンパ機能を発揮する。

そして、質量体の位置は、起振源と制振対象の空間内であれば大きな自由度を持って配置できるため、大きさや形状の規制が少なく、質量の増大幅を大きくすることができる。
また、質量体は、起振側弾性体と２組の制振側弾性体との２以上の弾性体で支持されるため、弾性体の容量が大きく、大きな制振力を発生させることができる。
さらに、配置を工夫したことにより、上記のように質量、弾性体の容量を増やしたとしても、高さ方向の寸法増加も最小限に抑えることができる。

次に、本発明の実施形態について図面を参照しつつ説明する。
図１は、本実施形態に係る防振支持装置を示す車両前後方向前方から見た図である。
まず構成を説明すると、起振源に接続する起振側弾性体１と、その起振側弾性体１を挟んで車両前後方向で対向配置される２組の制振側弾性体２と、その起振側弾性体１と左右の制振側弾性体２との間を一体的に連結する質量体３とから構成される。

上記起振側弾性体１は、円筒形状とすることで環状となっている。その起振側弾性体１は、軸を車両上下方向に配置される。そして、起振側弾性体１は、その内径面側に起振源が接続されると共に、外径面側が質量体３と一体となるように接続されている。
上記質量体３は、車両前後方向からみて菱形形状をした鋼板などからなる板状部材であって、短辺方向の対角線が車両上下方向に、かつ、長辺方向の対角線が車両幅方向に向くように配置されている。また、質量体３の中心（重心）には上記起振側弾性体１を取り付けるための円形状の開口部が形成され、該開口部に対し上記起振側弾性体１が加硫接着などによって一体的に取り付けられている。

また、上記質量体３における車両幅方向側の左右角部は、それぞれ上記制振側弾性体２に接続され、該制振側弾性体２は車体フレームなどの制振側に取り付けられている。
ここで、質量体３に対する、起振側弾性体１の取付け部中心点Ｐ１及び左右の制振側弾性体２の取付け部中心点Ｐ２は、車両前後方向及び平面視において一直線上若しくはほぼ一直線上に配置されている（図２参照）。

上記制振側弾性体２は、例えば、図３に示すような構造となっている。すなわち、上記質量体３に連結すると共に軸を上下に向けた軸体３と、その軸体３の側周を覆うように配置されると共に制振側に固定される円筒状の箱体４とを備え、上記軸体３が、上記箱体４に対して上下方向に変位可能な状態で、当該軸体３の側面と箱体４の内側面との間を略円筒形状の弾性体本体５によって連結している。これによって、制振側弾性体２の軸は上下方向に配置されている。
ここで、上記弾性体本体５は、軸体３の側面全周と接続した上述のような筒形状でも良いし、軸体３の側面に対し周方向に沿って断続的に接続されていても良い。
また、上記起振側弾性体１と左右の制振側弾性体２とが、車両幅方向みて一部重なるように配置している。

次に、上記構成の作用効果について説明する。
上記構成の防振支持装置にあっては、制振力の対応幅を大きくしつつ、必要な高さ方向の寸法の増加を小さくするなど、他の部材などの干渉等を考慮して配置自由度が大きい。
すなわち、起振側弾性体１と制振側弾性体２の２つ以上の弾性体が防振機能を発揮すると共に、当該２つ以上の弾性体と質量体３との組み合わせでダイナミックダンパ機能を発揮する。

そして、質量体３の位置は、起振源と制振対象（車体フレームなど）の空間内であれば他の部材と干渉しないようにどこに配置してもよいため、大きさや形状の規制が少なく、質量を増大することもできる。
また、質量体３は、起振側弾性体１と２組の制振側弾性体２との２以上の弾性体で支持されるため、弾性体の容量が大きくなり、大きな制振力を発生させることができる。

さらに、起振側弾性体１と左右の制振側弾性体２とが、車両幅方向みて一部重なるように配置を工夫することで、上記のように、質量や弾性体の容量を増やしたとしても、高さ方向の寸法増加を最小限に抑えることができる。
また、上記構成では、質量体３の断面積は、起振側弾性体１との連結部を最大とし、左右両端部の制振側弾性体２へ向かうにつれて小さくなっている。すなわち、車両幅方向への単位長さ当たりの質量が、起振側弾性体１の位置から制振側弾性体２の位置に向かうにつれて連続して小さくなるように設定されている結果、質量体３の質量が中央部である起振側弾性体１の近傍に集中している。

このため、質量体３自体の曲げ方向の振動モード（特に１次曲げ）が発生する周波数を高く設定できる。ここで、この周波数が低いと、乗員に不快感を与える周波数帯、つまり振動を低下したい周波数帯で、質量体３自体に曲げ振動が発生して、騒音や起振源となるおそれがある。
また、上記構成では、起振側弾性体１と質量体３との連結部中心点Ｐ１と、上記２個の制振側弾性体２と質量体３との各連結部中心点Ｐ２とが、図２のように、平面視及び車両前後方向からみて一直線上若しくはほぼ一直線上に配置されている。

このため、質量体３に対し質量体３の車幅方向での中心軸（長手方向の軸）を回転中心とする捩りモーメントが発生することを防止できる。この捩りモーメントが発生すると、起振側弾性体１及び制振側弾性体２に当該捩り方向の歪みが発生してしまうため、本来の制振対象である振動方向（車両上下、左右、起振源の捩り）に使用できる弾性体の容量が減少するのに対し、本実施形態では、この捩りモーメントを抑えることで、弾性体の容量を有効に活用することができる。
また、上記構成では、起振側弾性体１の形状が環状となっている。なお、環状の外径輪郭は円形に限定されず、矩形など、他の環状形状であっても良い。

起振側弾性体１に加わる力の向きが、車両上下方向、及び車両幅方向だけならば、車両上下位置と車両左右位置のみに起振側弾性体１を設ければよい。しかし、起振側弾性体１に加わる力の向きが、車両上下方向、車両幅方向に加えて、捩り方向にも加わる場合には、捩り方向による歪が加わることにより、車両上下方向、車両幅方向だけに弾性体を設けておくと、当該車両上下方向、及び車両幅方向の入力に対し使える弾性容量が小さくなる。これに対し、本実施形態のように、環状とすることで、捩り方向の歪みを環の円周上全体に分散させることが可能となり、車両上下方向、車両幅方向に使える弾性容量を有効に確保できる。

ここで、上記起振源が歯車機構を持つ構造体、例えばトランスミッションやデフ等である場合には、図４のように、起振側弾性体１内に、空間（すぐり６）を設けると良い。このような構成とすることで、加速時以外は、起振源の振動が制振対象へ伝達される効率（伝達効率）が小さくなる。
歯車機構を持つ構造体で発生する振動には、（ｉ）歯車機構を持つ構造体自体が発生す
る歯打ちによる振動、（ii）エンジン振動が伝達されて発生する振動（エンジン要因振動
）の２つがある。加速時は、（ii）エンジン要因振動が大きく起振力が大きいため、上述
のように２重防振機能を発生させたい。しかし、加速時以外は、エンジン要因振動が小さいため、相対的に、歯打ちによる振動が大きくなり、室内で不快な音となるおそれがある。そこで、加速時以外は、（ｉ）の歯打ちによる振動を車体に伝えにくくするために、弾
性体の剛性を小さくすることが好ましい。そのため、図４にように、すぐり６を入れることが好ましい。

また、上記構成では、起振側弾性体１と質量体３との連結部中心点Ｐ１と、上記２個の制振側弾性体２と質量体３との各連結部中心点Ｐ２とを結ぶ直線、つまり、質量体３の車両幅方向に向かう中心線（重心線）に対し制振側弾性体２の軸線が直角（上記例では車両上下方向）に交わるように設定されている。
このため、起振源によって発生する、質量体３の捩りモーメントが発生するとき、制振側弾性体２に対して軸直方向に入力が入ることになるため、その分だけ、制振側弾性体２の弾性力を小さく出来る。つまり制振効果が向上する。

なお、上記例では、質量体３の車両幅方向に向かう中心線（重心線）は水平となっているが、水平から上下方向に所定角度だけ傾いている場合には、それに応じて制振側弾性の軸も車両上下方向から所定角度だけ左右に傾けて直交するように設定する。
ここで、図５に示すように、起振側弾性体１の弾性体容量について、車両上下方向に位置する弾性体の容量を、他の部分よりも大きく設定する良い。

このようにすると、例えば、駆動により発生するＲＲ駆動体のワインドアップにより起振側弾性体１に負荷が掛かっても、上下位置の弾性体がつぶれて、当該部分の弾性体を挾む金属同士（起振源側と質量体３）の接触により剛性が極端に大きくなることにより制振効果が小さくなることを、防ぐことができる。
また、制振側弾性体２の剛性と、質量体３の質量と、で決まる質量体３の共振周波数ωを、制振させたい周波数の（ｌ／√２）以下に設定するとよい。このように設定すると、ダイナミックダンパ機能の効率を最大にすることができる。
ここで、上記質量体３の形状は、上記構成に限定されない。要は、質量が中心部に集中して車両幅方向外方に向かうにつれて小さくなっていればよい。したがって、例えば、図６〜図８に示すような、各種の形状を採用することができる。

図９の模式図のように、トランスアクスル２０の車両前後方向前側を上記防振支持装置で弾性支持する構造について考察する。
トランスアクスル構造を持ち、エンジン２１とトランスアクスル２０がプロペラシャフト２２で連結されている車両では、
（Ａ）エンジン２１を起振力に、プロペラシャフト２２を伝達系とし、トランスアクスル２０前端部を加振することで、車体に弾性体を介し力が入力される。当該入力は、エンジン２１自体の弾性曲げにより発生する４００Ｈｚの入力が主入力となる。この時、特に問題となるのは、加速時騒音領域（２５０〜８００Ｈｚ）である。

また、（Ｂ）トランスアクスル２０である為、ギア・デフ等の歯打ちが起振源となり、８００Ｈｚ〜２０００Ｈｚ等の周波数入力がある。
上記（Ａ）、（Ｂ）による入力を低減させる為には、車両前後方向前側の弾性支持部を低剛性化することが考えられる。
但し、トランスアクスル２０は、駆動反力を受けるため、車両前後方向前側の弾性支持部を低剛性とした場合、トランスアクスル２０のワインドアップ量は大きくなり、レイアウト要件と、プロペラシャフト２２の折れ角と駆動力とで発生するプロペラシャフト２２２次こもり音の要件とが成立しない。このことから、ワインドアップによる移動量規制で、上記低剛性化に制約がある。

これに対し、上記説明したダイナミックダンパを有する防振支持装置の採用が有効である。
ここで、ダイナミックダンパの作用は、ある起振源の主振動体（質量＝Ｍ）と質量体３（質量＝ｍ）があり、その２体が、起振側弾性体１（弾性係数＝Ｋ１）及び制振側弾性体２（弾性係数＝Ｋ２）で繋がれているとき、質量体３の固有振動周波数ｆ以上では、主振動体のエネルギが質量体３に渡され、質量体３が入力方向とは逆方向に大きく振動することで、質量体３の質量ｍと制振側弾性体２の弾性係数Ｋ２で決まる、車体に伝わる入力の低減が図れる、すなわち防振効果を発揮する。ここで、上記Ｍは、トランスアクスル２０の前側弾性支持部の取付け点の等価質量である。

そして、上記構成の装置におけるダイナミックダンパによる防振効果を利用し、加速時騒音領域（２５０Ｈｚ以上の周波数）の低減を図った。このダンパ効果を得るために、質量体３の質量ｍと起振側弾件体の弾性係数Ｋ１と制振側弾性体２の弾性係数Ｋ２を決める必要がある。質量体３の質量ｍは、車両の重量増による動力性能および燃費性能の観点から、小さくしたい。これは、弾性体の剛性を小さくすることで、質量体３の質量ｍを小さくすることは可能だが、上述のように移動量規制からの制限が発生する。

最小にできる弾性体の特性は、以下で決められる。
駆動反力により発生するトランスアクスル２０の前部取付け点に入る力Ｆに対する移動量可能量Ｘに基づき、弾性体の各弾性係数Ｋ１，Ｋ２は、以下式で決まる剛件を選択すればよい。Ｋ１，Ｋ２の比率は任意に選択する。
Ｋ１×Ｋ２ Ｆ
───────≧───
Ｋ１＋Ｋ２ Ｘ

さらに、以上の条件と、質量体３の固有振動周波数ｆ＝１７０Ｈｚ（これは、効果を得たい周波数である２５０Ｈｚを√２で割った値）から、２自由度の計算式で質量体３の質量ｍが決まる。以上のようにして、最小の質量体３ｍは決定される。
例えば、
Ｍ＝２８．６ｋｇ、ｍ＝４ｋｇ、Ｋｌ＝３０３Ｎ／mm、Ｋ２＝１５１Ｎ／mmとした場合には、図１０に示すような効果を得ることができる。

ここで、質量体３は、トランスアクスル２０を囲う形状（図１参照）とし、車体と起振側弾性体１と制振側弾性体２とで繋ぐ。この時、トランスアクスル２０には、プロペラシャフト２２からの反力も受ける。車両ロール方向に負荷が掛かり、この反力を受けるため、起振側弾性体１は、ロール方向の反力が入っても上下方向の剛性が変わらないように、環状の形状として弾性体を配置させ、全周で反力を保持する。さらに，制振側弾性体２は、車両幅方向にトランスアクスル２０を挟む２点で配置させ、ロール反力を受けるように配置させる。

また、質量体３が、仮に４００Ｈｚで図２のような１次の弾性曲げ共振を持つような場合には、上記のようにダンパにより低減したにもかかわらず、質量体３が起振源となり、効果が小さくなるおそれがある。これに対し、質量体３は、中心（起振側弾性体１側）に質量を集中させ、車幅方向外方に行くに従い、質量を小さくすることで、弾性モードを充分高い周波数（例えば１ＫＨｚ以上）にすることができる。

また、トランスアクスル２０のギアノイズ等は、急加速中には他の音（エンジン音等）が相対的に大きいことから、人間の耳には、マスキングされ聞こえないが、緩加速時には、特に高級車でエンジン音が静かなため、問題となる場合がある。この歯打ち等による起振力を低減させるため、図４のように、トランスアクスル２０側の弾性体である起振側弾性体１にすぐり６を入れることで、より低剛性を図りつつ、車体への入力を低減させることができる。また、急加速時には、すぐり６は潰れることにより、起振側弾性体１と制振側弾性体２と質量体３との組み合わせによるダイナミックダンパ機能を発揮して、また、、ワインドアップによる移動量を規制する事も可能である。

また、ワインドアップにより、起振側弾性体１は金属同士の接触に近くなり剛性が大きくなるが、起振側弾性体１の外径輪郭を長軸を上下に向けた楕円形状とし、車両上下方向にゴムボリュームを増やすことで、ワインドアップしても低剛性が保てる。
また、起振側弾性体１の車両前後方向の中心と、制振側弾性体２の車両前後方向の中心と、質量体３の重心位置は、平面視及び車両前後方向からみて一直線上に配置されている。これにより、各方向に力が入力されたときに、モーメント入力として弾性体に入り歪が生じ、狙いの特性から外れることを、小さく若しくは防ぐことができる。

また、上述したように、トランスアクスル２０には、プロペラシャフト２２の反力が発生する。これを効率的に保持するため、トランスアクスル２０の中心を円とする接線方向で、制振側弾性体２を配置させる。これにより、反力を受けるのに、最小の弾性体の剛性に設定することができ、起振源からの入力を車体に伝えにくい構造とすることができる。
また、起振側弾性体１と、制振側弾性体２には、トランスアクスル２０を保持する機能と、前述したように、トランスアクスル２０に発生するプロペラシャフト２２の反力を保持する必要がある。これを効率的に保持し、高さ方向の寸法をより小さくするために、図１１及び図１２のように、左右の各組の制振側弾性体２を、それぞれ２個の弾性体で構成しても良い。これにより、トランスア々クスルの保持機能とプロペラシャフト２２の反力保持機能を同一としつつ、各制振側弾性体２を１つの弾性体で構成した場合に比べて、高さ方向の寸法を小さくできる。

本発明に基づく実施形態に係る防振支持構造を示す車両前後方向前方から見た図である。 本発明に基づく実施形態に係る防振支持構造を示す車両前後方向前方から見た図である。 本発明に基づく実施形態に係る制振側弾性体を示す図である。 すぐりを設けた場合の例である。 上下方向の弾性体を多くする場合の例である。 質量体の別例を示し、（ａ）は車両前後方向から見た図、（ｂ）は上側から見た図である。 質量体の別例を示し、（ａ）は車両前後方向から見た図、（ｂ）は上側から見た図である。 質量体の別例を示し、（ａ）は車両前後方向から見た図、（ｂ）は上側から見た図である。 実施例の構成を示す模式図である。 防振効果を示す図である。 本発明に基づく実施形態に係る別の防振支持構造を示す車両前後方向前方から見た図である。 本発明に基づく実施形態に係る別の防振支持構造を示す車両幅方向から見た図である。

符号の説明

１ 起振側弾性体
２ 制振側弾性体
３ 質量体
３ 軸体
４ 箱体
５ 弾性体本体
６ すぐり
２０ トランスアクスル
２１ エンジン
２２ プロペラシャフト

Claims (8)

1. 起振源を弾性支持する起振側弾性体と、上記起振側弾性体を挟んで車両幅方向で対向配置される２組の制振側弾性体と、上記起振側弾性体と上記２組の制振側弾性体とを連結する質量体とを備え、且つ、上記制振側弾性体と起振側弾性体とは、車幅方向からみて重なる位置に配置されていることを特徴とする防振支持装置。
2. 上記質量体は、起振側弾性体から制振側弾性体に向かうにつれて、車両幅方向への単位長さ当たりの質量が、連続して若しくは断続的に小さくなることを特徴とする請求項１に記載した防振支持装置。
3. 起振側弾性体と質量体との連結部中心点と、上記２個の制振側弾性体と質量体との各連結部中心点とが、平面視及び車両前後方向からみて一直線上若しくはほぼ一直線上に配置されることを特徴とする請求項１又は請求項２に記載した防振支持装置。
4. 上記起振側弾性体は、軸を車両前後方向に向けた環状となっていて、その環状の内面側に起振源が接続され且つ環状の外面側に上記質量体が接続されることを特徴とする請求項１〜請求項３のいずれか１項に記載した防振支持装置。
5. 起振源が歯車機構を持つ構造体である防振支持装置において、上記起振側弾性体にスグリを設けることを特徴とする請求項１〜請求項４のいずれか１項に記載した防振支持装置。
6. 上記質量体の車両幅方向に延びる中心軸に対し、制振側弾性体の軸線が直角若しくは略直角に交わることを特徴とする請求項１〜請求項５のいずれか１項に記載した防振支持装置。
7. 上記起振側弾性体は、車両上下方向に位置する弾性体の容量が、他の部分よりも多いことを特徴とする請求項１〜請求項６のいずれか１項に記載した防振支持装置。
8. 制振側弾性体の剛性と質量体とで決まる、質量体の共振周波数ωを、制振させたい周波数の（ｌ／√２）以下に設定することを特徴とする防振支持装置。
   

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