JP3654368B2 - 車室内のこもり音低減構造 - Google Patents
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- Motor Power Transmission Devices (AREA)
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- Arrangement Of Transmissions (AREA)
Description
【０００１】
【産業上の利用分野】
本発明はプロペラシャフトの回転により発生しボデーに伝達された振動に起因する車室内のこもり音を低減する構造に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
従来、トラックのキャブの下方にシャシフレームにより支持されたエンジンが設けられ、このエンジンにより発生した動力を後輪に伝達するプロペラシャフトの中間がセンタベアリング及びベアリングホルダを介してシャシフレームの一対のサイドメンバに架設されたクロスメンバにて回転可能に支持されたものが知られている。
【０００３】
しかし、上記プロペラシャフトの支持構造では、プロペラシャフトが回転すると、この回転に伴う振動がベアリングホルダ、クロスメンバ、サイドメンバ、キャブヒンジブラケットを介してキャブのフロントパネル及びバックパネルに伝達され、キャブ内にこもり音が発生する問題点があった。
【０００４】
この点を解消するために、フライホイールハウジングやクラッチハウジングを補強してエンジンの動力伝達ラインの剛性を増大させる構造が知られている。この構造では、プロペラシャフトの回転に伴う振動自体の発生が防止されるので、キャブ内のこもり音を低減できる。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、上記従来のエンジンの動力伝達ラインの剛性増大構造では、フライホイールハウジングやクラッチハウジングの重量が２４ｋｇｆも増大する不具合があった。
本発明の目的は、僅かな重量の増大で、車室内のこもり音を低減できる車室内のこもり音低減構造を提供することにある。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
請求項１に係る発明は、図１及び図３に示すように、エンジン１３により発生した動力を駆動輪１６に伝達するプロペラシャフト１４と、シャシフレーム１２の一対のサイドメンバ１７，１８に架設されプロペラシャフト１４をセンタベアリング及びベアリングホルダ２７を介して支持する断面チャンネル状のクロスメンバ２６とを備えた自動車の改良である。
その特徴ある構成は、プロペラシャフト１４がクロスメンバ２６の中央下方に位置し、クロスメンバ２６の下部水平片２６ａの上面中央に所定の重量を有しかつ車幅方向に延びるフラットバー状に形成された防振用ウエイト３１がベアリングホルダ２７とともにボルト２８及びナット２９にて固着されたところにある。
請求項２に係る発明は、図５及び図６に示すように、エンジンにより発生した動力を駆動輪に伝達するプロペラシャフト１４と、シャシフレーム１２の一対のサイドメンバ１７，１８に架設されプロペラシャフト１４をセンタベアリング及びベアリングホルダ２７を介して支持するセンタベアリングサポートビーム７６とを備えた自動車の改良である。
その特徴ある構成は、プロペラシャフト１４が上記ビーム７６の中央下方に位置し、ビーム７６の上面中央に所定の重量を有しかつ車幅方向に延びるフラットバー状に形成された防振用ウエイト８１がベアリングホルダ２７とともにボルト２８及びナット２９にて固着されたところにある。
【０００７】
【作用】
エンジン回転速度が所定値を越えると、プロペラシャフト１４の回転により発生しベアリングホルダ２７を介してクロスメンバ２６又はビーム７６に伝達された振動が防振用ウエイト３１又は８１により制振される。
【０００８】
【実施例】
次に本発明の実施例を図面に基づいて詳しく説明する。
＜実施例１＞
図１〜図３に示すように、キャブオーバ型トラック１０のキャブ１１の下方にはシャシフレーム１２により支持されたエンジン１３が設けられ、このエンジン１３により発生した動力はプロペラシャフト１４を介して後輪１６に伝達される。エンジン１３はこの例では５気筒エンジンであり、プロペラシャフト１４はこの例では３ジョイント式である。プロペラシャフト１４はシャシフレーム１２の一対のサイドメンバ１７，１８の間の略中央にトラック１０の進行方向に延びて配設され、トランスミッション１９にユニバーサルジョイント２１を介して接続されたフロントシャフト１４ａと、前端がフロントシャフト１４ａの後端にユニバーサルジョイント２２を介して接続され後端がユニバーサルジョイント２３を介してディファレンシャル装置２４に接続されたリヤシャフト１４ｂとを備える。フロントシャフト１４ａは後端にスプライン軸（図示せず）が形成されたシャフト本体１４ｃと、上記スプライン軸にスプライン嵌合され軸方向に摺動可能なフランジカップリング１４ｄとを有する。
【０００９】
一対のサイドメンバ１７，１８の略中央には断面チャンネル状のクロスメンバ２６が架設され、このクロスメンバ２６の下方にはフロントシャフト１４ａのシャフト本体１４ｃ後部が位置する。このシャフト本体１４ｃの後部にはセンタベアリング（図示せず）が嵌着され、センタベアリングにはクッションラバー（図示せず）を介してベアリングホルダ２７が巻付けられる。ベアリングホルダ２７がボルト２８及びナット２９により上記クロスメンバ２６に固定されることにより、プロペラシャフト１４のフロントシャフト１４ａがクロスメンバ２６にて回転可能に支持される（図１及び図２）。
【００１０】
本実施例の特徴ある構成は、クロスメンバ２６に所定の重量を有する防振用ウエイト３１が固着されたところにある（図１及び図２）。クロスメンバ２６の下部水平片２６ａの中央は下方に突設され、この下部水平片２６ａの上面略中央にフラットバー状の防振用ウエイト３１が車幅方向に延びてボルト２８及びナット２９により固定される。これらのボルト２８及びナット２９の一部はベアリングホルダ２７をクロスメンバ２６に固定するボルト２８及びナット２９を兼ねる。また防振用ウエイト３１の重量はこの例では２．５ｋｇｆである。
【００１１】
＜比較例＞
防振用ウエイトがクロスメンバに取付けられないことを除いて上記実施例１と同一構造のトラックを比較例とする。
【００１２】
＜比較試験と評価＞
実施例１及び比較例のトラック１０のエンジン回転速度を変化させてキャブ１１内の騒音（Ａ特性）をそれぞれ測定した。その結果を図４に示す。図４から明らかなように、エンジン回転速度が３１００ｒｐｍ以下では実施例１と比較例のキャブ１１内の騒音は略同じであるが、エンジン回転速度が３１００ｒｐｍを越えると実施例１のキャブ１１内の騒音（実線）が比較例のキャブ内の騒音（破線）より約２ｄＢ低減した。これはプロペラシャフト１４の回転により発生しクッションラバー（図示せず）及びベアリングホルダ２７を介してクロスメンバ２６に伝達された振動が防振用ウエイト３１により制振されるためであると考えられる。
【００１４】
＜実施例２＞
図５及び図６に示すように、ベアリングホルダ２７は一対のサイドメンバ１７，１８に架設されたセンタベアリングサポートビーム７６にボルト２８及びナット２９により固定される。防振用ウエイト８１はフラットバー状に形成され、ビーム７６の略中央上面に車幅方向に延びてボルト２８及びナット２９にて固定される。防振用ウエイト８１をビーム７６に固定するボルト２８及びナット２９の一部はベアリングホルダ２７をビーム７６に固定するボルト２８及びナット２９を兼ねる。また防振用ウエイト８１の重量はこの例では３．６ｋｇｆである。上記以外の構成は実施例１と同様である。また図５及び図６において図１及び図２と同一符号は同一部品を示す。
このように構成されたこもり音低減構造では、上記実施例１と同様に防振用ウエイト８１によりキャブ内のこもり音を低減できる。
【００１５】
なお、上記第１及び第２実施例では単一箇所でセンタベアリング及びベアリングホルダを介してクロスメンバ又はビームにて回転可能に支持された３ジョイント式のプロペラシャフトを有するトラックを挙げたが、プロペラシャフトが複数箇所でセンタベアリング及びベアリングホルダを介してクロスメンバ又はビームにて回転可能に支持されるトラック又はその他の車両でもよい。
また、上記第１及び第２実施例ではエンジンとして５気筒エンジンを挙げたが、４気筒以下又は６気筒以上のエンジンでもよい。
更に、上記第１及び第２実施例で挙げた防振用ウエイトの重量は一例であって、シャシフレームやプロペラシャフト等の形状や重量によって適宜決定される。
【００１６】
【発明の効果】
以上述べたように、本発明によれば、プロペラシャフトがクロスメンバの中央下方に位置し、このクロスメンバの下部水平片の上面中央に所定の重量を有しかつ車幅方向に延びるフラットバー状に形成された防振用ウエイトをベアリングホルダとともにボルト及びナットにて固着したので、エンジン回転速度が所定値を越えると、プロペラシャフトの回転により発生しベアリングホルダを介してクロスメンバに伝達された振動が防振用ウエイトにより制振される。この結果、車室内に上記振動が伝達されなくなるので、車室内のこもり音を低減できる。またフライホイールハウジングやクラッチハウジングを補強することにより重量が２４ｋｇｆも増大する従来のエンジンの動力伝達ラインの剛性増大構造と比較して、本発明では僅かな重量の増大で済む。更にクロスメンバの下部水平片の上面中央ではなく、センタベアリングサポートビームの上面中央に制振ウエイトを固着しても、上記と同様の効果が得られる。
【図面の簡単な説明】
【図１】 本発明実施例１の車室内のこもり音低減構造を示す図３のＡ部拡大断面図。
【図２】 図１のＢ−Ｂ線断面図。
【図３】 そのこもり音低減構造を有するトラックの側面図。
【図４】 実施例１と比較例のエンジン回転速度に対する車室内の騒音レベルの変化を示す図。
【図５】 本発明の実施例２を示す図１に対応する断面図。
【図６】 図５のＤ−Ｄ線断面図。
【符号の説明】
１２ シャシフレーム
１３ エンジン
１４ プロペラシャフト
１６ 後輪（駆動輪）
１７，１８ サイドメンバ
２６ クロスメンバ
２６ａ 下部水平片
２７ ベアリングホルダ
７６ センタベアリングサポートビーム
３１，８１ 防振用ウエイト
【産業上の利用分野】
本発明はプロペラシャフトの回転により発生しボデーに伝達された振動に起因する車室内のこもり音を低減する構造に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
従来、トラックのキャブの下方にシャシフレームにより支持されたエンジンが設けられ、このエンジンにより発生した動力を後輪に伝達するプロペラシャフトの中間がセンタベアリング及びベアリングホルダを介してシャシフレームの一対のサイドメンバに架設されたクロスメンバにて回転可能に支持されたものが知られている。
【０００３】
しかし、上記プロペラシャフトの支持構造では、プロペラシャフトが回転すると、この回転に伴う振動がベアリングホルダ、クロスメンバ、サイドメンバ、キャブヒンジブラケットを介してキャブのフロントパネル及びバックパネルに伝達され、キャブ内にこもり音が発生する問題点があった。
【０００４】
この点を解消するために、フライホイールハウジングやクラッチハウジングを補強してエンジンの動力伝達ラインの剛性を増大させる構造が知られている。この構造では、プロペラシャフトの回転に伴う振動自体の発生が防止されるので、キャブ内のこもり音を低減できる。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、上記従来のエンジンの動力伝達ラインの剛性増大構造では、フライホイールハウジングやクラッチハウジングの重量が２４ｋｇｆも増大する不具合があった。
本発明の目的は、僅かな重量の増大で、車室内のこもり音を低減できる車室内のこもり音低減構造を提供することにある。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
請求項１に係る発明は、図１及び図３に示すように、エンジン１３により発生した動力を駆動輪１６に伝達するプロペラシャフト１４と、シャシフレーム１２の一対のサイドメンバ１７，１８に架設されプロペラシャフト１４をセンタベアリング及びベアリングホルダ２７を介して支持する断面チャンネル状のクロスメンバ２６とを備えた自動車の改良である。
その特徴ある構成は、プロペラシャフト１４がクロスメンバ２６の中央下方に位置し、クロスメンバ２６の下部水平片２６ａの上面中央に所定の重量を有しかつ車幅方向に延びるフラットバー状に形成された防振用ウエイト３１がベアリングホルダ２７とともにボルト２８及びナット２９にて固着されたところにある。
請求項２に係る発明は、図５及び図６に示すように、エンジンにより発生した動力を駆動輪に伝達するプロペラシャフト１４と、シャシフレーム１２の一対のサイドメンバ１７，１８に架設されプロペラシャフト１４をセンタベアリング及びベアリングホルダ２７を介して支持するセンタベアリングサポートビーム７６とを備えた自動車の改良である。
その特徴ある構成は、プロペラシャフト１４が上記ビーム７６の中央下方に位置し、ビーム７６の上面中央に所定の重量を有しかつ車幅方向に延びるフラットバー状に形成された防振用ウエイト８１がベアリングホルダ２７とともにボルト２８及びナット２９にて固着されたところにある。
【０００７】
【作用】
エンジン回転速度が所定値を越えると、プロペラシャフト１４の回転により発生しベアリングホルダ２７を介してクロスメンバ２６又はビーム７６に伝達された振動が防振用ウエイト３１又は８１により制振される。
【０００８】
【実施例】
次に本発明の実施例を図面に基づいて詳しく説明する。
＜実施例１＞
図１〜図３に示すように、キャブオーバ型トラック１０のキャブ１１の下方にはシャシフレーム１２により支持されたエンジン１３が設けられ、このエンジン１３により発生した動力はプロペラシャフト１４を介して後輪１６に伝達される。エンジン１３はこの例では５気筒エンジンであり、プロペラシャフト１４はこの例では３ジョイント式である。プロペラシャフト１４はシャシフレーム１２の一対のサイドメンバ１７，１８の間の略中央にトラック１０の進行方向に延びて配設され、トランスミッション１９にユニバーサルジョイント２１を介して接続されたフロントシャフト１４ａと、前端がフロントシャフト１４ａの後端にユニバーサルジョイント２２を介して接続され後端がユニバーサルジョイント２３を介してディファレンシャル装置２４に接続されたリヤシャフト１４ｂとを備える。フロントシャフト１４ａは後端にスプライン軸（図示せず）が形成されたシャフト本体１４ｃと、上記スプライン軸にスプライン嵌合され軸方向に摺動可能なフランジカップリング１４ｄとを有する。
【０００９】
一対のサイドメンバ１７，１８の略中央には断面チャンネル状のクロスメンバ２６が架設され、このクロスメンバ２６の下方にはフロントシャフト１４ａのシャフト本体１４ｃ後部が位置する。このシャフト本体１４ｃの後部にはセンタベアリング（図示せず）が嵌着され、センタベアリングにはクッションラバー（図示せず）を介してベアリングホルダ２７が巻付けられる。ベアリングホルダ２７がボルト２８及びナット２９により上記クロスメンバ２６に固定されることにより、プロペラシャフト１４のフロントシャフト１４ａがクロスメンバ２６にて回転可能に支持される（図１及び図２）。
【００１０】
本実施例の特徴ある構成は、クロスメンバ２６に所定の重量を有する防振用ウエイト３１が固着されたところにある（図１及び図２）。クロスメンバ２６の下部水平片２６ａの中央は下方に突設され、この下部水平片２６ａの上面略中央にフラットバー状の防振用ウエイト３１が車幅方向に延びてボルト２８及びナット２９により固定される。これらのボルト２８及びナット２９の一部はベアリングホルダ２７をクロスメンバ２６に固定するボルト２８及びナット２９を兼ねる。また防振用ウエイト３１の重量はこの例では２．５ｋｇｆである。
【００１１】
＜比較例＞
防振用ウエイトがクロスメンバに取付けられないことを除いて上記実施例１と同一構造のトラックを比較例とする。
【００１２】
＜比較試験と評価＞
実施例１及び比較例のトラック１０のエンジン回転速度を変化させてキャブ１１内の騒音（Ａ特性）をそれぞれ測定した。その結果を図４に示す。図４から明らかなように、エンジン回転速度が３１００ｒｐｍ以下では実施例１と比較例のキャブ１１内の騒音は略同じであるが、エンジン回転速度が３１００ｒｐｍを越えると実施例１のキャブ１１内の騒音（実線）が比較例のキャブ内の騒音（破線）より約２ｄＢ低減した。これはプロペラシャフト１４の回転により発生しクッションラバー（図示せず）及びベアリングホルダ２７を介してクロスメンバ２６に伝達された振動が防振用ウエイト３１により制振されるためであると考えられる。
【００１４】
＜実施例２＞
図５及び図６に示すように、ベアリングホルダ２７は一対のサイドメンバ１７，１８に架設されたセンタベアリングサポートビーム７６にボルト２８及びナット２９により固定される。防振用ウエイト８１はフラットバー状に形成され、ビーム７６の略中央上面に車幅方向に延びてボルト２８及びナット２９にて固定される。防振用ウエイト８１をビーム７６に固定するボルト２８及びナット２９の一部はベアリングホルダ２７をビーム７６に固定するボルト２８及びナット２９を兼ねる。また防振用ウエイト８１の重量はこの例では３．６ｋｇｆである。上記以外の構成は実施例１と同様である。また図５及び図６において図１及び図２と同一符号は同一部品を示す。
このように構成されたこもり音低減構造では、上記実施例１と同様に防振用ウエイト８１によりキャブ内のこもり音を低減できる。
【００１５】
なお、上記第１及び第２実施例では単一箇所でセンタベアリング及びベアリングホルダを介してクロスメンバ又はビームにて回転可能に支持された３ジョイント式のプロペラシャフトを有するトラックを挙げたが、プロペラシャフトが複数箇所でセンタベアリング及びベアリングホルダを介してクロスメンバ又はビームにて回転可能に支持されるトラック又はその他の車両でもよい。
また、上記第１及び第２実施例ではエンジンとして５気筒エンジンを挙げたが、４気筒以下又は６気筒以上のエンジンでもよい。
更に、上記第１及び第２実施例で挙げた防振用ウエイトの重量は一例であって、シャシフレームやプロペラシャフト等の形状や重量によって適宜決定される。
【００１６】
【発明の効果】
以上述べたように、本発明によれば、プロペラシャフトがクロスメンバの中央下方に位置し、このクロスメンバの下部水平片の上面中央に所定の重量を有しかつ車幅方向に延びるフラットバー状に形成された防振用ウエイトをベアリングホルダとともにボルト及びナットにて固着したので、エンジン回転速度が所定値を越えると、プロペラシャフトの回転により発生しベアリングホルダを介してクロスメンバに伝達された振動が防振用ウエイトにより制振される。この結果、車室内に上記振動が伝達されなくなるので、車室内のこもり音を低減できる。またフライホイールハウジングやクラッチハウジングを補強することにより重量が２４ｋｇｆも増大する従来のエンジンの動力伝達ラインの剛性増大構造と比較して、本発明では僅かな重量の増大で済む。更にクロスメンバの下部水平片の上面中央ではなく、センタベアリングサポートビームの上面中央に制振ウエイトを固着しても、上記と同様の効果が得られる。
【図面の簡単な説明】
【図１】 本発明実施例１の車室内のこもり音低減構造を示す図３のＡ部拡大断面図。
【図２】 図１のＢ−Ｂ線断面図。
【図３】 そのこもり音低減構造を有するトラックの側面図。
【図４】 実施例１と比較例のエンジン回転速度に対する車室内の騒音レベルの変化を示す図。
【図５】 本発明の実施例２を示す図１に対応する断面図。
【図６】 図５のＤ−Ｄ線断面図。
【符号の説明】
１２ シャシフレーム
１３ エンジン
１４ プロペラシャフト
１６ 後輪（駆動輪）
１７，１８ サイドメンバ
２６ クロスメンバ
２６ａ 下部水平片
２７ ベアリングホルダ
７６ センタベアリングサポートビーム
３１，８１ 防振用ウエイト
Claims (2)
- エンジン(13)により発生した動力を駆動輪(16)に伝達するプロペラシャフト(14)と、シャシフレーム(12)の一対のサイドメンバ(17,18)に架設され前記プロペラシャフト(14)をセンタベアリング及びベアリングホルダ(27)を介して支持する断面チャンネル状のクロスメンバ(26)とを備えた自動車において、
前記プロペラシャフト (14) が前記クロスメンバ (26) の中央下方に位置し、前記クロスメンバ(26)の下部水平片 (26a) の上面中央に所定の重量を有しかつ車幅方向に延びるフラットバー状に形成された防振用ウエイト(31)が前記ベアリングホルダ (27) とともにボルト (28) 及びナット (29) にて固着されたことを特徴とする車室内のこもり音低減構造。 - エンジンにより発生した動力を駆動輪に伝達するプロペラシャフト (14) と、シャシフレーム (12) の一対のサイドメンバ (17,18) に架設され前記プロペラシャフト (14) をセンタベアリング及びベアリングホルダ (27) を介して支持するセンタベアリングサポートビーム (76) とを備えた自動車において、
前記プロペラシャフト (14) が前記ビーム (76) の中央下方に位置し、前記ビーム (76) の上面中央に所定の重量を有しかつ車幅方向に延びるフラットバー状に形成された防振用ウエイト (81) が前記ベアリングホルダ (27) とともにボルト (28) 及びナット (29) にて固着されたことを特徴とする車室内のこもり音低減構造。
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| JP01045995A JP3654368B2 (ja) | 1995-01-26 | 1995-01-26 | 車室内のこもり音低減構造 |
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