JP5566848B2 - Sound insulation structure and sound insulation cover - Google Patents

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    • G10K11/16—Methods or devices for protecting against, or for damping, noise or other acoustic waves in general

Description

本発明は、自動車等のエンジン、排気管等の騒音発生源の近傍に設置される遮音構造および遮音カバーに関する。   The present invention relates to a sound insulation structure and a sound insulation cover installed in the vicinity of a noise generation source such as an engine of an automobile or an exhaust pipe.

自動車等は、エンジンが稼動すると、エンジン本体、オイルパン、排気管などが振動し、騒音を発生させる。この騒音対策として、騒音発生源の近傍で遮音する遮音カバーが各種提案されている。   In an automobile or the like, when the engine is operated, the engine body, the oil pan, the exhaust pipe, and the like vibrate and generate noise. As noise countermeasures, various sound insulation covers have been proposed for sound insulation in the vicinity of noise sources.

特許文献１には、２層の表面板およびこれらに挾まれる吸音材層をそれぞれ所定の平面形状に成形して積層し、積層板の周縁部のほぼ全体にわたって折り返し部を形成した積層成形平板をカバーの形状に成形した遮熱性、遮音性カバーが開示されている。   Patent Document 1 discloses a laminate-molded flat plate in which two surface plates and a sound-absorbing material layer sandwiched between them are each molded into a predetermined planar shape and laminated, and a folded portion is formed over almost the entire periphery of the laminate. A heat-insulating and sound-insulating cover is disclosed which is formed into a cover shape.

また、特許文献２には、オイルパンカバーのカバー本体の周囲にオイルパン周囲における取付フランジに対向する対向フランジを形成し、対向フランジの内面に形成された発泡体にオイルパンを取付ける雄ねじの頭部を収容可能な凹部を形成し、凹部に雄ねじの頭部を収容した発泡体が取付フランジに密着するように構成することで、取付フランジ部分における振動を抑制した車両用エンジンのオイルパンカバーが開示されている。   Further, in Patent Document 2, a head of a male screw that forms an opposing flange that opposes the mounting flange around the oil pan around the cover body of the oil pan cover, and attaches the oil pan to the foam formed on the inner surface of the opposing flange. An oil pan cover for a vehicle engine that suppresses vibration in the mounting flange portion is formed by forming a recess capable of accommodating the portion, and a foam containing the head of the male screw in the recess is in close contact with the mounting flange. It is disclosed.

特開平１１−３５０９７０号公報JP-A-11-350970 特開２００４−２７８４４６号公報JP 2004-278446 A

ところで、騒音発生源の近傍に遮音カバーを設置した場合、ある特定周波数で遮音カバーが共振する共鳴透過現象が発生する。共鳴透過現象が発生する周波数（共鳴透過周波数）は、遮音カバーの重量と、騒音発生源と遮音カバーとの間の空気層の剛性（空気層がバネとして作用したときのバネ定数）と、騒音発生源と遮音カバーとの結合部の剛性（結合部がバネとして作用したときのバネ定数）とで決定される。共鳴透過現象により遮音カバーに伝わった振動は、遮音カバーから再放射されるので、遮音性能が悪化する。   By the way, when a sound insulation cover is installed in the vicinity of the noise generation source, a resonance transmission phenomenon occurs in which the sound insulation cover resonates at a specific frequency. The frequency at which the resonance transmission phenomenon occurs (resonance transmission frequency) includes the weight of the sound insulation cover, the rigidity of the air layer between the noise source and the sound insulation cover (the spring constant when the air layer acts as a spring), and the noise. It is determined by the rigidity of the coupling portion between the generation source and the sound insulation cover (the spring constant when the coupling portion acts as a spring). Since the vibration transmitted to the sound insulation cover due to the resonance transmission phenomenon is re-radiated from the sound insulation cover, the sound insulation performance is deteriorated.

この問題に対しては、従来、騒音発生源と遮音カバーとの間に吸音材を挿入したり、遮音カバーの重量を増加させたりする等の対策が採られているが、いずれも重量の増加を伴うため、省エネの観点から要請されている軽量化の流れに逆行するものとなっている。   To solve this problem, measures such as inserting a sound absorbing material between the noise source and the sound insulation cover or increasing the weight of the sound insulation cover have been taken. Therefore, it goes against the trend of weight reduction requested from the viewpoint of energy saving.

本発明の目的は、重量を増加させることなく遮音性能を向上させることが可能な遮音構造および遮音カバーを提供することである。   An object of the present invention is to provide a sound insulation structure and a sound insulation cover capable of improving the sound insulation performance without increasing the weight.

本発明における遮音構造は、空気層を介して騒音発生源の少なくとも一部を覆うカバー本体と、前記騒音発生源と前記カバー本体とを結合する結合部と、前記結合部を中心にして、前記カバー本体に設けられたスリットと、を有し、前記カバー本体の重量と前記結合部の剛性とで決定される前記カバー本体の固有振動数が、前記カバー本体の重量と前記空気層の剛性とで決定される前記カバー本体の共鳴周波数以下に設定されており、前記カバー本体の端部と前記騒音発生源との隙間の少なくとも一部を覆うように、前記カバー本体の端部の少なくとも一部が前記騒音発生源に対して相対変位可能に接触されていることを特徴とする。 The sound insulation structure according to the present invention includes a cover body that covers at least a part of a noise generation source through an air layer, a coupling portion that couples the noise generation source and the cover body, and the coupling portion as a center. A natural frequency of the cover body determined by the weight of the cover body and the rigidity of the coupling portion, and the weight of the cover body and the rigidity of the air layer. At least a part of the end of the cover main body so as to cover at least a part of the gap between the end of the cover main body and the noise generating source. Is in contact with the noise source so as to be capable of relative displacement .

上記の構成によれば、カバー本体が共振して遮音性能が悪化する共鳴透過現象が発生する場合、遮音性能は、カバー本体の重量と空気層の剛性と結合部の剛性とで決定される共鳴透過周波数で決まるのであるが、騒音発生源とカバー本体との配置関係上、空気層の剛性を変更することはできないので、カバー本体にスリットを設けて、結合部の剛性を低くする。これにより、共鳴透過周波数が低くなるので、重量を増加させることなく遮音性能を向上させることができる。また、カバー本体にスリットを設けることで、部品点数の増加が回避されるから、コストの上昇を抑制することができる。なお、空気層の剛性とは、空気層がバネとして作用したときのバネ定数のことであり、結合部の剛性とは、結合部がバネとして作用したときのバネ定数のことである。
さらに、上記の構成によれば、共鳴透過周波数は、カバー本体の固有振動数と共鳴周波数とで決定されるのであるが、軽量化の観点からカバー本体の重量を軽くした場合、結合部の剛性がそのままであれば、カバー本体の固有振動数および共鳴周波数は高くなり、共鳴透過周波数も高くなるので、遮音性能は悪化する。一方、カバー本体の重量を軽くした場合に、合わせて結合部の剛性を低くすると、カバー本体の固有振動数、つまり、共鳴透過周波数を低く維持することが可能になり、遮音性能は維持され、または向上する。そして、結合部の剛性を低くして、カバー本体の固有振動数を共鳴周波数以下に設定すると、共鳴透過周波数が低くなるので、遮音性能を向上させることができる。
さらに、上記の構成によれば、カバー本体の端部の少なくとも一部を騒音発生源に接触させることによって、カバー本体の端部と騒音発生源との隙間の少なくとも一部がカバー本体の端部で覆われるので、カバー本体の端部と騒音発生源との隙間から騒音が漏れるのが抑制される。また、騒音発生源が振動するのに伴って騒音発生源とカバー本体との間に相対変位が生じ、接触部分で摩擦が生じるので、振動エネルギーが熱エネルギーに変換されて、振動が減衰される。これにより、遮音性能を向上させることができる。また、騒音発生源に接触させるカバー本体の端部の面積を広狭させることで、摩擦発生量をコントロールすることができる。 According to the above configuration, when a resonance transmission phenomenon occurs in which the cover body resonates and the sound insulation performance deteriorates, the sound insulation performance is determined by the weight of the cover body, the rigidity of the air layer, and the rigidity of the coupling portion. Although it is determined by the transmission frequency, the rigidity of the air layer cannot be changed due to the arrangement relationship between the noise generation source and the cover main body. Therefore, a slit is provided in the cover main body to reduce the rigidity of the coupling portion. Thereby, since the resonant transmission frequency becomes low, the sound insulation performance can be improved without increasing the weight. Moreover, since the increase in the number of parts can be avoided by providing the slit in the cover body, it is possible to suppress an increase in cost. The rigidity of the air layer is a spring constant when the air layer acts as a spring, and the rigidity of the coupling portion is a spring constant when the coupling portion acts as a spring.
Further, according to the above configuration, the resonant transmission frequency is determined by the natural frequency of the cover body and the resonance frequency. However, when the weight of the cover body is reduced from the viewpoint of weight reduction, the rigidity of the coupling portion is determined. If it remains as it is, the natural frequency and resonance frequency of the cover main body are increased, and the resonance transmission frequency is also increased, so that the sound insulation performance is deteriorated. On the other hand, when the weight of the cover body is reduced, if the rigidity of the coupling portion is lowered together, the natural frequency of the cover body, that is, the resonance transmission frequency can be kept low, and the sound insulation performance is maintained. Or improve. When the rigidity of the coupling portion is lowered and the natural frequency of the cover body is set to be equal to or lower than the resonance frequency, the resonance transmission frequency is lowered, so that the sound insulation performance can be improved.
Further, according to the above configuration, at least a part of the gap between the end of the cover main body and the noise generation source is caused to contact the end of the cover main body by bringing at least a part of the end of the cover main body into contact with the noise generation source. Therefore, it is possible to prevent noise from leaking from the gap between the end of the cover body and the noise generation source. Further, as the noise source vibrates, a relative displacement occurs between the noise source and the cover body, and friction occurs at the contact portion, so that the vibration energy is converted into heat energy and the vibration is attenuated. . Thereby, the sound insulation performance can be improved. Further, the amount of friction generation can be controlled by widening or narrowing the area of the end of the cover main body that is brought into contact with the noise generation source.

また、本発明における遮音構造においては、前記騒音発生源に一端が、前記カバー本体に他端が、それぞれ取り付けられ、前記カバー本体の端部と前記騒音発生源との隙間の少なくとも一部を覆う遮蔽部材を更に有していてよい。上記の構成によれば、遮蔽部材によってカバー本体の端部と騒音発生源との隙間の少なくとも一部が覆われるので、この隙間から漏れた騒音が外部に漏れるのが抑制される。これにより、遮音性能を向上させることができる。   In the sound insulation structure according to the present invention, one end is attached to the noise generation source and the other end is attached to the cover body, and covers at least a part of the gap between the end of the cover body and the noise generation source. A shielding member may be further included. According to said structure, since at least one part of the clearance gap between the edge part of a cover main body and a noise generation source is covered with a shielding member, it is suppressed that the noise which leaked from this clearance gap leaks outside. Thereby, the sound insulation performance can be improved.

また、本発明における遮音構造において、前記遮蔽部材が制振性を有していてよい。上記の構成によれば、遮蔽部材が有する制振性によって、遮蔽部材を介して騒音発生源からカバー本体に伝達する振動が減衰されるので、カバー本体の共振が抑制される。これにより、遮音性能を向上させることができる。   In the sound insulation structure according to the present invention, the shielding member may have vibration damping properties. According to the above configuration, the vibration transmitted to the cover body from the noise generation source via the shielding member is attenuated by the vibration damping property of the shielding member, so that the resonance of the cover body is suppressed. Thereby, the sound insulation performance can be improved.

また、本発明における遮音構造においては、前記カバー本体が、複数の平面を組み合わせて構成されていてよい。上記の構成によれば、カバー本体を曲面で構成するよりも、複数の平面を組み合わせて構成する方が、カバー本体の剛性が低くなるので、カバー本体の放射効率（振動から音への変換効率）が低くなる。これにより、カバー本体からの再放射が低減するので、遮音性能を向上させることができる。   Moreover, in the sound insulation structure in this invention, the said cover main body may be comprised combining the some plane. According to the above configuration, the cover body is less rigid than the cover body formed of a curved surface, by combining a plurality of planes. Therefore, the cover body radiation efficiency (vibration-to-sound conversion efficiency) ) Becomes lower. Thereby, since re-radiation from a cover main body reduces, sound insulation performance can be improved.

また、本発明における遮音構造において、前記カバー本体には、複数の微細孔が設けられていてよい。上記の構成によれば、カバー本体に複数の微細孔が設けられていると、微細孔を通過する空気層内の空気に粘性抵抗による減衰作用と動圧損失による減衰作用とが生じるので、微細孔を通過した音波は吸音される。これにより、カバー本体の放射効率が低下し、カバー本体からの再放射が低減するので、遮音性能を向上させることができる。特に、微細孔の開口率が０．１％程度のときに、高周波に対する遮音性能を維持しながら、共鳴透過周波数の騒音を低減させることができる。   In the sound insulation structure according to the present invention, the cover body may be provided with a plurality of fine holes. According to the above configuration, if the cover body is provided with a plurality of fine holes, the air in the air layer passing through the fine holes has a damping action due to viscous resistance and a damping action due to dynamic pressure loss. Sound waves that pass through the holes are absorbed. Thereby, since the radiation efficiency of a cover main body falls and the re-radiation from a cover main body reduces, sound insulation performance can be improved. In particular, when the aperture ratio of the fine holes is about 0.1%, it is possible to reduce the noise of the resonant transmission frequency while maintaining the sound insulation performance against high frequencies.

また、本発明における遮音カバーは、上記の遮音構造を有することを特徴とする。上記の構成によれば、騒音発生源からの騒音を十分に低減させることができる。   In addition, a sound insulation cover according to the present invention has the above sound insulation structure. According to said structure, the noise from a noise generation source can fully be reduced.

本発明の遮音構造および遮音カバーによると、結合部の剛性を低くすることで、共鳴透過周波数が低くなるので、重量を増加させることなく遮音性能を向上させることができる。   According to the sound insulation structure and the sound insulation cover of the present invention, since the resonance transmission frequency is lowered by reducing the rigidity of the coupling portion, the sound insulation performance can be improved without increasing the weight.

車両を示す概略側面図である。It is a schematic side view which shows a vehicle. エンジンカバーの概略図である。It is the schematic of an engine cover. 結合部周辺の概略上面図である。It is a schematic top view of the periphery of a coupling part. 等価モデルを表す図である。It is a figure showing an equivalent model. 周波数と遮音性能との関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between a frequency and sound insulation performance. 周波数と遮音性能との関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between a frequency and sound insulation performance. 周波数と遮音性能との関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between a frequency and sound insulation performance. 結合部の概略側面図である。It is a schematic side view of a coupling part. エンジンカバーの概略図である。It is the schematic of an engine cover. 結合部の概略側面図である。It is a schematic side view of a coupling part. 結合部の概略斜視図である。It is a schematic perspective view of a coupling part. 結合部の概略側面図である。It is a schematic side view of a coupling part. 周波数と遮音性能との関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between a frequency and sound insulation performance. 周波数と遮音性能との関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between a frequency and sound insulation performance. カバー本体の端部の概略斜視図である。It is a schematic perspective view of the edge part of a cover main body. カバー本体の端部の概略側面図である。It is a schematic side view of the edge part of a cover main body.

以下、本発明の好適な実施の形態について、図面を参照しつつ説明する。   Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.

［第１実施形態］
（車両の構成）
本実施形態による遮音カバーとしてのエンジンカバー１０は、図１に示すように、自動車等の車両１１に設けられている。車両１１には、エンジン１２、エンジンオイルを溜めるオイルパン１３、および、エンジン１２から排出された排気ガスが通る排気管１４が設けられており、これらは、エンジン１２が稼働されると振動して騒音を発生させる。本実施形態のエンジンカバー１０は、空気層２１を介して騒音発生源であるエンジン１２の上面を覆って、エンジン１２からの騒音を遮音している。なお、エンジンカバー１０がエンジン１２の全部を覆っていてもよい。 [First Embodiment]
(Vehicle configuration)
An engine cover 10 as a sound insulation cover according to this embodiment is provided on a vehicle 11 such as an automobile as shown in FIG. The vehicle 11 is provided with an engine 12, an oil pan 13 for accumulating engine oil, and an exhaust pipe 14 through which exhaust gas discharged from the engine 12 passes. Generate noise. The engine cover 10 according to the present embodiment covers the upper surface of the engine 12 that is a noise generation source via the air layer 21 and blocks noise from the engine 12. The engine cover 10 may cover the entire engine 12.

（エンジンカバーの構成）
エンジンカバー１０は、図２に示すように、カバー本体２と、カバー本体２とエンジン１２とを結合する結合部３とを備えた遮音構造１を有している。結合部３は、カバー本体２の四隅に設けられている。 (Engine cover configuration)
As shown in FIG. 2, the engine cover 10 has a sound insulation structure 1 including a cover body 2 and a coupling portion 3 that couples the cover body 2 and the engine 12. The coupling portions 3 are provided at the four corners of the cover body 2.

カバー本体２は、２１個の平面２ａ〜２ｕが組み合わされることにより構成されている。カバー本体２の四隅に位置する平面２ｒ，２ｓ，２ｔ，２ｕには、結合部３がそれぞれ設けられている。各平面２ａ〜２ｕは、エンジン１２から発生する騒音の周波数に基づいて決定される曲げ波の波長の１／２以上の長さの平坦部を有している。このように、カバー本体２を曲面で構成するよりも、複数の平面を組み合わせて構成する方が、カバー本体２の剛性が低くなり、カバー本体２内を伝搬する曲げ波の波長が短くなるので、カバー本体２の放射効率（振動から音への変換効率）が低くなる。   The cover body 2 is configured by combining 21 planes 2a to 2u. On the planes 2r, 2s, 2t, 2u located at the four corners of the cover body 2, coupling portions 3 are respectively provided. Each of the planes 2a to 2u has a flat portion having a length of ½ or more of the wavelength of the bending wave determined based on the frequency of noise generated from the engine 12. Thus, rather than configuring the cover body 2 with a curved surface, combining the plurality of planes reduces the rigidity of the cover body 2 and shortens the wavelength of the bending wave propagating in the cover body 2. The radiation efficiency (conversion efficiency from vibration to sound) of the cover body 2 is lowered.

また、カバー本体２には、複数の微細孔４が０．１％の開口率で設けられている。微細孔４を通過する空気層２１内の空気には、微細孔４に起因した粘性抵抗による減衰作用が生じる。この粘性抵抗により、空気層２１内の空気が有する空気振動の振動エネルギーが熱エネルギーに変換されて、空気振動が減衰するので、微細孔４を通過した音波は吸音される。また、微細孔４を通過する空気層２１内の空気には、微細孔４に起因した動圧の圧損抵抗（動圧損失）による減衰作用が生じる。この動圧損失は、一般にベルヌーイの法則による動圧損失として知られている。この動圧損失により、空気層２１内の空気が有する空気振動の振動エネルギーが熱エネルギーに変換されて、空気振動が減衰するので、微細孔４を通過した音波は吸音される。   The cover body 2 is provided with a plurality of fine holes 4 with an aperture ratio of 0.1%. In the air in the air layer 21 that passes through the fine holes 4, a damping action due to viscous resistance caused by the fine holes 4 occurs. Due to this viscous resistance, the vibration energy of the air vibration of the air in the air layer 21 is converted into thermal energy, and the air vibration is attenuated, so that the sound wave that has passed through the fine holes 4 is absorbed. In addition, the air in the air layer 21 that passes through the fine holes 4 has a damping action due to the dynamic pressure loss resistance (dynamic pressure loss) caused by the fine holes 4. This dynamic pressure loss is generally known as a dynamic pressure loss by Bernoulli's law. Due to this dynamic pressure loss, the vibration energy of the air vibrations of the air in the air layer 21 is converted into thermal energy, and the air vibrations are attenuated, so that the sound waves that have passed through the fine holes 4 are absorbed.

図２のＡ部を拡大した図３に示すように、結合部３は、カバー本体２に穿孔された取付穴５と、この取付穴５に挿通されて、エンジン１２に締結されるボルトやピン等の締結部材（図示せず）とを有している。また、遮音構造１は、結合部３を中心にして、カバー本体２に設けられたスリット６を有している。なお、エンジン１２とカバー本体２とは、ボルト等の締結部材を用いずに結合されていてもよい。この場合、取付穴５は不要である。   As shown in FIG. 3, which is an enlarged view of part A in FIG. 2, the connecting portion 3 includes a mounting hole 5 drilled in the cover body 2, and bolts or pins that are inserted into the mounting hole 5 and fastened to the engine 12. And other fastening members (not shown). The sound insulation structure 1 has a slit 6 provided in the cover body 2 with the coupling portion 3 as the center. The engine 12 and the cover body 2 may be coupled without using a fastening member such as a bolt. In this case, the mounting hole 5 is not necessary.

スリット６は、図３（ａ）に示すように、結合部３を中心とする同一円周上に４つ設けられていてもよいし、図３（ｂ）に示すように、結合部３を中心とする２つの異なる円周上に４つずつ設けられていてもよいし、図３（ｃ）に示すように、結合部３を中心として渦巻状に設けられていてもよい。また、スリット６は、図３（ｄ）に示すように、結合部３を挟むように直線状に２つ設けられていてもよいし、図３（ｅ）に示すように、結合部３を中心とする円弧と直線とが組み合わされた形状で２つ設けられていてもよい。スリット６の数、形状およびサイズは、結合部３が所望の剛性となるように、適宜選択される。このように、カバー本体２にスリット６を設けることにより、結合部３の剛性が低くされている。   As shown in FIG. 3A, four slits 6 may be provided on the same circumference centering on the coupling portion 3, or as shown in FIG. Four may be provided on two different circumferences with the center, or may be provided in a spiral shape with the coupling portion 3 as the center, as shown in FIG. Further, as shown in FIG. 3 (d), two slits 6 may be provided in a straight line so as to sandwich the coupling portion 3, and as shown in FIG. 3 (e), the coupling portion 3 is provided. Two may be provided in a shape in which a center arc and a straight line are combined. The number, shape, and size of the slits 6 are appropriately selected so that the coupling portion 3 has a desired rigidity. Thus, by providing the slit 6 in the cover body 2, the rigidity of the coupling portion 3 is lowered.

ここで、図４（ａ）に示すように、エンジン１２とカバー本体２との間に位置する結合部３および空気層２１をそれぞれバネとみると、図４（ｂ）に示すように、カバー本体２の等価質量３２と、結合部３および空気層２１の並列バネ３１とを用いた等価モデルで表わすことができる。   Here, as shown in FIG. 4A, when the coupling portion 3 and the air layer 21 positioned between the engine 12 and the cover body 2 are respectively regarded as springs, as shown in FIG. The equivalent mass 32 of the main body 2 and the equivalent model using the parallel spring 31 of the coupling portion 3 and the air layer 21 can be represented.

図４（ａ）において、エンジン１２から騒音が発生すると、結合部３および空気層２１をバネとしてカバー本体２が共振して遮音性能が悪化する共鳴透過現象が発生する。共鳴透過現象が発生する周波数（共鳴透過周波数）は、カバー本体２の重量をＭ、空気層２１の剛性（空気層２１がバネとして作用したときのバネ定数）をＫａ、結合部３の剛性（結合部３がバネとして作用したときのバネ定数）をＫとすると、（Ｋａ＋Ｋ）／Ｍの平方根に比例する。共鳴透過現象によりカバー本体２に伝わった振動は、カバー本体２から再放射されるので、遮音構造１の遮音性能は悪化する。   4A, when noise is generated from the engine 12, a resonance transmission phenomenon occurs in which the cover body 2 resonates using the coupling portion 3 and the air layer 21 as a spring to deteriorate the sound insulation performance. The frequency at which the resonance transmission phenomenon occurs (resonance transmission frequency) is M for the weight of the cover body 2, Ka for the rigidity of the air layer 21 (spring constant when the air layer 21 acts as a spring), and the rigidity of the coupling portion 3 ( When K is a spring constant when the coupling portion 3 acts as a spring, it is proportional to the square root of (Ka + K) / M. Since the vibration transmitted to the cover body 2 due to the resonance transmission phenomenon is re-radiated from the cover body 2, the sound insulation performance of the sound insulation structure 1 is deteriorated.

また、図４（ａ）に示すように、結合部３を介して、エンジン１２からカバー本体２に振動が伝達する。カバー本体２に伝わった振動は、カバー本体２から再放射されるので、遮音構造１の遮音性能は悪化する。   Further, as shown in FIG. 4A, vibration is transmitted from the engine 12 to the cover body 2 via the coupling portion 3. Since the vibration transmitted to the cover body 2 is re-radiated from the cover body 2, the sound insulation performance of the sound insulation structure 1 is deteriorated.

カバー本体２が共振して遮音性能が悪化する共鳴透過現象が発生する場合、遮音構造１の遮音性能は、カバー本体２の重量Ｍと空気層２１の剛性Ｋａと結合部３の剛性Ｋとで決定される共鳴透過周波数で決まる。エンジン１２とカバー本体２との配置関係上、空気層２１の剛性Ｋａを変更することはできないので、図３に示すように、カバー本体２にスリット６を設けることにより、結合部３の剛性Ｋを低くしている。これにより、共鳴透過周波数が低くなるので、重量を増加させることなく遮音構造１の遮音性能を向上させることができる。   When the resonance transmission phenomenon that the sound insulation performance deteriorates due to the resonance of the cover body 2, the sound insulation performance of the sound insulation structure 1 is determined by the weight M of the cover body 2, the rigidity Ka of the air layer 21, and the rigidity K of the coupling portion 3. Determined by the resonance transmission frequency to be determined. Since the rigidity Ka of the air layer 21 cannot be changed due to the arrangement relationship between the engine 12 and the cover main body 2, the rigidity K of the coupling portion 3 is provided by providing a slit 6 in the cover main body 2 as shown in FIG. 3. Is low. Thereby, since the resonant transmission frequency becomes low, the sound insulation performance of the sound insulation structure 1 can be improved without increasing the weight.

また、カバー本体２にスリット６を設けることで、部品点数の増加が回避されるから、コストの上昇を抑制することができる。   Moreover, since the increase in the number of parts is avoided by providing the slit 6 in the cover main body 2, an increase in cost can be suppressed.

また、共鳴透過周波数は、カバー本体２の固有振動数と共鳴周波数とで決定される。カバー本体２の共鳴周波数は、カバー本体２の重量をＭ、空気層２１の剛性をＫａとすると、Ｋａ／Ｍの平方根に比例する。カバー本体２の固有振動数は、カバー本体２の重量をＭ、結合部３の剛性をＫとすると、Ｋ／Ｍの平方根に比例する。軽量化の観点からカバー本体２の重量を軽くした場合、結合部３の剛性がそのままであれば、カバー本体２の固有振動数および共鳴周波数は高くなり、共鳴透過周波数も高くなるので、遮音性能は悪化する。一方、カバー本体２の重量を軽くした場合に、合わせて結合部３の剛性を低くすると、カバー本体２の固有振動数、つまり、共鳴透過周波数を低く維持することが可能になり、遮音構造１の遮音性能は維持され、または向上する。そして、結合部３の剛性を低くして、カバー本体２の固有振動数を共鳴周波数以下に設定すると、共鳴透過周波数が低くなるので、遮音構造１の遮音性能を向上させることができる。   The resonance transmission frequency is determined by the natural frequency of the cover body 2 and the resonance frequency. The resonance frequency of the cover body 2 is proportional to the square root of Ka / M, where M is the weight of the cover body 2 and Ka is the rigidity of the air layer 21. The natural frequency of the cover body 2 is proportional to the square root of K / M, where M is the weight of the cover body 2 and K is the rigidity of the coupling portion 3. If the weight of the cover body 2 is reduced from the viewpoint of weight reduction, the natural frequency and resonance frequency of the cover body 2 are increased and the resonance transmission frequency is increased if the rigidity of the coupling portion 3 is maintained. Will get worse. On the other hand, when the weight of the cover body 2 is reduced, if the rigidity of the coupling portion 3 is lowered, the natural frequency of the cover body 2, that is, the resonance transmission frequency can be kept low. The sound insulation performance is maintained or improved. When the rigidity of the coupling portion 3 is lowered and the natural frequency of the cover body 2 is set to be equal to or lower than the resonance frequency, the resonance transmission frequency is lowered, so that the sound insulation performance of the sound insulation structure 1 can be improved.

また、複数の平面を組み合わせてカバー本体２を構成すると、カバー本体２の剛性が低くなるので、カバー本体２の放射効率（振動から音への変換効率）が低くなる。これにより、カバー本体２からの再放射が低減するので、遮音構造１の遮音性能を向上させることができる。   Further, when the cover main body 2 is configured by combining a plurality of planes, the rigidity of the cover main body 2 is reduced, so that the radiation efficiency (vibration-to-sound conversion efficiency) of the cover main body 2 is reduced. Thereby, since the re-radiation from the cover main body 2 reduces, the sound insulation performance of the sound insulation structure 1 can be improved.

また、カバー本体２に複数の微細孔４を０．１％の開口率で設けることで、エンジン１２側から微細孔４を通過した音波は吸音されるので、カバー本体２の放射効率が低下し、カバー本体２からの再放射が低減する。これにより、遮音構造１の遮音性能を向上させることができる。   In addition, by providing the cover body 2 with a plurality of fine holes 4 with an aperture ratio of 0.1%, sound waves that have passed through the fine holes 4 from the engine 12 side are absorbed, so that the radiation efficiency of the cover body 2 is reduced. The re-radiation from the cover body 2 is reduced. Thereby, the sound insulation performance of the sound insulation structure 1 can be improved.

なお、カバー本体２における微細孔４の開口率は３％以下であればよい。直径３ｍｍ以下の微細孔４が３％以下の開口率でカバー本体２に複数設けられている場合、振動によってカバー本体２が空気を押し出す力が弱くなるので、遮音性能が向上する。また、直径１ｍｍ以下の微細孔４が１％以下の開口率でカバー本体２に複数設けられている場合、粘性抵抗および動圧損失による減衰作用の効果が顕著になるので、遮音性能が更に向上する。また、微細孔４が０．１％程度の開口率で複数設けられている場合、高周波に対する遮音性能を維持しながら、共鳴透過周波数の騒音を低減させることができる。   Note that the aperture ratio of the fine holes 4 in the cover body 2 may be 3% or less. When a plurality of fine holes 4 having a diameter of 3 mm or less are provided in the cover body 2 with an opening ratio of 3% or less, the force with which the cover body 2 pushes air by vibration is weakened, so that the sound insulation performance is improved. Further, when a plurality of fine holes 4 having a diameter of 1 mm or less are provided in the cover body 2 with an opening ratio of 1% or less, the effect of damping action due to viscous resistance and dynamic pressure loss becomes remarkable, so that the sound insulation performance is further improved. To do. Further, when a plurality of fine holes 4 are provided with an aperture ratio of about 0.1%, it is possible to reduce the noise of the resonant transmission frequency while maintaining the sound insulation performance against high frequencies.

そして、このような遮音構造１を有するエンジンカバー１０とすることにより、エンジン１２からの騒音を十分に低減させることができる。   And by setting it as the engine cover 10 which has such a sound-insulation structure 1, the noise from the engine 12 can fully be reduced.

なお、結合部３からなるバネを空気層２１からなるバネより大幅に柔らかくすると、結合部３の剛性は遮音構造１の遮音性能になんら影響を与えなくなる。この場合、遮音構造１の遮音性能は空気層２１の剛性のみで決まる。   Note that if the spring made of the coupling portion 3 is significantly softer than the spring made of the air layer 21, the rigidity of the coupling portion 3 has no influence on the sound insulation performance of the sound insulation structure 1. In this case, the sound insulation performance of the sound insulation structure 1 is determined only by the rigidity of the air layer 21.

（実験結果）
本実施形態である遮音構造１を実施例とし、実施例のカバー本体２の重量の２倍の重量のカバー本体を用いた遮音構造を比較例として、実施例と比較例とで結合部の剛性を同じにして、遮音性能をそれぞれ測定した。その結果を図５（ａ）に示す。実施例のカバー本体２の重量が、比較例のカバー本体の重量の１／２で、結合部の剛性が同じであれば、実施例のカバー本体２の固有振動数および共鳴周波数は比較例のカバー本体の固有振動数および共鳴周波数よりも高くなり、実施例の共鳴透過周波数は、比較例の共鳴透過周波数よりも高くなる。そのため、約３１５Ｈｚよりも高い周波数領域において、実施例の遮音構造１の遮音性能は、重量の重い比較例の遮音構造の遮音性能よりも悪化することがわかる。 (Experimental result)
The sound insulation structure 1 according to the present embodiment is used as an example, and the sound insulation structure using a cover body having a weight twice the weight of the cover body 2 of the example is used as a comparative example. The sound insulation performance was measured for each. The result is shown in FIG. If the weight of the cover body 2 of the embodiment is ½ of the weight of the cover body of the comparative example and the rigidity of the coupling portion is the same, the natural frequency and resonance frequency of the cover body 2 of the embodiment are the same as those of the comparative example. The resonance frequency is higher than the natural frequency and resonance frequency of the cover body, and the resonance transmission frequency of the example is higher than the resonance transmission frequency of the comparative example. Therefore, in the frequency region higher than about 315 Hz, it can be seen that the sound insulation performance of the sound insulation structure 1 of the embodiment is worse than the sound insulation performance of the heavy insulation structure of the comparative example.

次に、本実施形態である遮音構造１を実施例とし、実施例のカバー本体２の重量の２倍の重量のカバー本体を用いた遮音構造を比較例として、実施例の遮音構造１の結合部３の剛性を比較例の遮音構造の結合部の剛性よりも低くして、実施例のカバー本体２の固有振動数を共鳴周波数以下に設定して、遮音性能をそれぞれ測定した。その結果を図５（ｂ）に示す。実施例のカバー本体２の重量が、比較例のカバー本体の重量の１／２で、且つ、実施例の結合部３の剛性を低くして、実施例のカバー本体２の固有振動数を共鳴周波数以下に設定すると、実施例の共鳴透過周波数は、比較例の共鳴透過周波数よりも低くなる。そのため、約４００Ｈｚよりも高い周波数領域において、実施例の遮音構造１の遮音性能は、重量の重い比較例の遮音構造の遮音性能よりも向上することがわかる。   Next, the sound insulation structure 1 according to the present embodiment is used as an example, and the sound insulation structure using the cover body having a weight twice the weight of the cover body 2 of the example is used as a comparative example. The rigidity of the part 3 was made lower than the rigidity of the coupling part of the sound insulation structure of the comparative example, and the natural frequency of the cover body 2 of the example was set below the resonance frequency, and the sound insulation performance was measured. The result is shown in FIG. The weight of the cover body 2 of the embodiment is ½ of the weight of the cover body of the comparative example, and the rigidity of the coupling portion 3 of the embodiment is lowered to resonate the natural frequency of the cover body 2 of the embodiment. When set below the frequency, the resonant transmission frequency of the example is lower than the resonant transmission frequency of the comparative example. Therefore, it can be seen that the sound insulation performance of the sound insulation structure 1 of the embodiment is improved in comparison with the heavy sound insulation structure of the comparative example in a frequency region higher than about 400 Hz.

以上から、遮音構造１の遮音性能は、カバー本体２の固有振動数と共鳴周波数とで決定される共鳴透過周波数で決まり、この共鳴透過周波数は、結合部の剛性を低くすれば低くなり、共鳴透過周波数が低いほど遮音性能が向上することがわかる。   From the above, the sound insulation performance of the sound insulation structure 1 is determined by the resonance transmission frequency determined by the natural frequency of the cover body 2 and the resonance frequency, and this resonance transmission frequency becomes lower if the rigidity of the coupling portion is lowered, and resonance It can be seen that the lower the transmission frequency, the better the sound insulation performance.

次に、本実施形態である遮音構造１を実施例とし、曲面で構成されたカバー本体を用いた遮音構造を比較例として、遮音性能をそれぞれ測定した。その結果を図６に示す。カバー本体２が複数の平面を組み合わせて構成された実施例の遮音構造１の方が、カバー本体が曲面で構成された比較例の遮音構造よりも、遮音性能が向上することがわかる。   Next, the sound insulation performance was measured using the sound insulation structure 1 according to the present embodiment as an example and the sound insulation structure using the cover body formed of a curved surface as a comparative example. The result is shown in FIG. It can be seen that the sound insulation structure 1 of the example in which the cover body 2 is configured by combining a plurality of planes has improved sound insulation performance compared to the sound insulation structure of the comparative example in which the cover body is configured by a curved surface.

次に、本実施形態である、０．１％の開口率で複数の微細孔４が設けられたカバー本体２を用いた遮音構造１を実施例とし、微細孔が設けられていないカバー本体を用いた遮音構造を比較例として、遮音性能をそれぞれ測定した。その結果を図７に示す。カバー本体２に複数の微細孔４が設けられた実施例の遮音構造１は、カバー本体に微細孔が設けられていない比較例の遮音構造に対して、遮音性能が向上することがわかる。   Next, the sound insulation structure 1 using the cover main body 2 provided with a plurality of fine holes 4 with an aperture ratio of 0.1% according to the present embodiment is taken as an example, and the cover main body without the fine holes is used as an example. The sound insulation performance was measured using the sound insulation structure used as a comparative example. The result is shown in FIG. It can be seen that the sound insulation structure 1 of the example in which the cover body 2 is provided with a plurality of fine holes 4 has improved sound insulation performance compared to the sound insulation structure of the comparative example in which the cover body is not provided with fine holes.

［第２実施形態］
次に、本発明の第２実施形態について、図８を用いて説明する。本実施形態の遮音構造５１は、カバー本体２の四隅に結合部５３が設けられている点で、第１実施形態の遮音構造１と異なっている。 [Second Embodiment]
Next, a second embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. The sound insulation structure 51 of this embodiment is different from the sound insulation structure 1 of the first embodiment in that coupling portions 53 are provided at the four corners of the cover body 2.

結合部５３は、カバー本体２に穿孔された貫通穴５６と、貫通穴５６に取り付けられた一対の固定部材５４ａ，５４ｂと、一対の固定部材５４ａ，５４ｂの間に設けられた一対の弾性体５５ａ，５５ｂと、を有している。   The coupling portion 53 includes a through hole 56 drilled in the cover body 2, a pair of fixing members 54a and 54b attached to the through hole 56, and a pair of elastic bodies provided between the pair of fixing members 54a and 54b. 55a, 55b.

固定部材５４ａには、弾性体５５ａが当接するフランジ部５８ａが設けられている。固定部材５４ｂには、弾性体５５ｂが当接するフランジ部５８ｂが設けられている。また、固定部材５４ａに設けられた凸部５９ａは、固定部材５４ｂに設けられた凹部５９ｂに嵌合されている。一対の固定部材５４ａ，５４ｂには、エンジン１２に設けられたボルト穴５７に螺合されるボルト（締結部材）２２が挿通されている。このボルト２２により、一対の固定部材５４ａ，５４ｂはエンジン１２に固定されている。なお、エンジン１２に締結される締結部材は、ボルト２２に限定されず、ピンやビス等であってもよい。   The fixing member 54a is provided with a flange portion 58a with which the elastic body 55a abuts. The fixing member 54b is provided with a flange portion 58b with which the elastic body 55b abuts. Further, the convex portion 59a provided in the fixing member 54a is fitted into the concave portion 59b provided in the fixing member 54b. Bolts (fastening members) 22 that are screwed into bolt holes 57 provided in the engine 12 are inserted through the pair of fixing members 54a and 54b. The pair of fixing members 54 a and 54 b are fixed to the engine 12 by the bolts 22. The fastening member fastened to the engine 12 is not limited to the bolt 22 and may be a pin or a screw.

一対の弾性体５５ａ，５５ｂは、カバー本体２を狭持している。本実施形態において、一対の弾性体５５ａ，５５ｂは、コイルバネであるが、これに限定されない。   The pair of elastic bodies 55a and 55b sandwich the cover body 2. In the present embodiment, the pair of elastic bodies 55a and 55b are coil springs, but are not limited thereto.

カバー本体２は、エンジン１２に対して固定されておらず、一対の弾性体５５ａ，５５ｂにより狭持されている。このように、一対の弾性体５５ａ，５５ｂでカバー本体２を狭持することにより、結合部５３の剛性を低くする。これにより、カバー本体２の重量と空気層２１の剛性と結合部５３の剛性とで決定される共鳴透過周波数が低くなるので、重量を増加させることなく遮音性能を向上させることができる。   The cover body 2 is not fixed with respect to the engine 12, and is sandwiched between a pair of elastic bodies 55a and 55b. In this manner, the rigidity of the coupling portion 53 is lowered by sandwiching the cover body 2 with the pair of elastic bodies 55a and 55b. As a result, the resonance transmission frequency determined by the weight of the cover body 2, the rigidity of the air layer 21, and the rigidity of the coupling portion 53 is lowered, so that the sound insulation performance can be improved without increasing the weight.

また、第１実施形態においては、結合部３の取付穴５がカバー本体２に設けられているので、結合部３の剛性を、カバー本体２の全体の形状やカバー本体２との位置関係を考慮して設計する必要がある。これに対して、本実施形態においては、結合部５３とカバー本体２とが別体であるので、結合部５３の剛性を設計する際に、カバー本体２の全体の形状やカバー本体２との位置関係を考慮する必要がない。よって、結合部５３の剛性を、弾性体５５ａ，５５ｂのバネ定数に基づいて容易に設計することができる。   In the first embodiment, since the attachment hole 5 of the coupling portion 3 is provided in the cover body 2, the rigidity of the coupling portion 3 is determined according to the overall shape of the cover body 2 and the positional relationship with the cover body 2. It is necessary to design with consideration. On the other hand, in the present embodiment, since the coupling portion 53 and the cover body 2 are separate bodies, when designing the rigidity of the coupling portion 53, the overall shape of the cover body 2 and the cover body 2 There is no need to consider the positional relationship. Therefore, the rigidity of the coupling portion 53 can be easily designed based on the spring constants of the elastic bodies 55a and 55b.

その他の構成は、第１実施形態と同じであるので、その説明を省略する。   Since other configurations are the same as those of the first embodiment, the description thereof is omitted.

［第３実施形態］
次に、本発明の第３実施形態について説明する。本実施形態の遮音構造１０１を有するエンジンカバー（遮音カバー）１１０は、図９に示すように、エンジン１１２の一部を覆っている。なお、エンジンカバー１１０がエンジン１１２の全部を覆っていてもよい。エンジン１１２とエンジンカバー１１０との間には空気層２１があり、遮音構造１０１が有するカバー本体２とエンジン１１２とは、第２実施形態と同様の結合部５３によって結合されている。そして、カバー本体２の端部とエンジン１１２との間には隙間が存在している。 [Third Embodiment]
Next, a third embodiment of the present invention will be described. An engine cover (sound insulation cover) 110 having the sound insulation structure 101 of the present embodiment covers a part of the engine 112 as shown in FIG. The engine cover 110 may cover the entire engine 112. There is an air layer 21 between the engine 112 and the engine cover 110, and the cover body 2 and the engine 112 included in the sound insulation structure 101 are coupled by the coupling portion 53 similar to that in the second embodiment. There is a gap between the end of the cover body 2 and the engine 112.

カバー本体２は、図１０、図１１に示すように、結合部５３によって、エンジン１１２が有する凸部１１２ａと結合されている。そして、カバー本体２は、その端部２ｘの一部がエンジン１１２の方に向かって折り曲げられており、折り曲げられた端部２ｘは凸部１１２ａの側面１１２ｂに面接触している。なお、カバー本体２の端部２ｘの全部が折り曲げられて、凸部１１２ａの側面１１２ｂに面接触していてもよい。   As shown in FIGS. 10 and 11, the cover body 2 is coupled to a convex portion 112 a of the engine 112 by a coupling portion 53. The cover main body 2 has a part of the end 2x bent toward the engine 112, and the bent end 2x is in surface contact with the side surface 112b of the convex 112a. Note that the entire end 2x of the cover main body 2 may be bent and brought into surface contact with the side surface 112b of the convex portion 112a.

なお、第１実施形態および第２実施形態と同様に、カバー本体２は複数の平面が組み合わされて構成されており、カバー本体２には０．１％の開口率で複数の微細孔４が設けられている。また、カバー本体２の固有振動数は、カバー本体２の共鳴周波数以下に設定されている。   Similar to the first embodiment and the second embodiment, the cover body 2 is configured by combining a plurality of planes, and the cover body 2 has a plurality of fine holes 4 with an aperture ratio of 0.1%. Is provided. Further, the natural frequency of the cover body 2 is set to be equal to or lower than the resonance frequency of the cover body 2.

カバー本体２の端部２ｘの一部をエンジン１１２（凸部１１２ａ）に面接触させることによって、カバー本体２の端部２ｘと凸部１１２ａとの隙間の一部がカバー本体２の端部２ｘで覆われる。これにより、カバー本体２の端部２ｘとエンジン１１２との隙間から騒音が漏れるのが抑制されるので、遮音性能を向上させることができる。   A part of the end 2x of the cover body 2 is brought into surface contact with the engine 112 (projection 112a), so that a part of the gap between the end 2x of the cover body 2 and the projection 112a becomes the end 2x of the cover body 2. Covered with. Thereby, since it is suppressed that noise leaks from the clearance gap between the edge part 2x of the cover main body 2, and the engine 112, sound insulation performance can be improved.

また、エンジン１１２が振動するのに伴ってエンジン１１２（凸部１１２ａ）とカバー本体２との間に相対変位が生じ、面接触部分で摩擦が生じる。これにより、振動エネルギーが熱エネルギーに変換されて、振動が減衰されるので、遮音性能を向上させることができる。そして、凸部１１２ａの側面１１２ｂに接触させるカバー本体２の端部２ｘの面積を広狭させることで、摩擦発生量をコントロールすることができる。   Further, as the engine 112 vibrates, a relative displacement occurs between the engine 112 (convex portion 112a) and the cover body 2, and friction occurs at the surface contact portion. Thereby, since vibration energy is converted into thermal energy and vibration is attenuated, sound insulation performance can be improved. The amount of friction generation can be controlled by widening or narrowing the area of the end 2x of the cover body 2 that is brought into contact with the side surface 112b of the convex portion 112a.

なお、図１２に示す遮音構造１０２のように、カバー本体２の端部２ｙの一部または全部が断面Ｃ字状に折り曲げられることで、カバー本体２の端部２ｙの一部または全部が凸部１１２ａの側面１１２ｂに線接触していてもよい。この場合においても、カバー本体２の端部２ｙと凸部１１２ａとの隙間の少なくとも一部がカバー本体２の端部２ｙで覆われるので、カバー本体２の端部２ｙとエンジン１１２との隙間から騒音が漏れるのが抑制される。また、エンジン１１２（凸部１１２ａ）とカバー本体２との相対変位により線接触部分で摩擦が生じるので、振動エネルギーが熱エネルギーに変換されて、振動が減衰される。これにより、カバー本体２からの再放射が低減する。   Note that, as in the sound insulation structure 102 shown in FIG. 12, a part or all of the end 2y of the cover body 2 is bent into a C-shaped cross section so that part or all of the end 2y of the cover body 2 is convex. It may be in line contact with the side surface 112b of the portion 112a. Even in this case, since at least a part of the gap between the end 2y of the cover body 2 and the projection 112a is covered with the end 2y of the cover body 2, the gap between the end 2y of the cover body 2 and the engine 112 Noise is suppressed from leaking. Further, since friction is generated at the line contact portion due to the relative displacement between the engine 112 (the convex portion 112a) and the cover body 2, the vibration energy is converted into heat energy and the vibration is attenuated. Thereby, re-radiation from the cover body 2 is reduced.

その他の構成は、第２実施形態と同じであるので、その説明を省略する。なお、結合部５３の代わりに第１実施形態の結合部３およびスリット６を備えた構成であってもよい。   Since other configurations are the same as those of the second embodiment, the description thereof is omitted. In addition, the structure provided with the coupling | bond part 3 and the slit 6 of 1st Embodiment instead of the coupling | bond part 53 may be sufficient.

（実験結果）
本実施形態である遮音構造１０１を実施例とし、カバー本体２の端部とエンジン１１２との間に隙間がある遮音構造を比較例として、遮音性能をそれぞれ測定した。その結果を図１３に示す。４００Ｈｚよりも高い周波数領域において、実施例の遮音構造１０１の遮音性能は、比較例の遮音構造の遮音性能よりも向上することがわかる。これは、カバー本体２の端部２ｘの少なくとも一部をエンジン１１２に接触させることで、カバー本体２の端部２ｘとエンジン１１２との隙間の少なくとも一部がカバー本体２の端部２ｘで覆われ、カバー本体２の端部２ｘとエンジン１１２との隙間から騒音が漏れるのが抑制されるからである。 (Experimental result)
The sound insulation performance was measured using the sound insulation structure 101 of the present embodiment as an example and the sound insulation structure having a gap between the end of the cover body 2 and the engine 112 as a comparative example. The result is shown in FIG. It can be seen that the sound insulation performance of the sound insulation structure 101 of the example is improved over the sound insulation performance of the sound insulation structure of the comparative example in a frequency region higher than 400 Hz. This is because at least part of the end 2x of the cover body 2 is brought into contact with the engine 112, so that at least part of the gap between the end 2x of the cover body 2 and the engine 112 is covered with the end 2x of the cover body 2. This is because noise is prevented from leaking from the gap between the end 2x of the cover body 2 and the engine 112.

（計算結果）
次に、本実施形態である遮音構造１０１を実施例とし、実施例の遮音構造１０１に対して、カバー本体２の端部２ｘとエンジン１１２との間に生じる摩擦による減衰が１０分の１の遮音構造を比較例として、遮音性能をそれぞれ計算した。その結果を図１４に示す。エンジンカバー１１０を設置したことで騒音が大きくなる周波数である１０００Ｈｚにおいて、実施例の遮音構造１０１の遮音性能は、比較例の遮音構造の遮音性能よりも向上することがわかる。これは、エンジン１１２とカバー本体２の端部２ｘとの間に相対変位が生じることで接触部分に生じる摩擦力によりカバー本体２における振動減衰が大きくなり、比較例よりも振動が大きく減衰されるからである。 (Calculation result)
Next, the sound insulation structure 101 according to the present embodiment is taken as an example, and the attenuation by friction generated between the end 2x of the cover body 2 and the engine 112 is reduced to 1/10 of the sound insulation structure 101 of the example. The sound insulation performance was calculated using the sound insulation structure as a comparative example. The result is shown in FIG. It can be seen that the sound insulation performance of the sound insulation structure 101 of the example is higher than the sound insulation performance of the sound insulation structure of the comparative example at 1000 Hz, which is a frequency at which noise increases due to the installation of the engine cover 110. This is because the relative displacement between the engine 112 and the end 2x of the cover body 2 causes the vibration attenuation in the cover body 2 to increase due to the frictional force generated in the contact portion, and the vibration is attenuated more than in the comparative example. Because.

［第４実施形態］
次に、本発明の第４実施形態について説明する。本実施形態の遮音構造２０１は、図１５に示すように、カバー本体２の端部２ｘとエンジン１１２との隙間の一部を覆う金属製の遮蔽部材６１を有している点で、第３実施形態の遮音構造１０１と異なっている。なお、遮蔽部材６１が、カバー本体２の端部２ｘとエンジン１１２との隙間の全部を覆っていてもよい。ここで、図示していないが、第１実施形態の結合部３または第２実施形態の結合部５３により、エンジン１１２とカバー本体２とが結合されている。 [Fourth Embodiment]
Next, a fourth embodiment of the present invention will be described. As shown in FIG. 15, the sound insulation structure 201 according to the present embodiment includes a metal shielding member 61 that covers a part of the gap between the end 2 x of the cover body 2 and the engine 112. It differs from the sound insulation structure 101 of the embodiment. The shielding member 61 may cover the entire gap between the end 2x of the cover body 2 and the engine 112. Here, although not shown, the engine 112 and the cover body 2 are coupled by the coupling portion 3 of the first embodiment or the coupling portion 53 of the second embodiment.

遮蔽部材６１は、一端側から他端側にかけて断面Ｃ字状に折り曲げられており、遮蔽部材６１の一端部は、ボルト６２によりエンジン１１２に剛結されているとともに、遮蔽部材６１の他端部は、カバー本体２とともに、ボルト６３によりエンジン１１２の凸部１１２ａに取り付けられている。このように、遮蔽部材６１が一端側から他端側にかけて断面Ｃ字状に折り曲げられることで、遮蔽部材６１には弾性が付与されている。   The shielding member 61 is bent in a C-shaped cross section from one end side to the other end side, and one end portion of the shielding member 61 is rigidly connected to the engine 112 by a bolt 62 and the other end portion of the shielding member 61. Is attached to the convex portion 112 a of the engine 112 with a bolt 63 together with the cover body 2. In this way, the shielding member 61 is bent in a C-shaped cross section from one end side to the other end side, whereby elasticity is imparted to the shielding member 61.

なお、ボルト６３の頭部と遮蔽部材６１との間や、遮蔽部材６１とカバー本体２との間に、ボルト６３が挿通するコイルバネを設けてもよい。この場合、遮蔽部材６１の弾性を大きくすることができる。また、ボルト６３の代わりに、第１実施形態の結合部３または第２実施形態の結合部５３によって、エンジン１１２が有する凸部１１２ａとカバー本体２と遮蔽部材６１の他端部とが結合されていてもよい。   A coil spring through which the bolt 63 is inserted may be provided between the head of the bolt 63 and the shielding member 61 or between the shielding member 61 and the cover body 2. In this case, the elasticity of the shielding member 61 can be increased. Further, instead of the bolt 63, the projection 112a, the cover body 2, and the other end of the shielding member 61 of the engine 112 are coupled by the coupling portion 3 of the first embodiment or the coupling portion 53 of the second embodiment. It may be.

カバー本体２の端部２ｘの少なくとも一部は、エンジン１１２の凸部１１２ａに面接触している。これにより、カバー本体２の端部２ｘとエンジン１１２との隙間の少なくとも一部がカバー本体２の端部２ｘで覆われるので、カバー本体２の端部２ｘとエンジン１１２との隙間から騒音が漏れるのが抑制される。また、面接触部分で摩擦が生じることにより、振動エネルギーが熱エネルギーに変換されて、振動が減衰される。   At least a part of the end 2x of the cover body 2 is in surface contact with the convex 112a of the engine 112. As a result, at least part of the gap between the end 2x of the cover body 2 and the engine 112 is covered with the end 2x of the cover body 2, so that noise leaks from the gap between the end 2x of the cover body 2 and the engine 112. Is suppressed. Further, when friction occurs at the surface contact portion, vibration energy is converted into heat energy, and vibration is attenuated.

また、カバー本体２の端部２ｘとエンジン１１２との隙間の一部から漏れた騒音は、この隙間を覆う遮蔽部材６１により外部へ漏れるのが抑制される。これにより、遮音性能を向上させることができる。   Further, noise leaking from a part of the gap between the end 2x of the cover main body 2 and the engine 112 is prevented from leaking to the outside by the shielding member 61 covering the gap. Thereby, the sound insulation performance can be improved.

また、遮蔽部材６１が有する弾性により、遮蔽部材６１は制振性を発揮する。そのため、遮蔽部材６１を介してエンジン１１２からカバー本体２に伝達する振動の振動エネルギーが熱エネルギーに変換されて、エンジン１１２からカバー本体２に伝達する振動が減衰されるので、カバー本体２の共振が抑制される。これにより、遮音性能を向上させることができる。   Further, due to the elasticity of the shielding member 61, the shielding member 61 exhibits vibration damping properties. Therefore, the vibration energy transmitted from the engine 112 to the cover body 2 via the shielding member 61 is converted into thermal energy, and the vibration transmitted from the engine 112 to the cover body 2 is attenuated. Is suppressed. Thereby, the sound insulation performance can be improved.

なお、図１６に示す遮音構造２０２のように、制振性を有する二重コルゲート板や制振鋼板などで構成された遮蔽部材７１を、カバー本体２の端部２ｘとエンジン１１２との隙間の少なくとも一部を覆うように、カバー本体２およびエンジン１１２の面に沿って取り付けてもよい。ここで、カバー本体２の端部２ｘの少なくとも一部はエンジン１１２に線接触しており、遮蔽部材７１とカバー本体２とはボルト６３とこれに螺合するナット６４とで結合されている。   Note that, as in the sound insulation structure 202 shown in FIG. 16, a shielding member 71 made of a double corrugated plate or a damping steel plate having damping properties is attached to the gap between the end 2x of the cover body 2 and the engine 112. You may attach along the surface of the cover main body 2 and the engine 112 so that at least one part may be covered. Here, at least a part of the end 2x of the cover main body 2 is in line contact with the engine 112, and the shielding member 71 and the cover main body 2 are coupled by a bolt 63 and a nut 64 screwed to the bolt 63.

この場合においても、カバー本体２の端部２ｘとエンジン１１２との隙間の少なくとも一部がカバー本体２の端部２ｘで覆われるので、カバー本体２の端部２ｘとエンジン１１２との隙間から騒音が漏れるのが抑制される。また、線接触部分で摩擦が生じることにより、振動エネルギーが熱エネルギーに変換されて、振動が減衰される。また、遮蔽部材７１によって、カバー本体２の端部２ｘとエンジン１１２との隙間の少なくとも一部が覆われるので、この隙間から漏れた騒音が外部へ漏れるのが抑制される。また、遮蔽部材７１が有する制振性によって、遮蔽部材７１を介してエンジン１１２からカバー本体２に伝達する振動が減衰されるので、カバー本体２の共振が抑制される。   Even in this case, since at least a part of the gap between the end 2x of the cover body 2 and the engine 112 is covered with the end 2x of the cover body 2, noise is generated from the gap between the end 2x of the cover body 2 and the engine 112. Is suppressed from leaking. Further, when friction occurs at the line contact portion, vibration energy is converted into heat energy, and vibration is attenuated. Moreover, since at least a part of the gap between the end 2x of the cover body 2 and the engine 112 is covered by the shielding member 71, it is possible to suppress noise leaking from the gap from leaking to the outside. Further, the vibration transmitted from the engine 112 to the cover body 2 through the shielding member 71 is attenuated by the vibration damping property of the shielding member 71, so that resonance of the cover body 2 is suppressed.

その他の構成は、第３実施形態と同じであるので、その説明を省略する。   Other configurations are the same as those of the third embodiment, and thus the description thereof is omitted.

（本実施形態の変形例）
以上、本発明の実施形態を説明したが、具体例を例示したに過ぎず、特に本発明を限定するものではなく、具体的構成などは、適宜設計変更可能である。また、発明の実施の形態に記載された、作用及び効果は、本発明から生じる最も好適な作用及び効果を列挙したに過ぎず、本発明による作用及び効果は、本発明の実施の形態に記載されたものに限定されるものではない。 (Modification of this embodiment)
The embodiment of the present invention has been described above, but only specific examples are illustrated, and the present invention is not particularly limited, and the specific configuration and the like can be appropriately changed in design. Further, the actions and effects described in the embodiments of the invention only list the most preferable actions and effects resulting from the present invention, and the actions and effects according to the present invention are described in the embodiments of the present invention. It is not limited to what was done.

例えば、エンジンカバー１０を遮音カバーとして説明したが、遮音カバーはオイルパンカバーや排気管カバーであってもよい。   For example, although the engine cover 10 has been described as a sound insulation cover, the sound insulation cover may be an oil pan cover or an exhaust pipe cover.

また、一の遮音カバーにおいて、第１実施形態の遮音構造１と、第２実施形態の遮音構造５１とを併用してもよい。第３実施形態の遮音構造１０１および第４実施形態の遮音構造２０１についても同様である。   In one sound insulation cover, the sound insulation structure 1 of the first embodiment and the sound insulation structure 51 of the second embodiment may be used in combination. The same applies to the sound insulation structure 101 of the third embodiment and the sound insulation structure 201 of the fourth embodiment.

１，５１，１０１，１０２，２０１，２０２ 遮音構造
２ カバー本体
２ａ〜２ｕ 平面
２ｘ，２ｙ 端部
３，５３ 結合部
４ 微細孔
５ 取付穴
６ スリット
１０，１１０ エンジンカバー（遮音カバー）
１１ 車両
１２，１１２ エンジン
１３ オイルパン
１４ 排気管
２１ 空気層
５４ａ，５４ｂ 固定部材
５５ａ，５５ｂ 弾性体
５６ 貫通穴
５７ ボルト穴
６１，７１ 遮蔽部材
１１２ａ 凸部
１１２ｂ 側面 DESCRIPTION OF SYMBOLS 1,51,101,102,201,202 Sound insulation structure 2 Cover main body 2a-2u Plane 2x, 2y End part 3,53 Connection part 4 Fine hole 5 Mounting hole 6 Slit 10,110 Engine cover (sound insulation cover)
DESCRIPTION OF SYMBOLS 11 Vehicle 12,112 Engine 13 Oil pan 14 Exhaust pipe 21 Air layer 54a, 54b Fixing member 55a, 55b Elastic body 56 Through hole 57 Bolt hole 61, 71 Shield member 112a Protruding part 112b Side surface

Claims (6)

空気層を介して騒音発生源の少なくとも一部を覆うカバー本体と、
前記騒音発生源と前記カバー本体とを結合する結合部と、
前記結合部を中心にして、前記カバー本体に設けられたスリットと、
を有し、
前記カバー本体の重量と前記結合部の剛性とで決定される前記カバー本体の固有振動数が、前記カバー本体の重量と前記空気層の剛性とで決定される前記カバー本体の共鳴周波数以下に設定されており、
前記カバー本体の端部と前記騒音発生源との隙間の少なくとも一部を覆うように、前記カバー本体の端部の少なくとも一部が前記騒音発生源に対して相対変位可能に接触されていることを特徴とする遮音構造。 A cover body that covers at least a part of the noise source via the air layer;
A coupling unit coupling the noise source and the cover body;
With the coupling portion as the center, a slit provided in the cover body,
Have
The natural frequency of the cover body determined by the weight of the cover body and the rigidity of the coupling portion is set to be equal to or lower than the resonance frequency of the cover body determined by the weight of the cover body and the rigidity of the air layer. Has been
At least a part of the end of the cover main body is in contact with the noise generation source so as to be relatively displaceable so as to cover at least a part of the gap between the end of the cover main body and the noise generation source. Sound insulation structure characterized by 前記カバー本体が、複数の平面を組み合わせて構成されていることを特徴とする請求項１に記載の遮音構造。   The sound insulation structure according to claim 1, wherein the cover body is configured by combining a plurality of planes. 前記騒音発生源に一端が、前記カバー本体に他端が、それぞれ取り付けられ、前記カバー本体の端部と前記騒音発生源との隙間の少なくとも一部を覆う遮蔽部材を更に有することを特徴とする請求項１または２に記載の遮音構造。 One end is attached to the noise generation source and the other end is attached to the cover main body, and further includes a shielding member that covers at least a part of a gap between the end of the cover main body and the noise generation source. The sound insulation structure according to claim 1 or 2 . 前記遮蔽部材が制振性を有していることを特徴とする請求項３に記載の遮音構造。 The sound insulation structure according to claim 3 , wherein the shielding member has vibration damping properties. 前記カバー本体には、複数の微細孔が設けられていることを特徴とする請求項１〜４のいずれか１項に記載の遮音構造。 The cover body, sound insulating structure according to any one of claims 1 to 4, characterized in that the plurality of fine holes are formed. 請求項１〜５のいずれか１項に記載の遮音構造を有することを特徴とする遮音カバー。 A sound insulation cover comprising the sound insulation structure according to any one of claims 1 to 5 .
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