JPH11198622A - 液体封入ブッシュ - Google Patents
液体封入ブッシュInfo
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- JPH11198622A JPH11198622A JP10005594A JP559498A JPH11198622A JP H11198622 A JPH11198622 A JP H11198622A JP 10005594 A JP10005594 A JP 10005594A JP 559498 A JP559498 A JP 559498A JP H11198622 A JPH11198622 A JP H11198622A
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- Japan
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- liquid
- bush
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- suspension arm
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-
- B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
- B60—VEHICLES IN GENERAL
- B60G—VEHICLE SUSPENSION ARRANGEMENTS
- B60G3/00—Resilient suspensions for a single wheel
- B60G3/18—Resilient suspensions for a single wheel with two or more pivoted arms, e.g. parallelogram
- B60G3/20—Resilient suspensions for a single wheel with two or more pivoted arms, e.g. parallelogram all arms being rigid
- B60G3/202—Resilient suspensions for a single wheel with two or more pivoted arms, e.g. parallelogram all arms being rigid having one longitudinal arm and two parallel transversal arms, e.g. dual-link type strut suspension
-
- B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
- B60—VEHICLES IN GENERAL
- B60G—VEHICLE SUSPENSION ARRANGEMENTS
- B60G7/00—Pivoted suspension arms; Accessories thereof
- B60G7/02—Attaching arms to sprung part of vehicle
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
- F16F13/00—Units comprising springs of the non-fluid type as well as vibration-dampers, shock-absorbers, or fluid springs
- F16F13/04—Units comprising springs of the non-fluid type as well as vibration-dampers, shock-absorbers, or fluid springs comprising both a plastics spring and a damper, e.g. a friction damper
- F16F13/06—Units comprising springs of the non-fluid type as well as vibration-dampers, shock-absorbers, or fluid springs comprising both a plastics spring and a damper, e.g. a friction damper the damper being a fluid damper, e.g. the plastics spring not forming a part of the wall of the fluid chamber of the damper
- F16F13/08—Units comprising springs of the non-fluid type as well as vibration-dampers, shock-absorbers, or fluid springs comprising both a plastics spring and a damper, e.g. a friction damper the damper being a fluid damper, e.g. the plastics spring not forming a part of the wall of the fluid chamber of the damper the plastics spring forming at least a part of the wall of the fluid chamber of the damper
- F16F13/14—Units of the bushing type, i.e. loaded predominantly radially
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Vehicle Body Suspensions (AREA)
- Combined Devices Of Dampers And Springs (AREA)
- Vibration Prevention Devices (AREA)
Abstract
(57)【要約】
【課題】 サスペンションアームを介して路面から伝達
される高周波数のロードノイズを改善し得る液体封入ブ
ッシュを提供する。 【解決手段】 液体封入ブッシュの動バネ定数Ｋ* が最
小となる周波数、あるいは損失係数 tanδが最大となる
周波数をサスペンションアームの剛体共振周波数ｆ0 の
近傍（例えば、６００Ｈｚ）に設定する。その結果、サ
スペンションアームを介して路面から伝達される前記剛
体共振周波数近傍の振動の伝達力Ｎ（伝達力Ｎ＝共振倍
率ν×動バネ定数Ｋ* ）を小さくし、ロードノイズを改
善することができる。
される高周波数のロードノイズを改善し得る液体封入ブ
ッシュを提供する。 【解決手段】 液体封入ブッシュの動バネ定数Ｋ* が最
小となる周波数、あるいは損失係数 tanδが最大となる
周波数をサスペンションアームの剛体共振周波数ｆ0 の
近傍（例えば、６００Ｈｚ）に設定する。その結果、サ
スペンションアームを介して路面から伝達される前記剛
体共振周波数近傍の振動の伝達力Ｎ（伝達力Ｎ＝共振倍
率ν×動バネ定数Ｋ* ）を小さくし、ロードノイズを改
善することができる。
Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】本発明は、自動車の車輪を懸
架するサスペンションアームの端部を車体に支持する液
体封入ブッシュに関する。
架するサスペンションアームの端部を車体に支持する液
体封入ブッシュに関する。
【０００２】
【従来の技術】自動車のサスペンションアームを支持す
る従来の液体封入ブッシュは、 入力周波数が１８Ｈｚ近傍の減衰力（即ち、損失係数
tanδ）の増加によるサスペンションのバネ下の前後共
振の低減（図９参照） 入力周波数が２３０Ｈｚ近傍の動バネ定数Ｋ* の低減
によるタイヤの気柱共鳴音の低減（図１０参照） 入力周波数が８０Ｈｚ近傍の動バネ定数Ｋ* の低減に
よる車室固有の空洞共鳴音（ドラミング）の低減（図１
０参照） を図るべく特性のチューニングが行われており、その結
果、乗り心地や入力周波数が２３０Ｈｚ近傍までの領域
のロードノイズが改善されている。
る従来の液体封入ブッシュは、 入力周波数が１８Ｈｚ近傍の減衰力（即ち、損失係数
tanδ）の増加によるサスペンションのバネ下の前後共
振の低減（図９参照） 入力周波数が２３０Ｈｚ近傍の動バネ定数Ｋ* の低減
によるタイヤの気柱共鳴音の低減（図１０参照） 入力周波数が８０Ｈｚ近傍の動バネ定数Ｋ* の低減に
よる車室固有の空洞共鳴音（ドラミング）の低減（図１
０参照） を図るべく特性のチューニングが行われており、その結
果、乗り心地や入力周波数が２３０Ｈｚ近傍までの領域
のロードノイズが改善されている。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】しかしながら、上記従
来のものでは、サスペンションアームの剛体共振周波数
領域である５００Ｈｚ以上の高周波数領域ではロードノ
イズを充分に改善することができず、路面からザワザワ
した騒音が伝達される問題があった。
来のものでは、サスペンションアームの剛体共振周波数
領域である５００Ｈｚ以上の高周波数領域ではロードノ
イズを充分に改善することができず、路面からザワザワ
した騒音が伝達される問題があった。
【０００４】そこで、本出願人は前記高周波数領域での
ロードノイズを改善すべく、液室を持たないソリッドブ
ッシュのブッシュゴムの内部にスグリ（空間）を形成し
た異方性ブッシュを作製し、実車に搭載してロードノイ
ズのテストを行った。図１１は前記異方性ブッシュを示
すもので、車体に取り付けられるサスペンションアーム
０１の端部に設けられたブッシュ０２は、そのブッシュ
ゴム０３に上下一対のスグリ０４，０４が形成されてい
る。このようにブッシュゴム０３に形成されたスグリ０
４，０４により、車両の操安性能への関与が大きい車体
左右方向（Ｘ−Ｘ′方向）の静バネ定数を充分に確保し
ながら、ロードノイズへの関与が大きい上下方向（Ｚ−
Ｚ′方向）の動バネ定数Ｋ* を広い周波数領域で約３分
の１まで低減することができる（図１２参照）。
ロードノイズを改善すべく、液室を持たないソリッドブ
ッシュのブッシュゴムの内部にスグリ（空間）を形成し
た異方性ブッシュを作製し、実車に搭載してロードノイ
ズのテストを行った。図１１は前記異方性ブッシュを示
すもので、車体に取り付けられるサスペンションアーム
０１の端部に設けられたブッシュ０２は、そのブッシュ
ゴム０３に上下一対のスグリ０４，０４が形成されてい
る。このようにブッシュゴム０３に形成されたスグリ０
４，０４により、車両の操安性能への関与が大きい車体
左右方向（Ｘ−Ｘ′方向）の静バネ定数を充分に確保し
ながら、ロードノイズへの関与が大きい上下方向（Ｚ−
Ｚ′方向）の動バネ定数Ｋ* を広い周波数領域で約３分
の１まで低減することができる（図１２参照）。
【０００５】上記動バネ定数Ｋ* の低減により高周波数
領域でのロードノイズの低減が期待されたが、実車に搭
載してテストしたところ、高周波数領域でのロードノイ
ズがかえって増加するという結果に終わった。従って、
ブッシュの動バネ定数Ｋ* を低減するだけでは、高周波
数領域でのロードノイズを改善できないことが判明し
た。その理由を以下に説明する。
領域でのロードノイズの低減が期待されたが、実車に搭
載してテストしたところ、高周波数領域でのロードノイ
ズがかえって増加するという結果に終わった。従って、
ブッシュの動バネ定数Ｋ* を低減するだけでは、高周波
数領域でのロードノイズを改善できないことが判明し
た。その理由を以下に説明する。
【０００６】図１３は自動車のサスペンションのモデル
を示すもので、車体と振動入力点（ナックルとの接続
部）との間にサスペンションアームの等価質量とブッシ
ュのバネとが直列に接続されている。ロードノイズの大
きさを表すパラメータである伝達力Ｎは、サスペンショ
ンアームから車体に伝達される力の最大値として定義さ
れ、また共振倍率νは、（出力振幅ｘの最大値）／（入
力振幅ｘ0 ）として定義され、更に前記剛体共振周波数
ｆ0 はサスペンションアームが共振する周波数として定
義される。そして伝達力Ｎは共振倍率νおよび動バネ定
数Ｋ* により、 伝達力Ｎ＝共振倍率ν×動バネ定数Ｋ* の関係で与えられる。上式から明らかなように、単に動
バネ定数Ｋ* を小さくしても共振倍率νが大きいと伝達
力Ｎは必ずしも小さくならず、そのために剛体共振周波
数ｆ0 の領域において高周波数のロードノイズを改善す
ることができないのである。
を示すもので、車体と振動入力点（ナックルとの接続
部）との間にサスペンションアームの等価質量とブッシ
ュのバネとが直列に接続されている。ロードノイズの大
きさを表すパラメータである伝達力Ｎは、サスペンショ
ンアームから車体に伝達される力の最大値として定義さ
れ、また共振倍率νは、（出力振幅ｘの最大値）／（入
力振幅ｘ0 ）として定義され、更に前記剛体共振周波数
ｆ0 はサスペンションアームが共振する周波数として定
義される。そして伝達力Ｎは共振倍率νおよび動バネ定
数Ｋ* により、 伝達力Ｎ＝共振倍率ν×動バネ定数Ｋ* の関係で与えられる。上式から明らかなように、単に動
バネ定数Ｋ* を小さくしても共振倍率νが大きいと伝達
力Ｎは必ずしも小さくならず、そのために剛体共振周波
数ｆ0 の領域において高周波数のロードノイズを改善す
ることができないのである。
【０００７】本発明は前述の事情に鑑みてなされたもの
で、サスペンションアームを介して路面から伝達される
高周波数のロードノイズを改善し得る液体封入ブッシュ
を提供することを目的とする。
で、サスペンションアームを介して路面から伝達される
高周波数のロードノイズを改善し得る液体封入ブッシュ
を提供することを目的とする。
【０００８】
【課題を解決するための手段】上記目的を達成するため
に、請求項１に記載された発明は、自動車の車輪を懸架
するサスペンションアームの端部を車体に支持する液体
封入ブッシュにおいて、その動バネ定数が最小となる周
波数を、前記サスペンションアームの剛体共振周波数の
近傍に設定したことを特徴とする。
に、請求項１に記載された発明は、自動車の車輪を懸架
するサスペンションアームの端部を車体に支持する液体
封入ブッシュにおいて、その動バネ定数が最小となる周
波数を、前記サスペンションアームの剛体共振周波数の
近傍に設定したことを特徴とする。
【０００９】また請求項２に記載された発明は、自動車
の車輪を懸架するサスペンションアームの端部を車体に
支持する液体封入ブッシュにおいて、その損失係数が最
大となる周波数を、前記サスペンションアームの剛体共
振周波数の近傍に設定したことを特徴とする。
の車輪を懸架するサスペンションアームの端部を車体に
支持する液体封入ブッシュにおいて、その損失係数が最
大となる周波数を、前記サスペンションアームの剛体共
振周波数の近傍に設定したことを特徴とする。
【００１０】上記請求項１あるいは請求項２の構成によ
れば、液体封入ブッシュの動バネ定数が最小となる周波
数、あるいは損失係数が最大となる周波数をサスペンシ
ョンアームの剛体共振周波数の近傍に設定したことによ
り、サスペンションアームを介して路面から伝達される
前記剛体共振周波数近傍の振動の伝達力（共振倍率ν×
動バネ定数Ｋ* ）を小さくしてロードノイズを改善する
ことができる。
れば、液体封入ブッシュの動バネ定数が最小となる周波
数、あるいは損失係数が最大となる周波数をサスペンシ
ョンアームの剛体共振周波数の近傍に設定したことによ
り、サスペンションアームを介して路面から伝達される
前記剛体共振周波数近傍の振動の伝達力（共振倍率ν×
動バネ定数Ｋ* ）を小さくしてロードノイズを改善する
ことができる。
【００１１】尚、剛体共振周波数とはサスペンションア
ームが共振する周波数を指し、また剛体共振周波数の近
傍とは、剛体共振周波数をｆ0 としたときに、０．７ｆ
0 〜１．５ｆ0 の範囲を指すものとする。
ームが共振する周波数を指し、また剛体共振周波数の近
傍とは、剛体共振周波数をｆ0 としたときに、０．７ｆ
0 〜１．５ｆ0 の範囲を指すものとする。
【００１２】
【発明の実施の形態】以下、本発明の実施の形態を、添
付図面に示した本発明の実施例に基づいて説明する。
付図面に示した本発明の実施例に基づいて説明する。
【００１３】図１〜図８は本発明の一実施例を示すもの
で、図１は液体封入ブッシュを用いたリヤサスペンショ
ンの斜視図、図２は図１の２−２線拡大断面図、図３は
図２の要部拡大図、図４は入力周波数と動バネ定数との
関係を示すグラフ、図５は入力周波数と共振倍率との関
係を示すグラフ、図６は入力周波数と伝達力との関係を
示すグラフ、図７は動バネ定数および損失係数の特性を
比較するグラフ、図８は入力周波数と伝達力との関係を
示すグラフである。
で、図１は液体封入ブッシュを用いたリヤサスペンショ
ンの斜視図、図２は図１の２−２線拡大断面図、図３は
図２の要部拡大図、図４は入力周波数と動バネ定数との
関係を示すグラフ、図５は入力周波数と共振倍率との関
係を示すグラフ、図６は入力周波数と伝達力との関係を
示すグラフ、図７は動バネ定数および損失係数の特性を
比較するグラフ、図８は入力周波数と伝達力との関係を
示すグラフである。
【００１４】図１は自動車の左後輪のサスペンションを
示すものである。図示せぬ車輪を回転自在に支持するナ
ックル１は、前方に延びるラジアスロッド２によって車
体に連結されるとともに、左右方向に延びるアッパーア
ーム３、フロントロアアーム４およびリヤロアアーム５
によって車体に連結される。ナックル１の上下動はコイ
ルバネ６を一体に備えたショックアブソーバ７により緩
衝される。図２を併せて参照すると明らかなように、ア
ッパーアーム３、フロントロアアーム４およびリヤロア
アーム５は、その基端がそれぞれ本実施例の液体封入ブ
ッシュ８…を介して車体に枢支され、その先端がそれぞ
れボールジョイント９…を介してナックル１に枢支され
る。
示すものである。図示せぬ車輪を回転自在に支持するナ
ックル１は、前方に延びるラジアスロッド２によって車
体に連結されるとともに、左右方向に延びるアッパーア
ーム３、フロントロアアーム４およびリヤロアアーム５
によって車体に連結される。ナックル１の上下動はコイ
ルバネ６を一体に備えたショックアブソーバ７により緩
衝される。図２を併せて参照すると明らかなように、ア
ッパーアーム３、フロントロアアーム４およびリヤロア
アーム５は、その基端がそれぞれ本実施例の液体封入ブ
ッシュ８…を介して車体に枢支され、その先端がそれぞ
れボールジョイント９…を介してナックル１に枢支され
る。
【００１５】次に、図３に基づいて液体封入ブッシュ８
の構造を説明する。
の構造を説明する。
【００１６】図３に示すように、液体封入ブッシュ８の
支持軸１０は、それを車体に固定するボルト１１（図１
参照）が貫通するボルト孔１０1 を有する中空の部材で
あって、その軸方向中央に球状部１０2 が一体に形成さ
れる。支持軸１０の球状部１０2 は、内筒１２の内周面
に固定された合成樹脂製のベアリング１３に回転自在に
支持される。ベアリング１３は、その軸方向一端が内筒
１２の内周面に形成したフランジ１２1 に突き当てられ
た状態で、その軸方向他端が内筒１２の内周面に形成し
た段部１２2 に突き当てられてリテーナ１４により抜け
止めされる。
支持軸１０は、それを車体に固定するボルト１１（図１
参照）が貫通するボルト孔１０1 を有する中空の部材で
あって、その軸方向中央に球状部１０2 が一体に形成さ
れる。支持軸１０の球状部１０2 は、内筒１２の内周面
に固定された合成樹脂製のベアリング１３に回転自在に
支持される。ベアリング１３は、その軸方向一端が内筒
１２の内周面に形成したフランジ１２1 に突き当てられ
た状態で、その軸方向他端が内筒１２の内周面に形成し
た段部１２2 に突き当てられてリテーナ１４により抜け
止めされる。
【００１７】内筒１２の外周面に環状の第１ブッシュゴ
ム１５が加硫焼き付け接着により固定されるとともに、
その第１ブッシュゴム１５の外周面に環状のアウターカ
ラー１６が加硫焼き付け接着により固定される。環状の
第２ブッシュゴム１７の内周面および外周面に、それぞ
れインナーカラー１８および外筒１９が加硫焼き付け接
着により固定される。インナーカラー１８を内筒１２の
外周に嵌合し、且つアウターカラー１６を外筒１９の内
周に嵌合することにより、第１ブッシュゴム１５および
第２ブッシュゴム１７の対向部に液体が封入された環状
の液室２０が形成される。支持軸１０の球状部１０2 と
ベアリング１３との接触面に塵埃が付着しないように、
支持軸１０の一端および内筒１２間と、支持軸１１の他
端およびリテーナ１４間とに、それぞれゴム製のブーツ
２１，２１が装着される。
ム１５が加硫焼き付け接着により固定されるとともに、
その第１ブッシュゴム１５の外周面に環状のアウターカ
ラー１６が加硫焼き付け接着により固定される。環状の
第２ブッシュゴム１７の内周面および外周面に、それぞ
れインナーカラー１８および外筒１９が加硫焼き付け接
着により固定される。インナーカラー１８を内筒１２の
外周に嵌合し、且つアウターカラー１６を外筒１９の内
周に嵌合することにより、第１ブッシュゴム１５および
第２ブッシュゴム１７の対向部に液体が封入された環状
の液室２０が形成される。支持軸１０の球状部１０2 と
ベアリング１３との接触面に塵埃が付着しないように、
支持軸１０の一端および内筒１２間と、支持軸１１の他
端およびリテーナ１４間とに、それぞれゴム製のブーツ
２１，２１が装着される。
【００１８】上述のように構成された液体封入ブッシュ
８は、図１に示すように、その支持軸１０がボルト孔１
０1 を貫通するボルト１１によって車体に固定されると
ともに、その外筒１９がアッパーアーム３（あるいはフ
ロントロアアーム４またはリヤロアアーム５）の基端に
形成された環状の支持部２２に圧入によって固定され
る。ナックル１の上下動に伴ってアッパーアーム３が回
転すると、アッパーアーム３側に支持されたベアリング
１３と、車体側に支持された支持軸１０の球状部１０2
とが球面接触状態で相互に滑りあい、前記アッパーアー
ム３のスムーズな回転が許容される。
８は、図１に示すように、その支持軸１０がボルト孔１
０1 を貫通するボルト１１によって車体に固定されると
ともに、その外筒１９がアッパーアーム３（あるいはフ
ロントロアアーム４またはリヤロアアーム５）の基端に
形成された環状の支持部２２に圧入によって固定され
る。ナックル１の上下動に伴ってアッパーアーム３が回
転すると、アッパーアーム３側に支持されたベアリング
１３と、車体側に支持された支持軸１０の球状部１０2
とが球面接触状態で相互に滑りあい、前記アッパーアー
ム３のスムーズな回転が許容される。
【００１９】ナックル１からアッパーアーム３に荷重が
入力すると、液体封入ブッシュ５の第１、第２ブッシュ
ゴム１５，１７が弾性変形することにより前記荷重が吸
収される。また前記荷重により第１、第２ブッシュゴム
１５，１７が弾性変形して内筒１２および外筒１９が直
径方向に相対変位し、環状の液室２０の直径方向一側お
よび他側の容積が交互に増減すると、容積が減少した側
から増加した側に液体が流れて液室２０内に液柱共振現
象が発生するため、液体封入ブッシュ８の動バネ定数Ｋ
* が低下する。このとき、液室２０そのものが液体通路
を構成する。
入力すると、液体封入ブッシュ５の第１、第２ブッシュ
ゴム１５，１７が弾性変形することにより前記荷重が吸
収される。また前記荷重により第１、第２ブッシュゴム
１５，１７が弾性変形して内筒１２および外筒１９が直
径方向に相対変位し、環状の液室２０の直径方向一側お
よび他側の容積が交互に増減すると、容積が減少した側
から増加した側に液体が流れて液室２０内に液柱共振現
象が発生するため、液体封入ブッシュ８の動バネ定数Ｋ
* が低下する。このとき、液室２０そのものが液体通路
を構成する。
【００２０】図４は、本実施例の液体封入ブッシュ８の
入力周波数に対する動バネ定数Ｋ*の特性を示すグラフ
である。同図から明らかなように、本実施例の液体封入
ブッシュ８の上下方向（図１のＺ−Ｚ′方向）の動バネ
定数Ｋ* は、サスペンションアーム（アッパーアーム
３、フロントロアアーム４あるいはリヤロアアーム５）
の剛体共振周波数ｆ0 （約６００Ｈｚ）の近傍において
最小となるように設定されている。それに対し、従来の
ソリッドブッシュの動バネ定数Ｋ* は、入力周波数の増
加に応じて漸増するような特性を有している。
入力周波数に対する動バネ定数Ｋ*の特性を示すグラフ
である。同図から明らかなように、本実施例の液体封入
ブッシュ８の上下方向（図１のＺ−Ｚ′方向）の動バネ
定数Ｋ* は、サスペンションアーム（アッパーアーム
３、フロントロアアーム４あるいはリヤロアアーム５）
の剛体共振周波数ｆ0 （約６００Ｈｚ）の近傍において
最小となるように設定されている。それに対し、従来の
ソリッドブッシュの動バネ定数Ｋ* は、入力周波数の増
加に応じて漸増するような特性を有している。
【００２１】図５には、本実施例の液体封入ブッシュ８
の入力周波数と共振倍率νとの関係が示される。同図か
ら明らかなように、共振倍率νは剛体共振周波数ｆ0 に
おいて最大値を取り、その剛体共振周波数ｆ0 の前後に
おいて減少する特性を有している。
の入力周波数と共振倍率νとの関係が示される。同図か
ら明らかなように、共振倍率νは剛体共振周波数ｆ0 に
おいて最大値を取り、その剛体共振周波数ｆ0 の前後に
おいて減少する特性を有している。
【００２２】図６は、図４に示す動バネ定数Ｋ* の特性
と、図５に示す共振倍率νの特性から、伝達力Ｎ＝共振
倍率ν×動バネ定数Ｋ* の関係に基づいて伝達力Ｎを算
出した結果を示すものである。同図から明らかなよう
に、６００Ｈｚ近傍のサスペンションアームの剛体共振
周波数ｆ0 の領域において、本実施例の液体封入ブッシ
ュ８の伝達力Ｎは、従来のソリッドブッシュの伝達力Ｎ
に比べて斜線で示す部分で下回っており、前記剛体共振
周波数ｆ0 の近傍でのロードノイズの改善効果が確認さ
れる。
と、図５に示す共振倍率νの特性から、伝達力Ｎ＝共振
倍率ν×動バネ定数Ｋ* の関係に基づいて伝達力Ｎを算
出した結果を示すものである。同図から明らかなよう
に、６００Ｈｚ近傍のサスペンションアームの剛体共振
周波数ｆ0 の領域において、本実施例の液体封入ブッシ
ュ８の伝達力Ｎは、従来のソリッドブッシュの伝達力Ｎ
に比べて斜線で示す部分で下回っており、前記剛体共振
周波数ｆ0 の近傍でのロードノイズの改善効果が確認さ
れる。
【００２３】図７には、動バネ定数Ｋ* および損失係数
tanδの入力周波数に対する特性が示される。損失係数
tanδは応力および歪み間の損失角δの正接であって、
強制振動させられている系の減衰の尺度となるパラメー
タである。同図から明らかなように、損失係数 tanδの
最大値ａは動バネ定数Ｋ* の最小値ｂおよび最大値ｃの
間にあり、動バネ定数Ｋ* が最小値ｂになる周波数ｆ1
は、損失係数 tanδが最大値ａになる周波数ｆ2 よりも
僅かに小さくなっている。即ち、動バネ定数Ｋ * が最小
値ｂになる周波数ｆ1 と、損失係数 tanδが最大値ａに
なる周波数ｆ2とは略一致していると考えられ、従っ
て、剛体共振周波数ｆ0 において動バネ定数Ｋ* が最小
値を取れば、そのとき損失係数 tanδは実質的に最大値
を取ることになる。尚、損失係数 tanδが最大値を取る
とき、共振倍率νはν≒１／ tanδで与えられる。
tanδの入力周波数に対する特性が示される。損失係数
tanδは応力および歪み間の損失角δの正接であって、
強制振動させられている系の減衰の尺度となるパラメー
タである。同図から明らかなように、損失係数 tanδの
最大値ａは動バネ定数Ｋ* の最小値ｂおよび最大値ｃの
間にあり、動バネ定数Ｋ* が最小値ｂになる周波数ｆ1
は、損失係数 tanδが最大値ａになる周波数ｆ2 よりも
僅かに小さくなっている。即ち、動バネ定数Ｋ * が最小
値ｂになる周波数ｆ1 と、損失係数 tanδが最大値ａに
なる周波数ｆ2とは略一致していると考えられ、従っ
て、剛体共振周波数ｆ0 において動バネ定数Ｋ* が最小
値を取れば、そのとき損失係数 tanδは実質的に最大値
を取ることになる。尚、損失係数 tanδが最大値を取る
とき、共振倍率νはν≒１／ tanδで与えられる。
【００２４】図８は前記図６に対応するもので、図６が
剛体共振周波数ｆ0 において動バネ定数Ｋ* が最小値に
なるように設定した場合の伝達力Ｎを示しているのに対
し、図８は剛体共振周波数ｆ0 において損失係数 tanδ
が最大値になるように設定した場合の伝達力Ｎを示して
いる。図８から明らかなように、６００Ｈｚ近傍のサス
ペンションアームの剛体共振周波数ｆ0 の領域におい
て、本実施例の液体封入ブッシュ８の伝達力Ｎは、従来
のソリッドブッシュの伝達力Ｎに比べて斜線で示す部分
で下回っており、前記剛体共振周波数ｆ0 の近傍でのロ
ードノイズの改善効果が確認される。
剛体共振周波数ｆ0 において動バネ定数Ｋ* が最小値に
なるように設定した場合の伝達力Ｎを示しているのに対
し、図８は剛体共振周波数ｆ0 において損失係数 tanδ
が最大値になるように設定した場合の伝達力Ｎを示して
いる。図８から明らかなように、６００Ｈｚ近傍のサス
ペンションアームの剛体共振周波数ｆ0 の領域におい
て、本実施例の液体封入ブッシュ８の伝達力Ｎは、従来
のソリッドブッシュの伝達力Ｎに比べて斜線で示す部分
で下回っており、前記剛体共振周波数ｆ0 の近傍でのロ
ードノイズの改善効果が確認される。
【００２５】液体封入ブッシュ８の動バネ定数Ｋ* が最
小値になる周波数、あるいは損失係数 tanδが最大値に
なる周波数を、サスペンションアームの剛体共振周波数
ｆ0に一致するように調整するには、以下のような手法
がある。 液体封入ブッシュ８の静バネ定数を増加させる 液体通路として機能する液室２０の流路断面積を増加
させる 液体通路として機能する液室２０内の液体の質量を減
少させる（液体通路を短くするか、液体の比重を小さく
する） 内筒１２および外筒１９の相対変位量に対する液体の
移動量（排液量）を減少させる 而して、上記〜の手法を適宜組み合わせて採用する
ことにより、液体封入ブッシュ８の動バネ定数Ｋ* が最
小値になる周波数、あるいは損失係数 tanδが最大値に
なる周波数を、前記剛体共振周波数ｆ0 に一致するよう
に調整することができる。
小値になる周波数、あるいは損失係数 tanδが最大値に
なる周波数を、サスペンションアームの剛体共振周波数
ｆ0に一致するように調整するには、以下のような手法
がある。 液体封入ブッシュ８の静バネ定数を増加させる 液体通路として機能する液室２０の流路断面積を増加
させる 液体通路として機能する液室２０内の液体の質量を減
少させる（液体通路を短くするか、液体の比重を小さく
する） 内筒１２および外筒１９の相対変位量に対する液体の
移動量（排液量）を減少させる 而して、上記〜の手法を適宜組み合わせて採用する
ことにより、液体封入ブッシュ８の動バネ定数Ｋ* が最
小値になる周波数、あるいは損失係数 tanδが最大値に
なる周波数を、前記剛体共振周波数ｆ0 に一致するよう
に調整することができる。
【００２６】以上、本発明の実施例を詳述したが、本発
明はその要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更を行う
ことが可能である。
明はその要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更を行う
ことが可能である。
【００２７】例えば、液体封入ブッシュ８の構造は図３
に示すものに限定されず、本発明は他の任意の構造の液
体封入ブッシュに対して適用することができる。
に示すものに限定されず、本発明は他の任意の構造の液
体封入ブッシュに対して適用することができる。
【００２８】
【発明の効果】以上のように本発明によれば、液体封入
ブッシュの動バネ定数が最小となる周波数、あるいは損
失係数が最大となる周波数をサスペンションアームの剛
体共振周波数の近傍に設定したことにより、サスペンシ
ョンアームを介して路面から伝達される前記剛体共振周
波数近傍の振動の伝達力を小さくしてロードノイズを改
善することができる。
ブッシュの動バネ定数が最小となる周波数、あるいは損
失係数が最大となる周波数をサスペンションアームの剛
体共振周波数の近傍に設定したことにより、サスペンシ
ョンアームを介して路面から伝達される前記剛体共振周
波数近傍の振動の伝達力を小さくしてロードノイズを改
善することができる。
【図１】液体封入ブッシュを用いたリヤサスペンション
の斜視図
の斜視図
【図２】図１の２−２線拡大矢視図
【図３】図２の要部拡大図
【図４】入力周波数と動バネ定数との関係を示すグラフ
【図５】入力周波数と共振倍率との関係を示すグラフ
【図６】入力周波数と伝達力との関係を示すグラフ
【図７】動バネ定数および損失係数の特性を比較するグ
ラフ
ラフ
【図８】入力周波数と伝達力との関係を示すグラフ
【図９】従来のブッシュの損失係数の特性を示すグラフ
【図１０】従来のブッシュの動バネ定数の特性を示すグ
ラフ
ラフ
【図１１】従来の異方性ブッシュの構造を示す図
【図１２】ブッシュのスグリの有無による動バネ定数の
特性変化を示す図
特性変化を示す図
【図１３】サスペンションのモデルを示す図
３ アッパーアーム（サスペンションアーム） ４ フロントロアアーム（サスペンションアー
ム） ５ リヤロアアーム（サスペンションアーム） ｆ0 剛体共振周波数 Ｋ* 動バネ定数 tanδ 損失係数
ム） ５ リヤロアアーム（サスペンションアーム） ｆ0 剛体共振周波数 Ｋ* 動バネ定数 tanδ 損失係数
Claims (2)
- 【請求項１】 自動車の車輪を懸架するサスペンション
アーム（３，４，５）の端部を車体に支持する液体封入
ブッシュにおいて、 その動バネ定数（Ｋ* ）が最小となる周波数を、前記サ
スペンションアーム（３，４，５）の剛体共振周波数
（ｆ0 ）の近傍に設定したことを特徴とする液体封入ブ
ッシュ。 - 【請求項２】 自動車の車輪を懸架するサスペンション
アーム（３，４，５）の端部を車体に支持する液体封入
ブッシュにおいて、 その損失係数（ tanδ）が最大となる周波数を、前記サ
スペンションアーム（３，４，５）の剛体共振周波数
（ｆ0 ）の近傍に設定したことを特徴とする液体封入ブ
ッシュ。
Priority Applications (2)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP00559498A JP4052705B2 (ja) | 1998-01-14 | 1998-01-14 | 液体封入ブッシュ |
| US09/225,487 US6224046B1 (en) | 1998-01-14 | 1999-01-06 | Fluid-filled bushing |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP00559498A JP4052705B2 (ja) | 1998-01-14 | 1998-01-14 | 液体封入ブッシュ |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH11198622A true JPH11198622A (ja) | 1999-07-27 |
| JP4052705B2 JP4052705B2 (ja) | 2008-02-27 |
Family
ID=11615568
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP00559498A Expired - Fee Related JP4052705B2 (ja) | 1998-01-14 | 1998-01-14 | 液体封入ブッシュ |
Country Status (2)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US6224046B1 (ja) |
| JP (1) | JP4052705B2 (ja) |
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| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
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| JP2014097780A (ja) * | 2012-11-15 | 2014-05-29 | Hyundai Motor Company Co Ltd | 車両用サスペンションのエネルギー回生装置 |
| JP2015535914A (ja) * | 2012-10-05 | 2015-12-17 | ユサ コーポレーション | サスペンションブッシュ |
| CN112112923A (zh) * | 2020-08-18 | 2020-12-22 | 株洲时代瑞唯减振装备有限公司 | 一种液体橡胶复合节点中空腔处的多级密封方法 |
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| US20100229617A1 (en) * | 2009-03-13 | 2010-09-16 | Freudenberg-Nok General Partnership | Swaging Operation For Relieving Stress From A Bushing Flange |
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| US8613335B2 (en) | 2010-08-03 | 2013-12-24 | Polaris Industries Inc. | Side-by-side vehicle |
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| US9884647B2 (en) | 2015-12-10 | 2018-02-06 | Polaris Industries Inc. | Utility vehicle |
| DE102017106289B4 (de) * | 2017-03-23 | 2019-09-12 | Vibracoustic Gmbh | Lagerbuchse |
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| US10946736B2 (en) | 2018-06-05 | 2021-03-16 | Polaris Industries Inc. | All-terrain vehicle |
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-
1998
- 1998-01-14 JP JP00559498A patent/JP4052705B2/ja not_active Expired - Fee Related
-
1999
- 1999-01-06 US US09/225,487 patent/US6224046B1/en not_active Expired - Fee Related
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