WO2024004550A1 - 制振部材、ルーフライナー、車両構造、天井構造及び制振構造 - Google Patents

制振部材、ルーフライナー、車両構造、天井構造及び制振構造 Download PDF

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WO2024004550A1
WO2024004550A1 PCT/JP2023/021071 JP2023021071W WO2024004550A1 WO 2024004550 A1 WO2024004550 A1 WO 2024004550A1 JP 2023021071 W JP2023021071 W JP 2023021071W WO 2024004550 A1 WO2024004550 A1 WO 2024004550A1
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WO
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vibration damping
vibration
vehicle
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PCT/JP2023/021071
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和也 笹澤
健太郎 神谷
寛樹 杉本
勝博 丹下
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株式会社イノアックコーポレーション
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    • B32B3/26—Layered products comprising a layer with external or internal discontinuities or unevennesses, or a layer of non-planar shape; Layered products comprising a layer having particular features of form characterised by a particular shape of the outline of the cross-section of a continuous layer; characterised by a layer with cavities or internal voids ; characterised by an apertured layer
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    • B60R13/02—Internal Trim mouldings ; Internal Ledges; Wall liners for passenger compartments; Roof liners
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
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    • 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
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    • F16F1/37—Springs made of rubber or other material having high internal friction, e.g. thermoplastic elastomers of foam-like material, i.e. microcellular material, e.g. sponge rubber
    • 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
    • F16F15/00—Suppression of vibrations in systems; Means or arrangements for avoiding or reducing out-of-balance forces, e.g. due to motion
    • F16F15/02—Suppression of vibrations of non-rotating, e.g. reciprocating systems; Suppression of vibrations of rotating systems by use of members not moving with the rotating systems

Definitions

  • the present disclosure relates to a vibration damping member.
  • Patent Document 1 Various techniques have been proposed to suppress vibration (see, for example, Patent Document 1).
  • a first aspect of the invention is a vibration damping member comprising a foam having a first outer surface lined with a plurality of protrusions and having an average elastic modulus of 3 kPa or more and 27 kPa or less in a compressive strain range of 0 to 30%.
  • FIG. 1A is a perspective view of a vibration damping member attached to a vehicle
  • FIG. 1B is a back sectional view of a roof liner including the vibration damping member
  • Figure 2 is a side sectional view of the ceiling structure.
  • Figure 3 is an exploded perspective view of the vehicle ceiling structure.
  • Figure 4 is a perspective view of the vibration damping member.
  • Figure 5 is a plan view of the vibration damping member.
  • FIG. 6A is a sectional view taken along line AA of the damping member
  • FIG. 6B is a sectional view taken along line BB of the damping member.
  • FIG. 7A is a sectional view taken along line CC of the damping member
  • FIG. 7B is a sectional view taken along line DD of the damping member.
  • FIG. 8 is a side view of a processing line that feeds sheets to be profiled.
  • Figure 9 is a side view of the processing line when the sheet is being profiled.
  • Figure 10 is a cross-sectional view of the test equipment for vibration damping tests.
  • Figure 11 is a cross-sectional view of the damping member and roof liner in the damping property test.
  • FIG. 12A is a table showing the characteristics of the damping members of Examples and Comparative Examples
  • FIG. 12B is a graph showing stress-strain curves of the damping members of Example 1 and Comparative Examples 1 and 2.
  • FIG. 13 is a graph showing stress-strain curves of vibration damping members of Examples and Comparative Examples up to 30% compressive strain.
  • FIG. 12A is a table showing the characteristics of the damping members of Examples and Comparative Examples
  • FIG. 12B is a graph showing stress-strain curves of the damping members of Example 1 and Comparative Examples 1 and 2.
  • FIG. 13 is a graph showing stress-strain curve
  • FIG. 14A is a graph showing the resonant frequency and vibration transmissibility of the example and comparative example
  • FIG. 14B is a graph showing the resonant frequency and vibration transmissibility of the example and comparative example using damping members made of polyurethane resin foam.
  • FIG. 15A is a cross-sectional view of the damping member, steel plate, and sound insulation layer in the transmission loss test
  • FIG. 15B is a graph showing the transmission loss of Example 1 and Comparative Examples 4 and 5.
  • the vibration damping member 10 is applied to another member to reduce the vibration of that member, and is made of a foam.
  • FIG. 1A shows an example of how the damping member 10 is used.
  • the damping member 10 is provided in a ceiling structure 100 of a vehicle 90 (see FIGS. 1B and 2).
  • the ceiling structure 100 is provided with a roof panel 91 as a vehicle body panel, and a roof liner 20 that is an interior material for the ceiling and is stacked on the roof panel 91 from below.
  • the vibration damping member 10 is sandwiched between the roof panel 91 and the roof liner 20, and damps the vibration of the roof panel 91.
  • a reinforcement 80 may be provided between the roof panel 91 and the roof liner 20.
  • the damping member 10 is placed at a position away from the reinforcement 80.
  • the damping member 10 is sheet-shaped, extends in the vehicle width direction (left-right direction), and is placed in plural on the roof liner 20 in the front-rear direction (see FIGS. 1A and 2). .
  • the reinforcement 80 is fixed to the roof panel 91 (see FIG. 2) to reinforce the roof panel 91.
  • the reinforcement 80 is provided with a pair of side rail reinforcements 80S that are stacked on the side portions of the roof panel 91, and the reinforcement 80 is provided with a pair of side rail reinforcements 80S that are overlapped on the side portions of the roof panel 91.
  • a cross beam 81 extending in the width direction is provided. The cross beam 81 is directed to the lower surface of the roof panel 91 (see FIG. 2).
  • the damping member 10 is arranged between the pair of side rail reinforcements 80S in the vehicle width direction, and between the cross beams 81 in the longitudinal direction.
  • the roof liner 20 is penetrated by members such as an assist grip, a room mirror, and a room light attached to the roof panel 91, and is fixed to the vehicle body panel by these members.
  • the vibration damping member 10 is placed at a position that also avoids these members.
  • the side edges of the roof panel 91 are supported by the pillars of the vehicle 90.
  • the central portion of the roof panel 91 in the vehicle width direction is more likely to vibrate than the side edges thereof.
  • the damping member 10 abuts at least the center portion of the roof panel 91 in the vehicle width direction.
  • the damping member 10 may be fixed (eg, bonded) to the upper surface of the roof liner 20. Note that the vibration damping member 10 may be fixed to the roof liner 20 during the assembly process to the vehicle 90, or the vibration damping member 10 may be fixed to the roof liner 20 on the roof liner 20. A liner 30 (see FIG. 3) may be preformed.
  • the roof liner 20 is formed by molding (for example, hot press molding) a laminated sheet in which a plurality of sheets are laminated into a shape along the roof panel 91.
  • this laminated sheet has a structure in which a foam sheet 21 is sandwiched between a pair of fiber sheets 22 (for example, glass fiber sheets), and these are further sandwiched from the outside between a pair of facing materials 23 and 24. It may be .
  • the face materials 23 and 24 are made of a resin sheet, a nonwoven fabric, or the like, for example.
  • the foam that constitutes the vibration damping member 10 is breathable and has an open-cell structure or a semi-open-cell structure. Since the damping member 10 is made of a breathable foam, the damping member 10 can have sound absorbing properties. Note that the cell membrane (so-called mirror) between the foam cells of the foam can be removed by, for example, a blast of combustion gas or hydrolysis with an alkali, but it is preferable to leave it without removing it. The presence of the cell membrane allows the foam to have better vibration damping properties than the case without the cell membrane. Note that the foam forming the vibration damping member 10 may be non-air permeable or may have a closed cell structure.
  • the foam that constitutes the vibration damping member 10 is a polyurethane resin foam in this embodiment, but is not limited thereto, and may be, for example, a polyolefin resin foam such as a polyethylene resin or a polypropylene resin. However, it may also be a phenol resin foam.
  • the vibration damping member 10 is made of slab urethane, and is cut into a sheet shape, for example.
  • the apparent density of the vibration damping member 10 is preferably 40 kg/m 3 or less, for example, from the viewpoint of weight reduction.
  • the vibration damping member 10 of this embodiment includes a foam, and is applied to a vibrating member by being sandwiched between two members, for example (see FIG. 1(B) and FIG. 2). ), it becomes possible to dampen the vibration of the member.
  • the distance between the vehicle body panel such as the roof panel 91 and the interior material such as the roof liner 20 is generally not uniform due to the shapes of the vehicle body panel and the interior material, variations in molding, and the like. Therefore, for example, if this interval is narrow, a problem arises in that the damping member 10 is strongly pinched and the elastic force of the damping member 10 becomes too strong.
  • the roof liner 20 when the roof liner 20 is assembled to the roof panel 91, the roof liner 20 is pushed back downward by the elastic force of the vibration damping member 10 (so-called (large load), it may be difficult to fix the roof liner 20 using members such as an assist grip, a room mirror, or a room light.
  • the surface facing other members is an uneven surface on which a plurality of protrusions 14 are lined up.
  • one of the first surfaces 11 of the front and back surfaces is the uneven surface.
  • the second surface 12 on the opposite side to the first surface 11 among the front and back surfaces of the vibration damping member 10 is a flat surface.
  • a large number of protrusions 14 are two-dimensionally lined up over the entire first surface 11.
  • the uneven pattern including the plurality of protrusions 14 on the first surface 11 is two-dimensionally repeated in a constant pattern, and the plurality of protrusions 14 are arranged in a grid pattern at constant intervals (see FIG. 5). ).
  • the plurality of protrusions 14 are arranged in a staggered manner.
  • the damping member 10 has a rectangular sheet shape in a plan view, and the rows of the plurality of protrusions 14 arranged at a constant pitch in the longitudinal direction of the damping member 10 have a short length of the damping member 10 with respect to the row.
  • the protrusions 14 are arranged so as to be shifted in the longitudinal direction by a half pitch with respect to the rows of a plurality of protrusions 14 that are adjacent to each other in the hand direction (see FIGS. 5 and 6).
  • a valley bottom portion 15 closest to the second surface 12 on the first surface 11 is provided between the protrusions 14 (FIGS. 6A and 6B).
  • FIG. 6A is a cross-sectional view of the damping member 10 taken along a cross section (AA cross section) passing through the tops and valley bottoms 15 of the protrusions 14 arranged alternately in the longitudinal direction.
  • FIG. 6A is a cross-sectional view of the damping member 10 taken along a cross section (AA cross section) passing through the tops and valley bottoms 15 of the protrusions 14 arranged alternately in the longitudinal direction.
  • FIG. 6B is a sectional view of the vibration damping member 10 taken along a cross section (BB cross section) passing through the tops and valley bottoms 15 of the protrusions 14 arranged alternately in the lateral direction.
  • FIG. 7A is a cross-sectional view of the damping member 10 taken along a cross section (CC cross section) passing through the top of the protrusion 14 that extends in a direction inclined to the longitudinal direction and the transverse direction (for example, a direction inclined at 45 degrees).
  • FIG. 7B is a sectional view of the vibration damping member 10 taken along a cross section (DD cross section) passing through the valley bottoms 15 arranged in the above-mentioned inclined direction.
  • each protrusion 14 has the same shape and size.
  • the protrusion 14 has a shape in which the slope gradually increases from the base end to the intermediate position P toward the protruding tip, and the slope gradually decreases from the intermediate position P toward the protruding tip. (In other words, the midway position P is an inflection point).
  • the protruding tip of the protrusion 14 is rounded. Note that, for example, the valley bottom 15 is arranged approximately at the center of the damping member 10 in the thickness direction (that is, as shown in FIGS. 6 and 7, the distance from the protruding tip of the protrusion 14 to the valley bottom 15 L1 is approximately the same as the distance L2 from the valley bottom 15 to the second surface 12).
  • the first surface 11 of the damping member 10 (that is, the plurality of protrusions 14) is directed toward the roof panel 91 (that is, the first surface 11 faces upward).
  • the damping member 10 of this embodiment when the damping member 10 is pressed against the roof panel 91 (especially when compressed by less than the protrusion height of the protrusion 14), the damping member 10 has a constant thickness. It is possible to prevent the elastic force of the vibration damping member 10 from becoming too strong when compressed compared to the other members.
  • the protrusion 14 has a shape in which the cross-sectional area becomes smaller toward the tip of the protrusion, when the amount of compression of the protrusion 14 is small, the elastic force of the vibration damping member 10 can be further reduced. It becomes possible to more easily fix the vibration damping member 10.
  • the first surface 11 is a profiled surface formed by profile processing. Therefore, it becomes possible to easily form the uneven pattern on the first surface 11.
  • vibration damping members including foamed bodies. Therefore, the inventors of the present application investigated the relationship between vibration damping properties and the characteristics of foams. As a result of extensive research, we have discovered a structure that can further improve vibration damping properties by focusing on the elastic modulus of the foam, and have come to invent the vibration damping member 10 of the present disclosure. Ta.
  • the average elastic modulus in the range of 0 to 30% compressive strain (range where the compressive strain is 0 or more and 0.3 or less) is 3 kPa or more and 27 kPa or less.
  • the average elastic modulus in the range of compressive strain of 0 to 30% is defined as the average elastic modulus in the range where the strain is 0% or more and 30% or less with respect to the stress-strain curve when the damping member 10 is compressively deformed. It is determined as the slope of the approximate straight line.
  • the approximate straight line and its slope are calculated by the least squares method, and can be obtained using, for example, spreadsheet software "Microsoft Excel" (manufactured by Microsoft Corporation).
  • the damping member 10 may be used while being sandwiched between two members such as the roof panel 91 and the roof liner 20 so that the compressive strain is within a predetermined range.
  • this range may be a range in which the uneven pattern on the first surface 11 is not completely crushed (in the example of this embodiment, 0% or more and less than 50%).
  • a range from 0% compressive strain to a compressive strain below the proportional limit (for example, a range of 0 to 30% compressive strain) may be adopted in the stress-strain curve.
  • the range of compressive strain below the proportional limit for example, the range in which the coefficient of determination R 2 (square of the correlation coefficient) in the approximate straight line of the stress-strain curve is 0.95 or more is adopted. Good too.
  • the damping member 10 is arranged so that the first surface 11 faces upward, and the first surface 11 is directed toward the roof panel 91 (see FIGS. 1B and 2). ).
  • the roof panel 91 may be provided with a beaded portion extending in the front-rear direction for the purpose of increasing strength or the like.
  • This bead processing portion forms a protrusion or a recess on the lower surface of the roof panel 91, and forms the lower surface of the roof panel 91 in an uneven shape. Even with such a configuration, the damping member 10 of this embodiment can easily follow the shape of the lower surface of the roof panel 91.
  • the surface of the vibration damping member 10 that faces the vehicle body panel (roof panel 91) is the first surface 11, but it may also be the second surface 12.
  • the roof liner 20 may have a structure in which the vibration damping member 10 is fixed to the upper surface. In this way, the roof liner can have a function of reducing vibrations of the roof panel 91. Further, according to this configuration, simply by attaching the roof liner 20 to the vehicle 90, the vibration damping member 10 is also attached to the vehicle 90, so that the vibration damping member 10 can be easily attached.
  • a plurality of vibration damping members 10 extend in the vehicle width direction and are mounted on the roof liner 20 in the front and rear directions, and at least the central portion of the roof panel 91 in the vehicle width direction. is in contact with. Since the damping member 10 is divided into a plurality of parts in this way, when the distance between the roof panel 91 and the roof liner 20 varies depending on the location, the damping member 10 can be arranged with a thickness corresponding to the distance. This makes it possible to widen the contact area between the lower surface of the roof panel 91 and the damping member 10.
  • damping members 10 When providing a plurality of damping members 10 in this way, some of the damping members 10 have their first surfaces 11 directed toward the roof panel 91, and the remaining damping members 10 have their first surfaces 11 directed toward the roof liner. It may be addressed to 20. Further, as described above, in the configuration in which the side edge portions of the roof panel 91 are supported by the pillars, it is thought that the central portion of the roof panel 91 in the vehicle width direction is likely to vibrate. On the other hand, the vibration damping member 10 of the present embodiment contacts at least the center portion of the roof panel 91 in the vehicle width direction, so that it is possible to easily damp the vibration of the center portion. Note that the vibration damping member 10 may be configured not to contact the center portion of the roof panel in the vehicle width direction.
  • the damping member 10 whose first surface 11 is a profiled surface can be manufactured, for example, as follows. As shown in FIG. 8, a slab urethane sheet 10A is fed between a pair of rollers 41 on a processing line 40. The sheet 10A is fed while being sandwiched between a pair of rollers 41 and elastically compressed, and is sliced by a cutter 42 between the pair of rollers 41.
  • the pair of rollers 41 have a plurality of outer circumferential protrusions 43 arranged at predetermined intervals on their outer circumferential surfaces, and are arranged to face each other so that the outer circumferential protrusions 43 are alternated.
  • the portion into which the outer circumferential protrusion 42 of one roller 41 sinks from one of the front and back sides is the same as the outer circumferential protrusion 42 of the other roller 41 from the other side.
  • the outer circumferential protrusion 42 becomes a portion that does not abut against the outer peripheral protrusion 42, and the sheet 10A is elastically compressed asymmetrically in the thickness direction. Therefore, when the sheet 10A comes out of the state where it is sandwiched between the pair of rollers 41 toward the downstream side in the feeding direction and is elastically restored so that both the front and back surfaces of the sheet 10A become flat, the sliced surface of the sheet 10A becomes flat. The surface changes from a surface to a curved surface having unevenness, and a first surface 11 is formed. In this way, two vibration damping members 10 are obtained. Note that the sheet 10A is cut into a predetermined planar size before or after slicing.
  • the thickness of the sheet 10A before profile processing will be about 1.5 times the thickness of the vibration damping member 10.
  • the damping member 10 is provided in the ceiling structure 100 of the vehicle 90, but the damping member 10 is not limited to this. It can be used in vehicle structures to which one side 11 is applied. Furthermore, the damping member 10 is not limited to being provided in a vehicle structure, and may be provided in a damping structure in which the first surface 11 is applied to a vibrating member. For example, the damping member 10 is provided between members. It may be used in a vibration damping structure in which the first surface 11 is applied to at least one of the two.
  • the damping member 10 may be placed in a vehicle other than an automobile, or may be placed in a building, for example.
  • the damping member 10 has a damping structure sandwiched between two members, and at least one of the two members is directed to the damping member 10 (e.g., an uneven surface having a plurality of protrusions 14). It is also possible to damp the vibrations of the members.
  • the shape of the uneven surface of the vibration damping member 10 having the protrusion 14 is not limited to the above embodiment; the protrusion 14 may have a hemispherical shape or a pyramidal shape such as a cone or a pyramid. It may be in the shape of a truncated cone, such as a truncated cone or a truncated pyramid, or it may be in a columnar shape such as a cylinder or each column. Further, the protrusion 14 may be, for example, a protrusion extending in the longitudinal direction or the transverse direction of the vibration damping member 10, and the first surface 11 may be an uneven surface in which a plurality of protrusions are arranged substantially in parallel. It's okay. Such a protrusion may have a triangular cross section or a semicircular cross section.
  • the plurality of protrusions 14 all have the same shape, but some of the plurality of protrusions 14 may have a different shape from the remaining protrusions 14. . Moreover, the shape and arrangement of the plurality of protrusions 14 may be random.
  • the second surface 12 may also be an uneven surface having a plurality of protrusions 14.
  • the damping member 10 may have a laminated structure.
  • the damping member 10 may have a laminated structure in which another sheet is laminated on the second surface 12 (for example, a flat surface) of the foam of the above embodiment.
  • the uneven surface including the plurality of protrusions 14 of the vibration damping member 10 may be an uneven surface formed by laser processing (laser processed surface) instead of being a profile processed surface.
  • the foam of the damping material 10 may be a molded product in which an uneven surface including a plurality of protrusions 14 is formed by foaming in a mold, or a foamed material may be formed by press-molding a foamed sheet. It may also be a press-molded product with an uneven surface formed thereon.
  • the damping member 10 has a sheet shape in the above embodiment, it may have a block shape such as a rectangular parallelepiped. In this case, it is sufficient that at least one surface of the damping member 10 includes an uneven surface (for example, a surface on which a plurality of protrusions 14 are formed). In this case, for example, by applying that surface to a vibrating member, it is possible to suppress the vibration of that member.
  • vibration damping member of the present disclosure is not limited to the following Examples.
  • the damping member 10 of Examples 1 to 6 is a polyurethane resin foam, and is slab urethane.
  • the first surface 11 is a profiled surface having the shape shown in FIGS. 4 to 7, and the second surface 12 is a flat surface.
  • the valley bottom portion 15 is located at the center of the thickness (30 mm) of the vibration damping member 10 (that is, the distance L1 and the distance L2 are the same).
  • the pitch between the tops of the protrusions 14 (the pitch between the valley bottoms 15) in the longitudinal and lateral directions of the vibration damping member 10 is 31 mm.
  • the damping member of Comparative Example 1 is a felt made of polyethylene terephthalate resin fiber.
  • Comparative example 2 The damping member of Comparative Example 2 is Thinsulate TF2300 (manufactured by 3M Company).
  • the damping member of Comparative Example 3 is a polyurethane resin foam, and is slab urethane. As will be described later, the damping member of Comparative Example 3 has a higher average elastic modulus in the compressive strain range of 0 to 30% than the damping members of Examples 1 to 6.
  • the first surface 11 is a flat surface (that is, both the front and back surfaces are flat surfaces).
  • the other configurations are the same as the vibration damping member 10 of the first embodiment.
  • Comparative Example 5 is a blank without a damping member.
  • the member was compressed until the compressive strain became 75% (until the thickness became 25% of the original thickness), and a stress-strain curve was obtained. Furthermore, for the stress-strain curve, an approximate straight line in the range where the compressive strain is 0% or more and 30% or less is found using the spreadsheet software "Microsoft Excel" (manufactured by Microsoft Corporation), and the approximate straight line is (the y-axis intercept is not fixed). Note that the stress data of the stress-strain curve is plotted every 0.01 seconds from the start of pressurization until the strain reaches 30%.
  • FIG. 1 A test instrument for evaluating vibration damping properties is shown in FIG.
  • This test device fixes the damping member 10 on a steel plate 91A serving as a roof panel 91, applies vibration to the steel plate 91A, and evaluates the damping performance of the damping member 10.
  • this test instrument includes a frame portion 60 that fixes the outer edge of the steel plate 91A.
  • the frame section 60 includes an upper frame 61 and a lower frame 62 that are screwed together with the outer edge of the steel plate 91A sandwiched between the upper and lower sides, and also includes a base section 63 that supports the lower frame 62 from below.
  • the base portion 63 has a side wall portion 65 erected upward from the outer edge of a plate-shaped bottom portion 64, and a lower frame 62 is fixed to the upper end of the side wall portion 65 (for example, formed integrally with the lower frame 62). ). Further, the frame portion 60 is supported at four corners by springs suspended from support portions (not shown). An acceleration sensor 67 is attached to the center portion of the lower surface of the steel plate 91A. Note that the frequency of the vibration of the spring is much lower than the frequency of the resonance peak, which will be described later.
  • the damping members of each example and each comparative example are placed on the steel plate 91A, and the roof is further placed on top of the damping members 10 of Examples 1 to 6.
  • a liner 20 is placed.
  • the first surface 11 is arranged upward (that is, facing the roof liner 20 side).
  • the planar size of the vibration damping member is 500 mm x 400 mm.
  • the steel plate 91A has a size of 600 mm x 500 mm x 0.8 mm (thickness), and the roof liner 20 has a size of 500 mm x 400 mm x 6.5 mm (thickness), and has a basis weight of 580 g/ m2 .
  • the steel plate 91A, the damping member, and the roof liner 20 are arranged so that their longitudinal directions are the same.
  • the roof liner 20 is made of a laminated sheet, and as shown in FIG. have These sheets are integrally laminated by hot press molding and adhered with a thermosetting binder.
  • the stacking order of the steel plate 91A (roof panel), the vibration damping member, and the roof liner 20 is upside down compared to when the vehicle 90 is equipped. That is, in this test, one of the face members 24 placed at the uppermost side is placed at the lowermost side (vehicle interior side) when the roof liner 20 is placed in the vehicle.
  • the central part of the bottom part 64 of the base part 63 is struck from below with the impulse hammer 68 to apply vibration to the steel plate 91A through the frame part 60. Note that the vibration of the frame portion 60 when the bottom portion 64 is hit with the impulse hammer 68 is negligible compared to the vibration of the steel plate 91A.
  • the impulse hammer 68 and acceleration sensor 67 are connected to an FFT analyzer. Then, from the excitation force of the impulse hammer 68 and the detection result of the acceleration sensor 67, the vibration transmissibility [dB] for each frequency is obtained (see FIGS. 14A and 14B), and among the obtained resonance peaks, the road noise The vibration transmissibility (resonance peak height) was evaluated.
  • the vibration damping property was evaluated as ⁇ when the average value of the vibration transmissibility at the above four peaks was 22 dB or less, and as ⁇ when it exceeded 22 dB. Note that the lower the vibration transmissibility, the better the damping performance.
  • Example 1 and Comparative Examples 4 and 5 Transmission loss The transmission loss of Example 1 and Comparative Examples 4 and 5 was measured in accordance with JIS A1441-1:2007. As shown in FIG. 15A, in Example 1 and Comparative Example 4, the damping member was sandwiched between a steel plate 91A (thickness: 0.8 mm) and a sound insulating layer 96, and sound was incident from the steel plate 91A side. As the sound insulating layer 96, a PVB (polyvinyl butyral) plate material (area weight: 3600 g/m 2 ) was used. In Example 1, measurements were taken for an example in which the first surface 11 of the vibration damping member 10 faced the steel plate 91A side and an example in which the first surface 11 faced the sound insulation layer 96 side. In Comparative Example 5, only the steel plate 91A was measured. Note that the planar size of the vibration damping member, the steel plate 91A, and the sound insulation layer 96 is 500 mm x 500 mm.
  • Example 1 in which the first surface 11 has a plurality of protrusions 14, the stress can be reduced for the same strain compared to Comparative Example 4 in which the first surface 11 is flat. Ta.
  • the strain range of 0 to 30% it is possible to significantly reduce stress for the same strain.
  • the range in which stress increases linearly with strain is up to about 3% (0.03) strain in Comparative Example 4, whereas in Example 1, the range where stress increases linearly with strain is up to 30% (0.03). .3) The above has been achieved.
  • the average elastic modulus is higher than that of the vibration damping members of Comparative Examples 1 and 2 (rating of vibration damping performance is poor).
  • the average elastic modulus (the slope of the approximate straight line) of the damping member is 3 kPa or more and 27 kPa or less in Examples 1 to 6, but in the comparative example In Comparative Examples 1 and 2, it is lower than 3 kPa.
  • the compressive strain corresponding to the proportional limit in the stress-strain curve is 30% (0.3) or more (see, for example, FIG. 12B).
  • Example 1 where the pitch between the tops of the protrusions 41 on the first surface 11 is 31 mm, tests were also conducted on Examples where the pitch was 16 mm, and the average elastic modulus was calculated. It was confirmed that there was almost no difference in the average elastic modulus due to the difference in .
  • Examples 1 to 6 which were foams and had an average elastic modulus of 3 kPa or more and 27 kPa or less at a compressive strain of 0 to 30%, could exhibit particularly excellent vibration damping properties.
  • the vibration damping members of Examples 1 to 6 have an apparent density of 40 kg/m 3 or less, which is particularly preferable from the viewpoint of weight reduction.
  • a damping member with a high apparent density tends to have better damping properties.
  • the vibration damping member of Example 6 has particularly excellent vibration damping properties, even when compared with the vibration damping member of Comparative Example 3, which has the same or higher apparent density.
  • a damping member with an average elastic modulus of 3 kPa or more and 27 kPa or less has particularly good damping performance compared to a damping member with an equivalent or higher apparent density. It was confirmed that unexpected and excellent effects were produced.
  • the vibration damping member 10 of Example 1 having a profiled surface has a higher transmittance than the blank Comparative Example 5 and the damping member of Example 4 which does not have a profiled surface. It was confirmed that it is possible to increase the loss. Particularly, in the range of 1000 Hz to 3150 Hz, which greatly contributes to conversation intelligibility (easiness to hear speech) inside a vehicle, the transmission loss increases by a maximum of 4 to 5 dB. It was confirmed that the profiled surface (first surface) in Example 1 was equally good in any direction.
  • the following feature group relates to the background technology regarding vibration damping members: ⁇ Various techniques for suppressing vibration have been proposed (for example, JP-A-10-203267 (paragraph [0010], etc.)). It can be considered that this idea was conceived based on the problem that ⁇ a new vibration damping technology is needed.''
  • a vibration damping member comprising a foam having an average elastic modulus of 3 kPa or more and 27 kPa or less in a compressive strain range of 0 to 30%.
  • the vibration damping member having this feature it is possible to improve vibration damping performance.
  • the first outer surface on which a plurality of protrusions are formed to at least one member, it is possible to suppress the elastic force of the foam from becoming too strong. This makes it possible to prevent the damping member from becoming difficult to fix.
  • the vibration damping member it is possible to reduce the weight of the vibration damping member.
  • the vibration damping member when the vibration damping member is mounted on a vehicle, it is possible to improve the vehicle's fuel consumption and electricity consumption.
  • a roof liner for a vehicle comprising the vibration damping member according to any one of features 1 to 6 on an upper surface and having the first outer surface facing upward.
  • the damping member can also be attached to the vehicle by simply attaching the roof liner to the vehicle, so it is possible to easily attach the damping member.
  • a ceiling structure for a vehicle in which the vibration damping member according to any one of features 1 to 6 is sandwiched between a roof liner and a roof panel, and the first outer surface is applied to at least one of them.
  • vibration of the roof panel can be reduced.
  • a damping structure including: a member to which the first outer surface of the damping member is applied.

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Abstract

【課題】新規な制振技術が求められている。 【解決手段】本開示の制振部材は、複数の突部が並ぶ第１外面を有し、圧縮歪み０～３０％の範囲における平均弾性率が、３ｋＰａ以上２７ｋＰａ以下の発泡体を備える制振部材である。

Description

制振部材、ルーフライナー、車両構造、天井構造及び制振構造
　本開示は、制振部材に関する。
　振動を抑えるための様々な技術が提案されている（例えば、特許文献１参照）。
特開平１０－２０３２６７（段落［００１０］等）
　新規な制振技術が求められている。
　発明の第１態様は、複数の突部が並ぶ第１外面を有し、圧縮歪み０～３０％の範囲における平均弾性率が、３ｋＰａ以上２７ｋＰａ以下の発泡体を備える制振部材である。
図１Ａは、車両に取り付けられた制振部材の斜視図、図１Ｂは、制振部材を備えるルーフライナーの背断面図 図２は、天井構造の側断面図 図３は、車両の天井構造の分解斜視図 図４は、制振部材の斜視図 図５は、制振部材の平面写真 図６Ａは、制振部材のＡ－Ａ線断面図、図６Ｂは、制振部材のＢ－Ｂ線断面図 図７Ａは、制振部材のＣ－Ｃ線断面図、図７Ｂは、制振部材のＤ－Ｄ線断面図 図８は、プロファイル加工されるシートを送給する加工ラインの側面図 図９は、シートがプロファイル加工されているときの加工ラインの側面図 図１０は、制振性試験の試験器具の断面図 図１１は、制振性試験における制振部材及びルーフライナーの断面図 図１２Ａは、実施例及び比較例の制振部材の特性を示す表、図１２Ｂは、実施例１及び比較例１，２の制振部材の応力－歪み曲線を示すグラフ 図１３は、実施例及び比較例の制振部材の圧縮歪み３０％までの応力－歪み曲線を示すグラフ 図１４Ａは、実施例及び比較例の共振周波数と振動伝達率を示すグラフ、図１４Ｂは、ポリウレタン樹脂発泡体の制振部材を用いた実施例及び比較例の共振周波数と振動伝達率を示すグラフ 図１５Ａは、透過損失試験における制振部材と鋼板と遮音層の断面図、図１５Ｂは、実施例１及び比較例４，５の透過損失を示すグラフ
　本開示の一実施形態に係る制振部材１０は、他の部材に宛がわれてその部材の振動を低減するものであり、発泡体からなる。図１Ａには、制振部材１０の使用例が示されている。この例では、制振部材１０は、車両９０の天井構造１００に備えられる（図１Ｂ及び図２参照）。天井構造１００には、車体パネルとしてのルーフパネル９１と、天井の内装材であり、ルーフパネル９１に下方から重ねられるルーフライナー２０と、が設けられている。そして、天井構造１００では、制振部材１０が、ルーフパネル９１とルーフライナー２０に挟まれ、ルーフパネル９１の制振をする。
　図２及び図３に示すように、ルーフパネル９１とルーフライナー２０の間には、リインフォースメント８０が設けられてもよい。この場合、例えば、制振部材１０は、リインフォースメント８０を避けた位置に配置される。本実施形態の例では、制振部材１０は、シート状をなし、車幅方向（左右方向）に延びると共に、ルーフライナー２０に前後方向で複数載置されている（図１Ａ及び図２参照）。
　なお、リインフォースメント８０は、ルーフパネル９１に宛がわれて固定され（図２参照）、ルーフパネル９１を補強するものである。例えば、図３に示すように、リインフォースメント８０には、ルーフパネル９１の側辺部に重ねられる１対のサイドレールリインフォースメント８０Ｓが設けられると共に、それらサイドレールリインフォースメント８０Ｓに差し渡されて車幅方向に延びた横梁８１が設けられている。横梁８１は、ルーフパネル９１の下面に宛がわれる（図２参照）。本実施形態の例では、制振部材１０は、車幅方向で１対のサイドレールリインフォースメント８０Ｓ同士の間に配置されると共に、前後方向で、横梁８１同士の間に配置される。
　なお、ルーフライナー２０は、例えば、ルーフパネル９１に取り付けられるアシストグリップやルームミラー、ルームライト等の部材に貫通され、これら部材により車体パネルに固定される。この場合、例えば、制振部材１０は、これらの部材も避けた位置に配置される。
　図３に示すように、例えば、ルーフパネル９１では、車両９０のピラーに側縁部が支持される。このような構成では、ルーフパネル９１において、その側縁部よりも車幅方向の中央部が振動し易くなると考えられる。このため、制振部材１０は、ルーフパネル９１のうち少なくとも車幅方向の中央部に当接していることが好ましい。
　制振部材１０は、ルーフライナー２０の上面に固定（例えば接着）されていてもよい。なお、制振部材１０のルーフライナー２０への固定は、車両９０への組み付け工程の際に行われてもよいし、制振部材１０がルーフライナー２０の上面に固定された制振部材付きルーフライナー３０（図３参照）が、前もって形成されていてもよい。
　本実施形態では、例えば、ルーフライナー２０は、複数のシートが積層された積層シートがルーフパネル９１に沿った形状に成形（例えば加熱プレス成形）されてなる。例えば、この積層シートは、図１１に示すように、発泡シート２１を１対の繊維シート２２（例えばガラス繊維シート）で挟み、さらに外側からそれらを１対の面材２３，２４で挟んだ構成となっていてもよい。この構成では、例えば、面材２３，２４は、樹脂シートや不織布等で構成される。
　本実施形態の例では、制振部材１０を構成する発泡体は、通気性を有していて、連続気泡構造又は半連続気泡構造を有する。制振部材１０が通気性を有する発泡体からなることにより、制振部材１０に吸音性を持たせることが可能となる。なお、発泡体の発泡セル間のセル膜（いわゆるミラー）は、例えば燃焼ガスの爆風やアルカリによる加水分解等で除去することができるが、除去せずに残しておくことが望ましい。セル膜があることで、セル膜がない場合よりも、発泡体の制振性を良好にすることが可能となる。なお、制振部材１０を構成する発泡体は、非通気性のものであってもよく、独立気泡構造のものであってもよい。
　制振部材１０を構成する発泡体は、本実施形態では、ポリウレタン樹脂の発泡体であるが、これに限定されず、例えば、ポリエチレン樹脂やポリプロピレン樹脂等のポリオレフィン樹脂の発泡体であってもよいし、フェノール樹脂の発泡体であってもよい。本実施系形態の例では、制振部材１０は、スラブウレタンからなり、例えばシート状にカットされたものである。
　制振部材１０の見掛け密度は、例えば、軽量化の観点から、４０ｋｇ／ｍ３以下であることが好ましい。このように、制振部材１０の軽量化を図ることにより、例えば、制振部材１０が車両９０等の乗り物に搭載される場合には、乗り物の燃費や電費の向上を図ることが可能となる。
　上述のように、本実施形態の制振部材１０は、発泡体を備え、例えば２つの部材間に挟まれる等して振動する部材に宛がわれることで（図１（Ｂ）及び図２参照）、その部材の制振を図ることが可能となる。ここで、ルーフパネル９１等の車体パネルとルーフライナー２０等の内装材との間隔は、車体パネル及び内装材の形状や、成形のばらつき等により、一般的に均一ではない。そのため、例えばこの間隔が狭いところでは、制振部材１０が強く挟み付けられて制振部材１０の弾発力が強くなり過ぎるという問題が生じる。その結果、例えば、本実施形態の例では、ルーフライナー２０をルーフパネル９１に組付ける際に、制振部材１０の弾発力により、ルーフライナー２０が下側に押し戻されてしまい（いわゆる組付け荷重が大きく）、アシストグリップやルームミラー、ルームライト等の部材によるルーフライナー２０の固定が困難となることがある。
　これに対し、本実施形態の制振部材１０では、他の部材に宛がわれる面が、複数の突部１４が並ぶ凹凸面となっている。これにより、厚さが均一の制振部材に比べて、部材間に挟まれる制振部材１０の弾発力が強くなり過ぎる（圧縮荷重が高くなり過ぎる）ことを抑制可能になっている。具体的には、本実施形態の制振部材１０では、表裏の面のうち一方の第１面１１が、上記凹凸面になっている。なお、本実施形態では、制振部材１０の表裏の面のうち第１面１１とは反対側の第２面１２は、平坦面になっている。
　図４に示すように、本実施形態の例では、突部１４は、第１面１１の全体に亘って２次元的に多数並んでいる。例えば、第１面１１の複数の突部１４を含む凹凸パターンは、一定パターンで２次元的に繰り返されていて、複数の突部１４は、一定間隔で格子状に並んでいる（図５参照）。本実施形態の例では、複数の突部１４は、千鳥配列になっている。例えば、制振部材１０は、平面視長四角形のシート状をなし、制振部材１０の長手方向に一定ピッチで並ぶ複数の突部１４の列は、その列に対して制振部材１０の短手方向で隣り合う複数の突部１４の列に対して、半ピッチ分だけ長手方向にずれるように配置されている（図５及び図６参照）。また、制振部材１０の長手方向及び短手方向では、突部１４同士の間には、第１面１１において最も第２面１２に近い谷底部１５が設けられていて（図６Ａ及び図６Ｂ参照）、例えば、突部１４の頂部と谷底部１５とが一定間隔で繰り返され、谷底部１５も千鳥配列になっている。また、本実施形態の例では、第１面１１の凹凸パターンは、制振部材１０の長手方向及び短手方向で対称になっている。なお、図６Ａは、上記長手方向に交互に並ぶ突部１４の頂部と谷底部１５とを通る断面（Ａ－Ａ断面）における制振部材１０の断面図である。図６Ｂは、上記短手方向に交互に並ぶ突部１４の頂部と谷底部１５とを通る断面（Ｂ－Ｂ断面）における制振部材１０の断面図である。図７Ａは、上記長手方向と短手方向とに傾斜する方向（例えば４５度傾斜する方向）に連なる突部１４の頂部を通る断面（Ｃ－Ｃ断面）における制振部材１０の断面図である。図７Ｂは、上記傾斜する方向に並ぶ谷底部１５を通る断面（Ｄ－Ｄ断面）における制振部材１０の断面図である。本実施形態の例では、各突部１４の形状とサイズが同じである。
　本実施形態の例では、図６及び図７に示すように、突部１４は、その突出先端に向かうにつれて断面積を小さくする形状（例えば、山形状）をなしていると共に、第１面１１は、断面視波形状の曲面になっている。突部１４は、その基端側から途中位置Ｐまで、突出先端に向かうにつれて徐々に勾配を大きくすると共に、途中位置Ｐから突出先端に向かうに連れて徐々に勾配を小さくする形状をなしている（即ち、途中位置Ｐが変曲点になっている）。突部１４の突出先端は、丸みを帯びている。なお、例えば、谷底部１５は、制振部材１０の厚さ方向の略中央に配置される（即ち、図６及び図７に示すように、突部１４の突出先端から谷底部１５までの距離Ｌ１は、谷底部１５から第２面１２までの距離Ｌ２と、略同じになっている）。
　本実施形態では、制振部材１０の第１面１１が（即ち、複数の突部１４が）、ルーフパネル９１に宛がわれる（即ち、第１面１１が上向きになる）。本実施形態の制振部材１０では、制振部材１０がルーフパネル９１に押圧される場合に（特に突部１４の突出高さ未満だけ圧縮される場合等に）、厚さが一定の制振部材に比べて、制振部材１０の圧縮時の弾発力が強くなり過ぎることを抑制可能となる。また、突部１４が突出先端に向かうにつれて断面積を小さくする形状になっているので、突部１４の圧縮量が小さい場合に、制振部材１０の弾発力をより小さくすることができ、制振部材１０の固定をより容易にすることが可能となる。
　また、本実施形態の例では、第１面１１は、プロファイル加工により形成されるプロファイル加工面になっている。従って、第１面１１の凹凸パターンを容易に形成することが可能となる。
　ところで、発泡体を備える制振部材に対しても、さらに制振性を向上させることが望まれる。そこで、本願発明者は、制振性と発泡体の特性との関係を精査した。そして、鋭意検討の結果、発泡体の弾性率に着目することで、制振性のさらなる向上を図ることが可能な構成についての知見を得て、本開示の制振部材１０を発明するに至った。
　具体的には、制振部材１０では、圧縮歪み０～３０％の範囲（圧縮歪みが０以上、０．３以下である範囲）における平均弾性率が、３ｋＰａ以上２７ｋＰａ以下になっている。これにより、後述するように、制振性の顕著な向上を図ることが可能となる。ここで、圧縮歪み０～３０％の範囲における平均弾性率とは、制振部材１０を圧縮変形したときの応力－歪み曲線に対しての、歪みが０％以上で３０％以下となる範囲における近似直線の傾きとして求められるものである。近似直線及びその傾きは、最小二乗法により算出され、例えば、表計算ソフト「マイクロソフト　エクセル」（マイクロソフト社製）で求めることができる。
　なお、例えば、制振部材１０は、ルーフパネル９１とルーフライナー２０のような２つの部材間に、所定の圧縮歪みの範囲内となるように挟まれて用いられてもよい。例えば、この範囲として、第１面１１の凹凸パターンが完全に潰れない範囲（本実施形態の例では、０％以上５０％未満）を採用してもよい。さらに、この範囲として、応力－歪み曲線において、圧縮歪み０％から比例限度以下の圧縮歪みまでの範囲（例えば、圧縮歪み０～３０％の範囲）を採用してもよい。なお、比例限度以下となる圧縮歪みの範囲としては、例えば、応力－歪み曲線の近似直線における決定係数Ｒ２（相関係数の２乗）が、０．９５以上となった範囲を採用してもよい。
　上述のように、本実施形態の例では、制振部材１０は、第１面１１が上側を向くように配置され、第１面１１がルーフパネル９１に宛がわれる（図１Ｂ及び図２参照）。このように、複数の突部１４が設けられる第１面１１をルーフパネル９１に宛がうことで、ルーフパネル９１の下面の形状に応じて、制振部材１０を圧縮させ易くなる（ルーフパネル９１の下面の形状に追従させ易くなる）。例えば、ルーフパネル９１には、強度アップ等の目的で、前後方向に伸びるビード加工部が設けられることがある。このビード加工部は、ルーフパネル９１の下面に突部又は凹部を形成するものであり、ルーフパネル９１の下面を凹凸形状に形成するものである。このような構成に対しても、本実施形態の制振部材１０では、ルーフパネル９１の下面の形状に追従させ易くすることが可能となる。なお、本実施形態の例では、制振部材１０のうち車体パネル（ルーフパネル９１）に宛がわれる面が、第１面１１であるが、第２面１２とするともできる。
　ルーフライナー２０は、制振部材１０が上面に固定された構成になっていてもよい。このようにすれば、ルーフライナーに、ルーフパネル９１の振動を低減する機能を持たせることが可能となる。また、この構成によれば、ルーフライナー２０を車両９０に取り付けるだけで、制振部材１０も車両９０に取り付けられることとなるので、制振部材１０の取り付けを容易にすることが可能となる。
　なお、本実施形態の天井構造１００では、例えば、制振部材１０が、車幅方向に延びると共に、ルーフライナー２０に前後方向で複数載置され、ルーフパネル９１のうち少なくとも車幅方向の中央部に当接している。このように、制振部材１０が複数に分かれていることで、ルーフパネル９１とルーフライナー２０との間隔が場所によって異なる場合等に、その間隔に応じた厚さの制振部材１０を配置することが可能となり、ルーフパネル９１の下面と制振部材１０の接触部分を広くすることが可能となる。このように複数の制振部材１０を設ける場合、それらのうち一部の制振部材１０では第１面１１をルーフパネル９１に宛がい、残りの制振部材１０では第１面１１をルーフライナー２０に宛がってもよい。また、上述のように、ルーフパネル９１の側縁部がピラーに支持される構成では、ルーフパネル９１の車幅方向の中央部が振動し易くなると考えられる。これに対し、本実施形態の制振部材１０は、ルーフパネル９１のうち少なくとも車幅方向の中央部に当接するので、該中央部の制振をし易くすることが可能となる。なお、制振部材１０が、ルーフパネルの車幅方向の中央部に当接しない構成とすることもできる。
　なお、第１面１１がプロファイル加工面である制振部材１０は、例えば以下のようにして製造することができる。図８に示すように、スラブウレタンのシート１０Ａが、加工ライン４０の１対のローラー４１の間に送給される。シート１０Ａは、１対のローラー４１に挟まれて弾性圧縮されながら送給され、１対のローラー４１の間のカッター４２によりスライスされる。ここで、１対のローラー４１は、外周面に所定間隔で並んだ複数の外周突部４３を有し、互いの外周突部４３が互い違いになるように対向配置される。従って、１対のローラー４１の間に通されたシート１０Ａのうち、表裏の一方から一方のローラー４１の外周突部４２がめり込む部分は、表裏の他方側から他方のローラー４１の外周突部４２に突き合わされず、外周突部４２がめり込まない部分となり、シート１０Ａが厚さ方向で非対称に弾性圧縮される。従って、シート１０Ａが１対のローラー４１に挟み付けられた状態から送給方向下流側に抜け出して、シート１０Ａの表裏の両面が平坦になるように弾性復元すると、シート１０Ａのスライス面が、平坦面から、凹凸を有する曲面に変化し、第１面１１が形成される。このようにして、２枚の制振部材１０が得られる。なお、シート１０Ａは、スライスの前又は後に、所定の平面サイズにカットされる。
　このように、プロファイル加工により第１面１１を形成することで、一度に２枚の制振部材１０を形成することが可能となり、制振部材１０の形成を容易にすることが可能となる。なお、制振部材１０の厚さ方向の略中央に谷底部１５が配置される構成では、プロファイル加工前のシート１０Ａの厚さが、制振部材１０の略１．５倍となる。
　［他の実施形態］
　制振部材１０は、上記実施形態では、車両９０の天井構造１００に備えられていたが、これに限定されるものではなく、車体パネルと内装材とに挟まれて、それらの少なくとも一方に第１面１１が宛がわれる車両構造に用いることができる。また、制振部材１０は、車両構造に備えられるものに限定されず、振動する部材に第１面１１が宛がわれる制振構造に備えられてもよく、例えば、制振部材１０が部材間に挟まれて、それらの少なくとも一方に第１面１１が宛がわれる制振構造に用いられてもよい。
　制振部材１０は、自動車以外の乗り物に配置されてもよいし、例えば、建物に配置されてもよい。例えば、制振部材１０が、２つの部材間に挟まれた制振構造を設け、それら２つの部材のうち制振部材１０（例えば複数の突部１４を有する凹凸面）に宛がわれる少なくとも一方の部材を制振するようにしてもよい。
　制振部材１０のうち突部１４を有する凹凸面の形状は、上記実施形態に限定されるものではなく、突部１４は、半球状であってもよいし、円錐や角錐等の錐形状をなしていてもよいし、円錐台形状や角錐台形状等の錐台形状であってもよいし、円柱状や各柱状等の柱状であってもよい。また、突部１４は、例えば、制振部材１０の長手方向又は短手方向に延びる突条であってもよく、第１面１１が、この突条が略平行に複数並んだ凹凸面であってもよい。このような突条は、断面三角形状や断面半円状であってもよい。
　上記実施形態では、複数の突部１４が全て同じ形状になっていたが、複数の突部１４のうち一部の突部１４が、残りの突部１４とは異なる形状になっていてもよい。また、複数の突部１４の形状や配置が、ランダムであってもよい。
　上記実施形態において、第２面１２も複数の突部１４を有する凹凸面になっていてもよい。
　制振部材１０は、積層構造をなしていてもよい。例えば、制振部材１０が、上記実施形態の発泡体の第２面１２（例えば平坦面）に、他のシートが積層された積層構造であってもよい。
　制振部材１０の複数の突部１４を含む凹凸面が、プロファイル加工面である代わりに、レーザー加工による凹凸面（レーザー加工面）であってもよい。また、制振材１０の発泡体は、金型内で発泡成形されることで複数の突部１４を含む凹凸面が形成されるモールド成形品であってもよいし、発泡シートをプレス成形して凹凸面を形成したプレス成形品であってもよい。
　制振部材１０は、上記実施形態では、シート状であったが、直方体等のブロック状であってもよい。この場合、制振部材１０の少なくとも一面に、凹凸面（例えば、複数の突部１４が形成された面等）が含まれていればよい。この場合、例えば、その面を振動する部材に宛がうことで、その部材の振動を抑制可能となる。
　以下、実施例及び比較例によって上記実施形態をさらに具体的に説明するが、本開示の制振部材は、以下の実施例に限定されるものではない。
　１．実施例及び比較例の制振部材の構成
　図６Ａに示す実施例１～６及び比較例１～４の制振部材として、シート状をなしたものを用意した。各制振部材は、互いに材料が異なっている。
　＜実施例１～６＞
　実施例１～６の制振部材１０は、ポリウレタン樹脂の発泡体であり、スラブウレタンである。実施例１～６の制振部材１０では、第１面１１は、図４～図７に示す形状のプロファイル加工面であり、第２面１２は平坦面である。また、谷底部１５（図６参照）は、制振部材１０の厚さ（３０ｍｍ）の中央に位置している（即ち、距離Ｌ１と距離Ｌ２が同じである）。制振部材１０の長手方向及び短手方向における、突部１４の頂部同士のピッチ（谷底部１５同士のピッチ）は、３１ｍｍである。
　＜比較例１＞
　比較例１の制振部材は、ポリエチレンテレフタラート樹脂繊維のフェルトである。
　＜比較例２＞
　比較例２の制振部材は、シンサレートＴＦ２３００（３Ｍ社製）である。
　＜比較例３＞
　比較例３の制振部材は、ポリウレタン樹脂の発泡体であり、スラブウレタンである。後述するように、比較例３の制振部材では、実施例１～６の制振部材に比べて、圧縮歪み０～３０％の範囲における平均弾性率が高くなっている。
　＜比較例４＞
　比較例４の制振部材では、第１面１１が平坦面になっている（即ち、表裏の両面が平坦面になっている）。その他の構成は、実施例１の制振部材１０と同じである。
　＜比較例５＞
　比較例５は、制振部材なしのブランクである。
　２．評価
　実施例及び比較例について制振性等の特性を評価した（図１２Ａ参照）。実施例及び比較例の各特性の測定方法は、以下の通りである。
　＜測定方法＞
　（１）見掛け密度
　制振部材の密度は、ＪＩＳ　Ｋ７２２２に準拠して測定されたものである。
　（２）硬さ
　制振部材の硬さは、ＪＩＳ　Ｋ６４００－２　Ｄ法に準拠して測定されたものである。
　（３）平均弾性率
　実施例１～６、比較例１～３の制振部材を、オートグラフＡＧ－Ｘ／Ｒ（株式会社島津製作所製）を用いて、２３℃において圧縮し、圧縮歪み０～３０％の範囲における平均弾性率を求めた。制振部材のサイズは、１００ｍｍ×１００ｍｍ×３０ｍｍ（厚さ）である。そして、制振部材の表裏の面のうち一方の全面（実施例１～６では第１面１１の全面）に、直径２００ｍｍの加圧子を宛がって、５０ｍｍ／ｍｉｎの速度で、制振部材の圧縮歪みが７５％になるまで（厚さがもとの２５％になるまで）圧縮し、応力－歪み曲線を得た。さらに、その応力－歪み曲線に対しての、圧縮歪みが０％以上で３０％以下となる範囲における近似直線を、表計算ソフト「マイクロソフト　エクセル」（マイクロソフト社製）を用いて求め、その近似直線の傾きを算出した（ｙ軸切片は固定しない）。なお、上記応力－歪み曲線の応力データは、加圧開始から歪みが３０％に達するまで０．０１秒毎にプロットされたものである。
　（４）制振性
　各実施例及び各比較例について、制振性を比較した。制振性を評価する試験器具は、図１０に示されている。この試験器具は、制振部材１０をルーフパネル９１としての鋼板９１Ａ上に固定して、鋼板９１Ａに振動を与え、制振部材１０による制振性を評価するものである。具体的には、この試験器具は、鋼板９１Ａの外縁部を固定するフレーム部６０を備えている。フレーム部６０は、鋼板９１Ａの外縁部を上下に挟んだ状態でねじ止めされる上フレーム６１と下フレーム６２を備えると共に、下フレーム６２を下側から支持するベース部６３を備える。ベース部６３は、板状の底部６４の外縁部から側壁部６５が上側に立設されてなり、側壁部６５の上端に下フレーム６２が固定されている（例えば、下フレーム６２と一体に形成されている）。また、フレーム部６０は、図示しない支持部に吊るされたバネによって四つ角を支持されている。鋼板９１Ａの下面のうち中央部には、加速度センサ６７が取り付けられている。なお、上記バネの振動の周波数は、後述の共振ピークの周波数よりもずっと低くなっている。
　鋼板９１Ａの上には、各実施例及び各比較例の制振部材（図１０には実施例１～６の制振部材１０が示されている。）が載置され、さらにその上からルーフライナー２０が載置される。実施例１～６では、第１面１１が上向きに（即ち、ルーフライナー２０側を向いて）配置される。制振部材の平面サイズは、５００ｍｍ×４００ｍｍである。鋼板９１Ａは、６００ｍｍ×５００ｍｍ×０．８ｍｍ（厚さ）のサイズであり、ルーフライナー２０は、５００ｍｍ×４００ｍｍ×６．５ｍｍ（厚さ）のサイズで、目付量が５８０ｇ／ｍ２となっている。鋼板９１Ａ、制振部材、ルーフライナー２０は、長手方向が同じになるように配置される。
　なお、ルーフライナー２０は、積層シートからなり、図１１に示すように、発泡シート２１を１対のガラス繊維シートで挟み、さらに外側からそれらを１対の面材２３，２４で挟んだ構成を有する。これらシート同士は、加熱プレス成形により積層一体化され、熱硬化性のバインダにより接着されている。なお、この試験では、鋼板９１Ａ（ルーフパネル）、制振部材、ルーフライナー２０の重ね順が、車両９０に備えられたときとは上下逆になる。即ち、この試験において最も上側に配置される一方の面材２４は、ルーフライナー２０が車両に配置されたときには、最も下側（車室側）に配置される。
　そして、上述のように、鋼板９１Ａをフレーム部６０に固定した状態で、ベース部６３の底部６４の中央部を、インパルスハンマー６８で下方から叩き、フレーム部６０を通じて鋼板９１Ａに振動を与える。なお、インパルスハンマー６８で底部６４を叩いた場合のフレーム部６０の振動は、鋼板９１Ａの振動に比べて無視できる程度になっている。
　インパルスハンマー６８と加速度センサ６７は、ＦＦＴアナライザに接続される。そして、インパルスハンマー６８の加振力と加速度センサ６７の検出結果とから、周波数毎の振動伝達率［ｄＢ］を得て（図１４Ａ及び図１４Ｂ参照）、得られた共振ピークのうち、ロードノイズに特に寄与が大きいとされる１２５～４００Ｈｚ付近にみられる４つの共振ピーク（約１６０Ｈｚ、約２２０Ｈｚ、約２４０Ｈｚ、約３７０Ｈｚ。図１４Ｂにおいて矢印で示されるピーク）について、振動伝達率（共振ピークの高さ）を評価した。
　制振性は、上記４つのピークにおける振動伝達率の平均値が、２２ｄＢ以下の場合に〇、２２ｄＢを超える場合に×、と評価した。なお、振動伝達率が低い程、制振性は良好である。
　（５）透過損失
　実施例１及び比較例４，５の透過損失を、ＪＩＳ　Ａ１４４１－１：２００７に準拠して測定した。図１５Ａに示すように、実施例１、比較例４では、制振部材を鋼板９１Ａ（厚さ０．８ｍｍ）と遮音層９６とで挟み、鋼板９１Ａ側から音を入射した。遮音層９６としては、ＰＶＢ（ポリビニルブチラール）の板材（目付量３６００ｇ／ｍ２）を用いた。実施例１では、制振部材１０の第１面１１を、鋼板９１Ａ側に向けた例と、遮音層９６側に向けた例と、について測定した。比較例５では、鋼板９１Ａのみで測定している。なお、制振部材、鋼板９１Ａ、遮音層９６の平面サイズは、５００ｍｍ×５００ｍｍである。
　（６）引っ張り強さ、伸び
　制振部材の引っ張り強さ及び伸びは、ＪＩＳ　Ｋ６４００－５に準拠して測定されたものである。
　＜評価結果＞
　図１２Ｂに示すように、第１面１１に複数の突部１４を有する実施例１では、第１面１１が平坦である比較例４に比べて、同じ歪みに対して応力を小さくできることがわかった。特に歪み０～３０％の範囲では、同じ歪みに対して応力を大幅に小さくすることが可能である。例えば、歪みに対して直線的に応力が増加する範囲（比例限度）が、比較例４では歪み３％（０．０３）程度までであるのに対して、実施例１では歪み３０％（０．３）以上になっている。
　図１２Ａに示すように、実施例１～６では、制振部材が不織布からなる比較例１，２、及び、制振部材が無いブランクの比較例５に比べて、制振性が大幅に向上することが確認できた（制振性の評価が〇）。また、ポリウレタン樹脂の発泡体からなる制振部材において、実施例１～６の制振部材では、比較例３の制振部材に比べて、優れた制振性を発揮できることが確認できた。ここで、実施例１～６の制振部材では、比較例３の制振部材（制振性の評価が×）に比べて、圧縮歪み０～３０％の範囲における平均弾性率が低くなっている一方で、比較例１，２の制振部材（制振性の評価が×）に比べては、上記平均弾性率が高くなっている。具体的には、図１２Ａ及び図１３に示すように、制振部材の上記平均弾性率（近似直線の傾き）は、実施例１～６では、３ｋＰａ以上２７ｋＰａ以下となっているが、比較例３では、２７ｋＰａを超えていて、比較例１，２では、３ｋＰａより低い。実施例１～６では、応力－歪み曲線において、比例限度に対応する圧縮歪みは、３０％（０．３）以上になっている（例えば図１２Ｂ参照）。なお、第１面１１の突部４１の頂部同士のピッチが３１ｍｍの実施例１等の他に、該ピッチが１６ｍｍの実施例についても、試験を行い、平均弾性率を算出したところ、該ピッチの違いによる平均弾性率の差はほとんど無いことが確認できた。
　以上のように、発泡体であり、かつ圧縮歪み０～３０％における平均弾性率が３ｋＰａ以上２７ｋＰａ以下となった実施例１～６は、特に優れた制振性を発揮できることが確認できた。また、実施例１～６の制振部材では、見掛け密度が４０ｋｇ／ｍ３以下となっており、軽量化の観点から特に好ましい。ここで、一般的に、見掛け密度が高い制振部材では、制振性が良くなる傾向があると考えられる。これに対し、例えば、実施例６の制振部材では、見掛け密度が同等以上である比較例３の制振部材と比べても、制振性に特に優れていることがわかる。このように、平均弾性率が３ｋＰａ以上２７ｋＰａ以下である制振部材によれば、見掛け密度が同等以上の制振部材と比べても制振性が特に良好となるという、従来の技術水準からは予測できない優れた効果が奏されることが確認できた。
　また、図１５Ｂに示すように、プロファイル加工面を有する実施例１の制振部材１０では、ブランクの比較例５や、プロファイル加工面を有さない実施例４の制振部材に比べて、透過損失を大きくすることが可能であることが確認できた。特に、車室内での会話明瞭度（話の聞き取り易さ）に寄与の大きい１０００Ｈｚ～３１５０Ｈｚにおいて、最大４～５ｄＢの透過損失が大きくなる。なお、実施例１におけるプロファイル加工面（第１面）の向きは何れの向きでも同程度に良好であることが確認できた。
　＜付記＞
　以下、上記実施形態及び実施例から抽出される特徴群について、必要に応じて効果等を示しつつ説明する。なお、以下では、理解の容易のため、上記実施形態において対応する構成を括弧書き等で適宜示すが、これら特徴群は、この括弧書き等で示した具体的構成に限定されるものではない。
　例えば、以下の特徴群は、制振部材に関し、「振動を抑えるための様々な技術が提案されている（例えば、特開平１０－２０３２６７（段落［００１０］等））。」という背景技術について、「新規な制振技術が求められている。」という課題をもって想到されたものと考えることができる。
　［特徴１］
　複数の突部が並ぶ第１外面（１１）を有し、
　圧縮歪み０～３０％の範囲における平均弾性率が、３ｋＰａ以上２７ｋＰａ以下の発泡体を備える制振部材。
　本特徴の制振部材によれば、制振性の向上を図ることが可能となる。また、例えば制振部材を部材間に挟む場合に、少なくとも一方の部材に複数の突部が形成された第１外面を宛がうことで、発泡体の弾発力が強くなり過ぎることを抑制可能となり、制振部材を固定し難くなることを抑制可能となる。
　［特徴２］
　前記第１外面は、プロファイル加工面である特徴１に記載の制振部材。
　本特徴によれば、第１外面の凹凸パターンを容易に形成することが可能となる。しかも、１対の制振部材の第１外面を、一度に形成することが可能となる。
　［特徴３］
　見掛け密度が、４０ｋｇ／ｍ３以下である特徴１又は２に記載の制振部材。
　本特徴によれば、制振部材の軽量化を図ることが可能となる。例えば、制振部材が乗り物に搭載される場合には、乗り物の燃費や電費の向上を図ることが可能となる。
　［特徴４］
　前記複数の突部は、前記第１外面に２次元的に並んでいる特徴１から３の何れか１の特徴に記載の制振部材。
　［特徴５］
　前記複数の突部は、前記突部が前記第１外面に一定パターンで繰り返されるように配置されている特徴１から４の何れか１の特徴に記載の制振部材。
　［特徴６］
　前記突部は、その突出先端に向かうにつれて断面積を小さくした形状になっている特徴１から５の何れか１の特徴に記載の制振部材。
　［特徴７］
　特徴１から６の何れか１の特徴に記載の制振部材を上面に備え、上向きになった前記第１外面を有する車両用のルーフライナー。
　本特徴によれば、ルーフライナーに、ルーフパネルの振動を低減する機能を持たせることが可能となる。また、本特徴によれば、ルーフライナーを車両に取り付けるだけで、制振部材も車両に取り付けられることとなるので、制振部材の取り付けを容易にすることが可能となる。
　［特徴８］
　特徴１から６の何れか１の特徴に記載の制振部材が、車体パネルと内装材とに挟まれて、それらの少なくとも一方に前記第１外面が宛がわれる車両構造。
　［特徴９］
　特徴１から６の何れか１の特徴に記載の制振部材が、ルーフライナーとルーフパネルとに挟まれて、それらの少なくとも一方に前記第１外面が宛がわれる車両の天井構造。
　本特徴によれば、ルーフパネルの振動を低減することができる。
　［特徴１０］
　特徴１から６の何れか１の特徴に記載の制振部材が部材間に挟まれて、それらの少なくとも一方に前記第１外面が宛がわれる制振構造。
　［特徴１１］
　特徴１から６の何れか１の特徴に記載の制振部材と、
　前記制振部材の前記第１外面が宛がわれる部材と、を含む制振構造。
　特徴１０，１１によれば、制振部材が宛がわれる部材の制振が可能となる。
　なお、本明細書及び図面には、特許請求の範囲に含まれる技術の具体例が開示されているが、特許請求の範囲に記載の技術は、これら具体例に限定されるものではなく、具体例を様々に変形、変更したものも含み、また、具体例から一部を単独で取り出したものも含む。
　１０　　制振部材
　１１　　第１面
　１４　　突部
　２０　　ルーフライナー
　９０　　車両
　９１　　ルーフパネル
１００　　天井構造

Claims (7)

  1. 　複数の突部が並ぶ第１外面を有し、
    　圧縮歪み０～３０％の範囲における平均弾性率が、３ｋＰａ以上２７ｋＰａ以下の発泡体を備える制振部材。
  2. 　前記第１外面は、プロファイル加工面である請求項１に記載の制振部材。
  3. 　見掛け密度が、４０ｋｇ／ｍ３以下である請求項１又は２に記載の制振部材。
  4. 　請求項１又は２に記載の制振部材を上面に備え、上向きになった前記第１外面を有する車両用のルーフライナー。
  5. 　請求項１又は２に記載の制振部材が、車体パネルと内装材とに挟まれて、それらの少なくとも一方に前記第１外面が宛がわれる車両構造。
  6. 　請求項１又は２に記載の制振部材が、ルーフライナーとルーフパネルとに挟まれて、それらの少なくとも一方に前記第１外面が宛がわれる車両の天井構造。
  7. 　請求項１又は２に記載の制振部材が部材間に挟まれて、それらの少なくとも一方に前記第１外面が宛がわれる制振構造。
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