JP4052705B2

JP4052705B2 - 液体封入ブッシュ

Info

Publication number: JP4052705B2
Application number: JP00559498A
Authority: JP
Inventors: 康生宮本
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 1998-01-14
Filing date: 1998-01-14
Publication date: 2008-02-27
Anticipated expiration: 2018-01-14
Also published as: JPH11198622A; US6224046B1

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。
【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、
1) 入力周波数が１８Ｈｚ近傍の減衰力（即ち、損失係数 tanδ）の増加によるサスンションのバネ下の前後共振の低減（図９参照）
2) 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）
3) 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１０参照）
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。
【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０４，０４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。
【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。
【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。
【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、その液体封入ブッシュの上下方向の動バネ定数が最小となる周波数と、同ブッシュの損失係数が最大となる周波数とを、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、請求項１の発明の構成に加えて、前記動バネ定数が最小となる周波数が、前記剛体共振周波数の０．７倍〜１．５倍の周波数の範囲に設定されることを特徴とし、さらに請求項３に記載された発明は、請求項１又は２の発明の構成に加えて、前記剛体共振周波数が６００Ｈｚ近傍であることを特徴とする。
【００１０】
上記構成によれば、液体封入ブッシュの上下方向の動バネ定数が最小となる周波数と、損失係数が最大となる周波数とを共に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、０．７ｆ₀〜１．５ｆ₀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。
【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。
【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。
【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。
【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。
【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。
【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１０₁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。
【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。
【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。
【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。
【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。
【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。
【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と、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。
【００２６】
(1) 液体封入ブッシュ８の静バネ定数を増加させる
(2) 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
(3) 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）
(4) 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 (1)〜(4) 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と、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。
【００２７】
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。
【００２８】
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。
【００２９】
【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上下方向の動バネ定数が最小となる周波数と損失係数が最大となる周波数とを共に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。
【図面の簡単な説明】
【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
【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
【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
【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
【図１３】サスペンションのモデルを示す図
【符号の説明】
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

Claims

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、
その液体封入ブッシュの上下方向の動バネ定数（Ｋ^*）が最小となる周波数と、同ブッシュの損失係数（ tanδ）が最大となる周波数とを、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。
前記動バネ定数（Ｋ^*）が最小となる周波数は、前記剛体共振周波数（ｆ₀）の０．７倍〜１．５倍の周波数の範囲に設定したことを特徴とする、請求項１に記載の液体封入ブッシュ。
前記剛体共振周波数（ｆ₀）は６００Ｈｚ近傍であることを特徴とする、請求項１又は２に記載の液体封入ブッシュ。