JP3753472B2

JP3753472B2 - Anti-vibration support

Info

Publication number: JP3753472B2
Application number: JP18061496A
Authority: JP
Inventors: 勝敏太田
Original assignee: Kurashiki Kako Co Ltd
Current assignee: Kurashiki Kako Co Ltd
Priority date: 1996-07-10
Filing date: 1996-07-10
Publication date: 2006-03-08
Anticipated expiration: 2016-07-10
Also published as: JPH1026162A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、自動車のエンジンマウントやサペンションブッシュ等に用いられる防振支持体に関し、さらに詳しくは、支持剛性と防振性能とを両立させるため、ゴム弾性体に複数の貫通孔が形成された防振支持体に係る。
【０００２】
【従来の技術】
従来より、この種の防振支持体として、図９及び図１０に示すように、内筒体１０１とこの内筒体１０１を囲む外筒体１０２とがゴム弾性体１０３により互いに変位可能に連結され、上記ゴム弾性体１０３において上記内筒体１０１の軸線Ｘと平行に貫通する貫通孔１０４，１０４，…が上記内筒体１０１を囲むよう周方向に列状に形成されたものが知られている（例えば、実開昭５３−５３２８１号公報参照）。このような従来の防振支持体における静バネ特性を、図３に示す荷重−撓み相関曲線に基づいて説明すると、同図に破線ｂで示すように、撓み量がそれほど大きくない初期領域において、防振支持体に加えられる荷重が零から次第に増大するにつれて上記撓み量が増大し、防振支持体がある程度撓んだところで荷重があまり増大しないまま撓み量だけが大きくなる領域（以下、バックリング領域という）が現れ、さらに荷重を増大させると、再び初期領域と同様に撓み量が荷重に応じて増大するようになる。これは、初期領域においてはゴム弾性体１０３が全体として変形するとともに貫通孔１０４，１０４，…も同程度の割合で変形する一方、バックリング領域においては上記貫通孔１０４，１０４，…とその周囲のゴム弾性体１０３だけが急速に変形し、上記貫通孔１０４，１０４，…が潰れた後に、再び、ゴム弾性体１０３が全体として変形するためであると考えられる。ここで、上記荷重−撓み相関曲線の傾きは、防振支持体の静バネ定数を表しており、この相関曲線から、上記バックリング領域における静バネ定数Ｋ2 が特に小さくなっていることが分かる。
【０００３】
そして、このような防振支持体の静バネ特性を利用して、例えば、防振支持体を自動車のエンジンマウントとして用いる場合に、エンジンのアイドル振動やこもり音発生領域における低動バネ化を図ることが行われている。すなわち、この防振支持体の内筒体１０１が振動発生源としてのエンジンに連結される一方、外筒体１０２が振動受部としての車体側に連結されて上記内筒体１０１にエンジンの自重による分担荷重が加わる１Ｇ状態で、上記防振支持体の撓み量がバックリング領域内の大きさになるように、つまり、上記ブッシュのバックリング荷重Ｆ2 （図３参照）が上記分担加重と一致するようにゴム弾性体１０３の硬度を設定することにより、上記１Ｇ状態における上記防振支持体の静バネ定数Ｋ2 が特に小さくなるようにし、これにより、アイドル振動やこもり音発生領域における低動バネ化を図るようにしている。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
ところが、エンジンの重量は様々であり、特に、高級車に搭載されるエンジンは大型で重いものが多い。この場合、防振支持体に加わる分担加重も必然的に大きくなり、これに合わせて防振支持体のバックリング荷重を大きく設定するためにゴム弾性体の硬度を上げると、図３に仮想線ｃで示すように、バックリング荷重Ｆ3 が大きくなると同時に、バックリング領域における静バネ定数Ｋ3 も大きくなってしまうことになる。この結果、アイドル振動やこもり音発生領域における低動バネ化を十分に図れないという不都合がある。
【０００５】
本発明は、このような事情に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、大型エンジンに対応するために支持剛性を向上させつつ、１Ｇ状態での静バネ定数を小さく維持して低動バネ化を図ることにある。
【０００６】
【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記載の発明は、横向きに配置されて振動発生源又は振動受部の一方に連結される内筒体と、この内筒体を囲むよう配置されて上記振動発生源又は振動受部の他方に連結される外筒体と、この外筒体と上記内筒体との間に介装されて両者を互いに連結するゴムゴム弾性体とを備えた防振支持体を前提とする。このものにおいて、上記ゴム弾性体内に、上記内筒体の軸線方向に延びる複数の貫通孔を上記内筒体の周囲を囲むよう全周にわたって形成し、これらの複数の貫通孔の内、上記振動発生源又は振動受部の自重により上記内筒体と上記外筒体とが相対変位するときに上記ゴム弾性体が引張側となる範囲に配設された貫通孔の内部にのみ、上記ゴム弾性体よりも硬質の棒状部材をその外周面が上記貫通孔の内周面と密着するよう挿入する構成とするものである。
【０００７】
上記の構成の場合、硬質の棒状部材がゴム弾性体内における引張側に配設された貫通孔内に挿入されているため、上記貫通孔の周囲で上記ゴム弾性体の引張変形が規制されることになり、初期領域における静バネ定数、すなわち支持剛性が高まる。このため、ゴム弾性体の硬度を高めることなくバックリング荷重が大きく設定され、これにより、より重量の大きいエンジンを支持させても、防振支持体の撓み量をバックリング領域内の大きさにすることが可能になる。一方、上記棒状部材は、上記ゴム弾性体内における圧縮側に配設された貫通孔内には挿入されていないため、これらの貫通孔はその周辺のゴム弾性体の圧縮変形につれて潰れ変形する。このため、上記防振支持体のバックリング領域における静バネ定数は、上記棒状部材を用いない場合と比較してほとんど変わらない低い値に保たれる。この結果、上記防振支持体により、より重量の大きいエンジンを支持し得る支持剛性を発揮させつつ、アイドル振動やこもり音発生領域における低動バネ化を十分に図ることが可能になる。
【０００８】
請求項２記載の発明は、請求項１記載の発明におけるゴム弾性体の引張側となる範囲を、内筒体の軸線を通る自重の作用方向線を挟みかつ上記軸線を中心にして上方に拡がる扇状範囲とするものである。
【０００９】
上記の構成の場合、請求項１記載の発明における棒状部材の配置が具体的に特定され、これにより、請求項１記載の発明による作用を確実に得ることが可能になる。
【００１０】
請求項３記載の発明は、請求項１記載の発明において、内筒体の軸端に外嵌されて外筒体の端面を覆うよう拡がる緩衝用のストッパラバーを備え、棒状部材の一端部を上記ストッパラバーに予め一体に取り付ける構成とするものである。
【００１１】
上記の構成の場合、請求項１記載の発明による作用に加えて、防振支持体の製造時において、内筒体、ゴム弾性体及び外筒体を一体化したブッシュ本体に対して棒状部材を取り付けたストッパラバーを組み付けるだけで、上記ゴム弾性体内に形成された複数の貫通孔に対して棒状部材を挿入することが可能になり、これにより、上記防振支持体を容易に製造することが可能になる。
【００１２】
請求項４記載の発明は、請求項１記載の発明における複数の貫通孔を、内筒体を囲む少なくとも１重の貫通孔列を構成するよう配設する構成とするものである。
【００１３】
上記の構成の場合、請求項１記載の発明における複数の貫通孔が列状に配置されているため、防振支持体の組み立ての容易化が図られる。
【００１４】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施形態に係る防振支持体をエンジンマウントとして適用した例について図面に基いて説明する。
＜第１実施形態＞
図１及び図２は、本発明の第１実施形態を示し、１は横向きに配置された内筒体、２はこの内筒体１を囲むように配置された外筒体、３はこの外筒体２と上記内筒体１との間に介装されて両者を連結するゴム弾性体、４はこのゴム弾性体３の内部に形成された貫通孔列、５，５，…は棒状部材である。
【００１５】
上記内筒体１は、鋼製筒体により構成され、その軸線Ｘに沿って内嵌された図示省略の軸体等を介して振動発生源としてのエンジン（図示省略）に連結された１Ｇ状態において、このエンジンの自重による分担荷重をその作用方向である鉛直方向（図１及び図２における上下方向；以下、単に上下方向という）に下向きに受け、上記外筒体２に対して下方に変位するようになっている。また、上記外筒体２は、上記内筒体１よりも大径の鋼製筒体により構成され、上記内筒体１と同軸に配置され、図示省略のブラケット等を介して振動受部としての車体側に連結されて支持されるように構成されている。
【００１６】
上記ゴム弾性体３は、上記内筒体１と上記外筒体２との間を埋めるよう中空円筒形状に、上記内筒体１及び外筒体２と一体にゴムの加硫成形により形成されており、上記１Ｇ状態において、エンジンの自重を受けて弾性変形することにより、この内筒体１よりも上側部分が引張側になる一方、この内筒体１よりも下側部分が圧縮側になるようになっている。
【００１７】
上記貫通孔列４は、上記ゴム弾性体３の内部における内筒体１の軸線Ｘを中心とする円周上に互いに等間隔に配設された複数（図例では１２個）の貫通孔４１，…，４１ａ，…により構成されている。これらの貫通孔４１，…，４１ａ，…は、それぞれ円形の横断面形状を有し、上記軸線Ｘと平行に上記ゴム弾性体３をその一端面３ａから他端面３ｂまで貫通して形成されている。そして、上記貫通孔４１，…，４１ａ，…のうち、引張側における上記軸線Ｘを中心として上方に拡がる内角で９０度範囲の扇状範囲３ｃに配設されているもの、すなわち、上記内筒体１の真上及びその両隣に配置された合計３個の貫通孔４１ａ，４１ａ，…の内部には、それぞれ、上記各棒状部材５が挿入された状態になっており、上記３個の貫通孔４１ａ，４１ａ，…の両端開口がゴム部分３１により閉塞されている。
【００１８】
上記棒状部材５，５，…のそれぞれは、上記ゴム弾性体３よりも硬質の金属や合成樹脂等の材料により、各貫通孔４１ａの内径と略同じ外径でこれらの各貫通孔４１ａと略同じ長さを有する円柱形状に形成されており、上記各貫通孔４１ａ内に圧入気味に押し込まれて挿入されている。そして、上記棒状部材５，５，…の硬度がゴム弾性体３の硬度よりも高いため、上記各貫通孔４１ａの引張変形が規制されるようになっている。
【００１９】
つぎに、上記第１実施形態に係るエンジンマウントの作用・効果を説明する。
【００２０】
上記エンジンマウントがエンジンと車体との間に介装されてこのエンジンの自重を受ける１Ｇ状態では、内筒体１が上記エンジンの自重による分担荷重を受けて下方に変位し、この分担荷重とゴム弾性体３の弾性力とがつり合った状態になる。この際、上記ゴム弾性体３の硬度が比較的低めに設定されていても、３個の貫通孔４１ａ，４１ａ，…に挿入された棒状部材５，５，…により、上記各貫通孔４１ａの周囲で上記ゴム弾性体３の引張変形が規制されるため、上記エンジンマウントの初期領域における静バネ定数が高まる。従って、ゴム弾性体３の硬度を高めることなくより重量の大きいエンジンを支持し得る支持剛性を発揮させることができる。一方、上記３個の貫通孔４１ａ，４１ａ，…以外の貫通孔４１，４１，…内には上記棒状部材５，５，…が挿入されていないため、これらの貫通孔４１，４１，…はその周辺のゴム弾性体３の変形につれて上記棒状部材５，５，…を用いない従来の場合と同様に変形する。このため、上記エンジンマウントのバックリング領域における静バネ定数を、上記従来の場合とほとんど変わらない比較的小さい値に抑制することができる。
【００２１】
この結果、上記エンジンマウントにより、より重量の大きいエンジンを支持することができ、かつ、アイドル振動やこもり音発生領域における低動バネ化を十分に図ることができる。
【００２２】
これを図３の荷重−撓み相関曲線に基づいて説明すると、上記エンジンマウントによれば、同図に実線ａで示すように、ゴム弾性体３の撓み量が初期領域にあるとき、従来のエンジンマウント（同図に破線ｂで示す）と比較して、相関曲線の傾き（静バネ定数）が大きくなってバックリング荷重Ｆ1 が大きくなる。一方、上記ゴム弾性体３の撓み量がバックリング領域にあるとき、その相関曲線の傾きＫ1 が、ゴム弾性体の硬度を高めたエンジンマウント（同図に仮想線ｃで示す）における相関曲線の傾きＫ3 と比較して小さく、従来のエンジンマウントにおける相関曲線の傾きＫ2 と変わらないものになる。
＜第２実施形態＞
図４及び図５は本発明の第２実施形態を示し、６は緩衝用のストッパラバー、６１，６１，…は棒状部材である。
【００２３】
上記ストッパラバー６は、外筒体２よりも大径の円板状に形成され、中心位置に内筒体１の外径と略同じ大きさの貫通孔６ａを有しており、また、ゴム弾性体３の３個の貫通孔４１ａ，４１ａ，…に対応する位置に棒状部材６１，６１，…がそれぞれ内筒体１の軸線Ｘ方向に突出するように取り付けられている。そして、上記ストッパラバー６は、上記貫通孔６ａに上記内筒体１の軸端１ａが内嵌されるように上記ゴム弾性体３に対してその一端面３ａ側から組み付けられ、上記内筒体１と外筒体２とが上記軸線Ｘ方向へ相対変位する際の衝撃を吸収するようになっている。そして、上記棒状部材６１，６１，…は、上記第１実施形態と同様に金属や合成樹脂等により形成されており、上記ストッパラバー６が上記ゴム弾性体３に対して組み付けられることにより、それぞれ、上記貫通孔４１ａ，４１ａ，…内に圧入されるようになっている。
【００２４】
なお、上記防振支持体のその他の構成は第１実施形態のものと同様であるために、同一部材には同一符号を付して、その説明は省略する。
【００２５】
そして、上記第２実施形態の場合、上記第１実施形態に係るエンジンマウントと同様、より重量の大きいエンジンを支持することができ、かつ、アイドル振動やこもり音発生領域における低動バネ化を十分に図ることができる上、エンジンマウントの製造時において、内筒体１、ゴム弾性体３及び外筒体２を一体化した上で、このゴム弾性体３に対してストッパラバー６を組み付けるだけで、上記ゴム弾性体３内の貫通孔４１ａ，４１ａ，…に対して棒状部材６１，６１，…を圧入することができるため、上記エンジンマウントを上記第１実施形態のエンジンマウントと比較して容易に製造することができる。
＜第３実施形態＞
図６は本発明の第３実施形態を示し、７，８はそれぞれ軸線Ｘを中心として外周側と内周側とに同心円状に配設された貫通孔列であり、１５，１５…は棒状部材である。
【００２６】
上記貫通孔列７は、ゴム弾性体１３の外周側において周方向に列状に、かつ、互いに等間隔に配設された複数（図例では１２個）の貫通孔７１，…，７１ａ，…により構成されており、また、上記貫通孔列８は、上記貫通孔列７の内周側において周方向に上記貫通校７１，…，７１ａ，…に対してそれぞれ千鳥状に配設された複数（図例では１２個）の貫通孔８１，…，８１ａ，…により構成されている。また、これらの貫通孔７１，…，７１ａ，…及び８１，…，８１ａ，…は、それぞれ、上記第１実施形態又は第２実施形態における貫通孔４１，…，４１ａ，…と同様の形状に形成されており、上記貫通孔７１，…，７１ａ，…及び８１，…，８１ａ，…のうち、引張側における軸線Ｘを中心として上方に拡がる内角で９０度範囲の扇状範囲１３ａに配設されているもの、すなわち、上記内筒体１の真上及びその両隣に配置された合計３個の貫通孔７１ａ，７１ａ，…と、それらに対して周方向の中間位置に千鳥状にそれぞれ配置された２個の貫通孔８１ａ，８１ａとの合計５個の貫通孔の内部に、それぞれ、上記各棒状部材１５が挿入されている。この場合、上記第１実施形態と同様に上記棒状部材１５，１５，…をゴム弾性体１３内に埋め込んだ状態にしてもよく、又、上記第２実施形態と同様に上記棒状部材１５，１５，…を、予めストッパラバーに一体に取り付けた状態で上記ゴム弾性体１３内に圧入するようにしてもよい。
【００２７】
なお、上記防振支持体のその他の構成は第１実施形態又は第２実施形態のものと同様であるために、同一部材には同一符号を付して、その説明は省略する。
【００２８】
そして、上記第３実施形態の場合、上記第１実施形態及び第２実施形態に係るエンジンマウントと同様に、より重量の大きいエンジンを支持することができ、かつ、アイドル振動やこもり音発生領域における低動バネ化を十分に図ることができる上、上記第１実施形態及び第２実施形態と比較して、貫通孔７１，…，７１ａ，…及び８１，…，８１ａ，…の数が多いため、棒状部材１５，１５，…の配置をきめ細かく変えることができ、これにより、バックリング荷重やバックリング領域における静バネ定数をよりきめ細かく設定することができる。
＜他の実施形態＞
なお、本発明は上記第１，第２及び第３実施形態に限定されるものではなく、その他種々の実施形態を包含するものである。すなわち、上記第１，第２及び第３実施形態では、棒状部材５，６１又は１５を挿入する範囲を、引張側における内角で９０度範囲の扇状範囲３ｃ又は１３ａにしているが、これに限らず、上記引張側内であれば、上記角度範囲はより広くすることもより狭くすることも可能であり、また、扇状範囲ではなく、内筒体１の上方範囲であって所定幅を有する範囲にしてもよい。
【００２９】
上記第１、第２及び第３実施形態では、貫通孔列４，７又は８を構成する各貫通孔を互いに等間隔に配置しているが、これに限らず、等間隔でなくてもよい。
【００３０】
上記第１及び第２実施形態では、貫通孔列を１列としており、又、第３実施形態では貫通孔列を２列にしているが、これに限らず、貫通孔列の数は３列以上でもよい。
【００３１】
また、上記第１，第２及び第３実施形態では、防振支持体をエンジンマウントとして適用しているが、これに限らず、例えば、サスペンションブッシュ等に適用してもよい。
【００３２】
上記第１，第２及び第３実施形態では、エンジンの自重の作用方向を上下方向としているが、これに限らず、斜め方向から自重が作用するような場合にも適用することが可能である。
【００３３】
【実施例】
本発明に係る防振支持体において、棒状部材の挿入範囲を種々に変更し、その時の静バネ特性を調べた。その試験結果について図７、図８及び表１に基づいて説明する。なお、図７における上下左右方向を、以下、単に上下左右というものとする。まず、同図に示すように、ゴム弾性体２３を上下左右の扇状範囲に４等分し、それらの扇状範囲が内筒体１の下側に配置されているものをＡグループ、上記内筒体１の上側に配置されているものをＢグループ、上記内筒体１の左右両側にそれぞれ配置されているものをＣグループ及びＤグループとした。そして、これら４グループの各外周側の３個の貫通孔群に対し、Ａグループのみに棒状部材を挿入した第１の場合、Ｂグループのみに棒状部材を挿入した第２の場合、Ｃグループのみに棒状部材を挿入した第３の場合、Ｃ及びＤグループのみに棒状部材を挿入した第４の場合の４通りの場合について、それぞれ、荷重に対する静バネ定数の変化を調べ、さらに、従来の防振支持体と同様に棒状部材を用いない第５の場合と、同じく棒状部材を用いずにゴム弾性体の硬度を上げた第６の場合についても同様に調べ、以上の６通りの場合について結果を比較検討した。
【００３４】
図８に上記の各場合について、荷重に対する静バネ定数の変化を示す。上記の第１の場合は、同図に実線Ａで示すように、第５の場合（同図に破線Ｈで示す）と比較して初期領域における静バネ定数（同図において、各グラフの左端部における静バネ定数）とバックリング荷重（同図において、静バネ定数が最小となるときの荷重）とが大幅に増大しているが、同時にバックリング領域における静バネ定数（上記の最小となる静バネ定数）の値も大幅に増大してしまうため、低動バネ化の要請に反するという不都合がある。上記第２の場合は、同図に実線Ｂで示すように、従来の防振支持体（破線Ｈ参照）と比較して初期領域における静バネ定数とバックリング荷重とが十分に増大しており、その上、バックリング領域における静バネ定数はほとんど変化していないため、大重量の大型エンジンをバックリング領域で静バネ定数を低く保ったまま支持することができる。また、上記第３の場合及び第４の場合は、同図に仮想線Ｃ及びＣＤでそれぞれ示すように、従来の防振支持体と比較して初期領域における静バネ定数とバックリング荷重とが十分に増大しているが、バックリング領域における静バネ定数も増大してしまうため、上記第１の場合と同様、低動バネ化を図れないという不都合がある。なお、上記第６の場合は、同図に仮想線Ｅで示すように、上記第３及び第４の場合と同等の結果となる。
【００３５】
表１に上記の各場合について、初期領域における静バネ定数、バックリング荷重及びバックリング領域における静バネ定数を測定した結果を示す。
【００３６】
【表１】
【００３７】
上記表１において、第２の場合と第３の場合とを比較すると、第３の場合では、従来（第５の場合）と比較してバックリング領域における静バネ定数の値が２ｋｇｆ／ｍｍも上昇してしまっており、特にエンジンマウントとして用いる場合に好ましくない特性となってしまうことが分かる。
【００３８】
【発明の効果】
以上説明したように、請求項１記載の発明における防振支持体によれば、硬質の棒状部材をゴム弾性体に形成された複数の貫通孔の内の特定範囲の貫通孔のみに挿入することにより、バックリング領域における静バネ定数を小さく保ちつつバックリング荷重を増大設定することができ、これにより、より重量の大きいエンジンを支持し得る高い支持剛性を得つつ、アイドル振動やこもり音発生領域における低動バネ化を十分に図ることができる。
【００３９】
請求項２記載の発明によれば、請求項１記載の発明における棒状部材の配置が具体的に特定され、これにより、請求項１記載の発明による効果を確実に得ることができる。
【００４０】
請求項３記載の発明によれば、上記請求項１記載の発明による効果に加えて、防振支持体の製造時において、棒状部材を予めストッパラバーに一体に取り付けておくことにより、上記防振支持体を容易に製造することができる。
【００４１】
請求項４記載の発明によれば、上記請求項１記載の発明による効果に加えて、複数の貫通孔を列状に配置することにより、防振支持体の組み立てを容易に行うことができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施形態を示す断面図である。
【図２】図１のＡ−Ａ線における断面図である。
【図３】第１実施形態における荷重−撓み相関曲線を示す図である。
【図４】第２実施形態を示す図１相当図である。
【図５】図４のＢ−Ｂ線における断面図である。
【図６】第３実施形態を示す図１相当図である。
【図７】実施例を示す図１相当図である。
【図８】実施例における荷重に基づく静バネ定数の変化を示す図である。
【図９】従来の防振支持体を示す図１相当図である。
【図１０】図９のＣ−Ｃ線における断面図である。
【符号の説明】
１内筒体
２外筒体
３，１３，２３ゴム弾性体
３ｃ，１３ａ扇状範囲
４，７，８貫通孔列
５，１５，６１棒状部材
６ストッパラバー
４１，４１ａ，７１，７１ａ，８１，８１ａ貫通孔
Ｘ内筒体の軸線[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a vibration damping support for use in an engine mount or support pension bush of an automobile, more particularly, in order to achieve both the support rigidity and vibration damping capability, the through hole of the multiple is formed in the rubber elastic body Related to anti-vibration support.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, as shown in FIGS. 9 and 10, as this type of vibration-proof support, an inner cylinder 101 and an outer cylinder 102 surrounding the inner cylinder 101 are connected to each other by a rubber elastic body 103 so as to be displaceable from each other. In the rubber elastic body 103, through holes 104, 104,... Penetrating in parallel with the axis X of the inner cylinder 101 are formed in a row in the circumferential direction so as to surround the inner cylinder 101. (See, for example, Japanese Utility Model Publication No. 53-53281). The static spring characteristics of such a conventional anti-vibration support will be described based on the load-deflection correlation curve shown in FIG. 3, as shown by the broken line b in FIG. The amount of flexure increases as the load applied to the anti-vibration support gradually increases from zero, and the region in which only the flexure amount increases without increasing the load when the anti-vibration support is bent to some extent (hereinafter referred to as buckling). When the load is further increased, the amount of deflection again increases according to the load as in the initial region. This is because the rubber elastic body 103 is deformed as a whole in the initial region and the through holes 104, 104,... Are deformed at the same rate, while in the buckling region, the through holes 104, 104,. It is considered that only the rubber elastic body 103 is deformed rapidly and the rubber elastic body 103 is deformed again as a whole after the through holes 104, 104,. Here, the slope of the load-deflection correlation curve represents the static spring constant of the anti-vibration support, and it can be seen from this correlation curve that the static spring constant K2 in the buckling region is particularly small.
[0003]
Then, by using the static spring characteristic of such a vibration isolating support, for example, when the vibration isolating support is used as an engine mount of an automobile, a reduction in the dynamic spring in the region where the engine idling vibration and the booming noise are generated is achieved. Things have been done. That is, the inner cylinder 101 of the vibration isolating support is connected to an engine as a vibration generation source, while the outer cylinder 102 is connected to the vehicle body as a vibration receiving portion, and the engine's own weight is connected to the inner cylinder 101. In the 1G state where a shared load is applied, the amount of flexure of the anti-vibration support becomes the size in the buckling region, that is, the buckling load F2 of the bush (see FIG. 3) matches the shared load. By setting the hardness of the rubber elastic body 103 in such a manner, the static spring constant K2 of the anti-vibration support in the 1G state is made particularly small, whereby a low dynamic spring in the region where idle vibrations and booming noise are generated. It tries to make it.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
However, the weight of the engine varies, and in particular, many engines mounted on luxury cars are large and heavy. In this case, the shared load applied to the vibration isolating support is inevitably increased, and if the hardness of the rubber elastic body is increased in order to increase the buckling load of the vibration isolating support in accordance with this, a virtual line is shown in FIG. As indicated by c, at the same time as the buckling load F3 increases, the static spring constant K3 in the buckling region also increases. As a result, there is an inconvenience that it is not possible to sufficiently reduce the dynamic spring in the idling vibration or booming sound generation region.
[0005]
The present invention has been made in view of such circumstances, and an object of the present invention is to maintain a small static spring constant in the 1G state while improving support rigidity in order to cope with a large engine. The purpose is to achieve a low dynamic spring.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above-mentioned object, the invention according to claim 1 is arranged in such a manner that it is disposed sideways and is connected to one of the vibration generating source or the vibration receiving portion, and is disposed so as to surround the inner cylinder. An anti-vibration support comprising an outer cylinder connected to the other of the vibration generating source or the vibration receiving portion, and a rubber rubber elastic body interposed between the outer cylinder and the inner cylinder for connecting the two to each other Assume the body. In this one, to the rubber elastic body, the multiple through-holes extending in the axial direction of the inner cylindrical member formed over the entire periphery so as to surround the periphery of the inner cylindrical member, among these multiple through-holes, When the inner cylinder and the outer cylinder are relatively displaced by the weight of the vibration generating source or the vibration receiving portion, the rubber elastic body is only inside the through-hole disposed in the tension side. A rod-like member harder than the rubber elastic body is inserted so that the outer peripheral surface thereof is in close contact with the inner peripheral surface of the through hole.
[0007]
In the case of the above configuration, since the hard rod-shaped member is inserted into the through hole provided on the tension side in the rubber elastic body, the tensile deformation of the rubber elastic body is restricted around the through hole. Thus, the static spring constant in the initial region, that is, the support rigidity is increased. For this reason, the buckling load is set to be large without increasing the hardness of the rubber elastic body, so that even if a heavier engine is supported, the amount of flexure of the anti-vibration support body becomes the size within the buckling region. It becomes possible to do. On the other hand, since the rod-shaped member is not inserted into the through-holes disposed on the compression side in the rubber elastic body, these through-holes are crushed and deformed as the surrounding rubber elastic body is compressed and deformed. For this reason, the static spring constant in the buckling area | region of the said vibration-proof support body is maintained at the low value which is hardly different compared with the case where the said rod-shaped member is not used. As a result, the anti-vibration support body can sufficiently achieve a low dynamic spring in an idle vibration or a booming noise generation region while exhibiting support rigidity capable of supporting a heavier engine.
[0008]
According to the second aspect of the present invention, the range on the tension side of the rubber elastic body according to the first aspect of the invention extends upward with the acting direction line of its own weight passing through the axis of the inner cylindrical body sandwiched between the axes. The fan-shaped range is used.
[0009]
In the case of the above configuration, the arrangement of the rod-shaped members in the invention according to claim 1 is specifically specified, and thereby, the operation according to the invention according to claim 1 can be reliably obtained.
[0010]
The invention according to claim 3 is the invention according to claim 1, further comprising a stopper rubber for buffering that is fitted around the shaft end of the inner cylinder and covers the end surface of the outer cylinder, and has one end of the rod-like member. The stopper rubber is integrated with the stopper rubber in advance.
[0011]
In the case of the above configuration, in addition to the action of the invention according to claim 1, in manufacturing the vibration-proof support body, the rod-shaped member is attached to the bush main body in which the inner cylinder body, the rubber elastic body, and the outer cylinder body are integrated. only assembling the stopper rubber attached, it is possible to insert the rod-like member against the through-hole of the number of double formed in the rubber elastic body, thereby, possible to easily manufacture the anti-vibration support Is possible.
[0012]
Invention according to claim 4, in which a configuration in which arranged to the multiple through-holes in the first aspect of the present invention comprise at least 1-fold of the through hole rows surrounding the inner cylinder.
[0013]
In the above configuration, multiple through-holes in the invention of claim 1, wherein the order is placed in a row, facilitating the assembly of the vibration damping support is achieved.
[0014]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, an example in which an anti-vibration support according to an embodiment of the present invention is applied as an engine mount will be described with reference to the drawings.
<First Embodiment>
1 and 2 show a first embodiment of the present invention, where 1 is an inner cylinder disposed sideways, 2 is an outer cylinder disposed so as to surround the inner cylinder 1, and 3 is an outer cylinder. A rubber elastic body 4 interposed between the cylindrical body 2 and the inner cylindrical body 1 to connect the two, 4 is a through-hole array formed inside the rubber elastic body 3, 5, 5,. It is.
[0015]
The inner cylinder 1 is constituted by a steel cylinder, and is connected to an engine (not shown) as a vibration generating source via a shaft body (not shown) fitted along the axis X. 1, the load that is shared by the engine's own weight is received downward in the vertical direction (the vertical direction in FIGS. 1 and 2; hereinafter simply referred to as the vertical direction), and is displaced downward with respect to the outer cylinder 2. It is supposed to be. The outer cylinder 2 is formed of a steel cylinder having a diameter larger than that of the inner cylinder 1 and is arranged coaxially with the inner cylinder 1 as a vibration receiving portion via a bracket (not shown). It is comprised so that it may be connected and supported by the vehicle body side.
[0016]
The rubber elastic body 3 is formed in a hollow cylindrical shape so as to fill a space between the inner cylindrical body 1 and the outer cylindrical body 2 and is integrally formed with the inner cylindrical body 1 and the outer cylindrical body 2 by vulcanization molding of rubber. In the 1G state, the upper portion of the inner cylinder 1 becomes the tension side by elastic deformation under the weight of the engine, while the lower portion of the inner cylinder 1 becomes the compression side. It is supposed to be.
[0017]
The through hole array 4, the through-holes of the multiple arranged equidistantly from each other on a circumference about the axis X of the inner cylindrical body 1 inside of the rubber elastic body 3 (twelve in the illustrated example) 41,..., 41a,. These through holes 41,..., 41a,... Each have a circular cross-sectional shape, and are formed through the rubber elastic body 3 from one end surface 3a to the other end surface 3b in parallel with the axis X. Yes. .. Of the through holes 41,..., 41a,... Are disposed in the fan-shaped range 3c having an inner angle extending upward about the axis X on the tension side, that is, the inner cylindrical body. Each of the rod-like members 5 is inserted into a total of three through-holes 41a, 41a,. Opening at both ends of 41a, 41a,...
[0018]
Each of the rod-shaped members 5, 5,... Is made of a material harder than the rubber elastic body 3, such as a metal or a synthetic resin, and has substantially the same outer diameter as the inner diameter of each through-hole 41 a. It is formed in a cylindrical shape having the same length, and is inserted into each of the through holes 41a by being pushed into the press. And since the hardness of the said rod-shaped members 5,5 ... is higher than the hardness of the rubber elastic body 3, the tensile deformation of each said through-hole 41a is controlled.
[0019]
Next, functions and effects of the engine mount according to the first embodiment will be described.
[0020]
In the 1G state in which the engine mount is interposed between the engine and the vehicle body and receives the weight of the engine, the inner cylinder 1 receives a shared load due to the weight of the engine and is displaced downward. The elastic force of the elastic body 3 is in a balanced state. In this case, even if the hardness of the rubber elastic body 3 is set to be relatively low, the rod-like members 5, 5,... Inserted into the three through holes 41a, 41a,. Since the elastic deformation of the rubber elastic body 3 is restricted around, the static spring constant in the initial region of the engine mount is increased. Therefore, it is possible to exert a supporting rigidity capable of supporting a heavier engine without increasing the hardness of the rubber elastic body 3. On the other hand, since the rod-shaped members 5, 5,... Are not inserted into the through holes 41, 41,... Other than the three through holes 41a, 41a,. As the surrounding rubber elastic body 3 is deformed, it is deformed in the same manner as in the conventional case where the rod-shaped members 5, 5,. For this reason, the static spring constant in the buckling region of the engine mount can be suppressed to a relatively small value that is hardly different from the conventional case.
[0021]
As a result, the engine mount can support a heavier engine and can sufficiently reduce the dynamic spring in the idling vibration and booming noise generation regions.
[0022]
This will be described based on the load-deflection correlation curve of FIG. 3. According to the engine mount, as shown by the solid line a in FIG. 3, when the amount of deformation of the rubber elastic body 3 is in the initial region, the conventional engine Compared with the mount (indicated by the broken line b in the figure), the slope of the correlation curve (static spring constant) increases and the buckling load F1 increases. On the other hand, when the amount of deflection of the rubber elastic body 3 is in the buckling region, the correlation curve slope K1 indicates that the correlation curve of the engine mount (shown by the phantom line c in the figure) in which the hardness of the rubber elastic body is increased. The slope is smaller than the slope K3 and is not different from the slope K2 of the correlation curve in the conventional engine mount.
Second Embodiment
4 and 5 show a second embodiment of the present invention, in which 6 is a stopper rubber for buffering, 61, 61, ... are rod-shaped members.
[0023]
The stopper rubber 6 is formed in a disk shape having a diameter larger than that of the outer cylindrical body 2, and has a through hole 6 a having a size substantially the same as the outer diameter of the inner cylindrical body 1 at the center position. Are attached at positions corresponding to the three through holes 41a, 41a,... Of the elastic body 3 so as to protrude in the direction of the axis X of the inner cylindrical body 1, respectively. And the said stopper rubber 6 is assembled | attached from the one end surface 3a side with respect to the said rubber elastic body 3 so that the axial end 1a of the said inner cylinder 1 may be internally fitted by the said through-hole 6a, The said inner cylinder 1 and the outer cylinder 2 absorb the impact when the relative displacement occurs in the direction of the axis X. The rod-shaped members 61, 61,... Are formed of metal, synthetic resin, or the like as in the first embodiment, and the stopper rubber 6 is assembled to the rubber elastic body 3, respectively. Are inserted into the through holes 41a, 41a,.
[0024]
In addition, since the other structure of the said vibration-proof support body is the same as that of the thing of 1st Embodiment, the same code | symbol is attached | subjected to the same member and the description is abbreviate | omitted.
[0025]
In the case of the second embodiment, similarly to the engine mount according to the first embodiment, it is possible to support a heavier engine and to sufficiently reduce the dynamic spring in the region where idle vibrations and booming noise are generated. In addition, when the engine mount is manufactured, the inner cylinder 1, the rubber elastic body 3, and the outer cylinder 2 are integrated, and the stopper rubber 6 is assembled to the rubber elastic body 3. Since the rod-like members 61, 61, ... can be press-fitted into the through holes 41a, 41a, ... in the rubber elastic body 3, the engine mount can be easily compared with the engine mount of the first embodiment. Can be manufactured.
<Third Embodiment>
FIG. 6 shows a third embodiment of the present invention. Reference numerals 7 and 8 denote through-hole rows arranged concentrically on the outer peripheral side and the inner peripheral side around the axis X, and 15, 15... It is a member.
[0026]
The through hole array 7 in the circumferential direction in a row in the outer peripheral side of the rubber elastic body 13, and the through holes 71 of the multiple arranged equidistant from each other (twelve in the illustrated example), ..., 71a, The through-hole rows 8 are arranged in a staggered manner on the inner peripheral side of the through-hole row 7 in the circumferential direction with respect to the penetrating schools 71, ..., 71a, ... through holes 81 of the multiple (twelve in the illustrated example), ..., 81a, is formed by .... In addition, these through holes 71, ..., 71a, ... and 81, ..., 81a, ... have the same shape as the through holes 41, ..., 41a, ... in the first embodiment or the second embodiment, respectively. .. And 81,..., 81a,... Are arranged in a fan-shaped range 13a having an inner angle that extends upward about the axis X on the tension side and having a 90-degree range. , That is, a total of three through-holes 71a, 71a,... Arranged just above and adjacent to the inner cylinder 1 and arranged in a zigzag manner at intermediate positions in the circumferential direction with respect to them. Each of the rod-shaped members 15 is inserted into a total of five through holes including the two through holes 81a and 81a. In this case, the rod-like members 15, 15,... May be embedded in the rubber elastic body 13 as in the first embodiment, and the rod-like members 15, 15 as in the second embodiment. ,... May be press-fitted into the rubber elastic body 13 in a state of being integrally attached to the stopper rubber in advance.
[0027]
In addition, since the other structure of the said anti-vibration support body is the same as that of the thing of 1st Embodiment or 2nd Embodiment, the same code | symbol is attached | subjected to the same member and the description is abbreviate | omitted.
[0028]
And in the case of the said 3rd Embodiment, similarly to the engine mount which concerns on the said 1st Embodiment and 2nd Embodiment, a heavier engine can be supported, and in an idle vibration and a booming noise generation | occurrence | production area | region. Since the low dynamic spring can be sufficiently achieved, the number of through holes 71, ..., 71a, ... and 81, ..., 81a, ... is larger than those in the first and second embodiments. The arrangement of the rod-like members 15, 15,... Can be finely changed, whereby the buckling load and the static spring constant in the buckling region can be set more finely.
<Other embodiments>
The present invention is not limited to the first, second, and third embodiments, but includes other various embodiments. That is, in the first, second, and third embodiments, the range in which the rod-shaped members 5, 61, or 15 are inserted is the fan-shaped range 3c or 13a having an internal angle of 90 degrees on the tension side. However, if it is within the tension side, the angle range can be wider or narrower, and it is not a fan-shaped range but a range above the inner cylinder 1 and having a predetermined width. It may be.
[0029]
In the first, second and third embodiments, the through holes constituting the through hole row 4, 7 or 8 are arranged at equal intervals. However, the present invention is not limited to this, and may not be at equal intervals. .
[0030]
In the first and second embodiments, the number of through-hole rows is one, and in the third embodiment, the number of through-hole rows is two, but the number of through-hole rows is three. That's all.
[0031]
In the first, second, and third embodiments, the anti-vibration support is applied as an engine mount. However, the present invention is not limited thereto, and may be applied to, for example, a suspension bush.
[0032]
In the first, second, and third embodiments, the direction of operation of the engine's own weight is the vertical direction. However, the present invention is not limited to this, and the present invention can also be applied to cases where the own weight acts from an oblique direction. .
[0033]
【Example】
In the anti-vibration support according to the present invention, the insertion range of the rod-shaped member was variously changed, and the static spring characteristics at that time were examined. The test results will be described with reference to FIGS. Note that the vertical and horizontal directions in FIG. 7 are hereinafter simply referred to as vertical and horizontal directions. First, as shown in the same figure, the rubber elastic body 23 is divided into four equal upper, lower, left and right fan-shaped ranges, and those fan-shaped ranges are arranged on the lower side of the inner cylindrical body 1, and the group A, the inner cylinder Those arranged on the upper side of the body 1 were designated as group B, and those arranged on the left and right sides of the inner cylinder 1 were designated as group C and group D, respectively. Then, for the three through hole groups on the outer peripheral sides of these four groups, in the first case where the rod-like member is inserted only in the A group, in the second case where the rod-like member is inserted only in the B group, only in the C group In the third case where the rod-like member is inserted into the four cases, the change in the static spring constant with respect to the load is examined for each of the four cases where the rod-like member is inserted only in the C and D groups. Similarly, the fifth case where no rod-like member is used as in the case of the vibration support and the sixth case where the hardness of the rubber elastic body is increased without using the same rod-like member are also examined. Were compared.
[0034]
FIG. 8 shows changes in the static spring constant with respect to the load for each of the above cases. In the first case, as shown by a solid line A in the figure, compared to the fifth case (shown by a broken line H in the figure), the static spring constant in the initial region (in the figure, the left end of each graph) The static spring constant in the part) and the buckling load (the load when the static spring constant becomes the minimum in the figure) are greatly increased, but at the same time the static spring constant in the buckling region (the above minimum) Since the value of (static spring constant) is also greatly increased, there is an inconvenience that it is against the demand for low dynamic springs. In the second case, as shown by a solid line B in the figure, the static spring constant and buckling load in the initial region are sufficiently increased as compared with the conventional anti-vibration support (see the broken line H). In addition, since the static spring constant in the buckling region hardly changes, a large heavy engine can be supported in the buckling region while keeping the static spring constant low. In the third and fourth cases, the static spring constant and buckling load in the initial region are compared with the conventional anti-vibration support, as indicated by phantom lines C and CD in FIG. Although it has increased sufficiently, the static spring constant in the buckling region also increases, so that there is a disadvantage that a low dynamic spring cannot be achieved as in the first case. In the sixth case, as shown by the imaginary line E in the figure, the same result as in the third and fourth cases is obtained.
[0035]
Table 1 shows the results of measuring the static spring constant in the initial region, the buckling load, and the static spring constant in the buckling region for each of the above cases.
[0036]
[Table 1]
[0037]
In Table 1, when comparing the second case and the third case, the value of the static spring constant in the buckling region is 2 kgf / mm in the third case as compared with the conventional case (the fifth case). It can be seen that the characteristics have risen, and are particularly undesirable when used as an engine mount.
[0038]
【The invention's effect】
As described above, according to the anti-vibration support in the invention of claim 1 wherein is inserted only into through-hole of a specific range of the bar-like member of a hard through hole number multiple formed in the rubber elastic body This makes it possible to increase the buckling load while keeping the static spring constant small in the buckling region, thereby obtaining high support rigidity that can support a heavier engine and generating idling vibration and booming noise. It is possible to sufficiently reduce the dynamic spring in the region.
[0039]
According to the invention described in claim 2, the arrangement of the rod-shaped members in the invention described in claim 1 is specifically specified, and thereby the effect of the invention described in claim 1 can be obtained with certainty.
[0040]
According to the invention described in claim 3, in addition to the effect of the invention described in claim 1, the anti-vibration is achieved by attaching the rod-like member integrally to the stopper rubber in advance during the manufacture of the anti-vibration support. The support can be easily manufactured.
[0041]
According to the fourth aspect of the present invention, in addition to the effect of the invention according to the first aspect, by arranging the through-holes of several in a row, it is possible to perform the assembly of the vibration damping support easily .
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a cross-sectional view showing a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a cross-sectional view taken along line AA in FIG.
FIG. 3 is a diagram showing a load-deflection correlation curve in the first embodiment.
FIG. 4 is a view corresponding to FIG. 1 showing a second embodiment.
5 is a cross-sectional view taken along line BB in FIG.
FIG. 6 is a view corresponding to FIG. 1 showing a third embodiment.
FIG. 7 is a view corresponding to FIG. 1 showing an embodiment.
FIG. 8 is a diagram showing a change in a static spring constant based on a load in an example.
FIG. 9 is a view corresponding to FIG. 1 showing a conventional vibration-proof support.
10 is a cross-sectional view taken along the line CC in FIG. 9. FIG.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Inner cylinder 2 Outer cylinder 3, 13, 23 Rubber elastic body 3c, 13a Fan-shaped range 4, 7, 8 Through-hole row | line | column 5, 15, 61 Bar-shaped member 6 Stopper rubber 41, 41a, 71, 71a, 81, 81a Through-hole X Inner cylinder axis

Claims

An inner cylinder that is disposed sideways and connected to one of the vibration generating source or the vibration receiving portion, and an outer cylinder that is disposed so as to surround the inner cylinder and is connected to the other of the vibration generating source or the vibration receiving portion. And an anti-vibration support body comprising a rubber elastic body interposed between the outer cylinder body and the inner cylinder body and connecting the two to each other,
The aforementioned rubber elastic body, multiple through holes extending in the axial direction of the inner cylindrical body is formed over the entire periphery so as to surround the periphery of the inner cylindrical member,
Among the multiple through-holes is disposed in the range in which the rubber elastic body is tension side when said inner cylindrical body and the outer cylindrical body and are relatively displaced by the own weight of the vibration generating source or the vibration receiving and inside the through holes only, vibration-damping support body characterized in that the rod-like member harder than the rubber elastic body outer peripheral surface thereof is inserted to close contact with the inner peripheral surface of the through hole.

In claim 1,
The range in which the rubber elastic body is on the tension side is a fan-shaped support that sandwiches an action direction line of its own weight passing through the axis of the inner cylinder and extends upward about the axis.

In claim 1,
A buffering stopper rubber that is fitted around the shaft end of the inner cylinder and extends to cover the end surface of the outer cylinder,
One end of the rod-shaped member is integrally attached to the stopper rubber in advance.

In claim 1,
Vibration damping support through holes of the multiple number, characterized in that it is arranged so as to constitute at least one fold of the through hole array surrounding the inner cylinder.