CN107076021A - 车辆用防振装置 - Google Patents

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Abstract

车辆用防振装置(6)安装于可变压缩比发动机(1)的上部、与对所述可变压缩比发动机进行搭载的车体之间，该可变压缩比发动机(1)设置有在活塞(102)与曲轴(103)之间包含上连杆(104)、下连杆(105)以及控制连杆(106)在内的多连杆机构(101)，该车辆用防振装置(6)具有：杆主体(63)，其一端的第1弹性连接部(61)与所述车体连接，另一端的第2弹性连接部(62)与所述可变压缩比发动机连接；惯性配重件，其支撑于所述杆主体；致动器(64)，其使所述惯性配重件在所述杆主体的轴向上往返移动；以及控制单元，其以在所述惯性配重件产生与所述杆主体的轴向的位移速度相应的力的方式，对所述致动器进行控制，所述杆主体的刚性体共振频率设定为比所述可变压缩比发动机的弯曲·扭转共振频率低。

Description

车辆用防振装置
技术领域
本发明涉及抑制来自内燃机等的振动传递至车体的车辆用防振装置。
背景技术
已知如下可变压缩比发动机，即，在活塞与曲轴之间设置有由上连杆、下连杆以及控制连杆构成的多连杆机构(专利文献1)。这种可变压缩比发动机通过在低负荷区域设定为高压缩比而实现低油耗，另一方面，通过在高负荷区域设定为低压缩比而抑制由增压压力引起的爆震。
专利文献1：日本专利第5327361号公报
发明内容
在上述当前的可变压缩比发动机中，为了与相同输出频域的发动机相比而能够实现更高的扭矩，需要更进一步提高发动机的支架构造的刚性。然而，存在如下问题，即，如果提高了支架构造的刚性，则向车体传递的振动增强，室内的安静性变差。
本发明要解决的问题为提供一种抑制从可变压缩比发动机向车体传递的振动的车辆用防振装置。
本发明的车辆用防振装置安装于可变压缩比发动机的上部与车体之间，该可变压缩比发动机设置有在活塞与曲轴之间包含多个连杆在内的多连杆机构，其中，该车辆用防振装置设置通过以下方式而解决上述问题，即，具有：杆主体，其将两端分别与发动机和车体连接的一对弹性连接部连结；以及致动器，其使惯性配重件在杆主体的轴向上进行往返移动，该车辆用防振装置将杆主体的刚性体共振频率设定为比可变压缩比发动机的弯曲·扭转共振频率低。
发明的效果
根据本发明，在可变压缩比发动机中通过多连杆机构的动作以及作用而将上下方向、左右方向以及因燃烧而引起的扭矩变动的振动抵消，因此能够提高发动机的支架刚性。另一方面，关于发动机的俯仰振动，通过与向车辆用防振装置的杆主体输入的轴向的位移速度相应地使惯性配重件进行往返移动，特别是能够抑制低负荷区域中的轰鸣声等。
附图说明
图1A是表示本发明所涉及的车辆用防振装置的一个实施方式应用于将可变压缩比发动机和车体连接的上扭矩杆的一个例子的正面图。
图1B是图1B的俯视图。
图2是表示图1A以及图1B的发动机支架以及扭矩杆的分解斜视图。
图3是表示图1A的可变压缩比发动机的一个例子的剖视图，且是沿着该图中的III-III线的剖视图。
图4是表示图3的可变压缩比发动机的1个往返(半个循环)的动作的概略图。
图5是表示图1B、图2以及图4的上扭矩杆的一个例子的剖视图。
图6是表示在图3的可变压缩比发动机安装有上扭矩杆的状态的一个例子的侧视图(包含局部剖视图)。
图7A是表示在图3的可变压缩比发动机安装有上扭矩杆的状态的其他例子的侧视图(包含局部剖视图)。
图7B是表示在图3的可变压缩比发动机安装有上扭矩杆的状态的另一其他例子的侧视图(包含局部剖视图)。
图8是表示在图3的可变压缩比发动机安装有上扭矩杆的状态的另一其他例子的侧视图(包含局部剖视图)。
具体实施方式
首先，针对将能够应用本发明所涉及的车辆用防振装置的一个实施方式的可变压缩比发动机以所谓的单摆支架(pendulum mount)方式搭载于车体的一个例子，参照图1A至图3进行说明。图1A是从车辆前方朝向后方观察本发明所涉及的防振装置的一个实施方式应用于车辆的发动机的一个例子的正面图(概略图)，图1B是图1A的俯视图(概略图)，图2是表示图1A以及图1B的发动机、发动机支架以及扭矩杆的分解斜视图。
通过单摆支架方式实现的发动机1的支撑构造是指如下支撑构造，即，如图1A以及图1B所示，相对于要如图所示那样对发动机1的惯性主轴L进行配置的所谓的横置发动机1，在图1B的俯视图中，主要对发动机1进行支撑的2个支撑点P1、P2隔着发动机1的惯性主轴L上的发动机1的重心G而相互位于轴向相反侧，在图1A的正面图中，设置为P1位于惯性主轴L上、且P2位于惯性主轴L的车辆上方。此外，具体而言，如图2所示，2个支撑点P1、P2由右发动机支架3(此即支撑点P1)和左发动机支架4(此即支撑点P2)构成。右发动机支架3构成为包含：右发动机支架托架31，其固定于发动机1；以及右发动机支架隔离件32，其固定于上述右发动机支架托架31与车体之间。另外，左发动机支架4构成为包含：左发动机支架托架41，其固定于发动机1；左发动机支架托架支撑件42；以及左发动机支架隔离件43，其固定于上述左发动机支架托架支撑件42与车体之间。
通过单摆支架方式实现的发动机的支撑构造构成为，如振子那样对发动机1进行悬吊支撑、并且利用一端安装于车体的扭矩杆组件5、6(下面，也称为上扭矩杆6、下扭矩杆5)之类的棒状部件对绕将上述支撑点P1、P2连结的直线的周围摆动的发动机的重心G进行抑制，具有能够以较少件数的部件而获得与以往相同的减振效果之类的优点。即，在以单摆支架方式搭载于车体的发动机1中，在发动机1运转时，发动机1因旋转惯性力而绕将2个支撑点P1、P2连结的轴(俯仰方向)倾斜。为了防止该倾斜而对发动机1进行支撑，具有：上扭矩杆6，其将发动机1的大致上半部分和车体侧部件连结；以及下扭矩杆5，其将发动机1的剩余的下半部分和车体侧部件连结。上扭矩杆6从车辆右上侧与发动机1连结，另一个下扭矩杆5从车辆下侧与发动机1连结，利用这2个扭矩杆5、6防止以单摆支架方式搭载的发动机1倾斜。
本实施方式的发动机1例如为直列4气缸发动机，且是具有多连杆机构的可变压缩比发动机。特别是在如排气量较大的发动机(排气量大于或等于2L)等那样安装有平衡轴的情况下，在发动机旋转的基本阶数(2阶分量)下不平衡惯性力较小，因此主要是发动机扭矩变动的反作用力作用于发动机1。因此，由本发明人发现，在发动机旋转的基本阶数下，因来自供给扭矩的上述2个扭矩杆5、6的输入而主要产生车内噪声·车内振动。另外，已知主要在车辆的加速时等对于乘员而言由基本阶数的高阶数构成的大约达到1000Hz的车内噪声成为问题。此外，在下面说明的实施方式中，对本发明所涉及的车辆用防振装置应用于以单摆支架方式支撑的发动机的例子进行说明，但本发明的车辆用防振装置不仅仅限定于单摆支架方式发动机，还能够应用于通过除此之外的支撑方式实现的发动机。
下面，对本实施方式的可变压缩比发动机1的结构以及作用进行说明。图3是表示图1A、图1B所示的本实施方式的可变压缩比发动机的一个例子的剖视图，且是沿着该图的III-III线的剖视图。本实施方式的可变压缩比发动机1为直列4气缸发动机，图3示出了一个气缸的剖面。本实施方式的压缩比发动机1具有使活塞上止点位置变化而对压缩比进行变更的多连杆机构(压缩比可变机构)101。多连杆机构101利用上连杆104以及下连杆105将活塞102和曲轴103连结，并利用控制连杆106对下连杆105的姿态进行控制，由此对压缩比进行变更。
上连杆104在其上端经由活塞销107且以该活塞销107为中心可转动地与活塞102连结。上连杆104在其下端经由上销108且以该上销108为中心可转动地与下连杆105的一端连结。下连杆105的另一端经由控制销109且以该控制销109为中心可转动地与控制连杆106连结。
在下连杆105形成有供曲柄销110连结的连结孔111，以使得将曲柄销110配置于上销108的中心与控制销109的中心之间。下连杆105大致在中央具有连结孔111，从图示的上下的2个部件可分割地构成以使得能够从后方组装于曲柄销110。通过将曲轴103的曲柄销110插入于连结孔111而使得下连杆105以曲柄销110为中心摆动。
曲轴103具有曲柄销110、轴颈部112以及配重件113。曲柄销110的中心110C从轴颈部112的中心(即曲轴103的旋转轴中心103C)以规定量而偏心。配重件113与曲柄臂一体形成而降低活塞运动的旋转的1阶振动分量。
控制连杆106的上端经由控制销109且以该控制销109为中心可转动地相对于下连杆105连结。控制连杆106的下端与控制轴114的偏心轴(摆动轴)115连结。控制连杆106以偏心轴115为中心而摆动。控制轴114配置为与曲轴103平行(与相对于附图的纸面垂直的方向平行)，旋转自由地支撑于气缸体116。控制轴114的偏心轴115形成于从控制轴114的轴心以规定量而偏心的位置。控制轴114由致动器117经由蜗杆蜗轮等机构进行旋转控制，由此使偏心轴115移动。
如果利用致动器117使得控制轴114旋转、且使得偏心轴115相对于控制轴114的中心轴在相对变低的方向上移动，则下连杆105以曲柄销110为中心而在上销108的位置相对升高的方向上倾斜。由此，活塞102的上止点位置上升，发动机1的几何学的压缩比(活塞下止点位置处的燃烧室容积相对于活塞上止点位置处的燃烧室容积的比)升高。与此相对，如果偏心轴115相对于控制轴114的中心轴在相对变高的方向上移动，则下连杆105以曲柄销110为中心在上销108的位置相对变低的方向上倾斜。由此，活塞102的上止点位置下降，发动机1的压缩比降低。此外，在上述的几何学的压缩比的基础上，实际的有效压缩比因进气阀的开闭时机而变动。
图4是表示图3的可变压缩比发动机1的1个往返(4循环发动机中的2个冲程)的动作的概略图，且是选取活塞102、上连杆104、下连杆105、曲轴103(轴颈部112)、曲柄销110、控制连杆106而示出的图。图4(A)示出活塞上止点，图4(C)示出活塞下止点，图4(B)示出进气行程或者膨胀行程的中途，图4(D)示出压缩行程或者排气行程的中途。在图4(A)至图4(D)中，黑色圆圈●所示的曲轴103的旋转轴中心103C相对于发动机1的主体而位置固定。另外，同样由黑色圆圈●所示的控制连杆106的下端的偏心轴115在由致动器117以及控制轴114设定的偏心位置处相对于发动机1的主体而位置固定。其他白色圆圈○所示的转动位置因活塞102的往返移动和多连杆机构101而相对地变动位置。
如图4(A)所示，如果使致动器117工作而使得控制轴114旋转至规定位置，则控制连杆106的偏心轴115相对于发动机1的主体的位置被设定。如上所述，在提高发动机1的几何学的压缩比的情况下，使偏心轴115相对于控制轴114的中心轴在相对变低的方向上移动。由此，下连杆105以曲柄销110的中心110C为中心而在上销108的位置相对升高的方向上倾斜。相反，在降低发动机1的几何学的压缩比的情况下，使偏心轴115相对于控制轴114的中心轴在相对升高的方向上移动。由此，下连杆105以曲柄销110的中心110C为中心而在上销108的位置相对下降的方向上倾斜。图4(A)至图4(D)表示如下情况，即，使前者、即偏心轴115相对于控制轴114的中心轴在相对变低的方向上移动，由此使下连杆105以曲柄销110的中心110C为中心而在上销108的位置相对升高的方向上倾斜，由此使活塞102的上止点位置升高而提高发动机1的几何学的压缩比。
如图4(A)至图4(D)所示，连结有下连杆105的曲柄销110以曲轴103的旋转轴中心103C为中心而在圆形轨道上向一个方向旋转。此时，利用控制销109将下连杆105的另一端与控制连杆106连结，相对于发动机1的主体而将该控制连杆106的下端的偏心轴115固定。因此，如图4(A)至图4(B)所示，如果活塞102从上止点下降，则曲柄销110绕曲轴103旋转，控制连杆106向左方旋转。由此，下连杆105一边向左方旋转一边下降。
然后，如图4(B)至图4(C)所示，如果活塞102朝向下止点进一步下降，则曲柄销110绕曲轴103进一步旋转，但控制连杆106向右方旋转。由此，下连杆105一边进一步向左方旋转一边下降。然后，如图4(C)至图4(D)所示，如果活塞102从下止点上升，则曲柄销110绕曲轴103进一步旋转，控制连杆106进一步向右方旋转。由此，下连杆105一边向右方旋转一边上升。然后，如图4(D)至图4(A)所示，如果活塞102朝向上止点进一步上升，则曲柄销110绕曲轴103进一步旋转，但控制连杆106向左方旋转。由此，下连杆105一边进一步向右方旋转一边上升。
在本实施方式这样的具有多连杆机构101的发动机1中，在上连杆104、下连杆105以及控制连杆106的各连杆处产生的惯性力的总和成为对发动机1的主体进行激振的激振力。而且，因该激振力而使得发动机1的主体不仅在成为活塞移动方向的发动机上下方向上振动，还相对于活塞移动方向在作为横向的发动机左右方向(横置发动机中的车体的前后方向、参照图3、图4)上振动。在该发动机的左右方向上的振动中，例如发动机旋转的2阶振动分量是本实施方式这种具有多连杆机构101的发动机1所特有的。本实施方式的具有多连杆机构101的发动机1是4气缸发动机，因此发动机左右方向上的振动中的1阶振动的影响较小，从而需要针对发动机的旋转而使大于或等于2阶的振动减弱。特别是需要减弱成为作为车室内噪声的轰鸣声的要因的发动机的左右方向上的2阶振动。此外，关于振动分量的阶数，将与发动机旋转的周期、即曲轴103旋转1圈时的周期相同的周期的振动分量设为1阶，将2分之1周期的振动分量设为2阶，下面将N分之1周期设为N阶。
因此，在本实施方式的具有多连杆机构101的发动机1中，作为发动机旋转的大于或等于2阶的至少任一规定阶数的惯性力，以使得上连杆104、下连杆105以及控制连杆106的各连杆的重心位置处的发动机左右方向上的2阶的朝向左方的惯性力的总和、与朝向右方的惯性力的总和平衡的方式构成各连杆的质量、形状等，由此实现了发动机左右方向上的2阶振动的减弱。各连杆104、105、106的具体的质量、形状等的设定方法，能够采用作为参考文献而引入至本说明书中并作为该说明书的一部分的日本专利第5327361号说明书中所记载的方法。
在本实施方式的可变压缩比发动机1中，例如在高负荷运转区域中，设定为低圧缩比，无论发动机旋转速度如何均防止爆震。另一方面，在产生爆震的可能性低的低中负荷运转区域中，设定为高压缩比，以实现低油耗和扭矩的提高。特别是在带增压器的发动机1中，在高负荷区域中因增压压力的升高而有可能产生爆震，通过设定为低压缩比而能够对此进行抑制。因此，特别优选将本发明的车辆用防振装置应用于具有通过排气量的减少而维持扭矩、且能够实现低油耗的增压器的可变压缩比发动机1。
以上为本实施方式的可变压缩比发动机1的结构以及作用。根据如本实施方式这样在活塞102与曲轴103之间包含上连杆104、下连杆105以及控制连杆106之类的多个连杆的多连杆机构的可变压缩比发动机1，在活塞102的上下运动中，上连杆104和控制连杆106的运动相位相反，由此能够显著抑制发动机旋转的2阶分量的上下方向上的惯性力的产生。由此，在单摆支架方式的发动机1中，为了在右发动机支架3和左发动机支架4的2点对全部自重进行支撑，对于需要使各发动机支架3、4的弹性体(隔离件)变硬的结构，能够大幅减弱上下方向的支架振动，因此能够减小弹性体的上下方向的动态弹性。
另外，关于作用于多连杆机构的各连杆104、105、106的重心的左右方向上的力，由于作用于上连杆104和控制连杆106的力相位相反而抵消，通过使下连杆105的重心与曲柄销110的位置大致一致，还能够显著抑制左右方向上的惯性力(2阶分量)的产生。并且，能够减小因燃烧而引起的扭矩变动，因惯性力而引起的扭矩变动和因燃烧而引起的扭矩变动由于相位相反而抵消，但在本实施方式这样的多连杆机构101中，基于下连杆105的因惯性力而引起的扭矩变动较大，因此能够降低低转速区域中的扭矩变动。
但是，在高转速区域中，因惯性力而引起的扭矩变动激起上扭矩杆6的共振，因此将后述的惯性配重件和使该惯性配重件往返移动的致动器安装于上扭矩杆6，通过增大上扭矩杆6的惯性配重件的振动衰减特性而抑制因高转速区域中的惯性力引起的扭矩变动。当然，可以进行直接将因扭矩变动而引起的激振力消除的控制。因此，如果形成为本实施方式这样的结构，则即使是取代V型6气缸发动机的直列4气缸发动机的高输出发动机，除了动力性能较高以外，燃油性也较好，并且能够更轻量且低成本地实现V型6气缸发动机排列的安静性。
但是，在具有多连杆机构101的可变压缩比发动机1中也存在问题。即，对于上扭矩杆6，需要降低轴向的特征值而提高防振特性，但同时俯仰特征值也降低。当前，有时将一者的第1弹性连接部振动的特征值、和另一者的第2弹性连接部振动的特征值分别设定为差距较大的频率、例如70Hz和150Hz，但由于发动机扭矩增大，有可能为了确保上扭矩杆6的弹性体的耐久性而将二者的弹性连接部的振动特征值设定于100Hz左右的中频域。于是，在全负荷时，扭矩变动处于波谷而不存在问题，但在低负荷时，有时因激起俯仰振动而使得轰鸣声成为问题。因此，在本实施方式的可变压缩比发动机1中，由能动型防振装置构成上扭矩杆6，通过该减振控制来抑制因上扭矩杆6的共振而增大的轰鸣声。
下面，对作为本实施方式所涉及的能动型防振装置的上扭矩杆6进行说明。图5是表示图1B以及图2所示的上扭矩杆的一个例子的剖视图，图6中示出针对可变压缩比发动机1的具体的安装状态。如图5所示，本实施方式的上扭矩杆6具有：杆主体63，其在两端分别具有第1弹性连接部61以及第2弹性连接部62；致动器64，其支撑于上述杆主体63；控制部65，其对上述致动器64进行控制；以及电源66，其将电力供给至上述控制部65。
杆主体13由铁、铝等金属材料或者合成树脂材料构成，在其一端一体地形成有第1弹性连接部61的外筒611，在其另一端一体地形成有第2弹性连接部62的外筒621。第1弹性连接部61与车体连接，第2弹性连接部62与发动机1连接。此外，根据向车体以及发动机1的连接布局的情况而使得第1弹性连接部61的轴和第2弹性连接部62的轴错开90°的相位，但在本发明所涉及的防振装置6中也可以为相同的相位或者其他相位角度。另外，可以将第1弹性连接部61与发动机1连接、且将第2弹性连接部62与车体连接。
第1弹性连接部61由圆筒状的外筒611、与外筒611同心的圆筒状的内筒613、以及将上述外筒611和内筒613连结的弹性体(也称为防振件、隔离件)612构成。相对于内筒613，利用图2所示的螺栓B1将第1弹性连接部61固定于车体框架。弹性体612是兼具弹簧功能和衰减功能的部件，例如能够使用弹性橡胶。利用粘接剂等将弹性体612分别固定于外筒611以及内筒613。
第2弹性连接部62也与上述第1弹性连接部61同样地由圆筒状的外筒621、与外筒621同心的圆筒状的内筒623、以及将上述外筒621和内筒623连结的弹性体(防振件)622构成。相对于内筒623，利用图2所示的螺栓B2将第2弹性连接部62固定于发动机1。弹性体622是兼具弹簧功能和衰减功能的部件，例如能够使用弹性橡胶。利用粘接剂等将弹性体622分别固定于外筒621以及内筒623。
对于第1弹性连接部61的弹性体612以及第2弹性连接部62的弹性体622各自的刚性(弹性常数)而言，考虑到上述2个弹性体612、622之间的杆主体63的质量(包含各第1弹性连接部61以及第2弹性连接部62的外筒部分)，将上述的可变压缩比发动机1的刚性体共振A以及杆主体63的刚性体共振B分别规定为比可变压缩比发动机1的弯曲·扭转的共振频率小的频率的值。这样，在2个不同的频率、即70Hz左右的低频域的频率f1、和150Hz左右的中频域的频率f2的2个部位产生可变压缩比发动机1的刚性体共振A以及杆主体63的刚性体共振B，防止从可变压缩比发动机1向车体框架传递的振动的效果为双重防振的效果。但是，对于本发明的防振装置6而言，并不是必须使第1弹性连接部61以及第2弹性连接部62的外筒611、621以及内筒613、623的直径不同，可以使上述第1弹性连接部61以及第2弹性连接部62形成为相同的构造。即，为了确保作为防振装置的上扭矩杆6的弹性体612、622的耐久性，可以将第1弹性连接部61的弹性体612以及第2弹性连接部62的弹性体622各自的刚性(弹性常数)设定为使得其振动特征值处于100Hz左右、例如100Hz±10Hz的中频域。
在本例的杆主体63的中央部形成有对致动器64进行收容且截面为矩形的致动器室631。如图5所示，致动器64是包含线圈642、方筒状的铁芯643、永磁体644、惯性配重件641、弹性支撑弹簧645、以及架设于致动器室631的杆轴上的轴646在内的直线类型的所谓直线运动型的致动器，使惯性配重件641在轴646的杆轴方向上进行往返移动。
惯性配重件641由具有磁性的金属材料等构成，在轴646的周围设置为与轴646同轴。在轴646的杆轴方向上观察的惯性配重件641的截面为以轴646的中心(重心)为中心的点对称的形状，并且惯性配重件641的重心与轴646的中心一致。本例的惯性配重件641形成为方筒形状，惯性配重件641的杆轴方向的两端(图5中的上下端)分别经由弹性支撑弹簧645而与轴646连结。弹性支撑弹簧645例如由具有较小的刚性的板簧构成。在惯性配重件641的内壁以图5所示的磁极排列的方式固定有永磁体644。
构成线圈642的磁路的铁芯643由层叠钢板构成，且固定于轴646。铁芯643在致动器64的组装前被分割为多个部件，利用粘接剂将上述多个部件粘接于轴646的周围，由此作为整体而构成方筒状的铁芯643。线圈642卷绕于该方筒状的铁芯643。在惯性配重件641的内壁固定的永磁体644设置为与铁芯643以及线圈642相面对。
在杆主体安装有将从可变压缩比发动机1向上扭矩杆6传递的振动作为加速度而进行检测的加速度传感器67。来自加速度传感器67的杆轴方向C的加速度的检测信号经由设置于控制部65的带通滤波器而向电压放大电路输入。而且，由该电压放大电路放大后的信号作为来自控制部65的输出信号而施加于致动器64的线圈642(进行电压的控制)。此外，加速度传感器67设置于从图5的纸面的近前侧朝向纸面进深方向的、俯仰的旋转中心轴附近的情况下，难以受到俯仰的影响，从而为优选。
以该方式构成的本例的致动器64因由线圈642和永磁体644所产生的磁场引起的磁阻扭矩而对惯性配重件641进行线性驱动，即，使惯性配重件641在轴646的杆主体的轴向C上进行往返移动。本例的线圈642的绕组与包含致动器64的驱动电路的控制部65连接，被供给来自电源66的电力。
下面，关于上述的可变压缩比发动机1向车体的搭载布局以及上述的作为能动型防振装置的上扭矩杆6的安装布局，列举各种实施方式对本发明进行说明。此外，作为在下面说明的实施方式中共通的前提条件，列举下面几点。即，(1)对于作为振动源的可变压缩比发动机1而言，将上连杆104、下连杆105以及控制连杆106构成为，至少在上连杆104和控制连杆106，发动机旋转的大于或等于2阶的至少任1规定阶数的惯性力相对于活塞102的移动方向作用于左右横向上，使得各连杆104、105、106的重心位置处的所述规定阶数的朝向左方的惯性力和朝向右方的惯性力的总和平衡，(2)作为振动源的可变压缩比发动机1相对于车体以单摆支架方式搭载(通过2个发动机支架3、4和2个扭矩杆5、6实现的所谓的4点支撑)，(3)可变压缩比发动机1的活塞102的往返移动轴设定于相对于从曲轴103的旋转轴中心103C通过的铅直线偏置的位置，(4)扭矩杆6的刚性体共振频率设定为比可变压缩比发动机1的弯曲·扭转共振频率低，以上几点为共通的前提条件。
即，提出有以燃油性的改善、发动机的轻量化为目的而将吸入空气的压力提高为大于或等于大气压的涡轮式增压器(涡轮增压器)、机械式增压器(机械增压器)等带增压器的小排气量的发动机(所谓的发动机的小型化)。即，燃油存在问题的大于或等于2000cc的大排气量发动机、V6型等的多气缸发动机取代更小的排气量、更少的气缸的发动机而改善燃油性，作为小排气量而减小的输出扭矩由增压器补充。然而，通过减少气缸数，主要的发动机激振阶数(频率)降低(例如在V6型发动机中发动机旋转的3阶，在直列4气缸(L4)发动机中向旋转的2阶分量降低)，因此针对车辆的基本阶数下的激振力增大。与此同时，高频的发动机振动也增强，因此在当前的L4型发动机中使用的4点支架(单摆支架)搭载方式下，无法维持安静性，需要选择用于大型发动机的6点支架(十字型支架)搭载方式。在该情况下，通过由副框架实现的防振功能而能够应对加速时的噪声，但需要通过使用能动型支架而应对低频的轰鸣声。另外，在十字型支架搭载方式中，与单摆支架方式相比，与支架数增加相应地产生部件件数增加等成本、重量增大的问题。
对此，在本实施方式中，作为发动机而采用满足上述(1)至(4)的前提条件的可变压缩比发动机1，在活塞102的上下移动中，上连杆104和控制连杆106的移动的相位相反，由此能够显著抑制发动机旋转的2阶分量的上下方向的惯性力的产生。由此，在通过单摆支架方式实现的发动机1中，为了在右发动机支架3和左发动机支架4的2点处对全部自重进行支撑，对于需要使各发动机支架3、4的弹性体(隔离件)变硬的结构，能够大幅降低上下方向的支架振动，因此能够减小弹性体的上下方向的动态弹性。另外，关于作用于多连杆机构的各连杆104、105、106的重心的左右方向的力，由于作用于上连杆104和控制连杆106的力因相位相反而抵消，通过使下连杆105的重心与曲柄销110的位置大致一致，还能够显著抑制左右方向的惯性力(2阶分量)的产生。并且，能够减小因燃烧而引起的扭矩变动，因惯性力而引起的扭矩变动和因燃烧而引起的扭矩变动由于相位相反而抵消，但在本实施方式这样的多连杆机构101中，基于下连杆105的因惯性力而引起的扭矩变动较大，因此能够降低低转速区域中的扭矩变动。
而且，因采用具有多连杆机构101的可变压缩比发动机1而产生的问题，即，对于上扭矩杆6需要降低轴向的特征值而提高防振特性，但与此同时俯仰方向的特征值也降低，在低负荷时，有时激起俯仰振动而使得轰鸣声成为问题。然而，在本实施方式中，如上所述，由能动型防振装置构成上扭矩杆6，通过该减振控制来抑制因上扭矩杆6的共振而增大的轰鸣声。根据以上说明，能够提供燃油性能、动力性能(输出扭矩)以及减振(安静)性能取得了平衡的车辆。
《第1实施方式》
在将作为上述能动型防振装置的上扭矩杆6安装于可变压缩比发动机1与车体之间时，在本实施方式中，如图6所示，将上扭矩杆6的第2弹性连结部62连结于可变压缩比发动机1的上部、且连结于从该可变压缩比发动机1的重心通过的铅直线上。另外，第1弹性连结部31沿发动机1的转动(roll)方向以使得杆主体63成为水平的方式与车体连结。此外，作为该布局的前提，本实施方式的可变压缩比发动机1相对于车体以单摆支架方式而搭载(支撑)，以使得活塞102的往返移动轴与铅直方向一致。
可变压缩比发动机1在低负荷时呈现出激起上扭矩杆6的俯仰振动的趋势，但通过将上扭矩杆6的第2弹性连结部62安装于成为可变压缩比发动机1的振动的旋转中心的重心的铅直线上，振动的旋转范围变为最小，向上扭矩杆6的输入变为最小。因此，减振效果最佳。另外，根据该布局，向上扭矩杆6的上下振动的输入也最小，因此还具有难以激起上扭矩杆6的俯仰振动的效果。并且，对于可变压缩比发动机1而言，气缸102从曲轴103的旋转轴中心103C偏置，因此在与其他发动机部件的关系方面，也存在将上扭矩杆6的第2弹性连结部62设定于该位置的自由度。
此外，如图6所示，如果将上扭矩杆6的第2弹性连结部62设定于可变压缩比发动机1的重心的铅直线上、且将上扭矩杆6安装为水平，则难以激起上扭矩杆6的俯仰振动。然而，严格而言，与可变压缩比发动机1的重心位置和上扭矩杆6的第2弹性连结部62之间的距离相应地，向第2弹性连结部62输入的来自发动机1的激振力(振动)略微具有俯仰方向上的分量。因此，如果能够容许车体和可变压缩比发动机1在发动机舱内的布局，则例如图7A所示，可以使可变压缩比发动机1以重心为中心而向前方倾斜、且将上扭矩杆6安装为水平。或者，可以取而代之地，如图7B所示，将可变压缩比发动机1相对于车体搭载于铅直方向上，并且将上扭矩杆6安装为向后下方倾斜。任何倾斜角度均设定为使得输入至上扭矩杆6的激振力的俯仰方向的分量变为零的角度，换言之，设定为使得激振力与上扭矩杆6的杆轴方向C一致。由此，难以更进一步激起上扭矩杆6的俯仰振动，能够通过致动器64的减振控制而抑制低负荷时所产生的轰鸣声。
《第2实施方式》
在上述第1实施方式中，对上下振动未输入至上扭矩杆6、或者即使输入也是能够忽略的程度的上下振动的情况下的防振装置进行了说明。然而，在变为因某种原因而将上限振动输入至上扭矩杆6的条件的情况下，只要以下述方式构成上扭矩杆6的构造即可。即，在将包含杆主体62以及致动器64在内的上扭矩杆6的质量设为m、将上扭矩杆6的惯性矩设为I、将从上扭矩杆6的重心至车体侧的安装中心的第1距离设为a、且将从上扭矩杆6的重心至可变压缩比发动机1的安装中心的第2距离设为b时，以使得I/mab≤1±0.1的关系成立的方式设定上扭矩杆6的质量、形状等。即，在本例的上扭矩杆6中，90％≤I/mab≤110％的关系成立。详细原理如此处作为文献而引入且构成本申请说明书的一部分的、本发明人的国际公开WO2013/161544所述。
概括而言，关于用于将从可变压缩比发动机1向车体传递的力切断的上扭矩杆6的动态弹性特性，对与车辆上下方向(上扭矩杆的俯仰、反弹成为问题的方向)相关的运动方程式进行整理，变为fz/z0·cosωt＝kz1kz2(I－mab)ω2/α，在I－mab＝0(I/mab＝1)时，动态弹性常数无限地减小。对于上扭矩杆6的质量m、该上扭矩杆6的惯性矩I、从该上扭矩杆6的重心至两端的每一个端部的距离a、b，通过适当地设定作为刚性体的上扭矩杆6的质量、形状而能够成为I/mab≤1±0.1。由此，能够抑制从可变压缩比发动机1传递而产生的车内噪声。
图8是将设定了质量、形状等的上扭矩杆6安装于可变压缩比发动机1的上部与车体之间以使得I/mab≤1±0.1的关系成立的剖视图。如图8所示，在与安装于可变压缩比发动机1的其他部件的关系中，在无法如图6、图7A或者图7B所示将第2弹性连结部62安装于可变压缩比发动机1的重心的铅直线上的情况下，经由扭矩杆托架7等而将上扭矩杆6的第2弹性连结部62连结于该扭矩杆托架7的一端，将该扭矩杆托架7的另一端连结于可变压缩比发动机1。
另外，本实施方式的上扭矩杆6，相对于作为减振目的的发动机的运转区域中的第1距离a以及第2距离b，以使得上述I/mab≤1±0.1的关系成立的方式对上扭矩杆6的质量、形状等进行了设定。此处，对于上述I/mab≤1±0.1的关系，可以采用考虑了上扭矩杆6的扭转刚性的要素的关系式。另外，如上所述，在本实施方式中，以可变压缩比发动机1的低负荷时的减振控制为主要目的，针对该低负荷时的第1距离a以及第2距离b，以使得上述I/mab≤1±0.1的关系成立的方式对上扭矩杆6的质量、形状等进行设定。另外，本实施方式的上扭矩杆6未必需要安装为水平，只要上述I/mab≤1±0.1的关系成立，就能够形成为与发动机舱内的布局相应的姿态。
如上所述，根据本实施方式的车辆用防振装置，能够在低转速下产生高扭矩、且利用作为能动型防振装置的上扭矩杆6对其扭矩进行支撑以发挥防振特性，因此特别是能够抑制低负荷运转区域的轰鸣声等。即，能够提供燃油性能、动力性能、且具有V6型发动机排列的安静的室内环境的车辆。
上述控制部65相当于本发明所涉及的控制单元。
标号的说明
1…发动机
101…多连杆机构(压缩比可变机构)
102…活塞
103…曲轴
103C…曲轴的旋转轴中心
104…上连杆
105…下连杆
106…控制连杆
107…活塞销
108…上销
109…控制销
110…曲柄销
110C…曲柄销的中心
111…连结孔
112…轴颈部
113…配重件
114…控制轴
115…偏心轴(摆动轴)
116…气缸体
117…致动器
2…副框架
3…右发动机支架
4…左发动机支架
5…下扭矩杆
6…上扭矩杆
7…扭矩杆托架
61…第1弹性连接部
611…外筒
612…弹性体
613…内筒
62…第2弹性连接部
621…外筒
622…弹性体
623…内筒
63…杆主体
631…致动器室
632、633、634…通孔
64…致动器
641…惯性配重件
642…线圈
643…铁芯
644…永磁体
645…弹性支撑弹簧
646…轴
65…控制部
66…电源
67…振动检测传感器
C…杆主体的轴向

Claims (9)

1.一种车辆用防振装置，其安装于可变压缩比发动机的上部、与对所述可变压缩比发动机进行搭载的车体之间，该可变压缩比发动机设置有在活塞与曲轴之间包含上连杆、下连杆以及控制连杆在内的多连杆机构，其中，
所述车辆用防振装置具有：
杆主体，其一端的第1弹性连接部与所述可变压缩比发动机连接，另一端的第2弹性连接部与所述车体连接；
惯性配重件，其支撑于所述杆主体；
致动器，其使所述惯性配重件在所述杆主体的轴向上进行往返移动；以及
控制单元，其以在所述惯性配重件产生与所述杆主体的轴向上的位移速度相应的力的方式，对所述致动器进行控制，
所述杆主体的刚性体共振频率设定为比所述可变压缩比发动机的弯曲·扭转共振频率低。
2.根据权利要求1所述的车辆用防振装置，其中，
所述可变压缩比发动机以单摆支架方式而搭载于所述车体。
3.根据权利要求1或2所述的车辆用防振装置，其中，
所述可变压缩比发动机的活塞的往返移动轴设定于从曲轴的轴心偏置的位置，
所述杆主体沿所述可变压缩比发动机的转动方向而安装于所述可变压缩比发动机与所述车体之间。
4.根据权利要求1至3中任一项所述的车辆用防振装置，其中，
所述第1弹性连接部配置于包含所述可变压缩比发动机的重心位置在内的铅直线上。
5.根据权利要求3或4所述的车辆用防振装置，其中，
所述可变压缩比发动机以使得其活塞的往返移动轴向所述车体的前方倾斜的方式搭载于所述车体，
所述杆主体水平地安装。
6.根据权利要求3或4所述的车辆用防振装置，其中，
所述可变压缩比发动机以使得其活塞的往返移动轴沿着铅直方向的方式搭载于所述车体，
所述杆主体安装为使得所述第1弹性连结部相对于所述第2弹性连结部向后下方倾斜。
7.根据权利要求1至3中任一项所述的车辆用防振装置，其中，
在将包含所述惯性配重件以及所述致动器在内的所述杆主体的质量设为m、将所述杆主体的惯性矩设为I、将从所述杆主体的重心至所述车体侧的安装中心的第1距离设为a、且将从所述杆主体的重心至所述可变压缩比发动机侧的安装中心的第2距离设为b时，
I/mab≤1±0.1成立。
8.根据权利要求7所述的车辆用防振装置，其中，
针对所述可变压缩比发动机的低负荷运转区域中的所述第1距离a以及所述第2距离b，所述I/mab≤1±0.1成立。
9.根据权利要求1至8中任一项所述的车辆用防振装置，其中，
所述第1弹性连结部以及所述第2弹性连结部的俯仰方向的振动特征值设定为100±10Hz。
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Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN110671196A (zh) * 2018-12-29 2020-01-10 长城汽车股份有限公司 发动机
CN111183091A (zh) * 2017-10-23 2020-05-19 株式会社久保田 作业车

Families Citing this family (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102015122226B4 (de) * 2015-12-18 2022-05-19 Vibracoustic Se Motorlager-Pendelstützen-Vorrichtung
US10160302B2 (en) * 2017-01-13 2018-12-25 GM Global Technology Operations LLC Dynamically adjustable engine mounts for a motor vehicle
US10378459B2 (en) * 2017-03-23 2019-08-13 Ford Global Technologies, Llc Method and system for engine control
JP6887311B2 (ja) * 2017-05-23 2021-06-16 株式会社ブリヂストン 能動型防振装置、及び、能動型防振装置の制御方法
KR102394805B1 (ko) * 2017-11-24 2022-05-04 현대자동차주식회사 자동차의 파워트레인 마운팅용 서브 롤 로드 장치
US11215113B2 (en) * 2019-07-17 2022-01-04 Hyundai Motor Company Magnetically-actuated variable-length connecting rod devices and methods for controlling the same
CN112721604B (zh) * 2020-12-23 2024-08-30 安徽微威胶件集团有限公司 一种发动机后悬置托架
US11926217B2 (en) * 2021-01-19 2024-03-12 Nissan Motor Co., Ltd. Pendulum type mount system
CN113137448B (zh) * 2021-04-21 2022-06-10 四川省建筑科学研究院有限公司 工业设备用抗振平台

Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP5327361B2 (ja) * 2012-06-13 2013-10-30 日産自動車株式会社 複リンク式エンジンの振動低減構造
WO2013161544A1 (ja) * 2012-04-27 2013-10-31 日産自動車株式会社 車両用防振装置

Family Cites Families (24)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US1767015A (en) * 1927-08-03 1930-06-24 Sardeson Robert Resilient engine mounting
JPS51153317U (zh) * 1975-05-30 1976-12-07
US4403762A (en) * 1981-02-20 1983-09-13 General Motors Corporation Low force transmissibility mount
JPS57150020A (en) 1981-03-12 1982-09-16 Nec Corp Reading method of data within main storage device
JPS57150020U (zh) * 1981-03-17 1982-09-20
JPS58202110A (ja) * 1982-05-19 1983-11-25 Nissan Motor Co Ltd パワ−ユニツトのマウント構造
DE3402100A1 (de) * 1984-01-21 1985-08-01 Volkswagenwerk Ag, 3180 Wolfsburg Schwingungsisolierende lageranordnung fuer ein fahrzeug-antriebsaggregat
US4610420A (en) 1984-02-16 1986-09-09 Nissan Motor Company, Limited Apparatus for mounting power unit
JPH0183944U (zh) * 1987-11-25 1989-06-05
JPH01250637A (ja) * 1988-03-31 1989-10-05 Nissan Motor Co Ltd 粘度可変流体封入制御型防振体
JP2673590B2 (ja) * 1989-12-20 1997-11-05 日産自動車株式会社 パワーユニットダンパー
FR2674591B1 (fr) * 1991-03-25 1993-06-18 Aerospatiale Dispositif de transmission d'efforts statiques et de filtrage d'excitations vibratoires entre deux pieces.
KR960000627B1 (ko) * 1992-03-27 1996-01-10 미쯔다 가부시기가이샤 차량의 파우어트레인구조
FR2694792B1 (fr) * 1992-08-14 1994-10-21 Hutchinson Biellette de reprise de couple pour moteur de véhicule.
FR2805870B1 (fr) * 2000-03-06 2002-06-14 Hutchinson Dispositif elastique de suspension d'une structure vibrante a une structure rigide
JP2001304329A (ja) * 2000-04-19 2001-10-31 Tokai Rubber Ind Ltd 流体封入式能動型エンジンマウント
DE10316957B3 (de) * 2003-04-12 2004-10-14 Zf Sachs Ag Schwingungsdämpfer mit amplitudenselektiver Dämpfkraft
JP5146250B2 (ja) 2008-10-20 2013-02-20 日産自動車株式会社 複リンク式エンジンの振動低減構造
JP5278202B2 (ja) 2009-07-02 2013-09-04 日産自動車株式会社 振動低減装置
BR112012019608A2 (pt) * 2010-02-16 2017-08-29 Bell Helicopter Textron Inc Eliminador de vibrações por inércia líquida com rigidez variável
WO2012026111A1 (ja) * 2010-08-23 2012-03-01 株式会社ブリヂストン トルクロッドおよび、それを用いたエンジンマウントシステム
JP5779033B2 (ja) * 2011-07-29 2015-09-16 日産自動車株式会社 車両用防振装置
JP5861302B2 (ja) * 2011-07-29 2016-02-16 日産自動車株式会社 車両用防振装置
US9158868B2 (en) * 2013-08-22 2015-10-13 GM Global Technology Operations LLC Vehicle powertrain mounting system and method of designing same

Patent Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2013161544A1 (ja) * 2012-04-27 2013-10-31 日産自動車株式会社 車両用防振装置
JP5327361B2 (ja) * 2012-06-13 2013-10-30 日産自動車株式会社 複リンク式エンジンの振動低減構造

Cited By (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN111183091A (zh) * 2017-10-23 2020-05-19 株式会社久保田 作业车
CN111183091B (zh) * 2017-10-23 2022-05-17 株式会社久保田 作业车
CN110671196A (zh) * 2018-12-29 2020-01-10 长城汽车股份有限公司 发动机

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