JP2008024174A - 車両用パワーユニット支持装置 - Google Patents

Abstract

【課題】車両のＮＶフィーリングを確保しつつ、乗り心地を高める。
【解決手段】車両用パワーユニット支持装置６０は、動力源５１と減速機５２とを車幅方向に並べて互いに結合した構成の横置き型のパワーユニット５０を、パワーユニット収容室に収容し、少なくともパワーユニットの車幅方向における両側に配置された動力源側マウント６４及び減速機側マウント６５によって、車体にパワーユニットを支持したものである。動力源側マウントの動ばね定数と、減速機側マウントの動ばね定数との、差の最大値は、少なくとも１００Ｎ/ｍｍに設定されている。
【選択図】図１

Description

本発明は、エンジン等の動力源の一端に減速機が結合された構成の、パワーユニットを車体にマウントするためのパワーユニット支持装置に関する。

一般的な車両のパワーユニットとしては、縦置き型パワーユニットと横置き型パワーユニットとがある。縦置き型パワーユニットは、動力源と減速機とを車体前後方向に並べて互いに結合した構成である。

一方、横置き型パワーユニットは、動力源と減速機とを車幅方向に並べて互いに結合した構成である。このような横置き型パワーユニットは、例えば、エンジンのクランク軸を車幅方向に延ばし、その先端に減速機たるトランスミッションの入力軸を連結したものである。横置き型パワーユニットを車両のパワーユニット収容室（エンジンルーム）に収容するので、パワーユニット収容室の前後方向の長さを小さくすることができる。
このような横置き型パワーユニットを車体にマウントするための、パワーユニット支持装置が各種知られている（例えば、特許文献１参照。）。
特開２００４−１４８８４３公報

特許文献１に示す従来の車両用パワーユニット支持装置を、次の図１３に基づいて説明する。図１３（ａ），（ｂ）は従来の車両用パワーユニット支持装置の説明図である。（ａ）は車両のパワーユニット及びパワーユニット支持装置の平面構成を示し、（ｂ）は車両のパワーユニット及びパワーユニット支持装置の背面構成を示す。

従来の車両用パワーユニット支持装置２００は、エンジン２０１とトランスミッション２０２とを車幅方向に並べて互いに結合することで構成された横置き型パワーユニット２０３を、サブフレーム２０４を介して車体２０５にマウントしたというものである。
詳しくは、エンジン２０１の重心２１１よりも下方でサブフレーム２０４に取り付けられたフロントマウント２１２、リヤマウント２１３並びにトランスロアマウント（図示せず）により、パワーユニット２０３の静荷重を受けることができる。
さらに、エンジン２０１の重心２１１よりも上方で車体２０５に取り付けられた左右のマウント（サイドエンジンマウント２１４並びにトランスアッパマウント２１５）により、パワーユニット２０３を支持することができる。

ところで、この種のパワーユニット支持装置によって、車体にパワーユニットをマウントした車両においても、乗り心地を一層高めることが好ましい。そのためには、パワーユニットをダイナミックダンパとして利用することが考えられる。
具体的には、パワーユニットを支持する左右のマウントのうち、一方の静的ばね定数を極端に大きい値に設定することによって、乗り心地を高めたい周波数領域の上下方向の振動に対して、ピッチングを励起させ（発生させる）、この結果、車両の乗り心地を改善することが考えられる。
「静的ばね定数」とは、静的状態において、荷重変化量とそれに対するマウントのたわみ変化量を表す値のことである。

ここで、従来例１と従来例２の２つを挙げて、実験した結果を説明する。従来例１は、パワーユニットを支持する左右のマウントの静的ばね定数に、極端な差を設けない、一般的な例である。従来例２は、上記従来例１と対比するために、パワーユニットを支持する左右のマウントの静的ばね定数に、極端な差を設けた例である。

従来例２によれば、左右のマウントのうち、一方における静的ばね定数を極端に大きい値に設定することによって、左右のマウントとパワーユニットとからなる振動系の、固有振動数を比較的大きい値に設定することができる。
このように、車体に対する固有振動数を適宜調節することで、ピッチングを発生させ上下方向の振動に対して作用させることにより、この結果、車体の振動のうち特定の周波数領域において、パワーユニットはダイナミックダンパの役割を果たすことができる。

言い換えると、従来例２によれば、上述のように、車体に対する上記振動系の固有振動数を、比較的大きい値に適宜調節することができる。この結果、車体の振動のうち、特定の周波数領域の上下方向の振動に対して、パワーユニットにピッチングが発生する。このピッチングは、車体の上下方向の振動に対して作用する。つまり、車体の上下方向の振動と、車体に対するパワーユニットのピッチングとの、連成モード（互いに影響し合う運動関係）になる。この結果、車体の振動のうち、特定の周波数領域の上下方向の振動において、パワーユニットはダイナミックダンパの役割を果たす。

図１４は従来の車両用パワーユニット支持装置による振動特性の実験例を示すグラフであり、横軸を車体の周波数ｆｒ（Ｈｚ）、すなわち上下方向の振動数とし、縦軸を車体の振動の強さのレベルＶｃ（ｄＢ）として表したものである。破線にて示す曲線は、従来例１の振動特性曲線である。実線にて示す曲線は、従来例２の振動特性曲線である。
なお、この図１４のグラフは、周知の加振台に実験対象の車両を載せて加振することにより得られた、データである。

従来例１の振動特性曲線によれば、周波数ｆｒのうち、振動の強さのレベルＶｃが小さい谷の領域Ｂｆと、レベルＶｃが大きい山の領域Ｔｆとが有ることが判る。谷の領域Ｂｆは、車体に対してパワーユニットが共振した周波数の領域、つまり、上下方向の共振領域Ｂｆである。一方、山の領域Ｔｆは、車体に対してパワーユニットが共振によって跳ね返り現象を発生したときの周波数の領域、つまり、上下方向の振動の反共振領域Ｔｆである。反共振領域Ｔｆの範囲は１２〜１６Ｈｚであった。反共振領域Ｔｆにおいて、振動の強さのレベルＶｃが最大のときの、周波数Ｔｆｐは１４Ｈｚであった。
車両の乗り心地を高める上で、反共振領域Ｔｆは、できるだけ解消されることが好ましい。

これに対して、従来例２の振動特性曲線によれば、特に反共振領域Ｔｆにおいて、振動の強さのレベルＶｃを低減することができた。これは、反共振領域Ｔｆにおいて、パワーユニットが上下運動に対してピッチ運動を作用しているからである。つまり、車体の上下方向の振動に対してパワーユニットのピッチングが作用、いわゆる連成モードになったからである。このため、反共振領域Ｔｆにおける車体の共振を抑制することができた。この結果、車両の乗り心地は高まったということができる。

図１５は従来の車両用パワーユニット支持装置を有した場合の、ステアリングハンドルの振動特性の実験例を示すグラフであり、横軸をエンジンの回転数Ｎｅ（ｒｐｍ）とし、縦軸をエンジンからステアリングハンドルに伝わる振動の強さのレベルＮＶ（ｄＢ）として表したものである。なお、レベルＮＶが大きい程、ＮＶ性能は低いということができる。「ＮＶ性能」とは、振動及び振動音を抑制する性能のことであり、ノイズ・アンド・バイブレーション性能の略称である。
破線にて示す曲線は、従来例１の振動特性曲線である。実線にて示す曲線は、従来例２の振動特性曲線である。

このグラフから明らかなように、エンジンが回転中では、従来例１の振動特性に対して、従来例２の振動特性は、レベルＮＶが大きくなる領域Ｎｅｄ（つまり、ＮＶ性能低下領域Ｎｅｄ）が発生することが判る。このように、ＮＶ性能低下領域Ｎｅｄがあったのでは、エンジンから車体を介してステアリングハンドルに振動が伝わり易いので、運転者のＮＶフィーリング（振動及び振動音が抑制されたと感じる感覚）を高める上で不利である。
従来例２において、ＮＶ性能低下領域Ｎｅｄが発生した原因は、乗り心地を高めるために、極端に大きい静的ばね定数に設定したので、動ばね定数（「動的ばね係数」とも言う。）も極端に大きい値になってしまったことにある。

本発明は、車両のＮＶフィーリング（運転者が振動及び振動音が抑制されたと感じる感覚）を確保しつつ、乗り心地を高めることができる技術を提供することを課題とする。

請求項１に係る発明では、動力源の一端に減速機が結合された構成のパワーユニットを、車両のパワーユニット収容室に収容し、少なくともパワーユニットの車幅方向における両側に配置された左右のマウントによって、車体にパワーユニットを支持した車両用パワーユニット支持装置であって、左のマウントの動ばね定数と、右のマウントの動ばね定数との、差の最大値は、少なくとも１００Ｎ/ｍｍに設定されていることを特徴とする。

請求項２に係る発明では、動ばね定数の差の最大値は、車体の反共振領域に設定されていることを特徴とする。反共振領域とは、車体に対し、パワーユニットが共振によって跳ね返り現象を発生するときの周波数の領域のことである。

請求項３に係る発明では、動力源の一端に減速機が結合された構成のパワーユニットを、車両のパワーユニット収容室に収容し、少なくともパワーユニットの車幅方向における両側に配置された左右のマウントによって、車体にパワーユニットを支持した車両用パワーユニット支持装置であって、左のマウントにおける最大の減衰係数に対応する周波数と、右のマウントにおける最大の減衰係数に対応する周波数とは、少なくとも２倍の差を有して設定されていることを特徴とする。

請求項１に係る発明では、左のマウントの動ばね定数と、右のマウントの動ばね定数との、差の最大値を、少なくとも１００Ｎ/ｍｍに設定することによって、目標とする周波数域で車体に対するパワーユニットの固有値を励起できる。

すなわち、車体に対して、左右のマウントとパワーユニットとからなる振動系の、固有振動数を適宜設定することによって、車体の振動のうち、特定の周波数領域の上下方向の振動に対して、パワーユニットにピッチングを発生させることができる。
このピッチングは、車体の上下方向の振動に対して作用する。つまり、車体の上下方向の振動と、車体に対するパワーユニットのピッチングとの、連成モード（互いに影響し合う運動関係）になる。この結果、車体の振動のうち、特定の周波数領域の上下方向の振動において、パワーユニットはダイナミックダンパの役割を果たす。

このように、目標とする周波数域において、パワーユニットがダイナミックダンパの役割を果たすことができる。つまり、ダイナミックダンパの作用によって、車体の共振を抑制することができる。この結果、所定の周波数域における振動の強さのレベルを低減することができる。このようにして、車両の乗り心地を高めることができる。

また、左右のマウントのうち、一方における静的ばね定数を極端に大きい値に設定する代わりに、一方における動ばね定数を大きく設定したので、静的ばね定数を大きくする必要はない。動ばね定数については、（１）所定の周波数域における振動の強さのレベルを低減するとともに、（２）エンジンから車体を介してステアリングハンドルに振動が伝わりにくい値に、適宜設定すればよい。
また、左右のマウントの静的ばね定数を極端に大きくしなくてもすむ。このため、操縦安定性を十分に確保することができる。

このようにして、車両のＮＶフィーリング及び操縦安定性を確保しつつ、乗り心地を高めることができる。

請求項２に係る発明では、動ばね定数の差の最大値を、特に、車体の共振を抑制するのに有効な反共振領域、つまり、車体に対してパワーユニットが共振によって跳ね返り現象を発生するときの周波数の領域に設定したものである。
このため、特に反共振領域において、パワーユニットがダイナミックダンパの役割を果たすので、反共振領域における振動の強さのレベルを低減することができる。つまり、車体の共振を抑制するのに有効な反共振領域で、ダイナミックダンパの作用を発揮するので、車体の共振を一層抑制することができる。このようにして、車両の乗り心地を更に高めることができる。

請求項３に係る発明では、左のマウントにおける最大の減衰係数に対応する周波数と、右のマウントにおける最大の減衰係数に対応する周波数とを、少なくとも２倍の差を有して設定したものである。この結果、左のマウントの動ばね定数と、右のマウントの動ばね定数との、差の最大値を大きく設定することができる。従って、目標とする周波数域で車体に対するパワーユニットの固有値を励起できる。

すなわち、車体に対して、左右のマウントとパワーユニットとからなる振動系の、固有振動数を適宜設定することによって、車体の振動のうち、特定の周波数領域の上下方向の振動に対して、パワーユニットにピッチングを発生させることができる。
このピッチングは、車体の上下方向の振動に対して作用する。つまり、車体の上下方向の振動と、車体に対するパワーユニットのピッチングとの、連成モード（互いに影響し合う運動関係）になる。この結果、車体の振動のうち、特定の周波数領域の上下方向の振動において、パワーユニットはダイナミックダンパの役割を果たす。

このように、目標とする周波数域において、パワーユニットがダイナミックダンパの役割を果たすことができる。つまり、ダイナミックダンパの作用によって、車体の共振を抑制することができる。この結果、所定の周波数域における振動の強さのレベルを低減することができる。このようにして、車両の乗り心地を高めることができる。

また、左右のマウントのうち、一方における静的ばね定数を極端に大きい値に設定する代わりに、一方における動ばね定数を大きく設定したので、静的ばね定数を大きくする必要はない。動ばね定数については、（１）所定の周波数域における振動の強さのレベルを低減するとともに、（２）エンジンから車体を介してステアリングハンドルに振動が伝わりにくい値に、適宜設定すればよい。
また、左右のマウントの静的ばね定数を極端に大きくしなくてもすむ。このため、操縦安定性を十分に確保することができる。

このようにして、車両のＮＶフィーリング及び操縦安定性を確保しつつ、乗り心地を高めることができる。

本発明を実施するための最良の形態を、添付図に基づいて以下に説明する。なお、「前」、「後」、「左」、「右」、「上」、「下」は運転者から見た方向に従い、Ｆｒは前側、Ｒｒは後側、Ｌは左側、Ｒは右側、Ｕｐは上側、Ｄｗは下側、ＣＬは車幅中心（車体中心、車幅中心線）を示す。
図１は本発明に係る車両の前部及びパワーユニット支持装置の正面図である。図２は本発明に係る車両の前部及びパワーユニット支持装置の平面図である。図３は本発明に係る車両の前部及びパワーユニット支持装置の斜視図である。

図１及び図２に示すように、車両１０は車体２０の前部に備えたパワーユニット収容室３１（図１に示すエンジンルーム３１）にパワーユニット５０を収容し、このパワーユニット５０のエンジン５１で図示せぬ前輪を駆動する駆動方式の、フロントエンジン・フロントドライブ車と称する自動車である。
なお、車両１０は、エンジン５１で後輪を駆動する駆動方式のフロントエンジン・リヤドライブ車や、エンジン５１で前輪並びに後輪を駆動する駆動方式の４輪駆動車と称するものであってもよい。

車体２０の前部は、前後に延びる左右のフロントサイドフレーム２１Ｌ，２１Ｒと、これらのフロントサイドフレーム２１Ｌ，２１Ｒの上方で前後に延びる左右のアッパフレーム２２Ｌ，２２Ｒと、左右のフロントサイドフレーム２１Ｌ，２１Ｒの後端部から後方へ延びる左右のフロアフレーム２３Ｌ，２３Ｒとを、主要な構成メンバとした車体フレームである。左右のフロントサイドフレーム２１Ｌ，２１Ｒは後端部の内側面に、それぞれブラケット２４Ｌ，２４Ｒ（図２参照）を備える。２５Ｌ，２５Ｒはサイドアウトリガーである。

このような車体２０は、図１〜図３に示すように、左右のフロントサイドフレーム２１Ｌ，２１Ｒの前部と、左右のブラケット２４Ｌ，２４Ｒとに、前後左右４個の防振用弾性ブッシュ３２・・・を介して、フロントサブフレーム４０を吊り下げた構成である。

フロントサブフレーム４０は、前後に延びる平面視略矩形状を呈し、車体２０の前後方向に延びる左右の縦メンバ４１Ｌ，４１Ｒと、これらの縦メンバ４１Ｌ，４１Ｒの前端間に掛け渡すべく車体２０の左右方向に延びる前部横メンバ４２と、左右の縦メンバ４１Ｌ，４１Ｒの後端間に掛け渡すべく車体の左右方向に延びる後部横メンバ４３とからなる。
このフロントサブフレーム４０には、図示せぬフロントサスペンション及びステアリングギヤボックスを取付けることができる。このようなフロントサブフレーム４０は、車体２０の一部であるので、特に説明をしない場合には車体２０にフロントサブフレーム４０を含むものとする。

図１及び図２に示すように、パワーユニット５０は、右側のエンジン５１と左側のトランスミッション５２とを車幅方向に並べて互いに結合した構成、つまり、エンジン５１の一端にトランスミッション５２が結合された構成の、いわゆる横置き型のパワーユニットである。エンジン５１は、出力軸を車幅方向に向けた動力源である。トランスミッション５２は、入力軸をクラッチ等を介してエンジン５１の出力軸に連結した減速機兼変速機である。
車体２０に横置き型パワーユニット５０をパワーユニット支持装置６０によってマウントすることができる。

図１〜図３に示すように、パワーユニット支持装置６０は、動力源前下部側マウント６１、動力源後下部側マウント６２、減速機サイド下側マウント６３、動力源側マウント６４及び減速機側マウント６５を設けた構成である。

動力源前下部側マウント６１、動力源後下部側マウント６２及び減速機サイド下側マウント６３は、パワーユニット５０の重心Ｇｃ（図１参照）の位置よりも下方に配置されて、パワーユニット５０の静荷重を支持する、すなわち、重量を支える静荷重支持マウントである。

一方、動力源側マウント６４及び減速機側マウント６５は、パワーユニット５０の重心Ｇｃ（図１参照）の位置よりも上方に配置された支持部材であり、パワーユニット５０の静荷重を支持しない又はほぼ支持しない。つまり、動力源側マウント６４は、エンジン５１（つまり、動力源）のうち、トランスミッション５２とは反対側の端部５１ａに配置された支持部材である。減速機側マウント６５は、トランスミッション５２（つまり、減速機）のうち、エンジン５１とは反対側の端部５２ａに配置された支持部材である。

動力源前下部側マウント６１は、車幅中心ＣＬの近傍で下端部をフロントサブフレーム４０の前部横メンバ４２に取り付けて、エンジンブラケット７１を介してエンジン５１の前下部を支持する部材である。この動力源前下部側マウント６１は、例えば上下軸方向の減衰軸線を有する１方向液封エンジンマウントからなる。

動力源後下部側マウント６２は、車幅中心ＣＬの近傍で下端部をフロントサブフレーム４０の後部横メンバ４３に取り付けて、エンジンブラケット７２を介してエンジン５１の後下部を支持する部材である。この動力源後下部側マウント６２は、例えばラバーマウントからなる。

減速機サイド下側マウント６３は、下端部をフロントサブフレーム４０の左の縦メンバ４１Ｌに取り付けて、減速機ブラケット（図示せず）を介してトランスミッション５２の左下部を支持する部材である。この減速機サイド下側マウント６３は、例えばラバーマウントからなる。

動力源側マウント６４は、下端部を右のアッパフレーム２２Ｒに取り付けて、エンジンブラケット７４を介してエンジン５１の右上部５１ａ（すなわち、エンジン５１のうち、トランスミッション５２とは反対側の端部５１ａ）を支持する、右のマウントである。

減速機側マウント６５は、下端部を左のアッパフレーム２２Ｌに取り付けて、減速機ブラケット７５を介してトランスミッション５２の左上部５２ａ（すなわち、トランスミッション５２のうち、エンジン５１とは反対側の端部５２ａ）を支持する、左のマウントである。

次に、動力源側マウント６４の詳細な構成を説明する。図４は本発明に係る動力源側マウントの断面図である。図５は図４の５−５線断面図である。
図４及び図５に示すように、動力源側マウント６４は、車体２０とエンジン５１（図１参照）との間に配置され、エンジン５１を、振動を防止しつつ支持する防振支持機構であり、２方向液封マウントの機能を有する。従って、動力源側マウント６４は、所定の上下軸方向の減衰軸線Ｖｒ１（ばね軸線Ｖｒ１）及びこの上下軸方向の減衰軸線Ｖｒ１に対する軸直角方向の減衰軸線Ｈｏ１を有する。
ここで、減衰軸線Ｖｒ１に対する軸直角方向の減衰軸線Ｈｏ１とは、減衰軸線Ｖｒ１に対して直角な方向に延びる軸線のことである。

詳しく述べると、動力源側マウント６４は、エンジン５１に取付ける第１取付部材１０１と、車体２０に取付ける筒状の第２取付部材１０２と、これらの第１・第２取付部材１０１，１０２間を連結した弾性部材１０３と、この弾性部材１０３から距離を隔てて第２取付部材１０２に固定したダイヤフラム１０４と、少なくとも弾性部材１０３及びダイヤフラム１０４により区画した第１液室１０５と、この第１液室１０５を弾性部材１０３側の主液室１０６及びダイヤフラム１０４側の副液室１０７に仕切るように第２取付部材１０２に固定した仕切部材１０８とを備える。

これらの第１・第２取付部材１０１，１０２、弾性部材１０３、ダイヤフラム１０４、第１液室１０５及び仕切部材１０８は、動力源側マウント６４における上下軸方向の減衰軸線Ｖｒ１上に配列したものである。主液室１０６及び副液室１０７は作動液Ｌｑを封入する空間である。

第１取付部材１０１は、エンジンブラケット７４を介してエンジン５１に取付ける金属製部材である。
第２取付部材１０２は、弾性部材１０３を連結した金属製筒部材１１１と、この金属製筒部材１１１を圧入した金属製ブラケット１１２と、この金属製ブラケット１１２を支持するとともに車体２０に取付けるように構成した樹脂製ブラケット１１３とからなる。

弾性部材１０３は、第１取付部材１０１と第２取付部材１０２との間で伝達される振動を、弾性変形することにより吸収するゴムブロックである。
この弾性部材１０３は、第１取付部材１０１を一体化した上端部から下端部にかけて概ね円柱状を呈した部材であって、下端部から下方へ大きく開放した下部空洞部１２１と、側部から側方へ大きく開放した前後一対又は左右一対の側部空洞部（第１側部空洞部１２２及び第２側部空洞部１２３）とを有する。

図５に示すように、弾性部材１０３を上下方向から見たときに、弾性部材１０３の軸心Ｖｒ１（すなわち、上下軸方向の減衰軸線Ｖｒ１）を通る一方の直線を第１線Ｌ１とし、軸心Ｖｒ１を通り第１線Ｌ１に直交する直線を第２線Ｌ２とする。第１・第２側部空洞部１２２，１２３は、第１線Ｌ１に対して、互いに線対称形である。
第２線Ｌ２は、上下軸方向の減衰軸線Ｖｒ１に対する軸直角方向の減衰軸線である。以下、第２線Ｌ２のことを、適宜「上下軸方向の減衰軸線Ｖｒ１に対する軸直角方向の減衰軸線Ｈｏ１」と言い換えることにする。

図４に示すように、ダイヤフラム１０４は、金属製筒部材１１１の下端（車体２０側）を塞ぐとともに、仕切部材１０８側へ凸となるように湾曲した、薄膜状ゴム材等の弾性材からなり、動力源側マウント６４の軸方向に変位可能である。

仕切部材１０８は、外周面に連通路１０９を形成した円盤状の部材である。連通路１０９は、主液室１０６と副液室１０７との間を連通するオリフィスの機能を有する。以下、連通路１０９のことを「第１オリフィス１０９」と言い換えることにする。

図４及び図５に示すように、金属製筒部材１１１は、内部に弾性部材１０３、ダイヤフラム１０４、仕切部材１０８、側部仕切り部材１３０を組付けた部材である。

側部仕切り部材１３０は、弾性部材１０３に液封性を確保しつつ嵌合することによって取付けたものである。側部仕切り部材１３０と第１側部空洞部１２２とによって第１側部液室１３１を構成し、側部仕切り部材１３０と第２側部空洞部１２３とによって第２側部液室１３２を構成した。第１側部液室１３１及び第２側部液室１３２の組合せ構造は第２液室１３３をなす。第２液室１３３は、作動液Ｌｑを封入する空間である。

さらに側部仕切り部材１３０は、外周面に迷路状の連通路１３４を形成した平面視略Ｃ形状の部材である。この連通路１３４は、第１側部液室１３１と第２側部液室１３２との間を連通するオリフィスの機能を有する。以下、連通路１３４のことを「第２オリフィス１３４」と言い換えることにする。

第２オリフィス１３４の一端１３４ａは、Ｃ形の一方の切欠き端１３５の近傍に且つ上部で、内外貫通した貫通孔である。また、第２オリフィス１３４の他端１３４ｂは、側部仕切り部材１３０において一端１３４ａの斜め下方で、内外貫通した貫通孔である。
このような第２オリフィス１３４は、一端１３４ａから側部仕切り部材１３０の外周面に沿って平面視時計回りに回り、他方の切欠き端１３６の近傍で下方へ降りた後に、元の一方の切欠き端１３５側へ平面視反時計回りに回り、その途中で若干上に延びた後に、他端１３４ｂに連なる。一端１３４ａは第１側部空洞部１２２に連通し、他端１３４ｂは第２側部空洞部１２３に連通する。

次に、上記構成の動力源側マウント６４による振動減衰作用について説明する。
図４に示すように、エンジン５１（図１参照）から動力源側マウント６４に軸方向（軸心Ｖｒ１の方向）の振動が作用した場合には、作動液Ｌｑが第１オリフィス１０９を通って主・副液室１０６，１０７間を流れるとともに、弾性部材１０３が弾性変形することによって、振動を減衰させることができる。

また、エンジン５１から動力源側マウント６４に、軸直角方向の減衰軸線Ｈｏ１の振動や荷重が作用した場合には、作動液Ｌｑが第２オリフィス１３４を通って第１・第２側部液室１０１，１０２間を流れるとともに、弾性部材１０３が弾性変形することによって、振動や荷重を吸収することができる。

次に、上記構成の動力源側マウント６４及び減速機側マウント６５の配置関係について説明する。
図１〜図３に示すように、減速機側マウント６５は、動力源側マウント６４と実質的に同じ構成であり、動力源側マウント６４とは上下逆向きにして配置したものである。すなわち、減速機側マウント６５は、第１取付部材１０１（図４参照）を車体２０の左のアッパフレーム２２Ｌに取付けるとともに、第２取付部材１０２（図４参照）を減速機ブラケット７５を介してトランスミッション５２に取付けた構成である。

図６は本発明に係る車両用パワーユニット支持装置の正面模式図であり、図１に対応させて模式的に表した。図７は本発明に係る車両用パワーユニット支持装置の平面模式図であり、図２に対応させて模式的に表した。

既に述べたことであるが、図６及び図７に示すように、動力源側マウント６４は、所定の上下軸方向の減衰軸線Ｖｒ１（ばね軸線Ｖｒ１、弾性軸線Ｖｒ１）及びこの上下軸方向の減衰軸線Ｖｒ１に対する軸直角方向の減衰軸線Ｈｏ１を有する。
また、図６及び図７に示すように、減速機側マウント６５も、所定の上下軸方向の減衰軸線Ｖｒ２（ばね軸線Ｖｒ２、弾性軸線Ｖｒ２）及びこの上下軸方向の減衰軸線Ｖｒ２に対する軸直角方向の減衰軸線Ｈｏ２を有する。
減速機側マウント６５の上下軸方向の減衰軸線Ｖｒ２は、動力源側マウント６４の上下軸方向の減衰軸線Ｖｒ１と同じ軸線である。減速機側マウント６５の軸直角方向の減衰軸線Ｈｏ２も、動力源側マウント６４の軸直角方向の減衰軸線Ｈｏ１と同じ軸線である。

ここで、減衰軸線Ｖｒ１，Ｖｒ２，Ｈｏ１，Ｈｏ２とは、各マウント６４，６５における減衰方向の軸線のことであり、ばね軸線又は弾性軸線とも言う。ばね軸線や弾性軸線とは、各マウント６４，６５における弾性方向の軸線（中心線）のことであり、いわゆる、荷重の方向と弾性変位の方向とが一致して、角変位を生じない軸のことを言う。

図６に示すように、車両１０を正面から見たときに、動力源側マウント６４の上下軸方向の減衰軸線Ｖｒ１と、減速機側マウント６５の上下軸方向の減衰軸線Ｖｒ２とは、パワーユニット５０の重心Ｇｃの位置よりも上方で交差するように、それぞれ傾斜している。

詳しくは、動力源側マウント６４の上下軸方向の減衰軸線Ｖｒ１は、鉛直線ＶＬに対して車幅中心線ＣＬ側に且つ車体上方に傾斜角θ１だけ傾斜している。減速機側マウント６５の上下軸方向の減衰軸線Ｖｒ２は、鉛直線ＶＬに対して車幅中心線ＣＬ側に且つ車体上方に傾斜角θ２だけ傾斜している。例えば、傾斜角θ１に対して傾斜角θ２は同一である。上下軸方向の減衰軸線Ｖｒ１，Ｖｒ２同士の交点Ｐｖは、パワーユニット５０の重心Ｇｃの位置よりも上方にある。

上述のように、パワーユニット支持装置６０は、パワーユニット５０の重心Ｇｃよりも上方に配置された、動力源側マウント６４（右のマウント６４）のばね軸線Ｖｒ１と、減速機側マウント６５（左のマウント６５）のばね軸線Ｖｒ２とを、パワーユニット５０の重心Ｇｃの位置よりも上方で、交差させた構成である。
当然のことながら、上下軸方向のばね軸線Ｖｒ１，Ｖｒ２同士の交点Ｐｖは、パワーユニット５０の重心Ｇｃの位置よりも上方の位置となる。この結果、動力源側マウント６４及び減速機側マウント６５だけから定まる弾性中心は、交点Ｐｖの位置になる。
交点Ｐｖの高さを適宜設定することによって、全てのマウント６１〜６５の複合的な弾性中心Ｅｄ、つまり、パワーユニット支持装置６０全体の弾性中心Ｅｄを、最適な高さに自由に設定することができる。

本発明においては、図１及び図６に示すように、パワーユニット支持装置６０全体の弾性中心Ｅｄを下方に移動させて、パワーユニット５０の重心Ｇｃの位置よりも下方に設定したことを特徴とする。すなわち、パワーユニット支持装置６０全体の弾性中心Ｅｄの位置が、パワーユニット５０の重心Ｇｃの位置よりも下方にくるように、上下軸方向の減衰軸線Ｖｒ１，Ｖｒ２同士の交点Ｐｖの高さを設定した。

図７に示すように、各軸直角方向の減衰軸線Ｈｏ１，Ｈｏ２は、車両１０を上から見たときに、車両１０の前後方向及び車幅方向に対してそれぞれ傾斜している。しかも、車両１０を上から見たときに、各軸直角方向の減衰軸線Ｈｏ１，Ｈｏ２は、互いに直角に交差するように傾斜している。

詳しくは、車体前後方向に延びる車幅中心線ＣＬに対して平行な水平線をＨＬとしたときに、動力源側マウント６４の軸直角方向の減衰軸線Ｈｏ１は、水平線ＨＬに対して車幅中心線ＣＬ側に且つ車体後方に傾斜角α１だけ傾斜している。減速機側マウント６５の軸直角方向の減衰軸線Ｈｏ２は、水平線ＨＬに対して車幅中心線ＣＬ側に且つ車体後方に傾斜角α２だけ傾斜している。例えば、傾斜角α１は４５°であり、傾斜角α１に対して傾斜角α２は同一である。軸直角方向の減衰軸線Ｈｏ１，Ｈｏ２同士の交点はＰｈである。

図８は本発明に係るパワーユニット支持装置を備えた車両の作用図であり、正面から見た車両を図６に対応させて模式的に表した。
パワーユニット支持装置６０は、動力源側マウント６４の上下軸方向の減衰軸線Ｖｒ１と、減速機側マウント６５の上下軸方向の減衰軸線Ｖｒ２とを、車幅中央側に且つ上方に傾けて重心Ｇｃの上方で交差させることで、全てのマウント６１〜６５の複合的な弾性中心Ｅｄを、パワーユニット５０の重心Ｇｃよりも下方に設定したものである。

このため、パワーユニット５０には、弾性中心Ｅｄを中心として、図反時計回り（矢印Ｐｒ方向）のモーメントが働く。このため、車体２０に対して、パワーユニット５０は弾性中心Ｅｄを中心とした図反時計回り（矢印Ｐｒ方向）のロール運動をする。車体２０のローリング方向Ｂｒに対して、パワーユニット５０のローリング方向Ｐｒは同じである。従って、車体２０のロール運動がパワーユニット５０のロール運動によって打ち消されることはない。

このように、車両１０を旋回させたときに、パワーユニット６０にかかる遠心力ｆｉによるモーメントの方向を、車体のローリング方向に合わせることができる。この結果、パワーユニット５０のローリング方向Ｐｒを、車体２０のローリング方向Ｂｒに合わせることができる。従って、車体２０のローリングをパワーユニット５０のローリングによって打ち消す作用がない。このように、走行中に重量物であるパワーユニット５０の挙動が車体２０に及ぼす影響を、抑制することができる。このため、車両１０の操縦安定性を一層高めるとともに、乗り心地を一層良くすることができる。

次に、上記構成の動力源側マウント６４及び減速機側マウント６５の特性について説明する。ここで、左右のマウント６４，６５の静的ばね定数は、極端な差を設けることなく、例えば概ね同じに設定されている。
「静的ばね定数」とは、静的状態において、荷重変化量とそれに対するマウントのたわみ変化量を表す値のことである。動力源側マウント６４及び減速機側マウント６５の静的ばね定数は、図４に示す弾性部材１０３によって決まる。

図９は本発明に係る動力源側マウント及び減速機側マウントの振動減衰特性を示すグラフであり、横軸を各マウントの周波数ｆｒ（Ｈｚ）、すなわち振動数とし、縦軸を各マウントの減衰係数Ｃｄ（Ｎ・ｓ／ｍｍ）として、各マウントにおける最大の減衰係数Ｃｄに対する周波数ｆｒを表したものである。マウントの減衰係数Ｃｄとは、マウントの減衰速度を１（ｍｍ／ｓ）としたときの、減衰力（Ｎ）のことである。
破線にて示す曲線は、動力源側マウント６４の振動減衰特性曲線である。実線にて示す曲線は、減速機側マウント６５の振動減衰特性曲線である。

動力源側マウント６４における最大の減衰係数Ｃｄｐ１に対応する周波数ｆｐ１のことを、動力源側マウント６４の最大減衰周波数ｆｐ１と言う。減速機側マウント６５における最大の減衰係数Ｃｄｐ２に対応する周波数ｆｐ２のことを、減速機側マウント６５の最大減衰周波数ｆｐ２と言う。
動力源側マウント６４の最大減衰周波数ｆｐ１と、減速機側マウント６５の最大減衰周波数ｆｐ２とは、少なくとも２倍の差を有するように設定されている。つまり、ｆｐ１とｆｐ２との関係は、いずれか小さい方の値に対して、大きい方の値は少なくとも２倍である。このように、ｆｐ１＜ｆｐ２のときには「（ｆｐ２／ｆｐ１）≧２」の関係、ｆｐ１＞ｆｐ２のときには「（ｆｐ１／ｆｐ２）≧２」の関係となるように設定した。
なお、ｆｐ１＜ｆｐ２と、ｆｐ１＞ｆｐ２の、どちらを選択するかは任意である。車両１０の重心に対する各マウント６４，６５の位置関係を勘案して、車両１０の乗り心地性能が高まる方を選択することが、より好ましい。
動力源側マウント６４の最大減衰周波数ｆｐ１と、減速機側マウント６５の最大減衰周波数ｆｐ２との差は、２倍から３．５倍までの範囲に設定されることが好ましい。

図９に示す好適な実施例においては、各マウント６４，６５の振動減衰特性曲線を次のように設定した。
動力源側マウント６４における最大の減衰係数Ｃｄｐ１に対して、減速機側マウント６５における最大の減衰係数Ｃｄｐ２は小さく設定されている。
動力源側マウント６４の振動減衰特性曲線は、最大の減衰係数Ｃｄｐ１のときに比較的小さい値の最大減衰周波数ｆｐ１となる、高い山形状の特性を有する。一方、減速機側マウント６５の振動減衰特性曲線は、最大の減衰係数Ｃｄｐ２のときに比較的大きい値の最大減衰周波数ｆｐ２となる、低い山形状の特性を有する。

より具体的には、動力源側マウント６４の最大減衰周波数ｆｐ１を７Ｈｚに設定し、減速機側マウント６５の最大減衰周波数ｆｐ２を１７Ｈｚに設定した。この結果、ｆｐ１に対してｆｐ２は、約２．４倍の差を有している。
このように設定した結果、動力源側マウント６４及び減速機側マウント６５の動ばね特性は、図１０に示す特性にすることができる。

図１０は本発明に係る動力源側マウント及び減速機側マウントの動ばね特性を示すグラフであり、横軸を各マウントの周波数ｆｒ（Ｈｚ）、すなわち振動数とし、縦軸を各マウントの動ばね定数Ｋｄ（Ｎ／ｍｍ）として、各マウントの周波数ｆｒに対する動ばね定数Ｋｄを表したものである。破線にて示す曲線は、動力源側マウント６４の動ばね特性曲線である。実線にて示す曲線は、減速機側マウント６５の動ばね特性曲線である。
「動ばね定数」とは、実際の振動状態における、ばね特性を表す値のことであり、動的ばね係数とも言う。つまり、動的荷重の変化量とそれに対するマウントのたわみ変化量を表す値のことである。

なお、各マウント６４，６５の振動減衰特性や動ばね特性については、例えば、図４に示す第１オリフィス１０９の大きさ等を、適宜設定すること（チューニング）によって、最適な値に設定することができる。

図１０に示すように、この実施例では、動力源側マウント６４の動ばね特性と減速機側マウント６５の動ばね特性とは、反共振領域Ｔｆ（図１４も参照）において、両者の動ばね定数Ｋｄ１，Ｋｄ２の差の最大値ΔＫｍａｘが、少なくとも１００Ｎ/ｍｍとなるように設定したものである。つまり、「ΔＫｍａｘ＝｜Ｋｄ１−Ｋｄ２｜≧１００Ｎ/ｍｍ」の関係となるように設定した（Ｋｄ１とＫｄ２の差の絶対値のうち、最大値ΔＫｍａｘが１００Ｎ/ｍｍ以上）。
最大値ΔＫｍａｘは、１００Ｎ/ｍｍから２５０Ｎ/ｍｍまでの範囲に設定することが好ましい。最も好ましい最大値ΔＫｍａｘは、１５０Ｎ/ｍｍである。

図１０に示す好適な実施例においては、各マウント６４，６５の動ばね特性曲線を次のように設定した。
動力源側マウント６４の動ばね特性曲線は、全体が概ね緩やかな山形状となる曲線である。一方、減速機側マウント６５の動ばね特性曲線は、全体が緩やかな谷形状となる曲線である。動力源側マウント６４の動ばね特性曲線に対して、減速機側マウント６５の動ばね特性曲線は、動ばね定数Ｋｄを全体的に小さく設定したものである。

より具体的には、反共振領域Ｔｆ＝１２〜１６Ｈｚ（図１４参照）のうち、各マウント６４，６５の固有振動数ｆｃが１４Ｈｚのときに、次の関係式となるように設定した。
ΔＫｍａｘ＝｜Ｋｄ１−Ｋｄ２｜≧１００Ｎ/ｍｍ
すなわち、各マウント６４，６５の固有振動数ｆｃが１４Ｈｚのときに、動力源側マウント６４の動ばね定数Ｋｄ１を２７０Ｎ／ｍｍに設定し、減速機側マウント６５の動ばね定数Ｋｄ２を１５０Ｎ／ｍｍに設定した。この結果、動力源側マウント６４の動ばね定数Ｋｄ１と、減速機側マウント６５の動ばね定数Ｋｄ２との、差の最大値ΔＫｍａｘは、１２０Ｎ／ｍｍである。

このように設定した結果、車両用パワーユニット支持装置６０による振動特性は、図１１に示す特性を有している。また、車両用パワーユニット支持装置６０を有した場合の、ステアリングハンドルの振動特性は、図１２に示す特性を有している。

図１１は車両用パワーユニット支持装置による振動特性の実験例を示すグラフであり、上記図１４に対応している。つまり、図１１は、横軸を周波数ｆｒ（Ｈｚ）、すなわち上下方向の振動数とし、縦軸を車体の振動の強さのレベルＶｃ（ｄＢ）として表したものである。破線にて示す曲線は、上記図１４に示す従来例１の振動特性曲線である。実線にて示す曲線は、実施例の振動特性曲線である。想像線にて示す曲線は、比較例の振動特性曲線である。
なお、この図１１のグラフは、周知の加振台に実験対象の車両を載せて加振することにより得られた、データである。

上述のように、実施例は、左右のマウント６４，６５の動ばね定数の差の最大値ΔＫｍａｘを、少なくとも１００Ｎ/ｍｍとなるように設定したものである。具体的には、左右のマウント６４，６５の動ばね特性を、図１０に示すように設定した（最大値ΔＫｍａｘ＝１２０Ｎ/ｍｍ）。
この結果、図１１のグラフから明らかなように、実施例の振動特性曲線によれば、特に反共振領域Ｔｆにおいて、パワーユニット５０がダイナミックダンパの役割を果たしているので、反共振領域Ｔｆにおける振動の強さのレベルＶｃを低減することができた。つまり、ダイナミックダンパの作用によって、車体２０の共振を抑制することができた。
この結果、車両１０の乗り心地は高まったということができる。
このように、特に反共振領域Ｔｆにおける振動の強さのレベルＶｃを低減するために、実験を繰り返した結果、最大値ΔＫｍａｘを少なくとも１００Ｎ/ｍｍとすることによって、レベルＶｃを低減するという目的を達成することができた。

実施例は、車体２０における上下方向の振動の固有振動数と、パワーユニット５０におけるピッチングの固有振動数とを連成させたものである。
この結果、図１１に示す実施例の振動特性曲線から明らかなように、車体２０の振動特性は、特に共振領域Ｂｆ及び反共振領域Ｔｆにおいて、起伏が緩やかで比較的浅く広い特性（つまり、変化が小さい特性）である。
すなわち、実施例の振動特性曲線は、従来例１の振動特性曲線に比べて、極端な谷や山の特性（変化が大きい特性）にならず、緩やかで比較的浅く広い谷や山の特性（変化が小さい特性）を有している。
このような特性にすることで、車両１０の乗り心地を高めることができた。

一方、比較例は、最大値ΔＫｍａｘを概ね９０Ｎ/ｍｍとなるように設定したものである。比較例の振動特性曲線によれば、最大値ΔＫｍａｘが１００Ｎ/ｍｍに満たないので、特に反共振領域Ｔｆにおける振動の強さのレベルＶｃが、十分に低減していないことが判る。

図１２は車両用パワーユニット支持装置を有した場合の、ステアリングハンドルの振動特性の実験例を示すグラフであり、上記図１５に対応している。つまり、図１２は、横軸をエンジンの回転数Ｎｅ（ｒｐｍ）とし、縦軸をエンジンからステアリングハンドルに伝わる振動の強さのレベルＮＶ（ｄＢ）として表したものである。破線にて示す曲線は、上記図１５に示す従来例１の振動特性曲線である。実線にて示す曲線は、実施例の振動特性曲線である。

上述のように、左右のマウント６４，６５の静的ばね定数は、従来例１と同様に、極端な差を設けていないので、このグラフから明らかなように、従来例１の振動特性に対して、実施例の振動特性は、概ね同様の特性に維持することができる。このため、パワーユニット５０から車体２０を介してステアリングハンドルに振動が伝わることを抑制することができるので、車両のＮＶフィーリング（運転者が振動及び振動音が抑制されたと感じる感覚）を高めることができる。

マウント６４，６５の最大減衰周波数ｆｐ１，ｆｐ２及び最大値ΔＫｍａｘの設定手順は、次の通りである。実際には、実験によって最適値を求める。
先ず、エンジン５１からステアリングハンドルに振動が伝わることを抑制できる、つまり、ＮＶ性能を十分に確保できる、マウント６４，６５の静的ばね定数を設定する。なお、左右のマウント６４，６５の静的ばね定数に、極端な差を設けない。
次に、設定された静的ばね定数の制限の中で、最大値ΔＫｍａｘが１００〜２５０Ｎ/ｍｍの範囲に収まるように、最大減衰周波数ｆｐ１，ｆｐ２を設定する。具体的には、ｆｐ１とｆｐ２との差が２〜３．５倍となるように、マウント６４，６５の振動減衰特性を設定する。

このように、左右のマウント６４，６５の動ばね特性については、それぞれの静的ばね定数と、図９に示す最大の減衰係数Ｃｄｐ１，Ｃｄｐ２及び最大減衰周波数ｆｐ１，ｆｐ２とを設定することにより、これに従属して設定される。

以上の説明をまとめると、次の通りである。
図９に示すように、動力源側マウント６４における最大の減衰係数Ｃｄｐ１に対応する周波数ｆｐ１と、減速機側マウント６５における最大の減衰係数Ｃｄｐ２に対応する周波数ｆｐ２とは、少なくとも２倍の差を有して設定したものである。
このようにして、図１０に示すように、動力源側マウント６４の動ばね定数Ｋｄ１と、減速機側マウント６５の動ばね定数Ｋｄ２との、差の最大値ΔＫｍａｘを、少なくとも１００Ｎ/ｍｍに設定することによって、目標とする周波数域Ｔｆで車体２０に対するパワーユニット５０の固有値を励起できる。

つまり、左右のマウント６４，６５とパワーユニット５０とからなる振動系の、固有振動数を比較的大きい値に設定することができる。
このように、車体２０に対するパワーユニット５０の固有振動数を適宜調節することで、パワーユニット５０にピッチングを発生させ、上下方向の振動に対して作用させることにより、この結果、車体２０の振動のうち特定の周波数領域Ｔｆにおいて、パワーユニット５０はダイナミックダンパの役割を果たすことができる。

言い換えると、上述のように、車体２０に対する上記振動系の固有振動数を、比較的大きい値に適宜調節することができる。この結果、車体２０の振動のうち、特定の周波数領域Ｔｆの上下方向の振動に対して、パワーユニット５０にピッチングが発生する。このピッチングは、車体２０の上下方向の振動に対して作用する。つまり、車体２０の上下方向の振動と、車体２０に対するパワーユニット５０のピッチングとの、連成モード（互いに影響し合う運動関係）になる。この結果、車体２０の振動のうち、特定の周波数領域Ｔｆの上下方向の振動において、パワーユニット５０はダイナミックダンパの役割を果たす。

このように、目標とする周波数域Ｔｆにおいて、パワーユニット５０がダイナミックダンパの役割を果たすことができる。つまり、ダイナミックダンパの作用によって、車体２０の共振を抑制することができる。この結果、所定の周波数域Ｔｆにおける振動の強さのレベルＶｃを低減することができる。このようにして、車両１０の乗り心地を高めることができる。

また、両マウント６４，６５のうち、一方における静的ばね定数を極端に大きい値に設定する代わりに、一方における動ばね定数Ｋｄを大きく設定したので、静的ばね定数を大きくする必要はない。動ばね定数Ｋｄについては、（１）所定の周波数域Ｔｆにおける振動の強さのレベルＶｃを低減するとともに、（２）エンジン５１から車体２０を介してステアリングハンドルに振動が伝わりにくい値に、適宜設定すればよい。

また、両マウント６４，６５の静的ばね定数を極端に大きくしなくてもすむ。このため、操縦安定性を十分に確保することができる。

さらにまた、両マウント６４，６５の動ばね定数Ｋｄが小さい場合には、図８に示すように、車両１０を旋回させたときに、パワーユニット５０のローリング量は大きくなる。一方、両マウント６４，６５の動ばね定数Ｋｄが大きい場合には、パワーユニット５０のローリング量は小さくなる。しかも、パワーユニット５０のローリング方向Ｐｒは、車体２０のローリング方向Ｂｒに合っている。このため、両マウント６４，６５の動ばね定数Ｋｄの値については、パワーユニット５０の挙動が車体２０に及ぼす影響を、極力抑制することができるように、最適な条件で設定すればよい。

従って、車両１０のＮＶフィーリング及び操縦安定性を確保しつつ、乗り心地を高めることができる。

なお、本発明は実施の形態では、車両１０は、車体２０の前部に備えたパワーユニット収容室３１にパワーユニット５０を収容した構成に限定されるものではなく、例えば、車体２０の中央部に備えたパワーユニット収容室３１にパワーユニット５０を収容した構成であってもよい。
また、パワーユニット５０は、フロントサブフレーム４０を介して車体２０にマウントする構成に限定されるものではなく、車体２０に直接マウントする構成であってもよい。
また、動力源５１はエンジンに限定されるものではなく、例えば電動モータであってもよい。減速機５２はトランスミッションに限定されるものではなく、単に減速機構だけの構成であってもよい。

また、パワーユニット支持装置６０は、動力源５１の一端に減速機５２が結合された構成のパワーユニット５０を、少なくともパワーユニット５０の車幅方向における両側に配置された左右のマウント６４，６５によって、車体２０に支持する構成であればよい。

また、左右のマウント６４，６５は、上下軸方向の減衰軸線Ｖｒ１，Ｖｒ２と軸直角方向の減衰軸線Ｈｏ１，Ｈｏ２とを有する２方向減衰構造であればよく、液封マウントの構成に限定されるものではなく、例えばラバーマウントの構成であってもよい。
また、左右のマウント６４，６５において、第１取付部材１０１は動力源５１（又は減速機５２）と車体２０との一方に取付けるとともに、第２取付部材１０２は動力源５１（又は減速機５２）と車体２０との他方に取付ける構成であればよい。

また、上下軸方向の減衰軸線Ｖｒ１，Ｖｒ２の傾斜角θ１，θ２及び軸直角方向の減衰軸線Ｈｏ１，Ｈｏ２の傾斜角α１，α２の大きさは任意であり、例えば、交点Ｐｖ，Ｐｈが車幅中心線ＣＬに合致、又は、重心Ｇｃを通り車幅中心線ＣＬに平行な直線に合致する角度に設定してもよい。

本発明のパワーユニット支持装置６０は、車体２０の前部や中間部において、動力源５１と減速機５２とを車幅方向に並べて互いに結合した構成の横置き型のパワーユニット５０を配置し、このパワーユニット５０の静荷重を、パワーユニット５０の重心Ｇｃよりも下方に配置された静荷重支持マウント６１〜６３で支持した構成に好適である。

本発明に係る車両の前部及びパワーユニット支持装置の正面図である。 本発明に係る車両の前部及びパワーユニット支持装置の平面図である。 本発明に係る車両の前部及びパワーユニット支持装置の斜視図である。 本発明に係る動力源側マウントの断面図である。 図４の５−５線断面図である。 本発明に係る車両用パワーユニット支持装置の正面模式図である。 本発明に係る車両用パワーユニット支持装置の平面模式図である。 本発明に係るパワーユニット支持装置を備えた車両の作用図である。 本発明に係る動力源側マウント及び減速機側マウントの振動減衰特性を示すグラフである。 本発明に係る動力源側マウント及び減速機側マウントの動ばね特性を示すグラフである。 車両用パワーユニット支持装置による振動特性の実験例を示すグラフである。 車両用パワーユニット支持装置を有した場合の、ステアリングハンドルの振動特性の実験例を示すグラフである。 従来の車両用パワーユニット支持装置の説明図である。 従来の車両用パワーユニット支持装置による振動特性の実験例を示すグラフである。 従来の車両用パワーユニット支持装置を有した場合の、ステアリングハンドルの振動特性の実験例を示すグラフである。

符号の説明

１０…車両、２０…車体、３１…パワーユニット収容室、５０…パワーユニット、５１…動力源（エンジン）、５１ａ…動力源のうち減速機とは反対側の端部、５２…減速機（トランスミッション）、５２ａ…減速機のうち動力源とは反対側の端部、６０…パワーユニット支持装置、６１〜６３…静荷重支持マウント、６４…右のマウント（動力源側マウント）、６５…左のマウント（減速機側マウント）、Ｋｄ１…右のマウントの動ばね定数、Ｋｄ２…左のマウントの動ばね定数、ｆｐ１…右のマウントにおける最大の減衰係数に対応する固有振動数、ｆｐ２…左のマウントにおける最大の減衰係数に対応する固有振動数、Ｔｆ…反共振領域Ｔｆ、ΔＫｍａｘ…動ばね定数の差の最大値。

Claims (3)

1. 動力源の一端に減速機が結合された構成のパワーユニットを、車両のパワーユニット収容室に収容し、少なくとも前記パワーユニットの車幅方向における両側に配置された左右のマウントによって、車体に前記パワーユニットを支持した車両用パワーユニット支持装置であって、
   前記左のマウントの動ばね定数と、前記右のマウントの動ばね定数との、差の最大値は、少なくとも１００Ｎ/ｍｍに設定されていることを特徴とした車両用パワーユニット支持装置。
2. 前記動ばね定数の差の最大値は、前記車体の反共振領域に設定されていることを特徴とした請求項１記載の車両用パワーユニット支持装置。
3. 動力源の一端に減速機が結合された構成のパワーユニットを、車両のパワーユニット収容室に収容し、少なくとも前記パワーユニットの車幅方向における両側に配置された左右のマウントによって、車体に前記パワーユニットを支持した車両用パワーユニット支持装置であって、
   前記左のマウントにおける最大の減衰係数に対応する周波数と、前記右のマウントにおける最大の減衰係数に対応する周波数とは、少なくとも２倍の差を有して設定されていることを特徴とした車両用パワーユニット支持装置。

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