JP2010023794A - 駆動部支持構造及び駆動支持系の制御方法 - Google Patents

Abstract

【課題】駆動系装置の作動に伴う支持部材の振動を効果的に低減することができる駆動部支持構造、及び駆動支持系の制御方法を得る。
【解決手段】エンジン支持構造１０は、エンジン２２をサイドメンバ１２に対し支持するためのフロントクロスメンバ１４と、フロントクロスメンバ１４とエンジン２２との間に介在され弾性部のばね定数を変化させ得る制御マウントとしてのエンジンマウント２４と、エンジンマウント２４のばね定数を変化させることでフロントクロスメンバ１４の共振周波数を制御する制御装置と、を備えている。
【選択図】図４

Description

本発明は、例えば、支持部材及び弾性体を介して駆動系装置を車体に支持するための駆動部支持構造、又は支持部材及び弾性体を介して駆動系装置を車体に支持するための駆動支持系の制御方法に関する。

減衰力可変のエンジンマウントを用い、該エンジンマウントを介してエンジンから車体に伝達される伝達力の大きさ及び位相（ベクトル）を制御する技術が知られている（例えば、特許文献１参照）。具体的には、この技術では、マウントゴムの撓みによる伝達力と液圧力と振動慣性力との和である伝達力を、液圧力と振動慣性力とのベクトル和を制御することで、所望の大きさと位相角とに合致させるようになっている。

また、能動的なエンジンマウントを、エンジンから車体に伝達される振動が低減されるように制御し、この制御の結果、マイクロフォンにて検出するこもり音が悪化した場合には、そのエンジン回転数を記憶し、該回転数では上記能動的なエンジンマウントの制御を禁止する技術が知られている（例えば、特許文献２参照）。
特開平９−２５９８４号公報 特開平６−２７３３号公報 特開平６−１７９３２５号公報 特開平４−３５８９２６号公報

しかしながら、上記した前者の従来技術では、液圧力及び振動慣性力のベクトル和の制御が難しく、この制御精度が低い場合には振動や騒音が大きくなることが懸念される。また、後者の技術では、制御が禁止される回転数では、受動的なエンジンマウントを用いた構成との比較でこもり音の改善が図られない。

本発明は、上記事実を考慮して、駆動系装置の作動に伴う支持部材の振動を効果的に低減することができる駆動部支持構造、及び駆動支持系の制御方法を得ることが目的である。

請求項１記載の発明に係る駆動部支持構造は、動力を発生又は伝達する駆動系装置を車体に対し支持するための支持部材と、前記支持部材と、前記駆動系装置及び前記車体の少なくとも一方との間に介在された弾性体と、前記弾性体のばね特性を変化させ得るばね特性可変装置と、前記ばね特性可変装置を制御して前記弾性体のばね特性を変化させることで、前記支持部材の共振周波数を制御する制御装置と、を備えている。

請求項１記載の駆動部支持構造では、例えば駆動系装置の作動により生じる振動に応じて、ばね特性可変装置を制御して弾性体のばね特性を変化させることで、支持部材の共振周波数を制御する。これにより、本駆動部支持構造では、駆動系装置で発生した振動の車体に対する伝達系（伝達関数）が制御される。すなわち、駆動系装置から支持部材に伝達される振動は、駆動系装置の起振力と支持部材への伝達関数との積で決まるところ、該駆動系装置の起振力に応じて伝達関数を制御することで、該駆動系装置から支持部材に伝達される振動や音を低減することができる。

このように、請求項１記載の駆動部支持構造では、駆動系装置の作動に伴う支持部材の振動を効果的に低減することができる。そして、本駆動部支持構造では、支持部材の振動に伴う騒音の発生を効果的に抑制することができる。

請求項２記載の発明に係る駆動部支持構造は、請求項１記載の駆動部支持構造において、前記駆動系装置は、内燃機関であり、前記制御装置が前記ばね特性可変装置を制御しない場合の前記支持部材の共振周波数が、前記内燃機関の使用し得る最大回転数でのトルク変動の周波数よりも低く設定されている。

例えば、内燃機関の使用し得る最大回転数でのトルク変動の周波数に対して、支持部材の剛性（すなわち共振周波数）が十分に高く設定されていれば、駆動系装置から支持部材へ伝達される振動に起因するこもり音の発生は抑制されるが、内燃機関の使用回転数範囲に支持部材の共振周波数が存在する構成では、駆動系装置から支持部材へ伝達される振動に伴うこもり音が問題となる。ここで、請求項２記載の駆動部支持構造では、上記の通り内燃機関の起振力に応じて支持部材の共振周波数すなわち支持部材への伝達関数を制御することで、該駆動系装置から支持部材に伝達される振動や音を低減することができる。このため、本発明は、支持部材の剛性が低い構成において、駆動系装置から支持部材に伝達される振動に伴うこもり音を効果的に低減することに寄与する。

請求項３記載の発明に係る駆動部支持構造は、請求項２記載の駆動部支持構造において、前記制御装置は、前記内燃機関のトルク変動が極小となる周波数に対し前記支持部材の共振周波数が一致するか又は近づくように、前記ばね特性可変装置を制御する。

請求項３記載の駆動部支持構造では、制御装置によるばね特性可変装置の制御によって、支持部材の共振周波数が内燃機関のトルク変動（すなわち起振力）が極小となる周波数（以下、「極小周波数」ということとする）に近づくか又は略一致される。換言すれば、起振力が極小となる周波数と振動騒音を伝達しやすい周波数とが近づくか略一致されるため、これら起振力と伝達関数との積で決まる振動騒音が効果的に低減される。なお、内燃機関では、一般的に、低回転域では爆発によるトルク変動が支配的である一方、高回転域ではピストン慣性力によるトルク変動が支配的になるところ、これらの中間の回転数（に対応する周波数）で爆発によるトルク変動とピストン慣性力によるトルク変動とが打ち消しあうことで、トルク変動が極小となる周波数が存在する。

請求項４記載の発明に係る駆動部支持構造は、請求項３記載の駆動部支持構造において、前記制御装置は、前記内燃機関の負荷に応じて、前記内燃機関のトルク変動が極小となる周波数に対し前記支持部材の共振周波数が一致するか又は近づくように、前記ばね特性可変装置を制御する。

請求項４記載の駆動部支持構造では、制御装置が内燃機関の負荷（例えば、制御パラメータとして、スロットル開度、アクセル開度、燃料噴射量等を用いることができる）に応じてばね特性可変装置を制御することで、支持部材の共振周波数は、内燃機関の負荷に応じて変化する極小周波数に近づくか又は略一致される。これにより、内燃機関のさまざまな運転状態において支持部材の振動騒音を低減することができる。

請求項５記載の発明に係る駆動部支持構造は、請求項４記載の駆動部支持構造において、前記制御装置は、前記内燃機関の負荷に応じて前記支持部材の目標共振周波数を求める目標周波数設定手段と、前記目標周波数設定手段によって求められた目標共振周波数に基づいて、前記弾性体の目標ばね定数を求める目標ばね定数設定手段と、目標ばね定数設定手段によって求められた目標ばね定数に基づいて、前記ばね特性可変装置の制御量を求める制御量設定手段と、を含んで構成されている。

請求項５記載の駆動部支持構造では、目標周波数設定手段は、内燃機関の負荷に応じた極小周波数に基づいて、支持部材の目標共振周波数（極小周波数自体である場合を含む）を、マップ等からの読み込みや算出によって求める。目標ばね定数設定手段は、支持部材の共振周波数が目標共振周波数に一致するか又は近づくように、弾性体のばね定数を、マップ等からの読み込みや算出によって求める。制御量設定手段は、弾性体のばね定数が目標ばね定数に一致するか又は近づくためにばね特性可変装置に入力すべき制御量を、マップ等からの読み込みや算出によって求める。本駆動部支持構造では、この制御量をばね特性可変装置に入力することで、支持部材の共振周波数が内燃機関の負荷に応じて変化する極小周波数に近づくか又は略一致され、駆動系装置から支持部材に伝達される振動が低減される。すなわち、支持部材の振動に伴うこもり音が抑制される。

請求項６記載の発明に係る駆動部支持構造は、請求項３〜請求項５の何れか１項記載の駆動部支持構造において、前記ばね特性可変装置は、前記制御手段の制御を受けて前記弾性体のばね定数を大きくする構造であり、前記制御手段は、前記内燃機関のトルク変動の周波数が該内燃機関のトルク変動が極小となる周波数を上回った場合に、前記ばね特性可変装置に対する制御を停止する。

請求項６記載の駆動部支持構造では、ばね特性可変装置によって弾性体のばね特性のうち少なくともばね定数を大きくすることで、支持部材の共振周波数を極小周波数に近づけるか一致させる。ここで、本駆動部支持構造では、内燃機関のトルク変動（起振力）の周波数が極小周波数を上回った場合にばね特性可変装置に対する制御を停止するため、該トルク変動の周波数が極小周波数よりも高くなる内燃機関の回転数域では、ばね特性可変装置に対する制御を行う場合に対し弾性体のばね定数が小さくなる。このため、トルク変動の周波数が極小周波数以下である場合に支持部材の振動騒音を低減しつつ、該トルク変動の周波数が極小周波数よりも高くなる内燃機関の回転数域で、ばね特性可変装置の制御なしの場合と同程度に支持部材の振動騒音を低減することができる。

請求項７記載の発明に係る駆動部支持構造は、請求項３〜請求項６の何れか１項記載の駆動部支持構造において、前記ばね特性可変装置は、前記制御手段の制御を受けて前記弾性体のばね定数を大きくする構造であり、前記制御装置は、前記ばね特性可変装置を制御することにより得られる前記支持部材の最高の共振周波数が前記内燃機関のトルク変動が極小となる周波数に対し低い場合であって、前記内燃機関のトルク変動の周波数が前記最高の共振周波数を上回った場合に、前記ばね特性可変装置に対する制御を停止する。

請求項７記載の駆動部支持構造では、ばね特性可変装置によって弾性体のばね特性のうち少なくともばね定数を大きくすることで、支持部材の共振周波数を極小周波数に近づけるか一致させる。ここで、本駆動部支持構造では、ばね特性可変装置に入力し得る最大の制御量を入力して得られる支持部材の最高共振周波数が極小周波数に達しない場合であって、内燃機関のトルク変動の周波数が最高共振周波数以下の場合には、該トルク変動の周波数を極小周波数に近づけるように弾性体のばね定数を大きくする制御を行う（例えば、最高共振周波数になる制御量を入力する）。一方、本駆動部支持構造では、ばね特性可変装置に入力し得る最大の制御量を入力して得られる支持部材の最高共振周波数が極小周波数に達しない場合であって、トルク変動の周波数が最高共振周波数を上回った場合には、ばね特性可変装置に対する制御を停止し、該制御を行う場合と比較して弾性体のばね定数を低下させる。これにより、ばね特性可変手段による弾性体のばね定数の可変範囲の上限が相対的に不足する場合であっても、トルク変動の周波数が最高共振周波数以下である場合に支持部材の振動騒音を低減しつつ、該トルク変動の周波数が最高共振周波数よりも高くなる内燃機関の回転数域で、ばね特性可変装置の制御なしの場合と同程度に支持部材の振動騒音を低減することができる。

請求項８記載の発明に係る駆動部支持構造は、請求項１〜請求項７の何れか１項記載の駆動部支持構造において、前記支持部材と前記駆動系装置との間、及び前記支持部材と前記車体との間のそれぞれに弾性体が介在されており、前記ばね特性可変装置は、少なくとも１つの前記弾性体のばね特性を変化させ得るように設けられており、前記制御装置は、前記支持部材の共振周波数が所定の周波数以下となる範囲で、前記ばね特性可変装置を制御する。

請求項８記載の駆動部支持構造では、支持部材に対する車体側、駆動系装置側それぞれに弾性体が介在されることで、駆動系装置は、車体に対し２重に弾性支持された構造（所謂、防振構造）になっている。すなわち、支持部材は、振動自由度（共振モード）が多くなる。このため、本駆動部支持構造では、ばね特性可変装置の制御による支持部材の共振周波数の上限を設定することで、駆動系装置の作動とは別の要因（例えば、車輪等からの入力）による支持部材の振動騒音が問題にならない範囲で、駆動系装置の作動に起因する支持部材の振動騒音を効果的に低減することができる。

請求項９記載の発明に係る駆動支持系の制御方法は、動力を発生又は伝達する駆動系装置を車体に対し支持するための支持部材と、前記駆動系装置及び前記車体の少なくとも一方との間に、ばね特性を変化させ得る弾性体を介在させて構成された駆動支持系の制御方法であって、少なくとも前記駆動系装置の振動特性に応じて、前記弾性体のばね特性を変化させることで、前記支持部材の共振周波数を制御する。

請求項９記載の駆動支持系の制御方法では、駆動系装置の振動特性に応じて弾性体のばね特性を変化させることで、支持部材の共振周波数を制御する。これにより、本駆動支持系の制御方法では、駆動系装置で発生した振動の支持部材への伝達系（伝達関数）が制御される。すなわち、駆動系装置から車体に伝達される振動や音は、駆動系装置の起振力と支持部材への伝達関数の積で決まるところ、該駆動系装置の起振力に応じて伝達関数を制御することで、該駆動系装置から該駆動系装置の起振力に応じて伝達関数を制御することで、該駆動系装置から支持部材に伝達される振動や音を低減することができる。

このように、請求項９記載の駆動支持系の制御方法では、駆動系装置の作動に伴う振動騒音を効果的に低減することができる。そして、本駆動部支持構造では、支持部材の振動に伴う騒音の発生を効果的に抑制することができる。

請求項１０記載の発明に係る駆動支持系の制御方法は、請求項９記載の駆動支持系の制御方法において、前記駆動系装置は、内燃機関であり、前記弾性体のばね特性を制御しない場合の前記支持部材の共振周波数が、前記内燃機関の使用し得る最大回転数でのトルク変動の周波数よりも低く設定されており、前記支持部材の共振周波数が、前記内燃機関のトルク変動が極小となる周波数に一致するか又は近づくように、前記弾性体のばね特性を制御する。

例えば、内燃機関の使用し得る最大回転数でのトルク変動の周波数に対して、支持部材の剛性（すなわち共振周波数）が十分に高く設定されていれば、駆動系装置から支持部材へ伝達される振動に起因するこもり音の発生は抑制されるが、内燃機関の使用回転数範囲に支持部材の共振周波数が存在する構成では、駆動系装置から支持部材へ伝達される振動に伴うこもり音が問題となる。ここで、請求項１０記載の駆動支持系の制御方法では、上記の通り内燃機関の起振力に応じて支持部材の共振周波数すなわち支持部材への伝達関数を制御することで、該駆動系装置から支持部材に伝達される振動や音を低減することができる。このため、本発明は、支持部材の剛性が低い構成において、駆動系装置から支持部材に伝達される振動に伴うこもり音を効果的に低減することに寄与する。

そして、本駆動支持系の制御方法では、弾性体のばね特性を制御することで、支持部材の共振周波数が内燃機関のトルク変動（すなわち起振力）が極小となる周波数（以下、「極小周波数」ということとする）に近づくか又は略一致される。換言すれば、起振力が極小となる周波数と振動騒音を伝達しやすい周波数が近づくか略一致されるため、これら起振力と伝達関数との積で決まる振動騒音が効果的に低減される。なお、内燃機関では、一般的に、低回転域では爆発によるトルク変動が支配的である一方、高回転域ではピストン慣性力によるトルク変動が支配的になるところ、これらの中間の周波数（に対応する周波数）で爆発によるトルク変動とピストン慣性力によるトルク変動とが打ち消しあうことで、トルク変動が極小となる周波数が存在する。

請求項１１記載の発明に係る駆動支持系の制御方法は、請求項１０記載の駆動支持系の制御方法において、前記内燃機関の負荷に応じて、前記支持部材の共振周波数が前記内燃機関のトルク変動が極小となる周波数に一致するか又は近づくように、前記弾性体のばね特性を制御する。

請求項１１記載の駆動支持系の制御方法では、内燃機関の負荷（例えば、制御パラメータとして、スロットル開度、アクセル開度、燃料噴射量等を用いることができる）に応じて弾性体のばね特性を制御することで、支持部材の共振周波数は、内燃機関の負荷に応じて変化する極小周波数に近づくか又は略一致される。これにより、内燃機関のさまざまな運転状態において支持部材に伝達される振動を低減することができる。

請求項１２記載の発明に係る駆動支持系の制御方法は、請求項１０又は請求項１１記載の駆動支持系の制御方法において、前記内燃機関のトルク変動の周波数が該内燃機関のトルク変動が極小となる周波数以下である場合に、前記弾性体のばね定数を大きくすることで、前記支持部材の共振周波数を前記内燃機関のトルク変動が極小となる周波数に一致させるか又は近づけ、前記内燃機関のトルク変動の周波数が該内燃機関のトルク変動が極小となる周波数を上回った場合に、前記弾性体のばね定数を大きくするための制御を停止する。

請求項１２記載の駆動支持系の制御方法では、内燃機関のトルク変動の周波数が極小周波数以下である場合には、弾性体のばね特性のうち少なくともばね定数を大きくすることで、支持部材の共振周波数を極小周波数に一致させるか又は近づける。一方、内燃機関のトルク変動の周波数が極小周波数を上回った場合には、弾性体のばね定数を大きくするための制御を停止する。このため、トルク変動の周波数が極小周波数よりも高くなる内燃機関の回転数域では、弾性体のばね定数は上記制御を行う場合に対し小さくなる。これにより、トルク変動の周波数が極小周波数以下である場合に支持部材の振動（こもり音）を低減しつつ、該トルク変動の周波数が極小周波数よりも高くなる内燃機関の回転数域で、弾性体のばね定数を制御しない場合と同程度に支持部材の振動（こもり音）を低減することができる。

請求項１３記載の発明に係る駆動支持系の制御方法は、請求項１０〜請求項１２の何れか１項記載の駆動支持系の制御方法において、前記弾性体のばね定数を制御することにより得られる前記支持部材の最高の共振周波数が前記内燃機関のトルク変動が極小となる周波数に対し低い場合に、前記内燃機関のトルク変動の周波数が前記最高の共振周波数以下である場合に、前記弾性体のばね定数を大きくすることで、前記支持部材の共振周波数を前記内燃機関のトルク変動が極小となる周波数に一致させるか又は近づけ、前記内燃機関のトルク変動の周波数が前記最高の共振周波数を上回った場合に、前記弾性体のばね定数を大きくするための制御を停止する。

請求項１３記載の駆動支持系の制御方法では、内燃機関のトルク変動の周波数が極小周波数以下である場合には、弾性体のばね特性のうち少なくともばね定数を大きくすることで、支持部材の共振周波数を極小周波数に一致させるか又は近づける。ここで、本駆動支持系の制御方法では、弾性体のばね定数を制御することにより得られる支持部材の最高の共振周波数が極小周波数に達しない場合であって、内燃機関のトルク変動の周波数が最高共振周波数以下の場合には、該トルク変動の周波数を極小周波数に近づけるように弾性体のばね定数を大きくする制御を行う（例えば、最高共振周波数になる制御量を入力する）。一方、弾性体のばね定数を制御することにより得られる支持部材の最高の共振周波数が極小周波数に達しない場合であって、トルク変動の周波数が最高共振周波数を上回った場合には、弾性体のばね定数を大きくする制御を停止する。これにより、弾性体のばね定数の可変範囲の上限が不足する場合であっても、トルク変動の周波数が最高共振周波数以下である場合に支持部材の振動（こもり音）を低減しつつ、該トルク変動の周波数が最高共振周波数よりも高くなる内燃機関の回転数域で、弾性体のばね定数を制御しない場合と同程度に支持部材の振動（こもり音）を抑えることができる。

請求項１４記載の発明に係る駆動支持系の制御方法は、請求項９〜請求項１３の何れか１項記載の駆動支持系の制御方法において、前記支持部材と前記駆動系装置との間、及び前記支持部材と前記車体との間のそれぞれに弾性体が介在されており、少なくとも１つの前記弾性体がばね特性を変化させ得る構成とされており、前記支持部材の共振周波数が所定の周波数以下となる範囲で、前記弾性体のばね特性を制御する。

請求項１４記載の駆動支持系の制御方法では、支持部材に対する車体側及び駆動系装置側のそれぞれに弾性体が介在された駆動支持系、すなわち駆動系装置が車体に対し２重に弾性支持された構造（所謂、防振構造）に適用されている。この駆動支持系では、支持部材の振動自由度（共振モード）が多くなる。そして、本駆動支持系の制御方法では、弾性体のばね定数の制御による支持部材の共振周波数の上限を設定することで、駆動系装置駆の作動とは別の要因（例えば、車輪等からの入力）による振動騒音が問題にならない範囲で、駆動系装置の作動に起因する支持部材の振動（こもり音）を効果的に低減することができる。

以上説明したように本発明に係る駆動部支持構造及び駆動支持系の制御方法は、駆動系装置の作動に伴う振動騒音を効果的に低減することができるという優れた効果を有する。

本発明の実施形態に係る駆動部支持構造としてのエンジン支持構造１０について、図１〜図１１に基づいて説明する。先ず、エンジン支持構造１０が適用された自動車Ａの概略全体構成を説明し、次いで、エンジン支持構造１０について詳細に説明することとする。なお、図中矢印ＦＲは車両前後方向の前方向を、矢印ＵＰは車両上下方向の上方向をそれぞれ示すものとする。

（自動車の概略構成）
図４には、エンジン支持構造１０が適用された自動車Ａの模式的な内部構造が側面図にて示されている。この図に示される如く、自動車Ａは、車両前後方向に長手とされた車体骨格を成すサイドメンバ１２を備えている。図示は省略するが、自動車Ａでは、左右一対のサイドメンバ１２が車幅方向に並列されている。各サイドメンバ１２は、それぞれ車両前後方向に延在する前部１２Ａと中間部１２Ｂと後部１２Ｃとを有し、前部１２Ａと中間部１２Ｂとの間及び中間部１２Ｂと後部１２Ｃとの間がそれぞれ車両前後方向に対し傾斜されたキック部１２Ｄ、１２Ｅにて連結されて構成されている。この実施形態では、中間部１２Ｂが前部１２Ａ、後部１２Ｃに対し低位に位置する構成とされている。

サイドメンバ１２の前部１２Ａには、車幅方向に延在するフロントクロスメンバ１４が支持されている。具体的には、フロントクロスメンバ１４は、左右のサイドメンバ１２の前端からそれぞれ垂下された左右のブラケット１５の下端間を架け渡している。図４では、後述するエンジンマウント２４を示すために、ブラケット１５は一部切り欠いて図示されている。

また、サイドメンバ１２の前部１２Ａから中間部１２Ｂにかけての部分には、フロントサスペンションメンバ（サブフレームともいう）１６が支持されている。フロントサスペンションメンバ１６は、それぞれ車両前後方に延在する左右一対のサイドレール１６Ａと、車幅方向に延在して左右のサイドレール１６Ａ間を架け渡す少なくとも１つのクロスメンバ１６Ｂとを含んで構成されている。したがって、フロントサスペンションメンバ１６は、例えば平面視で略コ字状、略Ｈ字状、略矩形枠状、又は井桁状等を成している。このフロントサスペンションメンバ１６は、左右のサイドレール１６Ａの前部がブラケット１８を介して対応するサイドメンバ１２の前部１２Ａに支持されると共に、左右のサイドレール１６Ａの後部がブラケット２０を介して対応するサイドメンバ１２のキック部１２Ｄに支持されている。

以上により、この実施形態に係るエンジン支持構造１０では、フロントクロスメンバ１４及びフロントサスペンションメンバ１６は、それぞれ車体骨格であるサイドメンバ１２に対し、左右のブラケット１５、１８、２０を介して剛的に接続されている。そして、エンジン支持構造１０では、本発明における駆動系装置、内燃機関としてのエンジン２２が、フロントクロスメンバ１４、フロントサスペンションメンバ１６を介してサイドメンバ１２すなわち車体に支持されている。

具体的には、エンジン２２は、その車両前後方向の前端部２２Ａがエンジンマウント２４を介してフロントクロスメンバ１４に支持されると共に、その後端部２２Ｂがエンジンマウント２６を介してフロントサスペンションメンバ１６のクロスメンバ１６Ｂに支持されている。エンジンマウント２４、２６は、それぞれゴム等の弾性材を含んで構成されている。したがって、エンジン２２は、エンジンマウント２４、２６によって、フロントクロスメンバ１４、フロントサスペンションメンバ１６のクロスメンバ１６Ｂ（を介してサイドメンバ１２）に弾性的に支持されている。なお、図示は省略するが、エンジン２２は、車幅方向両端側において、左右のエンジンマウントを介してサイドメンバ１２に弾性的に支持されている。

エンジン２２は、この実施形態では４ストロークの６気筒エンジンとされている。図４の例では、エンジン２２にはトランスミッションが組み付けられており、該トランスミッション部分がエンジンマウント２６を介してフロントサスペンションメンバ１６のクロスメンバ１６Ｂに支持されているものと捉えることもできる。そして、このエンジン２２（トランスミッション）にはプロペラシャフト２８の前端部が連結されており、プロペラシャフト２８の後端部は、本発明における伝達装置としてのリヤディファレンシャルギヤボックス３０に接続されている。

この実施形態では、自動車Ａの駆動系（パワートレーン）を構成する差動装置としてのリヤディファレンシャルギヤボックス３０は、リヤサスペンションメンバ３２を介してサイドメンバ１２に支持されている。具体的には、リヤサスペンションメンバ３２は、それぞれ車両前後方向に延在する左右一対のサイドレール３２Ａを車幅方向に延在する前後一対のクロスメンバ３２Ｂ、３２Ｃが連結して、平面視で略井桁状を成している。リヤサスペンションメンバ３２は、左右のサイドレール３２Ａの前後端がそれぞれブラケット３４、３６を介してサイドメンバ１２の後部１２Ｃに剛的に結合されている。

そして、リヤディファレンシャルギヤボックス３０は、その前端部３０Ａがデフマウント３８を介して前側のクロスメンバ３２Ｂに支持されると共に、その後端部３０Ｂがデフマウント４０を介して後側のクロスメンバ３２Ｃに支持されている。デフマウント３８、４０は、それぞれゴム等の弾性材を含んで構成されている。したがって、リヤディファレンシャルギヤボックス３０は、デフマウント３８、４０によって、リヤディファレンシャルギヤボックス３０（を介してサイドメンバ１２）に弾性的に支持されている。

以上説明した自動車Ａでは、サイドメンバ１２、フロントクロスメンバ１４、フロントサスペンションメンバ１６、リヤサスペンションメンバ３２、各ブラケット１５、１８、２０、３４、３６のうち、フロントクロスメンバ１４を含む一部又は全部の部材が高張力鋼板にて構成されている。この実施形態における高張力鋼板とは、例えば引張強さが３５０ＭＰａ以上の自動車用鋼板とされている。この高張力鋼板にて構成された部材（少なくともフロントクロスメンバ１４）は、通常の鋼板にて同等の強度に構成される場合と比較して、薄肉化されており、車重の軽量化に寄与している。

また、この自動車Ａでは、中間部１２Ｂの上方に乗員が着座するためのシートＳが配置されている。エンジン支持構造１０は、このシートＳに着座した乗員の少なくとも耳位置でのこもり音を低減する構成とされている。以下、具体的に説明する。

（エンジン支持構造の構成）
以上説明した自動車Ａに適用されたエンジン支持構造１０は、高張力鋼板より成るフロントクロスメンバ１４の振動に起因するこもり音を低減するようになっている。このフロントクロスメンバ１４の振動系について補足すると、図５に示される如く、この実施形態に係るエンジン２２は、クランクシャフトＣＳの軸線方向が車幅方向に略一致する横置きエンジンとされている。このエンジン２２では、各気筒が２回転につき１回爆発してトルクを発生させるため、クランクシャフトＣＳの出力軸トルクは、脈動することとなる（この脈動については、後に詳述する）。このトルクを発生する際、エンジン２２は、出力軸トルクの反力を支持するために、出力軸トルクとは逆向きに回転変位（図５の矢印Ｒ参照）してエンジンマウント２４、エンジンマウント２６を押し縮める力が作用する。このように脈動を伴う力がフロントクロスメンバ１４を振動させ、車室内にこもり音を生じさせる原因となる。

このフロントクロスメンバ１４の振動系をより模式的に示すと、図６に示す如くなる。すなわち、フロントクロスメンバ１４は、車室（キャビン）を構成するサイドメンバ１２にブラケット１５（の剛性）を介して結合されると共に、エンジン２２に対しエンジンマウント２４の剛性（弾性部４５のばね定数）を介して結合されている。上記の如くフロントクロスメンバ１４がブラケット１５を介してサイドメンバ１２に剛的に結合された（弾性部４５の剛性に対しブラケット１５の剛性が十分に高い）エンジン支持構造１０では、実質的にはフロントクロスメンバ１４を質量要素、エンジンマウント２４（弾性部４５）をばね要素、エンジン２２を強制振動の入力源とする振動系として把握することができる。

エンジン支持構造１０では、フロントクロスメンバ１４とエンジン２２との間に介在するエンジンマウント２４が、ばね特性のうち少なくともばね定数を変化させ得る制御マウントとされている。制御マウントの構造の一例を図７に示す。この図に示される如く、制御マウントであるエンジンマウント２４は、エンジン２２に固定されるエンジン固定部４２と、フロントクロスメンバ１４に固定されるボディ固定部４４との間に、ゴム等の弾性体より成る弾性部４５が設けられている。この実施形態では、弾性部４５内には、液体を封入するための液室４５Ａが形成されており、液室４５Ａ内に設けられたオリフィス４６を液体が通過することで所要の減衰特性が得られる構成とされている。そして、エンジンマウント２４では、液室４５Ａの下方にソレノイドコイル４８を有するアクチュエータ部５０が設けられている。エンジンマウント２４のアクチュエータ部５０では、ソレノイドコイル４８に印加する電圧に応じて弾性部４５の液室４５Ａが圧縮され、ばね定数が大きくなる構成とされている。

したがって、この実施形態では、フロントクロスメンバ１４が本発明における支持部材に、エンジンマウント２４の弾性部４５が本発明における弾性体に、該エンジンマウント２４のアクチュエータ部５０が本発明におけるばね特性可変装置にそれぞれ相当する。

以上により、エンジン支持構造１０では、制御マウントであるエンジンマウント２４のばね定数を変化させることで、図６に模式的に示されるフロントクロスメンバ１４の共振周波数を変化させ得る構成とされている。そして、エンジン支持構造１０は、図４に示される如く、制御装置としてのこもり音低減ＥＣＵ５２を備えており、該こもり音低減ＥＣＵ５２がエンジンマウント２４のアクチュエータ部５０（アクチュエータ部５０への印加電圧）を制御するようになっている。なお、エンジン支持構造１０におけるこもり音低減ＥＣＵ５２を除いた機械的な構成が、本実施形態に係る駆動支持系の制御方法が適用される本発明の「駆動支持系」に相当する。

こもり音低減ＥＣＵ５２は、エンジンマウント２４（アクチュエータ部５０）、エンジン２２の作動を制御するエンジンＥＣＵ５４、自動車Ａの走行速度に応じた信号を出力する車速センサ５６のそれぞれに電気的に接続されている。こもり音低減ＥＣＵ５２は、エンジンＥＣＵ５４から入力されるエンジン２２のスロットル開度（又はアクセル開度、以下同じ）に応じた信号、車速センサ５６から入力される車速信号に基づいて、エンジンマウント２４のアクチュエータ部５０への印加電圧すなわちエンジンマウント２４のばね定数を制御するようになっている。

具体的には、こもり音低減ＥＣＵ５２は、振動してこもり音を生じ得るフロントクロスメンバ１４の共振周波数が、エンジン２２のトルク変動の谷と（トルク変動が極小に）なる特定の周波数（以下、「極小周波数」ということとする）に一致するか又は近づくように、エンジンマウント２４のばね定数を制御するようになっている。

より具体的には、エンジン２２のトルク変動すなわちエンジン２２の作動に伴うエンジン強制力（強制振動の起振力）は図１（Ａ）に示される如く特定の回転数ｂで極小をとるとの知見に基づいて、その特定の回転数［ｒｐｍ］を換算した極小周波数ｆ_Ｔｍｉｎ（Ｈｚ）に対し、図１（Ｂ）に示される如くフロントクロスメンバ１４の共振周波数ｆｒが一致するか又は近づくように、こもり音低減ＥＣＵ５２がエンジンマウント２４のばね定数を制御する構成である。なお、図１（Ａ）〜図１（Ｃ）は、横軸を回転数［ｒｐｍ］で統一して示している。

そして、こもり音は、図１（Ａ）に示すエンジン強制力Ｆと、図１（Ｂ）に示すフロントクロスメンバ１４から車室（ボディ）への伝達関数Ｈとの積として捉えられることから、エンジン支持構造１０では、こもり音低減ＥＣＵ５２によるエンジンマウント２４の制御によってフロントクロスメンバ１４の共振周波数ｆｒを極小周波数ｆ_Ｔｍｉｎに一致させるか又は近づけることで、図１（Ｃ）に示される如くこもり音が低減されるようになっている。すなわちエンジン支持構造１０では、フロントクロスメンバ１４から車室への伝達関数Ｈ（フロントクロスメンバ１４の振動のこもり音になり易さ）は、該フロントクロスメンバ１４の共振周波数ｆｒでピークとなることから、上記の通り、この共振周波数ｆｒと極小周波数ｆ_Ｔｍｉｎとを一致させるか又は近接させることで、図１（Ｃ）に示される如くこもり音が抑制される構成とされている。

この実施形態では、エンジンマウント２４が制御を受けない場合のフロントクロスメンバ１４の共振周波数ｆｒは、他の要求によって決められたエンジンマウント２４（弾性部４５）のばね定数（支持剛性）、高張力鋼板の薄板にて構成されたフロントクロスメンバ１４自体の剛性）によって決まっており、極小周波数ｆ_Ｔｍｉｎ（Ｈｚ）に対し低い値とされている。エンジン支持構造１０は、こもり音低減ＥＣＵ５２がエンジンマウント２４のソレノイドコイル４８に電圧を印加する（制御を行う）ことで、フロントクロスメンバ１４の共振周波数ｆｒと極小周波数ｆ_Ｔｍｉｎとを一致させるか又は近づける（高くする）ように、エンジンマウント２４のばね定数を制御する（大きくする）構成とされている。

ここで、図１（Ａ）に示すエンジン２２のエンジン強制力（トルク変動）の谷について補足すると、内燃機関であるエンジン２２では、低回転領域では、爆発（の不連続性）によるエンジン強制力が支配的であり、回転数が上昇するに従ってピストンＰの慣性力によるエンジン強制力が大きくなる。ピストンＰの慣性力によるエンジン強制力は、爆発によるエンジン強制力とは力の向きが逆であることから、これらピストンＰの慣性力によるエンジン強制力と爆発によるエンジン強制力との大きさが等しくなる回転数ｂでエンジン強制力の谷が生じる。なお、極小周波数ｆ_Ｔｍｉｎに対応する回転数ｂよりも高い回転数では、ピストンＰの慣性力によるエンジン強制力が支配的となり、エンジン強制力は徐々に大きくなる。

また、こもり音低減ＥＣＵ５２は、エンジン２２のスロットル開度（アクセル開度）に応じて、エンジンマウント２４のアクチュエータ部５０を制御するようになっている。すなわち、エンジン支持構造１０では、エンジン強制力の谷が生じる回転数ｂ（極小周波数ｆ_Ｔｍｉｎ）が図８に例示する如くスロットル開度に依存するとの知見に基づいて、スロットル開度毎に、フロントクロスメンバ１４の共振周波数ｆｒが一致するか又は近づくべき極小周波数ｆ_Ｔｍｉｎを設定するようになっている。

この点について補足すると、エンジン２２の爆発によるトルク変動の大きさは、図９に例示される如きトルク性能特性図に従って、回転数に応じて変化するところ、このトルク性能特性図（すなわち回転数とトルクとの関係）はエンジンの負荷（トルク）に応じて変化する。エンジン支持構造１０では、このエンジン負荷に対応する制御パラメータとして、スロットル開度を用いている。そして、ピストン慣性力によるトルク変動はスロットル開度（エンジン負荷）の影響を受けないので、図９に示すスロットル開度毎のトルク性能特性図の比較から、スロットル開度が大きいほどトルク変動の極小周波数ｆ_Ｔｍｉｎが高回転数（高周波）側になることが判る。

以上まとめると、エンジン支持構造１０を構成するこもり音低減ＥＣＵ５２は、図２に示される如く、エンジン２２のスロットル開度に応じて、極小周波数ｆ_Ｔｍｉｎすなわちフロントクロスメンバ１４の目標共振周波数を求める目標周波数設定手段６０を備えている。また、こもり音低減ＥＣＵ５２は、フロントクロスメンバ１４の共振周波数を目標周波数設定手段６０が求めた目標共振周波数に一致させるか又は近づけるべきエンジンマウント２４のばね定数を求める目標ばね定数設定手段６２を備えている。さらに、こもり音低減ＥＣＵ５２は、エンジンマウント２４のばね定数をばね定数設定手段６２で求めた目標ばね定数に一致させるか又は近づけるためのソレノイドコイル４８への印加電圧を求める制御量設定手段６４を備えている。そして、こもり音低減ＥＣＵ５２は、制御量設定手段６４で求めた電圧をエンジンマウント２４のアクチュエータ部５０を構成するソレノイドコイル４８に印加する構成とされている。

次に、第１の実施形態の作用について、図３に示すこもり音低減ＥＣＵ５２の制御フローチャートを参照しつつ説明する。

上記構成のエンジン支持構造１０では、こもり音低減ＥＣＵ５２は、ステップＳ１０で、車速センサ５６からの信号に基づいて、自動車Ａの車速が２０ｋｍ／ｈ以上であるか否かを判断する。自動車Ａの車速が２０ｋｍ／ｈ以上であると判断した場合、こもり音低減ＥＣＵ５２は、ステップＳ１２に進み、エンジンＥＣＵ５４からスロットル開度値ａに対応する信号を読み込む。次いで、こもり音低減ＥＣＵ５２は、ステップＳ１４に進み、スロットル開度値ａが５％以上であるか否かを判断する。

ステップＳ１０で自動車Ａの車速が２０ｋｍ／ｈ未満であると判断した場合、及びステップＳ１４でスロットル開度値ａが５％未満であると判断した場合には、こもり音低減ＥＣＵ５２は、ステップＳ１６に進み、エンジンマウント２４のアクチュエータ部５０に対し制御電圧ｅが印加されている否かを判断する。エンジンマウント２４のアクチュエータ部５０に対し制御電圧ｅが印加されていると判断した場合は、ステップＳ１８で制御をＯＦＦ（制御電圧ｅ＝０）とした後、ステップＳ１０に戻る。また、エンジンマウント２４のアクチュエータ部５０に対し制御電圧ｅが印加されていないと判断した場合は、そのままステップＳ１０に戻る。

すなわち、エンジン支持構造１０では、スロットル開度が５％未満の場合にはエンジン２２の爆発力に起因するこもり音が小さく問題とならないことが判っているため、これらの場合には、こもり音低減ＥＣＵ５２は、エンジンマウント２４のアクチュエータ部５０に対する制御を行わない。

一方、ステップＳ１４でスロットル開度値ａが５％以上であると判断した場合、こもり音低減ＥＣＵ５２は、ステップＳ２０に進み、ステップＳ１２で読み込んだスロットル開度値ａに基づいて、エンジン２２の強制力の谷となる回転数ｂを、計算式又はマップを用いて求める（算出する）。次いで、こもり音低減ＥＣＵ５２は、ステップＳ２２に進み、エンジン２２の回転数ｂ［ｒｐｍ］をフロントクロスメンバ１４の目標共振周波数ｃ［Ｈｚ］すなわち極小周波数ｆ_Ｔｍｉｎに略一致する周波数に換算する。４サイクル６気筒エンジンであるエンジン２２では、ｃ＝ｂ／６０×気筒数／２＝ｂ×６／１２０＝ｂ／２０となる。以上のステップＳ２０、Ｓ２２が図２に示す目標周波数設定手段６０に相当する。

さらに、こもり音低減ＥＣＵ５２は、ステップＳ２４に進み、フロントクロスメンバ１４の共振周波数を目標共振周波数ｃとするためのエンジンマウント２４の目標ばね定数ｄを、計算式又はマップを用いて求める（算出する）。このステップＳ２４が、図２に示す目標ばね定数設定手段６２に相当する。

次いで、こもり音低減ＥＣＵ５２は、ステップＳ２６に進み、エンジンマウント２４のばね定数を目標ばね定数ｄとするためにアクチュエータ部５０のソレノイドコイル４８に印加すべき制御電圧ｅを計算式又はマップを用いて求める（算出する）。このステップＳ２６が、図２に示す制御量設定手段６４に相当する。

そして、こもり音低減ＥＣＵ５２は、ステップＳ２６の実行後、ステップＳ２８に進み、ステップＳ２６で求めた制御電圧ｅをアクチュエータ部５０のソレノイドコイル４８へ印加する。こもり音低減ＥＣＵ５２は、ステップＳ２８の実行後、ステップＳ１０に戻り、エンジン２２の作動期間中に亘り上記制御を繰り返す。

ここで、エンジン支持構造１０では、上記したこもり音低減ＥＣＵ５２のステップＳ２８の実行によって、エンジンマウント２４のアクチュエータ部５０に制御電圧ｅが印加され、エンジンマウント２４のばね定数が目標ばね定数ｄに略一致されることで、フロントクロスメンバ１４の共振周波数が目標共振周波数ｃに略一致される。すなわち、エンジン支持構造１０では、図１（Ｂ）に示される如く、フロントクロスメンバ１４の共振周波数ｆｒが、図１（Ａ）に示されるエンジン２２のトルク変動の谷となる極小周波数ｆ_Ｔｍｉｎに略一致される。

そして、シートＳの乗員の耳位置でのこもり音（室内音）は、図１（Ａ）に示すエンジン強制力（起振力）Ｆと、図１（Ｂ）に示す伝達関数Ｈの積で決まるため、上記の如く伝達関数Ｈにおけるピーク周波数であるフロントクロスメンバ１４の共振周波数ｆｒを、エンジン強制力の谷となる極小周波数ｆ_Ｔｍｉｎに略一致させることで、図１（Ｃ）に示される如くこもり音が著しく低減される。

例えば、エンジンマウント２４に対する制御を行わない場合には、図１（Ｂ）に一点鎖線にて示される如き伝達関数Ｈとなり、この伝達関数Ｈと図１（Ａ）に示すエンジン強制力との積により得られるこもり音は、図１（Ｃ）に一点鎖線にて示される如く、フロントクロスメンバ１４の共振周波数に一致する周波数のエンジン強制力が入力される場合に大きくなる（問題となる）。なお、こもり音が特に問題となりやすいのは、例えば４０〜２００［Ｈｚ］（エンジン２２の回転数で８００〜４０００［ｒｐｍ］）の範囲に存在するフロントクロスメンバ１４の共振周波数に入力されるエンジン強制力の周波数が一致した場合となる。

これに対して本発明の実施形態に係るエンジン支持構造１０では、上記した通り伝達関数Ｈのピーク周波数であるフロントクロスメンバ１４の共振周波数ｆｒをエンジン強制力の谷となる極小周波数ｆ_Ｔｍｉｎに略一致させる制御によって、フロントクロスメンバ１４の共振周波数でのフロントクロスメンバ１４への振動伝達が効果的に抑制される。これにより、フロントクロスメンバ１４の振動に起因するこもり音が効果的に抑制される。

この点について、図１０に示す実験結果に基づいて補足する。なお、図１０（Ａ）〜図１０（Ｃ）において、実線は、エンジンマウント２４に対するこもり音低減ＥＣＵ５２の制御を実行した場合の実験結果を示し、一点鎖線は、エンジンマウント２４に対するこもり音低減ＥＣＵ５２の制御を実行しない場合の実験結果を示している。図１０（Ａ）は、エンジン２２の強制力Ｆに対応する振動加速度と回転数の関係を示す線図であり、この実験時のスロットル開度では３３００［ｒｐｍ］近傍にエンジン強制力の谷が存在することが判る。

図１０（Ｂ）は、フロントクロスメンバ１４から車室（この実験では運転席であるシートＳの乗員耳位置）への伝達関数Ｈに相当する音圧感度［ｄＢ］と回転数の関係を示す線図である。この線図から、エンジンマウント２４のばね定数を制御することで、フロントクロスメンバ１４の共振周波数ｆｒが略２６００［ｒｐｍ］から略２８５０［ｒｐｍ］に変化されたことが判る。すなわち、この実験では、エンジンマウント２４を制御することで、フロントクロスメンバ１４の共振周波数ｆｒがエンジン強制力の谷（極小周波数ｆ_Ｔｍｉｎ）に近づくことが確かめられた。なお、この音圧感度のピーク［ｄＢ］は、制御前後でほぼ同等であることが判る。

そして、図１０（Ｃ）は、運転席での音圧［ｄＢ］回転数の関係を示す線図であり、この図から、エンジン回転数で略２６００［ｒｐｍ］（略１３０［Ｈｚ］）のこもり音が大きく低減することが確かめられた。すなわち、この実験では、エンジンマウント２４のばね定数を増す制御によって、音圧感度すなわち伝達関数Ｈのピーク［ｄＢ］は同等であるものの、該ピークが生じする共振周波数ｆｒをエンジン強制力の谷（極小周波数ｆ_Ｔｍｉｎ）に近づけることで、運転席のこもり音を５［ｄＢ］も低減させることができることが確かめられた。

また、エンジン支持構造１０では、こもり音低減ＥＣＵ５２が目標周波数設定手段６０（ステップＳ２０、Ｓ２２）によって、エンジン２２のスロットル開度に応じて目標共振周波数を求めるため、スロットル開度に応じて変化するエンジン強制力の谷となる回転数ｂ（極小周波数ｆ_Ｔｍｉｎ）に対し、フロントクロスメンバ１４の共振周波数を一致させるか又は近づけることができる。すなわちエンジン支持構造１０では、エンジン２２の運転状態（スロットル開度）によらず、こもり音を効果的に低減することができる。

以上説明したように、本発明の第１の実施形態に係るエンジン支持構造１０では、エンジンマウント２４のばね定数を制御することによって、エンジン２２の作動に伴うフロントクロスメンバ１４の振動、該フロントクロスメンバ１４の振動に伴うこもり音の発生を効果的に抑制することができる。

この点を、さらに、エンジン強制力Ｆを制御してこもり音を低減する技術の比較で説明する。ここで、こもり音現象について補足すると、エンジン２２の作動に起因するこもり音は、複数の伝達経路の強制力Ｆｉと伝達関数Ｈｉとの積の重ね合わせと捉えることができる。すなわち、
こもり音＝Σ（Ｆｉ×Ｈｉ）
と表すことができる。複数の伝達経路としては、フロントクロスメンバ１４（エンジンマウント２４）、フロントサスペンションメンバ１６（エンジンマウント２６）、サイドメンバ１２（左右のエンジンマウント）、排気管等を挙げることができる。これら複数の経路から伝達される各こもり音成分（Ｆｉ×Ｈｉ）は、それぞれ大きさと位相を持つ。また、各強制力Ｆｉ、伝達関数Ｈｉは、エンジン２２の回転数毎に異なるため、回転数毎に異なるベクトル図を描くことができる。

そして、エンジン２２の常用域である１０００〜４０００［ｒｐｍ］で問題となる（うるさく感じる）こもり音は、エンジン２２の支持部材の共振周波数すなわち単一の経路で決まる（単一の経路のこもり音が支配的となる）場合が多く、４０００［ｒｐｍ］を超えて高回転数になると、現象が複雑になり複数の経路のこもり音の複合が問題となる場合が多い。前者のベクトル図は図１１（Ｂ）に示される如くなり、後者のベクトル図は図１１（Ｃ）に示される如くなる。

このようなこもり音に対し、強制力Ｆを制御する場合、図１１（Ｂ）、図１１（Ｃ）に破線にて示される如く、強制力Ｆに対し逆位相の制御力Ｆｃを発生させることとなる。この制御力Ｆｃにより、音を相殺してこもり音を低減することとなる。このように強制力Ｆに対し逆位相の制御力Ｆｃを発生させるためには、例えばエンジン２２のスロットル開度等のエンジン負荷（燃焼圧）を予測するための情報を組み合わせ、エンジンの燃焼圧を推定する等することとなる。

以上の構成（方法）では、図１１（Ｂ）に示す如く単一の経路の場合、こもり音を低減させるためには、該伝達経路の共振周波数（伝達関数）、強制力の位相、レベルを精度良く予測して、ピンポイントで制御力Ｆｃを発生させる必要があるが、現実の制御でこれを実行するのは非常に難しい。このため、制御力Ｆｃにて音を相殺するはずの制御によってこもり音が大きくなることも懸念され、例えばこもり音を検出して制御により音が大きくなった場合に制御を停止する等の対策が要求される。このように、強制力Ｆを制御する構成では、制御しない場合に対しこもり音を小さくすることができない場合がある。

これに対して本発明の実施形態に係るエンジン支持構造１０では、こもり音が問題となりやすいフロントクロスメンバ１４の共振を特定し、この共振によるこもり音がほぼ単一経路に決まることに着目して、該単一経路の伝達関数Ｈを制御することで、上記の通りこもり音を抑制している。すなわち、エンジン支持構造１０では、フロントクロスメンバ１４の共振周波数ｆｒをエンジン強制力の谷側にずらすシンプルな制御を行うため、強制力Ｆと制御された伝達関数Ｈｃとの積で決まるこもり音（特定回転数のこもり音）は、図１１（Ａ）に示される如く、想像線にて示す制御なし場合と比較して、必ず小さくなる。この点は、上記した図１０の実験結果でも確かめられている。

そして、本エンジン支持構造１０における制御で精度が要求されるのは、フロントクロスメンバ１４単体の共振周波数だけであり、伝達関数Ｈのレベル（図１０（Ｂ）に示されるピークの大きさ等）や位相は関係ない。したがって、エンジン支持構造１０における制御は、車両側のばらつきの影響が小さく抑えられるロバスト制御とされる。

以上により、エンジン支持構造１０では、薄肉の高張力鋼板にて構成されることで低剛性で共振周波数が低いフロントクロスメンバ１４を採用しながら、該フロントクロスメンバ１４の振動に起因するこもり音を効果的に低減することができる。したがって、エンジン支持構造１０が適用された自動車Ａは、高張力鋼板を用いて軽量化を図りながら、フロントクロスメンバ１４の剛性を低下する（共振周波数がエンジン２２の使用範囲の回転数域に存在する）ことで懸念されるこもり音を効果的に低減することができる。

次に、本発明の他の実施形態を説明する。なお、上記第１の実施形態又は前出の構成と基本的に同一の部品・部分については、上記第１の実施形態又は前出の構成と同一の符号を付して説明を省略し、また図示を省略する場合がある。

（第２の実施形態）
図１２には、本発明の第２の実施形態に係るエンジン支持構造７０が適用された自動車Ａの模式的な内部構造が側面図にて示されている。この図に示される如く、エンジン支持構造７０は、フロントクロスメンバ１４とエンジン２２との間に介在するエンジンマウント２４に代えて、フロントサスペンションメンバ１６（クロスメンバ１６Ｂ）とエンジン２２との間に介在するエンジンマウント２６が、こもり音低減ＥＣＵ５２により制御される制御マウントされている点で、第１の実施形態に係るエンジン支持構造１０とは異なる。エンジンマウント２６は、図７に示される第１の実施形態におけるエンジンマウント２４と同様に構成されている。

したがって、この実施形態では、フロントサスペンションメンバ１６が本発明における支持部材に、エンジンマウント２６の弾性部４５が本発明における弾性体に、該エンジンマウント２６のアクチュエータ部５０が本発明におけるばね特性可変装置にそれぞれ相当する。

このフロントサスペンションメンバ１６の振動系をより模式的に示すと、図１３に示す如くなる。すなわち、フロントサスペンションメンバ１６は、車室（キャビン）を構成するサイドメンバ１２にブラケット１８、２０（の剛性）を介して結合されると共に、エンジン２２に対しエンジンマウント２６の剛性（弾性部４５のばね定数）を介して結合されている。上記の如くフロントサスペンションメンバ１６がブラケット１８、２０を介してサイドメンバ１２に剛的に結合された（弾性部４５の剛性に対しブラケット１５の剛性が十分に高い）エンジン支持構造７０では、実質的にはフロントサスペンションメンバ１６を質量要素、エンジンマウント２６（弾性部４５）をばね要素、エンジン２２を強制振動の入力源とする振動系として把握することができる。

また、この実施形態では、少なくともフロントサスペンションメンバ１６が高張力鋼板にて構成されている。エンジン支持構造７０の他の構成は、こもり音低減ＥＣＵ５２による制御も含めて、エンジン支持構造１０の対応する構成と同様に構成されている。

したがって、第２の実施形態に係るエンジン支持構造７０では、エンジンマウント２６のばね定数を変化させて、フロントサスペンションメンバ１６の共振周波数を極小周波数ｆ_Ｔｍｉｎ（エンジン強制力の谷となる回転数ｂ）に一致させるか又は近づけることで、フロントサスペンションメンバ１６の振動、該フロントサスペンションメンバ１６の振動に起因するこもり音を効果的に低減することができる。

（第３の実施形態）
図１４には、本発明の第３の実施形態に係るリヤデフ支持構造８０が適用された自動車Ａの模式的な内部構造が側面図にて示されている。この図に示される如く、エンジン支持構造７０は、フロントクロスメンバ１４とエンジン２２との間に介在するエンジンマウント２４に代えて、リヤサスペンションメンバ３２（前後のクロスメンバ３２Ｂ、３２Ｃ）とリヤディファレンシャルギヤボックス３０との間に介在するデフマウント３８、４０が、こもり音低減ＥＣＵ５２により制御される制御マウントされている点で、第１の実施形態に係るエンジン支持構造１０とは異なる。デフマウント３８、４０は、図７に示される第１の実施形態におけるエンジンマウント２４と同様に構成されている。

したがって、この実施形態では、リヤサスペンションメンバ３２が本発明における支持部材に、デフマウント３８、４０の弾性部４５が本発明における弾性体に、該デフマウント３８、４０のアクチュエータ部５０が本発明におけるばね特性可変装置にそれぞれ相当する。すなわち、この実施形態では、駆動系装置としてのリヤディファレンシャルギヤボックス３０からの強制力に対するリヤサスペンションメンバ３２の振動、こもり音を低減するようになっている。

このリヤサスペンションメンバ３２の振動系は、基本的に図１３に示されるフロントサスペンションメンバ１６の振動系と同様にモデル化することができる。すなわち、図示は省略するが、リヤサスペンションメンバ３２は、車室（キャビン）を構成するサイドメンバ１２にブラケット３４、３６（の剛性）を介して結合されると共に、リヤディファレンシャルギヤボックス３０に対しデフマウント３８、４０の剛性（弾性部４５のばね定数）を介して結合されている。上記の如くリヤサスペンションメンバ３２がブラケット３４、３６を介してサイドメンバ１２に剛的に結合された（弾性部４５の剛性に対しブラケット１５の剛性が十分に高い）リヤデフ支持構造８０では、実質的にはリヤサスペンションメンバ３２を質量要素、デフマウント３８、４０（弾性部４５）をばね要素、リヤディファレンシャルギヤボックス３０を強制振動の入力減とする振動系として把握することができる。

また、この実施形態では、少なくともリヤサスペンションメンバ３２が高張力鋼板にて構成されている。リヤデフ支持構造８０の他の構成は、こもり音低減ＥＣＵ５２による制御も含めて、エンジン支持構造１０の対応する構成と同様に構成されている。

したがって、第３の実施形態に係るリヤデフ支持構造８０では、デフマウント３８、４０のばね定数を変化させて、リヤサスペンションメンバ３２の共振周波数を極小周波数ｆ_Ｔｍｉｎ（エンジン強制力の谷となる回転数ｂ）に一致させるか又は近づけることで、リヤサスペンションメンバ３２の振動、該リヤサスペンションメンバ３２の振動に起因するこもり音を効果的に低減することができる。

（第４の実施形態）
図１５には、本発明の第４の実施形態に係るエンジン支持構造９０を構成するこもり音低減ＥＣＵ９２の制御フローが示されている。エンジン支持構造９０は、機械的にはエンジン支持構造１０（又は、エンジン支持構造７０、９０）と同様に構成されており、こもり音低減ＥＣＵ５２に代えて備える音低減ＥＣＵ９２による制御が、こもり音低減ＥＣＵ５２による制御とは異なる。

具体的には、こもり音低減ＥＣＵ９２は、単位時間当たりのスロットル開度値ａの変化量Δａが閾値Δａｔ以上（Δａ≧Δａｔ）であることを条件に、エンジンマウント２４に対する制御量ｅの変化を許容するようになっている。また、こもり音低減ＥＣＵ９２は、エンジン２２の回転数がエンジン強制力の谷となる回転数ｂよりも低いことを条件に、第１の実施形態で示したエンジンマウント２４のアクチュエータ部５０に対する制御を行うようになっている。

このこもり音低減ＥＣＵ９２の制御における主にこもり音低減ＥＣＵ５２による制御と異なる部分を、図１５に示すフローチャートを参照しつつ説明する。

上記構成のエンジン支持構造９０では、こもり音低減ＥＣＵ９２は、ステップＳ２０の実行後、ステップＳ３０に進み、単位時間当たりのスロットル開度Ｋの変化量Δａが閾値Δａｔ（Δａ≧Δａｔ）以上であるか否かを判断する。この実施形態では、０．３秒間のスロットル開度値ａの変化量Δａが１０％以上であるか否かが判断される。この変化量Δａが１０％未満であると判断した場合、こもり音低減ＥＣＵ９２は、ステップＳ１０に戻る。したがって、制御電圧ｅ（ｅ＝０である制御なしの場合を含む）が維持される。

一方、ステップＳ３０で変化量Δａが１０％以上であると判断した場合、こもり音低減ＥＣＵ９２は、ステップＳ３２に進み、エンジン２２の回転数が、エンジン強制力の谷となる回転数ｂ未満であるか否かを判断する。エンジン２２の回転数が上記回転数ｂ未満であると判断したこもり音低減ＥＣＵ９２は、ステップＳ２２〜ステップＳ２８に進み、エンジン支持構造１０と同様の制御を行う。

他方、ステップＳ３２でエンジン２２の回転数が上記回転数ｂ以上であると判断した場合、こもり音低減ＥＣＵ９２は、ステップＳ１６、Ｓ１８に進み、エンジンマウント２４のアクチュエータ部５０に制御電圧ｅの印加されない状態を維持し、又は制御電圧ｅを印加する制御をＯＦＦにする。

以上説明したように、エンジン支持構造９０では、基本的にはこもり音低減ＥＣＵ５２が実行する各ステップをこもり音低減ＥＣＵ９２が実行するので、エンジン支持構造１０と同様の作用によってエンジン支持構造１０と同様の効果を得ることができる。すなわち、エンジン支持構造９０では、図１６（Ａ）に示されるエンジン強制力の谷となる回転数ｂ（極小周波数ｆ_Ｔｍｉｎ）に対し、図１６（Ｂ）に示される伝達関数Ｈのピーク（フロントクロスメンバ１４の共振周波数ｆｒ）を一致させるか又は近づけることで、図１６（Ｃ）に示される如く、こもり音の低減効果が得られる。

また、エンジン支持構造９０では、エンジン２２の回転数が上記回転数ｂ以上となった場合に、エンジンマウント２４のばね定数を大きくする制御を停止するため、エンジン２２の回転数が上記回転数ｂ以上の回転数域において、こもり音を低減することができる。図１６（Ｃ）の破線は、回転数ｂ以上の高回転域でエンジンマウント２４への制御電圧ｅの印加を続ける場合（エンジン支持構造１０の制御）のこもり音を示しており、該エンジン支持構造１０との比較でこもり音が効果的に低減されることが判る。

さらに、エンジン支持構造９０では、単位時間当たりのスロットル開度値ａの変化量Δａが閾値Δａｔ未満である場合に、エンジンマウント２４のアクチュエータ部５０に印加する制御電圧ｅを維持するため、短い間隔で制御電圧ｅを変化させることに伴うショックの発生が抑制される。

なお、上記したこもり音低減ＥＣＵ９２の制御における単位時間の０．３秒、スロットル開度変化量１０％は、例示であり、適宜変更して設定することが可能である。また、スロットル開度の変化量に代えて、スロットル開度の変化率を用いることも可能である。

さらに、図１５のフローチャートに示すこもり音低減ＥＣＵ９２の制御は、第２、第３の実施形態に係るエンジン支持構造７０、リヤデフ支持構造８０に適用しても良い。

（第５の実施形態）
図１７には、本発明の第５の実施形態に係るエンジン支持構造１００を構成するこもり音低減ＥＣＵ９２の制御フローが示されている。エンジン支持構造１００は、機械的にはエンジン支持構造１０、９０と同様に構成されており、こもり音低減ＥＣＵ９２に代えて備える音低減ＥＣＵ１０２による制御が、こもり音低減ＥＣＵ９２（こもり音低減ＥＣＵ５２）による制御とは異なる。

具体的には、こもり音低減ＥＣＵ１０２は、エンジンマウント２４に制御電圧ｅを印加してもフロントクロスメンバ１４の共振周波数ｆｒがエンジン強制力の谷（極小周波数ｆ_Ｔｍｉｎ）に至らない場合の最適制御が組み込まれている。エンジン支持構造１００では、エンジンマウント２４のアクチュエータ部５０に印加し得る最大電圧ｅｍａｘを印加した場合に得られるフロントクロスメンバ１４の最高共振周波数ｃｍａｘを、エンジン２２の回転数に換算した値ｂｍａｘに基づいて、エンジンマウント２４を制御するようになっている。より具体的には、こもり音低減ＥＣＵ１０２は、エンジン２２の回転数がｂｍａｘ未満の場合には、エンジン支持構造１０と同様にフロントクロスメンバ１４の共振周波数ｆｒがエンジン強制力の谷に近づくようにエンジンマウント２４のばね定数を大きくする制御を行い、エンジン２２の回転数がｂｍａｘ以上の場合に、エンジンマウント２４に制御電圧ｅが印加されないようする構成とされている。

このこもり音低減ＥＣＵ１０２の制御における主にこもり音低減ＥＣＵ９２による制御と異なる部分を、図１７に示すフローチャートを参照しつつ説明する。

上記構成のエンジン支持構造１００では、こもり音低減ＥＣＵ１０２は、ステップＳ２６の実行後、ステップＳ４０に進み、ステップＳ２６で求めた制御電圧ｅが上記した最大電圧ｅｍａｘ未満であるか否かを判断する。制御電圧ｅが上記した最大電圧ｅｍａｘ未満であると判断した場合、こもり音低減ＥＣＵ１０２は、ステップＳ２８に進み、ステップＳ２６で求めた制御電圧ｅをエンジンマウント２４のアクチュエータ部５０に印加し、ステップＳ１０に戻る。この点は、こもり音低減ＥＣＵ５２、９２の制御と同様である。

一方、ステップＳ４０で制御電圧ｅが上記した最大電圧ｅｍａｘ以上である、すなわちフロントクロスメンバ１４の共振周波数ｆｒが制御し得る最高共振周波数に達すると判断した場合、こもり音低減ＥＣＵ１０２は、ステップＳ４２に進む。ステップＳ４２でこもり音低減ＥＣＵ１０２は、エンジン２２の回転数が上記した回転数ｂｍａｘ未満であるか否かを判断する。エンジン２２の回転数が上記した回転数ｂｍａｘ未満であると判断した場合、こもり音低減ＥＣＵ１０２は、ステップＳ４４に進み、制御電圧ｅｍａｘをエンジンマウント２４のアクチュエータ部５０に印加し、ステップＳ１０に戻る。

他方、こもり音低減ＥＣＵ１０２は、ステップＳ４２でエンジン２２の回転数が上記した回転数ｂｍａｘ以上であると判断した場合、ステップＳ１６、Ｓ１８に進み、エンジンマウント２４のアクチュエータ部５０に制御電圧ｅの印加されない状態を維持し、又は制御電圧ｅを印加する制御をＯＦＦにする。

以上説明したように、エンジン支持構造１００では、基本的にはこもり音低減ＥＣＵ５２、９２が実行する各ステップをこもり音低減ＥＣＵ１０２が実行するので、エンジン支持構造１０、９０と同様の作用によってエンジン支持構造１０と同様の効果を得ることができる。すなわち、エンジン支持構造１００では、図１６（Ａ）に示されるエンジン強制力の谷となる回転数ｂ（極小周波数ｆ_Ｔｍｉｎ）に対し、図１６（Ｂ）に示される伝達関数Ｈのピーク（フロントクロスメンバ１４の共振周波数ｆｒ）を一致させるか又は近づけることで、図１６（Ｃ）に示される如く、こもり音の低減効果が得られる。

また、エンジン支持構造１００では、図１８（Ｂ）に示される如く、エンジンマウント２４の制御後の回転数ｂｍａｘ（最高共振周波数ｃｍａｘ）が図１８（Ａ）に示されるエンジン強制力の谷となる回転数ｂに至らない場合（例えばスロットル開度が大きい場合）であって、エンジン２２の回転数が回転数ｂｍａｘ未満の場合にフロントクロスメンバ１４の共振周波数ｆｒをエンジン強制力の谷（極小周波数ｆ_Ｔｍｉｎ）に近づけるため、こもり音が高周波側にシフトする。高周波のこもり音のほうが低周波のこもり音よりも乗員にとって許容しやすいので、乗員にとっての騒音（不快感）低減が果たされる。一方、エンジン２２の回転数が回転数ｂｍａｘ以上となった場合に、エンジンマウント２４のばね定数を大きくする制御を停止するため、エンジン２２の回転数が上記回転数ｂｍａｘ以上の回転数域において、こもり音を低減することができる。図１８（Ｃ）の破線は、回転数ｂｍａｘ以上の回転数域でエンジンマウント２４への制御電圧ｅの印加を続ける場合（エンジン支持構造１０の制御）のこもり音を示しており、エンジン支持構造１０との比較でこもり音が効果的に低減されることが判る。

なお、図１７のフローチャートに示すこもり音低減ＥＣＵ１０２の制御は、第２、第３の実施形態に係るエンジン支持構造７０、リヤデフ支持構造８０に適用しても良い。

（第６の実施形態）
図２０には、本発明の第６の実施形態に係るエンジン支持構造１１０が適用された自動車Ａの模式的な内部構造が側面図にて示されている。この図に示される如く、エンジン支持構造１１０では、フロントサスペンションメンバ１６が前後のボデーマウント１１２を介してサイドメンバ１２に対し弾性支持されている点で、第２の実施形態に係るエンジン支持構造７０とは異なる。

したがって、エンジン支持構造１１０は、フロントサスペンションメンバ１６に対するサイドメンバ１２側及びエンジン２２側に弾性体が介在された、換言すれば、サイドメンバ１２とエンジン２２との間に前後のボデーマウント１１２とエンジンマウント２４、２６とが２段階で設けられた防振サスメン構造とされている。なお、この実施形態では、リヤサスペンションメンバ３２がサイドメンバ１２に対しボデーマウント１１４を介して弾性支持されており、自動車Ａのリヤ側では防振デフ構造が採用されている。エンジン支持構造１１０の他の機械的な構成は、エンジン支持構造７０の対応する構成と同じである。

そして、エンジン支持構造１１０を構成するこもり音低減ＥＣＵ１１６は、フロントサスペンションメンバ１６の共振周波数ｆｒを極小周波数ｆ_Ｔｍｉｎ（エンジン強制力の谷となる回転数ｂ）に一致させるか又は近づける制御を行うエンジン２２の回転数の上限が設定されている点で、こもり音低減ＥＣＵ５２、９２、１０２とは異なる。この実施形態では、１００［Ｈｚ］を回転数に換算した２０００［ｒｐｍ］が上記制御を行うエンジン回転数の上限とされている。

この上限の回転数は、防振サスメン構造を採る本実施形態のエンジン支持構造１１０において、主に１００［Ｈｚ］以下にエンジン２２の作動に伴うフロントサスペンションメンバ１６の共振点が存在する点、１００〜１３０［Ｈｚ］にはフロントサスペンションメンバ１６にて支持されるフロントサスペンションの共振点が存在することを考慮して、設定されている。したがって、エンジン支持構造１１０では、２０００［ｒｐｍ］（１００［Ｈｚ］）以上で、フロントサスペンションメンバ１６の共振周波数を高くする制御が行われない又は停止されるようになっている。

このこもり音低減ＥＣＵ１１６の制御における主にこもり音低減ＥＣＵ１０２による制御と異なる部分を、図１９に示すフローチャートを参照しつつ説明する。

上記構成のエンジン支持構造１００では、こもり音低減ＥＣＵ１１６は、ステップＳ２０の実行後、ステップＳ５０に進み、エンジン２２の回転数が上限回転数ｂｌｉｍ未満であるか否かを判断する。エンジン２２の回転数が上限回転数ｂｌｉｍ未満であると判断した場合、こもり音低減ＥＣＵ１１６は、音低減ＥＣＵ１０２と同様に、ステップＳ３０以下を実行する。

一方、ステップＳ５０でエンジン２２の回転数が上限回転数ｂｌｉｍ以上であると判断した場合、こもり音低減ＥＣＵ１１６は、ステップＳ１６、Ｓ１８に進み、エンジンマウント２６のアクチュエータ部５０に制御電圧ｅの印加されない状態を維持し、又は制御電圧ｅを印加する制御をＯＦＦにする。

以上説明したように、エンジン支持構造１００では、基本的にはこもり音低減ＥＣＵ５２、９２が実行する各ステップをこもり音低減ＥＣＵ１０２が実行するので、エンジン支持構造１０、９０と同様の作用によってエンジン支持構造１０、７０、１００と同様の効果を得ることができる。

また、エンジン支持構造１１０では、エンジン２２の回転数が上限回転数ｂｌｉｍ以上になるとフロントサスペンションメンバ１６の共振周波数を高くする制御を解除するため、該制御によって前輪やフロントサスペンションを経由して入力される変動、振動（ロードノイズ）が悪化されることがない。

このように、本発明は、防振サスメン構造に対しても効果的に適用し得る。この図１９のフローチャートに示すこもり音低減ＥＣＵ１１６の制御は、防振デフ構造を採るリヤサスペンションメンバ３２側のリヤデフ支持構造に適用しても良い。

なお、上記した各実施形態では、制御マウントがエンジンマウント２４、２６、デフマウント３８、４０の何れかである例を示したが、本発明はこれに限定されず、例えば、複数のマウントを制御マウントとしても良い。特に、図２０に示す防振サスメン構造、防振デフ構造では、エンジンマウント２４、エンジンマウント２６、デフマウント３８、４０に代えて又はこれらと共に、前後のボデーマウント１１２、１１４の一部又は全部を防振マウントしても良い。

また、上記した各実施形態では、制御マウントの構造の一例として図７の構造を示したが、本発明はこれに限定されず、例えば、可変オリフィスや電気粘性流体等を利用した可変剛性マウントを制御マウントとして用いても良い。

さらに、上記した実施形態では、エンジン２２のスロットル開度から、目標共振周波数、目標ばね定数、エンジンマウント２４に付加する制御量（制御電圧ｅ）を順に求める例を示したが、本発明はこれに限定されず、例えば、スロットル開度と制御量との関係をマップとして記憶しておき、スロットル開度情報から直接的にエンジンマウント２４に付加する制御量（制御電圧ｅ）を求める構成としても良い。

またさらに、上記した実施形態では、内燃機関の負荷に対応する情報としてスロットル開度（アクセル開度）を用いた例を示したが、本発明はこれに限定されず、例えば、エンジン２２への燃料供給量や空気流入量、負荷トルク、出力トルク等を内燃機関の負荷に対応する情報として用いても良い。

また、上記した実施形態では、エンジン２２が自動車Ａの前部に横置きされると共に、プロペラシャフト２８を介してリヤディファレンシャルギヤボックス３０に駆動力（の少なくとも一部）が伝達される自動車Ａ（例えば、４輪駆動車）に、エンジン支持構造１０、７０、９０、１００、１１０、又はリヤデフ支持構造８０が適用された例を示したが、本発明はこれに限定されず、例えば、横置きのエンジン２２にて前輪のみを駆動する構造、縦置きのエンジンにてリヤディファレンシャルギヤボックス３０に動力の少なくとも一部を伝達する構造（所謂ＦＲ車やエンジン縦置きの４輪駆動車等）に本発明を適用しても良い。また、内燃機関以外にモータ等の駆動源を有する自動車に本発明を適用しても良いことは言うまでもない。

さらに、上記した各実施形態の制御における「未満」、「以上」、「≧」、「＜」等は、適宜「以下」、「超える（上回る）」、「≦」、「＞」等と読み替えて実行するようにしても良い。

本発明の第１の実施形態に係るエンジン支持構造のこもり音低減原理を説明するための図であって、（Ａ）はエンジン強制力の回転数特性を示す線図、（Ｂ）はフロントクロスメンバから車室への伝達関数を示す線図、（Ｃ）は車室でのこもり音の回転数特性を示す線図である。 本発明の第１の実施形態に係るエンジン支持構造を構成するこもり音低減ＥＣＵの構成を概念的に示すブロック図である。 本発明の第１の実施形態に係るエンジン支持構造を構成するこもり音低減ＥＣＵによる制御フローを示すフローチャートである。 本発明の第１の実施形態に係るエンジン支持構造が自動車の概略内部構成を示す側面図である。 本発明の第１の実施形態に係るエンジン支持構造の振動入力を説明するための模式的な側面図である。 本発明の第１の実施形態に係るエンジン支持構造を構成するフロントクロスメンバを質量要素とする振動系をモデル化して示す模式図である。 本発明の第１の実施形態に係るエンジン支持構造を構成する制御マウントの一例を示す断面図である。 本発明の第１の実施形態に係るエンジン支持構造にて支持されるエンジンのトルク変動のスロットル開度依存性を示す線図である。 本発明の第１の実施形態に係るエンジン支持構造にて支持されるエンジンのトルク特性のスロットル開度依存性を示す線図である。 本発明の第１の実施形態に係るエンジン支持構造による制御の有無を比較する図であって、（Ａ）はエンジン強制力を示す線図、（Ｂ）は音圧感度を示す線図、（Ｃ）は車室での音圧を示す線図である。 （Ａ）は、本発明の第１の実施形態に係るエンジン支持構造が伝達関数を制御することでこもり音を低減する制御例を示す線図、（Ｂ）は、強制力を制御することでこもり音を低減する比較例を示す線図、（Ｃ）は、強制力を制御することで複数経路から成るこもり音を低減する比較例を示す線図である。 本発明の第２の実施形態に係るエンジン支持構造が自動車の概略内部構成を示す側面図である。 本発明の第２の実施形態に係るエンジン支持構造を構成するフロントサスペンションメンバを質量要素とする振動系をモデル化して示す模式図である。 本発明の第３の実施形態に係るエンジン支持構造が自動車の概略内部構成を示す側面図である。 本発明の第４の実施形態に係るエンジン支持構造を構成するこもり音低減ＥＣＵによる制御フローを示すフローチャートである。 本発明の第４の実施形態に係るエンジン支持構造のこもり音低減原理を説明するための図であって、（Ａ）はエンジン強制力の回転数特性を示す線図、（Ｂ）はフロントクロスメンバから車室への伝達関数を示す線図、（Ｃ）は車室でのこもり音の回転数特性を示す線図である。 本発明の第５の実施形態に係るエンジン支持構造を構成するこもり音低減ＥＣＵによる制御フローを示すフローチャートである。 本発明の第５の実施形態に係るエンジン支持構造のこもり音低減原理を説明するための図であって、（Ａ）はエンジン強制力の回転数特性を示す線図、（Ｂ）はフロントクロスメンバから車室への伝達関数を示す線図、（Ｃ）は車室でのこもり音の回転数特性を示す線図である。 本発明の第６の実施形態に係るエンジン支持構造を構成するこもり音低減ＥＣＵによる制御フローを示すフローチャートである。 本発明の第６の実施形態に係るエンジン支持構造が自動車の概略内部構成を示す側面図である。

符号の説明

１０ エンジン支持構造（駆動部支持構造、駆動支持系）
１２ サイドメンバ（車体）
１４ フロントクロスメンバ（支持部材）
１６ フロントサスペンションメンバ（支持部材）
２２ エンジン（駆動系装置、内燃機関）
２４ エンジンマウント（弾性体、ばね特性可変装置）
２６ エンジンマウント（弾性体、ばね特性可変装置）
３０ リヤディファレンシャルギヤボックス（駆動系装置）
３２ リヤサスペンションメンバ（支持部材）
３８・４０ デフマウント（弾性体、ばね特性可変装置）
４５ 弾性部（弾性体）
５０ アクチュエータ部（ばね特性可変装置）
５２ こもり音低減ＥＣＵ（制御装置）
６０ 目標周波数設定手段
６２ 目標ばね定数設定手段
６４ 制御量設定手段
７０・９０・１００・１１０ エンジン支持構造（駆動部支持構造、駆動支持系）
８０ リヤデフ支持構造（駆動部支持構造、駆動支持系）
９２・１０２・１１６ こもり音低減ＥＣＵ（制御装置）

Claims (14)

1. 動力を発生又は伝達する駆動系装置を車体に対し支持するための支持部材と、
   前記支持部材と、前記駆動系装置及び前記車体の少なくとも一方との間に介在された弾性体と、
   前記弾性体のばね特性を変化させ得るばね特性可変装置と、
   前記ばね特性可変装置を制御して前記弾性体のばね特性を変化させることで、前記支持部材の共振周波数を制御する制御装置と、
   を備えた駆動部支持構造。
2. 前記駆動系装置は、内燃機関であり、
   前記制御装置が前記ばね特性可変装置を制御しない場合の前記支持部材の共振周波数が、前記内燃機関の使用し得る最大回転数でのトルク変動の周波数よりも低く設定されている請求項１記載の駆動部支持構造。
3. 前記制御装置は、前記内燃機関のトルク変動が極小となる周波数に対し前記支持部材の共振周波数が一致するか又は近づくように、前記ばね特性可変装置を制御する請求項２記載の駆動部支持構造。
4. 前記制御装置は、前記内燃機関の負荷に応じて、前記内燃機関のトルク変動が極小となる周波数に対し前記支持部材の共振周波数が一致するか又は近づくように、前記ばね特性可変装置を制御する請求項３記載の駆動部支持構造。
5. 前記制御装置は、
   前記内燃機関の負荷に応じて前記支持部材の目標共振周波数を求める目標周波数設定手段と、
   前記目標周波数設定手段によって求められた目標共振周波数に基づいて、前記弾性体の目標ばね定数を求める目標ばね定数設定手段と、
   目標ばね定数設定手段によって求められた目標ばね定数に基づいて、前記ばね特性可変装置の制御量を求める制御量設定手段と、
   を含んで構成されている請求項４記載の駆動部支持構造。
6. 前記ばね特性可変装置は、前記制御手段の制御を受けて前記弾性体のばね定数を大きくする構造であり、
   前記制御手段は、前記内燃機関のトルク変動の周波数が該内燃機関のトルク変動が極小となる周波数を上回った場合に、前記ばね特性可変装置に対する制御を停止する請求項３〜請求項５の何れか１項記載の駆動部支持構造。
7. 前記ばね特性可変装置は、前記制御手段の制御を受けて前記弾性体のばね定数を大きくする構造であり、
   前記制御装置は、前記ばね特性可変装置を制御することにより得られる前記支持部材の最高の共振周波数が前記内燃機関のトルク変動が極小となる周波数に対し低い場合であって、前記内燃機関のトルク変動の周波数が前記最高の共振周波数を上回った場合に、前記ばね特性可変装置に対する制御を停止する請求項３〜請求項６の何れか１項記載の駆動部支持構造。
8. 前記支持部材と前記駆動系装置との間、及び前記支持部材と前記車体との間のそれぞれに弾性体が介在されており、
   前記ばね特性可変装置は、少なくとも１つの前記弾性体のばね特性を変化させ得るように設けられており、
   前記制御装置は、前記支持部材の共振周波数が所定の周波数以下となる範囲で、前記ばね特性可変装置を制御する請求項１〜請求項７の何れか１項記載の駆動部支持構造。
9. 動力を発生又は伝達する駆動系装置を車体に対し支持するための支持部材と、前記駆動系装置及び前記車体の少なくとも一方との間に、ばね特性を変化させ得る弾性体を介在させて構成された駆動支持系の制御方法であって、
   少なくとも前記駆動系装置の振動特性に応じて、前記弾性体のばね特性を変化させることで、前記支持部材の共振周波数を制御する駆動支持系の制御方法。
10. 前記駆動系装置は、内燃機関であり、
    前記弾性体のばね特性を制御しない場合の前記支持部材の共振周波数が、前記内燃機関の使用し得る最大回転数でのトルク変動の周波数よりも低く設定されており、
    前記支持部材の共振周波数が、前記内燃機関のトルク変動が極小となる周波数に一致するか又は近づくように、前記弾性体のばね特性を制御する請求項９記載の駆動支持系の制御方法。
11. 前記内燃機関の負荷に応じて、前記支持部材の共振周波数が前記内燃機関のトルク変動が極小となる周波数に一致するか又は近づくように、前記弾性体のばね特性を制御する請求項１０記載の駆動支持系の制御方法。
12. 前記内燃機関のトルク変動の周波数が該内燃機関のトルク変動が極小となる周波数以下である場合に、前記弾性体のばね定数を大きくすることで、前記支持部材の共振周波数を前記内燃機関のトルク変動が極小となる周波数に一致させるか又は近づけ、
    前記内燃機関のトルク変動の周波数が該内燃機関のトルク変動が極小となる周波数を上回った場合に、前記弾性体のばね定数を大きくするための制御を停止する請求項１０又は請求項１１記載の駆動支持系の制御方法。
13. 前記弾性体のばね定数を制御することにより得られる前記支持部材の最高の共振周波数が前記内燃機関のトルク変動が極小となる周波数に対し低い場合に、
    前記内燃機関のトルク変動の周波数が前記最高の共振周波数以下である場合に、前記弾性体のばね定数を大きくすることで、前記支持部材の共振周波数を前記内燃機関のトルク変動が極小となる周波数に一致させるか又は近づけ、
    前記内燃機関のトルク変動の周波数が前記最高の共振周波数を上回った場合に、前記弾性体のばね定数を大きくするための制御を停止する請求項１０〜請求項１２の何れか１項記載の駆動支持系の制御方法。
14. 前記支持部材と前記駆動系装置との間、及び前記支持部材と前記車体との間のそれぞれに弾性体が介在されており、
    少なくとも１つの前記弾性体がばね特性を変化させ得る構成とされており、
    前記支持部材の共振周波数が所定の周波数以下となる範囲で、前記弾性体のばね特性を制御する請求項９〜請求項１３の何れか１項記載の駆動支持系の制御方法。

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