JP2011012757A - 振動低減装置 - Google Patents

Abstract

【課題】２重防振効果を低減させることなく共振そのものを抑制し得る装置を提供する。
【解決手段】内筒（１２ｂ）と外筒（１２ａ）との間にインシュレータ（１２ｃ）が介装され、エンジンに取り付けられる第１ブッシュ（１２）と、内筒（１３ｂ）と外筒（１３ａ）との間にインシュレータ（１３ｃ）が介装され、車体側に取り付けられる第２ブッシュ（１３）と、これら一対のブッシュ（１２、１３）を連結するロッド（１１）と、このロッド（１１）に支持部材（１６）を介して支持される慣性マス（１５）と、この慣性マス（１５）をロッド（１１）の軸方向に往復動させるアクチュエータ（１７）と、エンジン（１）からロッド（１１）に伝達される振動の加速度に基づいてロッド（１１）の軸方向変位の速度に比例した力をアクチュエータ（１７）に発生させる制御手段（２２、２３）とを備える。
【選択図】図２

Description

この発明はエンジンから車体側へ伝達される振動を低減する振動低減装置に関する。

エンジンから車体への振動を低減するためインシュレータとしてのゴム部（１８）を２つの部分に区画する中間板（４２）に振動板（４４）を連結することにより、区画された外側ゴム部（１８Ａ）と内側ゴム部（１８Ｂ）とで共振点を異ならせ、これによって２重防振の効果を得るようにしたものがある（特許文献１参照）。

特開平９-２７３５８６号公報

ところで、２重防振の効果を得ようとするものでは、共振点付近の周波数でエンジンから車体に伝達される伝達力が大きくなるため、エンジンから車体への振動をより一層低減するには、共振そのものを抑制する必要がある。

この場合に、インシュレータの減衰を増大させると、共振点付近の周波数での伝達力が小さくなり共振そのものは抑制されるのであるが、共振周波数以上の高周波域においては、減衰を増大させる前より却って伝達力が大きくなり、高周波域側での車体側部材への伝達特性が悪化してしまう。共振を抑制するためにインシュレータの減衰を単に増大したのでは、２重防振の効果が大幅に低減するという問題点があるのである。

そこで本発明は、２重防振の効果を低減させることなく共振そのものを抑制し得る装置を提供することを目的とする。

本発明は以下のような解決手段によって前記課題を解決する。なお、理解を容易にするために本発明の実施形態に対応する符号を付するが、これに限定されるものではない。

本発明は、エンジン側に取り付けられる第１インシュレータ（１２）と、車体側に取り付けられる第２インシュレータ（１３）と、これら一対のインシュレータ（１２、１３）を連結するロッド（１１）と、このロッド（１１）に支持された慣性マス（１５）と、この慣性マス（１５）をロッド（１１）の軸方向に往復動させるアクチュエータ（１７）と、このアクチュエータ（１７）を制御する制御手段（２１、２２、２３）と、を備えた、エンジン（１）から車体に伝達される振動を低減する振動低減装置において、ロッド剛体共振の周波数をエンジン（１）の曲げ・捩り共振周波数より低く設定し、ロッド（１１）の軸方向変位の速度に比例した力をアクチュエータ（１７）に発生させる。

本発明によれば、インシュレータの減衰特性を維持したままでロッドの減衰を増大することが可能となり、ロッド軸方向のロッド剛体共振の抑制と、２重防振とを両立できる。

ペンデュラム方式のエンジンマウント装置に本発明の第１実施形態の振動低減装置を適用したエンジンの概略斜視図である。 第１実施形態のトルクロッドアセンブリの概略平面図である。 第１実施形態のトルクロッドアセンブリの物理モデルである。 ２重防振の効果が得られる構成による伝達力の周波数特性図である。 第１実施形態の伝達力の周波数特性図である。 第１ブッシュが共振している状態の拡大図である。 第１実施形態の加速時騒音の効果を示す特性図である。 第１実施形態のこもり音低減用の加振力を設定するためのマップ内容を示す図である。 第１実施形態のこもり音の効果を示す特性図である。 第２実施形態のトルクロッドアセンブリの斜視図である。 第３実施形態のトルクロッドアセンブリの概略平面図である。 第３実施形態の振動低減装置を１自由度振動系としてモデル化したときのモデル図である。 第３実施形態のコントローラの概略構成図である。 第１実施形態の電圧増幅アンプとアクチュエータとを機能的に表現したブロック図である。

以下、本発明の実施形態をを図面に基づいて説明する。

図１は、ペンデュラム方式のエンジンマウント装置に本発明の第１実施形態の振動低減装置を適用したエンジンの概略斜視図である。

図１において、エンジン１はクランクシャフトが車両の左右方向に置かれた横置きタイプで、車両右側がエンジンフロントである。

エンジン１は、重心より上の２箇所を右側エンジンマウント３及び左側エンジンマウント４により支持されている。すなわち、右側エンジンマウント３によって車両右側からエンジン１のフロント側が、左側エンジンマウント４によって車両左側からエンジン１のリア側が支持されている。このように、振動体であるエンジン１を振り子（pendulum）状に車体側部材にマウントする構造がペンデュラム方式のエンジンマウント装置である。

ペンデュラム方式のエンジンマウント装置では、エンジン１の運転時に回転慣性力によって２つのマウント点を結んだ軸の回りにエンジン１が傾く。この傾きを防止してエンジン１を支持するため、エンジン１のほぼ上半分と車体側部材（図示しない）とを連結する１のロッド１１Ａと、エンジン１の残り下半分と車体側部材２とを連結するもう一つのロッド１１Ｂとを備える。すなわち、１のロッド１１Ａが車両右上側からエンジン１に、もう一つのロッド１１Ｂが車両下側からエンジン１に連結され、これら２つのロッド１１Ａ、１１Ｂにより、ペンデュラム方式のエンジンマウント装置によってエンジン１が傾くことを防止している。

上記のエンジン１は、たとえば２次バランサつきの直列４気筒やＶ型６気筒エンジンである。２次バランサつきの４気筒エンジンやＶ型６気筒エンジンでは、エンジン回転の基本次数で、不平衡慣性力がないので、主にエンジントルク変動の反力のみがエンジン１に作用する。したがってエンジン回転の基本次数では、トルクを支持している上記２つのロッド１１Ａ、１１Ｂからの入力によって主に車内音・車内振動が発生することが本発明者によって知見されている。さらに、車両の主に加速時に、基本次数の高次数で構成される約１０００Ｈｚまでの車内音が乗員にとって問題となることが知られている。

そこで本発明者は、エンジン１から上記２つのロッド１１Ａ、１１Ｂを介して車体側に伝達される振動を低減するため、２重防振の効果が得られる構成とした上で本発明の振動低減装置要素を追加したトルクロッドアセンブリ５、６を新たに提案する。ここで、１のロッド１１Ａを含むトルクロッドアセンブリが上側トルクロッドアセンブリ６、もう一つのロッド１１Ｂを含むトルクロッドアセンブリが下側トルクロッドアセンブリ６である。２つのトルクロッドアセンブリ５、６の基本構造は同一であるので、その構造については下側トルクロッドアセンブリ６で説明する。

図２は下側トルクロッドアセンブリ（以下、単に「トルクロッドアセンブリ」ともいう。）６の概略平面図である。なお、図２のロッドは図１との関係では「ロッド１１Ｂ」であるが、以下では単に「ロッド１１」で説明する。

まず、２重防振の効果が得られるインシュレータは、本実施形態ではロッド１１の両端に溶接により固定される一対のブッシュ１２、１３によって具現化されている。すなわち、棒状のロッド１１の一端（図２で下端）に第１ブッシュ１２（第１インシュレータ）を有する。第１ブッシュ１２は円筒状の外筒１２ａと、外筒１２ａと同心の円筒状の内筒１２ｂと、これら外筒１２ａと内筒１２ｂとを連結する弾性体（防音材）１２ｃとからなっている。内筒１２ｂに対して図２で紙面に直交する向きに挿通されるボルト（図示しない）によって第１ブッシュ１２はエンジン１に固定される。

一方、ロッド１１の他端（図２で上端）に第２ブッシュ１３（第２インシュレータ）を有する。第２ブッシュ１３も、第１ブッシュ１２と同様に、円筒状の外筒１３ａと、外筒１３ａと同心の円筒状の内筒１３ｂと、これら外筒１３ａと内筒１３ｂとを連結する弾性体（防音材）１３ｃとからなっている。内筒１３ｂに対して図で紙面に直交する向きに挿通されるボルト（図示しない）によって小端部１３は車体側部材２に固定される。

なお、実施形態は、第１ブッシュ１２をエンジンに、第２ブッシュ１３を車体側に固定する構成であるが、これに限らず、第１ブッシュ１２を車体側に、第２ブッシュ１３をエンジンに固定する構成としてもかまわない。また、下側トルクロッドアセンブリ６では、図２のように第１、第２のブッシュの内筒１２ｂ、１３ｂに挿通される２つのボルトが平行に配置されるのに対して、図１に示される上側トルクロッドアセンブリ５では、第１、第２のブッシュの内筒に挿通される２つのボルト１８、１９が互いに直交する向きに配置されている。このように、下側トルクロッドアセンブリ６と上側トルクロッドアセンブリ５とでボルトの配置に多少の違いはあるが、機能としては両者で全く変わらない。

図２に戻り、上記の弾性体（防音材）１２ｃ、１３ｃとしては、ばねと減衰の機能を兼ね備えた部材であり、例えば弾性ゴムを用いる。

本実施形態では、第１ブッシュ１２と第２ブッシュ１３とでは外筒、内筒の径を相違させる。すなわち、第２ブッシュ１３の外筒１３ａ、内筒１３ｂの径を、対応する第１ブッシュ１２の外筒１２ａ、内筒１２ｂの径よりも相対的に小さくすると共に、さらに、第２ブッシュ１３の弾性体１３ｃの剛性を、第１ブッシュ１２の弾性体１２ｃの剛性よりも相対的に大きくする。一対のブッシュ１２、１３の弾性体１２ｃ、１３ｃの剛性を異ならせることで、２つの異なる周波数において２重防振に適したロッド軸方向のエンジン剛体共振とロッド剛体共振とを生じさせている。すなわち、図４に実線で示したように、第１ブッシュ１２の弾性体１２ｃの剛性から定まるロッド軸方向のエンジン剛体共振Ａがほぼゼロに近い周波数ｆ１［Ｈｚ］で生じ、第２ブッシュ１３の弾性体１３ｃの剛性から定まるロッド軸方向のロッド剛体共振Ｂが２００Ｈｚに近い周波数ｆ２［Ｈｚ］で生じている。分かり易さのため、エンジン剛体共振とロッド剛体共振を極めて単純化したばねマス系に基づいて説明すれば、エンジン剛体共振Ａは、エンジン質量と、第１ブッシュ弾性体１２ｃの剛性（ばね定数）で決まり、ロッド剛体共振Ｂは、第１ブッシュ弾性体１２ｃと第２ブッシュ弾性体１３ｃの間の質量であるロッド１１（および各ブッシュの外筒部分）の質量と、第２ブッシュ弾性体１３ｃの剛性（ばね定数）で決まる。エンジン１（パワープラント）単体での曲げ、捩りの１次の共振周波数ｆ３は、一般的な車両用エンジンでは２８０Ｈｚ〜３５０Ｈｚ程度なので、本実施形態のようにエンジン剛体共振Ａをほぼゼロ（０Ｈｚ）とし、ロッド剛体共振Ｂを約２００Ｈｚとすれば、エンジン１の曲げ、捩りの共振振動の車体への伝達が、高周波数側（防振域内）で効果的に抑えられる（２重防振される）ことになる。以上より、エンジン剛体共振Ａおよびロッド剛体共振Ｂが、エンジンの曲げ、捩りの共振周波数ｆ３より小さな周波数となるように、第１ブッシュ弾性体１２ｃの剛性（ばね定数）、および第１ブッシュ弾性体１２ｃと第２ブッシュ弾性体１３ｃの間の質量であるロッド１１（および各ブッシュの外筒部分）の質量、第２ブッシュ弾性体１３ｃの剛性（ばね定数）を定めれば良い。このように、エンジン剛体共振Ａおよびロッド剛体共振Ｂを２つの異なる周波数で、つまり低周波域の周波数ｆ１と、中周波数域の周波数ｆ２との２箇所で生じさせてエンジン１から車体側に伝達される振動を防止する効果が得られるのが２重防振の効果である。

なお、図４においては２００Ｈｚ付近を中周波数域とし、これより周波数の低い側を低周波域、これより高い側を高周波域と定義する。この場合、エンジン１（パワープラント）の曲げ、捩りの共振周波数ｆ３は図４において高周波数域にある。

次に、本発明で追加する振動低減要素を説明すると、これは、磁性を有する金属等からなる慣性マス１５と、アクチュエータ１７と、加速度センサ２１（振動加速度検出手段）と、バンドパスフィルタ２２と、電圧増幅回路２３とから構成されている。

まず、ロッド１１の周囲にロッド１１と同軸で慣性マス１５が設けられる。ロッド１１の軸方向に見た慣性マス１５の断面は、ロッド１１の中心（重心）を中心にした点対称な形であると共に、慣性マス１５の重心がロッド１１の中心に一致している。慣性マス１５は、図１にも示されているように角筒型で、慣性マス１５のロッド軸方向の両端（図２で上下端）がそれぞれ弾性支持バネ１６（支持部材）を介してロッド１１に連結されている。弾性支持バネ１６は、たとえば比較的小さな剛性を有する板バネである。慣性マス１５の内壁１５ａはその一部が後述するアクチュエータ１７の永久磁石１７ｃに向けて凸設されている。

慣性マス１５とロッド１１との間の空間にアクチュエータ１７が設けられる。アクチュエータ１７は、角筒状のコア１７ａと、コイル１７ｂと、永久磁石１７ｃとを含むリニアタイプ（直線運動型）のアクチュエータで、慣性マス１５をロッド１１の軸方向に往復動するものである。

コイルの磁路を構成するコア１７ａは積層鋼鈑から構成されており、ロッド１１に固設される。コア１７ａは、トルクロッドアセンブリの組立前には複数個の部材に分割されており、これら複数個の部材を接着剤で棒状のロッド１１周囲に接着することにより、全体として角筒状のコア１７ａを形成している。コイル１７ｂは、この角筒状のコア１７ａに巻装される。永久磁石１７ｃは、コア１７ａの外周面に設けられる。

アクチュエータ１７は、このような構成であるので、コイル１７ｂと永久磁石１７ｃとが発生する磁界によるリアクタンストルクによって慣性マス１５をリニアに、つまり慣性マス１５をロッド１１の軸方向に往復動するように駆動することとなる。

ロッド１１の略軸心の延長線上の第２ブッシュ１３の先端（図２で上端）に、ロッド１１の略軸心位置での軸方向の振動の加速度を、エンジン１からロッド１１に伝達される振動の加速度として検出する加速度センサ２１を取り付けてあり、加速度センサ２１からのロッド軸方向加速度の信号をバンドパスフィルタ２２を介して電圧増幅回路２３に入力し、この電圧増幅回路２３で増幅された信号をアクチュエータ１７のコイル１７ｂに印加する（電圧の制御を行なう）。電圧増幅回路２３は例えばオペアンプから構成すればよい。

慣性マス１５は比較的柔らかい板バネで支持され、例えば慣性マス１５のロッドに対するロッド軸方向の共振は１０Ｈｚから１００Ｈｚまでの低い周波数で生じるものとする。例えば４気筒エンジンのアイドル回転速度２次の振動周波数は約２０Ｈｚであることから、慣性マス１５の共振周波数を１０Ｈｚにすることができれば、エンジン１の運転条件によらず慣性マス１５が共振するのを抑えることができる。一方、慣性マス１５の共振周波数を１０Ｈｚといったこのような低周波数に設定しようとすると、慣性マス１５が大きくなりすぎてそのような設定が困難な場合には、抑制しようとするロッド剛性共振Ｂ（実施形態では２００Ｈｚ）の約１／２の周波数より低く設定しておけば、互いの共振周波数が十分に離れ、後述するような振動伝達の抑制が十分に行なわれる。また、加速度センサ２１で検出した加速度信号をバンドパスフィルタ２２に通すことによって、余分な周波数での制御を行なわないようにして、制御安定性を高めるとともに、余分な電力消費を抑えつつ狙いの周波数範囲での確実な伝達力の抑制を図ることができる。ロッド剛体共振Ｂに対する防振域は、図５に示したようにロッド剛体共振Ｂの共振周波数ｆ２に対して所定値（≒１．４）を乗じて求まる周波数ｆ５以上の周波数範囲であるので、バンドパスフィルタ２２としては、慣性マス１５のロッド軸方向の共振周波数（１０Ｈｚから１００Ｈｚまでの低い周波数）を含みこの共振周波数より、ロッド剛体共振Ｂに対する防振域の周波数範囲までの信号を通過するフィルタであって、防振域のうち制御が発散しない範囲の上限（例えば４００Ｈｚとする）までの信号を通過するフィルタを選定する。

そして、制御対象であるロッド１１の減衰を増大する速度フィードバック制御が行われるように、バンドパスフィルタ２２で通過している周波数帯において、加速度センサ２１により検出した振動のロッド軸方向速度に略比例した力を逆符合とした力をアクチュエータ１７から発生させる。これについてさらに説明すると、図１４は電圧増幅回路２３とアクチュエータ１７とを機能的に表現したものである。加速度センサ２１により検出されるロッド１１のロッド軸方向加速度ｄ²ｘ_r／ｄｔ²は電圧増幅回路２３でのゲインＧが乗算され、さらに逆符号とされるため、電圧増幅回路２３からの出力は、−Ｇ・ｄ²ｘ_r／ｄｔ²となる。この出力がアクチュエータ１７に入力されると、アクチュエータ１７のコイル１７ｂが積分器として働くため、ロッド軸方向加速度ｄ²ｘ_r／ｄｔ²は積分されてロッド１１のロッド軸方向速度ｄｘ_r／ｄｔとなる。この結果、アクチュエータ１７の発生する力Ｆａは、ｄｘ_r／ｄｔに比例し、加速度の向きとは逆向きの力となる。つまり、制御対象であるロッド１１の減衰を増大する速度フィードバック制御が行われる。

図３は、２重防振の効果が得られる構成の物理モデルに対して、慣性マス１５の質量ｍ_iを備えるアクチュエータ１７の発生力Ｆａからなる本発明の振動低減要素を追加したモデルである。本発明では、ロッド剛体共振Ｂを抑制することを考えるため、エンジン剛体共振Ａは無視する。図示のモデルよりロッド１１についての運動方程式は、
（−ｍ_rω²＋ｃ_rｉω＋ｋ_r）ｘ_r＝Ｆｅ＋Ｆａ …（１）
ただし、ｍ_r ：ロッド１１の質量（両ブッシュの外筒質量を含む）、
ｘ_r ：ロッド１１の軸方向変位、
ω ：角周波数、
ｋ_r ：第２ブッシュ１３の軸方向の剛性、
ｃ_r ：第２ブッシュ１３の軸方向の減衰、
ｉ ：虚数単位、
Ｆｅ：第１ブッシュ１２を介したエンジンからの入力、
Ｆａ：アクチュエータ１７の発生力、
の式により与えることができる。また、ロッド１１から車両側部材２への入力Ｆｔは、
Ｆｔ＝ｋ_r・ｘ_r＋ｃ_rｉω・ｘ_r …（２）
ただし、ｘ_r ：ロッド１１の軸方向変位、
ω ：角周波数、
ｋ_r ：第２ブッシュ１３の軸方向の剛性、
ｃ_r ：第２ブッシュ１３の軸方向の減衰、
ｉ ：虚数単位、
の式により与えられる。

本発明では、アクチュエータ１７の発生力Ｆａを、
Ｆａ＝−Ｇｉωｘ_r …（３）
ただし、ｘ_r ：ロッド１１の軸方向変位、
ω ：角周波数、
ｉ ：虚数単位、
Ｇ ：ゲイン（速度フィードバックゲイン）、
の式で与える。すなわち、（３）式によりロッド１１の軸方向変位ｋ_rを一階微分した値であるロッド軸方向速度に比例した力を発生させる。このとき、上記（１）式は、
（−ｍ_rω²＋｛ｃ_r＋Ｇ｝ｉω＋ｋ_r）ｘ_r＝Ｆｅ …（４）
の式のように変形される。（４）式より、ロッド１１の減衰項をｃ_rからｃ_r＋Ｇへと増大できることがわかる（（４）式の左辺第２項参照）。

一般的に、第２ブッシュ１３のロッド軸方向の減衰（ｃ_r）そのものを増大させると、図４に破線で示したように、ロッド剛体共振Ｂ付近の周波数での伝達力が小さくなりロッド剛体共振Ｂそのものは抑制されるものの、ロッド剛体共振Ｂの共振周波数ｆ２以上の高周波域においては、第２ブッシュ１３のロッド軸方向の減衰（ｃ_r）を増大させる前より却って伝達力が大きくなり、高周波域側での車体側部材２への伝達特性が悪化してしまうことが知られている。

このメカニズムを、車体側部材２への伝達特性に着目して説明すると、２重防振の効果が得られる構成による車体側部材２への伝達特性は、上記（１）式（ただし、アクチュエータ発生力Ｆａ＝０）、（２）式より、
Ｆｔ／Ｆｅ＝（ｋ_r＋ｃ_rｉω）／（−ｍ_rω²＋ｃ_rｉω＋ｋ_r）…（５）
の式で表される。ロッド剛体共振Ｂ付近の周波数では、ｍ_rω²の絶対値とｋ_rの絶対値が近づき−ｍ_rω²とｋ_rが相殺し合うため、（５）式右辺分母の減衰（ｃ_r）の値で車体側部材２への伝達特性が決定される。つまり、ロッド剛体共振Ｂ付近の周波数で伝達力を小さくしたい場合には、減衰（ｃ_r）の値を大きくする。その一方で、（５）式右辺の分子にも減衰（ｃ_r）が含まれることから、ロッド剛体共振Ｂの共振周波数ｆ２を超える周波数域でも、車体側部材２への伝達特性は減衰の値に影響を受ける。このように、（５）式右辺の分子は、第２ブッシュ１３のロッド軸方向の剛性（ｋ_r）と、第２ブッシュ１３のロッド軸方向の減衰（ｃ_r）とで決められており、通常の２重防振が得られる程度の減衰では、剛性（ｋ_r）の値が支配的であるが、ロッド剛体共振Ｂを抑制するほどの減衰を、分母の減衰（ｃ_r）を大きくして与えると、この分母の減衰（ｃ_r）に連動して分子の減衰（ｃ_r）が大きくなる。その結果、図４に破線で示したようにロッド剛体共振Ｂの共振周波数ｆ２を超える周波数域で車体側部材２への伝達力が却って大きくなり、高周波域側での車体側部材２への伝達特性を悪化させてしまうのである。

これに対して本実施形態のように、２重防振の効果が得られる構成とした上で、慣性マス１５、アクチュエータ１７、加速度センサ２１を追加し、バンドパスフィルタ２２及び電圧増幅回路２３からなる制御手段で速度フィードバック制御を行わせることによって、ロッド１１軸方向の減衰を増大した場合には、上記（２）式、（４）式を用いて、車体側部材２への伝達特性が、
Ｆｔ／Ｆｅ＝（ｋ_r＋ｃ_rｉω）／（−ｍ_rω²＋｛ｃ_r＋Ｇ｝ｉω＋ｋ_r）
…（６）
の式で表されることになる。（６）式では、ロッド剛体共振Ｂを抑制する（６）式右辺分母の減衰には、制御効果としての減衰の増大（ｃ_r＋Ｇ）が現れる一方で、（６）式右辺分子については、第２ブッシュ１３のロッド軸方向の剛性（ｋ_r）と、第２ブッシュ１３のロッド軸方向の減衰（ｃ_r）のみとなる、つまり（６）式右辺分子の減衰（ｃ_r）は変化しないため、（６）式右辺分母の減衰の増大の影響を受けることがない。このようにして、第１ブッシュ１２を介したエンジン１からの入力Ｆｅにのみ影響するよう、言わば見かけ上の減衰を増大させて、伝達力を低下させる。したがって、（６）式によれば、図５に一点鎖線で示したように、ロッド剛体共振Ｂの抑制と、ロッド剛体共振Ｂの共振周波数ｆ２を超える高周波数域での防振特性（２重防振）とを両立できる。第２ブッシュ１３のロッド軸方向の減衰（ｃ_r）は、通常の２重防振（高周波数域での十分な伝達力の抑制）が得られる程度の減衰とする。

また、バンドパスフィルタ２２で通過された周波数範囲において、ロッド剛体共振Ｂの減衰が向上できている。このようにゲインＧは、ロッド剛体共振Ｂの周波数付近の伝達力を十分に低下させる、言い換えるとロッド剛体共振Ｂによる伝達力増大が発生しなくなる程度の値に設定される。ここで、慣性マス１５の実際の取付点は、図２においてはＣ点、Ｄ点の２箇所であるが、図３に示したモデルでは、Ｃ点とＤ点とを平均した位置であるＥ点を「慣性マス１５の取り付け点」として扱っている。

図６は第１ブッシュ１２にエンジン剛体共振Ａが生じているときの第１ブッシュ１２の外筒１２ａの変形を拡大して示している。エンジン剛体共振Ａの共振周波数ｆ１は、図４、図５にも示したようにゼロに近く十分に高い周波数でないため、図６に示す第１ブッシュの外筒１２ａの大きな変形の影響を受けてロッド１１の振動と第１ブッシュの外筒１２ａの振動とが違ったものとなり得る。従って、ロッド１１の略軸心の延長線上の第１ブッシュ１２の先端に加速度センサ２１を取り付けたのでは、この第１ブッシュ１２の外筒１２ａの大きな変形の影響を受けて制御が発散してしまうことが考えられたため、本実施形態では、第１ブッシュの外筒１２ａよりも共振時の変形量が小さな第２ブッシュの外筒１３ａ（剛性が相対的に大きい側の外筒）のほうに加速度センサ２１を配置している。

図７はエンジン回転速度が３０００ｒｐｍの条件でアクセルペダルを一杯まで踏み込む加速を行ったときの２００Ｈｚから１０００Ｈｚまでの車内音の合計の騒音レベルを示している。本実施形態によれば、２重防振の効果が得られる構成だけの場合より騒音レベルを低下させることができていることが解る。

以上は、主にエンジン１から車体側部材２に伝達される中周波域から高周波域にかけての振動低減を主に考えたものであった。次には、この中周波域から高周波域にかけての振動低減に加えて、さらにエンジン１から車体側部材２に伝達される低周波域での振動低減を考える。低周波域でエンジン１から車体側部材２に伝達される振動を低減させるとは、こもり音を抑制することである。こもり音とは、エンジン回転の基本次数によるエンジン振動に基づく音のことで、４気筒エンジンの基本次数は回転２次、６気筒エンジンの基本次数は回転３次である。こもり音に対しては次の対策を講じる。たとえば直列４気筒エンジンでは、エンジン回転速度ごとに図８に示したようなマップを用意しておき、そのときのエンジン回転速度からこのマップを検索して振幅の大きさと位相を求め、これらを用いて、
Ｆ＝Ａsin（２θ＋Ｂ） …（７）
ただし、Ａ：振幅の大きさ、
Ｂ：位相、
θ：クランク角、
の式により、そのときのエンジン回転速度に最適な加振力の大きさＦを設定し、上記（３）式のアクチュエータ１７の発生力Ｆａにこの（７）式の加振力Ｆを加えた値を改めてアクチュエータ１７の発生力Ｆａとする。

このように（７）式の加振力Ｆをアクチュエータ１７の発生力Ｆａに追加することで、図９に示したように、直列４気筒エンジンにおいてエンジン回転速度が低い場合に、（７）式の加振力Ｆをアクチュエータ１７の発生力Ｆａに追加しない比較形態に比べてこもり音（車内音）を低減できている。

このようにして、本実施形態の振動低減装置によれば、低周波域でのこもり音から、加速時の騒音までを大幅に低減することができることになった。

ここで、本実施形態の作用効果を説明する。

本実施形態（請求項１に記載の発明）によれば、エンジン１（エンジン側）に取り付けられる第１ブッシュ１２（第１インシュレータ）と、車体側部材２（車体側）に取り付けられる第２ブッシュ１３（第２インシュレータ）と、これら一対のブッシュ１２、１３を連結するロッド１１と、このロッド１１に支持された慣性マス１５と、この慣性マス１５をロッド１１の軸方向に往復動させるアクチュエータ１７と、このアクチュエータ１７を制御する制御手段（２１、２２、２３）と、を備えた、エンジン１から車体に伝達される振動を低減する振動低減装置において、ロッド剛体共振Ｂの周波数ｆ２をエンジン１の曲げ・捩り共振周波数ｆ３より低く設定し、ロッド１１の軸方向変位ｘ_rの速度に比例した力Ｆａ（＝−Ｇｉωｘ_r）をアクチュエータ１７に発生させるので、第２ブッシュ１３（第２インシュレータ）の弾性体１３ｃの減衰特性を維持したままでロッド１１の減衰を増大することが可能となり、ロッド軸方向のロッド剛体共振Ｂの抑制と、２重防振とを両立できる。

本実施形態（請求項２に記載の発明）によれば、ロッド１１の軸方向変位の加速度信号（または速度信号）を、ロッド剛体共振Ｂの周波数ｆ２を含む所定の周波数範囲の信号を通過させるフィルタ２２を通過させ、フィルタ２２通過後の加速度信号（または速度信号）に基づいてアクチュエータ１７を制御するので、余分な周波数での制御を行なわないようにして、制御安定性を高めるとともに、余分な電力消費を抑えつつロッド剛体共振周波数ｆ２付近の伝達力の抑制を図ることができる。

本実施形態（請求項３に記載の発明）によれば、所定の周波数範囲は、ロッド剛体共振Ｂの周波数ｆ２より高周波数側にある防振域（図５に示す周波数ｆ５以上の周波数範囲）の周波数を含むので、ロッド剛体共振周波数ｆ２から防振域に至る周波数範囲で伝達力を抑制させることができる。

本実施形態（請求項４に記載の発明）によれば、所定の周波数範囲は、ロッド剛体共振Ｂの周波数ｆ２より低周波数側にある慣性マス１５の共振周波数を含むので、高い周波数の局所的に変形する共振を制御しないため、制御の安定性を向上できる。

本実施形態（請求項５に記載の発明）によれば、慣性マス１５はロッド１１に弾性支持され、慣性マス１５の共振周波数がロッド剛体共振周波数ｆ２の１／２以下であるので、慣性マス１５の共振周波数をロッド剛体共振周波数ｆ２から十分に離すことができる。

本実施形態（請求項６に記載の発明）によれば、第１ブッシュ１２（第１インシュレータ）および第２ブッシュ１３（第２インシュレータ）は、ロッド１１に連結した外筒１２ａ、１３ａと、外筒１２ａ、１３ａの内側に設けられた内筒１２ｂ、１３ｂと、内筒１２ｂ、１３ｂと外筒１２ａ、１３ａとの間に介装された弾性体１２ｃ、１３ｃとからなり、ロッド剛体共振Ｂの周波数ｆ２がエンジンの曲げ・捩り共振周波数ｆ３より低くなるように、ロッド１１と第１ブッシュ１２の外筒１２ａおよび第２ブッシュ１３の外筒１３ａの合計質量と、第２ブッシュ１３の弾性体１３ｃの減衰とが、設定されているので、内外筒ブッシュ構造において２重防振に適したロッド剛体共振周波数ｆ２を設定できる。

本実施形態（請求項７に記載の発明）によれば、第１ブッシュ１２（第１インシュレータ）の外筒１２ａと第２ブッシュ１３（第２インシュレータ）の外筒１３ａのうち、剛性が相対的に大きい側の外筒１３ａのロッド１１の略軸心位置に取り付けられ、ロッド１１の軸方向変位の加速度を検出する加速度センサ２１を備え、アクチュエータ１７は、ロッド１１に固設されるコア１７ａと、このコア１７ａに巻装されるコイル１７ｂと、コア１７ａの外周面に設けられる永久磁石１７ｃとを含む直線運動型のアクチュエータであり、制御手段は、加速度センサ２１から出力される加速度信号を増幅し、この増幅した信号をコイル１７ｂに印加する電圧増幅回路２３を有するので、剛性が相対的に大きい側の弾性体１３ｃを有する第２ブッシュ１３は、制御したい周波数帯域に固有モードを持たないことから、制御の安定性を向上でき、ロッド１１の減衰を増やす制御効果を増すことができる。ロッド１１の動きに良く追従した加速度信号に基づいてコイル電圧印加を行なえる。

本実施形態（請求項１１に記載の発明）によれば、エンジン１はペンデュラム方式でマウントされているので、主に入力が入る伝達経路で制御がきるため、大きな振動・騒音低減効果を得ることができる。

図１０は第２実施形態のトルクロッドアセンブリ６で、このうち図１０（ａ）はトルクロッドアセンブリ６の斜視図を、図１０（ｂ）は図１０（ａ）の一部断面図を示している。

ただし、図１０（ａ）、図１０（ｂ）において、右側に示される第１ブッシュ１２は外筒１２ａのみを示し、内筒１２ｂ、インシュレータ１２ｃを省略して示していない。同様にして左側に示される第２ブッシュ１３としては外筒１３ａのみを示し、内筒１３ｂ、インシュレータ１３ｃを省略して示していない。また、アクチュエータ１７についても角柱状のコア１７ａのみを示し、コイル１７ｂ、永久磁石１７ｃを省略して示していない。

図２に示した第１実施形態では、角筒型のコア１７ａは組立前には複数の部材に分割されており、全体として角筒状となるように接着剤によって棒状のロッド１１に固設したが、接着剤の熱劣化によってコア１７ａがロッド１１から剥がれ落ちてしまうことが考えられる。そこで、第２実施形態は、接着剤によらないでコア１７ａをロッド１１に固設するものである。

図１０（ａ）、図１０（ｂ）はトルクロッドアセンブリ６の組立後の状態を示しており、組立前には、第１ブッシュ１２、第２ブッシュ１３はロッド１１とは別部材として構成されている。ロッド１１は、大径部３１と小径部３２とから構成され、ロッド小径部３２の外周には、ロッド小径部３２の端部（図で左側）よりロッド大径部３１に向けて所定長さの雄ねじ３４が設けられている。

一方、コア１７ａは積層鋼鈑を用い全体として角柱状に形成されると共にコア１７ａの軸心位置（重心位置）に、ロッド小径部３２の外径とロッド大径部３１の外径との間の径を有する貫通孔３５が穿設されている。

このため、ロッド小径部３２をこの貫通孔３５に挿通させ、コア１７ａをロッド小径部３２とロッド大径部３１の段差３３に押しつけた後に、雄ねじ３４と噛み合うナット３６で締め付けることでコア１７ａをロッド１１に固定する。このようにして、ナット３６の弾性力でコア１７ａをロッド１１に固定した後で、第２ブッシュ１３の外筒１３ａとロッド小径部３２の端部とを、第１ブッシュ１２の外筒１２ａとロッド大径部３１の端部とをそれぞれ溶接により固定する。

このように第２実施形態（請求項１０に記載の発明）によれば、ロッド１１を、大径部３１と、外周に雄ねじ３４を有する小径部３２とから構成する一方で、コア１７ａを角柱状に形成すると共にこの角柱状のコア１７ａに大径部３１の径と小径部３２の径との間の径を有する孔３５を貫通しておき、小径部３２をこの貫通孔３５に挿通させ、コア１７ａを小径部３２と大径部３１の段差３３に押しつけた後に、雄ねじ３４と噛み合うナット３６で締め付けることでコア１７ａをロッド１１に固定し、その後で第２ブッシュ１３の外筒１３ａと小径部３２の端部とを、また第１ブッシュ１２の外筒１２ａと大径部３１の端部とをそれぞれ溶接により固定するので、
コア１７ａをロッド軸方向に直交する方向に長くしても、ロッド１１から外れることがなく、かつ接着剤でコア１７ａをロッド１１に固設する場合よりも高い耐熱性を得ることができる。

図１１は第３実施形態のトルクロッドアセンブリ６の概略平面図である。第１実施形態の図２と同一部分には同一番号を付している。

第３実施形態では、図２に示す加速度センサ２１、バンドパスフィルタ２２、電圧増幅回路２３に代えて、主にマイクロコンピュータ、メモリからなるコントローラ４１を有するものである。２重防振の効果が得られる構成とした上で慣性マス１５とアクチュエータ１７とを追加した構成は第１実施形態と同様である。

第３実施形態では、振動低減装置を、図１２に示したように慣性マス１５の取り付け点に強制変位を受ける１自由度振動系としてモデル化している。この１自由度振動系のモデルにおいて、慣性マス１５とロッド１１との各運動方程式は、
ｍ_iｄ²ｘ／ｄｔ²＋ｃ_iｄｘ／ｄｔ＋ｋ_iｘ＝ｕ＋ｗ …（８）
ｃ_iｄｘ₀／ｄｔ＋ｋ_iｘ₀＝ｗ …（９）
ただし、ｍ_i ：慣性マス１５の質量、
ｃ_i ：慣性マス１５の支持部材（１６）のロッド軸方向の減衰、
ｋ_i ：慣性マス１５の支持部材（１６）のロッド軸方向の剛性、
ｘ ：慣性マス１５のロッド軸方向変位、
ｄｘ／ｄｔ ：慣性マス１５のロッド軸方向速度、
ｄ²ｘ／ｄｔ²：慣性マス１５のロッド軸方向加速度、
ｘ₀ ：ロッド１１の軸方向変位、
ｄｘ₀／ｄｔ ：ロッド１１の軸方向速度、
ｕ ：アクチュエータ１７の制御力、
ｗ ：外乱、
の式で表すことができる。ここで、慣性マス１５の取り付け点とは、図１１に示したようにＥ点のことである。

さて、上記（８）式、（９）式を、慣性マス１５のロッド軸方向加速度ｄ²ｘ／ｄｔ²を出力として状態空間表現に変換すると、

のように表すことができる。

（１０）式に基づけば、慣性マス１５のロッド軸方向加速度ｄ²ｘ／ｄｔ²とアクチュエータ１７の制御力ｕより、慣性マス１５のロッド軸方向速度ｄｘ／ｄｔ、慣性マス１５のロッド軸方向変位ｘ、慣性マス１５の取り付け点のロッド軸方向変位ｘ₀の３つを推定するオブザーバを作ることができ、さらに、推定された慣性マス１５の取り付け点のロッド軸方向変位ｘ₀を一階微分することにより慣性マス１５の取り付け点のロッド軸方向速度ｄｘ₀／ｄｔを推定することができる。このようにして、慣性マス１５ならびにロッド１１のロッド軸方向変位の状態量がオブザーバによって推定される。

第３実施形態では、慣性マス１５のロッド軸方向加速度ｄ²ｘ／ｄｔ²を検出し、かつ
ｕ_v＝−Ｇ₁ｄｘ₀／ｄｔ …（１１）
の式により、つまり慣性マス１５の取り付け点のロッド軸方向速度ｄｘ₀／ｄｔにゲインＧ₁を乗じ、逆符号とした力ｕ_vを制御対象であるロッド１１に入力する。このとき、演算に用いるロッド軸方向速度として、第１実施形態と同様のフィルタを通過させた後のロッド軸方向速度を用いても良い。すなわち、慣性マス１５のロッド軸方向の共振周波数を含み、この共振周波数より、ロッド剛体共振Ｂに対する防振域の周波数範囲までの信号を通過するフィルタであって、防振域のうち制御が発散しない範囲の上限までの信号を通過するフィルタを通過したロッド軸方向速度ｄｘ₀／ｄｔを用いることができる。これにより、余分な周波数での制御を行なわないようにして、制御安定性を高めるとともに、余分な電力消費を抑えつつ狙いの周波数範囲での確実な伝達力の抑制を図ることができる。

ここで、制御対象であるロッド１１に入力される力ｕ_vに対して、アクチュエータ１７の制御力ｕは、
ｕ＝ｃ_i（ｄｘ／ｄｔ−ｄｘ₀／ｄｔ）＋ｋ_i（ｘ−ｘ₀）−ｕ_v …（１２）
の式で表される。

慣性マス１５のロッド軸方向加速度ｄ²ｘ／ｄｔ²は、アクチュエータ１７の逆起電力から検出される。従って、図１３のように、コントローラ４１を、オブザーバ４２と、２つの積分器４３、４４と、減算器４５とから制御系を構成する。すなわち、オブザーバ４２により推定した慣性マス１５の取り付け点のロッド軸方向速度ｄｘ₀／ｄｔから積分器４４で上記（１１）式によりロッド１１に入力する力ｕ_vを決定する。また、オブザーバ４２により推定した慣性マス１５のロッド軸方向速度ｄｘ／ｄｔ、慣性マス１５の取り付け点におけるロッド１１の軸方向速度ｄｘ₀／ｄｔ、慣性マス１５のロッド軸方向変位ｘ、慣性マス１５の取り付け点におけるロッド１１の軸方向変位ｘ₀の４つを要素とする列ベクトルと、ｃ_i、−ｃ_i、ｋ_i、−ｋ_iの４つを要素とする行ベクトルとを積分器４３で乗算してスカラーとする。そして、減算器４５でこの求めたスカラーから上記のロッド入力ｕ_vを差し引くことで、つまり上記（１２）式により制御力ｕを決定し、この制御力ｕに応じた電流をコイル１７ｂに印加することにより、制御力ｕをアクチュエータ１７から発生させる。

第３実施形態は、図２に示される第１実施形態と比較して、加速度センサ２１を設けていない。また、第３実施形態は、オブザーバ４２を用い、ロッド軸方向速度ｄｘ₀／ｄｔにゲインＧ₁を乗じ、逆符号とした力ｕ_vを制御対象であるロッド１１に入力しているため、第１実施形態のような形態で速度フィードバックを行うものでない。このように、第３実施形態の制御手段の構成は図１３に示した通りであり、バンドパスフィルタ２２及び電圧増幅回路２３からなる第１実施形態の制御手段の構成と異なるのであるが、コントローラ４１が慣性マス１５のロッド軸方向加速度ｄ²ｘ／ｄｔ²に基づいて制御力ｕを決定し、アクチュエータ１７を駆動することによりこの制御力ｕを発生させるので、第１実施形態の図５に一点鎖線で示した第１実施形態（本発明）の効果と等しい効果が得られ、その結果、図７に示した第１実施形態の効果と等しい加速時の騒音低減効果が得られる。なお、コイル１７ｂの制御を、速度に基づく制御量（速度にゲインを掛けて求めた制御量）で行なう場合、電流を制御することになる。

第３実施形態（請求項８に記載の発明）によれば、制御手段は、慣性マス１５のロッド軸方向加速度ｄ²ｘ／ｄｔ²とアクチュエータ１７の制御力ｕとに基づいて、少なくともロッドのロッド軸方向変位の速度ｄｘ₀／ｄｔを含む、慣性マス１５ならびにロッド１１のロッド軸方向変位の状態量を推定するオブザーバ４２と、オブザーバ４２から出力される前記速度信号（ｄｘ₀／ｄｔ）にゲインＧ₁を乗じ、逆符号とした力をロッド入力ｕ_vとして生成するロッド入力生成手段（４４）と、を有するとともに、オブザーバ４２により推定される慣性マス１５ならびにロッド１１のロッド軸方向変位の状態量と、慣性マス１５の支持部材のロッド軸方向の減衰ｃ_iと、慣性マス１５の支持部材のロッド軸方向の剛性ｋ_iと、ロッド入力ｕ_vとに基づいてアクチュエータ１７の制御力ｕを算出するので、ロッド１１の加速度センサ２１を用いることなく請求項１の効果を得ることができる。すなわち、第２ブッシュ１３（第２インシュレータ）の弾性体１３ｃの減衰特性を維持したままでロッド１１の減衰を増大することが可能となり、ロッド軸方向のロッド剛体共振Ｂの抑制と、２重防振とを両立できる。

第３実施形態（請求項９に記載の発明）によれば、慣性マス１５のロッド軸方向加速度ｄ²ｘ／ｄｔ²をアクチュエータ１７の逆起電力から検出するので、加速度センサ２１を取り付ける必要がなく、コストを低減できる。

５、６ トルクロッドアセンブリ
１１ ロッド
１２ 第１ブッシュ（第１インシュレータ）
１３ 第２ブッシュ（第２インシュレータ）
１５ 慣性マス
１７ アクチュエータ
２１ 加速度センサ（振動加速度検出手段）
２２ バンドパスフィルタ
２３ 電圧増幅回路
４１ コントローラ
４２ オブザーバ
４４ 積分器（ロッド入力生成手段）

Claims (11)

1. エンジン側に取り付けられる第１インシュレータと、
   車体側に取り付けられる第２インシュレータと、
   これら一対のインシュレータを連結するロッドと、
   このロッドに支持された慣性マスと、
   この慣性マスを前記ロッドの軸方向に往復動させるアクチュエータと、
   このアクチュエータを制御する制御手段と、
   を備えた、エンジンから車体に伝達される振動を低減する振動低減装置において、
   ロッド剛体共振の周波数を前記エンジンの曲げ・捩り共振周波数より低く設定し、
   前記ロッドの軸方向変位の速度に比例した力を前記アクチュエータに発生させる
   ことを特徴とする振動低減装置。
2. 前記ロッドの軸方向変位の加速度信号または速度信号を、前記ロッド剛体共振の周波数を含む所定の周波数範囲の信号を通過させるフィルタを通過させ、このフィルタ通過後の前記加速度信号または速度信号に基づいて前記アクチュエータを制御することを特徴とする請求項１に記載の振動低減装置。
3. 前記所定の周波数範囲は、前記ロッド剛体共振の周波数より高周波数側にある防振域の周波数を含むことを特徴とする請求項２に記載の振動低減装置。
4. 前記所定の周波数範囲は、前記ロッド剛体共振の周波数より低周波数側にある前記慣性マスの共振周波数を含むことを特徴とする請求項２または３に記載の振動低減装置。
5. 前記慣性マスは前記ロッドに弾性支持され、前記慣性マスの共振周波数が前記ロッド剛体共振周波数の１／２以下であることを特徴とする請求項１から４までのいずれか一つに記載の振動低減装置。
6. 前記第１インシュレータおよび第２インシュレータは、前記ロッドに連結した外筒と、この外筒の内側に設けられた内筒と、これら内筒と外筒との間に介装された弾性体とからなり、
   前記ロッド剛体共振の周波数が前記エンジンの曲げ・捩り共振周波数より低くなるように、前記ロッドと前記第１インシュレータの外筒および前記第２インシュレータの外筒の合計質量と、前記第２インシュレータの弾性体の減衰とが、設定されていることを特徴とする請求項１から５までのいずれか一つに記載の振動低減装置。
7. 前記第１インシュレータの外筒と前記第２インシュレータの外筒のうち、剛性が相対的に大きい側の外筒の前記ロッドの略軸心位置に取り付けられ、前記ロッドの軸方向変位の加速度を検出する加速度センサを備え、
   前記アクチュエータは、前記ロッドに固設されるコアと、このコアに巻装されるコイルと、コアの外周面に設けられる永久磁石とを含む直線運動型のアクチュエータであり、
   前記制御手段は、前記加速度センサから出力される加速度信号を増幅し、この増幅した信号を前記コイルに印加する電圧増幅回路を有することを特徴とする請求項６に記載の振動低減装置。
8. 前記制御手段は、
   前記慣性マスのロッド軸方向加速度と前記アクチュエータの制御力とに基づいて、少なくとも前記ロッドのロッド軸方向変位の速度を含む、前記慣性マスならびに前記ロッドのロッド軸方向変位の状態量を推定するオブザーバと、
   このオブザーバから出力される前記速度信号にゲインを乗じ、逆符号とした力をロッド入力として生成するロッド入力生成手段と、
   を有するとともに、
   前記オブザーバにより推定される慣性マスならびにロッドのロッド軸方向変位の状態量と、前記慣性マスの支持部材のロッド軸方向の減衰と、前記慣性マスの支持部材のロッド軸方向の剛性と、前記ロッド入力とに基づいて前記アクチュエータの制御力を算出することを特徴とする請求項１から６までのいずれか一つに記載の振動低減装置。
9. 前記慣性マスのロッド軸方向加速度を前記アクチュエータの逆起電力から検出することを特徴とする請求項８に記載の振動低減装置。
10. 前記ロッドを、大径部と、外周に雄ねじを有する小径部とから構成する一方で、前記コアを角柱状に形成すると共にこの角柱状のコアに大径部の径と小径部の径との間の径を有する孔を貫通しておき、
    小径部をこの貫通孔に挿通させ、コアを小径部と大径部の段差に押しつけた後に、雄ねじと噛み合うナットで締め付けることでコアをロッドに固定し、
    その後で第２ブッシュと小径部の端部とを、また第１ブッシュと大径部の端部とをそれぞれ溶接により固定することを特徴とする請求項１から９までのいずれか一つに記載の振動低減装置。
11. エンジンはペンデュラム方式でマウントされていることを特徴とする請求項１または１０に記載の振動低減装置。

Images