JP5500010B2 - 振動低減装置 - Google Patents

Description

本発明は振動低減装置に関する。

従来の振動低減装置は、エンジンから車体への振動を低減するため、ゴム部を２つの部分に区画する中間板に振動板を連結し、これにより区画された外側ゴム部と内側ゴム部とで共振点を異ならせ、二重防振の効果を得ていた（特許文献１参照）。

特開平９−２７３５８６号公報

二重防振の効果を得るものでは、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ので、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、ゴム部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。しかし、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するという問題点がある。また、共振を抑制するためにゴム部の減衰を単に増大したのでは、二重防振の効果が悪化するという問題点がある。

本発明はこのような問題点に着目してなされたものであり、二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できる装置を提供することを目的とする。

本発明は、エンジンと車体との間に、それぞれ弾性体を介して支持されて、共振周波数がエンジン剛体共振周波数よりも低く設定されたロッド剛体と、ロッド剛体に設けられ、ロッド剛体の軸方向に作用する力によって変形する弾性部品と、弾性部品に支持される慣性マスと、慣性マスをロッド剛体の軸方向に往復動させるアクチュエータと、を備える振動低減装置である。そしてさらに、エンジン振動の基本次数成分の周波数及び高次成分の周波数の少なくとも１つが、ロッド剛体の共振周波数に略一致するエンジン回転速度において、ロッド剛体の軸方向速度に比例した力をアクチュエータに発生させるアクチュエータ制御器を備えることを特徴とする。

本発明によれば、エンジン振動の基本次数成分の周波数及び高次成分の周波数の少なくとも１つが、ロッド剛体の共振周波数に略一致するエンジン回転速度においてアクチュエータを駆動するので、無駄な電力消費を抑えつつ、ロッド剛体共振の抑制と、二重防振とを両立できる。

第１実施形態によるエンジンマウント構造を示す斜視図である。 第１実施形態による振動低減装置の概略構成図である。 増幅アンプと慣性マスアクチュエータとを機能的に表現したブロックダイアグラムである。 第１実施形態による振動低減装置の物理モデルを示すダイアグラムである。 第１実施形態による振動低減装置の伝達力の周波数特性図である。 第１実施形態による加速時騒音の効果を示す特性図である。 第１実施形態によるこもり音低減用の加振力を設定するためのマップの一例を示すダイアグラムである。 第１実施形態によるこもり音の効果を示す特性図である。 第２実施形態による、エンジンが４気筒エンジンである場合における、エンジン回転速度と、エンジン振動の２次成分及び４次成分の周波数と、速度フィードバック制御の実施可否と、についての関係を示した表である。 第２実施形態による速度フィードバック制御を説明するフローチャートである。 第２実施形態によるエンジン回転速度に基づいてゲインＧを算出するテーブルである。 プリロードと、小端部弾性体の変形量と、の関係を示す図である。 ドライブシャフトトルクと、ロッド剛体共振の共振周波数と、の関係を示す図である。 第３実施形態による速度フィードバック制御を説明するフローチャートである。 第３実施形態によるエンジン回転速度とドライブシャフトトルクとに基づいてゲインＧを算出するマップである。 二重防振効果が得られる比較例のトルクロッドの平面図である。 二重防振効果が得られる比較例のトルクロッドによる伝達力の周波数特性図である。 二重防振効果が得られる比較例のトルクロッドの物理モデルを示すダイアグラムである。

以下、図面を参照して本発明の一実施形態について説明する。

（第１実施形態）
図１は、本発明の第１実施形態によるエンジンマウント構造を示す斜視図である。図１において、矢印Ａの示す方向が車両前方である。

エンジン１は、車両のエンジンルーム内に横置きに配置される。エンジン１は、ピストンの上下動によって生じる振動の基本次数成分で不平衡慣性力が作用せず、主にエンジントルク変動の反力のみが作用するエンジンである。このようなエンジンには、例えば２次バランサ付き４気筒エンジンやＶ型６気筒エンジンがある。エンジン１には、動力伝達装置２が連結される。

動力伝達装置２は、エンジントルクを増減させて、車両の左右の前輪を回転させるドライブシャフトに伝達する。具体的には、動力伝達装置２は、トルクコンバータ、変速機及び終減速機を備え、エンジントルクに変速機及び終減速機のギヤ比を乗じたドライブシャフトトルクをドライブシャフトに伝達する。

エンジン１及び動力伝達装置２は、エンジン１の重心よりも上側の２箇所を、右側エンジンマウント３と左側エンジンマウント４とによって車体に固定支持される。右側エンジンマウント３は、車両の右側からエンジン１を支持する。左側エンジンマウント４は、車両の左側から動力伝達装置２を支持する。このように、エンジン１及び動力伝達装置２を降り子状に吊り下げて支持するマウント構造は、ペンデュラム方式と呼ばれる。

ペンデュラム方式のエンジンマウント構造では、エンジン１が、運転中の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傾く。この傾きを防止し、エンジン１の振動が車体に伝達するのを抑制するために、アッパトルクロッド５ａと、ロアトルクロッド５ｂと、が設けられる。

アッパトルクロッド５ａは、車両の右上側に設けられ、一端がエンジン１に連結され、他端が車体（図示せず）に連結される。

ロアトルクロッド５ｂは、車両の左下側に設けられ、一端が動力伝達装置２に連結され、他端が車体６に連結される。

アッパトルクロッド５ａ及びロアトルクロッド５ｂの構成はそれぞれ同様である。そのため、以下では、アッパトルクロッド５ａとロアトルクロッド５ｂとを特に区別する必要がないときは、総称してトルクロッド５という。

２次バランサ付き４気筒エンジンやＶ型６気筒エンジンに対しては、エンジン振動の基本次数成分で不平衡慣性力が作用せず、主にエンジントルク変動の反力のみが作用する。したがって、基本次数成分ではトルクロッド５を介して車体に伝達する振動によって、車内音・車内振動が発生することを、本件発明者らが知見した。さらに、主に車両が加速するときに基本次数成分の整数倍の高次成分で構成される約１０００［Ｈｚ］までの車内音が乗員にとって問題となることを、本件発明者らが知見した。

そこで本発明者は、エンジン１及び動力伝達装置２からトルクロッド５を介して車体に伝達する振動を低減するために、トルクロッド５を二重防振効果が得られる構成とした上で、さらに振動を低減可能な構造を追加した振動低減装置を提案する。

以下では、まず二重防振効果が得られる比較例のトルクロッド１００の構成を説明する。

図１６は、二重防振効果が得られる比較例のトルクロッド１００の平面図である。

図１６に示されるトルクロッド１００でも、二重防振効果によって、ある程度の防振効果は期待できる。この点について説明する。

トルクロッド１００は、ロッド軸部５１の一端に形成される大端部５２と、ロッド軸部５１の他端に形成される小端部５３と、を備える。

大端部５２は、大端部外筒５２１と、大端部内筒５２２と、大端部弾性体５２３と、を備える。

大端部外筒５２１は、ロッド軸部５１に溶接される円筒状の部材である。

大端部内筒５２２は、大端部外筒５２１と同心となるように配置される円筒状の部材である。大端部内筒５２２にボルトを挿通することで、大端部５２がエンジン１又は動力伝達装置２に固定される。

大端部弾性体５２３は、大端部外筒５２１と大端部内筒５２２との間に介装されて、外筒５２１と内筒５２２とを連結する。大端部弾性体５２３は、例えば弾性ゴムであり、弾性のみならず減衰性をも合わせ持つ。

小端部５３も、基本構造は大端部５２と同じである。すなわち、小端部５３は、ロッド軸部５１の他端に溶接される小端部外筒５３１と、小端部外筒５３１と同心に配置される小端部内筒５３２と、小端部外筒５３１と小端部内筒５３２との間に介装されて小端部外筒５３１と小端部内筒５３２とを連結する小端部弾性体５３３と、を備える。

大端部５２と小端部５３とでは、外筒及び内筒の径が相違する。すなわち、小端部外筒５３１の径は、大端部外筒５２１の径よりも小さい。小端部内筒５３２の径は、大端部内筒５２２の径よりも小さい。さらに、小端部弾性体５３３の剛性は、大端部弾性体５２３の剛性よりも大きい。

前述したように、大端部外筒５２１及び小端部外筒５３１がロッド軸部５１に溶接、すなわち剛体結合される。そこで以下では、ロッド軸部５１に大端部外筒５２１及び小端部外筒５３１が溶接されたものを、適宜、ロッド剛体という。

図１７は、トルクロッド１００の伝達力の周波数特性を示す図である。

図１７に実線で示すように、トルクロッド１００には２つの共振点が現れる。

ひとつはエンジン剛体共振Ａである。エンジン剛体とは、エンジン１に大端部内筒５２２を剛体結合したものである。エンジン剛体共振Ａの共振周波数は、エンジン質量と、大端部弾性体５２３の特性とで決まる。

もうひとつは、ロッド剛体共振Ｂである。ロッド剛体共振Ｂの共振周波数は、ロッド剛体の質量（すなわちロッド軸部５１と大端部外筒５２１と小端部外筒５３１の質量）と、小端部弾性体５３３の特性とで決まる。

一般的な車両用エンジンは、曲げ、捩りの１次の共振周波数ｆ₃が２８０［Ｈｚ］〜３５０［Ｈｚ］程度である。そこで、エンジン剛体共振Ａの共振周波数及びロッド剛体共振Ｂの共振周波数が、エンジン１の曲げ、捩りの共振周波数ｆ₃よりも小さくなるように、大端部弾性体５２３の特性と、ロッド軸部５１と大端部外筒５２１と小端部外筒５３１の質量と、小端部弾性体５３３の特性と、を設定する。

図１７に示されるように、エンジン剛体共振Ａの共振周波数は、ほぼゼロに近い周波数ｆ₁［Ｈｚ］に調整される。ロッド剛体共振Ｂの共振周波数は、２００［Ｈｚ］に近い周波数ｆ₂［Ｈｚ］に調整される。

このように調整されれば、エンジン１の曲げ、捩りの共振振動は、まず大端部弾性体５２３で防止され、次に小端部弾性体５３３で防止される。したがってエンジン１の曲げ、捩りの共振振動は、二重に防振されて、車体への伝達が抑制される。

このように、比較例のトルクロッド１００であっても、二重防振効果によって、ある程度の防振効果が期待される。しかしながら、さらなる防振効果を得ることは難しい。この点ついて説明する。

トルクロッド１００でさらなる防振効果を得るために、ロッド剛体共振Ｂを抑制することを考える。なおエンジン剛体共振Ａは無視する。ロッド剛体共振Ｂを抑制するには、小端部５３の弾性体の減衰項を増大させるとよい。

しかしながら、小端部弾性体５３３の減衰項を増大させると、図１７に破線で示されるように、ロッド剛体共振Ｂ付近では、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、高周波域では却って伝達力が大きくなり伝達特性が悪化する。

このメカニズムは以下のように説明される。

図１８は、トルクロッド１００の物理モデルを示すダイアグラムである。

図示のモデルから、トルクロッド１００についての運動方程式は、次式（１）になる。

また、トルクロッド１００から車体への入力Ｆｔは、次式（２）になる。

トルクロッド１００における車体への伝達特性は、式（１）及び式（２）から、次式（３）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の絶対値が近づいて−ｍ_rω²とｋ_rとが相殺するので、車体への伝達特性は、式（３）の右辺の分母の減衰係数ｃ_rによることとなる。

したがって、減衰係数ｃ_rを大きくすれば、図１７に破線で示されるように、ロッド剛体共振Ｂ付近で、伝達力が下がりロッド剛体共振Ｂそのものは抑制される。

式（３）の右辺の分子は、小端部５３のロッド軸方向の剛性係数ｋ_rと、小端部５３のロッド軸方向の減衰係数ｃ_rとで決められる。通常の二重防振効果が得られる程度の減衰では、減衰係数ｃ_rが小さく、剛性係数ｋ_rが支配的である。ところが、分母の減衰係数ｃ_rを大きくしてロッド剛体共振Ｂを抑制しようとすると、分子の減衰係数ｃ_rも連動する。そして図１７に破線で示されるように、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への伝達力が却って大きくなり、高周波域側での車体への伝達特性が悪化する。

以上を踏まえて、図２を参照して本発明の第１実施形態による振動低減装置を説明する。

図２は、本発明の一実施形態による振動低減装置１０の概略構成図である。

振動低減装置１０は、トルクロッド５と、慣性マスアクチュエータ６と、加速度センサ７と、コントローラ８と、増幅アンプ９と、を備える。

トルクロッド５は、ロッド軸部５１が水平となるようにエンジン１又は動力伝達装置４に取り付けられる。トルクロッド５は、基本的には、図１６を参照して説明した二重防振効果を得られる比較例のトルクロッド１００と同様の構成であるが、ロッド軸部５１の中央に慣性マスアクチュエータ６を圧入するためのアクチュエータ室５４を備える点で相違する。比較例と同様の機能を有する部分については同じ符号を付して説明を省略する。

慣性マスアクチュエータ６は、シャフト６１と、固定子６２と、慣性マス（可動子）６３と、板バネ６４と、を備え、慣性マス６３をロッド軸方向に往復動させる直線運動型のアクチュエータである。

シャフト６１は、アクチュエータ室５４の内壁に圧入固定される。

固定子６２は、コア６２１と、上部インシュレータ６２２と、下部インシュレータ６２３と、コイル６２４と、上部永久磁石６２５と、下部永久磁石６２６と、を備える。

コア６２１は、略長方形状の薄い鋼板を軸方向に複数積層して構成したものであり、シャフトに挿入固定される中央部コア６２１ａと、中央部コア６２１ａから図中上側に延びて、シャフト６１の図中上側に位置する上部コアと、中央部コアコア６２１ａから図中下側に延びて、シャフト６１の図中下側に位置する下部コアと、を備える。

上部インシュレータ６２２は、上部コアの周囲を覆うようにコア６２１に取り付けられる。下部インシュレータ６２３は、下部コアの周囲を覆うようにコア６２１に取り付けられる。上部インシュレータ６２２及び下部インシュレータ６２３は同様の形状をしており、絶縁樹脂等で形成される。

コイル６２４は、上部インシュレータ６２２及び下部インシュレータ６２３の外周に巻回される。これにより、コア６２１とコイル６２４とが絶縁される。コイル６２４は、上部インシュレータ６２２及び下部インシュレータ６２３のそれぞれに巻回されたコイル６２４に流れる電流が同方向となるように結線される。

上部永久磁石６２５は、軸方向右側がＮ極、軸方向左側がＳ極となるように、上部インシュレータ６２２の上面に設けられる。

下部永久磁石６２６は、軸方向右側がＳ極、軸方向左側がＮ極となるように、かつ、上部永久磁石６２５と対向するように、下部インシュレータ６２３の下面に設けられる。

上部永久磁石６２５と下部永久磁石６２６とをこのように配置することで、上部永久磁石６２５と下部永久磁石６２６との間で、上部永久磁石６２５のＮ極から下部永久磁石６２６のＳ極に向かう磁界と、下部永久磁石６２６のＮ極から上部永久磁石６２５のＳ極に向かう磁界と、が発生する。

慣性マス６３は、角筒形状の薄い鋼板を軸方向に複数積層して構成したものであり、固定子６２の外周を覆うように設けられる。慣性マス６３の軸方向中央近傍には、固定子６２に向かって突出する突出部６３ａが設けられる。慣性マス６３と固定子６２との間には、所定の間隔が空けられる。慣性マス６３は、その軸方向両側面に固定部材によって固定された２枚の板バネ６４によって支持される。

板バネ６４は、略長方形状をしており、中央部に設けられた挿入孔にシャフト６１を通すことでシャフト６１に固定される。板バネ６４は、比較的剛性の小さい弾性部品である。

慣性マス６３は、剛性が比較的小さい板バネ６４で支持されるので、ロッド軸方向の共振周波数は、１０［Ｈｚ］から１００［Ｈｚ］までの低い範囲である。４気筒エンジン１のアイドル回転速度２次の振動周波数は約２０［Ｈｚ］であるので、慣性マス６３の共振周波数が１０［Ｈｚ］であれば、慣性マス６３は、エンジン１の運転条件にかかわらず共振しない。しかしながら、慣性マス６３の共振周波数が１０［Ｈｚ］になるには、慣性マス６３が非常に重くなる。慣性マス６３を重くすることが困難な場合には、ロッド剛性共振Ｂ（本実施形態では２００［Ｈｚ］）の約半分の周波数よりも、慣性マス６３の共振周波数を低く設定すれば、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が十分に抑制される。

慣性マスアクチュエータ６は、上記のように構成されて、コイル６２４に電流を流したときに発生する磁界と、上部永久磁石６２５及び下部永久磁石６２６によって発生する磁界と、によってリアクタンストルクを発生させて、軸方向に慣性マス６３をコイル６２４に引き付ける。これにより、弾性部材である板バネ６４が変形して慣性マス６３が軸方向に移動する。

慣性マス６３をコイル６２４に引き付ける力は、コイル６２４に流れる電流を高くすれば大きくなる。また、慣性マス６３をコイル６２４に引き付ける方向は、コイル６２４に流れる電流の向きを変えれば反対となる。したがって、コイル６２４に流れる電流の向き及び方向を制御することで、慣性マス６３を軸方向に往復移動させることができる。

加速度センサ７は、ロッド軸部５１に取り付けられ、トルクロッド５の軸方向の振動の加速度（以下「トルクロッド５の軸方向加速度」という。）を検出する。

コントローラ８は、中央演算装置（ＣＰＵ）、読み出し専用メモリ（ＲＯＭ）、ランダムアクセスメモリ（ＲＡＭ）、及び入出力インタフェース（Ｉ／Ｏインタフェース）を備えたマイクロコンピュータで構成される。

コントローラ８には、エンジン１の吸気量を検出するエアフローセンサ８１やクランク角に基づいてエンジン回転速度を検出する回転速度センサ８２からの信号のほか、エンジン１の運転状態を検出する各種センサからの検出信号が入力される。また、コントローラ８には、加速度センサ７からの信号、すなわちトルクロッド５の軸方向加速度が入力される。コントローラ８は、バンドパスフィルタによって、入力されたトルクロッド５の軸方向加速度信号のうちの所定の周波数の信号を通過させ、それ以外の周波数の信号をカットする。

具体的には、バンドパスフィルタは、少なくともロッド剛体共振Ｂの共振周波数ｆ₂を含み、防振域の下限周波数ｆ₅（図５参照）を通過させる。なお防振域の下限周波数とは、伝達率が１倍となる周波数であり、具体的にはロッド剛体共振Ｂの共振周波数ｆ₂に対して所定値（√２）を乗じて求まる周波数である。さらに望ましくは、バンドパスフィルタは、制御が発散しない上限（たとえば４００［Ｈｚ］）までの信号を通過させる。換言すれば、バンドパスフィルタは、制御が発散しない上限（たとえば４００［Ｈｚ］）を超える周波数の信号は通過させない。

また、バンドパスフィルタは、慣性マス６３のロッド軸方向の共振周波数以上の周波数を通過させる。換言すれば、バンドパスフィルタは、慣性マス６３のロッド軸方向の共振周波数よりも低い周波数を通過させない。なお、慣性マス６３のロッド軸方向の共振周波数は、慣性マス６３の質量や板バネ６４の剛性によって決まり、１０［Ｈｚ］から１００［Ｈｚ］程度である。なお、前述したように、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２０［Ｈｚ］なので、慣性マス６３のロッド軸方向の共振周波数を２０［Ｈｚ］にすると連成する可能性がある。そこで連成を避けるようにバンドパスフィルタの通過周波数を設定することがさらに望ましい。

このようにするので、本実施形態では、余計な周波数では制御しない。したがって制御安定性が高まるとともに、余分な電力消費を抑えつつ狙いの周波数範囲で確実に伝達力を抑制することができる。

また、コントローラ８は、バンドパスフィルタから出力されたトルクロッド５の軸方向加速度に乗じるゲインＧを算出する。

増幅アンプ９は、コントローラ８から出力されたトルクロッド５の軸方向加速度信号をコントローラ８で算出されたゲインＧに基づいて増幅させて出力し、慣性マスアクチュエータ６のコイル６２４に印加して、電圧制御を行う。増幅アンプ９は、例えばオペアンプである。

これについてさらに説明する。

図３は、増幅アンプ９と慣性マスアクチュエータ６とを機能的に表現したブロックダイアグラムである。

トルクロッド５の軸方向加速度ｄ²ｘ_r／ｄｔ²は、加速度センサ７によって検出される。

増幅アンプ９は、トルクロッド５の軸方向加速度ｄ²ｘ_r／ｄｔ²に対して、ゲイン−Ｇを乗算して−Ｇ・ｄ²ｘ_r／ｄｔ²を出力する。

慣性マスアクチュエータ６では、コイル６２４が積分器として作用する。そのため慣性マスアクチュエータ６は、−Ｇ・ｄｘ_r／ｄｔを出力する。この結果、慣性マスアクチュエータ６の発生する力Ｆａは、トルクロッド５の軸方向速度ｄｘ_r／ｄｔに比例し、向きが加速度とは逆になる。つまり、制御対象であるトルクロッド５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４は、振動低減装置の物理モデルを示すダイアグラムである。

本実施形態では、ロッド剛体共振Ｂを抑制することを考え、エンジン剛体共振Ａは無視する。また慣性マス６３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４の物理モデルでは、Ｃ点とＤ点とを平均した位置であるＥ点を「慣性マス６３の取り付け点」として扱う。

図示のモデルから、トルクロッド５についての運動方程式は、次式（４）になる。

また、トルクロッド５から車体への入力Ｆｔは、次式（５）になる。

また本実施形態では、慣性マスアクチュエータ６は、次式（６）で表される力Ｆａを発生する。

式（６）から判るように、慣性マスアクチュエータ６の発生力Ｆａは、トルクロッド５の軸方向変位ｘ_rの一階微分値、すなわちトルクロッド５の軸方向速度ｄｘ_r／ｄｔに比例する。

式（４）に式（６）を代入すると、次式（７）が得られる。

式（７）から、トルクロッド５の減衰項がｃ_rからｃ_r＋Ｇに増大することが判る。

このように本実施形態によれば、二重防振効果が得られるトルクロッド１００に対して、慣性マスアクチュエータ６を追加したトルクロッド５を用いる。そしてコントローラ８及び増幅アンプ９によって速度フィードバック制御する。このときの車体への伝達特性は、式（５）及び式（７）から次式（８）になる。

式（８）では、右辺の分母の減衰項の係数は、ｃ_r＋Ｇとなる一方で、右辺の分子の減衰項の係数はｃ_rであって変化しないので、分母の減衰係数の増大の影響を受けない。

このようにすることで、大端部５２を介して伝達する、エンジン１からの入力Ｆｅにのみ影響するように、減衰係数を増大させることができ、伝達力が低下する。

したがって、図５に示す振動低減装置１０による伝達力の周波数特性の図において一点鎖線で示したように、ロッド剛体共振Ｂを抑制できるとともに、ロッド剛体共振Ｂの共振周波数ｆ₂を超える周波数域でも防振効果を得ることができる。なお、小端部５３のロッド軸方向の減衰係数ｃ_rは、通常の二重防振効果が得られる程度、すなわち、ロッド剛体共振Ｂよりも高い周波数域で伝達力を十分に抑制できる程度の値である。

また、バンドパスフィルタを通過し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による伝達力が増大しなくなる程度の値に設定される。

図６は、エンジン回転速度が３０００［ｒｐｍ］の条件でアクセルペダルを一杯まで踏み込んで加速したときの２００［Ｈｚ］から１０００［Ｈｚ］までの車内音の合計の騒音レベルを示すダイアグラムである。

図６を見ると、本実施形態の構成によれば、二重防振の効果が得られるだけの比較形態よりも騒音レベルを低下できていることが判る。

以上は、主にエンジン１から車体に伝達される中周波域から高周波域にかけての振動を低減することを考えたものであった。

次は、さらにエンジン１から車体に伝達される低周波域の振動を低減することを考える。そのような振動は、こもり音として伝達される。

こもり音は、エンジン振動の基本次数成分によって発生する。４気筒エンジンであれば、基本次数成分は２次成分である。６気筒エンジンであれば、基本次数成分は３次成分である。

こもり音に対しては、以下のように対策する。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７に例示するマップを用意する。そしてエンジン回転速度でこのマップを検索して振幅の大きさと位相を求める。そして次式（９）によって、エンジン回転速度に最適な加振力Ｆを設定する。

そして式（６）のアクチュエータの発生力Ｆａに対して、式（９）の加振力Ｆを加える。

このように、アクチュエータの発生力Ｆａに対して、式（９）の加振力Ｆを追加することで、図８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、アクチュエータの発生力Ｆａに対して、式（９）の加振力Ｆを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。

以上説明した本実施形態によれば、トルクロッド５は、ロッド剛体の共振周波数がエンジン１の曲げ捩り共振周波数よりも低く、また慣性マスアクチュエータ６によって、トルクロッド５の軸方向速度に比例した力を発生させて、慣性マス６３をトルクロッド５の軸方向に往復動させる。そのため、小端部弾性体５３３の減衰特性を維持したままでトルクロッド５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、二重防振とを両立できる。

また本実施形態によれば、バンドパスフィルタによって、トルクロッド５の軸方向の加速度信号（又は速度信号）のうち、少なくともロッド剛体共振の共振周波数を含む所定の周波数範囲の信号を通過させるがその範囲から外れる信号を通過させない。そしてバンドパスフィルタを通過した信号に基づいてトルクロッド５の軸方向速度に比例した力を、慣性マスアクチュエータ６が発生する。このようにしたので、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付近の伝達力を抑制できる。

さらに本実施形態によれば、所定の周波数範囲は、ロッド剛体共振Ｂの周波数ｆ₂よりも高周波数側に存在する防振域（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できる。

さらにまた本実施形態によれば、所定の周波数範囲は、ロッド剛体共振Ｂの共振周波数ｆ₂よりも低周波数側に存在する、慣性マス６３のロッド軸方向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。

また本実施形態によれば、弾性部品（板バネ６４）は、慣性マス６３の共振周波数がロッド剛体共振周波数ｆ₂の１／２よりも小さくなるように弾性係数が定められるので、慣性マス６３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。

さらに本実施形態によれば、ロッド剛体は、ロッド軸部５１と、エンジン取付部（大端部５２）の構成部品であってロッド軸部５１の一端に固設される外筒５２１と、車体取付部（小端部５３）の構成部品であってロッド軸部５１の他端に固設される外筒５３１と、を含み、ロッド剛体の共振周波数がエンジン１の曲げ捩り共振周波数よりも低くなるように、ロッド剛体の質量、及び、車体取付部の構成部品であって車体取付部外筒の内側に設けられる弾性体５３３の特性が設定されているので、内外筒ブッシュ構造において二重防振に適したロッド剛体共振周波数ｆ₂を設定できる。

また本実施形態によれば、ペンデュラム方式でマウントされるエンジン１１に取り付けられるので、主に入力が入る伝達経路で制御できるため、大きな振動・騒音低減効果が得られる。

さらに本実施形態によれば、トルクロッド５は、ロッド軸部５１が水平に車載される。したがって慣性マスアクチュエータ６が慣性マス６３を動かすときに、重力の影響を避けることができる。また板バネ６４と慣性マス６３との固定部分は、重力方向と平行である。これによっても、慣性マスアクチュエータ６が慣性マス６３を動かすときに、重力の影響を避けることができる。

（第２実施形態）
次に、本発明の第２実施形態について説明する。本実施形態は、エンジン回転速度に応じて速度フィードバック制御を実施するかどうかを判断する点で第１実施形態と相違する。以下、その相違点を中心に説明する。なお、以下に示す各実施形態では前述した第１実施形態と同様の機能を果たす部分には、同一の符号を用いて重複する説明を適宜省略する。

エンジン運転時にピストンの上下動によって生じる振動の基本次数成分及び高次成分は、エンジン回転速度に応じて変化する。ここで高次成分とは、前述したように基本次数成分の整数倍の成分のことをいう。４気筒エンジンであれば基本次数成分が２次成分となるので、高次成分は、４次成分、６次成分・・・となる。６気筒エンジンであれば基本次数が３次成分となるので、高次成分は、６次成分、９次成分・・・となる。

図９は、エンジンが４気筒エンジンである場合における、エンジン回転速度と、エンジン振動の２次成分及び４次成分の周波数と、速度フィードバック制御の実施可否と、についての関係を示した表である。なお、６次成分以上の高次成分（６気筒エンジンであれば９次成分以上に高次成分）については、振動の振幅や振動エネルギーが低くあまり問題とならないため、記載を省略している。

図９に示すように、エンジン振動の２次成分の周波数は、エンジン回転速度が６０００[ｒｐｍ]のときに、ロッド剛体共振Ｂの共振周波数ｆ₂[Ｈｚ]に略一致する２００[Ｈｚ]となる。一方、エンジン振動の４次成分の周波数は、エンジン回転速度が３０００[ｒｐｍ]のときに、ロッド剛体共振Ｂの共振周波数ｆ₂[Ｈｚ]に略一致する２００[Ｈｚ]となる。

したがって、エンジン振動の２次成分及び４次成分の周波数が、ロッド剛体共振Ｂの共振周波数ｆ₂[Ｈｚ]に略一致する２００[Ｈｚ]前後の値になったときに、速度フィードバック制御を実施してやれば、前述した図５に一点鎖線で示すようにロッド剛体共振Ｂを抑制することができる。

つまり、エンジン振動の４次成分の周波数がロッド剛体共振Ｂの共振周波数ｆ₂[Ｈｚ]前後となるエンジン回転速度が３０００[ｒｐｍ]前後の領域と、エンジン振動の２次成分の周波数がロッド剛体共振Ｂの共振周波数ｆ₂[Ｈｚ]前後となるエンジン回転速度が６０００[ｒｐｍ]前後の領域と、で速度フィードバック制御を実施してやればロッド剛体共振Ｂを抑制することができる。

そこで本実施形態では、図９に示すように、エンジン振動の４次成分の周波数がロッド剛体共振Ｂの共振周波数ｆ₂[Ｈｚ]前後となるエンジン回転速度が２６００[ｒｐｍ]から３４００[ｒｐｍ]の間で速度フィードバック制御を実施する。また、エンジン振動の２次成分の周波数がロッド剛体共振Ｂの共振周波数ｆ₂[Ｈｚ]前後となるエンジン回転速度が５０００[ｒｐｍ]から７０００[ｒｐｍ]の間で速度フィーバック制御を実施する。本実施形態では速度フィードバック制御を実施するときは、ゲインＧを１に設定する。

そして、エンジン回転速度がそれ以外の場合には、速度フィードバック制御を実施しない。本実施形態では速度フィードバック制御を実施しないときは、ゲインＧを０に設定する。

このようにしても、エンジン回転速度が２６００[ｒｐｍ]以下の領域（以下「低回転領域」という。）では、エンジン振動の２次成分及び４次成分の周波数が１６０[Ｈｚ]以下であり、図５に実線で示すように、速度フィードバック制御を実施しなくても通常の二重防振効果によって伝達力を抑制できる。また、エンジン回転速度が３６００[ｒｐｍ]から４８００[ｒｐｍ]の間では、速度フィードバック制御をしない場合よりも伝達力の抑制効果は低下するが、図５に実線で示す程度の通常の二重防振効果による伝達力の抑制効果を得ることができる。

そして、使用頻度の高い低回転領域での速度フィードバック制御の実施を防止することで、慣性マスアクチュエータ６を駆動するために消費する電力量を抑制できるため、燃費を向上させることができる。

図１０は、本実施形態による速度フィードバック制御を説明するフローチャートである。コントローラ８は、このルーチンを所定の演算周期（例えば１０ｍｓ）ごとに繰り返し実行する。

ステップＳ１において、コントローラ８は、加速度センサ７によってトルクロッド５の軸方向加速度を検出する。

ステップＳ２において、コントローラ８は、回転速度センサ８２によってエンジン回転速度を検出する。

ステップＳ３において、コントローラ８は、図１１のテーブルを参照してエンジン回転速度に基づいてゲインＧを算出する。図１１に示すように、コントローラ８は、エンジン回転速度が２６００[ｒｐｍ]から３４００[ｒｐｍ]の間と５０００[ｒｐｍ]から７０００[ｒｐｍ]の間でゲインＧを所定の値（本実施形態では１）に設定する。そして、エンジン回転速度がそれ以外のときは、ゲインＧを０に設定する。

ステップＳ４において、コントローラ８は、バイパスフィルタを通過させたトルクロッド５の軸方向加速度信号に、増幅アンプ９によってゲインＧを乗じて増幅させた信号で慣性マスアクチュエータ６を駆動する。

以上説明した本実施形態によれば、エンジン振動の２次成分及び４次成分の周波数が、ロッド剛体共振Ｂの共振周波数ｆ₂[Ｈｚ]に略一致する２００[Ｈｚ]前後の値となるエンジン回転速度領域でのみ、速度フィードバック制御を実施することにした。

つまり、ロッド剛体共振Ｂの発生するエンジン回転速度領域でのみ速度フィードバック制御を実施することとした。したがって、不要な領域で速度フィードバック制御を実施しないので、慣性マスアクチュエータ６を駆動するために消費する電力量を抑制して燃費を向上させることができるとともに、ロッド剛体共振Ｂについては確実に抑制することができる。

また、速度フィードバック制御を実施しないエンジン回転速度領域では、通常の二重防振の効果が得られる。したがって、本実施形態においても、ロッド剛体共振Ｂの抑制と、二重防振と、を両立することができる。

そしてまた、速度フィードバック制御を実施しないエンジン回転速度領域の中でも、エンジン振動の２次成分及び４次成分の周波数がロッド剛体共振Ｂの共振周波数ｆ₂[Ｈｚ]よりも低くなる領域は、比較的使用頻度の高い低回転領域である。したがって、使用頻度の高い低回転領域での速度フィードバック制御の実施を防止することで、慣性マスアクチュエータ６を駆動するために消費する電力量をより効果的に抑制でき、燃費を向上させることができる。

（第３実施形態）
次に、本発明の第３実施形態について説明する。本実施形態は、エンジン回転速度とドライブシャフトトルクとに応じて速度フィードバック制御を実施するかどうかを判断する点で第２実施形態と相違する。以下、その相違点を中心に説明する。

前述したように、ペンデュラム方式のエンジンマウント構造では、エンジン１及び動力伝達装置２が、運転中の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傾く。トルクロッド５によってこの傾きを防止しているが、そのときにトルクロッド５の弾性体５２２，５２３がエンジン１及び動力伝達装置２から押し付け力（プリロード）を受けて変形する。プリロードは、動力伝達装置２から最終的に出力されるドライブシャフトトルクが大きくなるほど大きくなる。

図１２は、プリロード［Ｎ］と、小端部弾性体５３３の変形量［ｍｍ］と、の関係を示す図である。

図１２に示すように、小端部弾性体５３３の変形量は、上に凸な弧を描くようにしてプリロード、すなわちドライブシャフトトルクが大きくなるほど大きくなる。このように、小端部弾性体５３３は、プリロードに対して非線形な剛性を有している。

小端部弾性体５３３は、変形量が大きくなるほど硬くなる。つまり、小端部弾性体５３３のバネ係数ｋ_rは、小端部弾性体５３３の変形量が大きくなるほど大きくなる。

このように、小端部弾性体５３３のバネ係数ｋ_rは、ドライブシャフトトルクに応じて変化する。換言すれば、小端部弾性体５３３の特性がドライブシャフトトルクに応じて変化する。そのため、ロッド剛体共振Ｂの共振周波数は、前述したようにロッド剛体の質量と小端部弾性体５３３の特性とで決まるので、ロッド剛体共振Ｂの共振周波数がドライブシャフトトルクに応じて変化する。

図１３は、ドライブシャフトトルク[Ｎｍ]と、ロッド剛体共振Ｂの共振周波数[Ｈｚ]と、の関係を示す図である。

図１３に示すように、ロッド剛体共振Ｂの共振周波数は、下に凸な弧を描くようにしてドライブシャフトトルクが大きくなるほど大きくなる。これは、ドライブシャフトトルクが大きくなるほど小端部弾性体５３３のバネ係数ｋ_rが小端部弾性体５３３の非線形な剛性にしたがって大きくなり、小端部弾性体５３３が硬くなるためである。

そこで本実施形態では、ドライブシャフトトルクに応じて変化するロッド剛体共振Ｂの共振周波数にあわせて、速度フィードバック制御を実施するエンジン回転速度を変化させる。

図１４は、エンジン回転速度とドライブシャフトトルクとからゲインＧを算出するマップである。

図１４に破線で示すように、このマップは、ドライブシャフトトルクが大きくなるほど、速度フィードバック制御を実施する領域が図中右側にずれていくような構成となっているマップである。

図１５は、本実施形態による速度フィードバック制御を説明するフローチャートである。コントローラ８は、このルーチンを所定の演算周期（例えば１０ｍｓ）ごとに繰り返し実行する。

ステップＳ１、Ｓ２、Ｓ４の処理については第２実施形態と同様の処理を実施しているので、ここでは説明を省略する。

ステップＳ１１において、コントローラ８は、ドライブシャフトトルクを算出する。具体的には、吸気量に基づいてエンジントルクを算出し、それに動力伝達装置２のギヤ比を乗じて算出する。

ステップＳ１２において、コントローラ８は、前述した図１４のマップを参照して、エンジン回転速度とドライブシャフトトルクとに基づいて、ゲインＧを算出する。

以上説明した本実施形態によれば、ドライブシャフトトルクに応じて変化するロッド剛体共振Ｂの共振周波数にあわせて、速度フィードバック制御を実施するエンジン回転速度領域を変化させる。

これにより、ドライブシャフトトルクに応じてロッド剛体共振Ｂの共振周波数がｆ₂[Ｈｚ]から変化しても、エンジン振動の２次成分及び４次成分の周波数がその変化したロッド剛体共振Ｂの共振周波数に略一致するエンジン回転速度領域で速度フィードバック制御を実施することができる。

したがって、第２実施形態と同様の効果が得られるほか、ロッド剛体共振Ｂをより確実に抑制することができる。

なお、本発明は上記の実施形態に限定されずに、その技術的な思想の範囲内において種々の変更がなしうることは明白である。

例えば、上記第２及び第３実施形態では、速度フィードバック制御を実施しないときはゲインＧを０に設定していたが、これに限られるものではない。速度フィードバック制御を実施するときと比べてゲインＧの値を小さくすれば、電力消費量を抑制して燃費を向上させることができる。

また、上記第３実施形態では、エンジン回転速度とドライブシャフトトルクとに応じて設定されたマップを参照してゲインＧを算出していたが、これに限られるものではない。エンジン回転速度に基づき算出したゲインＧに、ドライブシャフトトルクに応じた補正値を加えても良い。

１ エンジン
２ 動力伝達装置
６ 慣性マスアクチュエータ（アクチュエータ）
８ コントローラ（アクチュエータ制御器）
９ 増幅アンプ（アクチュエータ制御器）
５１ ロッド軸部（ロッド剛体）
６３ 慣性マス
６４ 板バネ（弾性部品）
５２１ 大端部外筒（ロッド剛体）
５２３ 大端部弾性体（弾性体）
５３１ 小端部外筒（ロッド剛体）
５３３ 小端部弾性体（弾性体）

Claims (4)

1. エンジンと車体との間に、それぞれ弾性体を介して支持されて、共振周波数がエンジン剛体共振周波数よりも低く設定されたロッド剛体と、
   前記ロッド剛体に設けられ、前記ロッド剛体の軸方向に作用する力によって変形する弾性部品と、
   前記弾性部品に支持される慣性マスと、
   前記慣性マスをロッド剛体の軸方向に往復動させるアクチュエータと、
   エンジン振動の基本次数成分の周波数及び高次成分の周波数の少なくとも１つが、前記ロッド剛体の共振周波数に略一致するエンジン回転速度において、前記ロッド剛体の軸方向速度に比例した力を前記アクチュエータに発生させるアクチュエータ制御器と、
   を備える振動低減装置。
2. 前記アクチュエータ制御器は、前記ロッド剛体の軸方向速度に所定の比例係数を乗じた力を前記アクチュエータに発生させる、
   ことを特徴とする請求項１に記載の振動低減装置。
3. 前記アクチュエータ制御器は、エンジン振動の基本次数成分の周波数及び高次成分の周波数の少なくとも１つが、前記ロッド剛体の共振周波数に略一致するエンジン回転速度領域となった場合に、エンジン回転速度がそのエンジン回転速度領域以外にあるときよりも前記比例係数が大きくなるように、エンジン回転速度に基づいて前記比例係数を算出する、
   ことを特徴とする請求項２に記載の振動低減装置。
4. 前記アクチュエータ制御器は、エンジン振動の基本次数成分の周波数及び高次成分の周波数の少なくとも１つが、ドライブシャフトトルクに応じて変化する前記ロッド剛体の共振周波数に略一致するエンジン回転速度領域となった場合に、エンジン回転速度がそのエンジン回転速度領域以外にあるときよりも前記比例係数が大きくなるように、エンジン回転速度とドライブシャフトトルクとに基づいて前記比例係数を算出する、
   ことを特徴とする請求項２に記載の振動低減装置。

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