JP5500011B2 - 振動低減装置 - Google Patents

Description

本発明は、内燃機関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。

自動車の車体に入力される振動や騒音を抑制する技術として、特許文献１には、アクチュエータを用いてサスペンションアームを加振することで、サスペンションアームを介して車体に入力される振動を抑制する装置が開示されている。より具体的には、外筒部材と、この外筒部材に対して相対変位可能な軸部材と、軸部材を加振する電磁コイルを備える。そして、サスペンションアームから入力される振動に応じて軸部材を加振することで、車体の振動や振動に起因する騒音を能動的に抑制するものである。

特開２０００−００６６２８号公報

ところで、特許文献１に開示された装置は、外筒部材と慣性マスとして機能する軸部材との相対変位量が大きくなり易い構成、つまり慣性マスの変位量が大きくなり易い構成となっている。慣性マスの変位量が大きくなると、装置を収納するケースと慣性マスとが衝突して異音を発生するおそれがある。

この点について、特許文献１では、サスペンション部材に入力される振動荷重はエンジンマウント等に比べて十分に小さいため、有用な制振効果を得るために慣性マスの変位量が大きくなり過ぎることはなく、ケースと慣性マスが衝突するようなことはないとしている。

つまり、特許文献１に開示された装置を、エンジンマウントを介して車体に入力される振動を抑制するために適用すると、ケースと慣性マスが衝突して異音を発生するおそれがある。

そこで、本発明では、エンジンマウントを介して車体に入力される振動を能動的に抑制可能で、かつケースと慣性マスが衝突することがない装置を提供することを目的とする。

本発明の振動低減装置は、エンジン側に取り付けられる第１弾性体と、車体側に取り付けられる第２弾性体と、第１弾性体と第２弾性体を連結するロッドを備える。そして、ロッドに支持された慣性マスと、慣性マスをロッドの軸方向に往復動させるアクチュエータと、アクチュエータをロッドの軸方向変位の速度に比例した力を発生させるよう制御する制御手段とを備える。さらに、ロッドの軸方向の剛体共振周波数がエンジン弾性共振周波数より低周波数側に存在している。制御手段は、ロッドの軸方向変位の速度に比例した力をアクチュエータに発生させるとともに、エンジン回転速度がエンジン回転の基本次数の加振力周波数と慣性マスの共振周波数とが一致するエンジン回転速度の場合に、エンジン回転速度がエンジン回転の基本次数の加振力周波数と慣性マスの共振周波数とが一致しないエンジン回転速度の場合に比べて、ロッドの軸方向変位の速度に対するアクチュエータが発生する力の割合を低下させる。

本発明によれば、弾性体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。さらに、エンジン回転速度がエンジン回転の基本次数の加振力周波数と慣性マスの共振周波数とが一致するエンジン回転速度の場合に、一致しない場合に比べてアクチュエータが発生する力を低下させる。これにより、この共振周波数における慣性マスの変位増大を抑制でき、慣性マスがロッドに衝突することを防止できる。

ペンデュラム方式のエンジンマウント構造に本発明による振動低減装置の第１実施形態を適用した様子を示す概略斜視図である。 二重防振効果が得られるトルクロッドを示す平面図である。 二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。 トルクロッド１１の物理モデルを示すダイアグラムである。 車載状態のトルクロッドアッセンブリーを上方から見た平面図である。 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ブロックダイアグラムである。 大端部１１２にエンジン剛体共振Ａが生じているときの大端部１１２の外筒１１２ａの変形を拡大したダイアグラムである。 第１実施形態のトルクロッドアッセンブリーの物理モデルを示すダイアグラムである。 第１実施形態のトルクロッドアッセンブリーによる伝達力の周波数特性図である。 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の一例を示すダイアグラムである。 第１実施形態のこもり音の効果を示す特性図である。 第１実施形態の制御ルーチンを示すフローチャートである。 図１３の制御ルーチンを実行したときのエンジン回転速度及びゲイン指令値の変化を示すタイムチャートである。 図１３の制御ルーチンを実行した場合の慣性マスの振動振幅について示した図である。 図１３の制御ルーチンを実行したときのエンジン回転速度及びゲイン指令値の変化を示すタイムチャートの別の例である。 第２実施形態の制御ルーチンを示すフローチャートである。 図１７の制御ルーチンを実行したときのエンジン回転速度及びゲイン指令値の変化を示すタイムチャートである。 図１７の制御ルーチンを実行したときのエンジン回転速度及びゲイン指令値の変化を示すタイムチャートの別の例である。 第３実施形態の制御ルーチンを示すフローチャートである。 図２０の制御ルーチンを実行したときのエンジン回転速度及びゲイン指令値の変化を示すタイムチャートである。

以下本発明の実施形態を図面に基づいて説明する。

（第１実施形態）
図１は、ペンデュラム方式のエンジンマウント構造に本発明による振動低減装置の第１実施形態を適用した様子を示す概略斜視図である。

エンジン１は、エンジン回転の基本次数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。そのようなエンジンには、たとえば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ある。なお本実施形態では、車両右側がエンジンフロントである。

エンジン１から伝達する振動を低減する構造は、エンジン１を支持する構造の一部である。エンジン１は、重心よりも上の２箇所が右側エンジンマウント３と、左側エンジンマウント４と、によって支持される。右側エンジンマウント３は、車両右側からエンジン１を支持する。左側エンジンマウント４は、車両左側からエンジン１を支持する。このような支持方法が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。この傾きを防止するために、上側ロッド１１−１と、下側ロッド１１−２と、が設けられる。上側ロッド１１−１は、車両右上側に設けられ、一端がエンジン１に連結され、他端が車体２に連結される。上側ロッド１１−１は、ロッド軸部１１１が水平に取り付けられる。下側ロッド１１−２は、車両下側に設けられ、一端がエンジン１に連結され、他端が車体２に連結される。下側ロッド１１−２も、ロッド軸部１１１が水平に取り付けられる。

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、エンジン回転の基本次数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では、トルクを支持しているトルクロッド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から上側ロッド１１−１及び下側ロッド１１−２を介して車体に伝達する振動を低減するために、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新たなトルクロッドアッセンブリーを提案する。

なお上側ロッド１１−１及び下側ロッド１１−２の基本構造は同一である。そこで以下では特に区別する必要がないときはロッド１１として説明する。

（二重防振効果が得られる構成について）
図２は、二重防振効果が得られるトルクロッドを示す平面図である。

図２に示されるトルクロッド１１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。この点ついて説明する。

トルクロッド１１は、ロッド軸部１１１の両端が大端部１１２及び小端部１１３である。

大端部１１２は、外筒１１２ａと、内筒１１２ｂと、弾性体１１２ｃと、を含む。

外筒１１２ａは、ロッド軸部１１１に溶接される。

内筒１１２ｂは、外筒１１２ａと同心である。内筒１１２ｂは、図１に示されるようにボルト１８が挿通されてエンジン１に固定される。

弾性体１１２ｃは、外筒１１２ａと内筒１１２ｂとの間に介装される。弾性体１１２ｃは、たとえば弾性ゴムである。弾性体１１２ｃは、弾性のみならず減衰性をも合わせ持つ。

小端部１１３も基本構造は、大端部１１２と同じである。すなわち小端部１１３は、ロッド軸部１１１に溶接される外筒１１３ａと、外筒１１２ａと同心の内筒１１３ｂと、外筒１１２ａと内筒１１２ｂとの間に介装される弾性体１１３ｃと、を含む。

本実施形態では、大端部１１２と小端部１１３とでは、外筒及び内筒の径が相違する。すなわち、小端部１１３の外筒１１３ａの径は、大端部１１２の外筒１１２ａの径よりも小さい。小端部１１３の内筒１１３ｂの径は、大端部１１２の内筒１１２ｂの径よりも小さい。さらに、小端部１１３の弾性体１１３ｃの剛性は、大端部１１２の弾性体１１２ｃの剛性よりも大きい。

上述のように、大端部外筒１１２ａ及び小端部外筒１１３ａがロッド軸部１１１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１１１に大端部外筒１１２ａ及び小端部外筒１１３ａが溶接されたものを、適宜、ロッド剛体１１０と称する。

このようなトルクロッドには、図３に実線で示されるように、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、エンジンに大端部内筒１１２ｂ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１１２ｃ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１１０の質量、すなわちロッド軸部１１１と大端部外筒１１２ａと小端部外筒１１３ａの質量と、小端部弾性体１１３ｃの特性とで決まる。

一般的な車両用エンジンは、曲げ、捩りといった弾性の１次の共振周波数ｆ₃が２８０Ｈｚ〜３５０Ｈｚ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、エンジンの曲げ、捩りの共振周波数（以下、エンジン弾性共振周波数という）ｆ₃よりも小さくなるように、大端部弾性体１１２ｃの特性と、ロッド軸部１１１と大端部外筒１１２ａと小端部外筒１１３ａの質量と、小端部弾性体１１３ｃの特性と、を設定する。

本実施形態では、図３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、２００Ｈｚ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、エンジンの曲げ、捩りの共振振動（以下、エンジン弾性共振振動という）は、まず第１ブッシュで防止される。次に第２ブッシュで防止される。したがってエンジン弾性共振振動は、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、トルクロッド１１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１１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、小端部弾性体１１３ｃ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１１３ｃの減衰項を増大させると、図３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である。

図４は、トルクロッド１１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、ロッドについての運動方程式は、次式（１）になる。

また、ロッド１１から車体２への入力Ｆｔは、次式（２）になる。

トルクロッド１１における車体２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が相殺するので、車体２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３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、小端部のロッド軸方向の剛性係数ｋ_rと、小端部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３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２への伝達力が却って大きくなり、高周波域側での車体２への伝達特性が悪化する。

以上を踏まえて、図５を参照して本発明による振動低減装置の第１実施形態を説明する。なお図５は、車載状態のトルクロッドアッセンブリーを上方から見た平面図である。

振動低減装置１００は、トルクロッドアッセンブリー１０と、加速度センサ２１と、コントローラ２２と、電圧増幅回路２３と、を含む。

トルクロッドアッセンブリー１０は、トルクロッド１１と、板バネ１６と、慣性マス１５と、アクチュエータ１７と、を含む。トルクロッドアッセンブリー１０は、一端がエンジン１に連結され、他端が車体２に連結される。トルクロッドアッセンブリー１０は、ロッド軸部１１１が水平になるように取り付けられる。

トルクロッド１１は、トルクロッド筐体１９とトルクロッド軸部１１１を含む。トルクロッド筐体１９は、一端に大端部１１２が、他端に小端部１１３がそれぞれ形成され、大端部１１２と小端部１１３の間に空隙を有する。トルクロッド軸部１１１は、板バネ１６、慣性マス１５及びアクチュエータ１７が設けられた状態で、トルクロッド筐体１９の空隙に、大端部１１２と小端部１１３を結ぶ線に沿うように圧入される。

板バネ１６は、ロッド軸部１１１のエンジン側及び車体側に、２枚設けられる。板バネ１６は、弾性部品である。板バネ１６は、比較的剛性が小さい。

慣性マス１５は、ロッド軸部１１１の周囲に設けられる。慣性マス１５は、図１にも示されるように角筒型である。慣性マス１５は、ロッド軸部１１１と同軸である。慣性マス１５は、図５に示されるように、板バネ１６の左右両端に固定される。慣性マス１５の側壁の車体側端に、車体側の板バネが固定される。慣性マス１５の側壁のエンジン側端に、エンジン側の板バネが固定される。すなわち板バネ１６と慣性マス１５との固定部分は、紙面手前から奥に延びる。すなわち重力方向と平行である。慣性マス１５は、磁気を帯びた金属体である。慣性マス１５の断面は、左右対称であるとともに、上下対称である。慣性マス１５の重心は、ロッド１１の中心に一致している。慣性マス１５の内壁１５ａの一部は、アクチュエータ１７の永久磁石１７ｃに向けて凸である。

慣性マス１５は、剛性が比較的小さい板バネ１６で支持されるので、ロッド軸方向（図５の上下方向）の共振周波数は、１０Ｈｚから１００Ｈｚまでの低い範囲である。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であるので、慣性マス１５の共振周波数が１０Ｈｚであれば、慣性マス１５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１５の共振周波数が１０Ｈｚになるには、慣性マス１５が非常に重くなる。慣性マス１５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２００Ｈｚ）の約半分の周波数よりも、慣性マス１５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。ただし、ロッド剛性共振Ｂの周波数が慣性マス１５の共振周波数の整数倍、または整数分の１倍にならないようにする。こうすれば、エンジンの低次と高次の加振力が、それぞれ慣性マス共振とロッド剛体共振を同時に励起することがなくなるので、異音が発生し難くなる。

アクチュエータ１７は、慣性マス１５をロッド軸方向（図５の上下方向）に往復動させる直線運動型のアクチュエータである。アクチュエータ１７は、後述のように電圧増幅回路２３で増幅され逆符号とされた信号に基づいて力を発生する。これによって、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。

アクチュエータ１７は、慣性マス１５とトルクロッド軸部１１１との間の空間に設けられる。アクチュエータ１７は、コア１７ａと、コイル１７ｂと、永久磁石１７ｃとを含む。

コア１７ａは、角筒形状である。コア１７ａは、トルクロッド軸部１１１に固定される。コア１７ａは、複数の積層鋼鈑で構成される。コア１７ａは、コイル１７ｂの磁路を構成する。コア１７ａは、鋼鈑がトルクロッド軸部１１１の周囲に接着剤で固定されて、全体として角筒形状のコア１７ａになる。コイル１７ｂは、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をロッド軸方向に往復動する。

加速度センサ２１は、トルクロッド１１の軸方向の振動の加速度を検出する。加速度センサ２１は、トルクロッド１１の側面に取り付けられる。

コントローラ２２は、加速度センサ２１から入力する信号のうち、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フィルター機能を有する。具体的には、コントローラ２２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（２^1/2）を乗じて求まる周波数である。さらに望ましくは、コントローラ２２は、制御が発散しない上限（たとえば４００Ｈｚ）までの信号を通過させる。換言すれば、コントローラ２２は、制御が発散しない上限（たとえば４００Ｈｚ）を超える周波数の信号は通過させない。

またコントローラ２２は、慣性マス１５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フィルター機能を有する。換言すれば、コントローラ２２は、慣性マス１５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１５のロッド軸方向の共振周波数は、慣性マス１５の質量や板バネ１６の剛性によって決まり、１０Ｈｚから１００Ｈｚ程度である。なお上述のように、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２０Ｈｚであるので、慣性マス１５のロッド軸方向の共振周波数を２０Ｈｚ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コントローラ２２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、本発明では、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。

電圧増幅回路２３は、コントローラ２２から入力する信号を増幅する。すなわち電圧増幅回路２３は、加速度センサ２１によって検出された振動のロッド軸方向速度を増幅する。そして電圧増幅回路２３は、アクチュエータ１７のコイル１７ｂに印加して、電圧制御を行なう。電圧増幅回路２３は、たとえばオペアンプである。

これについてさらに説明する。

図６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ブロックダイアグラムである。

ロッド１１の軸方向加速度ｄ²ｘ_r／ｄｔ²は、加速度センサ２１によって検出される。

電圧増幅回路２３は、軸方向加速度ｄ²ｘ_r／ｄｔ²に対して、コントローラ２２で決定したゲイン−Ｇ及び係数Ｋを乗算して−Ｋ・Ｇ・ｄ²ｘ_r／ｄｔ²を出力する。

アクチュエータ１７では、コイル１７ｂが積分器として作用する。そのためアクチュエータ１７は、−Ｋ・Ｇ・ｄ²ｘ_r／ｄｔ²を出力する。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、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７は、大端部１１２にエンジン剛体共振Ａが生じているときの大端部１１２の外筒１１２ａの変形を拡大したダイアグラムである。

エンジン剛体共振Ａの共振周波数ｆ₁は、上述のようにゼロに近い。この場合は、大端部外筒１１２ａが大きく変形する。トルクロッド１１の振動が大端部外筒１１２ａの振動と一致しない。

図８は、トルクロッドアッセンブリーの物理モデルを示すダイアグラムである。

本発明では、ロッド剛体共振Ｂを抑制することを考え、エンジン剛体共振Ａは無視する。また慣性マス１５の実際の取付点は、図５においてはＣ点、Ｄ点の２箇所であるが、図８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１５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１１についての運動方程式は、次式（４）になる。

また、ロッド１１から車体２への入力Ｆｔは、次式（５）になる。

また本実施形態では、アクチュエータ１７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、アクチュエータ発生力Ｆａは、トルクロッド１１の軸方向変位ｘ_rの一階微分値、すなわちトルクロッド１１の軸方向速度に比例する。

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１１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１１に対して、慣性マス１５及びアクチュエータ１７を追加したトルクロッドアッセンブリー１０を用いる。そしてコントローラ２２及び電圧増幅回路２３によって速度フィードバック制御する。このときの車体２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１１２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、このようにすることで、図９に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。

なお小端部のロッド軸方向減衰係数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、コントローラ２２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１０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んで加速したときの２００Ｈｚから１０００Ｈｚまでの車内音の合計の騒音レベルを示すダイアグラムである。

図１０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２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２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、エンジン回転の基本次数に基づくエンジン振動によって発生する。４気筒エンジンの基本次数は、回転２次である。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、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１１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を設定する。

そして式（６）のアクチュエータ１７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１７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１２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１７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。

ここで、上述した振動低減装置の作用効果を説明する。

本実施形態によれば、ロッド１１は、ロッド剛体の共振周波数がエンジン弾性共振振動周波数よりも低く、またアクチュエータ１７によって、ロッド１１の軸方向速度に比例した力を発生して、慣性マス１５をロッドの軸方向に往復動させるので、小端部１１３の弾性体１１３ｃ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、二重防振とを両立できる。

また本実施形態によれば、フィルターによって、ロッド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。そしてフィルターを通過した信号に基づいてロッドの軸方向速度に比例した力を、アクチュエータが発生する。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１５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１６）は、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。

さらに本実施形態によれば、ロッド剛体は、ロッド軸部１１１と、エンジン取付部（大端部１１２）の構成部品であってロッド軸部の一端に固設される外筒１１２ａと、車体取付部（小端部１１３）の構成部品であってロッド軸部の他端に固設される外筒１１３ａと、を含み、ロッド剛体の共振周波数がエンジン弾性共振振動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１１３ｃ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１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、減衰低減装置１００は、トルクロッド軸部１１１が水平に車載される。したがってアクチュエータ１７が慣性マス１５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１６と慣性マス１５との固定部分は、重力方向と平行である。これによっても、アクチュエータ１７が慣性マス１５を動かすときに、重力の影響を避けることができる。

ところで、トルクロッドを介して車体に伝達する振動によって発生する車内音・車内振動を抑制するため、軸方向のロッド剛体共振周波数ｆ₂をエンジン弾性共振周波数以下にしている。そして、ロッド剛体共振Ｂについては、トルクロッド軸部１１１に配置したアクチュエータ１７によって共振レベルを抑制している。

本実施形態では、軸方向のロッド剛体共振周波数ｆ₂をエンジン弾性共振周波数以下にするために、小端部１１３の剛性を低下させている。小端部１１３の剛性が低くなると、エンジンのトルク変動の反力によって生じるエンジンを傾かせようとするトルクに抗してエンジンを支持するときの、トルクロッド１１の変位は大きくなる。また、小端部１１３の剛性を低くすると、ロッド剛体共振Ｂの減衰制御時に慣性マス１５の共振特性が増大する。このため、小端部１１３の剛性を低くすると、エンジン始動時及び停止時に、共振周波数における慣性マス１５の変位が大幅に増大し、その結果、慣性マス１５がトルクロッド筐体１９に衝突して異音を発生するおそれがある。

剛体共振及び慣性マス１５のそれぞれの振動振幅は、エンジン回転の基本次数、つまり直列４気筒エンジンであれば２次の加振力周波数が慣性マス１５の共振周波数以上の場合には、式（１０）、（１１）のように表される。なお、定常運転のような通常の運転状態は、式（１０）、（１１）で表される。

剛体共振の振動振幅＝ξ×エンジン加振力−制御量・・・（１０）
慣性マスの振動振幅＝制御量・・・（１１）
なお、ξは係数である。

一方、エンジン回転の基本次数の加振力周波数が慣性マス１５の共振周波数より低い場合には、式（１２）、（１３）のように表される。

剛体共振の振動振幅＝ξ×エンジン加振力＋η×外乱−制御量・・・（１２）
慣性マスの振動振幅＝α×エンジン加振力＋β×外乱＋制御量・・・（１３）
なお、η、α、βはいずれも係数である。

すなわち、慣性マス１５の振動振幅は、通常運転状態であれば式（１１）に示すように制御量と一致する。しかし、エンジン回転の基本次数の加振力周波数が慣性マス１５の共振周波数より低くなると、式（１３）に示すようにエンジン加振力と外乱の影響を受けて、振動振幅が増大し得る。なお、外乱とは、エンジンの停止、始動時のスタータモータ駆動、及び始動時の初爆等を含む。

そこで、小端部１１３の剛性を低下させても、慣性マス１５がトルクロッド筐体１９に衝突することを防止するために、以下に説明する制御ルーチンを実行する。

図１３は、慣性マス１５がトルクロッド筐体１９に衝突することを防止するために、コントローラ２２が実行する制御ルーチンを示すフローチャートである。本ルーチンは、一定間隔、例えば１０ミリ秒間隔、で繰り返し実行される。

ステップＳ１００で、コントローラ２２はセンサ２１で検出した加速度を読み込む。

ステップＳ１１０で、コントローラ２２はクランク角センサの検出値に基づいてエンジン回転速度を算出し、これを読み込む。

ステップＳ１２０で、コントローラ２２はエンジン回転速度が所定値以上であるか否かを判定する。所定値以上の場合は、ステップＳ１４０の処理を実行する。所定値より低い場合は、ステップＳ１３０の処理を実行する。

ここで用いる所定値は、エンジン回転の基本次数の加振力周波数が、慣性マス１５の共振周波数と一致するエンジン回転速度である。以下、このエンジン回転速度を、単に慣性マス１５の共振周波数と一致するエンジン回転速度という。

ステップＳ１３０で、コントローラ２２はゲインをゼロに設定する。

ステップＳ１４０で、コントローラ２２は予め設定したゲイン又はステップＳ１３０で設定したゲインを用いて、電圧増幅回路２３で加速度信号を増幅し、増幅した加速度でアクチュエータ１７を駆動する。

このようにして、コントローラ２２は、エンジン回転速度がエンジン回転の基本次数の加振力周波数と前記慣性マスの共振周波数とが一致するエンジン回転速度の場合に、エンジン回転速度がエンジン回転の基本次数の加振力周波数と前記慣性マスの共振周波数とが一致しないエンジン回転速度の場合に比べて、ロッド１１の軸方向変位の速度に対するアクチュエータ１７が発生する力の割合を低下させる。

図１４は、例えばアイドルストップ制御時のように、エンジン回転速度が徐々に低下してエンジン停止し、一定時間経過後エンジン再始動する状況で上記制御ルーチンを実行したときのエンジン回転速度及びゲイン指令値の変化を示すタイムチャートである。具体的には、エンジン回転速度が徐々に低下して、ｔ１で慣性マス１５の共振周波数と一致するエンジン回転速度まで低下し、ｔ２でエンジン回転速度がゼロになってエンジン停止する。その後、ｔ３までエンジン停止状態を継続し、ｔ３でエンジン再始動してエンジン回転速度が上昇し始める。そしてｔ４で慣性マス１５の共振周波数と一致するエンジン回転速度まで上昇し、その後もエンジン回転速度は上昇する状況である。

上述した制御ルーチンによれば、コントローラ２２は、エンジン回転速度が慣性マス１５の共振周波数より低い場合には、剛体共振を制御しない。したがって、ｔ１からｔ４まではゲインがゼロになる。

剛体共振の制御をしなくても、外乱による入力が小さい場合には、二重防振効果により剛体共振の振動振幅は抑制される。また、ゲインを小さくすることで慣性マス１５の振動振幅の増幅率が低下するので、慣性マス１５の共振周波数と一致するエンジン回転速度より高いエンジン回転速度でゲインを小さくすることで、慣性マス１５がトルクロッド筐体１９に衝突することを防止できる。

なお、図１４では、ゲイン指令値はｔ１より早くゼロになり、ｔ４より遅くまでゼロのままである。すなわち、図１４のタイムチャートは、図１３のステップＳ１２０の判定に用いる所定値が慣性マス１５の共振周波数と一致するエンジン回転速度よりも大きい場合について示していることになる。このように、ステップＳ１２０で用いる所定値を、慣性マス１５の共振周波数と一致するエンジン回転速度より高くしてもよい。慣性マス１５の共振周波数と一致するエンジン回転速度となったときに、慣性マス１５の振幅が共振によって増大してトルクロッド筐体１９に衝突することを確実に防止できればよいからである。

また、ステップＳ１３０でゲインを低減する際に、加速度センサ２１のセンサ出力が基準出力以下になるように、エンジン回転速度を変化させてもよい。

すなわち、慣性マス１５の共振周波数に一致するエンジン回転速度付近に滞在する時間を短縮するように、エンジン回転速度の上昇または下降速度を速めるようにしてもよい。なお、エンジン回転速度を変化させるには、例えば、自動変速機の変速比変更やロックアップクラッチのオン・オフ制御等を行えばよい。

これにより、エンジン回転速度が慣性マス１５の共振周波数に一致するエンジン回転速度付近に滞在する時間を短縮することができ、結果として異音の発生を抑制することができる。

図１５は、本制御ルーチンを実行した場合の慣性マス１５の振動振幅について示した図である。横軸は時間、縦軸は慣性マス１５の変位である。図中の「衝突領域」は、慣性マス１５とトルクロッド筐体１９とが衝突する領域である。図中の実線は、本制御ルーチンを実行した場合を示す。図中の破線は、比較のため本制御ルーチンを実行しない場合について示したものである。

本制御ルーチンを実行しない場合には、慣性マス１５の振動振幅は徐々に大きくなり、やがて衝突領域に突入している。これに対して、本制御ルーチンを実行すると、慣性マス１５の変位の増大は抑制され、衝突領域に突入することはない。

なお、図１３のステップＳ１３０でゲインをゼロにせず、所定の大きさに低減するようにしてもよい。つまり、図１６に示すように、ｔ１からｔ４までの期間は、ゲインを低減して剛体共振を制御するようにしてもよい。外乱入力が大きい場合に特に有効である。

以上のように、本実施形態によれば次の効果が得られる。

（１）コントローラ２２は、少なくとも、エンジン回転速度がエンジン回転の基本次数の加振力周波数と慣性マスの共振周波数とが一致するエンジン回転速度の場合には、ゲインを低下させるので、この共振周波数における慣性マスの変位増大を抑制でき、慣性マスがロッドに衝突することを防止できる。

（２）ロッド１１の軸方向の剛体共振周波数が、慣性マス１５の共振周波数の整数倍又は整数分の１にならないよう設定されているので、エンジンの低次と高次の加振力が、それぞれ慣性マス共振とロッド剛体共振を同時に励起することがなくなり、異音の発生を防止できる。

（３）コントローラ２２は、エンジン回転の基本次数の加振力周波数と慣性マス１５の共振周波数とが一致するエンジン回転速度では、エンジン回転速度を上昇または下降させる。これにより、エンジン回転速度が慣性マス１５の共振周波数に一致するエンジン回転速度付近に滞在する時間を短縮することができ、結果として異音の発生を抑制することができる。

（第２実施形態）
本実施形態は、慣性マス１５がトルクロッド筐体１９に衝突することを防止するための制御ルーチンの一部が第１実施形態と異なる。

図１７は、第２実施形態の制御ルーチンを示すフローチャートである。本ルーチンは、一定間隔、例えば１０ミリ秒間隔、で繰り返し実行される。

ステップＳ２００及びステップＳ２１０は図１３のステップＳ１００及びステップＳ１１０と同様なので説明を省略する。

ステップＳ２２０で、コントローラ２２はエンジン回転速度が所定値であるか否かを判定する。所定値の場合は、ステップＳ２３０の処理を実行する。所定でない場合は、ステップＳ２４０の処理を実行する。

ここで用いる所定値は、上述した慣性マス１５の共振周波数と一致するエンジン回転速度である。

ステップＳ２３０で、コントローラ２２はゲインをゼロにする。

ステップＳ２４０で、コントローラ２２はエンジン回転速度が所定値より高いか否かを判定する。所定値以上の場合は、ステップＳ２６０の処理を実行する。所定値より低い場合は、ステップＳ２５０の処理を実行する。ここで用いる所定値は上述した慣性マス１５の共振周波数と一致するエンジン回転速度である。

ステップＳ２５０で、コントローラ２２はゲインを低減させる。低減量については後述する。

ステップＳ２６０で、コントローラ２２は電圧増幅回路２３でゲインを用いて加速度信号を増幅し、増幅した加速度でアクチュエータ１７を駆動する。

図１８、図１９は、本制御ルーチンを実行した場合について、図１４と同様に示したタイムチャートである。なお、図１８と図１９の違いは、ステップＳ２５０で設定するゲインの大きさであり、図１８の方がゲインの低減量が小さい。

上述した制御ルーチンでは、慣性マス１５の共振周波数と一致するエンジン回転速度でのみゲインをゼロにし、慣性マス１５の共振周波数より低くなるエンジン回転速度では、ゲインを通常運転時より低減させている。

このようにして、コントローラ２２は、エンジン回転速度がエンジン回転の基本次数の加振力周波数と前記慣性マスの共振周波数とが一致するエンジン回転速度の場合に、エンジン回転速度がエンジン回転の基本次数の加振力周波数と前記慣性マスの共振周波数とが一致しないエンジン回転速度の場合に比べて、ロッド１１の軸方向変位の速度に対するアクチュエータ１７が発生する力の割合を低下させる。

図１８に示すように、慣性マス１５の共振周波数より低くなるエンジン回転速度におけるゲインの低減量を相対的に小さくすると、剛体共振の制御量はゲインを大幅に低減した場合よりも大きくなるので、外乱入力が大きい場合に特に有効である。

一方、図１９に示すように、慣性マス１５の共振周波数より低くなるエンジン回転速度におけるゲインの低減量を相対的に大きくすると、剛体共振の制御量も相対的に小さくなるので、ｔ１からｔ４までの期間中の消費電力を低減することができる。

したがって、図１７のステップＳ２５０におけるゲインの低減量は、外乱入力に対する耐性と消費電力のいずれを優先するか、また適用するエンジンシステムに応じて設定する。

以上のように、慣性マス１５の共振周波数より低くなるエンジン回転速度におけるゲインの低減量を相対的に小さくするので、第１実施形態と同様の効果に加え、外乱入力が大きい場合に剛体共振を抑制できる、または消費電力を低減できる、という効果が得られる。

（第３実施形態）
本実施形態は、慣性マス１５がトルクロッド筐体１９に衝突することを防止するための制御ルーチンの一部が第１実施形態、第２実施形態と異なる。

図２０は、第３実施形態の制御ルーチンを示すフローチャートである。本ルーチンは、一定間隔、例えば１０ミリ秒間隔、で繰り返し実行される。

ステップＳ３００及びステップＳ３１０は図１３のステップＳ１００及びステップＳ１１０と同様なので説明を省略する。

ステップＳ３２０で、コントローラ２２は図１３のステップＳ１２０と同様に、エンジン回転速度が所定値以上であるか否かを判定する。所定値以上の場合は、ステップＳ３６０の処理を実行する。所定値より低い場合は、ステップＳ３３０の処理を実行する。ここでの所定値は、図１３のステップＳ１２０と同様に慣性マス１５の共振周波数と一致するエンジン回転速度である。

ステップＳ３３０で、コントローラ２２はゲインをゼロにする。

ステップＳ３４０で、コントローラ２２は外乱入力の有無を判定し、外乱入力がある場合はステップＳ３５０の処理を実行し、ない場合はステップＳ３６０の処理を実行する。ここでの外乱とは、エンジン停止時に発生する振動、エンジン始動時のスタータモータ駆動に伴う振動、及び始動時の初爆による振動を含む。なお、自動変速機のロックアップクラッチのオン、オフに起因する振動を含めてもよい。

ステップＳ３５０で、コントローラ２２はゲインを所定値、例えば、通常運転時の半分程度の大きさに設定する。

ステップＳ３６０で、コントローラ２２は、電圧増幅回路２３でゲインを用いて加速度信号を増幅し、増幅した加速度でアクチュエータ１７を駆動する。

上記のように、本制御ルーチンは、慣性マス１５の共振周波数と一致するエンジン回転速度より低い場合には、原則として剛体共振を制御しないが、外乱が入力される場合にはゲインを低減して剛体共振の制御を行うものである。

図２１は、本制御ルーチンを実行した場合について、図１４と同様に示したタイムチャートである。

ｔ１でエンジン回転速度が慣性マス１５の共振周波数と一致する回転速度より低くなったらゲインがゼロになり、再びエンジン回転速度が慣性マス１５の共振周波数と一致する回転速度より高くなるｔ４までの間は、原則としてゲインはゼロのままである。ただし、エンジンが停止するｔ２、スタータモータによりエンジン始動するｔ３、及び初爆が起こるｔ３．５では、通常運転時の半分の大きさのゲインとなっている。このように、原則として剛体共振を制御しないが、外乱入力がある場合だけゲインを小さくして剛体共振を制御することで、消費電力を低減しつつ外乱入力に対する強さを確保することができる。

以上のように、本実施形態では、慣性マス１５の共振周波数より低くなるエンジン回転速度では原則としてゲインをゼロにし、外乱入力がある場合にのみ通常運転時より低下させたゲインとする。これにより、第１実施形態と同様の効果に加え、さらに外乱入力に対する強さを確保することができるという効果が得られる。

なお、本発明は上記の実施の形態に限定されるわけではなく、特許請求の範囲に記載の技術的思想の範囲内で様々な変更を成し得ることは言うまでもない。

１ エンジン
２ 車体
３ 右側エンジンマウント
４ 左側エンジンマウント
１０ トルクロッドアッセンブリー
１１ ロッド
１５ 慣性マス
１６ 板バネ
１７ アクチュエータ
１９ トルクロッド筐体
２１ 加速度センサ
２２ コントローラ
２３ 電圧増幅回路
１００ 振動低減装置
１１１ ロッド軸部
１１２ 大端部
１１３ 小端部

Claims (6)

1. エンジン側に取り付けられる第１弾性体と、
   車体側に取り付けられる第２弾性体と、
   前記第１弾性体と前記第２弾性体を連結するロッドと、
   前記ロッドに支持された慣性マスと、
   前記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、
   前記アクチュエータを前記ロッドの軸方向変位の速度に比例した力を発生させるよう制御する制御手段と、
   を備え、
   前記ロッドの軸方向の剛体共振周波数がエンジン弾性共振周波数より低周波数側に存在している、
   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、
   前記制御手段は、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とともに、エンジン回転速度がエンジン回転の基本次数の加振力周波数と前記慣性マスの共振周波数とが一致するエンジン回転速度の場合に、エンジン回転速度がエンジン回転の基本次数の加振力周波数と前記慣性マスの共振周波数とが一致しないエンジン回転速度の場合に比べて、前記ロッドの軸方向変位の速度に対する前記アクチュエータが発生する力の割合を低下させることを特徴とする振動低減装置。
2. エンジン側に取り付けられる第１弾性体と、
   車体側に取り付けられる第２弾性体と、
   前記第１弾性体と前記第２弾性体を連結するロッドと、
   前記ロッドに支持された慣性マスと、
   前記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、
   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と、
   前記アクチュエータを前記ロッドの軸方向変位の速度に比例した力を発生させるよう制御する制御手段と、
   を備え、
   前記ロッドの軸方向の剛体共振周波数がエンジン弾性共振周波数より低周波数側に存在している、
   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、
   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し、
   かつ、少なくとも、エンジン回転速度がエンジン回転の基本次数の加振力周波数と前記慣性マスの共振周波数とが一致するエンジン回転速度の場合には、エンジン回転速度がエンジン回転の基本次数の加振力周波数と前記慣性マスの共振周波数とが一致しないエンジン回転速度の場合に比べて前記ゲインを低下させることを特徴とする振動低減装置。
3. 前記制御手段は、エンジン回転速度がエンジン回転の基本次数の加振力周波数と前記慣性マスの共振周波数とが一致するエンジン回転速度より低い場合には前記ゲインを低下させ、かつ、エンジン回転の基本次数の加振力周波数と前記慣性マスの共振周波数とが一致するエンジン回転速度では前記ゲインをゼロにする請求項１または２に記載の振動低減装置。
4. 前記制御手段は、エンジン回転速度がエンジン回転の基本次数の加振力周波数と前記慣性マスの共振周波数とが一致するエンジン回転速度より低い場合には、外乱入力がないときは前記ゲインをゼロに、外乱入力があるときは前記ゲインを外乱入力に応じた正の値にする請求項１から３のいずれかに記載の振動低減装置。
5. 前記ロッドの軸方向の剛体共振周波数が、前記慣性マスの共振周波数の整数倍又は整数分の１にならないよう設定されている請求項１から４のいずれかに記載の振動低減装置。
6. 前記制御手段は、エンジン回転の基本次数の加振力周波数と前記慣性マスの共振周波数とが一致するエンジン回転速度では、エンジン回転速度を上昇または下降させる請求項１から５のいずれかに記載の振動低減装置。

Images