JP5561042B2 - 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て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、ロッド剛体の軸方向速度に比例係数を乗じ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と、を備える振動低減装置である。そして、アクチュエータ制御器は、比例係数をドライブシャフトトルクが大きくなるほど大きくすることを特徴とする。

本発明によれば、アクチュエータによって、ロッド剛体の軸方向速度にドライブシャフトトルクが大きいときほど大きくなる比例係数を乗じた力を発生させて、慣性マスをロッド剛体の軸方向に往復動させる。そのため、弾性体の減衰特性を維持したままでロッド剛体の減衰を増大することが可能となり、ロッド剛体共振の抑制と、二重防振とを両立できる。また、ロッド剛体共振を、ドライブシャフトトルクにかかわらず一定の割合で抑制することができる。

本発明の一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。 本発明の一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。 本発明の一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。 本発明の一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。 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。 ドライブシャフトトルクと、設定するゲインと、の関係を示す図である。 本発明の一実施形態によるドライブシャフトトルクと、共振抑制効果と、の関係を示した図である。 本発明の一実施形態による振動低減制御を説明するフローチャートである 本発明の一実施形態による加速時騒音の効果を示す特性図である。 本発明の一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。 本発明の一実施形態によるこもり音の効果を示す特性図である。 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。 ゲインを一定にしたときの、ドライブシャフトトルクと、共振抑制効果と、の関係を示した図である。

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。

図１は、本発明の一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、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。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の高次数で構成される約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１４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１４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１５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１５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１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、ロッド剛体の質量と、小端部弾性体５３３の特性と、を設定する。

図１５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１５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１６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１５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１５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一実施形態による振動低減装置１０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１４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６５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からの信号のほか、エンジン１及び動力伝達装置２の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。

ところが、このロッド剛体共振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ことが本件発明者らによって知見された。そして、そのためにゲインＧを一定値にすると、速度フィードバック制御が発散するおそれがあることが本件発明者らによって知見された。以下、この点について説明する。

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６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６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のである。

図７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７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。

ここで、ゲインＧが一定であれば、ロッド剛体共振Ｂの共振周波数が大きいとき、すなわち、小端部弾性体５３３のバネ係数ｋ_rが大きくなっているときほど、共振抑制効果は低くなる。この理由について説明する。

式（７）のトルクロッド５の運動方程式の減衰定数ｈは、次式（９）になる。

（９）式から、ゲインＧが一定であれば、減衰定数ｈは、小端部弾性体５３３のバネ係数ｋ_rに応じて変化することがわかる。具体的には、小端部弾性体５３３のバネ係数ｋ_rが小さいときほど減衰定数ｈが大きくなり、共振抑制効果（減衰効果）が高くなる。換言すれば、小端部弾性体５３３のバネ係数ｋ_rが大きくなるにつれて減衰定数ｈが小さくなり、共振抑制効果が低下する。

そのため、ロッド剛体共振Ｂの共振周波数が大きいときほど共振抑制効果が低くなるのである。

したがって、ゲインＧを一定にする場合は、共振抑制効果の低いロッド剛体共振Ｂの共振周波数が高いときに十分な共振抑制効果が得られるようにゲインＧを設定するのが望ましい。つまり、ゲインＧをロッド剛体共振Ｂの共振周波数が高いときを基準にした比較的高めのゲイン（以下「ハイゲイン」という。）に設定するのが望ましい。

しかしながら、ゲインＧをハイゲインとすると、図１７に示すように、ドライブシャフトトルクが小さくロッド剛体共振Ｂの共振周波数が小さいときに共振抑制効果が高くなりすぎてしまう。そのため、ドライブシャフトトルクが小さい領域で速度フィードバック制御が発散してしまうのである。

速度フィードバック制御が発散すると、制御を行うために増幅アンプ９の出力限界値を越える電流をコイル６２４に流す必要が出てきたり、また、制御信号に含まれる誤差や外乱についても大幅に増幅されることになる。そのため、制御安定性が低下してしまう。

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ゲインＧを変化させることとした。

図８は、ドライブシャフトトルクと、設定するゲインＧと、の関係を示す図である。

図８に示すように、本実施形態では、ドライブシャフトトルクが大きいときほど、設定するゲインＧを大きくする。ゲインＧの大きさは、ロッド剛体共振Ｂの共振周波数とドライブシャフトトルクとの関係に合わせ、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ようにする。

なお、ロッド剛体共振Ｂの共振周波数とドライブシャフトトルクとの関係は、プリロードに対する小端部弾性体の変形量によって決まるものである。そして、プリロードに対する小端部弾性体の変形量は、小端部弾性体の剛性によって決まるものである。したがって、ロッド剛体共振Ｂの共振周波数とドライブシャフトトルクとの関係は、小端部弾性体の剛性によって決まるものということができる。換言すれば、ドライブシャフトトルクに応じてゲインＧをどのように変化させるか（例えば反比例的に大きくするのか、比例的に大きくするのか）は、小端部弾性体の剛性によって決まるものということができる。

これにより、図９に示すように、ドライブシャフトトルクの大きさにかかわらず、共振抑制効果を一定にすることができる。そのため、速度フィードバック制御の発散を防止でき、制御安定性の低下を防止できる。

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、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Ｓ２において、コントローラ８は、図８に示す関係をテーブルとして記憶しておき、そのテーブルを参照してドライブシャフトトルクに基づいてゲインＧを設定する。

ステップＳ３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。

図１１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１１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１の基本次数は、回転２次である。６気筒エンジン１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１では、エンジン回転速度ごとに図１２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（１０）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（１０）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（１０）の加振力Ｆを追加することで、図１３に示したように、直列４気筒エンジン１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（１０）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、このときに慣性マスアクチュエータ６が発生するトルクロッド５の軸方向速度に比例した力は、トルクロッド５の軸方向速度に、ドライブシャフトトルクが小さいときよりも大きいときのほうが大きくなるゲインＧを乗じた力である。そして、ドライブシャフトトルクが大きくなるにつれてゲインＧをどのように大きくさせていくかは、ロッド剛体共振Ｂの共振周波数とドライブシャフトトルクとの関係に合わせるように、小端部弾性体５３３の剛性によって決定される。

ロッド剛体共振Ｂの共振周波数はドライブシャフトトルクに応じて変化し、ドライブシャフトトルクが大きくなるほどロッド剛体共振Ｂの共振周波数が高くなって共振抑制効果が低下する。そのため、ドライブシャフトトルクにかかわらず一定のゲインＧをトルクロッド５の軸方向速度に乗じていたのでは、一定の共振抑制効果が得られない。また、ゲインＧをハイゲインに設定すると速度フィードバック制御が発散してしまい、制御安定性が低下するおそれがある。

これに対し、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の共振周波数ごとに最適なゲインＧを算出することができるので、ドライブシャフトトルクにかかわらず一定の共振抑制効果が得られる。また、速度フィードバック制御が発散することもないので、制御安定性を確保できる。

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、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。

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、ハイブリッド車など、運転状態に応じて力行又は発電を行うためのモータを備える場合において、エンジントルクを利用してそのモータによって発電するときは、エンジントルクからそのモータの発電トルクを引いたものに動力伝達装置２のギヤ比を乗じてドライブシャフトトルクを算出することで、速度フィードバック制御の安定性を向上させることができる。

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 (5)

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、
   前記ロッド剛体の軸方向速度に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アクチュエータ制御器と、
   を備える振動低減装置であって、
   前記アクチュエータ制御器は、前記比例係数を、ドライブシャフトトルクが大きくなるほど大きくする、
   ことを特徴とする振動低減装置。
2. ドライブシャフトトルクに対する前記比例係数の変化を、前記弾性体の剛性に基づいて決定する、
   ことを特徴とする請求項１に記載の振動低減装置。
3. 前記弾性体は、荷重に対して非線形な剛性を有する、
   ことを特徴とする請求項１又は請求項２に記載の振動低減装置。
4. ドライブシャフトトルクは、車輪に連結されてその車輪を回転させるドライブシャフトに生じるトルクであって、前記エンジンが発生するエンジントルクに、そのエンジンに連結される動力伝達装置のギヤ比を乗じたものである、
   ことを特徴とする請求項１から請求項３までのいずれか１つに記載の振動低減装置。
5. 前記エンジンによって駆動されて発電するモータを備えるときは、前記エンジントルクから前記モータの発電トルクを引いた値に、前記動力伝達装置のギヤ比を乗じて前記ドライブシャフトトルクを算出する、
   ことを特徴とする請求項４に記載の振動低減装置。

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