JP6264952B2

JP6264952B2 - Vibration reduction device

Info

Publication number: JP6264952B2
Application number: JP2014043492A
Authority: JP
Inventors: 金堂　雅彦; 雅彦金堂; 圭一郎松本
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 2014-03-06
Filing date: 2014-03-06
Publication date: 2018-01-24
Anticipated expiration: 2034-03-06
Also published as: JP2015169242A

Description

本発明は、振動低減装置に関するものである。 The present invention relates to a vibration reducing device.

エンジンに取り付けられる第１ブッシュと、車体側に取り付けられる第２ブッシュと、これら一対のインシュレータを連結するトルクロッドと、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に制御する制御手段とを備えた振動低減装置において、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、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振動低減装置が開示されている（特許文献１）。 A first bush attached to the engine, a second bush attached to the vehicle body side, a torque rod connecting the pair of insulators, an inertia mass supported by the rod, and the inertia mass reciprocating in the axial direction of the rod In a vibration reduction apparatus comprising: an actuator to be moved; and a control means for controlling the actuator to generate a force proportional to the speed of the axial displacement of the rod. In the case of an engine rotational speed at which the frequency and the resonance frequency of the inertia mass coincide with each other, a vibration reducing device is disclosed that reduces the gain and reduces the ratio of the force generated by the actuator to the speed of the axial displacement of the rod. (Patent Document 1).

特開２０１２−５７６８０号公報JP 2012-57680 A

しかしながら、例えば、トルクの大きいエンジンに上記の振動低減装置を適用した場合には、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ときにアクチュエータの加振力を抑える制御だけでは、慣性マスの振動を十分に抑制できないという問題があった。 However, for example, when the vibration reducing device described above is applied to an engine having a large torque, the excitation force of the actuator is suppressed when the excitation force frequency of the basic order of engine rotation matches the resonance frequency of the inertia mass. There is a problem that the vibration of the inertial mass cannot be sufficiently suppressed only by the control.

本発明が解決しようとする課題は、慣性マスの振動を抑制できる振動低減装置を提供することである。 The problem to be solved by the present invention is to provide a vibration reducing device capable of suppressing vibration of an inertial mass.

本発明は、アクチュエータを制御する制御手段により、ロッドの振動に基づいて、ロッドの所定方向への変位の速度に比例した力を発生させるようアクチュエータを制御する第１制御モードと、慣性マスの振動を推定しつつ慣性マスの振動に基づいてアクチュエータを制御する第２制御モードとを切り替えることによって上記課題を解決する。 The present invention provides a first control mode for controlling the actuator to generate a force proportional to the speed of displacement of the rod in a predetermined direction based on the vibration of the rod by the control means for controlling the actuator, and vibration of the inertia mass. The above-mentioned problem is solved by switching to the second control mode for controlling the actuator based on the vibration of the inertia mass while estimating.

本発明は、エンジンの回転により慣性マスの振動が大きくなるような場合には、アクチュエータの加振力を発生する制御モードに切り替えることで、慣性マスの振動の減衰を増加させているため、慣性マスの振動を抑制できる。 In the present invention, when the vibration of the inertial mass increases due to the rotation of the engine, the damping of the vibration of the inertial mass is increased by switching to the control mode that generates the excitation force of the actuator. Mass vibration can be suppressed.

本発明の実施形態に係る振動制御装置のブロック図である。1 is a block diagram of a vibration control device according to an embodiment of the present invention. 図１に示す振動制御装置において、周波数（Ｈｚ）に対する慣性マスの振動変位の特性をグラフである。In the vibration control apparatus shown in FIG. 1, the characteristic of the vibration displacement of the inertia mass with respect to the frequency (Hz) is a graph. 図１のトルクロッドの物理モデルを説明するための図である。It is a figure for demonstrating the physical model of the torque rod of FIG. 図１のコントローラの制御手順を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the control procedure of the controller of FIG. 本発明の他の実施形態に係る振動制御装置において、コントローラの制御手順を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the control procedure of a controller in the vibration control apparatus which concerns on other embodiment of this invention. 本発明の他の実施形態に係る振動制御装置において、コントローラの制御手順を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the control procedure of a controller in the vibration control apparatus which concerns on other embodiment of this invention.

以下、本発明の実施形態を図面に基づいて説明する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.

《第１実施形態》
本発明の実施形態に係る振動低減装置は、ロッドの振動を抑制するための装置である。振動低減装置は、図１に示すように、トルクロッド２００、アクチュエータ１０、加速度センサ２１、及びコントローラ２２を備えている。アクチュエータ１０は、慣性マス１１をトルクロッド２００に対して相対的に移動させることで、トルクロッド２００の振動を抑制する。 << First Embodiment >>
The vibration reducing device according to the embodiment of the present invention is a device for suppressing the vibration of the rod. As shown in FIG. 1, the vibration reducing device includes a torque rod 200, an actuator 10, an acceleration sensor 21, and a controller 22. The actuator 10 suppresses vibration of the torque rod 200 by moving the inertial mass 11 relative to the torque rod 200.

トルクロッド２００は、車体とエンジンとの間に連結されるロッドであって、エンジンから車体への伝達する振動を低減する構造を有している。トルクロッド２００は、ロッド軸部２０１と、ロッド端部２０２、２０３とを備えている。ロッド軸部２０１は、筒状に形成され、円筒状のロッド端部２０２の中心点から、円筒状のロッド端部２０３の中心点に向く方向を軸心とする。ロッド軸部２０１には、アクチュエータ１０を取り付けるための空洞が形成されている。 The torque rod 200 is a rod connected between the vehicle body and the engine, and has a structure that reduces vibration transmitted from the engine to the vehicle body. The torque rod 200 includes a rod shaft portion 201 and rod end portions 202 and 203. The rod shaft portion 201 is formed in a cylindrical shape, and the direction from the center point of the cylindrical rod end portion 202 toward the center point of the cylindrical rod end portion 203 is an axis. A cavity for attaching the actuator 10 is formed in the rod shaft portion 201.

ロッド端部２０２は、ロッド軸部２０１の一端に設けられている。ロッド端部２０２は筒状に形成されており、外筒２０２ａ、内筒２０２ｂ、及び弾性体２０２ｃを備えている。外筒２０２ａ及び内筒２０２ｂは円筒状に形成されている。弾性体２０２ｃは、外筒２０２ａと内筒２０２ｂの間に介在されている。弾性体２０２ｃは、例えば弾性ゴムで形成され、減衰性をもっている。内筒２０２ｂの筒状の孔が、ボルトの挿入孔となる。そして、ロッド端部２０２は、ボルトによりエンジンに取り付けられている。 The rod end portion 202 is provided at one end of the rod shaft portion 201. The rod end portion 202 is formed in a cylindrical shape and includes an outer cylinder 202a, an inner cylinder 202b, and an elastic body 202c. The outer cylinder 202a and the inner cylinder 202b are formed in a cylindrical shape. The elastic body 202c is interposed between the outer cylinder 202a and the inner cylinder 202b. The elastic body 202c is made of, for example, elastic rubber and has a damping property. The cylindrical hole of the inner cylinder 202b becomes a bolt insertion hole. The rod end 202 is attached to the engine with a bolt.

ロッド端部２０３は、ロッド軸部２０１の他端に設けられている。ロッド端部２０３の基本構造は、ロット端部２０２と同様の構成であり、外筒２０３ａ、内筒２０３ｂ、及び弾性体２０３ｃを備えている。ロッド端部２０３は、ボルトにより車体に取り付けられている。 The rod end 203 is provided at the other end of the rod shaft 201. The basic structure of the rod end 203 is the same as that of the lot end 202, and includes an outer cylinder 203a, an inner cylinder 203b, and an elastic body 203c. The rod end 203 is attached to the vehicle body with a bolt.

アクチュエータ１０がトルクロッド２００に取り付けられた状態で、トルクロッド２００は、エンジンと車体との間に取り付けられる。エンジンの振動は、主にロッド軸部２０１の軸心に沿って伝わる。このとき、アクチュエータ１０は、慣性マス１１をトルクロッド２００に対して相対的に移動させる。相対的な移動方向は、ロッド軸部２０１の軸心に沿う方向である。これにより、トルクロッド２００の振動が抑制される。 In a state where the actuator 10 is attached to the torque rod 200, the torque rod 200 is attached between the engine and the vehicle body. The vibration of the engine is mainly transmitted along the axis of the rod shaft portion 201. At this time, the actuator 10 moves the inertial mass 11 relative to the torque rod 200. The relative movement direction is a direction along the axis of the rod shaft portion 201. Thereby, the vibration of the torque rod 200 is suppressed.

また、エンジンの曲げ、捩れの共振振動（以下、エンジン弾性共振振動とも称す）を効率よく抑制するために、トルクロッド２００は、ロッド軸部２０１の軸心に沿う方向の共振周波数（以下、ロッド共振周波数とも称す）が設定されている。 Further, in order to efficiently suppress engine bending and torsional resonance vibration (hereinafter also referred to as engine elastic resonance vibration), the torque rod 200 has a resonance frequency (hereinafter referred to as rod) in a direction along the axis of the rod shaft portion 201. (Also called resonance frequency) is set.

エンジン弾性共振周波数は、エンジン弾性共振振動の共振周波数であり、一般的な車両用エンジンの場合には、２８０〜３５０Ｈｚ程度である。一方、ロッド共振周波数は、トルクロッド２００の特性により決まる剛性共振周波数であり、ロッド軸部２０１及びロッド端部２０２、２０３の質量により決まる。また、ロッド共振周波数は弾性体２０２ｃ、２０３ｃの特性にも依存する。 The engine elastic resonance frequency is a resonance frequency of engine elastic resonance vibration, and is about 280 to 350 Hz in the case of a general vehicle engine. On the other hand, the rod resonance frequency is a rigid resonance frequency determined by the characteristics of the torque rod 200 and is determined by the mass of the rod shaft portion 201 and the rod end portions 202 and 203. The rod resonance frequency also depends on the characteristics of the elastic bodies 202c and 203c.

そのため、本例では、ロッド共振周波数がエンジン弾性共振周波数より低くなるように、弾性体２０２ｃ、２０３ｃの特性と、ロッド軸部２０１及びロッド端部２０２、２０３の質量、剛性等を規定している。これにより、本例は、エンジントルクを支持するトルクロッド２００において、ロッド軸部２０１の軸方向への振動を抑制でき、車室内の騒音を低減できる。 Therefore, in this example, the characteristics of the elastic bodies 202c and 203c, the mass of the rod shaft portion 201 and the rod end portions 202 and 203, rigidity, and the like are defined so that the rod resonance frequency is lower than the engine elastic resonance frequency. . Thereby, in this example, in the torque rod 200 that supports the engine torque, vibration in the axial direction of the rod shaft portion 201 can be suppressed, and noise in the vehicle interior can be reduced.

次に、アクチュエータ１０の構成を説明する。アクチュエータ１０は、慣性マス１１と、板バネ１２と、コア１３と、コイル１４と、磁石１６と、シャフト１７とを備えている。なお、アクチュエータ１０の構成は、図１に示す構成に限らず、例えばボビンなどの他の構成も備えている。 Next, the configuration of the actuator 10 will be described. The actuator 10 includes an inertia mass 11, a leaf spring 12, a core 13, a coil 14, a magnet 16, and a shaft 17. The configuration of the actuator 10 is not limited to the configuration shown in FIG. 1, and includes other configurations such as a bobbin.

慣性マス１１は、アクチュエータ１０のアウタ部材（可動子）に相当し、インナ部材に対して前後方向（スラスト方向：図１のｙ方向）に相対的に往復動するように、板バネ１２を介してインナ部材に支持されている。慣性マスの移動方向は、シャフト１７の軸方向（図１のｙ方向）と同一である。慣性マス１１は、積層鋼板等を有している。 The inertia mass 11 corresponds to an outer member (movable element) of the actuator 10 and is interposed via a leaf spring 12 so as to reciprocate relative to the inner member in the front-rear direction (thrust direction: y direction in FIG. 1). Supported by the inner member. The moving direction of the inertia mass is the same as the axial direction of the shaft 17 (y direction in FIG. 1). The inertial mass 11 has a laminated steel plate or the like.

板バネ１２は、磁石１６と慣性マス１１との間に、慣性マス１１の移動軸方向と垂直方向（図１のｘ方向）に所定間隔をもち、それぞれ同一の軸心となるように配置され、インナ部材と慣性マス１１とを連結している。 The leaf springs 12 are arranged between the magnet 16 and the inertial mass 11 so as to have a predetermined interval in the direction perpendicular to the movement axis direction of the inertial mass 11 (the x direction in FIG. 1) and have the same axis. The inner member and the inertial mass 11 are connected.

コア１３、コイル１４及び磁石１６が、インナ部材に相当する。コア１３は、インナコアとなる複数の板状の積層鋼板により構成されている。複数の積層鋼板の中心部には、シャフト１７を挿入するための挿入孔が設けられている。コア１３は図示しないボビンで覆われている。 The core 13, the coil 14, and the magnet 16 correspond to the inner member. The core 13 is composed of a plurality of plate-shaped laminated steel plates that serve as inner cores. An insertion hole for inserting the shaft 17 is provided at the center of the plurality of laminated steel plates. The core 13 is covered with a bobbin (not shown).

コイル１４は、ボビンを介してコア１３に巻き付けられている。コイル１４は、通電により磁界を発生させて、慣性マス１１を往復動させるためのコイルである。コイル１４は、シャフト１７の中心軸（図ｙ方向に沿う軸心）に対して対象となる位置に配置されている。また、コイル１４のコイル面（図１のｙｚ面）の中心線（ｘ方向に沿う線）と、コイル１４のコイル面（図１のｙｚ面）の中心線（ｘ方向に沿う線）は同一である。 The coil 14 is wound around the core 13 via a bobbin. The coil 14 is a coil for reciprocating the inertial mass 11 by generating a magnetic field by energization. The coil 14 is disposed at a target position with respect to the central axis of the shaft 17 (axial center along the y direction in the figure). The center line (line along the x direction) of the coil surface (yz plane in FIG. 1) of the coil 14 and the center line (line along the x direction) of the coil surface (yz plane in FIG. 1) of the coil 14 are the same. It is.

磁石１６は、慣性マス１１に対して所定の間隔を空けつつ、ボビンに支持されている。シャフト１７は、ロッド軸部１１の筐体内に収容されたアクチュエータ１０を、ロッド軸部１１の筐体内で支持するための部材であって、筒状に形成されている。シャフト１７は、コア１３の挿入孔に挿入されつつ、接着剤等でコア１１を固定している。またシャフト１７の端部は、例えばボルト等でトルクロッド２００に固定されている。 The magnet 16 is supported by the bobbin with a predetermined distance from the inertial mass 11. The shaft 17 is a member for supporting the actuator 10 accommodated in the housing of the rod shaft portion 11 in the housing of the rod shaft portion 11 and is formed in a cylindrical shape. The shaft 17 fixes the core 11 with an adhesive or the like while being inserted into the insertion hole of the core 13. The end portion of the shaft 17 is fixed to the torque rod 200 with, for example, a bolt.

加速度センサ２１は、ロッド軸部２０１の側面に取り付けられており、トルクロッド２００の軸方向（ロッド軸部２０１の中心軸）の振動の加速度（軸方向変位の角度）を検出する。加速度センサ２１は、トルクロッド２００のピッチング振動に対して感度の低い位置であって、トルクロッド２００の重心の付近に設けられている。これにより、ロッド軸方向への振動に対する振動の検出精度を高めることができる。 The acceleration sensor 21 is attached to the side surface of the rod shaft portion 201, and detects the acceleration (axial displacement angle) of vibration in the axial direction of the torque rod 200 (the central axis of the rod shaft portion 201). The acceleration sensor 21 is provided at a position where the sensitivity to the pitching vibration of the torque rod 200 is low and in the vicinity of the center of gravity of the torque rod 200. Thereby, the detection accuracy of the vibration with respect to the vibration in the rod axis direction can be increased.

コントローラ２２は、加速度センサ２１で検出された加速度を用いて、所定の演算式により、トルクロッド２００の軸方向への速度（軸方向変位の速度）を演算する。そして、コントローラ２２は、演算したトルクロッド２００の変位の速度に比例した力（加振力）を発生させる。 The controller 22 uses the acceleration detected by the acceleration sensor 21 to calculate the speed of the torque rod 200 in the axial direction (speed of axial displacement) by a predetermined calculation formula. Then, the controller 22 generates a force (excitation force) proportional to the calculated displacement speed of the torque rod 200.

クランク角センサ２３は、エンジン回転速度（エンジン回転数）を検出するためのセンサである。クランク角センサ２３の検出値は、コントローラ２２に出力される。なお、図１では、クランク角センサ２３の検出値がコントローラ２２に直接出力されるように記載されているが、実際には、クランク角センサ２３の検出値はエンジンを制御するためのエンジンコントローラに出力される。そして、コントローラ２２はＣＡＮ通信により、エンジンコントローラから検出値を取得する。 The crank angle sensor 23 is a sensor for detecting the engine speed (engine speed). The detection value of the crank angle sensor 23 is output to the controller 22. In FIG. 1, it is described that the detection value of the crank angle sensor 23 is directly output to the controller 22, but in actuality, the detection value of the crank angle sensor 23 is sent to an engine controller for controlling the engine. Is output. And the controller 22 acquires a detected value from an engine controller by CAN communication.

ここで、慣性マス１１及びトルクロッド２００の各共振周波数と、振動変位について説明する。 Here, each resonance frequency and vibration displacement of the inertial mass 11 and the torque rod 200 will be described.

近年、エンジンのダウンサイズに伴い、Ｖ型６気筒エンジンで発生したトルクを、４気筒エンジンで発生させて、エンジンをペンデュラムで搭載する場合がある。そして、このようなエンジンでは、１気筒当たりに要求されるトルクも大きくなるため、エンジンの振動も大きくなる。本例は、車体とエンジンとの間にトルクロッド２００を連結しつつ、上記のように、ロッド共振周波数をエンジン弾性共振周波数より低くしている。そのため、エンジン回転速度が、ロッド共振周波数に相当する回転速度よりも十分に高い場合には、トルクロッド２００により車室内への騒音を低減できる。 In recent years, with the downsizing of the engine, the torque generated in the V-type 6-cylinder engine may be generated in the 4-cylinder engine and the engine may be mounted with a pendulum. In such an engine, the torque required per cylinder also increases, so the engine vibration also increases. In this example, while connecting the torque rod 200 between the vehicle body and the engine, the rod resonance frequency is made lower than the engine elastic resonance frequency as described above. Therefore, when the engine rotation speed is sufficiently higher than the rotation speed corresponding to the rod resonance frequency, the noise into the vehicle compartment can be reduced by the torque rod 200.

一方、エンジン回転速度（４気筒エンジンでは、回転の２次の加振周波数）が、トルクロッド２００の共振周波数（以下、ロッド共振周波数とも称す）と一致する場合には、トルクロッド２００の共振に起因する振動が、車室内に伝わるおそれがある。特に、このような振動は、車両の加速時に、コモリ音として車室内に伝わる。そのため、本例では、エンジン回転速度が、コモリ音として伝わるような回転速度帯域内にある場合には、トルクロッド２００の振動に基づいてアクチュエータ１００で加振力を加えることで、ロッド軸部２０１の軸方向への振動を抑制している。 On the other hand, when the engine rotational speed (secondary vibration frequency of rotation in a four-cylinder engine) matches the resonance frequency of the torque rod 200 (hereinafter also referred to as the rod resonance frequency), the resonance of the torque rod 200 occurs. There is a risk that the resulting vibrations are transmitted to the passenger compartment. In particular, such vibration is transmitted to the passenger compartment as a como sound when the vehicle is accelerated. Therefore, in this example, when the engine rotation speed is in a rotation speed band that is transmitted as a common noise, the actuator 100 applies an excitation force based on the vibration of the torque rod 200, thereby the rod shaft portion 201. The vibration in the axial direction is suppressed.

また、上記のとおり慣性マス１１は、板バネ１２の金属バネ等でトルクロッド２００に支持されており、慣性マス１１の共振周波数（以下、慣性マス共振周波数とも称す）は、ロッド共振周波数より低くなる、慣性マス共振周波数は、多くの場合、例えば２５〜３５Ｈｚ前後となる。４気筒エンジンで支配的な回転２次の加振力では、エンジン回転速度（２次）が例えば７５０ｒｐｍとなり、慣性マス共振周波数の帯域と一致する。言い換えると、４気筒エンジンのアイドル回転速度２次の振動周波数が、慣性マス共振周波数、又は、慣性マス共振周波数を含む帯域内で一致する。すなわち、エンジンの常用回転域の範囲内に、慣性マスの共振周波数が存在するため、特にアイドリング時には、慣性マス１１の振動変位が大きくなる。 Further, as described above, the inertial mass 11 is supported on the torque rod 200 by a metal spring or the like of the leaf spring 12, and the resonance frequency of the inertial mass 11 (hereinafter also referred to as inertial mass resonance frequency) is lower than the rod resonance frequency. In many cases, the inertial mass resonance frequency is, for example, about 25 to 35 Hz. With a rotational secondary excitation force that is dominant in a four-cylinder engine, the engine rotational speed (secondary) is, for example, 750 rpm, which matches the inertial mass resonance frequency band. In other words, the secondary vibration frequency of the idle rotation speed of the four-cylinder engine matches the inertia mass resonance frequency or the band including the inertia mass resonance frequency. That is, since the resonance frequency of the inertial mass exists within the range of the normal rotation range of the engine, the vibration displacement of the inertial mass 11 becomes large particularly during idling.

図２に、周波数（Ｈｚ）に対する慣性マス１１の振動変位の特性をグラフで示す。図２に示すように、慣性マス１１の振動変位は、慣性マス共振周波数（ｆａ）で最も高くなる。ロッド共振周波数（ｆｂ）における振動変位も高くなっているが、共振周波数（ｆａ）における振動変位と比べ、半分以下になっている。 FIG. 2 is a graph showing the vibration displacement characteristics of the inertial mass 11 with respect to the frequency (Hz). As shown in FIG. 2, the vibration displacement of the inertial mass 11 is highest at the inertial mass resonance frequency (fa). Although the vibration displacement at the rod resonance frequency (fb) is also high, it is less than half the vibration displacement at the resonance frequency (fa).

さらに、近年のトルクロッドのコンパクト化の流れにより、アクチュエータ１００を収容するロッド内の空間も狭くなり、アクチュエータ１０自体も小さく設計されている。アクチュエータ１０とトルクロッド２００（アクチュエータ１０を収容するロッドの収容部分の内壁）との間の隙間（クリアランス）が狭くなっている。そのため、図２に示すように、アイドリング時に、エンジン回転速度が慣性マス共振周波数と一致し、慣性マス１１の軸方向への共振が顕著になった場合には、慣性マス１１の振動変位が大きくなり、慣性マス１１がトルクロッド２０に衝突するおそれがある。そのため、本発明では、エンジン回転によりトルクロッド２００の軸方向に入る加振周波数が、慣性マス共振周波数を含む低回転速度の領域内にある場合には、慣性マス１１の振動に基づきアクチュエータ１０を制御する。また、エンジン回転によりトルクロッド２００の軸方向に入る加振周波数が、高回転速度の領域内にある場合には、トルクロッド２００の振動に基づきアクチュエータ１０を制御する。 Furthermore, due to the recent trend toward compact torque rods, the space in the rod that accommodates the actuator 100 is also narrowed, and the actuator 10 itself is also designed to be small. A gap (clearance) between the actuator 10 and the torque rod 200 (inner wall of the accommodating portion of the rod that accommodates the actuator 10) is narrow. Therefore, as shown in FIG. 2, when the engine rotation speed coincides with the inertial mass resonance frequency and resonance in the axial direction of the inertial mass 11 becomes significant during idling, the vibration displacement of the inertial mass 11 is large. Thus, the inertia mass 11 may collide with the torque rod 20. Therefore, in the present invention, when the excitation frequency that enters the axial direction of the torque rod 200 due to the engine rotation is within a low rotation speed region including the inertia mass resonance frequency, the actuator 10 is controlled based on the vibration of the inertia mass 11. Control. Further, when the excitation frequency that enters the axial direction of the torque rod 200 due to the engine rotation is within the high rotational speed region, the actuator 10 is controlled based on the vibration of the torque rod 200.

以下、コントローラ２２の具体的な制御について説明する。コントローラ２２は、クランク角センサ２３からエンジン回転速度を取得すると、エンジン回転速度と、制御モードを切り替えるための回転速度閾値とを比較する。制御モードには、ロッド振動制御モード及び慣性マス振動制御モードがある。ロッド振動制御モードでは、コントローラ２２は、トルクロッド２００の振動に基づいてトルクロッド２００の軸方向（図１のｙ方向）への変位速度に比例した力を発生させるようにアクチュエータ１０を制御する。また、慣性マス振動制御モードでは、コントローラ２２は慣性マス１１の振動に基づいてアクチュエータを制御する。 Hereinafter, specific control of the controller 22 will be described. When acquiring the engine rotation speed from the crank angle sensor 23, the controller 22 compares the engine rotation speed with a rotation speed threshold value for switching the control mode. The control mode includes a rod vibration control mode and an inertia mass vibration control mode. In the rod vibration control mode, the controller 22 controls the actuator 10 based on the vibration of the torque rod 200 so as to generate a force proportional to the displacement speed of the torque rod 200 in the axial direction (y direction in FIG. 1). In the inertia mass vibration control mode, the controller 22 controls the actuator based on the vibration of the inertia mass 11.

コントローラ２２には、第１回転速度閾値及び第２回転速度閾値が、制御モードを切り替えるための回転速度閾値として、予め設定されている。第２回転速度閾値は、第１回転速度閾値より低い回転速度である。 In the controller 22, a first rotation speed threshold value and a second rotation speed threshold value are set in advance as rotation speed threshold values for switching the control mode. The second rotation speed threshold is a rotation speed lower than the first rotation speed threshold.

第１回転速度閾値は、ロッド振動制御モードに切り替えるための閾値である。例えば４気筒エンジンにおいて、第１回転速度閾値は２０００ｒｐｍに設定されている。第１回転速度閾値は、エンジンの回転によりトルクロッド２００が共振するときのエンジンの回転速度を含んだ所定の帯域内に設定される。例えば４気筒エンジンでは、回転２次の加振力を発生させる周波数とトルクロッド共振周波数が一致するときに、エンジンの回転によりトルクロッド２００が共振するとき、となる。そして所定の帯域は、例えば、アクチュエータ１０に加振力を発生させない状態で、ロッド共振に起因するコモリ音が車室内に伝達するようなエンジンの回転速度の範囲で規定される。本例では、第１回転速度閾値は所定の帯域の下限値であって、コモリ音が車室内へのノイズに影響を及ぼさない周波数、言い換えると、コモリ音により生じる車室ノイズが十分に小さいと判断できる周波数に設定されている。 The first rotation speed threshold is a threshold for switching to the rod vibration control mode. For example, in a four-cylinder engine, the first rotation speed threshold is set to 2000 rpm. The first rotation speed threshold value is set within a predetermined band including the rotation speed of the engine when the torque rod 200 resonates due to the rotation of the engine. For example, in a four-cylinder engine, the torque rod 200 resonates due to the rotation of the engine when the frequency for generating the secondary rotational excitation force matches the torque rod resonance frequency. The predetermined band is defined, for example, in a range of engine speed at which the como noise due to rod resonance is transmitted to the vehicle interior in a state where no excitation force is generated in the actuator 10. In this example, the first rotation speed threshold is the lower limit value of the predetermined band, and the frequency at which the como noise does not affect the noise in the vehicle interior, in other words, the vehicle interior noise generated by the como noise is sufficiently small. It is set to a frequency that can be judged.

また、第２回転速度閾値は、エンジンの回転により慣性マス１１が共振するときのエンジンの回転速度を含んだ所定の帯域内に設定される。例えば４気筒エンジンでは、回転２次の加振力を発生させる周波数と慣性マス共振周波数が一致するときに、エンジンの回転により慣性マス１１が共振するとき、となる。第２回転速度閾値は、第１回転速度閾値より低く、例えば１０００ｒｐｍに設定されている。所定の帯域は、例えば、図２に示す、周波数（ｆａ）における振動変位の特性おいて、ピーク値を中心とした周波数の幅で表される。そして、第２回転速度閾値は、慣性マス共振周波数に対応するように設定され、慣性マス１１の共振ピークの半値幅を規定する周波数（半値幅を規定する周波数のうち高い方の周波数）に対応するように設定され、又は、慣性マス１１の経時的な共振周波数のずれを考慮して慣性マス共振周波数より高い周波数に対応するように設定されている。 Further, the second rotation speed threshold is set within a predetermined band including the rotation speed of the engine when the inertial mass 11 resonates due to the rotation of the engine. For example, in a four-cylinder engine, when the inertial mass resonance frequency coincides with the frequency at which the secondary excitation force is generated, the inertial mass 11 resonates due to engine rotation. The second rotation speed threshold is set lower than the first rotation speed threshold, for example, 1000 rpm. The predetermined band is represented by, for example, a frequency width centered on the peak value in the vibration displacement characteristic at the frequency (fa) shown in FIG. The second rotation speed threshold is set so as to correspond to the inertial mass resonance frequency, and corresponds to the frequency that defines the half-value width of the resonance peak of the inertial mass 11 (the higher frequency of the frequencies that define the half-value width). Or is set so as to correspond to a frequency higher than the inertial mass resonance frequency in consideration of a shift in the resonance frequency of the inertial mass 11 with time.

コントローラ２２は、エンジン回転速度が第１回転速度閾値以上である場合には、アクチュエータ１０の制御モードをロッド振動制御モードに切り替える。また、コントローラ２２は、エンジン回転速度が第２回転速度閾値以下である場合には、アクチュエータ１０の制御モードを慣性マス振動制御モードに切り替える。コントローラ２２は、エンジン回転速度が第１回転速度閾値未満であり第２回転速度閾値より高い場合には、アクチュエータ１０で加振力を発生させないように、アクチュエータ１０を制御する。クランク角センサ２３で検出されるエンジン回転速度は、所定の周期で、コントローラ２２に入力される。そして、コントローラ２２は、エンジンの回転に応じて、上記の制御モードを切り替えつつ、アクチュエータ１００を制御している。 The controller 22 switches the control mode of the actuator 10 to the rod vibration control mode when the engine rotation speed is equal to or higher than the first rotation speed threshold. The controller 22 switches the control mode of the actuator 10 to the inertia mass vibration control mode when the engine rotation speed is equal to or lower than the second rotation speed threshold. The controller 22 controls the actuator 10 so that the actuator 10 does not generate an excitation force when the engine rotation speed is less than the first rotation speed threshold and higher than the second rotation speed threshold. The engine speed detected by the crank angle sensor 23 is input to the controller 22 at a predetermined cycle. The controller 22 controls the actuator 100 while switching the control mode according to the rotation of the engine.

ロッド振動制御モードが設定された場合には、コントローラ２２は、加速度センサ２１から入力される信号から、トルクロッド２００の振動を検出する。このとき、コントローラ２２は、加速度センサ２１の入力信号に対して、ロッド共振周波数を含む周波数を通過させるように、フィルタリング処理を行う。 When the rod vibration control mode is set, the controller 22 detects the vibration of the torque rod 200 from the signal input from the acceleration sensor 21. At this time, the controller 22 performs a filtering process on the input signal of the acceleration sensor 21 so as to pass a frequency including the rod resonance frequency.

そして、コントローラ２２は、加速度センサ２１で検出した振動に対して、ロッド軸方向へのロッド振動速度に比例した力を逆向きにして、アクチュエータ１０から発生させるように制御する。具体的には、加速度センサ２１で検出されるロッド軸方向の加速度に対して、コントローラ２２は、所定のゲインを乗算して、ゲインを乗算した後の値に対して、符号を逆向きにしつつ、アクチュエータ１０のコイル１４への出力電圧として出力する。アクチュエータ１０において、コイル１４は積分器として作用するため、ロッド軸方向への加速度は積分され、ロッド軸方向速度となる。アクチュエータ１０で発生する力は、ロッド軸方向速度に比例し、向きは逆向きになる。これにより、コントローラ２２は、制御対象であるトルクロッド２００の減衰を増大させる速度フィードバック制御（ロッド振動速度に比例した制御）を行う。 The controller 22 controls the actuator 10 to generate a force proportional to the rod vibration speed in the rod axis direction opposite to the vibration detected by the acceleration sensor 21. Specifically, the controller 22 multiplies the acceleration in the rod axis direction detected by the acceleration sensor 21 by a predetermined gain, while reversing the sign of the value after the multiplication. And output as an output voltage to the coil 14 of the actuator 10. In the actuator 10, since the coil 14 acts as an integrator, the acceleration in the rod axis direction is integrated and becomes the rod axis direction velocity. The force generated by the actuator 10 is proportional to the speed in the rod axis direction, and the direction is reversed. As a result, the controller 22 performs speed feedback control (control proportional to the rod vibration speed) that increases the attenuation of the torque rod 200 that is the control target.

慣性マス振動制御モードが設定された場合には、まずコントローラ２２は、加速度センサ２１で検出される検出値（加速度）から、慣性マス１１の変位に関する値として、慣性マス１１の変位の速度を演算する。本例は、慣性マス１１に、振動を検出するセンサを取り付けていないため、トルクロッド２００に設けられている加速度センサ２１を用いて慣性マス１１の振動を推定している。 When the inertial mass vibration control mode is set, first, the controller 22 calculates the displacement speed of the inertial mass 11 as a value related to the displacement of the inertial mass 11 from the detection value (acceleration) detected by the acceleration sensor 21. To do. In this example, since a sensor for detecting vibration is not attached to the inertial mass 11, the vibration of the inertial mass 11 is estimated using the acceleration sensor 21 provided on the torque rod 200.

以下、加速度センサ２１の検出値と慣性マス１１の変位の速度又は加速度との関係について、図３に示すトルクロッド２００の物理モデルを用いて、説明する。図３は、トルクロッド２００の物理モデルを示すダイアグラムである。図３において、ｋは板バネ１２のロッド軸方向へのバネ係数（バネ要素）を示し、ｕはアクチュエータ内で発生する電磁力（電磁力要素）を示し、ｍは慣性マス１１の質量（質量要素）を示し、ｃは減衰係数である。 Hereinafter, the relationship between the detected value of the acceleration sensor 21 and the displacement speed or acceleration of the inertial mass 11 will be described using a physical model of the torque rod 200 shown in FIG. FIG. 3 is a diagram showing a physical model of the torque rod 200. 3, k represents a spring coefficient (spring element) in the rod axis direction of the leaf spring 12, u represents an electromagnetic force (electromagnetic force element) generated in the actuator, and m represents a mass (mass of the inertia mass 11). Element), and c is an attenuation coefficient.

トルクロッド２００の変位をｘ_０とし、慣性マス１１の変位をｘとすると、トルクロッド２００についての運動方程式より、以下の式（１）が導出される。

なお、上記式で示すｘの上部に示す１つの点は時間の１階微分を示し、２つの点は、時間の２階微分を示す。式（２）以下の式でも同様とする。 The displacement of the torque rod 200 and x _0, when the displacement of the inertial mass 11 and x, from the equation of motion for the torque rod 200, the following equation (1) is derived.

It should be noted that one point shown at the top of x in the above formula represents the first derivative of time, and two points represent the second derivative of time. The same applies to the following formula (2).

電磁力（ｕ）は、コントローラ２２の速度比例制御により、慣性マス１１に対して減衰させるための、慣性マス１１への加振力で表され、コントローラ２２による速度比例制御のゲインをＧとすると、以下の（２）式で表される。

The electromagnetic force (u) is expressed as an excitation force applied to the inertial mass 11 to be attenuated with respect to the inertial mass 11 by the speed proportional control of the controller 22, and the gain of the speed proportional control by the controller 22 is G. It is expressed by the following equation (2).

そして、式（１）に式（２）を代入することで、式（３）が導出される。

Then, Expression (3) is derived by substituting Expression (2) into Expression (1).

慣性マス１１の速度フィードバック制御を行っていない状態とすると、式（３）に含まれるゲイン（Ｇ）はゼロになるため、式（３）は式（４）となる。

If the speed feedback control of the inertial mass 11 is not performed, the gain (G) included in the equation (3) becomes zero, so the equation (3) becomes the equation (4).

そして、式（４）の式から慣性マス１１の変位（ｘ）が以下の式（５）で表される。ただし、ωは角振動数を示す。

Then, the displacement (x) of the inertial mass 11 is expressed by the following equation (5) from the equation (4). Here, ω represents an angular frequency.

ここで、係数（α）を式（６）のように置き換えると、慣性マス１１の変位、慣性マス１１の速度、及び慣性マス１１の加速度は式（７）のようにそれぞれ表される。

Here, when the coefficient (α) is replaced as in Expression (6), the displacement of the inertial mass 11, the speed of the inertial mass 11, and the acceleration of the inertial mass 11 are expressed as in Expression (7), respectively.

式（７）により、慣性マス１１の変位は、トルクロッド２００の変位に比例係数αを乗ずることで演算できる。同様に、慣性マス１１の速度はトルクロッド２００の速度にαを乗ずることで演算でき、慣性マス１１の加速度はトルクロッド２００の加速度にαを乗ずることで演算できる。 According to Expression (7), the displacement of the inertial mass 11 can be calculated by multiplying the displacement of the torque rod 200 by the proportional coefficient α. Similarly, the speed of the inertial mass 11 can be calculated by multiplying the speed of the torque rod 200 by α, and the acceleration of the inertial mass 11 can be calculated by multiplying the acceleration of the torque rod 200 by α.

さらに、慣性マス１１の共振周波数では、式（６）で示した比例係数（α）が単純化できる。式（７）の加速度の式に、式（６）を代入すると、式（８）が導出される。

Furthermore, at the resonance frequency of the inertial mass 11, the proportionality coefficient (α) expressed by the equation (6) can be simplified. By substituting equation (6) into the equation of acceleration of equation (7), equation (8) is derived.

エンジンの回転によりトルクロッド２００に入力される振動の周波数のうち、回転２次の加振力（トルクロッド２００の振動に起因する力）の周波数が、慣性マス共振周波数と一致した場合には、以下の式（９）が成り立つ。ただし、ω_０は、慣性マス１１の共振時の角振動数を表す。

Of the vibration frequencies input to the torque rod 200 due to the rotation of the engine, when the frequency of the rotational secondary excitation force (force resulting from the vibration of the torque rod 200) matches the inertial mass resonance frequency, The following equation (9) holds. However, ω ₀ represents the angular frequency at the time of resonance of the inertial mass 11.

さらに、角振動数ω、バネ係数ｋ、及び質量ｍの関係式（式１０）を用いて、式（８）は、式（１１）で表される。

Further, using the relational expression (Expression 10) of the angular frequency ω, the spring coefficient k, and the mass m, Expression (8) is expressed by Expression (11).

さらに、式（１１）を展開すると、慣性マスの加速度は式（１２）のように表される。

ただし、ζは減衰比である。 Further, when Expression (11) is expanded, the acceleration of the inertial mass is expressed as Expression (12).

Where ζ is a damping ratio.

ここで、トルクロッド２００の変位（ｘ_０）の振動を式（１３）のように表すと、

トルクロッド２００の変位（ｘ）の加速度は式（１４）のように表される。

Here, when the vibration of the displacement (x ₀ ) of the torque rod 200 is expressed as in Expression (13),

The acceleration of the displacement (x) of the torque rod 200 is expressed as in Expression (14).

そして、式（１２）に式（１４）を代入することで、式（１５）が導出される。

Then, by substituting equation (14) into equation (12), equation (15) is derived.

すなわち、式（１５）で表されるように、慣性マス１１の加速度は、トルクロッドの振動の変位により表すことができる。さらに、慣性マス１１の共振時には、比例係数（α）は、上記の式（１２）のように、減衰比の逆数（１／ζ）を含む関数であって、回転速度の要素を含まない実数で単純化できる。減衰比（ζ）は、ロッド共振時における、臨界減衰係数に対する減数係数を表しており、上記のｃ及びｋを用いて表される。そして、ｃ及びｋの係数は、アクチュエータ１０の設計時にパラメータで予め決まる。そのため、上記の比例係数は、予め決まっている減衰比（ζ）に応じて設定されることになる。 That is, as represented by Expression (15), the acceleration of the inertial mass 11 can be represented by the displacement of the vibration of the torque rod. Further, when the inertial mass 11 resonates, the proportionality coefficient (α) is a function including the reciprocal of the damping ratio (1 / ζ) as shown in the above equation (12), and is a real number that does not include the rotational speed element. Can be simplified. The damping ratio (ζ) represents a reduction coefficient with respect to the critical damping coefficient at the time of rod resonance, and is represented by using the above c and k. The coefficients c and k are determined in advance by parameters when the actuator 10 is designed. Therefore, the proportional coefficient is set according to a predetermined damping ratio (ζ).

上記のように、慣性マス１１の共振時の変位、速度、及び加速度は、加速度センサ２１の検出値に基づいて推定できるため、コントローラ２２は、加速度センサ２１を用いて慣性マス１１の振動を推定している。 As described above, since the displacement, velocity, and acceleration at the time of resonance of the inertial mass 11 can be estimated based on the detection value of the acceleration sensor 21, the controller 22 estimates the vibration of the inertial mass 11 using the acceleration sensor 21. doing.

そして、コントローラ２２は、慣性マス振動制御モードにおいて、加速度センサ２１の検出値から慣性マス１１の軸方向への変位の速度を、上記の演算式を用いて、演算する。さらに、コントローラ２２は、演算した慣性マス１１の変位の速度に比例した力を発生させるように、コイル１４の電圧を出力して、アクチュエータ１０を制御する。これにより、コントローラ２２は、制御対象を慣性マス１１の減衰を増大させる速度フィードバック制御（慣性マス振動速度に比例した制御）を行う。 Then, in the inertia mass vibration control mode, the controller 22 calculates the speed of displacement in the axial direction of the inertia mass 11 from the detection value of the acceleration sensor 21 using the above-described arithmetic expression. Further, the controller 22 outputs the voltage of the coil 14 and controls the actuator 10 so as to generate a force proportional to the calculated displacement speed of the inertial mass 11. As a result, the controller 22 performs speed feedback control (control proportional to the inertial mass vibration speed) for increasing the attenuation of the inertial mass 11 as a control target.

ロッド振動制御モード及び慣性マス振動制御モードのいずれの制御モードが設定されていない場合には、コントローラ２２は、コイル１４に電圧を出力せずに、アクチュエータ１０を駆動させない。エンジン回転速度が第１回転速度閾値未満であり、かつ、第２回転速度閾値より高い場合には、エンジンの回転による振動は小さく、トルクロッド２００の振動及び慣性マス１１の振動も小さい。そのため、アクチュエータ１０を駆動させないことで、アクチュエータ１０の駆動電源における消費電力が抑制される。 When neither the rod vibration control mode nor the inertia mass vibration control mode is set, the controller 22 does not output a voltage to the coil 14 and does not drive the actuator 10. When the engine rotation speed is less than the first rotation speed threshold and higher than the second rotation speed threshold, vibration due to engine rotation is small, and vibration of the torque rod 200 and inertial mass 11 are also small. Therefore, the power consumption in the drive power supply of the actuator 10 is suppressed by not driving the actuator 10.

次に、コントローラ２２の制御フローを、図４を用いて説明する。図４はコントローラ２２の制御手順を示すフローチャートである。なお、図４に示す制御フローは、エンジンの駆動中、所定の周期で繰り返し実行される。 Next, the control flow of the controller 22 will be described with reference to FIG. FIG. 4 is a flowchart showing a control procedure of the controller 22. The control flow shown in FIG. 4 is repeatedly executed at a predetermined cycle while the engine is being driven.

ステップＳ１にて、コントローラ２２は、クランク角センサ２３から入力される信号からエンジンの回転速度を検出する。ステップＳ２にて、コントローラ２２は、検出したエンジン回転速度と第２回転速度閾値とを比較する。エンジン回転速度が第２回転速度閾値以下である場合には、ステップＳ３に進む。エンジン回転速度が第２回転速度閾値より高い場合にはステップＳ５に進む。 In step S <b> 1, the controller 22 detects the rotational speed of the engine from the signal input from the crank angle sensor 23. In step S2, the controller 22 compares the detected engine rotation speed with a second rotation speed threshold value. If the engine rotation speed is equal to or lower than the second rotation speed threshold, the process proceeds to step S3. If the engine rotation speed is higher than the second rotation speed threshold, the process proceeds to step S5.

ステップＳ３にて、コントローラ２２は、加速度センサ２１の検出値から慣性マス１１の軸方向への振動速度を演算する。ステップＳ４にて、コントローラ２２は、演算した慣性マス１１の振動速度に比例した力をアクチュエータ１０で発生させるように、アクチュエータ１０を制御し（慣性マス振動速度比例制御）、制御フローが終了する。 In step S <b> 3, the controller 22 calculates the vibration speed in the axial direction of the inertial mass 11 from the detection value of the acceleration sensor 21. In step S4, the controller 22 controls the actuator 10 so that the actuator 10 generates a force proportional to the calculated vibration speed of the inertial mass 11 (inertial mass vibration speed proportional control), and the control flow ends.

ステップＳ２に戻り、エンジン回転速度が第２回転速度閾値より高い場合には、コントローラ２２は、検出したエンジン回転速度と第１回転速度閾値とを比較する。エンジン回転速度が第１回転速度閾値以上である場合には、ステップＳ６に進む。エンジン回転速度が第１回転速度閾値より低い場合には、アクチュエータ１０は駆動されずに、本例の制御が終了する。 Returning to step S2, if the engine rotational speed is higher than the second rotational speed threshold, the controller 22 compares the detected engine rotational speed with the first rotational speed threshold. If the engine speed is greater than or equal to the first rotation speed threshold, the process proceeds to step S6. When the engine rotation speed is lower than the first rotation speed threshold value, the actuator 10 is not driven and the control of this example ends.

ステップＳ６にて、コントローラ２２は、加速度センサ２１の検出値に基づき、トルクロッド２００の振動速度に比例した力をアクチュエータ１０で発生させるように、アクチュエータ１０を制御し（ロッド振動速度比例制御）、制御フローが終了する。 In step S6, the controller 22 controls the actuator 10 so that the actuator 10 generates a force proportional to the vibration speed of the torque rod 200 based on the detection value of the acceleration sensor 21 (rod vibration speed proportional control). The control flow ends.

上記のように本発明は、加速度センサ２１を用いて慣性マス１１の振動を推定しつつ、ロッド振動制御モードと、慣性マス振動制御モードとを切り替える。これにより、慣性マスの共振振動が、エンジンの常用回転域内に存在する場合でも、慣性マスの共振振動を抑制し、車室内への振動の伝達を防止できる。その結果として、例えば、エンジンをペンデュラムで搭載した場合でも、エンジンのトルク発生によって、トルクロッド２００に入る振動が車室内へ伝達することを抑制する。特に、本発明は、２５０〜８００Ｈｚといった加速時における騒音を低減でき、車室内の快適性を向上できる。 As described above, the present invention switches between the rod vibration control mode and the inertia mass vibration control mode while estimating the vibration of the inertial mass 11 using the acceleration sensor 21. Thereby, even when the resonance vibration of the inertial mass exists in the normal rotation range of the engine, the resonance vibration of the inertial mass can be suppressed and the transmission of the vibration to the vehicle interior can be prevented. As a result, for example, even when the engine is mounted with a pendulum, vibrations entering the torque rod 200 are suppressed from being transmitted to the vehicle interior due to the generation of engine torque. Especially this invention can reduce the noise at the time of acceleration of 250-800 Hz, and can improve the comfort in a vehicle interior.

また、本発明は、エンジン回転速度が第１回転速度閾値以上である場合にはロッド振動制御モードに切り替え、エンジン回転速度が第２回転速度閾値以下である場合には慣性マス振動制御モードに切り替える。これにより、トルクロッド２００の振動を抑制する制御に加えて、慣性マス１１の振動を抑制する制御も行うことができる。その結果として、ロッドにおける異音の発生や、慣性マス１１のロッドへの衝突による耐久性の低下を防ぐことができる。 Further, the present invention switches to the rod vibration control mode when the engine rotation speed is equal to or higher than the first rotation speed threshold, and switches to the inertia mass vibration control mode when the engine rotation speed is equal to or lower than the second rotation speed threshold. . Thereby, in addition to the control which suppresses the vibration of the torque rod 200, the control which suppresses the vibration of the inertial mass 11 can also be performed. As a result, it is possible to prevent the occurrence of noise in the rod and the decrease in durability due to the collision of the inertial mass 11 with the rod.

また本例は、加速度センサ２１の検出値から、慣性マス１１の変位に関する値（慣性マス１１の振動速度）を演算する。そして、本例は、演算結果に基づいて、慣性マス１１の変位の速度に比例した力を発生させるようアクチュエータ１０を制御する。これにより、慣性マスの変位を検出するためのセンサを新たに設ける必要がないため、コスト削減、及び、アクチュエータ１０の小型化を実現できる。 In this example, a value related to the displacement of the inertial mass 11 (vibration speed of the inertial mass 11) is calculated from the detection value of the acceleration sensor 21. In this example, the actuator 10 is controlled to generate a force proportional to the displacement speed of the inertial mass 11 based on the calculation result. Thereby, since it is not necessary to newly provide a sensor for detecting the displacement of the inertia mass, it is possible to realize cost reduction and downsizing of the actuator 10.

また本例は、加速度センサ２１の検出値に比例係数を乗ずることで、慣性マス１１の変位に関する値を演算する。これにより、演算制御が簡素化できる。また、本例は、比例係数をアクチュエータ１０の減衰比に応じて設定する。これにより、予め設計段階で決まっているアクチュエータ１０の減衰特性とエンジン回転速度から、比例係数を定めることができる。 In this example, a value related to the displacement of the inertial mass 11 is calculated by multiplying the detected value of the acceleration sensor 21 by a proportional coefficient. Thereby, calculation control can be simplified. In this example, the proportionality coefficient is set according to the damping ratio of the actuator 10. As a result, the proportionality coefficient can be determined from the damping characteristic of the actuator 10 and the engine speed determined in advance at the design stage.

なお、本発明の変形例として、コントローラ２２は、加速度センサ２１の検出値から慣性マス１１の変位を演算し、演算された慣性マス１１の変位が所定の変位閾値以上である場合に、慣性マス振動制御モードに切り替えてもよい。上記の式（７）で示したように、慣性マス１１の変位は、トルクロッド２００の変位に対して、比例係数を乗じた単純な式で表される。そのため、コントローラ２２は、加速度センサ２１の検出値からトルクロッド２００の変位を演算し、トルクロッド２００の変位に対して比例係数を乗ずることで、慣性マス１１の変位を演算する。 As a modification of the present invention, the controller 22 calculates the displacement of the inertial mass 11 from the detection value of the acceleration sensor 21, and when the calculated displacement of the inertial mass 11 is equal to or greater than a predetermined displacement threshold, You may switch to vibration control mode. As shown in the above equation (7), the displacement of the inertial mass 11 is represented by a simple equation obtained by multiplying the displacement of the torque rod 200 by a proportional coefficient. Therefore, the controller 22 calculates the displacement of the inertial mass 11 by calculating the displacement of the torque rod 200 from the detection value of the acceleration sensor 21 and multiplying the displacement of the torque rod 200 by a proportional coefficient.

そして、慣性マス１１とトルクロッド２００との間のクリアランス（隙間）は、設計段階で予め決まっているため、所定の変位閾値は、クリアランスに対する慣性マスの変位で規定でき、言い換えると、慣性マス１１がトルクロッド２００に衝突しないようにする、慣性マス１１の変位の上限値で規定できる。これにより、本発明は、変形例においても、慣性マス振動制御モードの範囲を、慣性マス１１の変位で限定しつつ、慣性マス１１の振動を抑制できる。 Since the clearance (gap) between the inertial mass 11 and the torque rod 200 is predetermined in the design stage, the predetermined displacement threshold can be defined by the displacement of the inertial mass with respect to the clearance, in other words, the inertial mass 11. Can be defined by the upper limit value of the displacement of the inertial mass 11 so as not to collide with the torque rod 200. Thereby, also in the modification, the present invention can suppress the vibration of the inertial mass 11 while limiting the range of the inertial mass vibration control mode with the displacement of the inertial mass 11.

なお、本例では、トルクロッド２００の振動を検出するセンサとして、加速度センサ２１を用いたが、加速度センサに限らず、他の種類の振動センサを用いてもよい。 In this example, the acceleration sensor 21 is used as a sensor for detecting the vibration of the torque rod 200. However, the present invention is not limited to the acceleration sensor, and other types of vibration sensors may be used.

上記のコントローラ２２が本発明の「制御手段」に相当し、クランク角センサ２３が本発明の「回転速度検出手段」に相当し、加速度センサ２１が本発明の「振動検出手段」に相当する。 The controller 22 corresponds to “control means” of the present invention, the crank angle sensor 23 corresponds to “rotational speed detection means” of the present invention, and the acceleration sensor 21 corresponds to “vibration detection means” of the present invention.

《第２実施形態》
本発明の他の実施形態に係る振動電源装置について説明する。本例では上述した第２実施形態に対して、回転の２次の加振周波数が慣性マス共振周波数に一致する場合に、慣性マス振動制御モードでアクチュエータ１０を制御する点が異なる。これ以外の構成は上述した第１実施形態と同じであり、第１実施形態の記載を適宜、援用する。 << Second Embodiment >>
A vibration power supply apparatus according to another embodiment of the present invention will be described. This example is different from the second embodiment described above in that the actuator 10 is controlled in the inertial mass vibration control mode when the secondary excitation frequency of rotation matches the inertial mass resonance frequency. Other configurations are the same as those of the first embodiment described above, and the description of the first embodiment is incorporated as appropriate.

図２に示すように、慣性マス１１の振動変位は、慣性マス１１の共振周波数（ｆａ）で急峻なピーク値をとる。そのため、慣性マス振動制御によりアクチュエータ１０を制御する加振周波数が、慣性マス共振周波数に限定されたとしても、慣性マス１１の共振振動の抑制効果は十分に得られる。そして、例えば４気筒エンジンでは、回転２次の加振周波数が慣性マス共振周波数と一致する場合に、慣性マス１１の共振が生じるため、コントローラ２２は、エンジンの回転により、回転２次の加振周波数と慣性マス共振周波数が一致した場合に、慣性マス振動性モードに切り替えて、アクチュエータ１０を制御する。一方、回転２次の加振周波数と慣性マス共振周波数が一致しない場合には、コントローラ２２は制御モードを慣性マス振動性モードに設定しない。 As shown in FIG. 2, the vibration displacement of the inertial mass 11 has a steep peak value at the resonance frequency (fa) of the inertial mass 11. Therefore, even if the excitation frequency for controlling the actuator 10 by inertia mass vibration control is limited to the inertia mass resonance frequency, the effect of suppressing the resonance vibration of the inertia mass 11 can be sufficiently obtained. For example, in a four-cylinder engine, the inertial mass 11 resonates when the rotational secondary excitation frequency coincides with the inertial mass resonance frequency. Therefore, the controller 22 causes the rotational secondary excitation by the engine rotation. When the frequency coincides with the inertial mass resonance frequency, the actuator 10 is controlled by switching to the inertial mass vibration mode. On the other hand, when the secondary secondary excitation frequency and the inertial mass resonance frequency do not match, the controller 22 does not set the control mode to the inertial mass vibration mode.

以下、図５を用いて、コントローラ２２の制御フローを説明する。図５はコントローラ２２の制御手順を示す。なお、ステップＳ１１及びステップＳ１２の制御フローは、第１実施形態に係るステップＳ１及びステップＳ２の制御フローとそれぞれ同様であり、ステップＳ１４〜Ｓ１７の制御フローは、第１実施形態に係るステップＳ３〜Ｓ６の制御フローと同じであるため、説明を省略する。 Hereinafter, the control flow of the controller 22 will be described with reference to FIG. FIG. 5 shows a control procedure of the controller 22. The control flow of step S11 and step S12 is the same as the control flow of step S1 and step S2 according to the first embodiment, respectively. The control flow of step S14 to S17 is the same as that of step S3 according to the first embodiment. Since it is the same as the control flow of S6, the description is omitted.

ステップＳ１２において、エンジン回転速度が第２回転速度閾値以下である場合には、ステップＳ１３にて、コントローラ２２は、回転２次の加振周波数が慣性マス共振周波数に一致するか否かを判定する。具体的には、回転２次の加振周波数が慣性マス共振周波数に一致するときのエンジン回転速度が回転速度の閾値として設定され、この回転速度閾値と現在のエンジン回転速度とが一致するか否かを判断することで、コントローラ２２はステップＳ１３の制御フローを実行する。 In step S12, when the engine rotation speed is equal to or lower than the second rotation speed threshold value, in step S13, the controller 22 determines whether or not the rotation secondary excitation frequency matches the inertia mass resonance frequency. . Specifically, the engine rotation speed when the rotation secondary excitation frequency matches the inertial mass resonance frequency is set as a rotation speed threshold, and whether or not the rotation speed threshold matches the current engine rotation speed. By determining whether or not, the controller 22 executes the control flow of step S13.

そして、回転２次の加振周波数が慣性マス共振周波数に一致する場合には、ステップＳ１３に進み、回転２次の加振周波数が慣性マス共振周波数に一致しない場合には、本例の制御フローが終了する。 When the secondary rotation excitation frequency matches the inertial mass resonance frequency, the process proceeds to step S13. When the rotation secondary excitation frequency does not match the inertial mass resonance frequency, the control flow of this example is performed. Ends.

なお、本発明の変形例として、ステップＳ１２の制御フローが省略され、ステップＳ１３の制御フローで、回転２次の加振周波数が慣性マス共振周波数に一致する場合にステップＳ１４に進み、回転２次の加振周波数が慣性マス共振周波数に一致しない場合にステップＳ１６に進むような制御フローとしてもよい。 As a modification of the present invention, the control flow in step S12 is omitted, and in the control flow in step S13, the process proceeds to step S14 when the rotation secondary excitation frequency matches the inertial mass resonance frequency, and the rotation secondary The control flow may proceed to step S16 when the excitation frequency does not match the inertial mass resonance frequency.

《第３実施形態》
本発明の他の実施形態に係る振動電源装置について説明する。本例では上述した第１実施形態に対して、慣性マス１１の変位に関する値として慣性マス１１の加速度を演算している点、及び、演算した慣性マス１１の変位の加速度に基づいてアクチュエータ１０を制御している点が異なる。これ以外の構成は上述した第１実施形態と同じであり、第１実施形態の記載を適宜、援用する。 << Third Embodiment >>
A vibration power supply apparatus according to another embodiment of the present invention will be described. In this example, the acceleration of the inertial mass 11 is calculated as a value related to the displacement of the inertial mass 11 with respect to the first embodiment described above, and the actuator 10 is controlled based on the calculated acceleration of the displacement of the inertial mass 11. The control is different. Other configurations are the same as those of the first embodiment described above, and the description of the first embodiment is incorporated as appropriate.

第１実施形態の式（７）で示したように、慣性マス１１の加速度（軸方向変位の加速度）は、トルクロッド２００の軸方向への変位の加速度に対して、比例係数を乗じた単純な式で表される。そのため、コントローラ２２は加速度センサ２１の検出値に対して比例係数を乗ずることで、慣性マス１１の加速度を演算する。 As shown in the equation (7) of the first embodiment, the acceleration of the inertial mass 11 (acceleration of axial displacement) is simply obtained by multiplying the acceleration of displacement of the torque rod 200 in the axial direction by a proportional coefficient. It is expressed by the following formula. Therefore, the controller 22 calculates the acceleration of the inertial mass 11 by multiplying the detected value of the acceleration sensor 21 by a proportional coefficient.

次に、コントローラ２２は、演算した加速度に対して所定のゲインを乗算しつつ、符号を逆向きにして、アクチュエータ１０のコイル１４への出力電圧として出力する。アクチュエータ１０において、コイル１４は積分器として作用する。そのため、加速度に比例する電圧がコイル１４に印加されることで、慣性マス１１の速度に比例した力が、アクチュエータ１０で発生する。これにより、コントローラ２２は、慣性マス振動制御モードにおいて、演算した慣性マス１１の加速度に基づいて、アクチュエータ１１を制御する。 Next, the controller 22 multiplies the calculated acceleration by a predetermined gain, reverses the sign, and outputs it as an output voltage to the coil 14 of the actuator 10. In the actuator 10, the coil 14 acts as an integrator. Therefore, when a voltage proportional to the acceleration is applied to the coil 14, a force proportional to the speed of the inertial mass 11 is generated in the actuator 10. As a result, the controller 22 controls the actuator 11 based on the calculated acceleration of the inertial mass 11 in the inertial mass vibration control mode.

以下、図６を用いて、コントローラ２２の制御フローを説明する。図６はコントローラ２２の制御手順を示す。なお、ステップＳ２１、ステップＳ２２、ステップＳ２５、及びステップＳ２６の制御フローは、第１実施形態に係るステップＳ１、ステップＳ２、ステップＳ５、及びステップＳ６の制御フローと同じであるため、説明を省略する。 Hereinafter, the control flow of the controller 22 will be described with reference to FIG. FIG. 6 shows a control procedure of the controller 22. In addition, since the control flow of step S21, step S22, step S25, and step S26 is the same as the control flow of step S1, step S2, step S5, and step S6 according to the first embodiment, the description is omitted. .

ステップＳ２３にて、コントローラ２２は、加速度センサ２１の検出値から慣性マス１１の軸方向への振動加速度を演算する。ステップＳ４にて、コントローラ２２は、演算した加速度に基づいて、慣性マス１１の振動速度に比例した力をアクチュエータ１０で発生させるように、アクチュエータ１０を制御し（慣性マス振動速度比例制御）、制御フローが終了する。 In step S <b> 23, the controller 22 calculates the vibration acceleration in the axial direction of the inertial mass 11 from the detection value of the acceleration sensor 21. In step S4, the controller 22 controls the actuator 10 based on the calculated acceleration so that a force proportional to the vibration speed of the inertial mass 11 is generated by the actuator 10 (inertial mass vibration speed proportional control). The flow ends.

上記のように、本例は、加速度センサ２１の検出値から、慣性マス１１の変位に関する値（慣性マス１１の振動加速度）を演算する。そして、本例は、演算結果に基づいて、慣性マス１１の速度に比例した力を発生させるようアクチュエータ１０を制御する。これにより、慣性マスの変位を検出するためのセンサを新たに設ける必要がないため、コスト削減、及び、アクチュエータ１０の小型化を実現できる。 As described above, in this example, the value related to the displacement of the inertial mass 11 (vibration acceleration of the inertial mass 11) is calculated from the detection value of the acceleration sensor 21. In this example, the actuator 10 is controlled to generate a force proportional to the speed of the inertial mass 11 based on the calculation result. Thereby, since it is not necessary to newly provide a sensor for detecting the displacement of the inertia mass, it is possible to realize cost reduction and downsizing of the actuator 10.

１０…アクチュエータ
１１…慣性マス
１２…板バネ
１３…コア
１４…コイル
１６…磁石
２１…加速度センサ
２２…コントローラ
２３…クランク角センサ DESCRIPTION OF SYMBOLS 10 ... Actuator 11 ... Inertial mass 12 ... Leaf spring 13 ... Core 14 ... Coil 16 ... Magnet 21 ... Acceleration sensor 22 ... Controller 23 ... Crank angle sensor

Claims

A rod connecting the engine and the vehicle body;
An actuator for reciprocating an inertial mass supported by the rod in a predetermined direction within the rod;
Vibration detecting means for detecting the vibration of the rod;
Control means for controlling the actuator,
The control means includes
A first control mode for controlling the actuator to generate a force proportional to the speed of displacement of the rod in the predetermined direction based on the vibration of the rod;
A vibration reducing apparatus that estimates vibration of the inertial mass using the vibration detection means and switches between a second control mode for controlling the actuator based on the vibration of the inertial mass.

The vibration reducing device according to claim 1,
A rotation speed detecting means for detecting the rotation speed of the engine;
The control means includes
When the engine rotation speed detected by the rotation speed detection means is greater than or equal to a predetermined first rotation speed threshold, the mode is switched to the first control mode,
When the engine rotation speed is equal to or lower than a predetermined second rotation speed threshold, switch to the second control mode,
The vibration reduction apparatus according to claim 1, wherein the second rotation speed threshold is a rotation speed lower than the first rotation speed threshold.

The vibration reducing device according to claim 2,
The first rotation speed threshold is set within a band including the rotation speed of the engine when the rod resonates due to the rotation of the engine,
The vibration reduction device according to claim 2, wherein the second rotation speed threshold is set within a band including a rotation speed of the engine when the inertial mass resonates due to rotation of the engine.

In the vibration reduction device according to any one of claims 1 to 3,
The control means includes
Executing the first control mode by controlling the actuator based on a detection value of the vibration detection means;
A value related to the displacement of the inertial mass is calculated from the detection value of the vibration detection means, and the actuator is controlled to generate a force proportional to the speed of displacement of the inertial mass in the predetermined direction based on the value. Then, the vibration reducing apparatus that executes the second control mode.

The vibration reduction device according to claim 4,
The control means includes
A vibration reducing apparatus that calculates a speed of the inertial mass from a detection value of the vibration detection means as a value related to a displacement of the inertial mass.

The vibration reduction device according to any one of claims 4 to 5,
The control means includes
A vibration reducing apparatus that calculates an acceleration of the inertial mass from a detection value of the vibration detection means as a value related to a displacement of the inertial mass.

In the vibration reduction device according to any one of claims 4 to 6,
The control means includes
A vibration reduction apparatus that calculates a value related to the displacement of the inertial mass by multiplying the detected value by a proportional coefficient.

The vibration reducing device according to claim 7, wherein
The proportionality coefficient is set in accordance with a damping ratio of the actuator.

In the vibration reduction device according to any one of claims 4 to 8,
The vibration reducing device, wherein the vibration detecting means is provided near the center of gravity of the rod.

The vibration reduction device according to claim 1,
Further comprising vibration detecting means for detecting vibration of the rod;
The control means includes
Calculating the displacement of the inertial mass from the detection value of the vibration detection means, and switching to the second control mode when the calculated displacement of the inertial mass is equal to or greater than a predetermined displacement threshold;
The vibration reducing apparatus according to claim 1, wherein the predetermined displacement threshold is a displacement threshold of the inertial mass with respect to a gap between the inertial mass and the rod.