WO2010134297A1 - 電動モータ駆動式車両用の駆動ユニット防振保持装置 - Google Patents

電動モータ駆動式車両用の駆動ユニット防振保持装置 Download PDF

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WO2010134297A1
WO2010134297A1 PCT/JP2010/003227 JP2010003227W WO2010134297A1 WO 2010134297 A1 WO2010134297 A1 WO 2010134297A1 JP 2010003227 W JP2010003227 W JP 2010003227W WO 2010134297 A1 WO2010134297 A1 WO 2010134297A1
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vibration
drive unit
subframe
vehicle
electric motor
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PCT/JP2010/003227
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濱田真彰
大西將博
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東海ゴム工業株式会社
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    • B60K7/0007—Disposition of motor in, or adjacent to, traction wheel the motor being electric

Definitions

  • the present invention relates to a drive unit anti-vibration holding device having a novel structure in which an electric motor unit for driving is vibration-proofed and held with respect to a vehicle body in an electric vehicle employing an electric motor as a drive source.
  • the mounting device of the drive unit to the vehicle body is substantially the same as the mounting device of a power unit including a conventional internal combustion engine, as described in, for example, JP-A-7-156663 (Patent Document 1).
  • the structure is adopted as it is.
  • the drive unit anti-vibration holding device for an electric vehicle having substantially the same structure as a conventional mounting device for an internal combustion engine realizes a desired anti-vibration performance in the electric vehicle. It was concluded that it was extremely difficult.
  • the technical reason for this is that the electric motor and the internal combustion engine differ not only in their structure but also in output characteristics, etc., so that they relate to the required anti-vibration characteristics and suitable anti-vibration holding devices for realizing them. It is thought that there is a big gap.
  • the internal combustion engine generates a large torque in the high rotation range, so that the characteristic of the driving torque reaction force exerted on the vibration isolating holding device is large.
  • the mounting device for the internal combustion engine requires a vibration-proof performance against idling vibration when the vehicle is stopped.
  • the drive unit for the electric vehicle has no idling state itself. Anti-vibration performance against vibration is not necessary.
  • vibration caused by torque fluctuations in the output occurs several times to several tens of times for each rotation of the output shaft of the electric motor based on the number of magnets or the number of coils.
  • the present invention has been made in the background of the above-mentioned circumstances, and the problem to be solved is a drive unit having a novel structure specialized for an electric vehicle, which is completely different from a conventional power unit mounting device for an internal combustion engine.
  • the object is to provide an anti-vibration holding device.
  • a drive unit anti-vibration holding device for an electric motor-driven vehicle in which a drive unit including a drive electric motor is held in an anti-vibration manner on the vehicle body.
  • An anti-vibration support is provided on the sub-frame via the vibration device, and the sub-frame is supported on the vehicle body via the second anti-vibration device.
  • the spring constant of the first vibration isolator is set larger than the spring constant of the second vibration isolator
  • the torque roll shaft of the drive unit and the first vibration isolator are The average value of the distance between the torque roll shaft and the second vibration isolator is set larger than the average value of the distance.
  • the electric motor drive type vehicle it is possible to achieve both improvement in driving torque transmission efficiency and realization of excellent vibration isolation performance. That is, in a drive unit using an electric motor as a drive source, idling vibration does not occur when the vehicle is stopped, unlike a power unit using a conventional internal combustion engine.
  • the vibration-proof holding device according to the present invention paying attention to the special vibration characteristics of such an electric motor-driven vehicle, the vibration-proof performance of medium frequency vibration corresponding to idling vibration of an internal combustion engine is sacrificed.
  • the drive torque transmission efficiency is improved and the high-frequency setting of the rigid resonance frequency of the drive unit is highly achieved by the specific arrangement of the first anti-vibration device and the second anti-vibration device and the setting of the spring constant. It was possible and impossible.
  • the spring constant in the input direction of the torque reaction force is increased, so that the support spring rigidity against the torque reaction force is increased. It has been enlarged. As a result, the displacement such as the swing of the drive unit due to the torque reaction force is reduced, and the drive torque can be efficiently transmitted to the vehicle wheel, thereby improving the acceleration performance and the accelerator response.
  • the torque fluctuation is extremely small even at a low rotation, and the torque fluctuation frequency at the low rotation is also smaller than that of the internal combustion engine. Remarkably high. Therefore, in the drive unit vibration-proof holding device for an electric motor-driven vehicle, the torque reaction force in the first vibration-proof device is maintained while maintaining a good vibration-proof performance against vibrations such as running-over noise caused by torque fluctuations.
  • the spring constant of the direction can be set large. Therefore, as described above, a drive unit vibration-proof holding device for an electric motor-driven vehicle that is excellent in drive torque transmission efficiency can be realized.
  • the second anti-vibration device has a smaller spring constant in the input direction of the torque reaction force than the first anti-vibration device, but since the separation distance from the torque roll shaft is large, the support spring stiffness against the torque reaction force is large. Compared with the second vibration isolator, the spring characteristic of the first vibration isolator is dominant. In addition, because of the structure of the subframe, the second anti-vibration device has a larger input load than the first anti-vibration device, so the spring constant of the second anti-vibration device is also sufficient to ensure load bearing performance. It is set to a certain size. Therefore, the support spring rigidity by the first vibration isolator can be effectively exhibited against the driving torque reaction force, and the excellent driving torque transmission efficiency as described above can be realized.
  • the vibration system is elastically supported by a spring having the drive unit as a mass and including the first vibration isolator.
  • the rigid resonance frequency of the drive unit consisting of is set to a high frequency. Therefore, even for rigid body resonance generated in the drive unit by the excitation force input from the wheel (vehicle wheel), it is possible to avoid occurrence of vibration due to such resonance in the practical speed range of the vehicle. The vibration performance can be further improved.
  • the plurality of second vibration-proof devices arranged on the front side and the rear side of the vehicle.
  • the sub-frame is supported by the vehicle body in an anti-vibration manner, and the support spring characteristics of the drive unit by the second anti-vibration device on the front side and the drive unit by the second anti-vibration device on the rear side.
  • the support spring characteristics are made different from each other, and the pitching resonance and the bounce resonance in the subframe are generated in a coupled manner.
  • the pitching resonance oscillation resonance in the vehicle longitudinal direction with the axis extending in the vehicle lateral direction as the oscillation axis
  • the bounce resonance resonation in the vehicle vertical direction
  • the peak of each vibration level of pitching resonance and bounce resonance can be suppressed. That is, the vibration energy caused by either the pitching resonance or the bounce resonance can be distributed to the other, and the deterioration of the vehicle vibration isolation performance due to the significant vibration peak level can be avoided.
  • the distance from the torque roll shaft in the second vibration isolator is made larger than that in the first vibration isolator, and the support spring rigidity of the torque reaction force is ensured by the first vibration isolator. Therefore, a large degree of freedom in designing the spring characteristics in the second vibration isolator can be secured. Therefore, mutual tuning of pitching resonance and bounce resonance can be easily performed, and the above-described vibration reduction based on the coupling of both vibrations can be realized more effectively.
  • the vibration mode The node is biased to either the front side or the rear side of the vehicle, and the separation distance from the node of the vibration mode among the plurality of second vibration isolators arranged on the front side and the rear side of the vehicle is
  • the larger second anti-vibration device has higher damping characteristics in the input direction of pitching vibration and bounce vibration than the second anti-vibration device having a smaller separation distance from the node of the vibration mode. ing.
  • the high damping effect by the second vibration isolator having a larger amplitude displacement is efficiently exhibited with respect to the fundamental vibration (resonance having a larger amplitude) of the subframe, Resonance displacement is reduced and a decrease in vehicle vibration is suppressed.
  • Resonance displacement is reduced and a decrease in vehicle vibration is suppressed.
  • a larger amplitude can be generated.
  • a high damping effect can be obtained more effectively with the second vibration isolator.
  • the drive unit passes through the first vibration-proof device. It is loaded on the subframe, and in addition to the driving torque reaction force of the drive unit, the weight of the drive unit is also exerted on the subframe.
  • substantially all of the weight of the drive unit is supported by the vehicle body via the subframe.
  • the vibration isolation performance can be improved.
  • the vibration associated with the resonance of the subframe can be effectively suppressed by combining with the second and third aspects.
  • an in-wheel in which the drive unit is mounted in a rim of the vehicle wheel.
  • the drive unit is connected to and supported by the subframe via a wheel suspension member, and the torque reaction force of the drive unit is transmitted from the wheel suspension member to the subframe.
  • the first vibration isolator is constituted by the suspension vibration isolator.
  • a new and useful drive unit holding mechanism using a subframe structure is provided for an in-wheel motor structure that is a drive unit support structure for an electric motor that is completely different from a power unit support structure for a conventional internal combustion engine.
  • the sub-frame structure can be adopted even in the in-wheel motor structure, not only vibration transmitted from the drive unit to the vehicle body but also vibration input from the road surface to the vehicle body through the wheels is the first prevention. It can be effectively suppressed by the double vibration isolation mechanism by the vibration isolation device and the second vibration isolation device.
  • a shock absorber and a spring mounted between the vehicle wheel and the vehicle body.
  • One is attached to the vehicle body via the subframe.
  • road surface vibration propagated from a wheel to a vehicle body via a shock absorber or a spring can be effectively reduced by skillfully utilizing the sub-frame structure adopted in the above-described in-wheel motor structure. Is possible.
  • the present invention employs specific spring characteristics and arrangement positions in the first anti-vibration device for anti-vibration connection of the drive unit to the sub-frame and the second anti-vibration device for anti-vibration connection of the sub-frame to the vehicle body.
  • FIG. 1 is a cross-sectional view schematically showing a drive unit anti-vibration holding device as a first embodiment of the present invention.
  • the perspective view which shows roughly the principal part of a drive unit anti-vibration holding
  • the model figure which shows a sub-frame with a 2 degree-of-freedom system.
  • the perspective view which shows schematically the drive unit anti-vibration holding
  • FIG. 1 shows a drive unit anti-vibration holding device 10 used in an electric motor-driven vehicle as a first embodiment of the present invention.
  • the drive unit 12 having an in-wheel motor structure is anti-vibrated and held on the vehicle body 16 via the subframe 14.
  • the drive unit 12 includes an electric motor 18 provided with a gear mechanism for shifting.
  • the motor housing of the electric motor 18 is disposed in an accommodated state on the inner peripheral side of the rim of the wheel 22 of the wheel 20 and is supported by a wheel support member (knuckle side member) 24 to which a brake caliper is attached.
  • the output shaft of the electric motor 18 is connected to the wheel 22 via a gear mechanism for shifting, and the electric motor A driving force is transmitted from 18 to the wheel 20.
  • the wheel support member 24 is attached to the vehicle body 16 via a wheel suspension member 26.
  • the vehicle body 16 has a subframe 14 attached to a mounting portion of a wheel suspension member 26, and a wheel support member 24 is connected to the subframe 14 by a wheel suspension member 26. That is, the wheel support member 24 is attached to the vehicle body 16 via the subframe 14 by the wheel suspension member 26.
  • the sub-frame 14 is a highly rigid member formed of iron or the like, and has a predetermined length in the vehicle front-rear direction as shown in FIG.
  • the subframe 14 includes a base portion 28 that extends in the vehicle front-rear direction and a tower portion 30 that protrudes upward at an intermediate portion of the base portion 28 in the vehicle front-rear direction.
  • the specific shape of the subframe 14 is appropriately set according to the vehicle body, the suspension mechanism, and the like, and is not limited to this embodiment.
  • a plurality of attachment portions 31a of the wheel suspension member 26 are provided in the middle portion of the sub-frame 14 in the vehicle front-rear direction.
  • An attachment portion 31b of the frame 14 to the vehicle body 16 is provided.
  • a total of four are provided.
  • a total of three attachment portions 31 b to the vehicle body 16 are provided, that is, both end portions of the base portion 28 in the vehicle front-rear direction and the upper end portion of the tower portion 30.
  • a suspension bush 32 as a suspension vibration isolator is attached to each of the attachment portions 31a of the wheel suspension member 26.
  • these suspension bushes 32 any of the known ones described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2007-245890 or the like can be adopted.
  • an outer cylinder fitting is provided apart from the outer peripheral side of the inner shaft fitting. The inner shaft fitting and the outer cylinder fitting are connected to each other by a main rubber elastic body.
  • suspension bushes 32 are mounted on the mounting portions 31a by supporting the inner shaft fittings of the suspension bushes 32 in the vehicle front-rear direction by the subframe 14.
  • a wheel suspension member 26 is connected to the outer cylinder fitting.
  • the wheel suspension member 26 includes an appropriate arm or the like according to various conventionally known suspension mechanisms.
  • the wheel suspension member 26 is configured to include an upper arm 34 and a lower arm 36 constituting a wishbone type suspension mechanism.
  • the upper arm 34 and the lower arm 36 have a substantially A-shaped or L-shaped arm shape, and both are fixed to the outer cylinder fitting of the suspension bush 32 at two locations on the base end side. Further, the tip ends of the upper arm 34 and the lower arm 36 are attached to the wheel support member 24 via ball joints.
  • the wheel 20 is connected to the subframe 14 via the wheel suspension member 26, positioned in the vehicle front-rear direction, and supported so as to be swingable in the vehicle vertical direction and steerable.
  • the suspension mechanism of the present embodiment has a strut structure. That is, the lower end of a telescopic shock absorber 38 extending obliquely upward is fixed to the wheel support member 24, and the upper end of the shock absorber 38 is attached near the upper end of the tower portion 30 of the subframe 14. ing.
  • an appropriate upper support is interposed in the attachment part to the tower part 30 of the upper end part of the shock absorber 38 as needed.
  • the upper support any known one in JP 2001-193781 A can be adopted.
  • the shock absorber 38 is provided with a coil spring, an air spring or the like, and the wheel 20 connected to the subframe 14 by the biasing force of the coil spring. However, it is designed to support the vehicle weight elastically. However, as is well known, the shock absorber 38 constituting the strut structure supports the vertical load of the vehicle, and reacts in the rotational direction of the wheels 20 (drive reaction force, braking reaction force, cornering). Force etc.) is not received.
  • the drive unit 12 including the electric motor 18 is connected to the subframe 14 via the upper arm 34, the lower arm 36, and the shock absorber 38 constituting the wheel suspension member 26, and is held in a vibration-proof manner. Since the shock absorber 38 does not share the reaction force or the like in the rotational direction of the wheel 20, the drive torque reaction force around the torque roll shaft 40 of the drive unit 12 is transmitted from the upper arm 34 and the lower arm 36 to the suspension bushes 32 and 32. , 32, 32 to the subframe 14.
  • the vibration isolator for the wheel suspension member 26 includes the upper support in addition to the suspension bushes 32, 32, 32, 32, 32, but the characteristics such as the spring constant in the input direction of the torque reaction force are problematic.
  • the first vibration isolator of the present invention includes only each suspension bush 32, 32, 32, 32 and does not include an upper support or the like.
  • sub-frame mounts 42, 44, and 46 which are second vibration isolator, are attached to the three attachment portions 31b of the sub-frame 14 to the vehicle body 16.
  • the specific structures of these subframe mounts 42, 44, 46 are determined according to the required vibration isolation characteristics and the like, and are not limited.
  • the subframe mount 42 attached to the attachment portion 31b of the vehicle front side end portion of the base portion 28 and the sub frame mount 42 attached to the attachment portion 31b of the vehicle rear side end portion of the base portion 28.
  • Each of the frame mounts 44 can be configured by a cylindrical vibration isolator in which outer cylinder fittings spaced apart on the outer peripheral side of the inner shaft fitting are connected by a main rubber elastic body.
  • the sub-frame mounts 42 and 44 are attached so that the center axis of the mount is in the vehicle vertical direction by press-fitting and fixing the outer cylinder fitting to the mounting hole formed in the base portion 28.
  • the shaft bracket is mounted by being fixed to the vehicle body 16.
  • the sub-frame mount 46 attached to the upper end of the tower portion 30 has a rubber elastic body 52 interposed between the opposing surfaces of the first mounting bracket 48 and the second mounting bracket 50 so that both mounting brackets 48 and 50 are attached. It is fixed. Then, the first mounting bracket 48 is attached to one of the opposing portions in the height direction of the upper end of the tower portion 30 and the vehicle body 16, and the second mounting bracket 50 is attached to the other and attached. .
  • suspension bushes 32, 32, 32, constituting the first vibration isolator around the torque roll shaft 40 which is the central axis of the reaction force of the drive torque exerted from the drive unit 12 to the wheel 20 by the electric motor 18.
  • a specific spring constant and a relative position of the arrangement position are set between the sub-frame mounts 42, 44, and 46 constituting the second vibration isolator.
  • the total value of the spring constants around the torque roll shaft 40 in the suspension bushes 32, 32, 32, 32 constituting the first vibration isolator is the second anti-vibration.
  • the subframe mounts 42, 44, and 46 constituting the vibration device are set larger than the total value of the spring constants around the torque roll shaft 40. That is, generally, a larger spring constant is set for the rubber mount as the loaded amount is larger.
  • the suspension bushes 32, 32, 32, and 32 attached to the attachment portions of the upper arm 34 and the lower arm 36, which are lighter in weight than the subframe 14, are subframe mounts 42. , 44 and 46, the total spring constant is larger.
  • the suspension bushings 32, 32, 32, 32 are more about the torque roll shaft 40 than the subframe mounts 42, 44, 46.
  • a large spring constant is assumed. Note that the load input direction around the torque roll shaft 40 is substantially perpendicular to the vertical direction of the vehicle in the suspension bushes 32, 32, 32, and 32, and substantially vertical in the vehicle direction in the subframe mounts 42 and 44. It becomes a substantially axial direction, and in the sub-frame mount 46, it becomes a substantially orthogonal direction to the opposing direction of the first and second mounting brackets 48, 50, which is a substantially longitudinal direction of the vehicle.
  • the average value of the separation distance from the torque roll shaft 40 in the suspension bushes 32, 32, 32, 32 constituting the first vibration isolator is the same as that of the second vibration isolator.
  • the subframe mounts 42, 44, and 46 that are configured are made smaller than the average distance from the torque roll shaft 40. More preferably, in any vibration isolator alone that receives the driving torque reaction force, the suspension bushes 32, 32, 32, 32 are more distant from the torque roll shaft 40 than the subframe mounts 42, 44, 46. The separation distance is reduced.
  • the separation distance is a distance between the elastic main shaft extending in a substantially tangential direction of a circle centering on the torque roll shaft 40 and the torque roll shaft 40 in each vibration isolator, and on a straight line orthogonal to the torque roll shaft 40. It is expressed by the distance.
  • the spring characteristics of the subframe mounts 42, 44, and 46 are set so that (rotational motion) and bounce vibration generated in the subframe 14 as a translational reciprocating motion in the vehicle vertical direction are coupled.
  • the spring constants of the three subframe mounts 42, 44, and 46 are combined and simplified, and the two-degree-of-freedom vibration elastically supported at both ends in the vehicle longitudinal direction as shown in FIG.
  • a subframe 14 is assumed as a rigid beam of the system.
  • the support spring constant of the front mount is k1
  • the support spring constant of the rear mount is k2
  • the distance from the center of gravity G to the front mount is L1
  • the distance from the center of gravity G to the rear mount is L2
  • the mount of the mount disposed on the end side where the amplitude is increased by the fundamental vibration is attenuated.
  • the coefficient is increased as compared with the mount disposed on the end side where the amplitude is reduced.
  • it can be realized by forming the sub-frame mount 42 on the vehicle front side and the sub-frame mount 44 on the vehicle rear side with a main rubber elastic body made of rubber materials having different damping characteristics, or by changing the mounting structure.
  • a fluid-filled subframe mount as shown in Japanese Patent No. 4110567 is adopted on the end side where the amplitude is increased, while Japanese Patent No. 3932025 is issued on the end side where the amplitude is small.
  • This is advantageously realized by adopting a solid type subframe mount as shown in FIG.
  • the resonance frequency on the low frequency side which is the fundamental frequency
  • the resonance frequency on the low frequency side is preferably set in the range of 30 Hz to 350 Hz, and more preferably 40 Hz to 200 Hz. Is set. If the basic frequency of the sub-frame 14 is lower than 30 Hz, the resonance of the sub-frame 14 may cause a problem with respect to the excitation force exerted from the wheel 20, while if it exceeds 350 Hz, it is caused by the driving torque of the electric motor 18. There is a possibility that it is difficult to obtain a sufficient vibration insulation effect against a booming sound or the like.
  • the resonance frequency ( ⁇ ) can be obtained by the following equation.
  • ⁇ 2 1/2 (kx / M + k ⁇ / J) ⁇ ⁇ (1/4 (kx / M ⁇ k ⁇ / J) 2 + kx ⁇ 2 / MJ)
  • kx is a spring constant (kN / m) in the vertical direction and is obtained by k1 + k2.
  • M is the total mass (Kg) of the subframe including the load.
  • k ⁇ is a rotational spring constant and is obtained by k1 ⁇ L1 2 + k2 ⁇ L2 2 .
  • J is the moment of inertia (Kg ⁇ m 2 ) around the center of gravity in the subframe including the load.
  • x is a vertical displacement of the center of gravity (G)
  • ⁇ is a rotation angle around the center of gravity (G)
  • kx ⁇ is obtained by k1 ⁇ L1 ⁇ k2 ⁇ L2. Therefore, by adjusting the spring constants and arrangement positions of the subframe mounts 42, 44, and 46, the two resonance frequencies ( ⁇ ) expressed by the coupled vibration can be tuned to the above-described target frequency range. .
  • the amplitude ratio (A / ⁇ ) between the amplitude (A) of the bounce vibration and the amplitude ( ⁇ ) of the pitching vibration at both ends of the subframe 14 is expressed by the following equation.
  • the drive unit anti-vibration holding device 10 having the above-described structure, in an electric motor-driven vehicle, improvement in transmission efficiency of the drive torque to the wheels 20 and excellent anti-vibration performance are realized at the same time. It becomes possible.
  • the spring constant in the input direction of the driving torque reaction force is set large, so that the rotational driving force of the driving unit 12 is reduced. Absorption reduction by the first vibration isolator can be suppressed. Thereby, the rotational driving force of the drive unit 12 is efficiently transmitted with respect to the wheel 20, and the improvement of energy efficiency and an operation feeling can be aimed at.
  • the spring constants of the suspension bushes 32, 32, 32, 32 for connecting and supporting the drive unit 12 to the subframe 14 as a first vibration isolator are set large, a rigid resonance with the drive unit 12 as a mass is established.
  • the frequency is set high.
  • the rigid body resonance frequency with the sub-frame 14 including a load as the second vibration isolator as a mass is also set to 30 Hz or higher, more preferably 40 Hz or higher as described above.
  • the resonance frequency of the support spring system of the power unit in an internal combustion engine that generates an excitation force due to a torque fluctuation of about 20 Hz at low speed, it is necessary to set the resonance frequency of the support spring system of the power unit to around 10 Hz and realize low spring characteristics in a frequency range of about 20 Hz.
  • the drive unit 12 using the electric motor 18 as a drive source the torque fluctuation itself is small and the frequency is high. Therefore, the resonance frequency (natural frequency) of any of the rigid body vibrations of the drive unit 12 and the subframe 14 can be set to a high frequency range of 30 Hz or more while avoiding the deterioration of vibration due to resonance.
  • an effective anti-vibration effect in a frequency range of f0 ⁇ ⁇ 2 or more with respect to the natural frequency f0 of the drive unit 12 and the subframe 14 Insulation effect).
  • a frequency range lower than the natural frequency f0 of the drive unit 12 or the subframe 14 it is possible to ensure high spring rigidity against the drive torque reaction force and improve the drive efficiency. By suppressing the displacement of the drive unit 12 and the subframe 14 and suppressing the vibration, the anti-vibration performance can be improved.
  • the excitation force from the wheel 20 is the drive unit. Decrease in vibration proof performance due to amplification by the rigid resonance of 12 or subframe 14 can also be avoided.
  • the spring constants of the subframe mounts 42, 44, 46 are smaller than that of the suspension bush 32, the average distance from the torque roll shaft 40 of the drive unit 12 is smaller than that of the suspension bush 32. Since the mounts 42, 44, 46 are made larger, absorption of the drive torque reaction force of the drive unit 12 by the subframe mounts 42, 44, 46 is prevented.
  • the bounce vibration and the pitching vibration of the subframe 14 are coupled, a significant reduction in the vibration isolation performance in the resonance peak frequency region is also avoided.
  • the resonance peak is more effectively suppressed, and further vibration-proof performance is achieved. Improvement can be achieved.
  • FIG. 4 shows a drive unit anti-vibration holding device 60 used in an electric motor-driven vehicle as a second embodiment of the present invention.
  • the drive unit vibration-proof holding device 60 the drive unit 62 is loaded and supported on the subframe 64 and is held on the vehicle body 66 of the automobile via the subframe 64.
  • this embodiment differs from the in-wheel motor structure shown in the first embodiment in that the drive unit 62 is loaded on the vehicle body 66 and the driving force of the drive unit 62 is applied to the wheels by a drive shaft or the like. It has a transmission structure.
  • the drive unit 62 includes an electric motor 70 to which a gear mechanism 68 for transmission is attached.
  • the sub-frame 64 is a highly rigid member made of iron or the like, has a predetermined length in the vehicle front-rear direction, and has a frame shape, for example.
  • a subframe 64 is attached to the vehicle body 66 in a state having a predetermined length in the vehicle front-rear direction, and the drive unit 62 directs the output shaft of the subframe 64 in the vehicle lateral direction. It is loaded and mounted in the state.
  • the output shaft of the electric motor 70 is connected to a gear mechanism 68 for shifting, and the shifting speed is changed in the same manner as a FF type automobile of a horizontal engine equipped with a conventional internal combustion engine.
  • the output shaft of the gear mechanism 68 is connected to the wheel via a drive shaft or the like so that the driving force is transmitted to the wheel.
  • motor mounts 72, 72, 72 as first vibration isolation devices are attached to respective attachment portions of the drive unit 62 to the subframe 64, respectively. Then, the drive unit 62 is supported in an anti-vibration manner with respect to the sub-frame 64 by the substantially total weight of the drive unit 62 being exerted on the sub-frame 64 via the plurality of motor mounts 72, 72, 72. ing.
  • a pair of left and right front subframe mounts 74 and 74 and rear subframe mounts 76 and 76 which are second vibration isolation devices, are attached to the subframe 64 on the front side and the rear side of the vehicle.
  • the sub-frame 64 is supported by vibration isolation with respect to the vehicle body via these sub-frame mounts 74, 74, 76, 76.
  • the drive unit 62 is double-vibrated and supported by the vehicle body 66 by the plurality of motor mounts 72 and the subframe mounts 74 and 76.
  • motor mount 72 for example, a solid-type rubber mount as disclosed in, for example, Japanese Patent No. 4135915, or Japanese Patent No. 3767323 is known as an engine mount for a power unit including a conventional internal combustion engine. It is possible to apply a fluid-filled mount or the like as shown in FIG.
  • subframe mounts 74 and 76 for example, a structure similar to the subframe mount (42, 44) of the first embodiment can be adopted.
  • the spring constant around the torque roll shaft 78 of the drive unit 62 is larger than the subframe mounts 74 and 76 in total. That is, the total value of the spring constants of the three motor mounts 72, 72, 72 in the acting direction of the torque reaction force of the drive unit 62 is greater than the total value of the spring constants of the four subframe mounts 74, 74, 76, 76. Has also been enlarged.
  • the four subframe mounts 74, 74, 76, 76 have a larger average distance from the torque roll shaft 78 of the drive unit 62 than the three motor mounts 72, 72, 72. Yes.
  • the front subframe mount 74 and the rear subframe mount 76 generate bounce vibration and pitching vibration in combination in the subframe 64 including the loading load of the drive unit 62 and the like, as in the first embodiment.
  • the sub-frame mount whose amplitude is increased by the basic vibration on the front side and the rear side of the sub-frame 64 is set to have a larger attenuation coefficient than the other sub-frame mount. Has been.
  • the coupled condition of bounce vibration and pitching vibration and the magnitude of the amplitude of the basic vibration can be easily obtained by the two-degree-of-freedom vibration model shown in FIG. 3 as in the first embodiment. Is possible. Further, when one of the front subframe mount 74 and the rear subframe mount 76 has a higher attenuation than the other, a high attenuation coefficient can be easily set by adopting a fluid-filled mount on the other. I can do it.
  • the torque transmission efficiency from the drive unit 62 to the wheel is improved as in the drive unit vibration-proof holding device 10 of the first embodiment.
  • the improvement effect is exhibited, and the vibration isolation performance is improved by avoiding the deterioration of the vibration caused by the rigid resonance of the sub-frame 64 on which the drive unit 62 is loaded and by reducing the noise caused by the motor torque fluctuation in the high frequency range. An effect can also be exhibited.
  • a torque rod may be additionally mounted as necessary.
  • one end of the torque rod is attached to the drive unit.
  • the other end of the torque rod may be attached to the vehicle body, but is more preferably attached to the subframe.
  • the sub-frame mount can suppress the maximum energy of vibration as described in the above embodiment by making the damping characteristics different between the front side and the rear side of the vehicle. It is possible to adopt the same characteristics as the subframe mount.
  • the subframe structure, suspension structure, drive unit layout, etc. are all examples and are not particularly limited.
  • the drive unit is placed horizontally in the second embodiment, but the drive unit may be placed vertically so that the output shaft is in the vehicle front-rear direction.
  • the shock absorber 38 in the first embodiment may be supported by directly attaching the upper end of the shock absorber 38 or the upper end of the coil spring extrapolated thereto to the vehicle body 16 without using the subframe 14. good. In the first place, the shock absorber 38 and the coil spring extrapolated thereto do not transmit the driving torque reaction force.
  • the scope of application of the present invention is not limited to the drive unit anti-vibration holding device for electric vehicles, and can be applied to, for example, electric motor-driven trains and motorcycles.

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Abstract

　従来の内燃機関用のマウント装置とは全く異なる、電気自動車用に特化した新規な構造の駆動ユニット防振保持装置を提供する。　以下の構成を併せ備えた電動モータ駆動式車両用の駆動ユニット防振保持装置。（ｉ）駆動ユニット１２が第一の防振装置３２，３２，３２，３２を介してサブフレーム１４で防振支持されていると共に、サブフレーム１４が第二の防振装置４２，４４，４６を介して車両ボデー１６で防振支持されているサブフレーム構造。（ｉｉ）駆動ユニット１２のトルク反力の入力方向において、第一の防振装置３２，３２，３２，３２のトータルでのバネ定数が、第二の防振装置４２，４４，４６のトータルでのバネ定数よりも大きい。（ｉｉｉ）駆動ユニット１２のトルクロール軸４０と第一の防振装置３２，３２，３２，３２との距離の平均値に比して、トルクロール軸４０と第二の防振装置４２，４４，４６との距離の平均値が大きい。

Description

電動モータ駆動式車両用の駆動ユニット防振保持装置
　本発明は、駆動源として電動モータを採用した電気自動車において駆動用電動モータユニットを車両ボデーに対して防振保持させる新規な構造の駆動ユニット防振保持装置に関する。
　近年、環境問題に対する関心の高まり等を背景として、内燃機関に代えて電動モータを駆動源として採用した蓄電池自動車や燃料電池自動車等の電気自動車が提案されている。
　ところで、これらの提案されている電気自動車では、従来の内燃機関エンジンを含むパワーユニットを、電動モータを含む駆動ユニットに変更しただけの構造で検討されている。従って、駆動ユニットの車両ボデーへのマウント装置は、例えば特開平７－１５６６６３号公報（特許文献１）等に記載されているように、従来の内燃機関エンジンを含むパワーユニットのマウント装置と略同じの構造がそのまま採用されている。
　しかし、本発明者が検討した結果、従来の内燃機関エンジン用のマウント装置と略同じ構造とされた電気自動車用の駆動ユニット防振保持装置では、電気自動車において目的とする防振性能を実現することが極めて困難であるとの結論に至った。その技術的理由は、電動モータと内燃機関では、その構造だけでなく、出力特性等も大きく異なっていることから、要求される防振特性やそれを実現するための好適な防振保持装置に関して大きな隔たりがあることに因ると考えられる。
　具体的には、例えば、電動モータが低回転域において大きなトルクを生じる一方、内燃機関エンジンが高回転域で大きなトルクを生じることから、防振保持装置に及ぼされる駆動トルク反力の特性に大きな違いがある。更に、内燃機関エンジン用のマウント装置では、車両停止時においてアイドリング振動に対する防振性能が要求されるが、電気自動車用の駆動ユニットでは、アイドリング状態そのものが無いことから、その防振保持装置にアイドリング振動に対する防振性能が必要でない。加えて、出力のトルク変動に起因する振動が、電動モータでは、磁石数又はコイル数に基づいて電動モータの出力軸が１回転する毎に数回～数十回生じるのに対して、４サイクルの内燃機関エンジンでは、クランク軸が２回転する毎に１回発生するに過ぎない。それ故、トルク変動に起因する振動の周波数が大きく異なっており、要求される防振特性に大幅な違いがある。このように検討してみると、従来の内燃機関エンジンを含むパワーユニットの支持構造を電動モータを含む駆動ユニットの保持構造に適用することが妥当でないとの、本発明者が得た知見も技術的に理解できる。
特開平７－１５６６６３号公報
　本発明は、上述の事情を背景に為されたものであって、その解決課題は、従来の内燃機関用のパワーユニットマウント装置とは全く異なる、電気自動車用に特化した新規な構造の駆動ユニット防振保持装置を提供することにある。
　以下、このような課題を解決するために為された本発明の態様を記載するが、以下に記載の各構成は、可能な限り任意な組み合わせで採用可能である。
　本発明の第一の態様は、駆動用電動モータを含む駆動ユニットを車両ボデーに防振保持させる電動モータ駆動式車両用の駆動ユニット防振保持装置であって、前記駆動ユニットが第一の防振装置を介してサブフレームに防振支持されていると共に、該サブフレームが第二の防振装置を介して前記車両ボデーに防振支持されており、該駆動用電動モータのトルク反力の入力方向において該第一の防振装置のバネ定数が該第二の防振装置のバネ定数よりも大きく設定されていると共に、該駆動ユニットのトルクロール軸と該第一の防振装置との距離の平均値に比して該トルクロール軸と該第二の防振装置との距離の平均値が大きく設定されていることを特徴とする。
　第一の態様では、電動モータ駆動式車両において、駆動トルクの伝達効率の向上と優れた防振性能の実現とを両立して実現することが可能となる。即ち、電動モータを駆動源とする駆動ユニットでは、従来の内燃機関エンジンを用いたパワーユニットと異なり、停車時にアイドリング振動が発生しない。本発明に係る駆動ユニット防振保持装置では、このような電動モータ駆動式車両の特別な振動特性等に着目して、内燃機関エンジンのアイドリング振動に相当する中周波数振動の防振性能を犠牲にすることで、駆動トルクの伝達効率向上や、駆動ユニットの剛体共振周波数の高周波数設定を、第一の防振装置及び第二の防振装置の特定の配置やバネ定数の設定によって高度に達成可能となし得たのである。
　より具体的には、駆動ユニットのトルクロール軸との離隔距離が小さい第一の防振装置では、トルク反力の入力方向のバネ定数が大きくされることにより、トルク反力に対する支持バネ剛性が大きくされている。これにより、トルク反力による駆動ユニットの揺動等の変位が低減されて、駆動トルクを車両ホイールに効率的に伝達することが出来、加速性能やアクセルレスポンス等の向上が実現される。
　すなわち、従来の内燃機関エンジン用のマウント装置ではパワーユニットとサブフレームとの間に介装された防振装置におけるトルク反力方向のバネ定数を大きくすると２０～４０Ｈｚ程度に発生するアイドリング振動や低回転時のエンジン振動に対して満足できる防振性能が発揮され得ず、実用性が無い。これは、内燃機関エンジンでは、爆発に伴うトルク変動が非常に大きく、アイドリングや低回転時の振動伝達率を実用レベルに抑えるためには、かかるパワーユニットの防振装置の共振周波数をアイドリング振動数より小さく設定しなければならないことを意味する。ところが、本発明が対象とする電動モータ駆動式車両ではアイドリングそのものが存在しないことに加えて、低回転時にもトルク変動が極めて小さく、且つ低回転時におけるトルク変動周波数も内燃機関エンジンに比して格段に高い。それ故、電動モータ駆動式車両用の駆動ユニット防振保持装置では、トルク変動に起因する走行こもり音等の振動に対する防振性能を良好に維持しつつ、第一の防振装置におけるトルク反力方向のバネ定数を大きく設定することが出来る。それ故、前述のとおり駆動トルクの伝達効率に優れた電動モータ駆動式車両用の駆動ユニット防振保持装置が実現され得るのである。
　なお、第二の防振装置は、トルク反力の入力方向のバネ定数が第一の防振装置よりも小さいが、トルクロール軸からの離隔距離が大きいことから、トルク反力に対する支持バネ剛性は第二の防振装置に比して第一の防振装置のバネ特性が支配的である。しかも、サブフレームの構造上、第一の防振装置に比して第二の防振装置は入力荷重が大きいことから、耐荷重性能を確保するために第二の防振装置のバネ定数もある程度の大きさに設定される。それ故、駆動トルク反力に対しては第一の防振装置による支持バネ剛性が効果的に発揮され得て、前述の如き優れた駆動トルクの伝達効率が実現され得る。
　しかも、第一の防振装置のトルク反力入力方向におけるバネ定数が大きくされることにより、駆動ユニットをマスとし且つ第一の防振装置を含んで構成されるバネで弾性支持された振動系からなる駆動ユニットの剛体共振周波数が高周波数に設定される。それ故、車輪（車両ホイール）から入力される加振力によって駆動ユニットに生ずる剛体共振に対しても、かかる共振に起因する振動が車両の実用速度域で発生することを回避して、車両防振性能の更なる向上を図り得る。
　本発明の第二の態様では、第一の態様に係る電動モータ駆動式車両用の駆動ユニット防振保持装置において、車両の前側と後側とに配された複数の前記第二の防振装置によって前記サブフレームが前記車両ボデーに防振支持されていると共に、該前側の第二の防振装置による前記駆動ユニットの支持バネ特性と該後側の第二の防振装置による該駆動ユニットの支持バネ特性とが相互に異ならされて、該サブフレームにおけるピッチング共振とバウンス共振とが連成して発生するようになっている。
　本態様によれば、サブフレームにおけるピッチング共振（車両左右方向に延びる軸を揺動軸とした車両前後方向での揺動共振）とバウンス共振（車両上下方向での共振）を積極的に連成させることにより、ピッチング共振とバウンス共振の各振動レベルのピークを抑えることが出来る。即ち、ピッチング共振とバウンス共振の何れか一方による振動エネルギーを他方に分散させることが出来て、著しい振動ピークレベルに起因する車両防振性能の悪化を回避することが可能となる。
　特に、本発明では、第二の防振装置におけるトルクロール軸からの距離が第一の防振装置より大きくされていると共に、第一の防振装置によってトルク反力の支持バネ剛性が確保されていることから、第二の防振装置におけるバネ特性の設計自由度が大きく確保され得る。それ故、ピッチング共振とバウンス共振の相互のチューニングを容易に行なうことが出来て、両振動の連成に基づく上述の如き振動低減がより効果的に実現可能となる。
　本発明の第三の態様では、第二の態様に係る電動モータ駆動式車両用の駆動ユニット防振保持装置において、前記サブフレームにおけるピッチング振動とバウンス振動との連成した基本振動において、振動モードの節を車両の前側と後側の何れか一方に偏倚させると共に、車両の前側と後側とに配された複数の前記第二の防振装置のうち該振動モードの節からの離隔距離が大きい方の該第二の防振装置が該振動モードの節からの離隔距離が小さい方の該第二の防振装置に比して、ピッチング振動及びバウンス振動の入力方向で高減衰特性とされている。
　本態様によれば、サブフレームの基本振動（振幅が大きな方の共振）に対して、振幅変位が大きい方の第二の防振装置による高減衰効果が効率的に発揮されて、サブフレームの共振変位が低減され、車両振動の低下が抑えられる。特に、サブフレームの共振を連成させて前側の第二の防振装置と後側の第二の防振装置との振幅比を積極的に確保したことで、大きな振幅が生ぜしめられる方の第二の防振装置で高減衰効果を一層効果的に得ることが可能となる。
　本発明の第四の態様では、第一～三の何れか一態様に係る電動モータ駆動式車両用の駆動ユニット防振保持装置において、前記駆動ユニットが前記第一の防振装置を介して前記サブフレームに載荷されており、該駆動ユニットの駆動トルク反力に加えて該駆動ユニットの重量も該サブフレームに及ぼされるようになっている。
　本態様では、駆動ユニットの重量の略全てがサブフレームを介して車両ボデーで支持される。このようなサブフレームによる駆動ユニットの支持構造では、第二の防振装置を介して車両ボデーに弾性支持されるサブフレームの重量が大きいことから、サブフレームの共振に伴う車両振動の悪化が問題となり易いが、本発明を適用することによって防振性能の向上が図られ得、特に第二，第三の態様と組み合わせることでサブフレームの共振に伴う振動が効果的に抑えられる。
　本発明の第五の態様では、第一～三の何れか一態様に係る電動モータ駆動式車両用の駆動ユニット防振保持装置において、前記車両ホイールのリム内に前記駆動ユニットを装着したインホイールモータ構造とされており、該駆動ユニットが車輪懸架部材を介して前記サブフレームに連結支持されていると共に、該駆動ユニットのトルク反力を該車輪懸架部材から該サブフレームに伝達する部位に配されたサスペンション防振装置により前記第一の防振装置が構成されている。
　本態様によれば、従来の内燃機関エンジンのパワーユニット支持構造とは全く異なる電動モータの駆動ユニット支持構造であるインホイールモータ構造に関して、サブフレーム構造を適用した新規且つ有用な駆動ユニットの保持機構が実現され得る。特に、インホイールモータ構造でもサブフレーム構造を採用可能としたことで、駆動ユニットから車両ボデーに伝達される振動だけでなく、車輪を通じて路面から車両ボデーに入力される振動までも、第一の防振装置と第二の防振装置による二重防振機構によって効果的に抑えられる。しかも、第一の防振装置と第二の防振装置に関して特定の配設位置と特定のバネ特性を採用したことにより、駆動トルク反力に対して充分な支持バネ剛性を確保して優れた駆動トルク伝達効率を達成しつつ、優れた防振性能が実現可能となる。
　本発明の第六の態様では、第五の態様に係る電動モータ駆動式車両用の駆動ユニット防振保持装置において、前記車両ホイールと車両ボデーとの間に装着されるショックアブソーバとスプリングとの少なくとも一方が、前記サブフレームを介して該車両ボデーに取り付けられている。
　本態様によれば、ショックアブソーバやスプリングを介して車輪から車両ボデーに伝播する路面振動等を、上述のインホイールモータ構造に採用したサブフレーム構造を巧く利用して、効果的に低減することが可能となる。
　本発明は、駆動ユニットをサブフレームに防振連結する第一の防振装置とサブフレームを車両ボデーに防振連結する第二の防振装置とにおいて、特定のバネ特性と配設位置を採用することにより、駆動トルクの車輪への伝達効率の向上と、電動モータ駆動式車両において問題となる振動に対する優れた防振性能とを、両立して実現し得た。
本発明の第一の実施形態としての駆動ユニット防振保持装置を概略的に示す断面図。 駆動ユニット防振保持装置の要部を概略的に示す斜視図。 サブフレームを２自由度系で示すモデル図。 本発明の第二の実施形態としての駆動ユニット防振保持装置を概略的に示す斜視図。
　以下、本発明の実施形態について、図面を参照しつつ説明する。
　図１には、本発明の第一の実施形態として、電動モータ駆動式車両に用いられる駆動ユニット防振保持装置１０が示されている。この駆動ユニット防振保持装置１０では、インホイールモータ構造とされた駆動ユニット１２が、サブフレーム１４を介して車両ボデー１６に防振保持されている。
　駆動ユニット１２は、変速用ギヤ機構が付設された電動モータ１８を含んで構成されている。この電動モータ１８のモータハウジングが、車輪２０のホイール２２のリムの内周側に収容状態で配設されており、ブレーキキャリパが取り付けられた車輪支持部材（ナックル側部材）２４で支持されている。そして、特開２００６－２４８４１７号公報や特開２００５－２２５５４号公報等に記載されているように、電動モータ１８の出力軸が変速用ギヤ機構を介してホイール２２に連結されており、電動モータ１８から車輪２０に駆動力が伝達されるようになっている。
　また、車輪支持部材２４は、車輪懸架部材２６を介して、車両ボデー１６に取り付けられている。車両ボデー１６には、車輪懸架部材２６の取付部分にサブフレーム１４が装着されており、車輪支持部材２４が、車輪懸架部材２６によってサブフレーム１４に連結されている。即ち、車輪支持部材２４は、車輪懸架部材２６により、サブフレーム１４を介して、車両ボデー１６に取り付けられている。
　かかるサブフレーム１４は、鉄等で形成された高剛性の部材であって、図２に示されているように車両前後方向で所定長さを有している。また、サブフレーム１４は、車両前後方向に延びるベース部２８と、該ベース部２８の車両前後方向中間部分において上方に向かって突出するタワー部３０を備えている。尤も、サブフレーム１４の具体的形状は車両ボデーやサスペンション機構等に応じて適当に設定されるものであって本実施形態に限定されない。
　そして、サブフレーム１４の車両前後方向の中間部分には、車輪懸架部材２６の取付部３１ａが複数設けられていると共に、サブフレーム１４の車両前後方向両端近くと上端部近くには、それぞれ、サブフレーム１４の車両ボデー１６への取付部３１ｂが設けられている。
　具体的には、車輪懸架部材２６の取付部３１ａは、ベース部２８上で車両前後方向に所定距離を隔てて２つと、タワー部３０上で車両前後方向に所定距離を隔てて２つとの、合計４つが設けられている。一方、車両ボデー１６への取付部３１ｂは、ベース部２８の車両前後方向の両端部分と、タワー部３０の上端部分との、合計３つが設けられている。
　また、車輪懸架部材２６の取付部３１ａには、何れも、サスペンション防振装置としてのサスペンションブッシュ３２が装着されている。これらのサスペンションブッシュ３２は、特開２００７－２４５８９０号公報等に記載された公知のものが何れも採用可能であり、例えば、インナ軸金具の外周側に離隔してアウタ筒金具を配設すると共に、それらインナ軸金具とアウタ筒金具を本体ゴム弾性体によって相互に連結した構造とされている。
　これらのサスペンションブッシュ３２は、各取付部３１ａにおいて、サスペンションブッシュ３２のインナ軸金具を車両前後方向に向けてサブフレーム１４で支持されることによって装着されている。また、アウタ筒金具には、車輪懸架部材２６が連結されている。車輪懸架部材２６は、従来から公知の各種の懸架機構に応じて適当なアーム等から構成される。
　例えば、図示されているように、ウィッシュボーン型のサスペンション機構を構成するアッパアーム３４とロワアーム３６を含んで、車輪懸架部材２６が構成される。これらアッパアーム３４とロワアーム３６は略Ａ型或いはＬ型のアーム形状を有しており、何れも、基端側の２箇所において、サスペンションブッシュ３２のアウタ筒金具に固定されている。また、アッパアーム３４とロワアーム３６の各先端側は、ボールジョイントを介して車輪支持部材２４に取り付けられている。これにより、サブフレーム１４に対して、車輪懸架部材２６を介して、車輪２０が連結されて、車両前後方向に位置決めされて車両上下方向に揺動可能に且つ操舵可能に支持されている。
　また、本実施形態のサスペンション機構は、ストラット構造を有している。即ち、車輪支持部材２４には、斜め上方に向かって延びるテレスコピック型のショックアブソーバ３８の下端が固定されており、このショックアブソーバ３８の上端が、サブフレーム１４のタワー部３０の上端近くに取り付けられている。なお、ショックアブソーバ３８の上端部のタワー部３０への取付部位には、必要に応じて適当なアッパサポートが介装される。このアッパサポートは、特開２００１－１９３７８１号公報等において公知のものが何れも採用可能である。
　なお、図面上からは明らかでないが、公知のストラット構造に従い、ショックアブソーバ３８にはコイルスプリングやエアースプリング等が装着されており、このコイルスプリングの付勢力によって、サブフレーム１４に連結された車輪２０が、弾性的に車重を支えるようになっている。尤も、良く知られているとおり、ストラット構造を構成するショックアブソーバ３８は、車両の上下方向荷重を支持するものであり、車輪２０の回転方向等の反力（駆動反力や制動反力、コーナリングフォース等）を受けるものではない。
　すなわち、電動モータ１８を含む駆動ユニット１２は、車輪懸架部材２６を構成するアッパアーム３４，ロワアーム３６，ショックアブソーバ３８を介して、サブフレーム１４に連結されて防振保持されている。そして、ショックアブソーバ３８は、車輪２０の回転方向の反力等を分担しないことから、駆動ユニット１２のトルクロール軸４０回りの駆動トルク反力は、アッパアーム３４及びロワアーム３６から各サスペンションブッシュ３２，３２，３２，３２を介して、サブフレーム１４に及ぼされる。要するに、車輪懸架部材２６の防振装置としては、各サスペンションブッシュ３２，３２，３２，３２の他、アッパサポートも含まれるが、トルク反力の入力方向でのバネ定数等の特性を問題とする本発明の第一の防振装置には、各サスペンションブッシュ３２，３２，３２，３２だけが含まれ、アッパサポート等は含まれない。
　一方、サブフレーム１４の車両ボデー１６への３つの取付部３１ｂには、第二の防振装置であるサブフレームマウント４２，４４，４６が装着されている。これらのサブフレームマウント４２，４４，４６の具体的構造は、要求される防振特性等に応じて決定されるものであって限定されるものでない。
　例えば、図示されているように、ベース部２８の車両前方側端部の取付部３１ｂに装着されたサブフレームマウント４２と、ベース部２８の車両後方側端部の取付部３１ｂに装着されたサブフレームマウント４４は、何れも、インナ軸金具の外周側に離隔配置されたアウタ筒金具が本体ゴム弾性体で連結された筒型防振装置にて構成され得る。このようなサブフレームマウント４２，４４は、ベース部２８に形成された装着孔に対してアウタ筒金具が圧入固定されることによって、マウント中心軸が車両上下方向となるように取り付けられ、そのインナ軸金具が車両ボデー１６に固定されることによって装着される。また、タワー部３０の上端に装着されたサブフレームマウント４６は、第一の取付金具４８と第二の取付金具５０の対向面間にゴム弾性体５２が介在されて両取付金具４８，５０に固着されている。そして、タワー部３０の上端と車両ボデー１６との高さ方向での対向部分の一方に第一の取付金具４８が取り付けられると共に、他方に第二の取付金具５０が取り付けられて装着されている。
　そして、駆動ユニット１２から車輪懸架部材２６を介してサブフレーム１４に及ぼされる駆動トルク反力が、サブフレームマウント４２，４４，４６を介して、車両ボデー１６に及ぼされて負担されるようになっている。
　ここにおいて、電動モータ１８によって駆動ユニット１２から車輪２０に及ぼされる駆動トルクの反力の中心軸であるトルクロール軸４０回りにおいて、第一の防振装置を構成するサスペンションブッシュ３２，３２，３２，３２と、第二の防振装置を構成するサブフレームマウント４２，４４，４６との間には、特定のバネ定数および配設位置の相対関係が設定されている。
　具体的には、先ずバネ定数の相対関係について、第一の防振装置を構成するサスペンションブッシュ３２，３２，３２，３２におけるトルクロール軸４０回りでのバネ定数の合計値が、第二の防振装置を構成するサブフレームマウント４２，４４，４６におけるトルクロール軸４０回りでのバネ定数の合計値に比して大きくされている。即ち、ゴムマウントは一般に載荷重量が大きいほど大きなバネ定数が設定される。しかし、本実施形態では、それと反対に、サブフレーム１４に比して重量が小さいアッパアーム３４及びロワアーム３６の取付部位に装着されるサスペンションブッシュ３２，３２，３２，３２の方が、サブフレームマウント４２，４４，４６よりも、トータルで大きなバネ定数とされている。より好適には、駆動トルク反力を受ける何れの防振装置単体においても、サスペンションブッシュ３２，３２，３２，３２の方が、サブフレームマウント４２，４４，４６よりも、トルクロール軸４０回りで大きなバネ定数とされる。なお、トルクロール軸４０回りの荷重入力方向は、サスペンションブッシュ３２，３２，３２，３２では車両の略上下方向となる略軸直角方向となり、サブフレームマウント４２，４４では車両の略上下方向となる略軸方向となり、サブフレームマウント４６では車両の略前後方向となる第一及び第二の取付金具４８，５０の対向方向への略直交方向となる。
　次に、配設位置の相対関係について、第一の防振装置を構成するサスペンションブッシュ３２，３２，３２，３２におけるトルクロール軸４０からの離隔距離の平均値が、第二の防振装置を構成するサブフレームマウント４２，４４，４６におけるトルクロール軸４０からの離隔距離の平均値に比して小さくされている。より好適には、駆動トルク反力を受ける何れの防振装置単体においても、サスペンションブッシュ３２，３２，３２，３２の方が、サブフレームマウント４２，４４，４６よりも、トルクロール軸４０からの離隔距離が小さくされる。なお、離隔距離は、各防振装置においてトルクロール軸４０を中心とする円の略接線方向に延びる弾性主軸とトルクロール軸４０との距離であって、トルクロール軸４０に直交する直線上での距離で表される。
　より好適には、サブフレームマウント４２，４４，４６によるサブフレーム１４の弾性支持特性に関して、トルクロール軸４０と略平行に車両左右方向に延びる揺動軸を中心としてサブフレーム１４に発生するピッチング振動（回転運動）と、車両上下方向の並進的な往復運動としてサブフレーム１４に発生するバウンス振動とが連成するように、それら各サブフレームマウント４２，４４，４６のバネ特性が設定されている。具体的には、例えば３つのサブフレームマウント４２，４４，４６のバネ定数を合成して単純化し、図３に示されているように車両前後方向となる両端で弾性支持された２自由度振動系の剛体梁としてサブフレーム１４を想定する。前方マウントの支持バネ定数をｋ１，後方マウントの支持バネ定数をｋ２とし、重心Ｇから前方マウントまでの距離をＬ１，重心Ｇから後方マウントまでの距離をＬ２とすると、下式が満足されるように設定すれば良い。
　　　　Ｌ１×ｋ１≠Ｌ２×ｋ２
　更に好適には、ピッチング振動とバウンス振動が連成されたサブフレーム１４をモデル的に表す図３の振動系において、その基本振動で振幅が大きくなる端部側に配された方のマウントの減衰係数が、振幅が小さくなる端部側に配されたマウントに比して大きくされる。例えば、車両前方側のサブフレームマウント４２と車両後方側のサブフレームマウント４４を減衰特性が互いに異なるゴム材料からなる本体ゴム弾性体で形成したり、マウント構造を異ならせることで実現可能である。具体的には、振幅が大きくなる端部側において特許第４１１０５６７号公報等に示されているような流体封入式のサブフレームマウントを採用する一方、振幅が小さい端部側で特許第３９３２０２５号公報等に示されているようなソリッドタイプのサブフレームマウントを採用することによって、有利に実現される。
　また、かかるサブフレーム１４の振動系では、基本周波数となる低周波側の共振周波数が、３０Ｈｚ～３５０Ｈｚの範囲に設定されることが好ましく、より好適には４０Ｈｚ～２００Ｈｚの基本周波数となるように設定される。サブフレーム１４の基本周波数が３０Ｈｚより低いと車輪２０から及ぼされる加振力に対してサブフレーム１４の共振が問題となるおそれがある一方、３５０Ｈｚを超えると、電動モータ１８の駆動トルクに起因するこもり音等に対する振動絶縁効果が充分に得られ難くなるおそれがある。
　ここにおいて、図３にモデル的に表されるサブフレーム１４の振動系において、共振周波数（ω）は、下式で求めることができる。
　　ω2 ＝１／２（ｋｘ／Ｍ＋ｋθ／Ｊ）±√（１／４（ｋｘ／Ｍ－ｋθ／Ｊ）2 ＋ｋｘθ2 ／ＭＪ）
　ただし、ｋｘは上下方向のバネ定数（ｋＮ／ｍ）であってｋ１＋ｋ２で求められる。Ｍは載荷重を含むサブフレームの総質量（Ｋｇ）である。ｋθは回転バネ定数であってｋ１×Ｌ１2 ＋ｋ２×Ｌ２2 で求められる。Ｊは載荷物を含むサブフレームにおける重心回りの慣性モーメント（Ｋｇ・ｍ2 ）である。ｘは重心（Ｇ）の上下方向変位、θは重心（Ｇ）回りの回転角であり、ｋｘθはｋ１×Ｌ１－ｋ２×Ｌ２で求められる。
　それ故、サブフレームマウント４２，４４，４６のバネ定数や配設位置を調節することにより、連成振動で表れる二つの共振周波数（ω）を前述の目的とする周波数域にチューニングすることが出来る。
　また、サブフレーム１４の両端部分でのバウンス振動の振幅（Ａ）とピッチング振動の振幅（Θ）との振幅比（Ａ／Θ）は、下式で表される。
　　Ａ／Θ＝ｋｘθ／（ｋｘ－Ｍω2 ）＝（ｋθ－Ｊω2 ）／ｋｘθ
　それ故、連成振動で表れる二つの共振周波数（ω）のうち、振幅が大きな基本振動での振幅比から振動モードを求めることで、サブフレーム１４の前側と後側の何れの防振装置における減衰係数を大きくすれば良いか判る。具体的には、本実施形態では、前方のサブフレームマウント４２と後方のサブフレームマウント４４のうち、ピッチング振動のモードの節から遠い方のマウントにおける減衰係数を大きく設定することが効果的である。
　上述の如き構造とされた駆動ユニット防振保持装置１０によれば、電動モータ駆動式車両において、駆動トルクの車輪２０への伝達効率の向上と、優れた防振性能とが、両立して実現可能となる。
　すなわち、先ず第一の防振装置としてのサスペンションブッシュ３２，３２，３２，３２において、駆動トルク反力の入力方向でのバネ定数が大きく設定されていることにより、駆動ユニット１２の回転駆動力の第一の防振装置による吸収低下が抑えられる。これにより、駆動ユニット１２の回転駆動力が車輪２０に対して効率的に伝達されて、エネルギー効率や操作感の向上が図られ得る。
　また、第一の防振装置として駆動ユニット１２をサブフレーム１４に連結支持させるサスペンションブッシュ３２，３２，３２，３２のバネ定数が大きく設定されていることにより、駆動ユニット１２をマスとする剛体共振周波数が高く設定される。更に、第二の防振装置としての載荷重を含むサブフレーム１４をマスとする剛体共振周波数も、前述のとおり３０Ｈｚ以上、より好適には４０Ｈｚ以上に設定される。これにより、駆動ユニット１２をマスとする剛体振動と、載荷重を含むサブフレーム１４をマスとする剛体振動との、何れにおいても、共振に伴う振動悪化を回避することができる。
　すなわち、低回転時に２０Ｈｚ程度のトルク変動による加振力を発生する内燃機関エンジンでは、パワーユニットの支持バネ系の共振周波数を１０Ｈｚ前後に設定して２０Ｈｚ程度の周波数域で低バネ特性を実現する必要があるのに対して、電動モータ１８を駆動源とする駆動ユニット１２では、トルク変動自体が小さく且つ周波数が高い。それ故、駆動ユニット１２とサブフレーム１４の何れの剛体振動の共振周波数（固有振動数）も、共振に伴う振動悪化を回避しつつ、３０Ｈｚ以上の高い周波数域に設定することが出来る。
　その結果、駆動トルク変動に起因する振動や騒音に対しては、駆動ユニット１２やサブフレーム１４の固有振動数ｆ０に対して、ｆ０×√２以上の周波数域で効果的な防振効果（振動絶縁効果）を得ることができる。一方、駆動ユニット１２やサブフレーム１４の固有振動数ｆ０より低周波数域では、駆動トルク反力に対する高バネ剛性を確保して駆動効率を向上させることが出来ると共に、例えば車両の段差乗越え等に伴う駆動ユニット１２やサブフレーム１４の変位を抑えて制振させることで防振性能の向上も図られ得る。また、車輪２０から及ぼされる加振力による駆動ユニット１２やサブフレーム１４の振動に関しても、通常速度域では車輪２０が３０回転／秒以下であることから、車輪２０からの加振力が駆動ユニット１２やサブフレーム１４の剛体共振で増幅されることに起因する防振性能の低下も回避され得る。
　なお、サスペンションブッシュ３２に比してサブフレームマウント４２，４４，４６のバネ定数が小さくされているが、駆動ユニット１２のトルクロール軸４０からの平均距離に関して、サスペンションブッシュ３２に比してサブフレームマウント４２，４４，４６の方が大きくされていることにより、駆動ユニット１２の駆動トルク反力のサブフレームマウント４２，４４，４６での吸収が防止されている。
　しかも、サブフレーム１４のバウンス振動とピッチング振動が連成されていることから、共振ピークの周波数域での大幅な防振性能の低下も回避されている。加えて、サブフレームマウント４２，４４のうち、連成共振振動時の振幅が大きい方に高減衰マウントが採用されることにより、共振ピークが一層効果的に抑えられて、更なる防振性能の向上が図られ得る。
　図４には、本発明の第二の実施形態として、電動モータ駆動式車両に用いられる駆動ユニット防振保持装置６０が示されている。この駆動ユニット防振保持装置６０では、駆動ユニット６２がサブフレーム６４に載荷支持されて、該サブフレーム６４を介して自動車の車両ボデー６６に防振保持されている。要するに、本実施形態は、第一の実施形態に示されたインホイールモータ構造とは異なり、駆動ユニット６２を車両ボデー６６に載荷支持させて、駆動ユニット６２の駆動力をドライブシャフト等によって車輪に伝達する構造とされている。
　駆動ユニット６２は、変速用ギヤ機構６８が付設された電動モータ７０を含んで構成されている。一方、サブフレーム６４は、鉄等で形成された高剛性の部材であって、車両前後方向で所定長さを有しており、例えば枠体形状等とされる。
　そして、車両ボデー６６に対してサブフレーム６４が、車両前後方向に所定長さを有する状態で装着されており、このサブフレーム６４に対して駆動ユニット６２が、その出力軸を車両横方向に向けた状態で載荷されて装着されている。なお、図面上に明示はされていないが、電動モータ７０の出力軸は変速用ギヤ機構６８に連結されており、従来の内燃機関を備えた横置エンジンのＦＦ型自動車等と同様に、変速用ギヤ機構６８の出力軸がドライブシャフト等を介して車輪に接続されて、車輪に駆動力が伝達されるようになっている。
　また、駆動ユニット６２におけるサブフレーム６４への各取付部には、それぞれ、第一の防振装置としてのモータマウント７２，７２，７２が装着されている。そして、駆動ユニット６２の略全重量が、これら複数のモータマウント７２，７２，７２を介して、サブフレーム６４に及ぼされていることで、駆動ユニット６２がサブフレーム６４に対して防振支持されている。
　さらに、サブフレーム６４には、車両前側と後側とにおいて、第二の防振装置である左右一対の前側サブフレームマウント７４，７４と後側サブフレームマウント７６，７６が装着されている。そして、これらのサブフレームマウント７４，７４，７６，７６を介して、サブフレーム６４が、車両ボデーに対して防振支持されている。要するに、駆動ユニット６２は、各複数のモータマウント７２とサブフレームマウント７４，７６によって、二重に防振されて車両ボデー６６で防振支持されている。
　また、モータマウント７２としては、例えば従来の内燃機関を備えたパワーユニット用のエンジンマウントとして公知の、例えば特許第４１３５９１５号公報等に示されているようなソリッドタイプのゴムマウントや特許第３７６７３２３号公報等に示されているような流体封入式マウントなどを、バネ定数を調節して適用することが可能である。
　一方、サブフレームマウント７４，７６としては、例えば第一の実施形態のサブフレームマウント（４２，４４）と同様な構造のものが採用可能である。
　ここにおいて、モータマウント７２は、サブフレームマウント７４，７６に比して、駆動ユニット６２のトルクロール軸７８回りでのバネ定数が、各トータルで大きくされている。即ち、駆動ユニット６２のトルク反力の作用方向において、３つのモータマウント７２，７２，７２のバネ定数の合計値が、４つのサブフレームマウント７４，７４，７６，７６のバネ定数の合計値よりも大きくされている。
　また、４つのサブフレームマウント７４，７４，７６，７６は、３つのモータマウント７２，７２，７２に比して、駆動ユニット６２のトルクロール軸７８からの離隔距離の平均値が大きく設定されている。
　更にまた、前側サブフレームマウント７４及び後側サブフレームマウント７６は、第一の実施形態と同様、駆動ユニット６２等の載荷重を含むサブフレーム６４においてバウンス振動とピッチング振動が連成して発生するようにされている。更に、その振動モードを考慮して、サブフレーム６４の前側と後側とにおいて、基本振動で振幅が大きくなる方のサブフレームマウントには、他方のサブフレームマウントに比して大きな減衰係数が設定されている。
　なお、バウンス振動とピッチング振動の連成条件や、基本振動での振幅の大小は、第一の実施形態と同様、図３に示されている２自由度系の振動モデルで簡易的に求めることが可能である。また、前側サブフレームマウント７４と後側サブフレームマウント７６とにおいて、一方を他方より高減衰とする場合には、一方に流体封入式マウントを採用することよって高い減衰係数を容易に設定することが出来る。
　このような本実施形態に従う構造とされた駆動ユニット防振保持装置６０においても、前記第一の実施形態の駆動ユニット防振保持装置１０と同様に、駆動ユニット６２から車輪へのトルク伝達効率の向上効果が発揮されると共に、駆動ユニット６２が載荷されたサブフレーム６４の剛体共振に起因する振動悪化の回避や高周波数域でのモータトルク変動に起因する騒音の低下等による防振性能の向上効果も発揮され得る。
　以上、本発明の実施形態について詳述したが、本発明はその具体的な記載によって限定されない。例えば、駆動ユニットの保持構造としては、必要に応じてトルクロッドを追加装着しても良い。その場合、トルクロッドの一端は、駆動ユニットに取り付けられる。一方、トルクロッドの他端は、車両ボデーに取り付けられても良いが、より好適には、サブフレームに取り付けられる。これにより、トルク反力の確保と防振性能の確保がより高度に両立され得る。
　また、サブフレームマウントは、車両前側と後側で減衰特性を相違させることで、前記実施形態に記載のとおり振動の最大エネルギーを抑えることが可能であるが、特に問題とならない場合には、複数のサブフレームマウントとして同一特性のものを採用すること等も可能である。
　また、サブフレームの構造やサスペンションの構造，駆動ユニットのレイアウト等は、何れも例示であって、特に限定されるものではない。具体的には、例えば、前記第二の実施形態において駆動ユニットが横置きされているが、駆動ユニットは、出力軸が車両前後方向となるように縦置きされる場合もある。
　更にまた、前記第一の実施形態におけるショックアブソーバ３８は、その上端部或いはそれに外挿されるコイルスプリングの上端部を、サブフレーム１４を介することなく、直接に車両ボデー１６に取り付けて支持させても良い。そもそもショックアブソーバ３８やそれに外挿されるコイルスプリングは、駆動トルク反力を伝達するものでないからである。
　また、本発明の適用範囲は、電気自動車用の駆動ユニット防振保持装置に限定されるものではなく、例えば、電動モータ駆動式の列車や自動二輪車等にも適用され得る。
１０，６０：駆動ユニット防振保持装置、１２，６２：駆動ユニット、１４，６４：サブフレーム、１６，６６：車両ボデー、１８，７０：電動モータ、２０：車輪、２６：車輪懸架部材、３２：サスペンションブッシュ（第一の防振装置、サスペンション防振装置）、３４：アッパアーム、３６：ロワアーム、３８：ショックアブソーバ、４０，７８：トルクロール軸、４２，４４，４６，７４，７６：サブフレームマウント（第二の防振装置）、７２：モータマウント（第一の防振装置）

Claims (6)

  1. 　駆動用電動モータを含む駆動ユニットを車両ボデーに防振保持させる電動モータ駆動式車両用の駆動ユニット防振保持装置であって、
    　前記駆動ユニットが第一の防振装置を介してサブフレームに防振支持されていると共に、該サブフレームが第二の防振装置を介して前記車両ボデーに防振支持されており、該駆動用電動モータのトルク反力の入力方向において該第一の防振装置のバネ定数が該第二の防振装置のバネ定数よりも大きく設定されていると共に、該駆動ユニットのトルクロール軸と該第一の防振装置との距離の平均値に比して該トルクロール軸と該第二の防振装置との距離の平均値が大きく設定されていることを特徴とする電動モータ駆動式車両用の駆動ユニット防振保持装置。
  2. 　車両の前側と後側とに配された複数の前記第二の防振装置によって前記サブフレームが前記車両ボデーに防振支持されていると共に、該前側の第二の防振装置による前記駆動ユニットの支持バネ特性と該後側の第二の防振装置による該駆動ユニットの支持バネ特性とが相互に異ならされて、該サブフレームにおけるピッチング共振とバウンス共振とが連成して発生するようになっている請求項１に記載の電動モータ駆動式車両用の駆動ユニット防振保持装置。
  3. 　前記サブフレームにおけるピッチング振動とバウンス振動との連成した基本振動において、振動モードの節を車両の前側と後側の何れか一方に偏倚させると共に、車両の前側と後側とに配された複数の前記第二の防振装置のうち該振動モードの節からの離隔距離が大きい方の該第二の防振装置が該振動モードの節からの離隔距離が小さい方の該第二の防振装置に比して、ピッチング振動及びバウンス振動の入力方向で高減衰特性とされている請求項２に記載の電動モータ駆動式車両用の駆動ユニット防振保持装置。
  4. 　前記駆動ユニットが前記第一の防振装置を介して前記サブフレームに載荷されており、該駆動ユニットの駆動トルク反力に加えて該駆動ユニットの重量も該サブフレームに及ぼされるようになっている請求項１～３の何れか１項に記載の電動モータ駆動式車両用の駆動ユニット防振保持装置。
  5. 　前記車両ホイールのリム内に前記駆動ユニットを装着したインホイールモータ構造とされており、該駆動ユニットが車輪懸架部材を介して前記サブフレームに連結支持されていると共に、該駆動ユニットのトルク反力を該車輪懸架部材から該サブフレームに伝達する部位に配されたサスペンション防振装置により前記第一の防振装置が構成されている請求項１～３の何れか１項に記載の電動モータ駆動式車両用の駆動ユニット防振保持装置。
  6. 　前記車両ホイールと車両ボデーとの間に装着されるショックアブソーバとスプリングとの少なくとも一方が、前記サブフレームを介して該車両ボデーに取り付けられている請求項５に記載の電動モータ駆動式車両用の駆動ユニット防振保持装置。
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