WO2011001799A1

WO2011001799A1 - 振動低減装置

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Publication number: WO2011001799A1
Application number: PCT/JP2010/059727
Authority: WO
Inventors: 裕介佐藤; 金堂　雅彦
Original assignee: 日産自動車株式会社
Priority date: 2009-07-02
Filing date: 2010-06-02
Publication date: 2011-01-06
Also published as: EP2450593B1; US20120098177A1; EP2450593A4; US8827250B2; JP2011012757A; JP5278202B2; CN102472359B; EP2450593A1; CN102472359A

Abstract

振動低減装置は、エンジンと車体との間に、それぞれ弾性体を介して支持されて、共振周波数がエンジンの曲げ、捩りの１次の共振周波数よりも低く設定されたロッド剛体と、ロッド剛体に設けられ、ロッド剛体の軸方向に作用する力によって変形する弾性部品と、弾性部品に支持される慣性マスと、ロッド剛体の軸方向速度に比例した力を発生して、慣性マスをロッド剛体の軸方向に往復動させるアクチュエータとを含む。これによって、二重防振の効果を低減させることなく共振そのものを抑制できる。

Description

振動低減装置

　この発明は、エンジンから車体へ伝達される振動を低減する振動低減装置に関する。

　日本国特許庁が１９９７年に発行したＪＰ−Ｈ０９−２７３５８６−Ａ２は、エンジンから車体への振動を低減するためゴム部を２つの部分に区画する中間板に振動板を連結する。これによって、区画された外側ゴム部と内側ゴム部とで共振点を異なる。これによって二重防振の効果が得られる。

　ところで、二重防振の効果を得るものでは、共振点付近の周波数でエンジンから車体に伝達される伝達力が大きくなるので、エンジンから車体への振動をより一層低減するには、共振そのものを抑制する必要がある。
　この場合に、ゴム部の減衰を増大させると、共振点付近の周波数での伝達力が小さくなり共振そのものは抑制されるのである。しかし、共振周波数以上の高周波域においては、減衰を増大させる前より却って伝達力が大きくなり、高周波域側での車体側部材への伝達特性が悪化する。共振を抑制するためにゴム部の減衰を単に増大したのでは、二重防振の効果が悪化する。
　本発明の目的は、したがって、二重防振の効果を低減させることなく共振そのものを抑制できる装置を提供することである。
　この目的を達成するために、本発明による振動低減装置は、エンジン取付部と車体取付部とを含むとともに、ロッド剛体の共振周波数がエンジンの曲げ捩り共振周波数よりも低いロッドと、ロッドに設けられロッドの軸方向に作用する力によって変形する弾性部品と、弾性部品に支持される慣性マスと、ロッドの軸方向速度に比例した力を発生して、前記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ーと、含む。
　この発明の詳細は、他の特徴及び利点と同様に、明細書の以降の記載の中で説明されるとともに、添付された図面に示される。

　ＦＩＧ．１は、ペンデュラム方式のエンジンマウント構造に本発明による振動低減装置の第１実施形態を適用した様子を示す概略斜視図である。
　ＦＩＧ．２は、二重防振効果が得られるトルクロッドを示す平面図である。
　ＦＩＧ．３は、二重防振の効果が得られる構成による伝達力の周波数特性図である。
　ＦＩＧ．４は、トルクロッド１１の物理モデルを示すダイアグラムである。
　ＦＩＧ．５は、車載状態のトルクロッドアッセンブリーを上方から見た平面図である。
　ＦＩＧ．６は、電圧増幅回路２３とアクチュエーター１７とを機能的に表現したブロックダイアグラムである。
　ＦＩＧ．７は、大端部１１２にエンジン剛体共振Ａが生じているときの大端部１１２の外筒１１２ａの変形を拡大したダイアグラムである。
　ＦＩＧ．８は、第１実施形態のトルクロッドアッセンブリーの物理モデルを示すダイアグラムである。
　ＦＩＧ．９は、第１実施形態のトルクロッドアッセンブリーによる伝達力の周波数特性図である。
　ＦＩＧ．１０は、第１実施形態の加速時騒音の効果を示す特性図である。
　ＦＩＧ．１１は、第１実施形態のこもり音低減用の加振力を設定するためのマップの一例を示すダイアグラムである。
　ＦＩＧ．１２は、第１実施形態のこもり音の効果を示す特性図である。
　ＦＩＧｓ．１３Ａ−１３Ｂは、第２実施形態のトルクロッドアッセンブリーの斜視図である。
　ＦＩＧ．１４は、第３実施形態のトルクロッドアッセンブリーの概略平面図である。
　ＦＩＧ．１５は、第３実施形態のトルクロッドアッセンブリーを１自由度振動系とした物理モデルを示すダイアグラムである。
　ＦＩＧ．１６は、第３実施形態のコントローラーの概略構成図である。

　以下では図面を参照して本発明を実施するための形態について説明する。
　（第１実施形態）
　ＦＩＧ．１は、ペンデュラム方式のエンジンマウント構造に本発明による振動低減装置の第１実施形態を適用した様子を示す概略斜視図である。
　エンジン１は、エンジン回転の基本次数で不平衡慣性力が作用せず、主にエンジントルク変動の反力のみが作用するエンジンである。そのようなエンジンには、たとえば２次バランサ付き４気筒エンジンやＶ型６気筒エンジンがある。エンジン１はクランクシャフトが車両の左右方向に置かれた横置きタイプである。なお本実施形態では、車両右側がエンジンフロントである。
　エンジン１から伝達する振動を低減する構造は、エンジン１を支持する構造の一部である。エンジン１は、重心よりも上の２箇所が右側エンジンマウント３と、左側エンジンマウント４と、によって支持される。右側エンジンマウント３は、車両右側からエンジン１を支持する。左側エンジンマウント４は、車両左側からエンジン１を支持する。このような支持方法がペンデュラム方式と呼ばれる。
　ペンデュラム方式のエンジンマウント構造では、エンジン１が、運転中の回転慣性力によって２つのマウント点を結んだ軸の回りに傾く。この傾きを防止するために、上側ロッド１１−１と、下側ロッド１１−２と、が設けられる。上側ロッド１１−１は、車両右上側に設けられ、一端がエンジン１に連結され、他端が車体２に連結される。上側ロッド１１−１は、ロッド軸部１１１が水平に取り付けられる。下側ロッド１１−２は、車両下側に設けられ、一端がエンジン１に連結され、他端が車体２に連結される。下側ロッド１１−２も、ロッド軸部１１１が水平に取り付けられる。
　２次バランサ付き４気筒エンジンやＶ型６気筒エンジンに対しては、エンジン回転の基本次数で不平衡慣性力が作用せず、主にエンジントルク変動の反力のみが作用する。したがって基本次数では、トルクを支持しているトルクロッドを介して車体に伝達する振動によって、車内音・車内振動が発生することを、本件発明者らが知見した。さらに、主に車両が加速するときに基本次数の高次数で構成される約１０００Ｈｚまでの車内音が乗員にとって問題となることを、本件発明者らが知見した。
　そこで本発明者は、エンジン１から上側ロッド１１−１及び下側ロッド１１−２を介して車体に伝達する振動を低減するために、二重防振効果が得られる構成とした上で、さらに振動を低減可能な構造を追加した新たなトルクロッドアッセンブリーを提案する。
　なお上側ロッド１１−１及び下側ロッド１１−２の基本構造は同一である。そこで以下では特に区別する必要がないときはロッド１１として説明する。
　（二重防振効果が得られる構成について）
　ＦＩＧ．２は、二重防振効果が得られるトルクロッドを示す平面図である。
　ＦＩＧ．２に示されるトルクロッド１１でも、二重防振効果によって、ある程度の防振効果は期待できる。この点ついて説明する。
　トルクロッド１１は、ロッド軸部１１１の両端が大端部１１２及び小端部１１３である。
　大端部１１２は、外筒１１２ａと、内筒１１２ｂと、弾性体１１２ｃと、を含む。
　外筒１１２ａは、ロッド軸部１１１に溶接される。
　内筒１１２ｂは、外筒１１２ａと同心である。内筒１１２ｂは、ＦＩＧ．１に示されるようにボルト１８が挿通されてエンジン１に固定される。
　弾性体１１２ｃは、外筒１１２ａと内筒１１２ｂとの間に介装される。弾性体１１２ｃは、たとえば弾性ゴムである。弾性体１１２ｃは、弾性のみならず減衰性をも合わせ持つ。
　小端部１１３も基本構造は、大端部１１２と同じである。すなわち小端部１１３は、ロッド軸部１１１に溶接される外筒１１３ａと、外筒１１２ａと同心の内筒１１３ｂと、外筒１１２ａと内筒１１２ｂとの間に介装される弾性体１１３ｃと、を含む。
　本実施形態では、大端部１１２と小端部１１３とでは、外筒及び内筒の径が相違する。すなわち、小端部１１３の外筒１１３ａの径は、大端部１１２の外筒１１２ａの径よりも小さい。小端部１１３の内筒１１３ｂの径は、大端部１１２の内筒１１２ｂの径よりも小さい。さらに、小端部１１３の弾性体１１３ｃの剛性は、大端部１１２の弾性体１１２ｃの剛性よりも大きい。
　上述のように、大端部外筒１１２ａ及び小端部外筒１１３ａがロッド軸部１１１に溶接、すなわち剛体結合される。そこで以下では、ロッド軸部１１１に大端部外筒１１２ａ及び小端部外筒１１３ａが溶接されたものを、適宜、ロッド剛体１１０と称する。
　このようなトルクロッドには、ＦＩＧ．３に実線で示されるように、２つの共振点が現れる。
　ひとつはエンジン剛体共振Ａである。エンジン剛体とは、エンジンに大端部内筒１１２ｂを剛体結合したものである。エンジン剛体共振Ａの共振周波数は、エンジン質量と、大端部弾性体１１２ｃの特性とで決まる。
　もうひとつは、ロッド剛体共振Ｂである。ロッド剛体共振Ｂの共振周波数は、ロッド剛体１１０の質量（すなわちロッド軸部１１１と大端部外筒１１２ａと小端部外筒１１３ａの質量）と、小端部弾性体１１３ｃの特性とで決まる。
　一般的な車両用エンジンは、曲げ、捩りの１次の共振周波数ｆ_３が２８０Ｈｚ~３５０Ｈｚ程度である。そこで、エンジン剛体共振Ａの共振周波数及びロッド剛体共振Ｂの共振周波数が、エンジンの曲げ、捩りの共振周波数ｆ_３よりも小さくなるように、大端部弾性体１１２ｃの特性と、ロッド軸部１１１と大端部外筒１１２ａと小端部外筒１１３ａの質量と、小端部弾性体１１３ｃの特性と、を設定する。
　本実施形態では、ＦＩＧ．３に示されるように、エンジン剛体共振Ａの共振周波数は、ほぼゼロに近い周波数ｆ_１［Ｈｚ］に調整される。ロッド剛体共振Ｂの共振周波数は、２００Ｈｚに近い周波数ｆ_２［Ｈｚ］に調整される。
　このように調整されれば、エンジンの曲げ、捩りの共振振動は、まず第１ブッシュで防止される。次に第２ブッシュで防止される。したがってエンジン１の曲げ、捩りの共振振動は、二重に防振されて、車体への伝達が抑制される。
　このように、トルクロッド１１であっても、二重防振効果によって、ある程度の防振効果が期待される。しかしながら、さらなる防振効果を得ることは難しい。この点ついて説明する。
　トルクロッド１１でさらなる防振効果を得るために、ロッド剛体共振Ｂを抑制することを考える。なおエンジン剛体共振Ａは無視する。ロッド剛体共振Ｂを抑制するには、小端部弾性体１１３ｃの減衰項を増大させるとよい。
　しかしながら、小端部弾性体１１３ｃの減衰項を増大させると、ＦＩＧ．３に破線で示されるように、ロッド剛体共振Ｂ付近では、伝達力が小さくなりロッド剛体共振Ｂそのものは抑制されるものの、高周波域では却って伝達力が大きくなり伝達特性が悪化する。
　このメカニズムは以下である。
　ＦＩＧ．４は、トルクロッド１１の物理モデルを示すダイアグラムである。
　図示のモデルから、ロッドについての運動方程式は、次式（１）になる。
　　　（−ｍ_ｒω^２＋ｃ_ｒｉω＋ｋ_ｒ）ｘ_ｒ＝Ｆｅ　　　・・・（１）
　　　　　　　ただし、
　　　　　　　　　　　ｍ_ｒ　　：ロッド剛体の質量
　　　　　　　　　　　ｘ_ｒ　　：ロッド剛体の軸方向変位
　　　　　　　　　　　ω　　　：角周波数
　　　　　　　　　　　ｋ_ｒ　　：小端部のロッド軸方向のバネ係数
　　　　　　　　　　　ｃ_ｒ　　：小端部のロッド軸方向の減衰係数
　　　　　　　　　　　ｉ　　　：虚数単位
　　　　　　　　　　　Ｆｅ　　：大端部を介したエンジンからの入力
　また、ロッド１１から車体２への入力Ｆｔは、次式（２）になる。
　　　Ｆｔ＝ｋ_ｒｘ_ｒ＋ｃ_ｒｉωｘ_ｒ　　　　・・・（２）
　　　　　　　ただし、
　　　　　　　　　　　ｘ_ｒ　　：ロッドの軸方向変位
　　　　　　　　　　　ω　　　：角周波数
　　　　　　　　　　　ｋ_ｒ　　：小端部のロッド軸方向のバネ係数
　　　　　　　　　　　ｃ_ｒ　　：小端部のロッド軸方向の減衰係数
　　　　　　　　　　　ｉ　　　：虚数単位
　トルクロッド１１における車体２への伝達特性は、式（１）及び式（２）から、次式（３）で表される。

　ロッド剛体共振Ｂ付近の周波数では、ｍ_ｒω^２の絶対値とｋ_ｒの絶対値が近づいて
−ｍ_ｒω^２とｋ_ｒが相殺するので、車体２への伝達特性は、式（３）の右辺の分母の減衰係数ｃ_ｒによることとなる。
　したがって、減衰係数ｃ_ｒを大きくすれば、ＦＩＧ．３に破線で示されるように、ロッド剛体共振Ｂ付近で、伝達力が下がりロッド剛体共振Ｂそのものは抑制される。
　式（３）の右辺の分子は、小端部のロッド軸方向の剛性係数ｋ_ｒと、小端部のロッド軸方向の減衰係数ｃ_ｒとで決められる。通常の二重防振効果が得られる程度の減衰では、減衰係数ｃ_ｒが小さく、剛性係数ｋ_ｒが支配的である。ところが、分母の減衰係数ｃ_ｒを大きくしてロッド剛体共振Ｂを抑制しようとすると、分子の減衰係数ｃ_ｒも連動する。そしてＦＩＧ．３に破線で示されるように、ロッド剛体共振Ｂの共振周波数ｆ_２を超える周波数域で車体２への伝達力が却って大きくなり、高周波域側での車体２への伝達特性が悪化する。
　（第１実施形態）
　以上を踏まえて、ＦＩＧ．５を参照して本発明による振動低減装置の第１実施形態を説明する。なおＦＩＧ．５は、車載状態のトルクロッドアッセンブリーを上方から見た平面図である。
　振動低減装置１００は、トルクロッドアッセンブリー１０と、加速度センサー２１と、バンドパスフィルター２２と、電圧増幅回路２３と、を含む。
　トルクロッドアッセンブリー１０は、トルクロッド１１と、板バネ１６と、慣性マス１５と、アクチュエーター１７と、を含む。トルクロッドアッセンブリー１０は、一端がエンジン１に連結され、他端が車体２に連結される。トルクロッドアッセンブリー１０は、ロッド軸部１１１が水平になるように取り付けられる。
　板バネ１６は、ロッド軸部１１１のエンジン側及び車体側に、２枚設けられる。板バネ１６は、弾性部品である。板バネ１６は、比較的剛性が小さい。
　慣性マス１５は、ロッド軸部１１１の周囲に設けられる。慣性マス１５は、ＦＩＧ．１にも示されるように角筒型である。慣性マス１５は、ロッド軸部１１１と同軸である。慣性マス１５は、ＦＩＧ．５に示されるように、板バネ１６の左右両端に固定される。慣性マス１５の側壁の車体側端に、車体側の板バネが固定される。慣性マス１５の側壁のエンジン側端に、エンジン側の板バネが固定される。すなわち板バネ１６と慣性マス１５との固定部分は、紙面手前から奥に延びる。すなわち重力方向と平行である。慣性マス１５は、磁気を帯びた金属体である。慣性マス１５の断面は、左右対称であるとともに、上下対称である。慣性マス１５の重心は、ロッド１１の中心に一致している。慣性マス１５の内壁１５ａの一部は、アクチュエーター１７の永久磁石１７ｃに向けて凸である。
　慣性マス１５は、剛性が比較的小さい板バネ１６で支持されるので、ロッド軸方向（ＦＩＧ．５の上下方向）の共振周波数は、１０Ｈｚから１００Ｈｚまでの低い範囲である。４気筒エンジンのアイドル回転速度２次の振動周波数は約２０Ｈｚであるので、慣性マス１５の共振周波数が１０Ｈｚであれば、慣性マス１５は、エンジン１の運転条件にかかわらず共振しない。しかしながら、慣性マス１５の共振周波数が１０Ｈｚになるには、慣性マス１５が非常に重くなる。慣性マス１５を重くすることが困難な場合には、ロッド剛性共振Ｂ（本実施形態では２００Ｈｚ）の約半分の周波数よりも、慣性マス１５の共振周波数を低く設定すれば、互いの共振周波数が十分に離れ、後述するような振動伝達が十分に抑制される。
　アクチュエーター１７は、慣性マス１５をロッド軸方向（ＦＩＧ．５の上下方向）に往復動させる直線運動型のアクチュエーターである。アクチュエーター１７は、後述のように電圧増幅回路２３で増幅され逆符号とされた信号に基づいて力を発生する。これによって、制御対象であるロッド１１の減衰を増大する速度フィードバック制御が行われる。
　アクチュエーター１７は、慣性マス１５とロッド軸部１１１との間の空間に設けられる。アクチュエーター１７は、コア１７ａと、コイル１７ｂと、永久磁石１７ｃとを含む。
　コア１７ａは、角筒形状である。コア１７ａは、ロッド軸部１１１に固定される。コア１７ａは、複数の積層鋼鈑で構成される。コア１７ａは、コイル１７ｂの磁路を構成する。コア１７ａは、鋼鈑がロッド軸部１１１の周囲に接着剤で固定されて、全体として角筒形状のコア１７ａになる。コイル１７ｂは、コア１７ａに巻装される。永久磁石１７ｃは、コア１７ａの外周面に設けられる。
　アクチュエーター１７は、このような構成であるので、コイル１７ｂと永久磁石１７ｃとが発生する磁界によるリアクタンストルクによって、慣性マス１５をロッド軸方向に往復動する。
　加速度センサー２１は、ロッド１１の軸方向の振動の加速度を検出する。加速度センサー２１は、ロッド１１の軸線上の小端部１１３の先端に取り付けられる。このようにする理由は、後述される。
　バンドパスフィルター２２は、加速度センサー２１から入力する信号のうち、所定の周波数の信号を通過させ、それ以外の周波数の信号をカットする。具体的には、バンドパスフィルター２２は、少なくともロッド剛体共振Ｂの共振周波数ｆ_２を含み、防振域の下限周波数ｆ_５を通過させる。なお防振域の下限周波数とは、伝達率が１倍となる周波数であり、具体的にはロッド剛体共振Ｂの共振周波数ｆ_２に対して所定値（√２）を乗じて求まる周波数である。さらに望ましくは、バンドパスフィルター２２は、制御が発散しない上限（たとえば４００Ｈｚ）までの信号を通過させる。換言すれば、バンドパスフィルター２２は、制御が発散しない上限（たとえば４００Ｈｚ）を超える周波数の信号は通過させない。
　またバンドパスフィルター２２は、慣性マス１５のロッド軸方向の共振周波数以上の周波数を通過させる。換言すれば、バンドパスフィルター２２は、慣性マス１５のロッド軸方向の共振周波数よりも低い周波数を通過させない。なお慣性マス１５のロッド軸方向の共振周波数は、慣性マス１５の質量や板バネ１６の剛性によって決まり、１０Ｈｚから１００Ｈｚ程度である。なお上述のように、４気筒エンジンのアイドル回転速度２次の振動周波数は約２０Ｈｚであるので、慣性マス１５のロッド軸方向の共振周波数を２０Ｈｚにすると連成する可能性がある。そこで練成を避けるようにバンドパスフィルター２２の通過周波数を設定することがさらに望ましい。
　このようにするので、本発明では、余計な周波数では制御しない。したがって制御安定性が高まるとともに、余分な電力消費を抑えつつ狙いの周波数範囲で確実に伝達力を抑制することができる。
　電圧増幅回路２３は、バンドパスフィルター２２から入力する信号を増幅する。すなわち電圧増幅回路２３は、加速度センサー２１によって検出された振動のロッド軸方向速度を増幅する。そして電圧増幅回路２３は、アクチュエーター１７のコイル１７ｂに印加して、電圧制御を行なう。電圧増幅回路２３は、たとえばオペアンプである。
　これについてさらに説明する。
　ＦＩＧ．６は、電圧増幅回路２３とアクチュエーター１７とを機能的に表現したブロックダイアグラムである。

力する。
　アクチュエーター１７では、コイル１７ｂが積分器として作用する。そのためアク

ド１１の減衰を増大する速度フィードバック制御が行われる。
　ＦＩＧ．７は、大端部１１２にエンジン剛体共振Ａが生じているときの大端部１１２の外筒１１２ａの変形を拡大したダイアグラムである。
　エンジン剛体共振Ａの共振周波数ｆ_１は、上述のようにゼロに近い。この場合は、大端部外筒１１２ａが大きく変形する。ロッド１１の振動が大端部外筒１１２ａの振動と一致しない。したがって、ロッド１１の軸線上の大端部１１２の先端に加速度センサー２１を取り付けたのでは、大端部外筒１１２ａの大きな変形の影響を受けて制御が発散する。
　これに対して、小端部外筒１１３ａは、大端部外筒１１２ａに比して剛性が大きく、変形しにくい。そこで本実施形態では、加速度センサー２１を小端部外筒１１３ａに配置した。
　ＦＩＧ．８は、トルクロッドアッセンブリーの物理モデルを示すダイアグラムである。
　本発明では、ロッド剛体共振Ｂを抑制することを考え、エンジン剛体共振Ａは無視する。また慣性マス１５の実際の取付点は、ＦＩＧ．５においてはＣ点、Ｄ点の２箇所であるが、ＦＩＧ．８の物理モデルでは、Ｃ点とＤ点とを平均した位置であるＥ点を「慣性マス１５の取り付け点」として扱う。
　図示のモデルから、ロッドについての運動方程式は、次式（４）になる。
　　　（−ｍ_ｒω^２＋ｃ_ｒｉω＋ｋ_ｒ）ｘ_ｒ＝Ｆｅ＋Ｆａ　　　　・・・（４）
　　　　　　　ただし、
　　　　　　　　　　　ｍ_ｒ　　：ロッド剛体の質量
　　　　　　　　　　　ｘ_ｒ　　：ロッド剛体の軸方向変位
　　　　　　　　　　　ω　　　：角周波数、
　　　　　　　　　　　ｋ_ｒ　　：小端部のロッド軸方向のバネ係数
　　　　　　　　　　　ｃ_ｒ　　：小端部の軸方向の減衰係数
　　　　　　　　　　　ｉ　　　：虚数単位
　　　　　　　　　　　Ｆｅ　　：大端部を介したエンジンからの入力
　　　　　　　　　　　Ｆａ　　：アクチュエーターの発生力
　また、ロッド１１から車体２への入力Ｆｔは、次式（５）になる。
　　　Ｆｔ＝ｋ_ｒｘ_ｒ＋ｃ_ｒｉωｘ_ｒ　　　　・・・（５）
　　　　　　　ただし、
　　　　　　　　　　　ｘ_ｒ　　：ロッド剛体の軸方向変位
　　　　　　　　　　　ω　　　：角周波数
　　　　　　　　　　　ｋ_ｒ　　：小端部のロッド軸方向のバネ係数
　　　　　　　　　　　ｃ_ｒ　　：小端部の軸方向の減衰係数
　　　　　　　　　　　ｉ　　　：虚数単位
　また本実施形態では、アクチュエーター１７は、次式（６）で表される力Ｆａを発生する。
　　　Ｆａ＝−Ｇｉωｘ_ｒ　　　　・・・（６）
　　　　　　　ただし
　　　　　　　　　　　ｘ_ｒ　　：ロッド剛体の軸方向変位
　　　　　　　　　　　ω　　　：角周波数
　　　　　　　　　　　ｉ　　　：虚数単位
　　　　　　　　　　　Ｇ　　　：速度フィードバックゲイン
　式（６）から判るように、アクチュエーター発生力Ｆａは、ロッドの軸方向変位ｘ_ｒの一階微分値、すなわちロッドの軸方向速度に比例する。
　式（４）に式（６）を代入すると、次式（７）が得られる。
　　　｛−ｍ_ｒω^２＋（ｃ_ｒ＋Ｇ）ｉω＋ｋ_ｒ｝ｘ_ｒ＝Ｆｅ　　　　・・・（７）
　式（７）から、ロッドの減衰項がｃ_ｒからｃ_ｒ＋Ｇに増大することが判る。
　このように本実施形態によれば、二重防振効果が得られるトルクロッドに対して、慣性マス１５及びアクチュエーター１７を追加したトルクロッドアッセンブリー１０を用いる。そしてバンドパスフィルター２２及び電圧増幅回路２３によって速度フィードバック制御する。このときの車体２への伝達特性は、式（５）及び式（７）から次式（８）になる。

　式（８）では、右辺の分母の減衰項の係数は、ｃ_ｒ＋Ｇとなる一方で、右辺の分子の減衰項の係数はｃ_ｒであって変化しないので、分母の減衰係数の増大の影響を受けない。
　このようにすることで、大端部１１２を介して伝達する、エンジン１からの入力Ｆｅにのみ影響するように、減衰係数を増大させることができ、伝達力が低下する。
　したがって、このようにすることで、ＦＩＧ．９に一点鎖線で示したように、ロッド剛体共振Ｂを抑制できるとともに、ロッド剛体共振Ｂの共振周波数ｆ_２を超える周波数域でも防振効果を得ることができる。
　なお小端部のロッド軸方向減衰係数ｃ_ｒは、通常の二重防振効果が得られる程度、すなわち、ロッド剛体共振Ｂよりも高い周波数域で伝達力を十分に抑制できる程度の値である。
　また、バンドパスフィルター２２を通過した周波数範囲において、ロッド剛体共振Ｂの減衰が向上できている。このようにゲインＧは、ロッド剛体共振Ｂの周波数付近の伝達力を十分に低下させる。言い換えるとロッド剛体共振Ｂによる伝達力が増大しなくなる程度の値に設定される。
　ＦＩＧ．１０は、エンジン回転速度が３０００ｒｐｍの条件でアクセルペダルを一杯まで踏み込んで加速したときの２００Ｈｚから１０００Ｈｚまでの車内音の合計の騒音レベルを示すダイアグラムである。
　ＦＩＧ．１０を見ると、本実施形態の構成によれば、二重防振の効果が得られるだけの比較形態よりも騒音レベルを低下できていることが判る。
　以上は、主にエンジン１から車体２に伝達される中周波域から高周波域にかけての振動を低減することを考えたものであった。
　次は、さらにエンジン１から車体２に伝達される低周波域の振動を低減することを考える。そのような振動は、こもり音として伝達される。
　こもり音は、エンジン回転の基本次数に基づくエンジン振動によって発生する。４気筒エンジンの基本次数は、回転２次である。６気筒エンジンの基本次数は、回転３次である。
　こもり音に対しては、以下のように対策する。たとえば直列４気筒エンジンでは、エンジン回転速度ごとにＦＩＧ．１１に例示するマップを用意する。そしてエンジン回転速度でこのマップを検索して振幅の大きさと位相を求める。そして次式（９）によって、エンジン回転速度に最適な加振力Ｆを設定する。
　　　Ｆ＝Ａｓｉｎ（２θ＋Ｂ）　　　　　・・・（９）
　　　　　　ただし
　　　　　　　　　　Ａ　　：振幅の大きさ
　　　　　　　　　　Ｂ　　：位相
　　　　　　　　　　θ　　：クランク角
　そして式（６）のアクチュエーター１７の発生力Ｆａに対して、式（９）の加振力Ｆを加える。
　このように、アクチュエーター１７の発生力Ｆａに対して、式（９）の加振力Ｆを追加することで、ＦＩＧ．１２に示したように、直列４気筒エンジンにおいてエンジン回転速度が低い場合に、アクチュエーター１７の発生力Ｆａに対して、式（９）の加振力Ｆを追加しない比較形態に比べて、こもり音（車内音）を低減できる。
　このようにして、本実施形態の振動低減装置によれば、低周波域でのこもり音から、加速時の騒音までを大幅に低減することができることになった。
　ここで、本実施形態の作用効果を説明する。
　本実施形態によれば、ロッド１１は、ロッド剛体の共振周波数がエンジンの曲げ捩り共振周波数よりも低く、またアクチュエーターによって、ロッドの軸方向速度に比例した力を発生して、慣性マス１５をロッドの軸方向に往復動させるので、小端部１１３の弾性体１１３ｃの減衰特性を維持したままでロッド１１の減衰を増大することが可能となり、ロッド軸方向のロッド剛体共振Ｂの抑制と、二重防振とを両立できる。
　また本実施形態によれば、フィルターによって、ロッドの軸方向の加速度信号（又は速度信号）のうち、少なくともロッド剛体共振の共振周波数を含む所定の周波数範囲の信号を通過させるがその範囲から外れる信号を通過させない。そしてフィルターを通過した信号に基づいてロッドの軸方向速度に比例した力を、アクチュエーターが発生する。このようにしたので、余分な周波数での制御を行なわないようにして、制御安定性を高めるとともに、余分な電力消費を抑えつつロッド剛体共振周波数ｆ_２付近の伝達力を抑制できる。
　さらに本実施形態によれば、所定の周波数範囲は、ロッド剛体共振Ｂの周波数ｆ_２よりも高周波数側に存在する防振域（ＦＩＧ．５に示す周波数ｆ_５以上の周波数範囲）の周波数を含むので、ロッド剛体共振周波数ｆ_２から防振域に至る周波数範囲で伝達力を抑制できる。
　さらにまた本実施形態によれば、所定の周波数範囲は、ロッド剛体共振Ｂの共振周波数ｆ_２よりも低周波数側に存在する、慣性マス１５のロッド軸方向共振周波数を含むので、高い周波数の局所的に変形する共振を制御しないため、制御の安定性を向上できる。
　また本実施形態によれば、弾性部品（板バネ１６）は、慣性マス１５の共振周波数がロッド剛体共振周波数ｆ_２の１／２よりも小さくなるように弾性係数が定められるので、慣性マス１５の共振周波数をロッド剛体共振周波数ｆ_２から十分に離すことができる。
　さらに本実施形態によれば、ロッド剛体は、ロッド軸部１１１と、エンジン取付部（大端部１１２）の構成部品であってロッド軸部の一端に固設される外筒１１２ａと、車体取付部（小端部１１３）の構成部品であってロッド軸部の他端に固設される外筒１１３ａと、を含み、ロッド剛体の共振周波数がエンジンの曲げ捩り共振周波数よりも低くなるように、ロッド剛体の質量、及び、車体取付部の構成部品であって車体取付部外筒の内側に設けられる弾性体１１３ｃの特性が設定されているので、内外筒ブッシュ構造において二重防振に適したロッド剛体共振周波数ｆ_２を設定できる。
　さらにまた本実施形態によれば、ロッド１１の軸線上であって、エンジン取付部（大端部１１２）と車体取付部（小端部１１３）とのうち剛性が高いほうに設けられ、ロッドの軸方向加速度を検出する加速度センサー２１と、加速度センサーの信号を増幅する電圧増幅回路２３と、を有し、アクチュエーター１７は、電圧増幅回路で増幅された信号に基づいて慣性マス１５をロッドの軸方向に往復動させる。そしてアクチュエーター１７は、ロッドの軸部に固設されるコアと、コアの外周面に設けられる永久磁石と、コアに巻装されるとともに電圧増幅回路で増幅された信号が印加されるコイルと、を含む直線運動型のアクチュエーターである。そのため、剛性が高い側の弾性体１１３ｃを有する車体取付部（小端部１１３）は、制御したい周波数帯域に固有モードを持たないことから、制御の安定性を向上でき、ロッド１１の減衰を増やす制御効果が向上する。ロッド１１の動作に精度よく追従した加速度信号に基づいてコイルに電圧を印加できる。
　また本実施形態によれば、ペンデュラム方式でマウントされるエンジン１に取り付けられるので、主に入力が入る伝達経路で制御できるため、大きな振動・騒音低減効果が得られる。
　さらに本実施形態によれば、ロッドは、ロッド軸が水平に車載される。したがってアクチュエーターが慣性マスを動かすときに、重力の影響を避けることができる。また板バネ１６と慣性マス１５との固定部分は、重力方向と平行である。これによっても、アクチュエーターが慣性マスを動かすときに、重力の影響を避けることができる。
　（第２実施形態）
　ＦＩＧ．１３Ａは、第２実施形態のトルクロッドアセンブリの斜視図である。ＦＩＧ．１３Ｂは、ＦＩＧ．１３Ａの一部断面図である。
　本実施形態では、接着剤を使用することなく、アクチュエーターコア１７ａをロッド軸部１１１に固定する。
　なおＦＩＧｓ．１３Ａ‐１３Ｂでは、大端部１１２の外筒１１２ａのみが示される。内筒１１２ｂ及び弾性体１１２ｃは省略される。小端部１１３の外筒１１３ａのみが示される。内筒１１３ｂ及び弾性体１１３ｃは省略される。アクチュエーター１７のコア１７ａのみが示される。コイル１７ｂ及び永久磁石１７ｃは省略される。
　ロッド軸部１１１は、大端部１１２側が太径である。そして段部を挟んで反対側が細径である。ロッド軸部１１１の細径は、アクチュエーターコア１７ａの内径と同じである。ロッド軸部１１１の細径部分の所定位置に雄ネジ１１１ａが形成されている。
　トルクロッドアッセンブリーは以下のように製造される。
　ますアクチュエーターコア１７ａがロッド軸部１１１に差し込まれて段部に突き当てられる。
　次にナット５０が締め付けられて、アクチュエーターコア１７ａが固定される。
　続いて、ロッド軸部１１１に大端部１１２及び小端部１１３が溶接される。
　そして、他の部品が追加される。
　接着剤を使用すると、高温環境で接着剤の劣化が懸念される。
　本実施形態によれば、接着剤を使用することなくアクチュエーターコア１７ａを固定するので、耐久性を高めることができる。
　（第３実施形態）
　ＦＩＧ．１４は、第３実施形態のトルクロッドアセンブリ６の概略平面図である。第１実施形態と同一部分には同一番号が付される。
　第１実施形態では、加速度センサー２１、バンドパスフィルター２２、電圧増幅回路２３を用いたが、第３実施形態では、それらに代えて、マイクロコンピューター、メモリーからなるコントローラー４０を用いる。二重防振の効果が得られる構成とした上で慣性マス１５及びアクチュエーター１７を追加した構成は第１実施形態と同様である。
　第３実施形態では、振動低減装置を、ＦＩＧ．１５に示したように慣性マス１５の取り付け点に強制変位を受ける１自由度振動系としてモデル化している。慣性マス１５の取り付け点とは、ＦＩＧ．１４に示されるＥ点である。
　この１自由度振動系のモデルにおいて、慣性マス１５とロッド１１との各運動方程式は、次式（８）（９）で表すことができる。

　　　　　ただし、
　　　　　　　　　ｍ_ｉ　　：慣性マスの質量
　　　　　　　　　ｃ_ｉ　　：板バネのロッド軸方向の減衰係数
　　　　　　　　　ｋ_ｉ　　：板バネのロッド軸方向の剛性
　　　　　　　　　ｘ　　　：慣性マスのロッド軸方向変位
　　　　　　　　　ｘ_０　　：ロッドの軸方向変位
　　　　　　　　　ｕ　　　：アクチュエーターの制御力
　　　　　　　　　ｗ　　　：外乱

して状態空間表現に変換すると、次式（１０−１）（１０−２）になる。

性マス１５のロッド軸方向変位ｘ、慣性マス１５の取り付け点のロッド軸方向変位ｘ_０の３つを推定するオブザーバーを作ることができる。
　さらに、推定された慣性マス１５の取り付け点のロッド軸方向変位ｘ_０を一階微分

できる。このようにして、慣性マス１５ならびにロッド１１のロッド軸方向変位の状態量がオブザーバーによって推定される。

乗じ、逆符号とした力ｕ_ｖを制御対象であるロッド１１に入力する。
　このとき、演算に用いるロッド軸方向速度として、第１実施形態と同様のフィルターを通過させた後のロッド軸方向速度を用いてもよい。すなわち、慣性マス１５のロッド軸方向の共振周波数を含み、この共振周波数より、ロッド剛体共振Ｂに対する防振域の周波数範囲までの信号を通過するフィルターであって、防振域のうち制御が発散しない範囲の上限までの信号を通過するフィルターを通過したロッド軸方向速度

　これにより、余分な周波数で制御しないので、制御安定性を高めるとともに、余分な電力消費を抑えつつ狙いの周波数範囲で確実に伝達力を抑制できる。
　ここで、制御対象であるロッド１１に入力される力ｕ_ｖに対して、アクチュエーター１７の制御力ｕは、次式（１２）で表される。

出される。
　このようにするために、ＦＩＧ．１６のように、コントローラー４０は、オブザーバー４１と、積分器４２と、積分器４３と、減算器４４とを含む。

る。そして積分器４３は、式（１１）によりロッド１１に入力する力ｕ_ｖを決定する。

ｘ、慣性マス１５の取り付け点におけるロッド１１の軸方向変位ｘ_０の４つを要素を推定する。そして積分器４２は、その４要素の列ベクトルに対して、ｃ_ｉ、−ｃ_ｉ、ｋ_ｉ、−ｋ_ｉの４つを要素とする行ベクトルとを乗算してスカラーとする。
　減算器４４は、このスカラーから、ロッド入力ｕ_ｖを差し引くことで、つまり式（１２）によって制御力ｕを決定する。
　この制御力ｕに応じた電流がコイル１７ｂに印加されて、アクチュエーター１７は、制御力ｕを発生する。
　第３実施形態は、第１実施形態と比較して、加速度センサー２１を設けていない。

を乗じ、逆符号とした力ｕ_ｖを制御対象であるロッド１１に入力している。第１実施形態のような形態で速度フィードバックを行うものでない。
　このように、第３実施形態の制御回路の構成は、バンドパスフィルター２２及び電圧増幅回路２３からなる第１実施形態の制御回路の構成と異なる。

づいて決定された制御力ｕを、アクチュエーター１７が発生する。
　第３実施形態は、ＦＩＧ．９に一点鎖線で示した第１実施形態の効果と等しい効果が得られる。その結果、ＦＩＧ．７に示される第１実施形態の効果と等しい加速時の騒音低減効果が得られる。なお、コイル１７ｂの制御を、速度に基づく制御量、すなわち、速度にゲインを掛けて求めた制御量で行なう場合には、電流を制御する。

及びロッドのロッド軸方向変位の状態量を推定するオブザーバー４１と、オブザーバ

力として生成するロッド入力生成部４３と、ロッド入力生成部４３で生成されたロッド入力と、オブザーバー４１により推定される慣性マス１５及びロッドの軸方向変位の状態量と、弾性部品（板バネ１６）のロッド軸方向の減衰ｃ_ｉ及び剛性ｋ_ｉと、に基づいて、アクチュエーターの制御力ｕを算出するアクチュエーター制御力算出４４とを有するので、加速度センサー２１を用いることなく請求項１と同様の効果を得ることができる。すなわち、小端部１１３の弾性体１１３ｃの減衰特性を維持したままでロッド１１の減衰を増大することが可能となり、ロッド軸方向のロッド剛体共振Ｂの抑制と、二重防振とを両立できる。
　また第３実施形態によれば、慣性マス１５のロッド軸方向加速度は、アクチュエーター１７の逆起電力から検出されるので、加速度センサー２１を取り付ける必要がなく、コストを低減できる。
　以上説明した実施形態に限定されることなく、その技術的思想の範囲内において種々の変形や変更が可能であり、それらも本発明の技術的範囲に含まれることが明白である。
　たとえば、上記実施形態は、大端部１１２がエンジンに固定され、小端部１１３が車体側に固定されるが、大端部１１２が車体側に固定され、小端部１１３がエンジンに固定されてもよい。また、ＦＩＧ．１に示されるように、下側のトルクロッドアセンブリは、内筒１１２ｂに挿通されるボルト及び内筒１１３ｂに挿通されるボルトが互いに平行である。これに対して、上側のトルクロッドアセンブリは、内筒１１２ｂに挿通されるボルト及び内筒１１３ｂに挿通されるボルトが互いに直交する。いずれでもよい。
　以上の説明に関して、２００９年７月２日を出願日とする日本国における特願２００９−１５７５６３の内容をここに引用により組み込む。
　この発明の実施形態が包含する排他的性質又は特徴は以下のようにクレームされる。

Claims

　エンジン（１）と車体（２）との間に、それぞれ弾性体（１１２ｃ，１１３ｃ）を介して支持されて、共振周波数がエンジン剛体共振周波数よりも低く設定されたロッド剛体（１１１，１１２ａ，１１３ａ）と、
　前記ロッド剛体（１１１，１１２ａ，１１３ａ）に設けられ、前記ロッド剛体（１１１，１１２ａ，１１３ａ）の軸方向に作用する力によって変形する弾性部品（１６）と、
　前記弾性部品（１６）に支持される慣性マス（１５）と、
　前記ロッド剛体（１１１，１１２ａ，１１３ａ）の軸方向速度に比例した力を発生して、前記慣性マス（１５）をロッド剛体（１１１，１１２ａ，１１３ａ）の軸方向に往復動させるアクチュエーター（１７）と、
を備える振動低減装置。
　請求項１に記載の振動低減装置において、
　前記ロッド剛体（１１１，１１２ａ，１１３ａ）の軸方向の加速度信号又は速度信号のうち、少なくともロッド剛体共振の共振周波数を含む所定の周波数範囲の信号を通過させるがその範囲から外れる信号を通過させないフィルター（２２）をさらに備え、
　前記アクチュエーター（１７）は、前記フィルター（２２）を通過した信号に基づいて前記ロッド剛体（１１１，１１２ａ，１１３ａ）の軸方向速度に比例した力を発生する、
ことを特徴とする振動低減装置。
　請求項２に記載の振動低減装置において、
　前記所定周波数範囲は、前記ロッド剛体共振の共振周波数よりも高周波数側に存在する防振域の周波数を含む、
ことを特徴とする振動低減装置。
　請求項２又は請求項３に記載の振動低減装置において、
　前記所定周波数範囲は、前記ロッド剛体共振の共振周波数よりも低周波数側に存在する、慣性マス（１５）のロッド軸方向共振周波数を含む、
ことを特徴とする振動低減装置。
　請求項１から請求項４までのいずれか１項に記載の振動低減装置において、
　前記ロッド剛体（１１１，１１２ａ，１１３ａ）の軸線上であって、エンジン取付部（１１２）と車体取付部（１１３）とのうち剛性が高いほうに設けられ、ロッド剛体（１１１，１１２ａ，１１３ａ）の軸方向加速度を検出する加速度センサー（２１）と、
　前記加速度センサー（２１）の信号を増幅する電圧増幅回路（２３）と、
を有し、
　前記アクチュエーター（１７）は、前記ロッド剛体（１１１，１１２ａ，１１３ａ）の軸部（１１１）に固設されるコア（１７ａ）と、コア（１７ａ）の外周面に設けられる永久磁石（１７ｃ）と、コア（１７ａ）に巻装されるとともに前記電圧増幅回路（２３）で増幅された信号が印加されるコイル（１７ｂ）と、を含む直線運動型のアクチュエーターであって、電圧増幅回路（２３）で増幅された信号に基づいて前記慣性マス（１５）をロッド軸方向に往復動させる、
ことを特徴とする振動低減装置。
　請求項１に記載の振動低減装置において、
　前記慣性マス（１５）のロッド軸方向加速度と前記アクチュエーター（１７）の制御力とに基づいて、少なくとも前記ロッド剛体（１１１，１１２ａ，１１３ａ）の軸方向の速度を含む、前記慣性マス（１５）及び前記ロッド剛体（１１１，１１２ａ，１１３ａ）のロッド軸方向変位の状態量を推定するオブザーバー（４１）と、
　前記オブザーバー（４１）から出力された速度信号にゲインを乗じ、逆符号とした力をロッド入力として生成するロッド入力生成部（４３）と、
　前記ロッド入力生成部（４３）で生成されたロッド入力と、前記オブザーバー（４１）によって推定される慣性マス（１５）及びロッド剛体（１１１，１１２ａ，１１３ａ）の軸方向変位の状態量と、前記弾性部品（１６）のロッド軸方向の減衰及び剛性と、に基づいて、前記アクチュエーター（１７）の制御力を算出するアクチュエーター制御力算出部（４４）と、
ことを特徴とする振動低減装置。
　請求項６に記載の振動低減装置において、
　前記慣性マス（１５）のロッド軸方向加速度は、前記アクチュエーター（１７）の逆起電力から検出される、
ことを特徴とする振動低減装置。
　請求項１から請求項７までのいずれか１項に記載の振動低減装置において、
　前記弾性部品（１６）は、前記慣性マス（１５）の共振周波数がロッド剛体共振周波数の１／２よりも小さくなるように、弾性係数が定められる、
ことを特徴とする振動低減装置。
　請求項１から請求項８までのいずれか１項に記載の振動低減装置において、
　前記ロッド剛体（１１１，１１２ａ，１１３ａ）の共振周波数がエンジン剛体共振周波数よりも低くなるように、前記ロッド剛体（１１１，１１２ａ，１１３ａ）の質量と前記弾性体（１１２ｃ，１１３ｃ）の特性とが設定されている、
ことを特徴とする振動低減装置。
　請求項１から請求項９までのいずれか１項に記載の振動低減装置において、
　前記ロッド剛体（１１１，１１２ａ，１１３ａ）の軸部は、太径部分と、その太径部分に対して段部を挟んで形成されるとともに雄ネジ部分（１１１ａ）を備える細径部分と、を含み、
　前記雄ネジ部分（１１１ａ）に螺合するナット（５０）をさらに有し、
　前記アクチュエーターコア（１７ａ）は、前記ナット（５０）によって締め付けられて段部に押圧される、
ことを特徴とする振動低減装置。
　請求項１から請求項１０までのいずれか１項に記載の振動低減装置において、
　ペンデュラム方式でマウントされるエンジン（１）に取り付けられる、
ことを特徴とする振動低減装置。
　請求項１から請求項１１までのいずれか１項に記載の振動低減装置において、
　前記ロッド剛体（１１１，１１２ａ，１１３ａ）は、ロッド軸が水平に車載される、
ことを特徴とする振動低減装置。