以下、図面を参照して本発明の一実施形態について説明する。
(第1実施形態)
図1は、本発明の第1実施形態によるエンジンマウント構造を示す斜視図である。図1において、矢印Aの示す方向が車両前方である。
エンジン1は、車両のエンジンルーム内に横置きに配置される。エンジン1は、ピストンの上下動によって生じる振動の基本次数成分で不平衡慣性力が作用せず、主にエンジントルク変動の反力のみが作用するエンジンである。このようなエンジンには、例えば2次バランサ付き4気筒エンジンやV型6気筒エンジンがある。エンジン1には、動力伝達装置2が連結される。
動力伝達装置2は、エンジントルクを増減させて、車両の左右の前輪を回転させるドライブシャフトに伝達する。具体的には、動力伝達装置2は、トルクコンバータ、変速機及び終減速機を備え、エンジントルクに変速機及び終減速機のギヤ比を乗じたドライブシャフトトルクをドライブシャフトに伝達する。
エンジン1及び動力伝達装置2は、エンジン1の重心よりも上側の2箇所を、右側エンジンマウント3と左側エンジンマウント4とによって車体に固定支持される。右側エンジンマウント3は、車両の右側からエンジン1を支持する。左側エンジンマウント4は、車両の左側から動力伝達装置2を支持する。このように、エンジン1及び動力伝達装置2を降り子状に吊り下げて支持するマウント構造は、ペンデュラム方式と呼ばれる。
ペンデュラム方式のエンジンマウント構造では、エンジン1が、運転中の回転慣性力によって2つのマウント点を結んだ軸の回りに傾く。この傾きを防止し、エンジン1の振動が車体に伝達するのを抑制するために、アッパトルクロッド5aと、ロアトルクロッド5bと、が設けられる。
アッパトルクロッド5aは、車両の右上側に設けられ、一端がエンジン1に連結され、他端が車体(図示せず)に連結される。
ロアトルクロッド5bは、車両の左下側に設けられ、一端が動力伝達装置2に連結され、他端が車体6に連結される。
アッパトルクロッド5a及びロアトルクロッド5bの構成はそれぞれ同様である。そのため、以下では、アッパトルクロッド5aとロアトルクロッド5bとを特に区別する必要がないときは、総称してトルクロッド5という。
2次バランサ付き4気筒エンジンやV型6気筒エンジンに対しては、エンジン振動の基本次数成分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、基本次数成分ではトルクロッド5を介して車体に伝達する振動によって、車内音・車内振動が発生することを、本件発明者らが知見した。さらに、主に車両が加速するときに基本次数成分の整数倍の高次成分で構成される約1000[Hz]までの車内音が乗員にとって問題となることを、本件発明者らが知見した。
そこで本発明者は、エンジン1及び動力伝達装置2からトルクロッド5を介して車体に伝達する振動を低減するために、トルクロッド5を二重防振効果が得られる構成とした上で、さらに振動を低減可能な構造を追加した振動低減装置を提案する。
以下では、まず二重防振効果が得られる比較例のトルクロッド100の構成を説明する。
図16は、二重防振効果が得られる比較例のトルクロッド100の平面図である。
図16に示されるトルクロッド100でも、二重防振効果によって、ある程度の防振効果は期待できる。この点について説明する。
トルクロッド100は、ロッド軸部51の一端に形成される大端部52と、ロッド軸部51の他端に形成される小端部53と、を備える。
大端部52は、大端部外筒521と、大端部内筒522と、大端部弾性体523と、を備える。
大端部外筒521は、ロッド軸部51に溶接される円筒状の部材である。
大端部内筒522は、大端部外筒521と同心となるように配置される円筒状の部材である。大端部内筒522にボルトを挿通することで、大端部52がエンジン1又は動力伝達装置2に固定される。
大端部弾性体523は、大端部外筒521と大端部内筒522との間に介装されて、外筒521と内筒522とを連結する。大端部弾性体523は、例えば弾性ゴムであり、弾性のみならず減衰性をも合わせ持つ。
小端部53も、基本構造は大端部52と同じである。すなわち、小端部53は、ロッド軸部51の他端に溶接される小端部外筒531と、小端部外筒531と同心に配置される小端部内筒532と、小端部外筒531と小端部内筒532との間に介装されて小端部外筒531と小端部内筒532とを連結する小端部弾性体533と、を備える。
大端部52と小端部53とでは、外筒及び内筒の径が相違する。すなわち、小端部外筒531の径は、大端部外筒521の径よりも小さい。小端部内筒532の径は、大端部内筒522の径よりも小さい。さらに、小端部弾性体533の剛性は、大端部弾性体523の剛性よりも大きい。
前述したように、大端部外筒521及び小端部外筒531がロッド軸部51に溶接、すなわち剛体結合される。そこで以下では、ロッド軸部51に大端部外筒521及び小端部外筒531が溶接されたものを、適宜、ロッド剛体という。
図17は、トルクロッド100の伝達力の周波数特性を示す図である。
図17に実線で示すように、トルクロッド100には2つの共振点が現れる。
ひとつはエンジン剛体共振Aである。エンジン剛体とは、エンジン1に大端部内筒522を剛体結合したものである。エンジン剛体共振Aの共振周波数は、エンジン質量と、大端部弾性体523の特性とで決まる。
もうひとつは、ロッド剛体共振Bである。ロッド剛体共振Bの共振周波数は、ロッド剛体の質量(すなわちロッド軸部51と大端部外筒521と小端部外筒531の質量)と、小端部弾性体533の特性とで決まる。
一般的な車両用エンジンは、曲げ、捩りの1次の共振周波数f3が280[Hz]〜350[Hz]程度である。そこで、エンジン剛体共振Aの共振周波数及びロッド剛体共振Bの共振周波数が、エンジン1の曲げ、捩りの共振周波数f3よりも小さくなるように、大端部弾性体523の特性と、ロッド軸部51と大端部外筒521と小端部外筒531の質量と、小端部弾性体533の特性と、を設定する。
図17に示されるように、エンジン剛体共振Aの共振周波数は、ほぼゼロに近い周波数f1[Hz]に調整される。ロッド剛体共振Bの共振周波数は、200[Hz]に近い周波数f2[Hz]に調整される。
このように調整されれば、エンジン1の曲げ、捩りの共振振動は、まず大端部弾性体523で防止され、次に小端部弾性体533で防止される。したがってエンジン1の曲げ、捩りの共振振動は、二重に防振されて、車体への伝達が抑制される。
このように、比較例のトルクロッド100であっても、二重防振効果によって、ある程度の防振効果が期待される。しかしながら、さらなる防振効果を得ることは難しい。この点ついて説明する。
トルクロッド100でさらなる防振効果を得るために、ロッド剛体共振Bを抑制することを考える。なおエンジン剛体共振Aは無視する。ロッド剛体共振Bを抑制するには、小端部53の弾性体の減衰項を増大させるとよい。
しかしながら、小端部弾性体533の減衰項を増大させると、図17に破線で示されるように、ロッド剛体共振B付近では、伝達力が小さくなりロッド剛体共振Bそのものは抑制されるものの、高周波域では却って伝達力が大きくなり伝達特性が悪化する。
このメカニズムは以下のように説明される。
図18は、トルクロッド100の物理モデルを示すダイアグラムである。
図示のモデルから、トルクロッド100についての運動方程式は、次式(1)になる。
また、トルクロッド100から車体への入力Ftは、次式(2)になる。
トルクロッド100における車体への伝達特性は、式(1)及び式(2)から、次式(3)で表される。
ロッド剛体共振B付近の周波数では、mrω2の絶対値とkrの絶対値が近づいて−mrω2とkrとが相殺するので、車体への伝達特性は、式(3)の右辺の分母の減衰係数crによることとなる。
したがって、減衰係数crを大きくすれば、図17に破線で示されるように、ロッド剛体共振B付近で、伝達力が下がりロッド剛体共振Bそのものは抑制される。
式(3)の右辺の分子は、小端部53のロッド軸方向の剛性係数krと、小端部53のロッド軸方向の減衰係数cr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crが小さく、剛性係数krが支配的である。ところが、分母の減衰係数cr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crも連動する。そして図17に破線で示されるように、ロッド剛体共振Bの共振周波数f2を超える周波数域で車体への伝達力が却って大きくなり、高周波域側での車体への伝達特性が悪化する。
以上を踏まえて、図2を参照して本発明の第1実施形態による振動低減装置を説明する。
図2は、本発明の一実施形態による振動低減装置10の概略構成図である。
振動低減装置10は、トルクロッド5と、慣性マスアクチュエータ6と、加速度センサ7と、コントローラ8と、増幅アンプ9と、を備える。
トルクロッド5は、ロッド軸部51が水平となるようにエンジン1又は動力伝達装置4に取り付けられる。トルクロッド5は、基本的には、図16を参照して説明した二重防振効果を得られる比較例のトルクロッド100と同様の構成であるが、ロッド軸部51の中央に慣性マスアクチュエータ6を圧入するためのアクチュエータ室54を備える点で相違する。比較例と同様の機能を有する部分については同じ符号を付して説明を省略する。
慣性マスアクチュエータ6は、シャフト61と、固定子62と、慣性マス(可動子)63と、板バネ64と、を備え、慣性マス63をロッド軸方向に往復動させる直線運動型のアクチュエータである。
シャフト61は、アクチュエータ室54の内壁に圧入固定される。
固定子62は、コア621と、上部インシュレータ622と、下部インシュレータ623と、コイル624と、上部永久磁石625と、下部永久磁石626と、を備える。
コア621は、略長方形状の薄い鋼板を軸方向に複数積層して構成したものであり、シャフトに挿入固定される中央部コア621aと、中央部コア621aから図中上側に延びて、シャフト61の図中上側に位置する上部コアと、中央部コアコア621aから図中下側に延びて、シャフト61の図中下側に位置する下部コアと、を備える。
上部インシュレータ622は、上部コアの周囲を覆うようにコア621に取り付けられる。下部インシュレータ623は、下部コアの周囲を覆うようにコア621に取り付けられる。上部インシュレータ622及び下部インシュレータ623は同様の形状をしており、絶縁樹脂等で形成される。
コイル624は、上部インシュレータ622及び下部インシュレータ623の外周に巻回される。これにより、コア621とコイル624とが絶縁される。コイル624は、上部インシュレータ622及び下部インシュレータ623のそれぞれに巻回されたコイル624に流れる電流が同方向となるように結線される。
上部永久磁石625は、軸方向右側がN極、軸方向左側がS極となるように、上部インシュレータ622の上面に設けられる。
下部永久磁石626は、軸方向右側がS極、軸方向左側がN極となるように、かつ、上部永久磁石625と対向するように、下部インシュレータ623の下面に設けられる。
上部永久磁石625と下部永久磁石626とをこのように配置することで、上部永久磁石625と下部永久磁石626との間で、上部永久磁石625のN極から下部永久磁石626のS極に向かう磁界と、下部永久磁石626のN極から上部永久磁石625のS極に向かう磁界と、が発生する。
慣性マス63は、角筒形状の薄い鋼板を軸方向に複数積層して構成したものであり、固定子62の外周を覆うように設けられる。慣性マス63の軸方向中央近傍には、固定子62に向かって突出する突出部63aが設けられる。慣性マス63と固定子62との間には、所定の間隔が空けられる。慣性マス63は、その軸方向両側面に固定部材によって固定された2枚の板バネ64によって支持される。
板バネ64は、略長方形状をしており、中央部に設けられた挿入孔にシャフト61を通すことでシャフト61に固定される。板バネ64は、比較的剛性の小さい弾性部品である。
慣性マス63は、剛性が比較的小さい板バネ64で支持されるので、ロッド軸方向の共振周波数は、10[Hz]から100[Hz]までの低い範囲である。4気筒エンジン1のアイドル回転速度2次の振動周波数は約20[Hz]であるので、慣性マス63の共振周波数が10[Hz]であれば、慣性マス63は、エンジン1の運転条件にかかわらず共振しない。しかしながら、慣性マス63の共振周波数が10[Hz]になるには、慣性マス63が非常に重くなる。慣性マス63を重くすることが困難な場合には、ロッド剛性共振B(本実施形態では200[Hz])の約半分の周波数よりも、慣性マス63の共振周波数を低く設定すれば、互いの共振周波数が十分に離れ、後述するような振動伝達が十分に抑制される。
慣性マスアクチュエータ6は、上記のように構成されて、コイル624に電流を流したときに発生する磁界と、上部永久磁石625及び下部永久磁石626によって発生する磁界と、によってリアクタンストルクを発生させて、軸方向に慣性マス63をコイル624に引き付ける。これにより、弾性部材である板バネ64が変形して慣性マス63が軸方向に移動する。
慣性マス63をコイル624に引き付ける力は、コイル624に流れる電流を高くすれば大きくなる。また、慣性マス63をコイル624に引き付ける方向は、コイル624に流れる電流の向きを変えれば反対となる。したがって、コイル624に流れる電流の向き及び方向を制御することで、慣性マス63を軸方向に往復移動させることができる。
加速度センサ7は、ロッド軸部51に取り付けられ、トルクロッド5の軸方向の振動の加速度(以下「トルクロッド5の軸方向加速度」という。)を検出する。
コントローラ8は、中央演算装置(CPU)、読み出し専用メモリ(ROM)、ランダムアクセスメモリ(RAM)、及び入出力インタフェース(I/Oインタフェース)を備えたマイクロコンピュータで構成される。
コントローラ8には、エンジン1の吸気量を検出するエアフローセンサ81やクランク角に基づいてエンジン回転速度を検出する回転速度センサ82からの信号のほか、エンジン1の運転状態を検出する各種センサからの検出信号が入力される。また、コントローラ8には、加速度センサ7からの信号、すなわちトルクロッド5の軸方向加速度が入力される。コントローラ8は、バンドパスフィルタによって、入力されたトルクロッド5の軸方向加速度信号のうちの所定の周波数の信号を通過させ、それ以外の周波数の信号をカットする。
具体的には、バンドパスフィルタは、少なくともロッド剛体共振Bの共振周波数f2を含み、防振域の下限周波数f5(図5参照)を通過させる。なお防振域の下限周波数とは、伝達率が1倍となる周波数であり、具体的にはロッド剛体共振Bの共振周波数f2に対して所定値(√2)を乗じて求まる周波数である。さらに望ましくは、バンドパスフィルタは、制御が発散しない上限(たとえば400[Hz])までの信号を通過させる。換言すれば、バンドパスフィルタは、制御が発散しない上限(たとえば400[Hz])を超える周波数の信号は通過させない。
また、バンドパスフィルタは、慣性マス63のロッド軸方向の共振周波数以上の周波数を通過させる。換言すれば、バンドパスフィルタは、慣性マス63のロッド軸方向の共振周波数よりも低い周波数を通過させない。なお、慣性マス63のロッド軸方向の共振周波数は、慣性マス63の質量や板バネ64の剛性によって決まり、10[Hz]から100[Hz]程度である。なお、前述したように、4気筒エンジンのアイドル回転速度2次の振動周波数は約20[Hz]なので、慣性マス63のロッド軸方向の共振周波数を20[Hz]にすると連成する可能性がある。そこで連成を避けるようにバンドパスフィルタの通過周波数を設定することがさらに望ましい。
このようにするので、本実施形態では、余計な周波数では制御しない。したがって制御安定性が高まるとともに、余分な電力消費を抑えつつ狙いの周波数範囲で確実に伝達力を抑制することができる。
また、コントローラ8は、バンドパスフィルタから出力されたトルクロッド5の軸方向加速度に乗じるゲインGを算出する。
増幅アンプ9は、コントローラ8から出力されたトルクロッド5の軸方向加速度信号をコントローラ8で算出されたゲインGに基づいて増幅させて出力し、慣性マスアクチュエータ6のコイル624に印加して、電圧制御を行う。増幅アンプ9は、例えばオペアンプである。
これについてさらに説明する。
図3は、増幅アンプ9と慣性マスアクチュエータ6とを機能的に表現したブロックダイアグラムである。
トルクロッド5の軸方向加速度d2xr/dt2は、加速度センサ7によって検出される。
増幅アンプ9は、トルクロッド5の軸方向加速度d2xr/dt2に対して、ゲイン−Gを乗算して−G・d2xr/dt2を出力する。
慣性マスアクチュエータ6では、コイル624が積分器として作用する。そのため慣性マスアクチュエータ6は、−G・dxr/dtを出力する。この結果、慣性マスアクチュエータ6の発生する力Faは、トルクロッド5の軸方向速度dxr/dtに比例し、向きが加速度とは逆になる。つまり、制御対象であるトルクロッド5の減衰を増大する速度フィードバック制御が行われる。
図4は、振動低減装置の物理モデルを示すダイアグラムである。
本実施形態では、ロッド剛体共振Bを抑制することを考え、エンジン剛体共振Aは無視する。また慣性マス63の実際の取付点は、図2においてはC点、D点の2箇所であるが、図4の物理モデルでは、C点とD点とを平均した位置であるE点を「慣性マス63の取り付け点」として扱う。
図示のモデルから、トルクロッド5についての運動方程式は、次式(4)になる。
また、トルクロッド5から車体への入力Ftは、次式(5)になる。
また本実施形態では、慣性マスアクチュエータ6は、次式(6)で表される力Faを発生する。
式(6)から判るように、慣性マスアクチュエータ6の発生力Faは、トルクロッド5の軸方向変位xrの一階微分値、すなわちトルクロッド5の軸方向速度dxr/dtに比例する。
式(4)に式(6)を代入すると、次式(7)が得られる。
式(7)から、トルクロッド5の減衰項がcrからcr+Gに増大することが判る。
このように本実施形態によれば、二重防振効果が得られるトルクロッド100に対して、慣性マスアクチュエータ6を追加したトルクロッド5を用いる。そしてコントローラ8及び増幅アンプ9によって速度フィードバック制御する。このときの車体への伝達特性は、式(5)及び式(7)から次式(8)になる。
式(8)では、右辺の分母の減衰項の係数は、cr+Gとなる一方で、右辺の分子の減衰項の係数はcrであって変化しないので、分母の減衰係数の増大の影響を受けない。
このようにすることで、大端部52を介して伝達する、エンジン1からの入力Feにのみ影響するように、減衰係数を増大させることができ、伝達力が低下する。
したがって、図5に示す振動低減装置10による伝達力の周波数特性の図において一点鎖線で示したように、ロッド剛体共振Bを抑制できるとともに、ロッド剛体共振Bの共振周波数f2を超える周波数域でも防振効果を得ることができる。なお、小端部53のロッド軸方向の減衰係数crは、通常の二重防振効果が得られる程度、すなわち、ロッド剛体共振Bよりも高い周波数域で伝達力を十分に抑制できる程度の値である。
また、バンドパスフィルタを通過した周波数範囲において、ロッド剛体共振Bの減衰が向上できている。このようにゲインGは、ロッド剛体共振Bの周波数付近の伝達力を十分に低下させる。言い換えるとロッド剛体共振Bによる伝達力が増大しなくなる程度の値に設定される。
図6は、エンジン回転速度が3000[rpm]の条件でアクセルペダルを一杯まで踏み込んで加速したときの200[Hz]から1000[Hz]までの車内音の合計の騒音レベルを示すダイアグラムである。
図6を見ると、本実施形態の構成によれば、二重防振の効果が得られるだけの比較形態よりも騒音レベルを低下できていることが判る。
以上は、主にエンジン1から車体に伝達される中周波域から高周波域にかけての振動を低減することを考えたものであった。
次は、さらにエンジン1から車体に伝達される低周波域の振動を低減することを考える。そのような振動は、こもり音として伝達される。
こもり音は、エンジン振動の基本次数成分によって発生する。4気筒エンジンであれば、基本次数成分は2次成分である。6気筒エンジンであれば、基本次数成分は3次成分である。
こもり音に対しては、以下のように対策する。たとえば直列4気筒エンジンでは、エンジン回転速度ごとに図7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。
そして式(6)のアクチュエータの発生力Faに対して、式(9)の加振力Fを加える。
このように、アクチュエータの発生力Faに対して、式(9)の加振力Fを追加することで、図8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。
以上説明した本実施形態によれば、トルクロッド5は、ロッド剛体の共振周波数がエンジン1の曲げ捩り共振周波数よりも低く、また慣性マスアクチュエータ6によって、トルクロッド5の軸方向速度に比例した力を発生させて、慣性マス63をトルクロッド5の軸方向に往復動させる。そのため、小端部弾性体533の減衰特性を維持したままでトルクロッド5の減衰を増大することが可能となり、ロッド軸方向のロッド剛体共振Bの抑制と、二重防振とを両立できる。
また本実施形態によれば、バンドパスフィルタによって、トルクロッド5の軸方向の加速度信号(又は速度信号)のうち、少なくともロッド剛体共振の共振周波数を含む所定の周波数範囲の信号を通過させるがその範囲から外れる信号を通過させない。そしてバンドパスフィルタを通過した信号に基づいてトルクロッド5の軸方向速度に比例した力を、慣性マスアクチュエータ6が発生する。このようにしたので、余分な周波数での制御を行なわないようにして、制御安定性を高めるとともに、余分な電力消費を抑えつつロッド剛体共振周波数f2付近の伝達力を抑制できる。
さらに本実施形態によれば、所定の周波数範囲は、ロッド剛体共振Bの周波数f2よりも高周波数側に存在する防振域(図5に示す周波数f5以上の周波数範囲)の周波数を含むので、ロッド剛体共振周波数f2から防振域に至る周波数範囲で伝達力を抑制できる。
さらにまた本実施形態によれば、所定の周波数範囲は、ロッド剛体共振Bの共振周波数f2よりも低周波数側に存在する、慣性マス63のロッド軸方向共振周波数を含むので、高い周波数の局所的に変形する共振を制御しないため、制御の安定性を向上できる。
また本実施形態によれば、弾性部品(板バネ64)は、慣性マス63の共振周波数がロッド剛体共振周波数f2の1/2よりも小さくなるように弾性係数が定められるので、慣性マス63の共振周波数をロッド剛体共振周波数f2から十分に離すことができる。
さらに本実施形態によれば、ロッド剛体は、ロッド軸部51と、エンジン取付部(大端部52)の構成部品であってロッド軸部51の一端に固設される外筒521と、車体取付部(小端部53)の構成部品であってロッド軸部51の他端に固設される外筒531と、を含み、ロッド剛体の共振周波数がエンジン1の曲げ捩り共振周波数よりも低くなるように、ロッド剛体の質量、及び、車体取付部の構成部品であって車体取付部外筒の内側に設けられる弾性体533の特性が設定されているので、内外筒ブッシュ構造において二重防振に適したロッド剛体共振周波数f2を設定できる。
また本実施形態によれば、ペンデュラム方式でマウントされるエンジン11に取り付けられるので、主に入力が入る伝達経路で制御できるため、大きな振動・騒音低減効果が得られる。
さらに本実施形態によれば、トルクロッド5は、ロッド軸部51が水平に車載される。したがって慣性マスアクチュエータ6が慣性マス63を動かすときに、重力の影響を避けることができる。また板バネ64と慣性マス63との固定部分は、重力方向と平行である。これによっても、慣性マスアクチュエータ6が慣性マス63を動かすときに、重力の影響を避けることができる。
(第2実施形態)
次に、本発明の第2実施形態について説明する。本実施形態は、エンジン回転速度に応じて速度フィードバック制御を実施するかどうかを判断する点で第1実施形態と相違する。以下、その相違点を中心に説明する。なお、以下に示す各実施形態では前述した第1実施形態と同様の機能を果たす部分には、同一の符号を用いて重複する説明を適宜省略する。
エンジン運転時にピストンの上下動によって生じる振動の基本次数成分及び高次成分は、エンジン回転速度に応じて変化する。ここで高次成分とは、前述したように基本次数成分の整数倍の成分のことをいう。4気筒エンジンであれば基本次数成分が2次成分となるので、高次成分は、4次成分、6次成分・・・となる。6気筒エンジンであれば基本次数が3次成分となるので、高次成分は、6次成分、9次成分・・・となる。
図9は、エンジンが4気筒エンジンである場合における、エンジン回転速度と、エンジン振動の2次成分及び4次成分の周波数と、速度フィードバック制御の実施可否と、についての関係を示した表である。なお、6次成分以上の高次成分(6気筒エンジンであれば9次成分以上に高次成分)については、振動の振幅や振動エネルギーが低くあまり問題とならないため、記載を省略している。
図9に示すように、エンジン振動の2次成分の周波数は、エンジン回転速度が6000[rpm]のときに、ロッド剛体共振Bの共振周波数f2[Hz]に略一致する200[Hz]となる。一方、エンジン振動の4次成分の周波数は、エンジン回転速度が3000[rpm]のときに、ロッド剛体共振Bの共振周波数f2[Hz]に略一致する200[Hz]となる。
したがって、エンジン振動の2次成分及び4次成分の周波数が、ロッド剛体共振Bの共振周波数f2[Hz]に略一致する200[Hz]前後の値になったときに、速度フィードバック制御を実施してやれば、前述した図5に一点鎖線で示すようにロッド剛体共振Bを抑制することができる。
つまり、エンジン振動の4次成分の周波数がロッド剛体共振Bの共振周波数f2[Hz]前後となるエンジン回転速度が3000[rpm]前後の領域と、エンジン振動の2次成分の周波数がロッド剛体共振Bの共振周波数f2[Hz]前後となるエンジン回転速度が6000[rpm]前後の領域と、で速度フィードバック制御を実施してやればロッド剛体共振Bを抑制することができる。
そこで本実施形態では、図9に示すように、エンジン振動の4次成分の周波数がロッド剛体共振Bの共振周波数f2[Hz]前後となるエンジン回転速度が2600[rpm]から3400[rpm]の間で速度フィードバック制御を実施する。また、エンジン振動の2次成分の周波数がロッド剛体共振Bの共振周波数f2[Hz]前後となるエンジン回転速度が5000[rpm]から7000[rpm]の間で速度フィーバック制御を実施する。本実施形態では速度フィードバック制御を実施するときは、ゲインGを1に設定する。
そして、エンジン回転速度がそれ以外の場合には、速度フィードバック制御を実施しない。本実施形態では速度フィードバック制御を実施しないときは、ゲインGを0に設定する。
このようにしても、エンジン回転速度が2600[rpm]以下の領域(以下「低回転領域」という。)では、エンジン振動の2次成分及び4次成分の周波数が160[Hz]以下であり、図5に実線で示すように、速度フィードバック制御を実施しなくても通常の二重防振効果によって伝達力を抑制できる。また、エンジン回転速度が3600[rpm]から4800[rpm]の間では、速度フィードバック制御をしない場合よりも伝達力の抑制効果は低下するが、図5に実線で示す程度の通常の二重防振効果による伝達力の抑制効果を得ることができる。
そして、使用頻度の高い低回転領域での速度フィードバック制御の実施を防止することで、慣性マスアクチュエータ6を駆動するために消費する電力量を抑制できるため、燃費を向上させることができる。
図10は、本実施形態による速度フィードバック制御を説明するフローチャートである。コントローラ8は、このルーチンを所定の演算周期(例えば10ms)ごとに繰り返し実行する。
ステップS1において、コントローラ8は、加速度センサ7によってトルクロッド5の軸方向加速度を検出する。
ステップS2において、コントローラ8は、回転速度センサ82によってエンジン回転速度を検出する。
ステップS3において、コントローラ8は、図11のテーブルを参照してエンジン回転速度に基づいてゲインGを算出する。図11に示すように、コントローラ8は、エンジン回転速度が2600[rpm]から3400[rpm]の間と5000[rpm]から7000[rpm]の間でゲインGを所定の値(本実施形態では1)に設定する。そして、エンジン回転速度がそれ以外のときは、ゲインGを0に設定する。
ステップS4において、コントローラ8は、バイパスフィルタを通過させたトルクロッド5の軸方向加速度信号に、増幅アンプ9によってゲインGを乗じて増幅させた信号で慣性マスアクチュエータ6を駆動する。
以上説明した本実施形態によれば、エンジン振動の2次成分及び4次成分の周波数が、ロッド剛体共振Bの共振周波数f2[Hz]に略一致する200[Hz]前後の値となるエンジン回転速度領域でのみ、速度フィードバック制御を実施することにした。
つまり、ロッド剛体共振Bの発生するエンジン回転速度領域でのみ速度フィードバック制御を実施することとした。したがって、不要な領域で速度フィードバック制御を実施しないので、慣性マスアクチュエータ6を駆動するために消費する電力量を抑制して燃費を向上させることができるとともに、ロッド剛体共振Bについては確実に抑制することができる。
また、速度フィードバック制御を実施しないエンジン回転速度領域では、通常の二重防振の効果が得られる。したがって、本実施形態においても、ロッド剛体共振Bの抑制と、二重防振と、を両立することができる。
そしてまた、速度フィードバック制御を実施しないエンジン回転速度領域の中でも、エンジン振動の2次成分及び4次成分の周波数がロッド剛体共振Bの共振周波数f2[Hz]よりも低くなる領域は、比較的使用頻度の高い低回転領域である。したがって、使用頻度の高い低回転領域での速度フィードバック制御の実施を防止することで、慣性マスアクチュエータ6を駆動するために消費する電力量をより効果的に抑制でき、燃費を向上させることができる。
(第3実施形態)
次に、本発明の第3実施形態について説明する。本実施形態は、エンジン回転速度とドライブシャフトトルクとに応じて速度フィードバック制御を実施するかどうかを判断する点で第2実施形態と相違する。以下、その相違点を中心に説明する。
前述したように、ペンデュラム方式のエンジンマウント構造では、エンジン1及び動力伝達装置2が、運転中の回転慣性力によって2つのマウント点を結んだ軸の回りに傾く。トルクロッド5によってこの傾きを防止しているが、そのときにトルクロッド5の弾性体522,523がエンジン1及び動力伝達装置2から押し付け力(プリロード)を受けて変形する。プリロードは、動力伝達装置2から最終的に出力されるドライブシャフトトルクが大きくなるほど大きくなる。
図12は、プリロード[N]と、小端部弾性体533の変形量[mm]と、の関係を示す図である。
図12に示すように、小端部弾性体533の変形量は、上に凸な弧を描くようにしてプリロード、すなわちドライブシャフトトルクが大きくなるほど大きくなる。このように、小端部弾性体533は、プリロードに対して非線形な剛性を有している。
小端部弾性体533は、変形量が大きくなるほど硬くなる。つまり、小端部弾性体533のバネ係数krは、小端部弾性体533の変形量が大きくなるほど大きくなる。
このように、小端部弾性体533のバネ係数krは、ドライブシャフトトルクに応じて変化する。換言すれば、小端部弾性体533の特性がドライブシャフトトルクに応じて変化する。そのため、ロッド剛体共振Bの共振周波数は、前述したようにロッド剛体の質量と小端部弾性体533の特性とで決まるので、ロッド剛体共振Bの共振周波数がドライブシャフトトルクに応じて変化する。
図13は、ドライブシャフトトルク[Nm]と、ロッド剛体共振Bの共振周波数[Hz]と、の関係を示す図である。
図13に示すように、ロッド剛体共振Bの共振周波数は、下に凸な弧を描くようにしてドライブシャフトトルクが大きくなるほど大きくなる。これは、ドライブシャフトトルクが大きくなるほど小端部弾性体533のバネ係数krが小端部弾性体533の非線形な剛性にしたがって大きくなり、小端部弾性体533が硬くなるためである。
そこで本実施形態では、ドライブシャフトトルクに応じて変化するロッド剛体共振Bの共振周波数にあわせて、速度フィードバック制御を実施するエンジン回転速度を変化させる。
図14は、エンジン回転速度とドライブシャフトトルクとからゲインGを算出するマップである。
図14に破線で示すように、このマップは、ドライブシャフトトルクが大きくなるほど、速度フィードバック制御を実施する領域が図中右側にずれていくような構成となっているマップである。
図15は、本実施形態による速度フィードバック制御を説明するフローチャートである。コントローラ8は、このルーチンを所定の演算周期(例えば10ms)ごとに繰り返し実行する。
ステップS1、S2、S4の処理については第2実施形態と同様の処理を実施しているので、ここでは説明を省略する。
ステップS11において、コントローラ8は、ドライブシャフトトルクを算出する。具体的には、吸気量に基づいてエンジントルクを算出し、それに動力伝達装置2のギヤ比を乗じて算出する。
ステップS12において、コントローラ8は、前述した図14のマップを参照して、エンジン回転速度とドライブシャフトトルクとに基づいて、ゲインGを算出する。
以上説明した本実施形態によれば、ドライブシャフトトルクに応じて変化するロッド剛体共振Bの共振周波数にあわせて、速度フィードバック制御を実施するエンジン回転速度領域を変化させる。
これにより、ドライブシャフトトルクに応じてロッド剛体共振Bの共振周波数がf2[Hz]から変化しても、エンジン振動の2次成分及び4次成分の周波数がその変化したロッド剛体共振Bの共振周波数に略一致するエンジン回転速度領域で速度フィードバック制御を実施することができる。
したがって、第2実施形態と同様の効果が得られるほか、ロッド剛体共振Bをより確実に抑制することができる。
なお、本発明は上記の実施形態に限定されずに、その技術的な思想の範囲内において種々の変更がなしうることは明白である。
例えば、上記第2及び第3実施形態では、速度フィードバック制御を実施しないときはゲインGを0に設定していたが、これに限られるものではない。速度フィードバック制御を実施するときと比べてゲインGの値を小さくすれば、電力消費量を抑制して燃費を向上させることができる。
また、上記第3実施形態では、エンジン回転速度とドライブシャフトトルクとに応じて設定されたマップを参照してゲインGを算出していたが、これに限られるものではない。エンジン回転速度に基づき算出したゲインGに、ドライブシャフトトルクに応じた補正値を加えても良い。