JP6504758B2

JP6504758B2 - Vibration isolator for vehicle

Info

Publication number: JP6504758B2
Application number: JP2014141197A
Authority: JP
Inventors: 裕介佐藤; 金堂　雅彦; 雅彦金堂; 植木　哲; 哲植木; 史治黒瀬; 基宏 ▲柳▼田
Original assignee: Bridgestone Corp; Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Bridgestone Corp; Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 2014-07-09
Filing date: 2014-07-09
Publication date: 2019-04-24
Anticipated expiration: 2034-07-09
Also published as: JP2016017589A

Description

本発明は、振動源であるエンジンから車体側へ伝達される振動を抑制する車両用防振装置に関するものである。 The present invention relates to a vibration control apparatus for a vehicle that suppresses vibration transmitted from an engine that is a vibration source to a vehicle body side.

断面が長方形のロッド本体にアクチュエータ室を形成し、当該アクチュエータ室の開口から慣性マスアクチュエータを収納するトルクロッドが知られている（特許文献１の請求項１及び図２等）。このトルクロッドによれば、ロッド本体のアクチュエータ室が固定部の軸線に直交する長方形断面の短辺に開口するので、ロッドに非常に大きな引っ張り力が作用しても開口の変形を防止できるとされている。 There is known a torque rod in which an actuator chamber is formed in a rod main body having a rectangular cross section, and an inertial mass actuator is accommodated from the opening of the actuator chamber (claim 1 and FIG. 2 of Patent Document 1). According to this torque rod, since the actuator chamber of the rod body opens at the short side of the rectangular cross section orthogonal to the axis of the fixed portion, deformation of the opening can be prevented even if a very large tensile force is applied to the rod ing.

特開２０１２−５７７３９号公報JP, 2012-57739, A

しかしながら、上記従来のトルクロッドでは、ロッド本体における開口側の面とこれに対面する面（アクチュエータ室の底面）との剛性が異なるので剛性バランスが崩れ、振動モードの節はトルクロッド軸線から外れた位置となる。このため、振動検出センサをトルクロッド軸線上に設けても、フィードバック制御が不安定になるという問題がある。 However, in the above-described conventional torque rod, the rigidity balance is broken because the rigidity of the surface on the opening side of the rod body and the surface (bottom surface of the actuator chamber) facing this is different, and the node of the vibration mode deviates from the torque rod axis It becomes a position. Therefore, even if the vibration detection sensor is provided on the torque rod axis, there is a problem that feedback control becomes unstable.

本発明が解決しようとする課題は、安定したフィードバック制御が実行できる車両用防振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 vehicle anti-vibration device capable of executing stable feedback control.

本発明は、両端のそれぞれにブッシュを有し、両端がエンジン及び車体にそれぞれ取り付けられ、中央部にアクチュエータが収納されるアクチュエータ室が形成された剛体ロッドを有する車両用防振装置において、アクチュエータ室の開口側の壁面部の厚さを、当該開口に対面し開口を有さない底面側の壁面部の厚さより少なくとも一部において厚く形成し、一対のブッシュの間を結ぶ剛体ロッドの軸心に対し、アクチュエータ室の開口部側の壁面の剛性と、底面側の壁面の剛性との剛性バランスを実質的に均等にすることによって、上記課題を解決する。 The present invention relates to a vibration control apparatus for a vehicle having a rigid rod having a bush at each end, each end attached to an engine and a vehicle body, and an actuator chamber at a central portion in which an actuator is accommodated. The thickness of the wall surface portion on the opening side is formed thicker at least in part than the thickness of the wall surface portion on the bottom surface facing the opening without the opening, and the axial center of the rigid rod connecting the pair of bushes On the other hand, the aforementioned problem is solved by substantially equalizing the rigidity balance between the rigidity of the wall surface on the opening side of the actuator chamber and the rigidity of the wall surface on the bottom surface .

本発明によれば、アクチュエータ室の開口側の壁面の剛性と底面側の壁面の剛性との剛性バランスが実質的に均等になるので、振動モードの節が実質的にトルクロッドの軸線上になる。したがって、振動検出センサをトルクロッド軸線上に設ければ、フィードバック制御が安定する。 According to the present invention, since the rigidity balance between the rigidity of the wall surface on the opening side of the actuator chamber and the rigidity of the wall surface on the bottom surface is substantially equal, the node of the vibration mode is substantially on the axis of the torque rod. . Therefore, if the vibration detection sensor is provided on the torque rod axis, feedback control is stabilized.

本発明の一実施の形態に係る防振装置を車両のエンジンに適用した例を示す正面図である。It is a front view showing an example which applied an anti-vibration device concerning a 1 embodiment of the present invention to an engine of vehicles. 図１Ａの平面図である。It is a top view of FIG. 1A. 図１Ａ及び図１Ｂの分解斜視図である。It is an exploded perspective view of Drawing 1A and Drawing 1B. 図１Ｂのアッパトルクロッドの基本構造を示す断面図である。It is sectional drawing which shows the basic structure of the upper torque rod of FIG. 1B. 図１Ｂのアッパトルクロッドの具体的構造を示す斜視図である。It is a perspective view which shows the specific structure of the upper torque rod of FIG. 1B. 図４のV-V線に沿う断面図である。FIG. 5 is a cross-sectional view taken along the line VV of FIG. 4; 図４のVI-VI線に沿う断面図である。FIG. 6 is a cross-sectional view taken along the line VI-VI of FIG. 4; 図５のVIIA-VIIA線に沿う断面図である。FIG. 7 is a cross-sectional view taken along the line VIIA-VIIA of FIG. 5; 図５のVIIB-VIIB線に沿う断面図である。FIG. 7 is a cross-sectional view taken along the line VIIB-VIIB of FIG. 5; 図４に示すアッパトルクロッドの伝達力の周波数特性図である。It is a frequency characteristic figure of the transmission force of the upper torque rod shown in FIG. 図１Ｂのアッパトルクロッドの他の具体的構造を示す斜視図である。It is a perspective view which shows the other concrete structure of the upper torque rod of FIG. 1B. アッパトルクロッドのイナータンスの周波数特性図である。It is a frequency characteristic figure of the inertance of the upper torque rod.

最初に本発明の一実施の形態に係る車両用防振装置を適用することができる、いわゆるペンデュラム方式エンジン１について説明する。ペンデュラム方式によるエンジン１の支持構造とは、図１Ａ及び図１Ｂに示すように、エンジン１の慣性主軸Ｌを、図示の通りに配置した、いわゆる横置きエンジン１に対して、エンジン１を支持する２個の支持点Ｐ１，Ｐ２が、図１Ｂの平面視においては、エンジン１の慣性主軸Ｌ上の、重心Ｇを挟んで互いに軸方向反対側に位置し、図１Ａの側面視においては、Ｐ１は、慣性主軸Ｌ上に、Ｐ２は、慣性主軸Ｌの車両上方に位置するように設けられた支持構造である。なお、２個の支持点Ｐ１，Ｐ２は、図２に示すように左右それぞれのエンジンマウント３，４により構成される。 First, a so-called pendulum type engine 1 to which the vehicle anti-vibration device according to one embodiment of the present invention can be applied will be described. The support structure of the engine 1 according to the pendulum method, as shown in FIGS. 1A and 1B, supports the engine 1 with respect to a so-called horizontal engine 1 in which the inertial main axis L of the engine 1 is disposed as shown. The two support points P1 and P2 are axially opposite to each other across the center of gravity G on the inertial main axis L of the engine 1 in the plan view of FIG. 1B, and in the side view of FIG. Is a support structure provided on the inertial main axis L and P2 so as to be located above the inertial main axis L of the vehicle. The two support points P1 and P2 are configured by the left and right engine mounts 3 and 4 as shown in FIG.

ペンデュラム方式エンジンの支持構造は、エンジン１を振り子のように吊り下げて支持するとともに、それらの支持点Ｐ１，Ｐ２を結ぶ直線の周りを揺動するエンジン重心Ｇを、車体に取り付けられたトルクロッドアッセンブリ５，６（以下、アッパトルクロッド５、ロアトルクロッド６ともいう。）のような棒状部材で抑えるよう構成され、少ない点数の部品で従来と同様の制振効果が得られるといったメリットがある。すなわち、ペンデュラム方式でマウントされたエンジン１では、エンジン１の運転時に回転慣性力によって２つの支持点Ｐ１，Ｐ２を結んだ軸の回りにエンジン１が傾く。この傾きを防止してエンジン１を支持するために、エンジン１のほぼ上半分と車体側部材とを連結するアッパトルクロッド５と、エンジン１の残り下半分と車体側部材とを連結するロアトルクロッド６とを備える。アッパトルクロッド５が車両右上側からエンジン１に、もう一つのロアトルクロッド６が車両下側からエンジン１に連結され、これら２つのトルクロッド５，６により、ペンデュラム方式のエンジン１が傾くことを防止する。 The support structure of the pendulum type engine suspends and supports the engine 1 like a pendulum and supports an engine center of gravity G swinging around a straight line connecting the support points P1 and P2 to a torque rod attached to the vehicle body It is configured to be restrained by rod-like members such as the assemblies 5 and 6 (hereinafter, also referred to as upper torque rods 5 and lower torque rods 6), and there is an advantage that the same damping effect as the conventional can be obtained with a small number of parts. . That is, in the engine 1 mounted by the pendulum method, the engine 1 tilts around the axis connecting the two support points P1 and P2 by the rotational inertia force when the engine 1 is operated. In order to support the engine 1 by preventing this inclination, the upper torque rod 5 connecting the upper half of the engine 1 to the vehicle body side member and the lower torque connecting the remaining lower half of the engine 1 to the vehicle body side member And a rod 6. The upper torque rod 5 is connected to the engine 1 from the upper right side of the vehicle, and the other lower torque rod 6 is connected to the engine 1 from the lower side of the vehicle. The pendulum type engine 1 is inclined by these two torque rods 5 and 6 To prevent.

上記のエンジン１は、たとえば直列４気筒エンジンである。特に、比較的排気量の大きなエンジン（２Ｌ以上）では、バランスシャフトが装着されることが多く、この場合は、エンジン回転の基本次数（２次成分）で不平衡慣性力が小さいので、主にエンジントルク変動の反力がエンジン１に作用する。したがってエンジン回転の基本次数では、トルクを支持している上記２つのトルクロッド５，６からの入力によって主に車内音・車内振動が発生することが本発明者によって知見されている。（またこのことは、出願人が提案するマルチリンク式エンジンでも同様である。）さらに、車両の主に加速時に、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が知られている。 The above-described engine 1 is, for example, an in-line four-cylinder engine. In particular, in engines with relatively large displacement (2 L or more), the balance shaft is often mounted, and in this case, the unbalance inertial force is small at the basic order (second-order component) of engine rotation. The reaction force of the engine torque fluctuation acts on the engine 1. Therefore, it has been found by the inventor that in the basic order of engine rotation, in-vehicle noise and in-vehicle vibration are mainly generated by the input from the two torque rods 5 and 6 supporting the torque. (Also, this is the same with multi-link engines proposed by the applicant.) Furthermore, when the vehicle is mainly accelerated, in-car sounds of up to about 1000 Hz, which are composed of high-order numbers of basic order, are a problem for the occupants. It is known to be.

既述したとおり、本例の車両用防振装置は、２つのトルクロッド５，６を備える。アッパトルクロッド５は、図１Ｂに示すようにエンジン１の上部と車体との間に装着される。これに対し、ロアトルクロッド６は、図１Ａ，図１Ｂ及び図２に示すように、エンジン１の下部とサブフレーム２との間に装着される。本例のアッパトルクロッド５とロアトルクロッド６とは基本構成が同じであるため、アッパトルクロッド５の構成について説明し、ロアトルクロッド６の構成はこれを援用してその説明を省略する。 As described above, the vehicle anti-vibration device of this example includes the two torque rods 5 and 6. The upper torque rod 5 is mounted between the upper portion of the engine 1 and the vehicle body as shown in FIG. 1B. On the other hand, the lower torque rod 6 is mounted between the lower portion of the engine 1 and the sub-frame 2 as shown in FIGS. 1A, 1 B and 2. The upper torque rod 5 and the lower torque rod 6 of the present embodiment have the same basic configuration, so the configuration of the upper torque rod 5 will be described, and the configuration of the lower torque rod 6 will be used with the description thereof omitted.

図３は、本例に係るアッパトルクロッド５の基本構造を示す要部断面図、図４は当該アッパトルクロッドの具体的構造を示す斜視図、図５は図４のV-V線に沿う断面図。図６は図４のVI-VI線に沿う断面図である。なお図３は、本例のアッパトルクロッド５の基本構造を説明するため、ブッシュ１２，１３を連結する部分がシャフト状のロッド１１で構成され、慣性マス１５を含むアクチュエータ１７がロッド１１の周囲を囲む形態のものを示した。一方、図４〜図６は、本例のアッパトルクロッド５の具体的構造を説明するため、ブッシュ１２，１３を連結する部分がアクチュエータユニット２５を収容するハウジング２０を備える形態のものを示す。図４〜図６のハウジング２０はブッシュ１２，１３を連結すると共にアクチュエータユニット２５を支持する部材として、機能的には図３のロッド１１に相当する。図３において、ハウジング２０は図示を省略されたものと捉えても差し支えない。いずれの例においてもアクチュエータは、アッパトルクロッド５の軸心（ブッシュ１２，１３の厚み方向中央における円筒の中心を互いに結んだ線）上に重心を持つように、ロッド１１或いはハウジング２０に対して同軸となるように取り付けられている。以下、図３を参照してアッパトルクロッド５の基本構造を説明したのち、図４〜図６を参照してアッパトルクロッド５の具体的構造を説明する。 FIG. 3 is a cross-sectional view showing the basic structure of the upper torque rod 5 according to this example, FIG. 4 is a perspective view showing a specific structure of the upper torque rod, and FIG. 5 is a cross-sectional view along the VV line in FIG. . 6 is a cross-sectional view taken along the line VI-VI in FIG. 3 illustrates the basic structure of the upper torque rod 5 of the present embodiment, the portion connecting the bushes 12 and 13 is constituted by the shaft-like rod 11, and the actuator 17 including the inertia mass 15 is around the rod 11 It shows the thing of the form which encloses. 4 to 6 show a form in which the portion connecting the bushes 12 and 13 includes the housing 20 for housing the actuator unit 25 in order to explain the specific structure of the upper torque rod 5 of this embodiment. The housing 20 of FIGS. 4 to 6 is functionally equivalent to the rod 11 of FIG. 3 as a member for connecting the bushes 12 and 13 and supporting the actuator unit 25. In FIG. 3, the housing 20 may be regarded as being omitted. In any of the examples, the actuator is mounted on the rod 11 or the housing 20 so as to have a center of gravity on the axis of the upper torque rod 5 (a line connecting the centers of the cylinders at the center in the thickness direction of the bushes 12 and 13). It is attached to be coaxial. Hereinafter, the basic structure of the upper torque rod 5 will be described with reference to FIG. 3, and then the specific structure of the upper torque rod 5 will be described with reference to FIGS. 4 to 6.

図３に示すように、本例のアッパトルクロッド５は、棒状剛体のロッド１１（図４の場合はハウジング２０に相当する）の両端に一対のブッシュ１２，１３が溶接により固定されている。エンジン側に固定されるブッシュ１２は、円筒状の外筒１２ａと、外筒１２ａと同心の円筒状の内筒１２ｂと、これら外筒１２ａと内筒１２ｂとを連結する弾性体（防振材）１２ｃとからなる。内筒１２ｂに対して図３で紙面に直交する向きに挿通されるボルト１８（図２参照）によってブッシュ１２はエンジン１に固定される。 As shown in FIG. 3, in the upper torque rod 5 of the present example, a pair of bushes 12 and 13 are fixed by welding to both ends of a rod-like rigid rod 11 (corresponding to the housing 20 in FIG. 4). The bush 12 fixed to the engine side is an elastic body (anti-vibration material) which connects the cylindrical outer cylinder 12a, the cylindrical inner cylinder 12b concentric with the outer cylinder 12a, and the outer cylinder 12a and the inner cylinder 12b. ) And 12c. The bush 12 is fixed to the engine 1 by a bolt 18 (see FIG. 2) inserted in a direction perpendicular to the paper surface in FIG. 3 with respect to the inner cylinder 12b.

一方、車体側に固定されるブッシュ１３も、上記ブッシュ１２と同様に、円筒状の外筒１３ａと、外筒１３ａと同心の円筒状の内筒１３ｂと、これら外筒１３ａと内筒１３ｂとを連結する弾性体（防振材）１３ｃとからなる。内筒１３ｂに対して図３で紙面に直交する向きに挿通されるボルト１９（図２参照）によってブッシュ１３は車体側の部材に固定される。単にロッドと表現した場合、エンジン側のブッシュの外筒１２ａ、車体側のブッシュの外筒１３ａ、およびこれらを連結するロッド１１或いはハウジング２０を含んだ、ロッド剛体全体を意味するものとする。 On the other hand, the bush 13 fixed to the vehicle body side also has a cylindrical outer cylinder 13a, a cylindrical inner cylinder 13b concentric with the outer cylinder 13a, and the outer cylinder 13a and the inner cylinder 13b in the same manner as the bush 12 described above. And an elastic body (vibration-proof material) 13c connecting the two. The bush 13 is fixed to a member on the vehicle body side by a bolt 19 (see FIG. 2) inserted in a direction perpendicular to the paper surface in FIG. 3 with respect to the inner cylinder 13b. When simply expressed as a rod, it means the entire rod rigid body including the outer cylinder 12a of the bush on the engine side, the outer cylinder 13a of the bush on the vehicle body side, and the rod 11 or housing 20 connecting these.

なお、図示する実施形態は、ブッシュ１２をエンジン１に固定し、ブッシュ１３を車体側に固定する構成であるが、これに限らず、ブッシュ１２を車体側に固定し、ブッシュ１３をエンジン１に固定してもよい。また、図３に示すアッパトルクロッド５は、ブッシュ１２，１３の内筒１２ｂ，１３ｂに挿通される２つのボルト１８，１９が平行に配置される例を示すが、図２及び図４〜図６に示すアッパトルクロッド５は、ブッシュ１２，１３の内筒１２ｂ，１３ｂに挿通される２つのボルト１８，１９が互いに直交する向きに配置された例を示す。これらの向きは車体側の固定部及びエンジンの固定部の形状に応じて適宜変更することができる。 In the illustrated embodiment, the bush 12 is fixed to the engine 1 and the bush 13 is fixed to the vehicle body side. However, the invention is not limited thereto. The bush 12 is fixed to the car body side and the bush 13 is fixed to the engine 1 It may be fixed. The upper torque rod 5 shown in FIG. 3 is an example in which two bolts 18 and 19 inserted in the inner cylinders 12b and 13b of the bushes 12 and 13 are arranged in parallel, but FIGS. The upper torque rod 5 shown in FIG. 6 shows an example in which two bolts 18 and 19 inserted into the inner cylinders 12b and 13b of the bushes 12 and 13 are disposed in directions orthogonal to each other. These directions can be changed as appropriate according to the shapes of the fixing portion on the vehicle body side and the fixing portion of the engine.

本例の弾性体（防振材）１２ｃ，１３ｃは、ばねと減衰の機能を兼ね備えた部材であり、例えば弾性ゴムを用いることができる。 The elastic bodies (anti-vibration materials) 12c and 13c of this example are members having both a spring and a damping function, and for example, elastic rubber can be used.

本例のアッパトルクロッド５では、ブッシュ１２，１３の外筒及び内筒の径及び弾性体１３ｃの剛性を相違させている。すなわち、ブッシュ１３の外筒１３ａ及び内筒１３ｂの径を、対応するブッシュ１２の外筒１２ａ及び内筒１２ｂの径よりも相対的に小さくすると共に、さらにブッシュ１３の弾性体１３ｃの剛性を、ブッシュ１２の弾性体１２ｃの剛性よりも相対的に大きく設定している。これにより、一対のブッシュ１２，１３の弾性体１２ｃ，１３ｃの剛性の設定によって２重防振に適したロッド軸方向のエンジン剛体共振とロッド剛体共振とを生じさせることができる。 In the upper torque rod 5 of this example, the diameters of the outer and inner cylinders of the bushes 12 and 13 and the rigidity of the elastic body 13c are made different. That is, the diameters of the outer cylinder 13a and the inner cylinder 13b of the bush 13 are made relatively smaller than the diameters of the outer cylinder 12a and the inner cylinder 12b of the corresponding bush 12, and the rigidity of the elastic body 13c of the bush 13 is further The rigidity of the elastic body 12c of the bush 12 is set to be relatively larger. As a result, by setting the rigidity of the elastic bodies 12c and 13c of the pair of bushes 12 and 13, engine rigid body resonance and rod rigid body resonance suitable for double vibration isolation can be generated.

このエンジン剛体共振とロッド剛体共振とを、理解を容易にするために極めて単純化したばねマス系に基づいて説明すれば、エンジン剛体共振Ａは、エンジン質量と、ブッシュ１２の弾性体１２ｃの剛性（ばね定数）で決まり、ロッド剛体共振Ｂは、ブッシュ１２の弾性体１２ｃとブッシュ１３の弾性体１３ｃの間の質量であるロッド１１（および各ブッシュの外筒部分）の質量と、ブッシュ１３の弾性体１３ｃの剛性（ばね定数）で決まる。図８は、アッパトルクロッド５の伝達力の周波数特性図であり、上述したようにブッシュ１２，１３の径と弾性体１２ｃ，１３ｃの剛性とを適宜の値に設定することで、図８に示すように、ブッシュ１２の弾性体１２ｃの剛性から定まるロッド軸方向のエンジン剛体共振Ａが１０Ｈｚに近い周波数ｆ１［Ｈｚ］で生じ、ブッシュ１３の弾性体１３ｃの剛性から定まるロッド軸方向のロッド剛体共振Ｂが２００Ｈｚに近い周波数ｆ２［Ｈｚ］で生じることになる。 If this engine rigid body resonance and rod rigid body resonance are explained based on a very simplified spring mass system to facilitate understanding, the engine rigid body resonance A is the engine mass and the rigidity of the elastic body 12 c of the bush 12. The rod rigid body resonance B is determined by the (spring constant) and the mass of the rod 11 (and the outer cylinder portion of each bush) which is the mass between the elastic body 12 c of the bush 12 and the elastic body 13 c of the bush 13 It is determined by the rigidity (spring constant) of the elastic body 13c. FIG. 8 is a frequency characteristic diagram of the transmission force of the upper torque rod 5, and as described above, by setting the diameters of the bushes 12 and 13 and the rigidity of the elastic bodies 12c and 13c to appropriate values, FIG. As shown, the engine rigid body resonance A determined in the rod axial direction determined from the rigidity of the elastic body 12c of the bush 12 occurs at a frequency f1 [Hz] close to 10 Hz, and the rod rigid body in the rod axial direction determined from the rigidity of the elastic body 13c of the bush 13 The resonance B will occur at a frequency f2 [Hz] close to 200 Hz.

エンジン１単体での曲げ、捩りの１次の共振周波数は、一般的な車両用エンジンでは２８０Ｈｚ〜３５０Ｈｚ程度なので、本例のようにエンジン剛体共振Ａを約１０Ｈｚとし、ロッド剛体共振Ｂを約２００Ｈｚとすれば、エンジン１の曲げ、捩りの共振振動の車体への伝達が、高周波数側（防振域内）で効果的に抑えられる（２重防振される）ことになる。なお、図８に示すｆ５以上の周波数範囲は、ロッド剛体共振Ｂに対する防振域である。 The primary resonance frequency of bending and twisting of engine 1 alone is about 280 Hz to 350 Hz for a general vehicle engine, so engine rigid body resonance A is approximately 10 Hz and rod rigid body resonance B is approximately 200 Hz as in this example. In this case, transmission of the resonance vibration of bending and torsion of the engine 1 to the vehicle body is effectively suppressed (double vibration isolation) on the high frequency side (vibration isolation area). Note that the frequency range of f5 or higher shown in FIG.

以上より、エンジン剛体共振Ａおよびロッド剛体共振Ｂが、エンジンの曲げ、捩りの共振周波数より小さな周波数となるように、ブッシュ１２の弾性体１２ｃの剛性（ばね定数）、およびブッシュ１２の弾性体１２ｃとブッシュ１３の弾性体１３ｃの間の質量であるロッド１１（アクチュエータ１７および各ブッシュの外筒部分）の質量、ブッシュ１３の弾性体１３ｃの剛性（ばね定数）を定めればよい。このように、エンジン剛体共振Ａおよびロッド剛体共振Ｂを２つの異なる周波数で、つまり低周波域の周波数ｆ１と、中周波数域の周波数ｆ２との２箇所で生じさせてエンジン１から車体側に伝達される振動を防止する効果が得られるのが２重防振の効果である。ただし、本発明の防振装置ではブッシュ１２，１３の外筒及び内筒の径を相違させるのは必須ではなく、ブッシュ１２，１３を同じ構造としてもよい。 From the above, the rigidity (spring constant) of the elastic body 12c of the bush 12 and the elastic body 12c of the bush 12 so that the engine rigid body resonance A and the rod rigid body resonance B have a frequency smaller than the resonance frequency of bending and twisting of the engine. The mass of the rod 11 (the actuator 17 and the outer cylinder portion of each bush) which is the mass between the elastic body 13c of the bush 13 and the rigidity (spring constant) of the elastic body 13c of the bush 13 may be determined. Thus, engine rigid body resonance A and rod rigid body resonance B are generated at two different frequencies, that is, at frequency f1 in the low frequency range and frequency f2 in the middle frequency range, and transmitted from the engine 1 to the vehicle body side It is an effect of double vibration isolation that the effect of preventing the vibration is obtained. However, in the vibration damping device of the present invention, it is not essential to make the diameters of the outer cylinder and the inner cylinder of the bushes 12 and 13 different from each other, and the bushes 12 and 13 may have the same structure.

図３に戻り、本例のアッパトルクロッド５は、磁性を有する金属等からなる慣性マス１５と、アクチュエータ１７と、加速度センサなどで構成される振動検出センサ２１と、バンドパスフィルタ２２と、電圧増幅回路２３とを備える。 Returning to FIG. 3, the upper torque rod 5 of this example includes an inertial mass 15 made of metal or the like having magnetism, an actuator 17, a vibration detection sensor 21 formed of an acceleration sensor or the like, a band pass filter 22, a voltage And an amplifier circuit 23.

慣性マス１５は、ロッド１１の周囲にロッド１１と同軸で設けられている。ロッド１１の軸方向に見た慣性マス１５の断面は、ロッド１１の中心（重心）を中心にした点対称な形であると共に、慣性マス１５の重心がロッド１１の中心に一致している。慣性マス１５は角筒型とされ、慣性マス１５のロッド軸方向の両端（図３では上下端）がそれぞれ弾性支持バネ１６を介してロッド１１に連結されている。弾性支持バネ１６は、たとえば比較的小さな剛性を有する板バネである。慣性マス１５の内壁１５ａはその一部が後述するアクチュエータ１７の永久磁石１７ｃに向けて凸設されている。 The inertial mass 15 is provided around the rod 11 coaxially with the rod 11. The cross section of the inertial mass 15 viewed in the axial direction of the rod 11 is point-symmetrical with respect to the center (center of gravity) of the rod 11, and the center of gravity of the inertial mass 15 coincides with the center of the rod 11. The inertial mass 15 is in the form of a rectangular tube, and both ends (upper and lower ends in FIG. 3) of the inertial mass 15 in the rod axial direction are connected to the rod 11 via elastic support springs 16 respectively. The elastic support spring 16 is, for example, a leaf spring having a relatively small rigidity. An inner wall 15a of the inertial mass 15 is provided so as to project toward a permanent magnet 17c of an actuator 17 which will be described later.

本例のアッパトルクロッド５では、図３に示すように慣性マス１５とロッド１１との間の空間にアクチュエータ１７が設けられている。アクチュエータ１７は、角筒状のコア１７ａと、コイル１７ｂと、永久磁石１７ｃとを含むリニアタイプ、いわゆる直線運動型のアクチュエータで、慣性マス１５をロッド１１の軸方向に往復動するものである。 In the upper torque rod 5 of the present example, as shown in FIG. 3, an actuator 17 is provided in the space between the inertial mass 15 and the rod 11. The actuator 17 is a linear type so-called linear motion type actuator including a square cylindrical core 17a, a coil 17b and a permanent magnet 17c, and reciprocates the inertial mass 15 in the axial direction of the rod 11.

コイルの磁路を構成するコア１７ａは積層鋼鈑から構成されており、ロッド１１に固定されている。コア１７ａは、アッパトルクロッド５の組立前には複数個の部材に分割されており、これら複数個の部材を接着剤で棒状のロッド１１の周囲に接着することにより、全体として角筒状のコア１７ａを形成している。コイル１７ｂは、この角筒状のコア１７ａに巻回されている。永久磁石１７ｃは、コア１７ａの外周面に設けられている。 The core 17 a constituting the magnetic path of the coil is made of a laminated steel plate and fixed to the rod 11. The core 17a is divided into a plurality of members before assembly of the upper torque rod 5, and by bonding the plurality of members around the rod-like rod 11 with an adhesive, a square tube as a whole is obtained. The core 17a is formed. The coil 17b is wound around the square cylindrical core 17a. The permanent magnet 17c is provided on the outer peripheral surface of the core 17a.

アクチュエータ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ラクタンストルクによって慣性マス１５をリニアに、つまり慣性マス１５をロッド１１の軸方向に往復動するように駆動することとなる。 Since the actuator 17 has such a configuration, the inertial mass 15 is reciprocated linearly, that is, the inertial mass 15 is reciprocated in the axial direction of the rod 11 by the reluctance torque by the magnetic field generated by the coil 17 b and the permanent magnet 17 c. It will drive.

本例のアッパトルクロッド５の具体的構造は、図４〜図６に示すように、図２や図３では省略されたハウジング２０を備え、このハウジング２０がブッシュ１２とブッシュ１３の間を剛体的に連結している。ハウジング２０の中央部には、アクチュエータユニット２５を収容する断面が矩形のアクチュエータ室２０１が形成されている。アクチュエータユニット２５の具体的構造は図３と共通であり、慣性マス１５、弾性支持バネ１６、アクチュエータ１７を備え、ロッド１１の代わりに、アクチュエータユニット２５の内部にはハウジング２０に固定したシャフトが設けられている。ここで、トルクロッド５のトルク支持軸のことを、エンジンの回転慣性力（トルク）に起因してトルクロッドに伝わる軸方向力の作用線と定義することができ、本例のようにブッシュ１２，１３の断面が厚み方向に概ね変化が無く一様な円筒形である場合、それぞれのブッシュ厚み方向中央におけるブッシュ１２の円筒中心とブッシュ１３の円筒中心の間を結んで得られるトルクロッドの軸心（ロッドの中心や、アクチュエータ１７のシャフト中心）と同じとみなすことができる。 The specific structure of the upper torque rod 5 of this embodiment includes a housing 20 omitted in FIGS. 2 and 3 as shown in FIGS. 4 to 6, and the housing 20 is a rigid body between the bush 12 and the bush 13 It is connected in a row. At a central portion of the housing 20, an actuator chamber 201 having a rectangular cross section for accommodating the actuator unit 25 is formed. The specific structure of the actuator unit 25 is the same as that of FIG. 3 and includes an inertia mass 15, an elastic support spring 16, and an actuator 17. Instead of the rod 11, a shaft fixed to the housing 20 is provided inside the actuator unit 25. It is done. Here, the torque support shaft of the torque rod 5 can be defined as a line of action of an axial force transmitted to the torque rod due to the rotational inertia force (torque) of the engine. , 13 has a uniform cylindrical shape with substantially no change in the thickness direction, the axis of the torque rod obtained by connecting the cylinder center of the bush 12 and the cylinder center of the bush 13 at the center in the bush thickness direction It can be regarded as the same as the heart (the center of the rod or the shaft center of the actuator 17).

上記のように、ロッド剛体共振はエンジンの曲げ、捩りの共振周波数より小さな周波数としなければならず、ブッシュ１２，１３の剛性は相対的に低い（一般的なものに比べてかなり柔らかい）ものになるので、ハウジング２０の軸心に対する重心位置のずれが僅かな場合でも、アクチュエータの軸方向の振動がピッチ方向の振動と連成し易く、防振制御の制御性が悪化してしまう。本例のように、アクチュエータ１７（慣性マス１５）あるいはアクチュエータユニット２５を含めて断面形状を略対称に構成したトルクロッド５では、トルクロッド全体の重心位置をロッド１１あるいはハウジング２０の軸心に近づけることができ、軸方向の振動がピッチ振動を励起するのが抑えられ、その結果、制御性の悪化を抑制することができる。 As mentioned above, the rod rigid body resonance must be a frequency smaller than the resonance frequency of bending and twisting of the engine, and the stiffness of the bushes 12 and 13 is relatively low (much softer than general ones). Therefore, even if the displacement of the center of gravity relative to the axial center of the housing 20 is slight, the axial vibration of the actuator is likely to be coupled to the vibration in the pitch direction, and the controllability of the vibration control is deteriorated. As in this example, in the torque rod 5 whose cross-sectional shape is substantially symmetrical including the actuator 17 (inertial mass 15) or the actuator unit 25, the center of gravity of the entire torque rod approaches the axis of the rod 11 or the housing 20. As a result, vibration in the axial direction is suppressed from exciting pitch vibration, and as a result, deterioration in controllability can be suppressed.

図４に示すように、ブッシュ１２，１３の間であってロッド１１の軸心を通る水平面上には、ロッド１１の略軸心位置での軸方向の振動の加速度を、エンジン１からロッド１１に伝達される振動の加速度として検出する加速度センサから構成された振動検出センサ２１が取り付けられている。そして、振動検出センサ２１からのロッド軸方向加速度の信号は、バンドパスフィルタ２２を介して電圧増幅回路２３に入力され、この電圧増幅回路２３で増幅された信号はアクチュエータユニット２５のコイル１７ｂに印加される（電圧の制御を行なう）。電圧増幅回路２３は例えばオペアンプから構成することができる。 As shown in FIG. 4, on a horizontal surface passing between the bushes 12 and 13 and passing through the axial center of the rod 11, acceleration of axial vibration at a substantially axial center position of the rod 11 is obtained from the engine 1 to the rod 11. A vibration detection sensor 21 is attached, which comprises an acceleration sensor that detects the acceleration of the vibration transmitted to the vehicle. Then, the signal of acceleration in the rod axial direction from the vibration detection sensor 21 is input to the voltage amplification circuit 23 through the band pass filter 22, and the signal amplified by the voltage amplification circuit 23 is applied to the coil 17 b of the actuator unit 25. Be done (control the voltage). The voltage amplification circuit 23 can be composed of, for example, an operational amplifier.

慣性マス１５は比較的柔らかい弾性支持バネ１６で支持され、例えば慣性マス１５のロッド１１に対するロッド軸方向の共振は１０Ｈｚから１００Ｈｚまでの低い周波数で生じるものとされている。例えば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であることから、慣性マス１５の共振周波数を１０Ｈｚにすることができれば、エンジン１の運転条件によらず慣性マス１５が共振するのを抑えることができる。 The inertial mass 15 is supported by a relatively soft elastic support spring 16, and for example, axial resonance of the inertial mass 15 with respect to the rod 11 is assumed to occur at a low frequency of 10 Hz to 100 Hz. For example, since the vibration frequency of the idle rotational speed secondary of the four-cylinder engine is about 20 Hz, if the resonance frequency of the inertial mass 15 can be 10 Hz, the inertial mass 15 resonates regardless of the operating condition of the engine 1 Can be reduced.

一方、慣性マス１５の共振周波数を１０Ｈｚといったこのような低周波数に設定しようとすると、慣性マス１５が大きくなりすぎてそのような設定が困難な場合には、抑制しようとするロッド剛性共振Ｂ（実施形態では２００Ｈｚ）の約１／２の周波数より低く設定しておけば、互いの共振周波数が十分に離れ、振動伝達の抑制が十分に行なわれる。 On the other hand, when trying to set the resonance frequency of the inertial mass 15 to such a low frequency such as 10 Hz, if the inertial mass 15 becomes too large and such setting is difficult, the rod stiffness resonance B (to be suppressed) ( In the embodiment, if the frequency is set lower than about 1⁄2 of 200 Hz), the resonance frequencies are sufficiently separated from each other, and vibration transmission is sufficiently suppressed.

また、振動検出センサ２１で検出した加速度信号をバンドパスフィルタ２２に通すことによって、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狙いの周波数範囲での確実な伝達力の抑制を図ることができる。そして、制御対象であるロッドの減衰を増大する速度フィードバック制御が行われるように、バンドパスフィルタ２２で通過している周波数帯において、振動検出センサ２１により検出した振動のロッド軸方向速度に略比例した力を逆符合とした力をアクチュエータユニット２５から発生させる。 In addition, by passing the acceleration signal detected by the vibration detection sensor 21 to the band pass filter 22 so as not to perform control at an extra frequency, control stability is enhanced while aiming at suppressing extra power consumption. Reliable transmission power can be suppressed in the frequency range. Then, in the frequency band passing by the band pass filter 22, the velocity detected by the vibration detection sensor 21 is approximately proportional to the velocity in the rod axial direction so that the velocity feedback control for increasing the damping of the rod to be controlled is performed. The actuator unit 25 generates a force whose force is reversed.

さて、ハウジング２０の断面形状を軸心ＣＬに対して略対称に構成するとトルクロッド全体の重心位置をハウジング２０の軸心ＣＬに近づけることができるので、軸方向の振動がピッチ振動を励起するのが抑えられ、その結果、制御性の悪化を抑制することができる。しかしながら、図４〜図６に示すように、ハウジング２０にアクチュエータユニット２５を収納するためのアクチュエータ室２０１を形成すると、この部分での剛性が低くなり、ブッシュ１２，１３も付加マスとして作用するため、ハウジング２０の中央部、すなわちアクチュエータ室２０１の固有振動モードを考慮する必要がある。特に、同図に示すように、アクチュエータ室２０１を上面が開口し底面が閉塞する構造とすると、ハウジング２０の軸心ＣＬの上下において剛性バランスが崩れることになる。 Now, if the cross-sectional shape of the housing 20 is substantially symmetrical with respect to the axial center CL, the center of gravity of the entire torque rod can be brought close to the axial center CL of the housing 20, so that axial vibration excites pitch vibration. As a result, deterioration in controllability can be suppressed. However, as shown in FIG. 4 to FIG. 6, when the actuator chamber 201 for housing the actuator unit 25 is formed in the housing 20, the rigidity in this portion becomes low, and the bushes 12 and 13 also act as an additional mass. The natural vibration mode of the central portion of the housing 20, that is, the actuator chamber 201 needs to be considered. In particular, when the actuator chamber 201 has a structure in which the upper surface is open and the lower surface is closed as shown in the figure, the rigidity balance is broken at the upper and lower sides of the axial center CL of the housing 20.

このため、本例のハウジング２０では、アクチュエータ室２０１の開口部２０２に、軸心ＣＬに平行な第１フランジ２０３，２０４と、軸心ＣＬに垂直な第２フランジ２０５を形成し、これらフランジ２０３，２０４，２０５の幅を、開口部２０２に対面するアクチュエータ室２０１の底面２０６側の壁面の厚さより大きく形成している。すなわち、図５及び図６に示すように、アクチュエータ室２０１の開口部２０２の第１フランジ２０３の幅をｔ１、これに対向する第１フランジ２０４の幅をｔ２、同じく開口部２０２の第２フランジ２０５の幅をｔ３、アクチュエータ室２０１の底面２０６側の壁面の厚さをｔ４，ｔ５，ｔ６とすると、フランジの幅ｔ１，ｔ２，ｔ３を、壁面の厚さｔ４，ｔ５，ｔ６よりも大きく形成している。なお、第１フランジ２０３，２０４及び第２フランジ２０５の幅ｔ１，ｔ２，ｔ３は、アクチュエータ室２０１の開口部２０２側の壁面の厚さに相当する。 Therefore, in the housing 20 of the present embodiment, the first flanges 203 and 204 parallel to the axis CL and the second flange 205 perpendicular to the axis CL are formed at the opening 202 of the actuator chamber 201. , 204 and 205 are formed to be larger than the thickness of the wall surface on the bottom surface 206 side of the actuator chamber 201 facing the opening 202. That is, as shown in FIGS. 5 and 6, the width of the first flange 203 of the opening 202 of the actuator chamber 201 is t1, the width of the first flange 204 opposed thereto is t2, and the second flange of the opening 202 Assuming that the width of the flange 205 is t3 and the thickness of the wall surface on the bottom surface 206 side of the actuator chamber 201 is t4, t5, t6, the width t1, t2, t3 of the flange is larger than the thickness t4, t5, t6 of the wall doing. The widths t1, t2 and t3 of the first flanges 203 and 204 and the second flange 205 correspond to the thickness of the wall surface on the opening 202 side of the actuator chamber 201.

また本例では、軸心ＣＬに平行な一対の第１フランジ２０３，２０４と、軸心ＣＬに垂直な第２フランジ２０５において、軸心ＣＬに垂直な第２フランジ２０５の幅を、第１フランジ２０３，２０４の幅より大きく形成している。 Further, in this example, in the pair of first flanges 203 and 204 parallel to the axis CL and the second flange 205 perpendicular to the axis CL, the width of the second flange 205 perpendicular to the axis CL is set to the first flange The width is larger than the widths 203 and 204.

また、図６に示すように、軸心ＣＬに平行な一対の第１フランジ２０３，２０４において、振動検出センサ２１が設けられた外面側の第１フランジ２０３の幅ｔ１を、振動検出センサ２１が設けられていない外面側の第１フランジ２０４の幅ｔ２よりも小さく形成している（ｔ１＜ｔ２）。なお、第１フランジ２０３の幅ｔ１を第１フランジ２０４の幅ｔ２よりも小さくすることに代えて、第１フランジ２０３の高さｈ１を第１フランジ２０４の高さｈ２より小さくしてもよい。 Further, as shown in FIG. 6, in the pair of first flanges 203 and 204 parallel to the axial center CL, the vibration detection sensor 21 has a width t1 of the first flange 203 on the outer surface side provided with the vibration detection sensor 21. The width is set smaller than the width t2 of the first flange 204 on the outer surface side not provided (t1 <t2). Instead of making the width t1 of the first flange 203 smaller than the width t2 of the first flange 204, the height h1 of the first flange 203 may be smaller than the height h2 of the first flange 204.

図７Ａは、図５のVIIA-VIIA線に沿う断面図であって、開口部２０２の横断面図である。これに対して、図７Ｂは、図５のVIIB-VIIB線に沿う断面図であって、開口部２０２以外の一般横断面である。本例では、図７Ａ，７Ｂに示すように、アクチュエータ室２０１の内面の角部のうちの開口部２０２の角部の半径Ｒ１を、他の角部の半径Ｒ２より大きく形成している（Ｒ１＞Ｒ２）。 7A is a cross-sectional view taken along the line VIIA-VIIA of FIG. 5 and is a cross-sectional view of the opening 202. On the other hand, FIG. 7B is a cross-sectional view taken along the line VIIB-VIIB in FIG. 5 and is a general cross-sectional view other than the opening 202. In this example, as shown in FIGS. 7A and 7B, the radius R1 of the corner of the opening 202 among the corners of the inner surface of the actuator chamber 201 is formed larger than the radius R2 of the other corners (R1 > R2).

また、本例のアクチュエータユニット２５は、図５及び図６に示すように、開口部２０２からハウジング２０のアクチュエータ室２０１内に収納され、蓋体２０７にて閉塞されるが、蓋体２０７をハウジング２０に固定するためのボルト孔２０８が少なくとも開口部２０２の角部に設けられている。 Further, as shown in FIGS. 5 and 6, the actuator unit 25 of this example is housed in the actuator chamber 201 of the housing 20 from the opening 202 and closed by the lid 207, but the lid 207 is a housing. Bolt holes 208 for fixing to 20 are provided at least at the corners of the opening 202.

なお、図４〜図６に示すハウジング２０においては、アクチュエータ室２０１の開口部２０２の三辺に第１フランジ２０３，２０４及び第２フランジ２０５を形成したが、ハウジング２０の軸心ＣＬの上下の剛性バランスに応じて、開口部２０２の一辺、二辺又は四辺に設けてもよい。 Although the first flanges 203 and 204 and the second flange 205 are formed on three sides of the opening 202 of the actuator chamber 201 in the housing 20 shown in FIGS. 4 to 6, the upper and lower sides of the axial center CL of the housing 20 are shown. Depending on the stiffness balance, it may be provided on one side, two sides or four sides of the opening 202.

また、図４〜図６に示すハウジング２０においては、軸心ＣＬに垂直な第２フランジ２０５の幅をその全長にわたり第１フランジ２０３，２０４の幅より大きく形成したが、ハウジング２０、第１フランジ２０３，２０４及び第２フランジ２０５の剛性に応じて、第２フランジ２０５の一部の幅を第１フランジ２０３，２０４の幅より大きく形成してもよい。 In the housing 20 shown in FIGS. 4 to 6, the width of the second flange 205 perpendicular to the axial center CL is formed larger than the width of the first flanges 203 and 204 over the entire length, but the housing 20, the first flange Depending on the rigidity of 203 and 204 and the second flange 205, the width of a part of the second flange 205 may be formed larger than the width of the first flange 203 and 204.

また、図６に示すハウジング２０においては、振動検出センサ２１が設けられた外面側の第１フランジ２０３の幅又は高さをその全長にわたり、他方の第１フランジ２０４の幅又は高さより小さく形成したが、ハウジング２０及び第１フランジ２０３，２０４の剛性に応じて、第１フランジ２０３の一部の幅又は高さを第１フランジ２０４の幅又は高さより小さく形成してもよい。 Further, in the housing 20 shown in FIG. 6, the width or height of the first flange 203 on the outer surface side provided with the vibration detection sensor 21 is formed smaller than the width or height of the other first flange 204 over the entire length. However, depending on the rigidity of the housing 20 and the first flanges 203 and 204, the width or height of a portion of the first flange 203 may be smaller than the width or height of the first flange 204.

図９は、他の実施の形態に係るハウジング２０を示す斜視図であり、本例においては、軸心ＣＬに平行な一対の第１フランジ２０３，２０４の中央部の幅ｔ７，ｔ８を、当該第１フランジ２０３，２０４の他の幅ｔ１，ｔ２よりも小さく形成している。なお、第１フランジ２０３，２０４の中央部の幅ｔ７，ｔ８を他の幅ｔ１，ｔ２よりも小さくすることに代えて、第１フランジ２０３，２０４の中央部の高さを、第１フランジ２０３，２０４の他の高さより小さくしてもよい。 FIG. 9 is a perspective view showing a housing 20 according to another embodiment, and in this example, the widths t7 and t8 of the central portions of the pair of first flanges 203 and 204 parallel to the axis CL are It is formed smaller than the other widths t1 and t2 of the first flanges 203 and 204. The heights of the central portions of the first flanges 203 and 204 are set to the first flange 203 instead of making the widths t7 and t8 of the central portions of the first flanges 203 and 204 smaller than the other widths t1 and t2. , 204 may be smaller than the other heights.

以上のとおり、本例の車両用防振装置によれば、以下の作用効果を奏する。
（１）すなわち、本例の車両用防振装置では、アクチュエータ室２０１の開口部２０２側の壁面部の厚さ、すなわち第１フランジ２０３，２０４及び第２フランジ２０５の幅ｔ１，ｔ２，ｔ３を、当該開口部２０２に対面する底面２０６側の壁面部の厚さｔ４，ｔ５，ｔ６より厚く形成しているので、アクチュエータ室２０１の開口部２０２側の壁面の剛性と底面２０６側の壁面の剛性との剛性バランスが実質的に均等になり、振動モードの節が実質的に剛体ロッドの軸線ＣＬ上になる。したがって、振動検出センサ２１を剛体ロッド軸線ＣＬ上に設ければ、フィードバック制御が安定する。 As described above, according to the vehicle anti-vibration device of this embodiment, the following effects can be obtained.
(1) That is, in the anti-vibration apparatus for a vehicle according to this embodiment, the thickness of the wall surface of the actuator chamber 201 on the opening 202 side, ie, the widths t1, t2 and t3 of the first flanges 203 and 204 and the second flange 205 The rigidity of the wall surface of the actuator chamber 201 on the opening 202 side and the rigidity of the wall surface of the bottom surface 206 are set because the wall thickness on the bottom surface 206 facing the opening 202 is thicker than the thicknesses t4, t5 and t6. And the nodes of the vibration mode are substantially on the axis CL of the rigid rod. Therefore, if the vibration detection sensor 21 is provided on the rigid rod axis CL, feedback control is stabilized.

また、本例の車両用防振装置では、アクチュエータ室２０１の開口部２０２側の壁面部の厚さ、すなわち第１フランジ２０３，２０４及び第２フランジ２０５の幅ｔ１，ｔ２，ｔ３を、当該開口部２０２に対面する底面２０６側の壁面部の厚さｔ４，ｔ５，ｔ６より厚く形成することで、開口部２０２側の剛性が高くなるので、剛体ロッド１１（図４の例ではハウジング２０）の固有振動周波数も高くなる。ここで、剛体ロッド１１又はハウジング２０の固有振動周波数が低いと、図１０のイナータンスの周波数特性図に示すように、フィードバック制御時に剛体ロッド１１又はハウジング２０のイナータンスが増大する周波数帯が生じ（同図の点線範囲）、これがフィードバック制御を不安定化させると推察されるが、剛体ロッド１１又はハウジング２０の固有振動周波数が高くなることでイナータンスが増大する周波数帯の発生を抑制することができ、その結果、フィードバック制御を安定化することができる。 Further, in the vibration damping device for a vehicle according to this embodiment, the thickness of the wall surface portion on the opening 202 side of the actuator chamber 201, that is, the widths t1, t2 and t3 of the first flanges 203 and 204 and the second flange 205 By forming the wall portions on the bottom surface 206 side facing the portion 202 thicker than the thicknesses t4, t5 and t6, the rigidity on the opening 202 side is increased, so that the rigid rod 11 (the housing 20 in the example of FIG. 4) The natural frequency also increases. Here, when the natural vibration frequency of the rigid rod 11 or the housing 20 is low, a frequency band in which the inertance of the rigid rod 11 or the housing 20 increases during feedback control occurs as shown in the frequency characteristic diagram of inertance in FIG. Although it is presumed that the dotted line range in the figure destabilizes feedback control, the higher natural frequency of rigid rod 11 or housing 20 can suppress generation of a frequency band in which inertance increases, As a result, feedback control can be stabilized.

（２）また本例の車両用防振装置では、アクチュエータ室２０１の開口部２０２に、底面２０６側の壁面の厚さｔ４，ｔ５，ｔ６より幅広のフランジ２０３，２０４，２０５が形成されているので、上述した剛体ロッド１１又はハウジング２０の剛性バランスを維持することや固有振動周波数を高くすること以外に、アクチュエータ室２０１の開口部２０２を閉塞する蓋体２０７を固定するための台座部として共用することができる。 (2) Further, in the vibration damping device for a vehicle according to this embodiment, flanges 203, 204, 205 wider than the thicknesses t4, t5, t6 of the wall surface on the bottom surface 206 side are formed at the opening 202 of the actuator chamber 201. Therefore, in addition to maintaining the rigidity balance of the rigid rod 11 or the housing 20 described above and raising the natural vibration frequency, it is shared as a pedestal for fixing the lid 207 that closes the opening 202 of the actuator chamber 201. can do.

（３）また本例の車両用防振装置では、アクチュエータ室２０１の開口部２０２のうちブッシュ１２，１３に近接した部位はブッシュ１２，１３を支持する外筒１２ａ，１３ａが剛体ロッド１１又はハウジング２０の一部として機能する。このため、アクチュエータ室２０１の開口部２０２のうち剛体ロッド１１又はハウジング２０の軸方向ＣＬに平行な第１フランジ２０３，２０４の剛性が最弱となるが、この最弱剛性部分をフランジで構成し、しかも剛体ロッド１１又はハウジング２０の軸方向ＣＬに垂直な第２フランジ２０５の幅ｔ３を第１フランジ２０３，２０４の幅ｔ１，ｔ２より広く形成しているので、効率的に固有振動周波数を高くすることができる。 (3) Further, in the vehicle anti-vibration device of this embodiment, the outer cylinder 12a, 13a supporting the bushes 12, 13 in the portion close to the bushes 12, 13 in the opening 202 of the actuator chamber 201 is the rigid rod 11 or the housing Act as part of 20. For this reason, the rigidity of the first flanges 203 and 204 parallel to the rigid rod 11 or the axial direction CL of the housing 20 in the opening 202 of the actuator chamber 201 is the weakest. Further, since the width t3 of the second flange 205 perpendicular to the rigid rod 11 or the axial direction CL of the housing 20 is formed wider than the widths t1 and t2 of the first flanges 203 and 204, the natural vibration frequency is efficiently high. can do.

また本例の車両用防振装置では、車体に装着した場合に走行風が第１フランジ２０３，２０４及び第２フランジ２０５に沿って平行に流れるので、アクチュエータユニット２５から生じた熱の放熱特性が向上する。さらに、本例の車両用防振装置では、車体に対してアクチュエータ室２０１の開口部２０２を下向きに装着する場合に、第１フランジ２０３によって、剛体ロッド１１又はハウジング２０の側面に装着した振動検出センサ２１を飛び石などから保護することができる。 Further, in the anti-vibration device for a vehicle according to the present embodiment, the traveling wind flows in parallel along the first flanges 203 and 204 and the second flange 205 when mounted on the vehicle body, so the heat radiation characteristics of the heat generated from the actuator unit 25 improves. Furthermore, in the anti-vibration device for a vehicle according to the present embodiment, when the opening 202 of the actuator chamber 201 is mounted downward with respect to the vehicle body, vibration detection attached to the side surface of the rigid rod 11 or the housing 20 by the first flange 203 The sensor 21 can be protected from stepping stones and the like.

（４）また本例の車両用防振装置では、振動検出センサ２１が装着された外面側の第１フランジ２０３の幅ｔ１又は高さｈ１を、他方の第１フランジ２０４の幅ｔ２又は高さｈ２より小さく形成しているので、振動検出センサ２１が装着された壁面の剛性が低くなる。これにより、この壁面が他の壁面に比べて局所的に変形し易くなり、制御対象となる軸方向ＣＬの振動モードの節がより剛体ロッド１１又はハウジング２０の軸線ＣＬ上に近づき、フィードバック制御の安定性がより高くなる。 (4) Further, in the vehicle anti-vibration device of this embodiment, the width t1 or height h1 of the first flange 203 on the outer surface side to which the vibration detection sensor 21 is attached is the width t2 or height of the other first flange 204 Since it is formed smaller than h2, the rigidity of the wall surface on which the vibration detection sensor 21 is mounted is reduced. As a result, the wall surface locally deforms more easily than the other wall surfaces, and the node of the vibration mode in the axial direction CL to be controlled is closer to the axis line CL of the rigid rod 11 or the housing 20, and feedback control is performed. Stability is higher.

（５）また本例の車両用防振装置では、第１フランジ２０３，２０４及び第２フランジ２０５の中央部のフランジの剛性は、第１フランジ２０３，２０４及び第２フランジ２０５のその他のフランジの剛性に比べて高いことに鑑み、図９に示すように、中央部のフランジの幅ｔ７，ｔ８又は高さを、第１フランジ又は第２フランジのその他のフランジの幅ｔ１，ｔ２又は高さより小さく形成しているので、剛体ロッド１１又はハウジング２０の固有振動周波数を高めると同時に軽量化を図ることができる。 (5) Further, in the vehicle anti-vibration device of this embodiment, the rigidity of the flanges at the central portions of the first flanges 203 and 204 and the second flange 205 is the same as that of the other flanges of the first flanges 203 and 204 and the second flange 205. In view of its high rigidity, as shown in FIG. 9, the width t7, t8 or height of the central flange is smaller than the width t1, t2 or height of the other flanges of the first or second flanges. Since it is formed, weight reduction can be achieved while increasing the natural vibration frequency of the rigid rod 11 or the housing 20.

（６）また本例の車両用防振装置では、剛性の高い角部に開口部２０２を閉塞する蓋体２０７の締結手段、すなわちボルト孔２０８を設けているので、締結手段による固有振動周波数の低下を抑制することができる。 (6) Further, in the vehicle anti-vibration device of this embodiment, since the fastening means of the lid 207 for closing the opening 202 is provided at the corner portion with high rigidity, that is, the bolt hole 208, natural vibration frequency of the fastening means It is possible to suppress the decrease.

（７）また本例の車両用防振装置では、図７Ａ，７Ｂに示すように、アクチュエータ室２０１の内面の角部のうちの開口部２０２の角部の半径Ｒ１を、他の角部の半径Ｒ２より大きく形成しているので、開口部２０２の剛性が高くなり、固有振動周波数をより高くすることができる。 (7) Further, in the vehicle anti-vibration device of this embodiment, as shown in FIGS. 7A and 7B, the radius R1 of the corner of the opening 202 in the corners of the inner surface of the actuator chamber 201 Since the radius of the opening 202 is larger than the radius R2, the rigidity of the opening 202 is increased, and the natural vibration frequency can be further increased.

（８）また本例の車両用防振装置では、剛体ロッド１１又はハウジング２０の軸線ＣＬ上に最低次の弾性モードの固有モードの節を設定しているので、振動検出センサ２１を剛体ロッド１１又はハウジング２０の軸線ＣＬ上に設けることで、剛体ロッド１１又はハウジング２０の上下方向又はピッチ方向の剛体モードの干渉を抑制することができる。 (8) Further, in the vibration-proof device for a vehicle according to the present embodiment, since the nodes of the eigen mode of the lowest elasticity mode are set on the axis line CL of the rigid rod 11 or the housing 20 Alternatively, by providing on the axis line CL of the housing 20, the interference of the rigid body mode in the vertical direction or the pitch direction of the rigid rod 11 or the housing 20 can be suppressed.

（９）また本例の車両用防振装置では、弾性モードの固有モードの節と、剛体モードの固有モードの節とを一致させているので、常用周波数に存在する上下方向又はピッチ方向の剛体モードの節に振動検出センサ２１を設けることで、これらの方向の剛体モードからの干渉を抑制することができる。さらに、高周波数の弾性モードの固有モードからの影響も抑制することができる。 (9) Further, in the vehicle anti-vibration device of this example, since the node of the eigenmode of the elastic mode and the node of the eigenmode of the rigid body are made to coincide, a rigid body in the vertical direction or pitch direction existing at the common frequency By providing the vibration detection sensor 21 at the node of the mode, the interference from the rigid body mode in these directions can be suppressed. Furthermore, the influence from the eigen mode of the high frequency elastic mode can also be suppressed.

なお、上述したハウジング２０が本発明に係る剛体ロッドに相当し、ボルト孔２０８が本発明に係る締結手段に相当する。 The housing 20 described above corresponds to a rigid rod according to the present invention, and the bolt holes 208 correspond to fastening means according to the present invention.

１…エンジン
２…サブフレーム
３，４…エンジンマウント
５…アッパトルクロッド
６…ロアトルクロッド
１１…ロッド
１２，１３…ブッシュ
１２ａ，１３ａ…外筒
１２ｂ，１３ｂ…内筒
１２ｃ，１３ｃ…弾性体（防振材）
１５…慣性マス
１５ａ…内壁
１６…弾性支持バネ
１７…アクチュエータ
１７ａ…コア
１７ｂ…コイル
１７ｃ…永久磁石
１８，１９…ボルト
２０…ハウジング
２０１…アクチュエータ室
２０２…開口部
２０３…第１フランジ
２０４…第１フランジ
２０５…第２フランジ
２０６…底面
２０７…蓋体
２１…振動検出センサ
２２…バンドパスフィルタ
２３…電圧増幅回路
２５…アクチュエータユニット
Ｐ１，Ｐ２…支持点 DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Engine 2 ... Sub-frame 3, 4 ... Engine mount 5 ... Upper torque rod 6 ... Lower torque rod 11 ... Rod 12, 13 ... Bush 12a, 13a ... Outer cylinder 12b, 13b ... Inner cylinder 12c, 13c ... Elastic body ( Anti-vibration material)
DESCRIPTION OF SYMBOLS 15 inertia mass 15a inner wall 16 elastic support spring 17 actuator 17a core 17b coil 17c permanent magnet 18, 19 bolt 20 housing 201 actuator chamber 202 opening 203 first flange 204 first Flange 205: Second flange 206: Bottom surface 207: Lid 21: Vibration detection sensor 22: Band pass filter 23: Voltage amplification circuit 25: Actuator unit P1, P2: Support point

Claims

一端がエンジン側に取り付けられ他端が車体側に取り付けられる剛体ロッドと、
前記剛体ロッドの両端であって、前記エンジン側と前記剛体ロッドとの間及び前記車体側と前記剛体ロッドとの間に設けられた一対のブッシュと、
前記剛体ロッドに支持された慣性マスと、
前記慣性マスを前記剛体ロッドの軸方向に往復動させるアクチュエータと、を備え、
前記慣性マス及び前記アクチュエータが、前記剛体ロッドの中央部に形成された開口部を有するアクチュエータ室に収容されてなる車両用防振装置において、
前記開口部側の壁面の厚さが、前記アクチュエータ室の前記開口部に対面し開口部を有さない底面側の壁面の厚さより少なくとも一部において厚く形成されており、
前記一対のブッシュの間を結ぶ前記剛体ロッドの軸心に対し、前記アクチュエータ室の開口部側の壁面の剛性と、前記底面側の壁面の剛性との剛性バランスが実質的に均等である車両用防振装置。 A rigid rod having one end attached to the engine side and the other end attached to the vehicle body side;
A pair of bushes provided at both ends of the rigid rod, between the engine side and the rigid rod and between the vehicle body side and the rigid rod;
An inertial mass supported by the rigid rod;
An actuator for reciprocating the inertial mass in the axial direction of the rigid rod;
In the anti-vibration apparatus for a vehicle, the inertial mass and the actuator are accommodated in an actuator chamber having an opening formed at a central portion of the rigid rod.
The wall surface on the side of the opening is thicker at least in part than the thickness of the wall on the bottom side facing the opening of the actuator chamber and having no opening ,
For a vehicle in which the rigidity balance between the rigidity of the wall surface on the opening side of the actuator chamber and the rigidity of the wall surface on the bottom surface is substantially equal to the axial center of the rigid rod connecting the pair of bushes Vibration isolation device.

前記底面側の壁面の厚さより厚いフランジが、前記開口部の少なくとも一部に形成されている請求項１に記載の車両用防振装置。 The vehicle anti-vibration device according to claim 1, wherein a flange thicker than the thickness of the bottom wall is formed in at least a part of the opening.

前記アクチュエータ室は断面が矩形状に形成され、
前記フランジは、前記剛体ロッドの軸方向に平行な第１フランジと、前記剛体ロッドの軸方向に垂直な第２フランジとを含み、
前記第２フランジの幅が、前記第１フランジの幅より少なくとも一部において広く形成されている請求項２に記載の車両用防振装置。 The actuator chamber has a rectangular cross section,
The flange includes a first flange parallel to the axial direction of the rigid rod and a second flange perpendicular to the axial direction of the rigid rod,
The anti-vibration device for a vehicle according to claim 2, wherein the width of the second flange is formed wider at least in part than the width of the first flange.

前記剛体ロッドの前記アクチュエータ室の外面に装着され、前記剛体ロッドの振動を検出する振動検出センサを備え、
前記第１フランジは互いに平行な一対の第１フランジを含み、
前記振動検出センサが装着された外面側の第１フランジの幅又は高さが、他方の第１フランジの幅又は高さより少なくとも一部において小さく形成されている請求項３に記載の車両用防振装置。 A vibration detection sensor mounted on an outer surface of the actuator chamber of the rigid rod and detecting vibration of the rigid rod;
The first flange includes a pair of first flanges parallel to each other,
4. The vibration proofing device for a vehicle according to claim 3, wherein the width or height of the first flange on the outer surface side on which the vibration detection sensor is mounted is formed smaller at least in part than the width or height of the other first flange. apparatus.

前記第１フランジ及び前記第２フランジの中央部のフランジの幅又は高さが、前記第１フランジ又は前記第２フランジのその他のフランジの幅又は高さより少なくとも一部において小さく形成されている請求項３又は４に記載の車両用防振装置。 The width or height of the flange in the central part of the first flange and the second flange is formed smaller at least in part than the width or height of the other flanges of the first flange or the second flange. The anti-vibration device for vehicles according to 3 or 4.

前記開口部の角部に、前記開口部を閉塞する蓋体の締結手段が設けられている請求項５に記載の車両用防振装置。 The antivibration device for a vehicle according to claim 5, wherein a fastening means of a lid closing the opening is provided at a corner of the opening.

前記アクチュエータ室の内面の角部のうちの前記開口部の角部の半径が、他の角部の半径より少なくとも一部において大きく形成されている請求項３〜６のいずれか一項に記載の車両用防振装置。 The radius of the corner of the said opening of the corners of the inner surface of the said actuator chamber is formed in at least one part larger than the radius of the other corner, It is described in any one of Claims 3-6. Vibration isolation device for vehicles.

前記剛体ロッドの軸線上に最低次の弾性モードの固有モードの節が設定されている請求項１〜７のいずれか一項に記載の車両用防振装置。 The antivibration device for a vehicle according to any one of claims 1 to 7, wherein a node of an eigen mode of the lowest order elastic mode is set on an axis of the rigid rod.

少なくとも一つの運転条件において、弾性モードの固有モードの節と、剛体モードの固有モードの節とが一致する請求項１〜８のいずれか一項に記載の車両用防振装置。 The antivibration device for a vehicle according to any one of claims 1 to 8, wherein a node of the eigenmode of the elastic mode and a node of the eigenmode of the rigid body coincide with each other under at least one driving condition.