WO2013161544A1 - 車両用防振装置 - Google Patents
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Definitions
- the present invention relates to a vibration isolator for a vehicle that suppresses vibration transmitted from an engine that is a vibration source to a vehicle body side.
- a vibration isolator that connects an engine and a vehicle body side, supports an inertial mass on a torque rod having insulators at both ends, and reciprocates the inertial mass in the axial direction of the torque rod by an actuator.
- the actuator By setting the actuator lower than the engine bending / torsion resonance frequency and generating a force proportional to the speed of the axial displacement of the torque rod in the actuator, the damping of the torque rod can be increased while maintaining the damping characteristics of the insulator.
- An anti-vibration device has been proposed in which torque rod rigid body resonance suppression in the torque rod axial direction and double anti-vibration are compatible (Patent Document 1).
- the rigid resonance frequency in the axial direction of the torque rod is set to a frequency lower than the main elastic resonance frequency of the engine, and the vibration is amplified by the engine elastic resonance at a frequency higher than the rigid resonance frequency. Is not transmitted to the vehicle, and at the same time, the rigid resonance, which is a trade-off with this, is to suppress the resonance with the actuator of the torque rod.
- the rigid resonance frequency in the axial direction which is the longitudinal direction of the vehicle
- the rigid resonance frequency in the pitch direction of the torque rod is also greatly reduced, thereby causing vibrations in the vertical direction of the engine.
- this increases the amplitude of the torque rod in the pitch direction.
- vibration in the vertical direction is transmitted to the vehicle body, which mainly increases the booming noise.
- the rigidity distribution of the engine-side insulator and the vehicle body-side insulator is adjusted to increase the rigidity of the vehicle-side insulator or increase the displacement. If the engine's vertical vibration increases and the input to the torque rod increases, the vertical input to the vehicle body due to the pitching vibration of the torque rod greatly increases due to the mass characteristics of the torque rod and the center of gravity. I found out. That is, if various requirements are satisfied, the dynamic spring characteristic in the vertical direction of the vehicle (the ratio of the engine vibration displacement input to the torque rod and the resulting transmission force to the vehicle) cannot be reduced, and the interior noise is increased. It may end up.
- the problem to be solved by the present invention is to provide a vibration isolator for a vehicle capable of suppressing in-vehicle sound generated by transmission from an engine.
- the present invention relates to a rigid rod having bushes at both ends, one end attached to the engine side and the other end attached to the vehicle body side, wherein the mass of the rigid rod is m, the inertia moment of the rigid rod is I, the rigid rod
- I the rigid rod
- the mass m of the rigid rod, the inertia moment I of the rigid rod, and the distances a and b from the center of gravity of the rigid rod to both ends can be set to I / mab ⁇ 1 by appropriately setting the mass and shape of the rigid rod. It can be ⁇ 0.1. As a result, it is possible to suppress in-vehicle sound generated by transmission from the engine.
- FIG. 1 is a front view illustrating an example in which a vibration isolator according to an embodiment of the present invention is applied to an engine of a vehicle. It is a top view of FIG. 1A. It is a disassembled perspective view of FIG. 1A and FIG. 1B. It is sectional drawing which shows the basic structure of the upper torque rod of FIG. 1B. It is a front view which shows the specific structure of the upper torque rod of FIG. 1B. It is a graph which shows the relationship of the transmission force level with respect to the vibration frequency of the rod axial direction of the upper torque rod of FIG. 1B. It is a figure which shows the model of the upper torque rod of FIG. 1B.
- FIG. 9 is a graph showing the relationship between the vibration frequency and the dynamic spring constant when I / mab ⁇ 1 ⁇ 0.1 under the condition that the preload acting on the upper torque rod of FIG.
- FIG. 9 is a graph showing the relationship between the vibration frequency and the dynamic spring constant when I / mab ⁇ 1 ⁇ 0.1 under the condition that the preload acting on the upper torque rod of FIG.
- FIG. 9 is a graph showing the relationship between the vibration frequency and the dynamic spring constant when I / mab ⁇ 1 ⁇ 0.1 under the condition that the preload acting on the upper torque rod in FIG. 8 is full load. It is a front view which shows the relationship between a and b of the upper torque rod of FIG. 1B. It is a graph which shows the relationship between a and mab in FIG. 12A.
- FIG. 6 is a perspective view and a front view showing still another specific structure of the upper torque rod of FIG. 1B. It is the front view and side view which show the other specific structure of the upper torque rod of FIG. 1B. It is a front view which shows the other specific structure of the upper torque rod of FIG. 1B.
- FIG. 16 is a perspective view showing the upper torque rod of FIG.
- FIG. 10 is a cross-sectional view of a main part showing still another specific structure of the upper torque rod of FIG. 1B.
- FIG. 18 is a cross-sectional view of a main part showing another specific structure of the upper torque rod of FIG. 17.
- FIG. 10 is a cross-sectional view of a main part showing still another specific structure of the upper torque rod of FIG. 1B.
- the support structure of the engine 1 by the pendulum system supports the engine 1 with respect to a so-called horizontal engine 1 in which the inertia main shaft L of the engine 1 is arranged as illustrated.
- the two support points P1 and P2 are positioned on opposite sides of the center of gravity G on the inertial main axis L of the engine 1 in the plan view of FIG. 1B, and P1 in the side view of FIG. 1A.
- a support structure provided on the inertial main axis L and P2 is positioned above the inertial main axis L in the vehicle.
- the two support points P1, P2 are constituted by left and right engine mounts 3, 4 as shown in FIG.
- the support structure of the pendulum type engine is a torque rod attached to the vehicle body with an engine center of gravity G swinging around a straight line connecting the support points P1 and P2 while supporting the engine 1 like a pendulum. It is configured to be restrained by a rod-like member such as the assemblies 5 and 6 (hereinafter also referred to as the upper torque rod 5 and the lower torque rod 6), and has the merit that the vibration damping effect similar to the conventional one can be obtained with a small number of parts. . That is, in the engine 1 mounted in the pendulum system, the engine 1 is tilted around the axis connecting the two support points P1 and P2 by the rotational inertia force when the engine 1 is operated.
- the upper torque rod 5 that connects the substantially upper half of the engine 1 and the vehicle body side member, and the lower torque that connects the remaining lower half of the engine 1 and the vehicle body side member.
- 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 two torque rods 5, 6 cause the pendulum engine 1 to tilt. To prevent.
- the engine 1 is, for example, an in-line 4-cylinder engine.
- an engine with a relatively large displacement (2L or more) is often equipped with a balance shaft.
- Reaction force of engine torque fluctuation acts on the engine 1. Accordingly, it has been found by the present inventor that, in the basic order of engine rotation, in-vehicle sound and in-vehicle vibration are mainly generated by input from the two torque rods 5 and 6 that support torque.
- the vibration isolator for a vehicle of this example includes two torque rods 5 and 6.
- the upper torque rod 5 is mounted between the upper part of the engine 1 and the vehicle body as shown in FIG. 1B.
- the lower torque rod 6 is mounted between the lower portion of the engine 1 and the subframe 2 as shown in FIGS. 1A, 1B and 2. Since the basic configuration of the upper torque rod 5 and the lower torque rod 6 in this example is the same, the configuration of the upper torque rod 5 will be described, and the description of the configuration of the lower torque rod 6 will be omitted by using this.
- FIG. 3 is a cross-sectional view of the main part showing the basic structure of the upper torque rod 5 according to this example
- FIG. 4 is a front view showing the specific structure of the upper torque rod.
- 3 illustrates the basic structure of the upper torque rod 5 of this example
- the portion connecting the bushes 12 and 13 is constituted by a shaft-like rod 11
- the actuator 17 (including the inertia mass 15) is the rod 11.
- FIG. 4 shows a configuration in which a portion connecting the bushes 12 and 13 includes a housing 20 that houses the actuator unit 25 in order to explain a specific structure of the upper torque rod 5 of this example.
- the housing 20 in FIG. 4 functionally corresponds to the rod 11 in FIG.
- the housing 20 may be regarded as an illustration omitted.
- the actuator is positioned relative to 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 in the thickness direction center of the bushes 12 and 13). It is attached to be coaxial.
- 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 FIG. 4.
- a pair of bushes 12 and 13 are fixed to both ends of a rod-shaped rod 11 (corresponding to the housing 20 in the case of FIG. 4) by welding.
- the bush 12 fixed to the engine side includes a cylindrical outer cylinder 12a, a cylindrical inner cylinder 12b concentric with the outer cylinder 12a, and an elastic body (vibration isolation material) that connects the outer cylinder 12a and the inner cylinder 12b. ) 12c.
- the bush 12 is fixed to the engine 1 by a bolt 18 (see FIG. 2) that is inserted into the inner cylinder 12b in a direction orthogonal to the paper surface in FIG.
- the bush 13 fixed to the vehicle body also has a cylindrical outer cylinder 13a, a cylindrical inner cylinder 13b concentric with the outer cylinder 13a, the outer cylinder 13a and the inner cylinder 13b, like the bush 12. And an elastic body (vibration isolation material) 13c for connecting the two.
- the bush 13 is fixed to a member on the vehicle body side by a bolt 19 (see FIG. 2) that is inserted into the inner cylinder 13b in a direction orthogonal to the paper surface in FIG.
- a bolt 19 see FIG. 2
- 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 the housing 20 connecting them.
- the bush 12 is fixed to the engine 1 and the bush 13 is fixed to the vehicle body side.
- the embodiment is not limited thereto, and the bush 12 is fixed to the vehicle body side and the bush 13 is fixed to the engine 1. It may be fixed.
- 3 shows an example in which two bolts 18 and 19 inserted through the inner cylinders 12b and 13b of the bushes 12 and 13 are arranged in parallel, as shown in FIGS.
- the upper torque rod 5 shows an example in which two bolts 18 and 19 inserted through inner cylinders 12b and 13b of bushes 12 and 13 are arranged in directions orthogonal to each other. These directions can be changed as appropriate according to the shapes of the vehicle-side fixing portion and the engine fixing portion.
- the elastic bodies (vibration-proofing 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.
- the diameters of the outer cylinder and the inner cylinder of the bushes 12 and 13 are 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 corresponding outer cylinder 12a and the inner cylinder 12b of the bush 12, and the rigidity of the elastic body 13c of the bush 13 is further increased.
- the rigidity of the elastic body 12c of the bush 12 is set to be relatively larger. Thereby, engine rigid body resonance and rod rigid body resonance in the rod axis direction suitable for double vibration isolation can be generated by setting the rigidity of the elastic bodies 12c and 13c of the pair of bushes 12 and 13.
- the engine rigid body resonance A is the engine mass and the rigidity of the elastic body 12c of the bush 12.
- the rod rigid body resonance B is determined by (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 12c of the bush 12 and the elastic body 13c of the bush 13, and the bush 13 It is determined by the rigidity (spring constant) of the elastic body 13c.
- the engine rigid body resonance A in the rod axis direction determined from the rigidity of the elastic body 12c of the bush 12 has a frequency f1 close to 10 Hz.
- the rod rigid body resonance B in the rod axis direction which occurs at [Hz] and is determined from the rigidity of the elastic body 13c of the bush 13 occurs at a frequency f2 [Hz] close to 200 Hz.
- the engine rigid body resonance A is about 10 Hz and the rod rigid body resonance B is about 200 Hz as in this example. Then, the transmission of resonance vibrations of bending and torsion of the engine 1 to the vehicle body is effectively suppressed (double vibration isolation) on the high frequency side (within the vibration isolation region).
- the rigidity (spring constant) of the elastic body 12c of the bush 12 and the elastic body 12c of the bush 12 are set so that the engine rigid body resonance A and the rod rigid body resonance B have a frequency lower than the resonance frequency of bending and torsion 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.
- the engine rigid body resonance A and the rod rigid body resonance B are generated at two different frequencies, that is, at the frequency f1 in the low frequency region and the frequency f2 in the middle frequency region, and transmitted from the engine 1 to the vehicle body side.
- the vibration isolator of the present invention it is not essential that the diameters of the outer cylinder and the inner cylinder of the bushes 12 and 13 are different, and the bushes 12 and 13 may have the same structure.
- the upper torque rod 5 of this example includes an inertial mass 15 made of a magnetic metal or the like, an actuator 17, an acceleration sensor 21, a band-pass filter 22, and a voltage amplification circuit 23.
- the inertial mass 15 is provided around the rod 11 coaxially with the rod 11.
- the section of the inertial mass 15 viewed in the axial direction of the rod 11 has a point-symmetric shape with the center (center of gravity) of the rod 11 as the center, and the center of gravity of the inertial mass 15 coincides with the center of the rod 11.
- the inertia mass 15 has a rectangular tube shape, and both ends (upper and lower ends in FIG. 3) of the inertia mass 15 in the rod axis 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. A part of the inner wall 15a of the inertia mass 15 is protruded toward a permanent magnet 17c of the actuator 17 described later.
- an actuator 17 is provided in the space between the inertia mass 15 and the rod 11 as shown in FIG.
- the actuator 17 is a linear type (linear motion type) actuator including a square cylindrical core 17a, a coil 17b, and a permanent magnet 17c, and reciprocates the inertia mass 15 in the axial direction of the rod 11.
- the core 17a constituting the magnetic path of the coil is made of laminated steel plate and fixed to the rod 11.
- the core 17a is divided into a plurality of members before the assembly of the upper torque rod 5, and the plurality of members are bonded to the periphery of the rod-shaped rod 11 with an adhesive, thereby forming a rectangular tube as a whole.
- a 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.
- the actuator 17 Since the actuator 17 has such a configuration, the inertial mass 15 is linearly moved by the reluctance torque generated by the magnetic field generated by the coil 17b and the permanent magnet 17c, that is, the inertial mass 15 is reciprocated in the axial direction of the rod 11. Will be driven.
- the specific structure of the upper torque rod 5 of this example includes a housing 20 that accommodates the actuator unit 25, which is omitted in FIGS. 2 and 3, and the housing 20 includes the bush 12 and the bush 13. They are rigidly connected.
- the specific structure of the actuator unit 25 is the same as that shown in FIG. 3, and includes an inertia mass 15, an elastic support spring 16, and an actuator 17.
- a shaft fixed to the housing 20 is provided inside the actuator unit 25 instead of the rod 11. ing.
- the torque support shaft of the torque rod 5 can be defined as the line of action of the axial force transmitted to the torque rod due to the rotational inertia force (torque) of the engine.
- the axis of the torque rod obtained by connecting between the cylindrical center of the bush 12 and the cylindrical center of the bush 13 at the center of each bush thickness direction. It can be considered the same as the center (the center of the rod or the shaft center of the actuator 17).
- the rod rigid body resonance must be a frequency smaller than the resonance frequency of the bending and torsion of the engine, and the rigidity of the bushes 12 and 13 is relatively low (substantially soft compared to a general one). Therefore, even when the position of the center of gravity relative to the axis of the housing 20 is slight, the vibration in the axial direction of the actuator is likely to be coupled with the vibration in the pitch direction, and the controllability of the vibration control is deteriorated.
- the torque rod 5 having a symmetrical cross section including the actuator 17 (inertia mass 15) or the actuator unit 25, the center of gravity of the entire torque rod is brought closer to the axis of the rod 11 or the housing 20. It is possible to suppress the vibration in the axial direction from exciting the pitch vibration, and as a result, it is possible to suppress the deterioration of controllability.
- the acceleration of the axial vibration at the substantially axial position of the rod 11 is from the engine 1.
- An acceleration sensor 21 that detects the acceleration of vibration transmitted to the rod 11 is attached.
- the rod axis direction acceleration signal from the acceleration sensor 21 is input to the voltage amplification circuit 23 via the bandpass filter 22, and the signal amplified by the voltage amplification circuit 23 is applied to the coil 17 b of the actuator unit 25. (Voltage control is performed).
- the voltage amplifier circuit 23 can be composed of, for example, an operational amplifier.
- the acceleration sensor 21 is located in the vicinity of the rotation center axis of the pitching of the rod 11 from the front side of the paper surface to the depth direction of the paper surface, and is hardly affected by the pitching. That is, since the excitation force (vibration) of the engine is relatively large in the vertical direction, in FIG. 4 in which the upper side in the paper is the upper side in the gravity direction, the pitching vibration in the direction of shaking in the paper is larger than the other directions. Therefore, according to the arrangement of the sensor, there is an effect that the pitching vibration of the engine 1 can be detected without including the displacement in the rod axis direction due to the pitching of the rod 11 as much as possible.
- the inertial mass 15 is supported by a relatively soft leaf spring (elastic support spring 16).
- resonance of the inertial mass 15 with respect to the rod 11 in the rod axis direction occurs at a low frequency from 10 Hz to 100 Hz.
- the secondary vibration frequency of the idle speed of a four-cylinder engine is about 20 Hz, if the resonance frequency of the inertial mass 15 can be set to 10 Hz, the inertial mass 15 resonates regardless of the operating conditions of the engine 1. Can be suppressed.
- the rod rigidity resonance B If the frequency is set lower than about 1/2 of 200 Hz in the embodiment, the resonance frequencies are sufficiently separated from each other, and vibration transmission is sufficiently suppressed.
- the band-pass filter 22 by passing the acceleration signal detected by the acceleration sensor 21 through the band-pass filter 22, it is possible not to perform control at an extra frequency, thereby improving control stability and suppressing the extra power consumption. It is possible to reliably suppress the transmission force in the range. Then, in order to perform speed feedback control that increases the attenuation of the rod to be controlled, in the frequency band passing by the band pass filter 22, it is substantially proportional to the speed in the rod axis direction of the vibration detected by the acceleration sensor 21. A force having the opposite sign is generated from the actuator unit 25.
- the mass of the rod 11 or the housing 20 (hereinafter also simply referred to as the rigid rod 11) that is a rigid body is m (inertia mass 15 and actuator). 17), the inertia moment around the center of gravity G1 of the rigid rod 11 is I, the first distance from the center of gravity G1 of the rigid rod to the mounting center O2 on the vehicle body side is a, and the mounting center on the engine side from the center of gravity G1 of the rigid rod 11 is The mass, shape, and the like of the rigid rod 11 are set so that the relationship of I / mab ⁇ 1 ⁇ 0.1 is established when the second distance to O1 is b. That is, in the rigid rod 11 of this example, the relationship of 90% ⁇ I / mab ⁇ 110% is established.
- this principle will be described.
- FIG. 6 is a diagram showing a dynamic model of the upper torque rod 5 shown in FIGS. 3 and 4, in which the right side of the figure shows the engine as a vibration source and the left side shows the vehicle body on the vibration transmission side.
- the rigidity (dynamic spring coefficient) k x1 of the bush 12 in the x-axis direction the rigidity (dynamic spring coefficient) k z1 in the z-axis direction, the damping coefficient c 1 , and the rigidity (dynamic spring coefficient) of the bush 13 in the x-axis direction.
- Equation 5 Equation 5
- Equation 5 Substituting Equation 5 into ⁇ in Equation 6 and organizing it with z yields Equation 7 below.
- Equation 11 Substituting the above ⁇ and z into Equation 10 and rearranging results in Equation 11 below.
- ⁇ 2 0
- the value of this I / mab can be appropriately set according to the required vehicle interior noise level, and the present inventors have confirmed that the level of transmission force (dB) from the engine to the vehicle body is higher than the original performance.
- the rod 11 and the housing 20 are rigid bodies, their center of gravity G1 does not change, but the first distance a from the center of gravity G1 to the fixed center O2 of the bush 13 to the vehicle body and the center of gravity G1 to the bush 12 Since the bushes 12 and 13 are elastic bodies, the second distance b to the fixed center O1 to the engine varies depending on the torque generated by the engine and the preload acting on the bush of the torque rod. For example, as shown in the side view of FIG. 8, torque Te centered on the crankshaft is generated in the engine 1 in accordance with the operating conditions such as torque, thereby preloading the upper torque rod 5 in its axial direction. P L is generated. For example, although the preload P L when the load of the engine 1 is low is 0, the more the preload P L the larger load increases.
- FIG. 10 is a graph obtained by measuring the amount of displacement at the center point O1 of the bush 12 when the bush 13 side is fixed (the amount of displacement is zero) and the preload indicated by the arrow in FIG. The larger the value, the larger the displacement.
- the main purpose is to suppress the vehicle interior noise up to about 1000 Hz, which is mainly composed of a high order of the basic order during acceleration of the vehicle, which is transmitted to the vehicle interior.
- the rotation speed of the engine corresponding to the vibration frequency region targeted for vibration suppression, that is, the first distance a and the second distance b when a preload corresponding to the rotation speed is applied is I / mab ⁇ 1 ⁇ 0. It is preferable to configure the rigid rod 11 so as to satisfy the relational expression 1.
- Figure 11A is a vibration frequency and dynamic spring constant when the preload P L acting on the rigid rod 11 is set to I ⁇ mab for the first distance a and a second distance b in the case of zero (correlated with transmission force dB vibration to) a graph showing the relationship
- FIG. 11B the vibration frequency when preload P L acting on the rigid rod 11 is set to I ⁇ mab for the first distance a and a second distance b when at full load
- It is a graph which shows the relationship with a dynamic spring constant (it correlates with the transmission force dB of vibration).
- the dynamic spring constant is small when the preload of the engine 1 is small. However, as the engine approaches the full load, the dynamic spring constant increases, and as a result, the level of vehicle interior noise increases. .
- the dynamic spring constant increases when the preload of the engine 1 is small, but the engine 1 is not fully loaded as in the case where the vehicle accelerates and the rotational speed increases. The closer to, the smaller the dynamic spring constant, and as a result, the level of vehicle interior noise does not increase.
- the hatched portion of the torque rod A is a combination example in which the first distance a is set to a relatively small value, and shows a combination when the preload increases in the direction of the arrow.
- the hatched portion of the torque rod B is a combination example in which the first distance a is set to a relatively large value, and shows a combination when the preload increases in the direction of the arrow.
- the first distance a and the second distance b are obtained.
- L a + b
- the first distance a is 0 ⁇ a ⁇ L
- the inertia moment I may be adjusted.
- the inertia moment I can be adjusted, for example, by providing an adjustment weight 24 shown in FIGS. 13 and 14.
- an adjustment weight portion 24 is provided at the end of the housing 20 on the bush 12 side that is away from the axis connecting the centers O 1 and O 2 of the bushes 12 and 13.
- the weight 24 for adjustment is removed from the center of gravity G1 in order to reduce the weight of the entire rigid rod 11. This is because it is preferable to separate them as much as possible.
- the weight part 24 for adjustment comprised with the material of specific gravity larger than these specific gravity is provided. That is, the adjustment weight portion 24 is made of a material different from the housing 20 and made of a high specific gravity material, so that the overall length of the housing 20 that is a rigid rod can be suppressed and the size can be reduced. If the adjustment weight 24 is provided at a position separated from the axis connecting the centers O 1 and O 2 of the bushes 12 and 13 as in the example of FIG. 13, the adjustment weight 24 is further reduced. can do.
- the rigidity (dynamic spring coefficient) k ⁇ 1 of the bush 12 and the rigidity of the bush 13 in the rotation direction have confirmed that (dynamic spring coefficient) k ⁇ 2 is often negligible compared to other elements.
- an inertia mass 15 and an actuator 17 are provided. If the torque rod 5 that is not used is set so as to satisfy the relationship of I / mab ⁇ 1 ⁇ 0.1, the same effects as the above-described vibration damping action can be obtained.
- a pair of bushes 12 and 13 are disposed at both ends of the housing 20 constituting the rod-like rigid rod 11.
- the bush 12 fixed to the engine side includes a cylindrical outer cylinder 12a, a cylindrical inner cylinder 12b concentric with the outer cylinder 12a, and an elastic body 12c that connects the outer cylinder 12a and the inner cylinder 12b. .
- the bush 12 is fixed to the engine 1 by bolts 18 (see FIG. 2) that are inserted into the inner cylinder 12b in a direction orthogonal to the paper surface of FIG.
- the bush 13 fixed to the vehicle body also has a cylindrical outer cylinder 13a, a cylindrical inner cylinder 13b concentric with the outer cylinder 13a, the outer cylinder 13a and the inner cylinder 13b, like the bush 12. And an elastic body 13c for connecting the two.
- the bush 13 is fixed to the vehicle body member by a bolt 19 (see FIG. 2) that is inserted into the inner cylinder 13b in a direction parallel to the paper surface of FIG.
- the axial direction of at least one of the bushes 12 and 13 is the first in the pitch direction of the engine 1. It is set along the Y-axis direction corresponding to one axis.
- the fixed axis Ly of the bush 12 on the engine 1 side is set parallel or substantially parallel to the Y-axis direction
- the fixed axis Lz of the bush 13 on the vehicle body side is parallel or substantially parallel to the Z-axis direction. It is set in parallel.
- the dynamic spring coefficient in the shearing direction is smaller than the dynamic spring coefficient in the compression direction.
- rotational direction of the stiffness of the bushes 12 and 13 because the (dynamic spring coefficient) k .theta.1 and k .theta.2 can be reduced.
- FIG. 17 is a cross-sectional view showing a bush 12 according to another example corresponding to the bush 12 of FIG. 15, and in this example, the inner cylinder 12b shown in FIG. 15 is composed of two inner cylinders 12b1 and 12b2. Are provided with a rolling bearing 12d.
- 18 is a cross-sectional view of the main part showing a bush 12 according to still another example corresponding to the inner cylinders 12b1 and 12b2 shown in FIG.
- a sliding bearing is provided between the two inner cylinders 12b1 and 12b2.
- 12e is provided.
- the bolt 18 shown in FIG. 2 is inserted through the inner cylinder 12b1.
- a bearing is provided between the two inner cylinders 12b1 and 12b2 to reduce the dynamic spring coefficient in the rotational direction.
- the inner cylinder 12b shown in FIGS. A bearing may be provided between the elastic body 12c and between the elastic body 12c and the outer cylinder 12a, or the outer cylinder 12a may be constituted by two outer cylinders and a bearing may be provided between them.
- what is necessary is just to provide a bearing in at least any one between the inner cylinder 12b fixed with the volt
- the bush 13 shown in FIGS. 15 and 16 cannot be set along the Y axis corresponding to the first axis in the pitch direction of the engine 1 due to, for example, the layout restriction of the engine 1, as shown in FIG.
- the fixed axis Lz of the bush 13 is set along the Z-axis direction as a second axis that is perpendicular to the first axis in the pitch direction. Therefore, with respect to the vibration in the pitch direction of the engine 1, a force in the compression and tension directions acts on the elastic body 13c constituting the bush 13, and the dynamic spring coefficient becomes larger than the force in the shear direction.
- the thickness t1 of the upper end and the lower end of the elastic body 13c is made thicker than the thickness t2 of the center as shown in FIG.
- the dynamic spring coefficient is made small.
- the inner surface of the upper end portion and the lower end portion of the outer cylinder 12a may be scraped instead of or together with this. Further, in order to reduce the dynamic spring coefficient in the pitch direction of the engine 1, it is most desirable to increase the thickness of both the upper end portion and the lower end portion of the elastic body 13c. Also good.
- the structure of the torque rod 5 satisfies the relationship of I / mab ⁇ 1 ⁇ 0.1, preferably 1 ⁇ 0.06, more preferably 1 ⁇ 0.02. Therefore, the excitation force transmitted to the vehicle body can be significantly reduced by the vertical vibration and pitch vibration of the torque rod 5 caused by the vertical vibration of the engine 1 (ideally, it can be reduced to zero). it can). Therefore, it is possible to provide a comfortable vehicle interior acoustic space by suppressing deterioration of vehicle interior noise caused by vibration of the torque rod.
- the vibration eigenvalue of the torque rod 5 matches the vibration eigenvalue of the vehicle body, the noise level increases.
- the vibration eigenvalue of the torque rod changes as the bushes 12 and 13 are preloaded as the rotational speed of the engine 1 increases.
- the weight is greatly increased by improving the rigidity of the skeleton.
- the structure is difficult to transmit the vibration, which contributes to the weight reduction of the vehicle body and improves the design freedom of the vehicle.
- the upper torque rod 5 of this example is configured to receive engine torque in the direction of an action line connecting the fixed center O1 of the bush 12 on the engine side and the fixed center O2 of the bush 13 on the vehicle body side. Since 13 is bent in the rod axis direction by preloading, the first distance a and the second distance b change. For this reason, by constructing the engine 1 so as to satisfy the relationship of I / mab ⁇ 1 ⁇ 0.1 with the a and b dimensions when the excitation force of the engine 1 is large and the influence on the vehicle body is large, Can be improved more.
- the upper torque rod 5 of this example is a so-called active control type torque rod 5 in which the inertia mass 15 is vibration-controlled by an actuator 17, and the axial dynamic rigidity of the bush 13 is reduced so that the torque rod doubles.
- the vibration eigenvalue in the axial direction is set as small as about 200 Hz.
- the pitch vibration in the vertical direction enters the normal range (70 Hz to 150 Hz, which corresponds to a rotational speed of about 2000 rpm to 4500 rpm for the secondary of the four cylinders), and noise such as a booming noise increases.
- the first distance a and the second distance b are set to be unequal distances. If the first distance a and the second distance b are set to be equal, the mab becomes the maximum value, and if the inertia moment I is set to it, the rigid rod itself becomes large or increases in weight, but as in this example This problem can be avoided by making the first distance a and the second distance b unequal. In particular, by taking as large as possible a first distance a from the fixed center O 2 of the body-side bush 13 to the center of gravity G1, as the torque rod 5 can be reduced in size and weight.
- the adjustment weight portion 24 is provided at the end of the housing 20 on the bush 12 side away from the axis connecting the centers O 1 and O 2 of the bushes 12 and 13, so that the weight is small.
- the inertia moment I can be adjusted, and the weight of the rigid rod 11 as a whole can be reduced.
- a material having a specific gravity larger than the specific gravity of the material constituting the housing 20 is formed at the end of the housing 20 on the bush 12 side on the axis connecting the centers O 1 and O 2 of the bushes 12 and 13. Since the configured adjustment weight portion 24 is provided, the overall length of the housing 20 that is a rigid rod can be suppressed and downsizing can be achieved.
- the fixed axis Ly of the bush 12 on at least one of the engine side and the vehicle body side is set along the Y axis in the pitch direction of the engine.
- the dynamic spring coefficient k ⁇ of the vibration is reduced, and as a result, even if the torque rod vibrates in the vertical direction, the excitation force to the vehicle body in the vertical direction can be greatly reduced, so that the vehicle interior noise is greatly reduced. .
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Abstract
一端がエンジン(1)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(11)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ブッシュ(12,13)と、を備える車両用防振装置において、前記剛体ロッドの質量をm,前記剛体ロッドの慣性モーメントをI,前記剛体ロッドの重心から前記車体側の取り付け中心までの第1距離をa,前記剛体ロッドの重心から前記エンジン側の取り付け中心までの第2距離をbとしたときに、I/mab≦1±0.1が成立する。
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。
エンジンと車体側とを連結する、両端にインシュレータを有するトルクロッドに慣性マスを支持させ、アクチュエータによりこの慣性マスをトルクロッドの軸方向に往復動させる防振装置において、トルクロッド剛体共振の周波数をエンジンの曲げ・捩り共振周波数より低く設定し、トルクロッドの軸方向変位の速度に比例した力をアクチュエータに発生させることで、インシュレータの減衰特性を維持したままでトルクロッドの減衰を増大することが可能となり、トルクロッド軸方向のトルクロッド剛体共振の抑制と2重防振とを両立させた防振装置が提案されている(特許文献1)。
すなわち、トルクロッドの軸方向の剛体共振周波数を、エンジンの主弾性共振周波数よりも低い周波数に設定し、この剛体共振周波数より高い周波数では防振効果を作用させ、エンジン弾性共振によって増幅される振動を車両に伝達させないようにすると同時に、これとはトレードオフとなる剛体共振は、トルクロッドが有するアクチュエータで共振抑制するものである。
しかしながら、上記従来のトルクロッドでは、車両前後方向となる軸方向の剛体共振周波数を大幅に低下したため、トルクロッドのピッチ方向の剛体共振周波数も大幅に低下し、これにより、エンジンの上下方向の振動がこのトルクロッドのピッチ方向の振幅を増大させることとなる。結果、車体へは、上下方向の振動が伝達されて主にこもり音が増大する。
また、このような従来のトルクロッドでは、振動を検出してトルクロッドの軸方向剛体共振抑制制御にフィードバックするための振動検出センサの取り付け位置が、トルクを支える軸から上下方向にずれると、ピッチの大振幅の振動をも検出してしまい、軸方向の共振抑制制御に不要なピッチ方向の信号をアクチュエータから出力するため、結果として、車両前後方向入力(ロッドの軸方向振動入力)を増大させて車内音を悪化させ、消費電力も増大するといった問題が生じる。
このため出願人は、出願人がした特許出願である特願2011-166467号では、センサ装着位置を軸心上に置くことを提案しているが、このことは、車両前後方向入力に関する解決にはなるものの、上述の車両上下方向入力は低減していないため、こもり音の増大に対しては解決にならない。仮に、防振装置の重心位置が、力の作用線上に設定されていたとしても、アクチュエータ制御時にロッドの軸方向(車両前後方向)振動と、ピッチング振動が連成するために、軸方向しか制御できないアクチュエータでは、前記と同様に車両への上下振動入力を制御できない。従って、トルクロッドのピッチング振動(車体への上下方向入力)が車体へ伝達する力を遮断するためには、重心を作用線上に配置するだけでは不十分である。
特に高トルクエンジンを支えるためのインシュレータ耐久性を満足させるために、エンジン側インシュレータと車体側インシュレータの剛性配分を調整などして、車体側インシュレータの剛性を硬くしたり、排気量が大きくなったりしてエンジンの上下振動が大きくなって、トルクロッドへの入力が増大する場合などは、トルクロッド質量特性や重心配置との関係でトルクロッドのピッチング振動に起因する車体への上下入力が大幅に増大することを見出した。すなわち、様々な要求を満足させると車両上下方向への動バネ特性(トルクロッドへのエンジン振動変位入力とその結果としての車両への伝達力の比)を小さくできず、車内音を増大させてしまうことがある。
本発明が解決しようとする課題は、エンジンから伝達して生じる車内音を抑制することができる車両用防振装置を提供することである。
本発明は、両端にブッシュを有し、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において、当該剛体ロッドの質量をm,当該剛体ロッドの慣性モーメントをI,当該剛体ロッドの重心から前記車体側の取り付け中心までの距離をa,当該剛体ロッドの重心から前記エンジン側の取り付け中心までの距離をbとしたときに、I/mab≦1±0.1に設定することによって、上記課題を解決する。
エンジンから車体へ伝達する力を遮断するための剛体ロッドの動バネ特性について車両上下方向(トルクロッドのピッチングやバウンスが問題となる方向)に関する運動方程式を整理すると、fz/z0・cosωt=kz1kz2(I-mab)ω2/αとなり、I-mab=0(I/mab=1)のとき動バネ定数が限りなく小さくなる。剛体ロッドの質量m,当該剛体ロッドの慣性モーメントI,当該剛体ロッドの重心から両端それぞれまでの距離a,bは、剛体であるロッドの質量や形状を適宜に設定することでI/mab≦1±0.1とすることができる。これにより、エンジンから伝達して生じる車内音を抑制することができる。
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。
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。
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。
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。
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正面図である。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、アクチュエータ17(慣性マス15を含む)がロッド11の周囲を囲む形態のものを示した。一方、図4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。
図3に示すように、本例のアッパトルクロッド5は、棒状のロッド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。
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。
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。
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。
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。
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。上述したようにブッシュ12,13の径と剛性とを設定することで、図5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。
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。
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。
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。
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。
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(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。
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に固設されている。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に巻装されている。永久磁石17cは、コア17aの外周面に設けられている。
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。
本例のアッパトルクロッド5の具体的構造は、図4に示すように、図2や図3では省略された、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、ハウジング20がブッシュ12とブッシュ13の間を剛的に連結している。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、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。
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。
図4に点線で示すように、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21が取り付けられている。そして、加速度センサ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。加速度センサ21は、紙面の手前から紙面奥行方向へと向かう、ロッド11のピッチングの回転中心軸付近にあって、このピッチングの影響を受け難くなっている。すなわち、エンジンの加振力(振動)は相対的に上下方向に大きいことから、紙面内上方を重力方向上方とする図4において、他の向きに比べて紙面内で揺れる向きのピッチング振動が大きいため、上記のセンサの配置によると、エンジン1のピッチング振動を、ロッド11のピッチングによるロッド軸方向の変位をなるべく含めずに検出できるという効果がある。
慣性マス15は比較的柔らかい板バネ(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。
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。
また、加速度センサ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、加速度センサ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。
次に、図3に示すロッド11又は図4に示すハウジング20と、ブッシュ12,13の関係について説明する。
本例のアッパトルクロッド5では、図6の力学モデル図に示すように、剛体であるロッド11又はハウジング20(以下、これらを単に剛体ロッド11ともいう)の質量をm(慣性マス15及びアクチュエータ17を含む),剛体ロッド11の重心G1廻りの慣性モーメントをI,剛体ロッドの重心G1から車体側の取り付け中心O2までの第1距離をa,剛体ロッド11の重心G1からエンジン側の取り付け中心O1までの第2距離をbとしたときに、I/mab≦1±0.1の関係が成立するように剛体ロッド11の質量や形状等が設定されている。すなわち、本例の剛体ロッド11では、90%≦I/mab≦110%の関係が成立する。以下、この原理について説明する。
図6は、図3及び図4に示すアッパトルクロッド5の力学モデルを示す図であり、図の右側が振動源であるエンジン、左側が振動伝達側である車体を示す。図6において、ブッシュ12のx軸方向の剛性(動バネ係数)kx1,z軸方向の剛性(動バネ係数)kz1,減衰係数c1,ブッシュ13のx軸方向の剛性(動バネ係数)kx2,z軸方向の剛性(動バネ係数)kz2,減衰係数c2とし、ここでは最初にブッシュ12,13の減衰係数c1,c2を考慮せず、剛性(動バネ係数)のみについて検討する。
同図に示すように、右側のエンジンから剛体ロッド11に対してx軸方向にx0cosωtの振動とz軸方向にz0cosωtの振動とが入力されたとすると、z軸方向(剛体ロッド11のピッチング方向,車体の上下振動)について車体側に伝達される振動(加振力)fzは、剛体ロッド11の重心G1に関する運動方程式から下記式1が成立する。
また、z軸方向の振動(加振力)fzは剛体ロッド11の回転モーメントからも影響を受けるため、剛体ロッド11の重心G1廻りの慣性モーメントをI、回転方向の変位をθ、ブッシュ12の回転方向の剛性(動バネ係数)kθ1,ブッシュ13の回転方向の剛性(動バネ係数)kθ2とすると、下記式2が成立する。
式11において、ブッシュ12の回転方向の剛性(動バネ係数)kθ1及びブッシュ13の回転方向の剛性(動バネ係数)kθ2が他の要素に比べて無視できる場合には(kθ1=kθ2=0)、右辺のI-mab=0のときにエンジンから車体へのz軸方向の伝達力fzが0となり、車体の上下方向の振動が抑制される。
以上のとおり本例では、ブッシュ12の回転方向の剛性(動バネ係数)kθ1及びブッシュ13の回転方向の剛性(動バネ係数)kθ2が他の要素に比べて無視できる場合には、I-mab=0となるように剛体ロッド11の質量や形状等を設定し、これにより車体へ伝達されるz軸方向の振動を抑制するが、I-mab=0(I=mab,I/mab=mab/I=1)となる条件のみに限定されず、I/mab≦1±0.1又は、I/mab≦1±0.06又は、I/mab≦1±0.02であってもよい。換言すれば、I/mab=1のほか、90%≦I/mab≦110%又は、94%≦I/mab≦106%又は、98%≦I/mab≦102%でもよい。
このI/mabの値は要求される車室内騒音レベルによって適宜に設定することができ、本発明者らが確認したところ、エンジンから車体への伝達力レベル(dB)が元の性能に比べて-6dB低下すれば車室内騒音レベルが許容範囲に入るのであればI/mab≦1±0.1に設定すればよく、-10dB低下すれば許容範囲に入るのであればI/mab≦1±0.06に設定すればよく、-20dB低下すれば許容範囲に入るのであればI/mab≦1±0.02に設定すればよい。図7にI/mab=99%に設定した実施例とI/mab=87%に設定した比較例の振動周波数に対する伝達力の測定結果を示すが、I/mab=99%に設定すると比較例に比べて20dB以上も伝達力レベルが低下することが確認された。
ちなみに、図6において、ロッド11やハウジング20は剛体であるためその重心G1は不変であるが、重心G1からブッシュ13の車体への固定中心O2までの第1距離aと、重心G1からブッシュ12のエンジンへの固定中心O1までの第2距離bは、ブッシュ12,13が弾性体であるため、エンジンが発生するトルクに応じて、トルクロッドのブッシュに作用するプリロードによって変動する。たとえば、図8の側面図に示すように、エンジン1にはそのトルクなどの運転条件に応じてクランクシャフトを中心とするトルクTeが発生し、これによりアッパトルクロッド5にはその軸方向にプリロードPLが発生する。たとえば、エンジン1の負荷が低い場合のプリロードPLは0であるが、負荷が大きくなればなるほどプリロードPLは大きくなる。
したがって、図6において、プリロードが大きくなるとエンジン1が剛体ロッド11側に倒れこむため、ブッシュ12とエンジン1との固定中心点O1も、ブッシュ13と車体との固定中心点O2もともに同図の左側に変位する。このため、第1距離a及び第2距離bのいずれも小さくなるが、ブッシュ12,13の剛性により第1距離aの変位量と第2距離bの変位量はことなることになる。
図10は、ブッシュ13側を固定(変位量をゼロに)し、ブッシュ12に同図の矢印で示すプリロードを印加した場合のブッシュ12の中心点O1の変位量を測定したグラフであり、プリロードが大きくなればなるほど変位量も大きくなる。本例の車両用防振装置では、車室内へ伝達される、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までの車内音騒音を抑制することを主目的とするため、この制振目的とする振動周波数領域に対応するエンジンの回転速度、すなわちその回転速度に相当するプリロードが印加された場合の第1距離aと第2距離bが、I/mab≦1±0.1の関係式を満足するように剛体ロッド11を構成することが好ましい。
図11Aは、剛体ロッド11に作用するプリロードPLがゼロの場合の第1距離a及び第2距離bについてI≒mabに設定した場合の振動周波数と動バネ定数(振動の伝達力dBと相関する)との関係を示すグラフ、図11Bは、剛体ロッド11に作用するプリロードPLが全負荷時の場合の第1距離a及び第2距離bについてI≒mabに設定した場合の振動周波数と動バネ定数(振動の伝達力dBと相関する)との関係を示すグラフである。
図11Aに示す剛体ロッド11では、エンジン1のプリロードが小さいと動バネ定数も小さいが、エンジンが全負荷に近づけば近づくほど動バネ定数が大きくなり、その結果、車室内騒音のレベルが増加する。これに対して、図11Bに示す剛体ロッド11では、エンジン1のプリロードが小さいと動バネ定数が大きくなるものの、車両が加速して回転速度が上昇する場合などのように、エンジン1が全負荷に近づけば近づくほど動バネ定数が小さくなり、その結果、車室内騒音のレベルが増加しない。したがって、制振目的とする負荷領域に対応するプリロードPLが作用した場合の第1距離a及び第2距離bの値を用いて、I/mab≦1±0.1を適用することが望ましいといえる。一般的には、全負荷騒音を低減したいので、図11Bの設定が望ましい。
図9は、第1距離aを65~80mm、第2距離bを40~55mmの範囲とした場合において、I=mabが成立する等慣性モーメントIラインを示すグラフである。同図において、トルクロッドAのハッチング部分は第1距離aを相対的に小さい値に設定した組み合わせ例であり、矢印方向に向かうほどプリロードが大きい場合の組み合わせを示す。これに対して、トルクロッドBのハッチング部分は第1距離aを相対的に大きい値に設定した組み合わせ例であり、矢印方向に向かうほどプリロードが大きい場合の組み合わせを示す。そして、上述したとおり、プリロードPLが全負荷領域になる場合の第1距離a,第2距離b及び慣性モーメントIの組み合わせを設定することが望ましい。
さて、図12Aに示すように、アッパトルクロッド5のエンジン側への固定中心点O1と、車体側への固定中心点O2との距離をLとすると、第1距離a及び第2距離bに対してL=a+bであるため、剛体ロッド11(同図の例ではハウジング20に相当)の重心G1の位置の設定によりa=b,a<b又はa>bの組み合わせが考えられる。第1距離aは0<a<Lであるから、第1距離aがこの範囲で任意の値をとるとすると、mab=ma(L-a)=ma2-mLaとなり、図12Bに示すようにmabの値はa=L/2、すなわちa=bのとき極大値L2m/4をとる。したがって、a=bとなるように剛体ロッド11の質量や形状等を設計するとmab、すなわち慣性モーメントIが最大となり、その結果剛体ロッド11自体の質量を大きくするか形状を大きくする必要がある。これを回避するために、本例のアッパトルクロッド5では、第1距離aと第2距離bが等しくならないように、つまりa<b又はa>bが成立するように剛体ロッド11の質量や形状等を設定する。
ちなみに、剛体ロッド11がI/mab≦1±0.1を満足するためには、剛体ロッド11の質量m、第1距離a及び第2距離bに影響する重心G1の位置、重心G1廻りの慣性モーメントIを調整すればよいが、このうち慣性モーメントIは、たとえば図13及び図14に示す調整用重量部24を設けることにより調整することができる。図13に示すアッパトルクロッド5の例では、ブッシュ12,13の中心O1,O2を結ぶ軸線から離れたブッシュ12側のハウジング20の端部に調整用重量部24を設けている。剛体ロッドであるハウジング20の重心G1廻りの慣性モーメントIは重心G1からの距離が大きいほど小さい重量で足りるため、剛体ロッド11全体の軽量化を図るためには調整用重量部24を重心G1から極力離間させることが好ましいからである。なお、同図に示す調整用重量部24をブッシュ12側でなくブッシュ13側に設けてもよい。
これに対して、図14に示すアッパトルクロッド5の例では、ブッシュ12,13の中心O1,O2を結ぶ軸線上のブッシュ12側のハウジング20の端部に、ハウジング20を構成する材料の比重より大きい比重の材料で構成された調整用重量部24を設けている。すなわち、調整用重量部24をハウジング20とは異種材料であって高比重材料により構成することで、剛体ロッドであるハウジング20の全長を抑制し小型化を図ることができる。なお、同図において調整用重量部24を、図13の例のようにブッシュ12,13の中心O1,O2を結ぶ軸線から離間した位置に設ければ、調整用重量部24をさらに小さくすることができる。
なお、上述した実施形態は慣性マス15及びアクチュエータ17を備えた剛体ロッド11(ハウジング20を含む)においては、ブッシュ12の回転方向の剛性(動バネ係数)kθ1及びブッシュ13の回転方向の剛性(動バネ係数)kθ2が他の要素に比べて無視できる場合が多いことが本発明者らによって確認されているが、図15及び図16に示すように慣性マス15及びアクチュエータ17が設けられていないトルクロッド5についてもI/mab≦1±0.1の関係を満足するように設定すれば、上述した制振作用と同様の作用効果を奏する。
ただし、ブッシュ12の回転方向の剛性(動バネ係数)kθ1及びブッシュ13の回転方向の剛性(動バネ係数)kθ2が他の要素に比べて無視できない場合でも、上述した式11の右辺において、これらブッシュ12の回転方向の剛性(動バネ係数)kθ1及びブッシュ13の回転方向の剛性(動バネ係数)kθ2をできる限り0に設定するとともに、I/mab≦1±0.1の関係を満足するように設定すれば、エンジンから車体へのz軸方向の伝達力fzが0に近似する。以下、ブッシュ12の回転方向の剛性(動バネ係数)kθ1及びブッシュ13の回転方向の剛性(動バネ係数)kθ2が無視できない場合の実施形態について説明する。
図15及び図16に示すアッパトルクロッド5にあっては、棒状剛体のロッド11を構成するハウジング20の両端に、一対のブッシュ12,13が配設されている。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12cとを備える。そして、内筒12bに対して図15の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。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13cとを有する。そして、内筒13bに対して図15の紙面に平行な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。
本例のアッパトルクロッド5においては、図16に示すようにロッド11の軸方向をX軸とした場合に、ブッシュ12及び13の少なくとも一方のブッシュの軸方向が、エンジン1のピッチ方向の第1軸に相当するY軸方向に沿って設定されている。図15及び図16に示す例では、エンジン1側のブッシュ12の固定軸LyはY軸方向に平行又はほぼ平行に設定され、車体側のブッシュ13の固定軸LzはZ軸方向に平行又はほぼ平行に設定されている。外筒12a,13a、内筒12b,13b、及び弾性体12c,13cで構成されたブッシュ12,13においては、剪断方向の動バネ係数は圧縮方向の動バネ係数より小さく、したがって上述した式11のブッシュ12,13の回転方向の剛性(動バネ係数)kθ1及びkθ2を小さくできるからである。その意味でエンジン1のレイアウト等の制約がなく、両方のブッシュ12,13の固定軸をY軸方向に平行又はほぼ平行に設定することが最も望ましいといえる。
なお、ブッシュ12,13の固定軸をエンジン1のピッチ方向の第1軸に沿って設定するには、平行に設定することが最も好ましいが、より好ましくは平行±15°、好ましくは平行±30°とする。
図15及び図16に示すブッシュ12のように、当該ブッシュ12の固定軸LyをY軸方向に平行又はほぼ平行に設定することにより回転方向の動バネ係数kθ1を小さくすることができるが、より回転方向の動バネ係数を小さくするには、たとえば図17又は図18に示すように構成するとよい。図17は、図15のブッシュ12に相当する他例に係るブッシュ12を示す断面図であり、本例では、図15に示す内筒12bを、2つの内筒12b1,12b2で構成し、その間に転がり軸受12dを設けたものである。また、図18は、図17に示す内筒12b1,12b2に相当するさらに他例に係るブッシュ12を示す要部断面図であり、本例では、2つの内筒12b1,12b2の間に滑り軸受け12eを設けたものである。なお、いずれの例においても、図2に示すボルト18は、内側の内筒12b1に挿通される。このように、内筒12b1,12b2の間に転がり軸受12d又は滑り軸受け12eを設けることで、ブッシュ12の回転方向の動バネ定数をほぼ0に低減することができる。
なお、図17及び図1に示す例では、2つの内筒12b1,12b2の間に軸受を設けて回転方向の動バネ係数を小さくすることとしたが、図15及び図16に示す内筒12bと弾性体12cの間や、弾性体12cと外筒12aの間に軸受を設けたり、外筒12aを2つの外筒で構成してその間に軸受を設けたりしてもよい。要するに、図2に示すボルト18により固定される内筒12bと、外筒12aとの間の少なくともいずれかに軸受を設ければよい。
一方、図15及び図16に示すブッシュ13は、たとえばエンジン1のレイアウトの制約などによってエンジン1のピッチ方向の第1軸に相当するY軸に沿っては設定できず、同図に示すようにブッシュ13の固定軸Lzをピッチ方向の第1軸に対して垂直方向にある第2軸としてのZ軸方向に沿って設定されたものである。したがって、エンジン1のピッチ方向の振動に対しては、ブッシュ13を構成する弾性体13cには圧縮及び引っ張り方向の力が作用し、剪断方向の力に比較して動バネ係数が大きくなる。しかしながら、本例のブッシュ13においては、図19に示すように弾性体13cの上端部及び下端部の肉厚t1を中央部の肉厚t2より厚くすることで、エンジン1のピッチ方向の振動に対する動バネ係数が小さくなるようにしている。
なお、ブッシュ13の弾性体13cの上端部及び下端部の肉厚t1を中央部の肉厚t2より厚くするには、図19に示すように内筒13bの上端部及び下端部の外側面を削落するほか、これに代えて又はこれとともに、外筒12aの上端部及び下端部の内側面を削落してもよい。また、エンジン1のピッチ方向の動バネ係数を小さくするには、弾性体13cの上端部及び下端部の両方の肉厚を厚くすることが最も望ましいが、いずれか一方の肉厚を厚くしてもよい。
上述したとおり、本例の車両用防振装置では、トルクロッド5の構造をI/mab≦1±0.1、好ましくは1±0.06、より好ましくは1±0.02の関係を満足するように構成したので、エンジン1の上下振動によるトルクロッド5の上下振動やピッチ振動によって、車体へ伝達される加振力を大幅に低減することができる(理想的には0にすることができる)。したがって、トルクロッドの振動に起因する車室内騒音の悪化を抑制して、快適な車室内音響空間を提供することができる。
また、トルクロッド5の振動固有値が車体の振動固有値に一致すると騒音レベルが上昇するところ、トルクロッドの振動固有値はエンジン1の回転速度の上昇にともないブッシュ12,13がプリロードを受けることで変化するが、車体をそれに対応させるためには骨格の剛性を向上させるなど重量が大幅に増加する。しかしながら本例では、そのような振動固有値の変動が起こった場合でも振動を伝え難い構造となるため、車体の軽量化にも貢献するとともに車両の設計自由度が向上する。
さらに、トルクロッド5そのものの振動固有値を設計するに際しても、トルクロッド5の軸方向の振動固有値を重視した設計を行えばよく、その際の軸直交方向の動バネ定数を気にせず設計することができる。
また、本例のアッパトルクロッド5は、エンジン側のブッシュ12の固定中心O1と、車体側のブッシュ13の固定中心O2とを繋ぐ作用線方向にエンジントルクを受ける構造であるが、ブッシュ12,13がプリロードによってロッド軸方向に撓むため、第1距離a及び第2距離bが変化する。このため、エンジン1の加振力が大きく、車体への影響が大きい時点のa,b寸法で、I/mab≦1±0.1の関係を満足するように構成することで、車室内騒音をより改善できる。
また、本例のアッパトルクロッド5は、慣性マス15をアクチュエータ17により振動制御する、いわゆる能動制御型トルクロッド5であり、またブッシュ13の軸方向動剛性を小さくして、トルクロッドの二重防振効果を発揮させるために軸方向の振動固有値を200Hz程度に小さく設定する。その影響から、上下方向のピッチ振動が、常用域(70Hz~150Hz:4気筒2次だと2000rpm~4500rpm程度の回転速度に相当する)に入ってくるため、こもり音などの騒音が増大する。そして、この影響を排除しようとしてトルクロッドの振動固有値を高い周波数へ設定すると、本来の軸方向のロッド共振と連成して制御ができなかったり、制御電流が増えて消費電力が増大したりするといった問題が生じる。しかしながら、本例のようにI/mab≦1±0.1の関係を満足する剛体ロッドを設計することにより、トルクロッドが上下方向に振動しても、上下方向の車体への加振力を大幅に低減できるため、車室内騒音が大幅に低減される。
本例のアッパトルクロッド5では、第1距離aと第2距離bが不等距離になるように設定されている。第1距離aと第2距離bを等距離に設定すると、mabが最大値になり、それに慣性モーメントIを設定しようとすると、剛体ロッド自体が大型もしくは重量増となるが、本例のように第1距離aと第2距離bとを不等距離にすることでこの問題を回避することができる。特に、車体側のブッシュ13の固定中心O2から重心G1までの第1距離aをなるべく大きくとることによって、トルクロッド5としては小型及び軽量化を実現することができる。
本例のアッパトルクロッド5では、ブッシュ12,13の中心O1,O2を結ぶ軸線から離れたブッシュ12側のハウジング20の端部に調整用重量部24を設けているので、小さい重量で慣性モーメントIを調整することができ、剛体ロッド11全体の軽量化を図ることができる。
本例のアッパトルクロッド5では、ブッシュ12,13の中心O1,O2を結ぶ軸線上のブッシュ12側のハウジング20の端部に、ハウジング20を構成する材料の比重より大きい比重の材料で構成された調整用重量部24を設けているので、剛体ロッドであるハウジング20の全長を抑制し小型化を図ることができる。
本例のアッパトルクロッド5では、エンジン側及び車体側の少なくとも一方のブッシュ12の固定軸Lyが、エンジンのピッチ方向のY軸に沿って設定されているので、エンジンから伝達されるピッチ方向の振動の動バネ係数kθが小さくなり、その結果、トルクロッドが上下方向に振動しても、上下方向の車体への加振力を大幅に低減できるため、車室内騒音が大幅に低減される。
1…エンジン
2…サブフレーム
3,4…エンジンマウント
P1,P2…支持点
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
15…慣性マス
17…アクチュエータ
18,19…ボルト
20…ハウジング
21…加速度センサ
22…バンドパスフィルタ
23…電圧増幅回路
24…調整用重量部
25…アクチュエータユニット
2…サブフレーム
3,4…エンジンマウント
P1,P2…支持点
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
15…慣性マス
17…アクチュエータ
18,19…ボルト
20…ハウジング
21…加速度センサ
22…バンドパスフィルタ
23…電圧増幅回路
24…調整用重量部
25…アクチュエータユニット
Claims (9)
- 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ブッシュと、を備える車両用防振装置において、
前記剛体ロッドの質量をm,前記剛体ロッドの慣性モーメントをI,前記剛体ロッドの重心から前記車体側の取り付け中心までの第1距離をa,前記剛体ロッドの重心から前記エンジン側の取り付け中心までの第2距離をbとしたときに、
I/mab≦1±0.1
が成立する車両用防振装置。 - 防振目的とする前記エンジンの運転領域における前記第1距離a及び前記第2距離bに対して、前記I/mab≦1±0.1が成立する請求項1に記載の車両用防振装置。
- 前記剛体ロッドは、
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、を含む請求項1又は2に記載の車両用防振装置。 - 前記第1距離aと前記第2距離bは異なる距離に設定されている請求項1~3のいずれか一項に記載の車両用防振装置。
- 前記剛体ロッドの慣性モーメントIを設定するための調整用重量部が、前記2つのブッシュの中心を結ぶ軸線から離間して設けられている請求項1~4のいずれか一項に記載の車両用防振装置。
- 前記調整用重量部は、前記剛体ロッドとは別の部材であって、前記剛体ロッドより高比重の材料で構成されている請求項5に記載の車両用防振装置。
- 前記エンジン側及び前記車体側の少なくとも一方のブッシュの固定軸が、前記エンジンのピッチ方向の第1軸に沿って設定されている請求項1~6のいずれか一項に記載の車両用防振装置。
- 前記固定軸が前記第1軸に沿って設定されたブッシュは、前記エンジン又は前記車体に固定される内筒部と、前記剛体ロッドに固定される外筒部と、前記内筒部と前記外筒部との間に設けられた軸受部と、を有する請求項7に記載の車両用防振装置。
- 前記固定軸が前記第1軸に対して垂直方向の第2軸に沿って設定されたブッシュは、前記エンジン又は前記車体に固定される内筒部と、前記剛体ロッドに固定される外筒部と、前記内筒部と前記外筒部との間に設けられた弾性体と、を有し、
前記弾性体は、前記第2軸方向の両端部の少なくとも一方の肉厚が、中央部の肉厚より厚く形成されている請求項7又は8に記載の車両用防振装置。
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