(57)【要約】      （修正有）【課題】簡易な構造で良好な乗り心地を確保できるパワープラントの支持構造を提供すること。【解決手段】第１防振装置４及び第２防振装置５によりパワープラント１の車幅方向の両側が車体側にそれぞれ弾性支持される。第１防振装置４及び第２防振装置５は、上下方向のばね定数が互いに異なる値に設定されるので、パワープラント１の上下方向振動とピッチ方向の揺動とを連成させ易くできる。パワープラント１の反共振による上下方向の振動を減殺するように第１防振装置４及び第２防振装置５の車幅方向のばね定数が設定されるので、ピッチ方向の揺動をパワープラント１に生じ易くさせ、パワープラント１の上下方向の振動エネルギーを分散させる。その結果、液封式防振マウントを採用しない簡易な構造によって、パワープラント１の上下振動を減衰させる。【選択図】図１
2014121931.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
車両の車幅方向に主機関軸が配置されるパワープラントを、防振装置を介して車体側に支持するパワープラントの支持構造において、
前記防振装置は、前記パワープラントの車幅方向の両側を車体側にそれぞれ弾性支持する第１防振装置および第２防振装置を備え、
前記第１防振装置および前記第２防振装置は、上下方向のばね定数が互いに異なる値に設定されると共に、前記パワープラントの反共振による上下方向の振動を減殺するように車幅方向のばね定数が設定されていることを特徴とするパワープラントの支持構造。
【請求項２】
前記第１防振装置および前記第２防振装置は、前記パワープラントの上下方向の振動の反共振により周波数軸上に現れる共振峰のピークを小さくするように、前記パワープラントの車幅方向の固有振動数が設定されていることを特徴とする請求項１記載のパワープラントの支持構造。
【請求項３】
前記第１防振装置および前記第２防振装置は、前記パワープラントの上下方向の振動を減衰する制振特性を有していることを特徴とする請求項１又は２に記載のパワープラントの支持構造。
【請求項４】
前記第１防振装置および前記第２防振装置は、各々の上下方向のばね定数の合計値が、各々の車幅方向のばね定数の合計値より小さくなるように設定されていることを特徴とする請求項１から３のいずれか１項に記載のパワープラントの支持構造。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明はパワープラントの支持構造に関し、特に簡易な構造で良好な乗り心地を確保できるパワープラントの支持構造に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
乗用車等の自動車において、エンジン及びトランスミッション等を含む駆動装置ユニット（パワープラント）は、マウント（防振装置）により車体に支持される。例えば、特許文献１には、クランク軸等の主機関軸が車幅方向に位置するように駆動装置ユニット（パワープラント）を車体内に配置し、その車幅方向の両側をそれぞれマウント（防振装置）で車体に弾性支持すると共に、ロール方向の揺動をトルクロッドで規制する支持構造が開示されている。
【０００３】
ここで、車両走行時のパワープラントの上下振動に起因して生じる車体の上下振動は低周波数域（例えば１０〜２０Ｈｚ程度）で大きいが、その上下振動は、防振装置の上下方向のばね定数とパワープラントの質量とによる固有振動数の帯域で減衰される。しかし、その固有振動数より高い周波数域で、反共振により上下振動の大きなピークが生じる。特許文献１に開示される技術では、左右のマウントの一方を液封式防振マウントとすることで、液室内の封入液が流通して生じる液柱共振により、反共振による上下振動が減衰される。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】特許第３７１８７４９号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
しかしながら特許文献１に開示される技術では、左右のマウントがいずれもゴム状弾性体からなる防振ゴムで構成される支持構造と比較して、一方のマウントが液封式防振マウントにより構成される分、コストが増加する。
【０００６】
また、液封式防振マウントは、高周波数域（例えば３００〜５００Ｈｚ）において動ばね定数が高くなる現象が生じることがある。そうすると、高周波振動が液封式防振マウントを介して車体側に伝達されるので、ＮＶ性能（振動騒音性能）が悪化して快適性（乗り心地性能）が低下する。
【０００７】
本発明は、上述した問題点を解決するためになされたものであり、簡易な構造で良好な乗り心地を確保できるパワープラントの支持構造を提供することを目的としている。
【課題を解決するための手段および発明の効果】
【０００８】
請求項１記載のパワープラントの支持構造によれば、車両の車幅方向に主機関軸が配置されるパワープラントを、防振装置を介して車体側に支持するものにおいて、第１防振装置および第２防振装置によりパワープラントの車幅方向の両側が車体側にそれぞれ弾性支持される。第１防振装置および第２防振装置は、上下方向のばね定数が互いに異なる値に設定されるので、パワープラントの上下方向振動と、パワープラントのピッチ方向の揺動とを連成させ易くできる。
【０００９】
さらに、パワープラントの反共振による上下方向の振動を減殺するように、第１防振装置および第２防振装置は車幅方向のばね定数が設定される。これにより、ピッチ方向の揺動をパワープラントに生じ易くさせ、反共振によるパワープラントの上下方向の振動エネルギーを分散させることができる。その結果、液封式防振マウントを採用しない簡易な構造によって、パワープラントの上下振動を減衰できる効果がある。また、液封式防振マウントを採用しなければ、液封式防振マウントによる高周波数域の動ばね定数の増加を生じなくできるので、振動騒音性能の悪化を防止することができ、乗り心地性能を確保できる効果がある。
【００１０】
請求項２記載のパワープラントの支持構造によれば、第１防振装置および第２防振装置は、パワープラントの車幅方向の固有振動数が設定されることにより、パワープラントの上下方向の振動の反共振により周波数軸上に現れる共振峰のピークが小さくされる。パワープラントの車幅方向の固有振動数は、第１防振装置および第２防振装置のばね定数の車幅方向成分とパワープラントの質量とにより決定されるので、請求項１の効果に加え、第１防振装置および第２防振装置の設計を容易化できる効果がある。
【００１１】
請求項３記載のパワープラントの支持構造によれば、第１防振装置および第２防振装置の制振特性により、パワープラントの上下方向の振動が減衰されるので、請求項１又は２の効果に加え、上下方向の振動エネルギーを減衰させ、乗り心地性能をさらに向上できる効果がある。
【００１２】
請求項４記載のパワープラントの支持構造によれば、第１防振装置および第２防振装置は、各々の上下方向のばね定数の合計値が、各々の車幅方向のばね定数の合計値より小さくなるように設定されている。これにより、第１防振装置および第２防振装置のばねの車幅方向成分によってパワープラントの上下方向の変位を規制させ易くできる。その結果、反共振によるパワープラントの上下方向の振動エネルギーを低下させることができる。よって、請求項１から３のいずれかの効果に加え、乗り心地を確実に向上できる効果がある。
【図面の簡単な説明】
【００１３】
【図１】（ａ）は本発明の一実施の形態におけるパワープラントの支持構造を車両正面側から視た模式図であり、（ｂ）は平面視におけるパワープラントの支持構造の模式図である。
【図２】車両の振動実験を模式的に示す模式図である。
【図３】周波数とフロア上下振動との関係を示す模式図である。
【図４】パワープラントの支持構造の２自由度系モデルである。
【図５】フロアの上下方向の振動レベルのシミュレーション結果である。
【図６】フロアの上下方向の振動レベルのシミュレーション結果である。
【図７】フロアの上下方向の振動レベルの実験結果である。
【図８】フロアの上下方向の振動レベルの実験結果である。
【発明を実施するための形態】
【００１４】
以下、本発明の好ましい実施形態について添付図面を参照して説明する。図１（ａ）は本発明の一実施の形態におけるパワープラント１の支持構造を車両正面側から視た模式図であり、図１（ｂ）は平面視におけるパワープラント１の支持構造の模式図である。なお、図１（ａ）及び図１（ｂ）は、簡略化のため、吸排気系や補機等の図示や車体の図示を省略している。また、図１（ａ）及び図１（ｂ）の矢印Ｘ，Ｙ，Ｚは、車両の車長方向（前後方向）、車幅方向（左右方向）、上下方向をそれぞれ示している。
【００１５】
図１（ａ）及び図１（ｂ）に示すようにパワープラント１は、エンジン２及び変速機３が直列に結合され一体化された装置であり、長手方向（エンジン２の主機関軸（例えばクランク軸）の延びる方向）を自動車（図示せず）の車幅方向と一致させてエンジンルーム（図示せず）に横置きに搭載されている。パワープラント１は、車幅方向（図１（ａ）左右方向）の両端、即ちエンジン２側および変速機２側の各端部にそれぞれ配設された第１防振装置４及び第２防振装置５を介して、車体サイドフレーム（図示せず）に対し２点で弾性支持されている。
【００１６】
パワープラント１は、変速機３よりエンジン２の背が高いことから、車幅方向に延びる慣性主軸ａ１はエンジン側の端部から変速機側の端部に向かって下向きに傾斜している。この慣性主軸ａ１に対し、パワープラント１を弾性支持する第１防振装置４及び第２防振装置５は、それぞれ上方に離間して配置される。これによりパワープラント１は、第１防振装置４及び第２防振装置５の荷重支持点を結ぶ線分（揺動支軸ａ２）の回りに振り子のように揺動可能に支持される。パワープラント１は、車両の前進方向と反対側に延びるトルクロッド６により車体側に下部が連結され、ロール方向の揺動が規制される。以上のようなパワープラント１の支持構造は、ペンデュラムマウントと呼ばれている。
【００１７】
なお、パワープラント１の運動の方向（ピッチ方向、ヨー方向およびロール方向）は、パワープラント１の主機関軸（クランク軸）を基準として規定する。即ち、車幅方向に延びる主機関軸（図１（ａ）及び図１（ｂ）左右方向に延びる）と直交して水平方向（図１（ａ）紙面垂直方向、図１（ｂ）上下方向）に延びる軸（Ｘ軸）回りの方向がピッチ方向である。また、主機関軸と直交して上下方向（図１（ａ）上下方向、図１（ｂ）紙面垂直方向）に延びる軸（Ｚ軸）回りの方向がヨー方向であり、主機関軸と平行に延びる軸（Ｙ軸）回りの方向がロール方向である。
【００１８】
第１防振装置４及び第２防振装置５は、いずれも液体封入式の防振装置ではなく、ゴム状弾性体からなる防振基体により荷重を支持するもの（所謂ソリッドの防振ゴムによるもの）により構成されている。また、第１防振装置４及び第２防振装置５は、上下方向のばね定数が互いに異なる値に設定されている。なお、第１防振装置４及び第２防振装置５の上下方向のばね定数は、ゴム状弾性体としての防振基体の形状や材質等によって適宜調整できる。
【００１９】
次に図２を参照して、パワープラント１が車体１１に弾性支持された車両１０の振動実験について説明する。図２は車両１０の振動実験を模式的に示す模式図である。振動実験は、乗り心地の改善を目的として、タイヤ（前輪１２及び後輪１３）及びサスペンション１４，１５を通じて路面Ｇから車体１１に伝わる振動と防振装置４，５の特性との関係を調べるものである。この振動実験では、車両１０の前輪１２を加振器２０の上に載せた状態で、加振器２０により周波数をスイープさせながら上下方向の振動（振幅は±０．５ｍｍ又は±２ｍｍ）を与える。そして、加振器２０の上下振動、及び、乗り心地に影響を与える車体１１のフロアの上下振動をそれぞれ検出器２１，２２により検出する。
【００２０】
加振器２０による加振は、車両１０の走行時の路面の凹凸やタイヤのユニフォミティに相当する。この加振が、前輪１２からサスペンション１４を介して車体１１に伝達され、第１防振装置４及び第２防振装置５により車体１１に弾性支持されるパワープラント１が振動する。その反共振作用で車体１１のフロア上下振動が大きくなる。
【００２１】
次に図３を参照して、このフロア上下振動について説明する。図３は周波数とフロア上下振動との関係を示す模式図である。図３において、横軸は周波数（単位はＨｚ）である。縦軸は振動レベル（単位はｄＢ）であり、加振器２０の振幅に対する車体１１（フロア）の振幅の比率を示している。図３に示すように、フロア上下振動は、加振器２０の振動に対して周波数ｆ１，ｆ２で大きくなり、周波数ｆ３で小さくなる（但しｆ１＜ｆ２＜ｆ３）。周波数ｆ１は所謂ばね上の共振周波数（約２Ｈｚ）であり、周波数ｆ３はパワープラント１の質量、第１防振装置４及び第２防振装置５のダンパー効果による固有振動数である。周波数ｆ２は、周波数ｆ３の反共振によるものである。この周波数ｆ２における反共振により車両１０の乗り心地が悪化する。
【００２２】
次に図４を参照して、このフロア上下振動を２自由度系モデルに置き換えて説明する。図４は、パワープラント１の支持構造の２自由度系モデルであり、車体１１及びパワープラント１という２つの質点が、サスペンション１４、第１防振装置４及び第２防振装置５（ばね）を挟んで直列に並んでいる。車体１１の質量はＭ１、パワープラント１の質量はＭ２とする。
【００２３】
なお、パワープラント１から離れた位置にある後輪１３のサスペンション１５の影響は、パワープラント１の上下振動に対して無視できるので、前輪１２のサスペンション１４が車体１１の前部側を支持するとみなすことができる。よって、車体１１の質量Ｍ１は車体１１の前部側の等価質量とする。
【００２４】
また、サスペンション１４の上下方向のばね定数はＫ１、第１防振装置４及び第２防振装置５の上下方向のばね定数はＫ２とする。なお、第１防振装置４及び第２防振装置５のばね定数Ｋ２は、第１防振装置４及び第２防振装置５がパワープラント１を並列に支持するので、第１防振装置４及び第２防振装置５の上下方向の各ばね定数の総和（Ｋ１＋Ｋ２）である。
【００２５】
なお、車体１１とパワープラント１との間に架設されたトルクロッド６は、主にパワープラント１のロール方向の揺動を規制するものなので、パワープラント１の上下方向やピッチ方向の振動の励起や抑制にほとんど作用しない。よって、フロア上下振動の２自由度系モデルでは、トルクロッド６の影響を無視できる。
【００２６】
この２自由度系の運動方程式を解くと、上下振動が大きくなる周波数ｆ１，ｆ２（振動レベル＞０ｄＢ）は、それぞれ以下の（式１），（式２）で表すことができる。また、上下振動が小さくなる周波数ｆ３（振動レベル＜０ｄＢ）は、以下の（式３）で表すことができる。
【００２７】
【数１】
2014121931.tif 000003
周波数ｆ２における上下振動は乗り心地に影響するため、この周波数ｆ２における上下振動を減殺するように第１防振装置４の車幅方向（パワープラント１の主機関軸方向）のばね定数Ｋ１Ｙ及び第２防振装置５の車幅方向のばね定数Ｋ２Ｙを設定する。
【００２８】
ここで、第１防振基体４及び第２防振基体５に弾性支持されたパワープラント１の車幅方向の固有振動数ｆ４は、以下の（式４）で表すことができる。
【００２９】
【数２】
2014121931.tif 000004
車体１１の質量（車体１１前部の等価質量）Ｍ１、パワープラント１の質量Ｍ２、サスペンション１４の上下方向のばね定数Ｋ１は既知であるので、ｆ２＝ｆ４となるように、第１防振装置４の上下方向のばね定数Ｋ１Ｚ及び車幅方向のばね定数Ｋ１Ｙ、第２防振装置５の車幅方向（Ｙ軸方向）のばね定数Ｋ２Ｚ及び車幅方向のばね定数Ｋ２Ｙを設定する。これにより、ピッチ方向の揺動をパワープラント１に生じ易くさせ、パワープラント１の上下方向およびピッチ方向の振動を連成させて、反共振によるパワープラント１の上下方向の振動エネルギーを分散させることができる。なお、第１防振装置４及び第２防振装置５の車幅方向のばね定数Ｋ１Ｙ，Ｋ２Ｙは、ゴム状弾性体としての防振基体の形状や材質等によって適宜調整できる。
【実施例】
【００３０】
以下、実施例により本発明を具体的に説明する。なお、本発明はこれらの実施例に限定されるものではない。
【００３１】
図５から図８は、フロアの上下方向の振動レベルの測定結果を説明する図である。まず、図５及び図６を参照して、コンピュータ（６自由度防振支持設計）を用いたシミュレーション結果について説明する。これらのシミュレーションは、加振器２０（図２参照）を用いて車両１０を加振したことを想定している（振幅±０．５ｍｍ）。図５は、フロアの上下方向の振動レベルのシミュレーション結果である。図５において、横軸は周波数（単位はＨｚ）である。縦軸は振動レベル（単位はｄＢ）であり、加振器２０の振幅に対する車体１１（フロア）の振幅の比率を示している。
【００３２】
（実施例１）
図５に示す実施例１における支持構造では、第１防振装置４の上下方向のばね定数Ｋ１Ｚ＝１００Ｎ／ｍｍ、第２防振装置５の上下方向のばね定数Ｋ２Ｚ＝２００Ｎ／ｍｍであり（Ｋ２Ｚ／Ｋ１Ｚ＝２）、第１防振装置４及び第２防振装置５のロスファクター（損失係数）は０．２である。
【００３３】
（実施例２）
実施例２における支持構造では、第１防振装置４の上下方向のばね定数Ｋ１Ｚ＝８０Ｎ／ｍｍ、第２防振装置５の上下方向のばね定数Ｋ２Ｚ＝１６０Ｎ／ｍｍであり（Ｋ２Ｚ／Ｋ１Ｚ＝２）、第１防振装置４及び第２防振装置５のロスファクターは０．２である。
【００３４】
（比較例１及び比較例２）
比較例１における支持構造では、第１防振装置４の位置に、第１防振装置４に代えて液封式防振マウントを配置すると共に、第２防振装置５の位置に、第２防振装置５に代えてソリッドの防振ゴムを配置したものである。即ち比較例１は、従来のパワープラント１の支持構造である（特許文献１に開示された従来例）。また、比較例２は、液封式防振マウントの液室に封入された液体を抜いた以外は、比較例１と同様に構成したものである。比較例２における液体を抜いた液封式防振マウント及び防振ゴムのロスファクターはいずれも０．１である。
【００３５】
なお、実施例１及び実施例２においては、第１防振装置４の車幅方向のばね定数Ｋ１Ｙ及び第２防振装置５の車幅方向のばね定数Ｋ２Ｙを適宜設定することにより、パワープラント１の車幅方向の固有振動数（ｆ４、図３参照）を、比較例２における反共振の周波数（ｆ２）とほぼ同じ約９Ｈｚとなるようにした。
【００３６】
図５に示すシミュレーション結果から明らかなように、実施例１及び実施例２によれば、比較例２にみられる反共振による振動レベルを、比較例１（従来例）と同等に抑えることができた。なお、実施例２は、実施例１と比較して、上下方向のばね定数Ｋ１Ｚ，Ｋ２Ｚが小さい分だけ、上下方向の固有振動数が低周波数側にシフトしたものと推察される。
【００３７】
このシミュレーション結果から、液封式防振マウントを採用しない簡易な構造によって、パワープラント１の上下振動を減衰させることができることが明らかとなった。これは、ピッチ方向の揺動をパワープラント１に生じ易くさせ、反共振によるパワープラント１の上下方向の振動エネルギーを分散させることができたからであると推察する。また、液封式防振マウントを採用しなければ、液封式防振マウントによる高周波数域の動ばね定数の増加を生じなくできるので、振動騒音性能の悪化を防止することができ、乗り心地性能を確保できる。
【００３８】
また、第１防振装置４及び第２防振装置５は、パワープラント１の車幅方向の固有振動数ｆ４が設定されることにより、パワープラント１の上下方向の振動の反共振により周波数軸上に現れる共振峰のピーク（比較例２参照）が小さくされる。パワープラント１の車幅方向の固有振動数ｆ４は、第１防振装置４及び第２防振装置５のばね定数の車幅方向成分（Ｋ１Ｙ，Ｋ２Ｙ）とパワープラント１の質量Ｍ２とにより主に決定されるので、第１防振装置４及び第２防振装置５の設計を容易化できる。
【００３９】
次に図６を参照して、第１防振装置４及び第２防振装置５のロスファクターと振動レベルとの関係について説明する。図６は、フロアの上下方向の振動レベルのシミュレーション結果である。図６において、横軸は周波数（単位はＨｚ）である。縦軸は振動レベル（単位はｄＢ）であり、加振器２０の振幅に対する車体１１（フロア）の振幅の比率を示している。
【００４０】
（実施例３）
図６に示す実施例３における支持構造では、第１防振装置４の上下方向のばね定数Ｋ１Ｚ＝１００Ｎ／ｍｍ、第２防振装置５の上下方向のばね定数Ｋ２Ｚ＝２００Ｎ／ｍｍであり（以上の特性は実施例１と同じ）、第１防振装置４及び第２防振装置５のロスファクターは０．１である。
【００４１】
（実施例４）
第１防振装置４のロスファクターを０．２とした以外は実施例３と同様にして、実施例４における支持構造とした。
【００４２】
（実施例５）
第２防振装置５のロスファクターを０．２とした以外は実施例３と同様にして、実施例５における支持構造とした。なお、比較例１及び比較例２は前述したものと同一なので、説明を省略する。
【００４３】
図６に示すシミュレーション結果から明らかなように、実施例３は、比較例２で周波数約９Ｈｚにみられる反共振による共振峰のピークを２つに分散することができた。さらに実施例４や実施例５では、ロスファクターにより表される第１防振装置４や第２防振装置５の制振特性により、振動レベルを、実施例３よりも小さくできることが明らかとなった。これらの実施例から、上下方向の振動エネルギーを第１防振装置４や第２防振装置５の制振特性により減衰させ、乗り心地性能をさらに向上できることがわかる。なお、ロスファクターは、第１防振装置４や第２防振装置５の周波数特性や温度特性を考慮して設定される。
【００４４】
次に、図７及び図８を参照して、加振器２０（図２参照）を用いて車両１０を加振した実験結果（実車試験結果）について説明する。図７及び図８はフロアの上下方向の振動レベルの実験結果である。図７は加振器２０の振幅±０．５ｍｍの場合の実験結果であり、図８は加振器２０の振幅±２．０ｍｍの場合の実験結果である。なお、図７及び図８において、横軸は周波数（単位はＨｚ）である。縦軸は振動レベル（単位はｄＢ）であり、加振器２０の振幅に対する車体１１（フロア）の振幅の比率を示している。
【００４５】
（実施例６）
図７及び図８に示す実施例６における支持構造では、上下方向のばね定数Ｋ１Ｚ，Ｋ２Ｚの合計値（Ｋ１Ｚ＋Ｋ２Ｚ）は２７３Ｎ／ｍｍであり、第１防振装置４の上下方向のばね定数Ｋ１Ｚに対する第２防振装置５の上下方向のばね定数Ｋ２Ｚの比（Ｋ２Ｚ／Ｋ１Ｚ）は１．２８である。第１防振装置４のロスファクターは０．１５であり、第２防振装置５のロスファクターは０．１８である。また、車幅方向のばね定数Ｋ１Ｙ，Ｋ２Ｙの合計値（Ｋ１Ｙ＋Ｋ２Ｙ）は３９０Ｎ／ｍｍである。上下方向のばね定数Ｋ１Ｚ，Ｋ２Ｚの合計値（Ｋ１Ｚ＋Ｋ２Ｚ）に対する車幅方向のばね定数Ｋ１Ｙ，Ｋ２Ｙの合計値（Ｋ１Ｙ＋Ｋ２Ｙ）の比は１．４３に設定されている。
【００４６】
（実施例７）
実施例７における支持構造では、上下方向のばね定数Ｋ１Ｚ，Ｋ２Ｚの合計値（Ｋ１Ｚ＋Ｋ２Ｚ）は３１０Ｎ／ｍｍであり、第１防振装置４の上下方向のばね定数Ｋ１Ｚに対する第２防振装置５の上下方向のばね定数Ｋ２Ｚの比（Ｋ２Ｚ／Ｋ１Ｚ）は０．９６である。第１防振装置４及び第２防振装置５のロスファクターはいずれも０．１８である。また、車幅方向のばね定数Ｋ１Ｙ，Ｋ２Ｙの合計値（Ｋ１Ｙ＋Ｋ２Ｙ）は４３８Ｎ／ｍｍである。上下方向のばね定数Ｋ１Ｚ，Ｋ２Ｚの合計値（Ｋ１Ｚ＋Ｋ２Ｚ）に対する車幅方向のばね定数Ｋ１Ｙ，Ｋ２Ｙの合計値（Ｋ１Ｙ＋Ｋ２Ｙ）の比は１．４１に設定されている。
【００４７】
（実施例８）
実施例８における支持構造では、上下方向のばね定数Ｋ１Ｚ，Ｋ２Ｚの合計値（Ｋ１Ｚ＋Ｋ２Ｚ）は４２７Ｎ／ｍｍであり、第１防振装置４の上下方向のばね定数Ｋ１Ｚに対する第２防振装置５の上下方向のばね定数Ｋ２Ｚの比（Ｋ２Ｚ／Ｋ１Ｚ）は１．６５である。第１防振装置４のロスファクターは０．１８であり、第２防振装置５のロスファクターは０．２０である。また、車幅方向のばね定数Ｋ１Ｙ，Ｋ２Ｙの合計値（Ｋ１Ｙ＋Ｋ２Ｙ）は５０１Ｎ／ｍｍである。上下方向のばね定数Ｋ１Ｚ，Ｋ２Ｚの合計値（Ｋ１Ｚ＋Ｋ２Ｚ）に対する車幅方向のばね定数Ｋ１Ｙ，Ｋ２Ｙの合計値（Ｋ１Ｙ＋Ｋ２Ｙ）の比は１．１８に設定されている。
【００４８】
（比較例３）
比較例３における支持構造は、第１防振装置４に代えて液封式防振マウントを配置し、第２防振装置５に代えてリジッドの防振ゴムを配置したものである。即ち比較例３は、従来のパワープラント１の支持構造である（特許文献１に開示された従来例）。液封式防振マウント及び防振ゴムの特性は、上下方向のばね定数Ｋ１Ｚ，Ｋ２Ｚの合計値（Ｋ１Ｚ＋Ｋ２Ｚ）は２９４Ｎ／ｍｍであり、液封式防振マウントの上下方向のばね定数Ｋ１Ｚに対する防振ゴムの上下方向のばね定数Ｋ２Ｚの比（Ｋ２Ｚ／Ｋ１Ｚ）は０．８４である。液封式防振マウントのロスファクターは１．１０であり、防振ゴムのロスファクターは０．０６である。また、車幅方向のばね定数Ｋ１Ｙ，Ｋ２Ｙの合計値（Ｋ１Ｙ＋Ｋ２Ｙ）は１５４Ｎ／ｍｍである。上下方向のばね定数Ｋ１Ｚ，Ｋ２Ｚの合計値（Ｋ１Ｚ＋Ｋ２Ｚ）に対する車幅方向のばね定数Ｋ１Ｙ，Ｋ２Ｙの合計値（Ｋ１Ｙ＋Ｋ２Ｙ）の比は０．５２に設定されている。
【００４９】
（比較例４）
比較例４における支持構造は、液封式防振マウントの液室に封入された液体を抜いた以外は、比較例３と同様に構成したものである。液体が抜かれた液封式防振マウント及び防振ゴムの上下方向のばね定数Ｋ１Ｚ，Ｋ２Ｚの合計値（Ｋ１Ｚ＋Ｋ２Ｚ）は２６４Ｎ／ｍｍである。液体が抜かれた液封式防振マウントの上下方向のばね定数Ｋ１Ｚに対する防振ゴムの上下方向のばね定数Ｋ２Ｚの比（Ｋ２Ｚ／Ｋ１Ｚ）は１．０５である。液体が抜かれた液封式防振マウント及び防振ゴムのロスファクターは０．０６である。また、車幅方向のばね定数Ｋ１Ｙ，Ｋ２Ｙの合計値（Ｋ１Ｙ＋Ｋ２Ｙ）は１８１Ｎ／ｍｍである。上下方向のばね定数Ｋ１Ｚ，Ｋ２Ｚの合計値（Ｋ１Ｚ＋Ｋ２Ｚ）に対する車幅方向のばね定数Ｋ１Ｙ，Ｋ２Ｙの合計値（Ｋ１Ｙ＋Ｋ２Ｙ）の比は０．６９に設定されている。
【００５０】
なお、実施例６から実施例８における第１防振装置４及び第２防振装置５の車幅方向のばね定数Ｋ１Ｙ，Ｋ２Ｙは、比較例４における支持構造において現れる反共振の共振峰のピーク周波数（８〜９Ｈｚ）と、第１防振装置４及び第２防振装置５に弾性支持されたパワープラント１の車幅方向の固有振動数ｆ４とが一致するように設定される。
【００５１】
図７及び図８に示す実車試験結果から明らかなように、実施例６から実施例８によれば、比較例４で生じる反共振による振動レベルを、振幅の大きさに関わらず比較例３（従来例）とほぼ同等に抑えることができた。なお、実施例６は、実施例７と比較して上下方向のばね定数Ｋ１Ｚ，Ｋ２Ｚの合計値が小さい分だけ、上下方向の固有振動数が低周波数側にシフトしたものと推察される。また、実施例８は、実施例７と比較して上下方向のばね定数Ｋ１Ｚ，Ｋ２Ｚの合計値が大きい分だけ、上下方向の固有振動数が高周波側にシフトしたものと推察される。以上のように実車試験結果においても、液封式防振マウントを採用しない簡易な構造によって、パワープラント１の上下振動を減衰させることができることが明らかとなった。
【００５２】
また、実施例６から実施例８における支持構造では、第１防振装置４及び第２防振装置５は、各々の上下方向のばね定数の合計値（Ｋ１Ｚ＋Ｋ２Ｚ）が、各々の車幅方向のばね定数の合計値（Ｋ１Ｙ＋Ｋ２Ｙ）より小さくなるように設定されている。即ち、上下方向のばね定数Ｋ１Ｚ，Ｋ２Ｚの合計値（Ｋ１Ｚ＋Ｋ２Ｚ）に対する車幅方向のばね定数Ｋ１Ｙ，Ｋ２Ｙの合計値（Ｋ１Ｙ＋Ｋ２Ｙ）の比（以下「縦横比」と称す）が１より大きな値に設定されている。これにより、第１防振装置４及び第２防振装置５によってパワープラント１の上下方向の変位を規制させ易くできる。その結果、反共振によるパワープラント１の上下方向の振動エネルギーを低下させることができるので、車体１１の上下振動を減衰させ車両１０の乗り心地を確実に向上できる。
【００５３】
なお、実施例６から実施例８で実証したように、縦横比は１．１〜１．５の範囲に設定することが望ましい。縦横比が１．１より小さくなるにつれ、第１防振装置４及び第２防振装置５の車幅方向のばね成分によりパワープラント１の上下方向の変位を規制する作用が低下する傾向がみられる。その結果、反共振によるパワープラント１の上下方向の振動エネルギーを低下させ難くなる傾向がみられる。
【００５４】
一方、縦横比が１．５より大きくなるにつれ、第１防振装置４及び第２防振装置５の車幅方向のばね成分によりパワープラント１のピッチ方向の揺動を励起させ難くなる傾向がみられる。その結果、反共振によるパワープラント１の上下方向の振動エネルギーを低下させ難くなる傾向がみられる。以上説明したように、第１防振装置４及び第２防振装置５の縦横比を１．１〜１．５の範囲に設定することにより、これらの問題が生じることを防ぎ、車体１１の上下振動を減衰させ車両１０の乗り心地を確実に向上できる。
【００５５】
以上、実施の形態に基づき本発明を説明したが、本発明は上記実施の形態に何ら限定されるものではなく、本発明の趣旨を逸脱しない範囲内で種々の改良変形が可能であることは容易に推察できるものである。
【００５６】
上記実施の形態では、車体１１に取り付けた２つのマウント（第１防振装置４及び第２防振装置５）によってパワープラント１の主機関軸方向の両端部を支持させると共に、車体１１とパワープラント１との間に架設したトルクロッド６によってパワープラント１のロール方向の動きを抑制するペンデュラムマウント方式の場合について説明した。しかし、必ずしもこれに限られるものではなく、パワープラント１を横置きに懸架する他のマウント方式に適用することは当然可能である。他のマウント方式としては、例えば慣性主軸方式を挙げることができる。
【００５７】
慣性主軸方式は、車体１１に取り付けた２つのマウントによってパワープラント１の主機関軸方向の両端部を支持させるものであるが、揺動支軸ａ２（図１（ａ）参照）と慣性主軸ａ１とが一致するように２つのマウントが配置される。さらに、パワープラント１の前後に配置された２つのマウントによってパワープラント１のロール方向の動きが抑制される。パワープラント１の前後に配置された２つのマウントは、主にパワープラント１のロール方向の動きを抑制するものなので、フロア上下振動を考える場合には、パワープラント１前後の２つのマウントの影響は無視できる。
【００５８】
従って、慣性主軸方式の場合も、上記実施の形態で説明したペンデュラムマウント方式の場合と同様に、パワープラント１の主機関軸方向の両端部を弾性支持する２つのマウントについて考慮すれば良い。よって、上記実施の形態では説明を省略したが、慣性主軸方式の場合も、上記実施の形態で説明したペンデュラムマウント方式の場合と同様の関係が成立する。その結果、パワープラント１の懸架方式が慣性主軸方式であっても、上記実施の形態のようにパワープラント１を弾性支持することにより、ピッチ方向の揺動をパワープラント１に生じ易くさせ、反共振によるパワープラント１の上下方向の振動エネルギーを分散させることができる。これにより、液封式防振マウントを採用しない簡易な構造によって、本実施の形態と同様に、パワープラント１の上下振動を減衰させることができる。
【符号の説明】
【００５９】
１    パワープラント
４    第１防振装置
５    第２防振装置
１０  車両
１１  車体
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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