(57)【要約】【課題】エンジンの取付部を介してエンジンから車両客室へ伝達される振動を抑制する。【解決手段】エンジン１６から第１ブッシュ２２、第２ブッシュ２４、および第３ブッシュ２６を介してボディ１４に伝達される振動の伝達経路を第１伝達経路とし、エンジン１６からトランスミッションユニット１８、ドライブシャフト２０、ナックル３０、およびアブソーバ３８を介してボディ１４に伝達される振動の伝達経路を第２伝達経路とした場合、アイドリング回転数範囲の略全域において、エンジン１６から第１伝達経路を経てボディ１４に伝達される振動レベルよりも、エンジン１６から第１伝達経路を経てボディ１４へ伝達される振動とエンジン１６から第２伝達経路を経て本体筐体へ伝達される振動とを合成した振動の振動レベルの方が低い値となるよう設定された摺動抵抗をアブソーバ３８が有する。【選択図】図１
2008074315.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
客室が設けられた本体筐体と車輪を支持する車輪支持部材とに介在するアブソーバを備える車両のサスペンション構造であって、
前記アブソーバは、
エンジンおよびエンジンに固定されるトランスミッションユニットを含むエンジンユニットが取付部を介して本体筐体に取り付けられており、トランスミッションがドライブシャフトを介して車輪支持部材に接続されている構造を有する車両において、
エンジンから取付部を介して本体筐体に伝達される振動の伝達経路を第１伝達経路とし、エンジンからトランスミッションユニット、ドライブシャフト、車輪支持部材、および前記アブソーバを介して本体筐体に伝達される振動の伝達経路を第２伝達経路とした場合、アイドリング中におけるエンジン回転数として設定され得るアイドリング回転数範囲の略全域において、エンジンから第１伝達経路を経て本体筐体へ伝達される振動の振幅よりも、エンジンから第１伝達経路を経て本体筐体へ伝達される振動とエンジンから第２伝達経路を経て本体筐体へ伝達される振動とを合成した振動の振幅の方が低い値となるよう設定された摺動抵抗を有することを特徴とする車両のサスペンション構造。
【請求項２】
前記アブソーバは、第２伝達経路を経てエンジンから本体筐体へ伝達される振動の振幅とエンジン回転数との関係が、アイドリング回転数範囲のうち最も低いエンジン回転数近傍且つ低い回転数に共振点を持つよう設定された摺動抵抗を有することを特徴とする請求項１に記載の車両のサスペンション構造。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は車両のサスペンション構造に関し、特に客室が設けられた本体筐体と車輪を支持する車輪支持部材とに介在するアブソーバを備える車両のサスペンション構造に関する。
【背景技術】
【０００２】
エンジンが回転することにより、エンジンの振動は様々な経路を経て車両客室に伝達する。エンジンの振動が車両客室に伝達されると車両の乗員はその振動を感じ取る。車両客室に伝達されるこのような振動が大きくなれば、乗員に快適な車両環境を提供することは困難となる。さらに、エンジンがアイドリング運転しているときは車両が停止している可能性が高い。この場合車両の走行による車両客室の振動などがないため、乗員はとくにエンジンから伝達される振動を感じ取る。したがって、アイドリング運転時は特に、エンジンの振動が車両客室へ伝達されることは好ましくない。
【０００３】
エンジンの振動が車両客室に伝達される経路の一つとしてサスペンション装置を介してエンジンの振動を本体筐体に伝達する経路がある。このため特許文献１では、エンジンがアイドリング運転しているときの前輪のバネ下共振周波数を左右輪で異なるものとすることにより、前左右輪のバネ下共振周波数が重合することを抑制したサスペンション装置が提案されている。なお、特許文献２では、ロッドガイドとピストンロッドとの間に、ピストンロッドの抜き差し動作に摩擦抵抗を与える摩擦部材を設け、この摩擦部材を高剛性の材料からなる部材によってロッドガイドに対して軸方向に付勢することにより、高周波振動を含む広範な振動を有利に低減する液圧緩衝器が提案されている。
【特許文献１】特開２００１−１５９４４３号公報
【特許文献２】特開２００５−１９９８６１号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
エンジンは通常、ゴムブッシュなどの弾性部材を有する取付部を介して本体筐体に取り付けられている。上述の特許文献１および特許文献２に記載される技術では、このようなエンジンの取付部を介してエンジンから本体筐体に伝達される振動を抑制することは困難である。
【０００５】
本発明はこうした課題に鑑みてなされたものであり、その目的は、エンジンの取付部を介してエンジンから車両客室へ伝達される振動を抑制することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
上記課題を解決するために、本発明のある態様の車両のサスペンション構造は、客室が設けられた本体筐体と車輪を支持する車輪支持部材とに介在するアブソーバを備える車両のサスペンション構造であって、アブソーバは、エンジンおよびエンジンに固定されるトランスミッションユニットを含むエンジンユニットが取付部を介して本体筐体に取り付けられており、トランスミッションユニットがドライブシャフトを介して車輪支持部材に接続されている構造を有する車両において、エンジンから取付部を介して本体筐体に伝達される振動の伝達経路を第１伝達経路とし、エンジンからトランスミッションユニット、ドライブシャフト、車輪支持部材、およびアブソーバを介して本体筐体に伝達される振動の伝達経路を第２伝達経路とした場合、アイドリング中におけるエンジン回転数として設定され得るアイドリング回転数範囲の略全域において、エンジンから第１伝達経路を経て本体筐体へ伝達される振動の振幅よりも、エンジンから第１伝達経路を経て本体筐体へ伝達される振動とエンジンから第２伝達経路を経て本体筐体へ伝達される振動とを合成した振動の振幅の方が低い値となるよう設定された摺動抵抗を有する。この態様によれば、エンジンから第２伝達経路を経て客室に伝達される振動を利用して、エンジンから第１伝達経路を経て客室に伝達される振動を抑制することができる。
【０００７】
アブソーバは、第２伝達経路を経てエンジンから本体筐体へ伝達される振動の振幅とエンジン回転数との関係が、アイドリング回転数範囲のうち最も低いエンジン回転数近傍且つ低い回転数に共振点を持つよう設定された摺動抵抗を有してもよい。この態様によれば、第２伝達経路を経てエンジンから本体筐体へ伝達される振動を利用して、第１伝達経路を経てエンジンから本体筐体へ伝達される振動を効果的に打ち消すことが可能となる。
【発明の効果】
【０００８】
本発明の車両のサスペンション構造によれば、エンジンの取付部を介してエンジンから車両客室へ伝達される振動を抑制することができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【０００９】
以下、図面を参照して本発明の実施の形態（以下、「実施形態」という。）について詳細に説明する。
【００１０】
図１は、本実施形態に係るサスペンション構造１２が設けられた車両１０を模式的に示す図である。車両１０は、サスペンション構造１２、ボディ１４、エンジン１６、トランスミッションユニット１８、およびドライブシャフト２０などを備える。図１において、バネを模式的に表した図形は、その構成要素が弾性部材であるこを示す。
【００１１】
車両の本体筐体としてのボディ１４には、乗員を収容する客室（図示せず）が一体的に設けられる。エンジン１６は、車輪を駆動するエンジントルクを発生させる。本実施形態では、エンジン１６はレシプロエンジン、ロータリーエンジン、またはディーゼルエンジンなどのいずれかの内燃機関が採用される。なお、エンジン１６として電力で作動するモータが採用されてもよい。
【００１２】
トランスミッションユニット１８はトランスミッション機構（図示せず）を内蔵している。このトランスミッション機構は、エンジン１６の駆動を変速させてドライブシャフト２０に伝達する。このためトランスミッションユニット１８はエンジン１６に固定されている。こうしてエンジン１６とトランスミッションユニット１８とは一体的にエンジンユニット２８を構成する。
【００１３】
エンジン１６はエンジントルクを発生させるときに振動も同時に発生させる。エンジン１６で発生した振動が車両客室に伝達されることを抑制するため、エンジンユニット２８は、それぞれ弾性部材であるゴムにより形成された第１ブッシュ２２、第２ブッシュ２４、および第３ブッシュ２６によってボディ１４に取り付けられる。したがってこれらのブッシュはエンジンユニット２８とボディ１４とに介在してエンジンユニット２８をボディ１４に取り付ける取付部として機能する。
【００１４】
サスペンション構造１２は、ナックル３０、車輪３２、アブソーバ３８、第４ブッシュ４０、ロアアーム４２、および第５ブッシュ４４を備える。車輪３２はホイール３６およびタイヤ３４を有する。タイヤ３４は通常ゴムなどの弾性部材によって形成されるため、図１ではタイヤ３４は弾性部材であることを示す図形によって表されている。
【００１５】
車輪３２はハブ（図示せず）を介して、その中心軸を中心に回転可能にナックル３０に支持されている。したがってナックル３０は車輪３２を支持する車輪支持部材として機能する。ハブはドライブシャフト２０によってトランスミッションユニット１８に接続されている。したがって、ナックル３０はドライブシャフト２０を介してトランスミッションユニット１８と振動が伝達可能に接続されている。
【００１６】
ナックル３０はロアアーム４２に支持されており、ロアアーム４２はゴムなどの弾性部材により形成された第５ブッシュ４４を介してボディ１４に支持されている。具体的には、ロアアーム４２はＣ字状に形成されており、２つの端部には同軸上に貫通するよう形成された取付孔が設けられている。２つの端部が前後に配置されると共に、各々の取付孔に回動軸が挿通されボディ１４に固定されることによりロアアーム４２が取付孔を中心にボディ１４に対して回動可能に支持される。第５ブッシュ４４は円環状に設けられ、ロアアーム４２の取付孔とボディ１４の回動軸との間に取り付けられる。
【００１７】
ナックル３０にはアブソーバ３８が取り付けられている。本実施形態ではアブソーバ３８には油圧式のものが採用されている。なお、アブソーバ３８にガス封入式のものが採用されてもよい。アブソーバ３８はゴムなどの弾性部材により形成された第４ブッシュ４０を介してボディ１４に固定される。
【００１８】
エンジン１６で発生した振動は、エンジン１６から第１ブッシュ２２、第２ブッシュ２４、および第３ブッシュ２６を介してボディ１４に伝達される。また、エンジン１６で発生した振動は、トランスミッションユニット１８、ドライブシャフト２０、ナックル３０、アブソーバ３８、第４ブッシュ４０、ロアアーム４２、および第５ブッシュ４４を介してボディ１４に伝達される。
【００１９】
図２は、本実施形態に係るサスペンション構造１２が設けられた車両１０をさらに模式的に示す図である。図２において、M_p/pは、エンジンユニット２８の質量であるエンジンユニット等価質量を表す。M_susは、ナックル３０、車輪３２、アブソーバ３８、第４ブッシュ４０、ロアアーム４２、および第５ブッシュ４４の合計の質量であるサスペンション等価質量を表す。K_p/pは、第１ブッシュ２２、第２ブッシュ２４、および第３ブッシュ２６を一体的なバネとして一つのバネ定数で表したエンジンユニット支持ブッシュ等価バネ定数を表す。K_strutは、第４ブッシュ４０のバネ定数であるストラット上端ブッシュ等価バネ定数を表す。K_abは、アブソーバ３８の摩擦による摺動抵抗をバネ定数として表したアブソーバ摩擦等価バネ定数を表す。K_lwrは、第５ブッシュ４４のバネ定数であるロアアームブッシュ等価バネ定数を表す。K_d/sは、ドライブシャフト２０のバネ定数であるドライブシャフト等価バネ定数を表す。K_tyreは、タイヤ３４のバネ定数であるタイヤ等価バネ定数を表す。Ｆ０は、エンジン１６によって入力される振動を表す。
【００２０】
なお、アブソーバ３８の摩擦による摺動抵抗は、アブソーバ３８が収縮するときは伸長する方向に働き、アブソーバ３８が伸長するときは収縮する方向に働く。したがって、基準位置からの変位に応じて付勢力が働くバネとその性質が本来異なる。しかし、本実施形態に係るサスペンション構造１２は、周波数が高く振幅が短いアイドリング中における振動の客室への伝達を抑制することを目的としているため、アブソーバ３８の摩擦による摺動抵抗をバネ定数として近似しても振動の振幅などの計算に大きな誤差が生じさせることない。このため本実施形態では、アブソーバ３８の摩擦による摺動抵抗をバネ定数として近似している。
【００２１】
図２では、エンジン１６から第１ブッシュ２２、第２ブッシュ２４、および第３ブッシュ２６を介してボディ１４に伝達される振動の伝達経路を第１伝達経路Ｒ１とする。第１伝達経路Ｒ１では、エンジン１６で発生した振動は、エンジンユニット支持ブッシュ等価バネ定数K_p/pを介してボディ１４に伝達される。
【００２２】
また、トランスミッションユニット１８、ドライブシャフト２０、ナックル３０、アブソーバ３８、第４ブッシュ４０、ロアアーム４２、および第５ブッシュ４４を介してボディ１４に伝達される振動の伝達経路を第２伝達経路Ｒ２とする。第２伝達経路Ｒ２では、エンジン１６で発生した振動は、ドライブシャフト等価バネ定数K_d/s、サスペンション等価バネ定数M_sus、アブソーバ摩擦等価バネ定数K_ab、ストラット上端ブッシュ等価バネ定数K_strut、ロアアームブッシュ等価バネ定数K_lwrを介してボディ１４に伝達される。
【００２３】
ここで、第２伝達経路Ｒ２において、入力Ｆ０に対して第２出力Ｆ２が極大となるような共振角振動数ωｎは、以下の式で表される。
【００２４】
【数１】
2008074315.tif 000003
【００２５】
【数２】
2008074315.tif 000004
【００２６】
なお、第２伝達経路Ｒ２において、従来のようにアイドリング中にアブソーバ３８が摺動しなければ、アブソーバ３８はアイドリング中の振動の伝達においては剛体として扱われ、アブソーバ摩擦等価バネ定数K_abは無限大に近似される。この結果、式１のＫは以下の式で表される。
【００２７】
【数３】
2008074315.tif 000005
【００２８】
このように、式３ではストラット上端ブッシュ等価バネ定数K_strutまたはロアアームブッシュ等価バネ定数K_lwrを変更することでしか共振角振動数ωｎを変化させることができない。しかし、ストラット上端ブッシュ等価バネ定数K_strutやロアアームブッシュ等価バネ定数K_lwrは車両走行時の乗り心地などを考慮すると変更する自由度は小さい。これに対し、式２ではアブソーバ摩擦等価バネ定数K_abを変更することによって共振角振動数ωｎを変化させることが可能となる。このため、本実施形態に係るサスペンション構造１２は、広い自由度をもって共振角振動数ωｎを変化させることが可能となっている。
【００２９】
図３は、共振角振動数ωｎを変化させたときの（第２出力Ｆ２）／（入力Ｆ０）を示す図である。図３は、横軸は共振角振動数ωｎとされており、縦軸は（第２出力Ｆ２）／（入力Ｆ０）、すなわち第２伝達経路Ｒ２における振動の伝達率とされている。なお、図３では参考のため上方の縦軸に位相の領域が設けられており、位相の変化も同時に示されている。
【００３０】
このようにアブソーバ摩擦等価バネ定数K_abを変化させることにより、ωｎ１、ωｎ２、およびωｎ３など、共振角振動数ωｎを変化させることができる。図３に示される例では、共振角振動数ωｎがωｎ２の場合は、アイドリング中におけるエンジン回転数として設定され得るエンジン回転数範囲（以下「アイドリング回転数範囲」という）において共振し、第２出力Ｆ２が大きくなる。アブソーバ摩擦等価バネ定数K_abを変化させることにより、ωｎ１のように共振角振動数ωｎをアイドリング回転数範囲よりも大きくすることもでき、またωｎ１のように共振角振動数ωｎをアイドリング回転数範囲よりも小さくすることもできる。
【００３１】
ωｎ１のように共振角振動数ωｎがアイドリング回転数範囲よりも高い回転数である場合は、アイドリング回転数範囲において第２出力Ｆ２の位相はゼロ、すなわち入力Ｆ０と同位相のままとなる。しかし、ωｎ３のように共振角振動数ωｎがアイドリング回転数範囲よりも低い回転数である場合は、アイドリング回転数範囲において第２出力Ｆ２の位相はマイナス１８０°、すなわち入力Ｆ０と逆位相となる。
【００３２】
図４（ａ）は、従来のアブソーバを採用した場合における、エンジン回転数を変化させて入力Ｆ０を変化させたときにボディ１４に伝達される振動の従来の振動レベルを示す図であり、図４（ｂ）は、本実施形態に係るアブソーバ３８を採用した場合における、エンジン回転数を変化させて入力Ｆ０を変化させたときにボディ１４に伝達される振動の振動レベルを示す図である。
【００３３】
図４（ａ）および図４（ｂ）において、横軸はエンジン回転数（ｒｐｍ）、縦軸は振動レベル（ｄＢ）とされている。図４（ａ）および図４（ｂ）における振動レベルとは、振幅をｄＢ（デシベル）によって表現したものをいう。図４（ａ）および図４（ｂ）において、２点鎖線で示したラインが第１出力Ｆ１を示し、破線で示したラインが第２出力Ｆ２を示す。実線で示したラインは、第１出力Ｆ１と第２出力Ｆ２とを合成した振動出力（以下「合成出力」という）Ｆ１＋Ｆ２を示す。
【００３４】
図４（ａ）に示されるように、従来のアブソーバでは、アイドリング回転数範囲の略全域において、第１出力Ｆ１よりも合成出力Ｆ１＋Ｆ２の方が大きな値となる。したがって、斜線で示される領域Ｑ１の分だけ第１出力Ｆ１よりも振動レベルが悪化していることとなる。
【００３５】
これは、まず第２出力Ｆ２がアイドリング回転数範囲よりも高いエンジン回転数で共振点を有し、第１出力Ｆ１と第２出力Ｆ２とが同位相となることが一つの要因となっている。このように第１出力Ｆ１と第２出力Ｆ２とが同位相となることにより、第２出力Ｆ２は第１出力Ｆ１を打ち消すことができず、逆に第１出力Ｆ１に第２出力Ｆ２が加えられて合成出力Ｆ１＋Ｆ２は高い値となる。
【００３６】
また、第２出力Ｆ２がアイドリング回転数範囲のうち最も高いエンジン回転数近傍で共振点を有することも合成出力Ｆ１＋Ｆ２が高い値となる一つの要因となっている。このような箇所に共振点を置くことにより、アイドリング回転数範囲において第２出力Ｆ２が高い値となる。このためアイドリング回転数範囲において第１出力Ｆ１に加えられる第２出力Ｆ２の値が高い値となり、合成出力Ｆ１＋Ｆ２がより高い値となる。
【００３７】
これに対して図４（ｂ）に示されるように、本実施形態に係るアブソーバ３８は、アイドリング回転数範囲の略全域において、第１出力Ｆ１よりも合成出力Ｆ１＋Ｆ２の方が小さい値となるよう、予め摺動抵抗が調整されている。アブソーバ３８がこのような摺動抵抗を有することにより、図４（ｂ）に示される例では、斜線で示される領域Ｑ２の分だけ第１出力Ｆ１よりも振動レベルが改善されている。
【００３８】
具体的には、本実施形態に係るアブソーバ３８は、図４（ｂ）に示されるように、第２出力Ｆ２がアイドリング回転数範囲よりも低いエンジン回転数に共振点が位置するよう摺動抵抗が予め調整されている。これによって、アイドリング回転数範囲の略全域において第１出力Ｆ１と第２出力Ｆ２とが逆位相となる。これによって、アイドリング回転数範囲において第２出力Ｆ２は第１出力Ｆ１を打ち消すことが可能となり、アイドリング回転数範囲における合成出力Ｆ１＋Ｆ２を低い値とすることができる。
【００３９】
さらに本実施形態に係るアブソーバ３８は、図４（ｂ）に示されるように、第２出力Ｆ２がアイドリング回転数範囲のうち最も低いエンジン回転数近傍で共振点を有するよう摺動抵抗が予め調整されている。このような箇所に共振点を置くことにより、アイドリング回転数範囲において第２出力Ｆ２を高い値とすることができる。このためアイドリング回転数範囲において第２出力Ｆ２は大きな値で第１出力Ｆ１を打ち消すことができ、合成出力Ｆ１＋Ｆ２を低減することができる。
【００４０】
本発明は上述の実施形態に限定されるものではなく、実施形態の各要素を適宜組み合わせたものも、本発明の実施形態として有効である。また、当業者の知識に基づいて各種の設計変更等の変形を実施形態に対して加えることも可能であり、そのような変形が加えられた実施形態も本発明の範囲に含まれうる。以下、そうした例をあげる。
【００４１】
ある変形例では、第１出力Ｆ１の代わりに第１伝達経路Ｒ１における振動伝達率を用い、また第２出力Ｆ２の代わりに第２伝達経路Ｒ２における振動伝達率を用いてアブソーバ３８の摺動抵抗決定する。この変形例では、アイドリング回転数範囲の略全域において、第１伝達経路Ｒ１におけるエンジン１６からボディ１４への振動伝達率よりも、第１伝達経路Ｒ１および第２伝達経路Ｒ２の双方におけるエンジン１６からボディ１４への振動伝達率の方が低い値となるよう設定された摺動抵抗をアブソーバ３８が有する。
【００４２】
本変形例においても、上記のような摺動抵抗を達成するため、第２伝達経路Ｒ２におけるエンジン１６からボディ１４への振動伝達率が、アイドリング回転数範囲のうち最も低いエンジン回転数近傍かつ低い回転数に共振点を持つよう設定された摺動抵抗をアブソーバ３８が有する。このように振動伝達率を利用してもアイドリン中においてエンジン１６からボディ１４に伝達される振動を抑制することができる。
【図面の簡単な説明】
【００４３】
【図１】本実施形態に係るサスペンション構造が設けられた車両を模式的に示す図である。
【図２】本実施形態に係るサスペンション構造が設けられた車両をさらに模式的に示す図である。
【図３】共振角振動数ωｎを変化させたときの（第２出力Ｆ２）／（入力Ｆ０）を示す図である。
【図４】（ａ）は、従来のアブソーバを採用した場合における、エンジン回転数を変化させて入力Ｆ０を変化させたときにボディに伝達される振動の従来の振動レベルを示す図であり、（ｂ）は、本実施形態に係るアブソーバを採用した場合における、エンジン回転数を変化させて入力Ｆ０を変化させたときにボディに伝達される振動の振動レベルを示す図である。
【符号の説明】
【００４４】
１０  車両、  １２  サスペンション構造、  １４  ボディ、  １６  エンジン、  １８  トランスミッションユニット、  ２０  ドライブシャフト、  ２２  第１ブッシュ、  ２４  第２ブッシュ、  ２６  第３ブッシュ、  ２８  エンジンユニット、  ３０  ナックル、  ３２  車輪、  ３４  タイヤ、  ３６  ホイール、  ３８  アブソーバ、  ４０  第４ブッシュ、  ４２  ロアアーム、  ４４  第５ブッシュ。
【図１】
2008074315.tif 000006
【図２】
2008074315.tif 000007
【図３】
2008074315.tif 000008
【図４】
2008074315.tif 000009