(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
動力伝達部材から伝達されたトルクを車幅方向両側の車輪に分配して伝達するための差動装置が、車体前後方向の前端側において第１弾性体を介して車体に支持されると共に、車体前後方向の後端側において第２弾性体を介して車体に支持された差動装置のマウント構造であって、
少なくとも特定回転数における前記第１弾性体のばね定数と前記第２弾性体のばね定数とのばね定数比が、車両が定常走行している場合と車両が加速又は減速している場合とで、一定になる設定とされている差動装置のマウント構造。
【請求項２】
動力伝達部材から伝達されたトルクを車幅方向両側の車輪に分配して伝達するための差動装置が、車体前後方向の前端側において第１弾性体を介して車体に支持されると共に、車体前後方向の後端側において第２弾性体を介して車体に支持された差動装置のマウント構造であって、
前記第１弾性体及び第２弾性体は、前記差動装置に所定の大きさのトルクが作用した場合に、それぞれ底付きしてばね定数を増大させるストッパ部を有しており、
前記第１弾性体及び第２弾性体は、それぞれのストッパ部の底付きが生じている状態の前記ばね定数比と、該ストッパ部の底付きが生じていない状態における前記ばね定数比とが一定となるように構成されている差動装置のマウント構造。
【請求項３】
前記第１弾性体及び第２弾性体の一方を、ばね定数を変化させ得る可変弾性体とし、
車両が定常走行している場合と車両が加速又は減速している場合とで前記ばね定数比が一定になるように、前記可変弾性体を制御する制御装置を備えた請求項１記載の差動装置のマウント構造。
【請求項４】
前記差動装置は、前記第１弾性体及び第２弾性体を介して、車体に対し弾性体を介して支持されたサブフレームに支持されている請求項１乃至請求項３の何れか１項記載の差動装置のマウント構造。
【請求項５】
車体に対し弾性体を介して支持されたサブフレームと、
動力伝達部材から伝達されたトルクを車幅方向両側の車輪に分配して伝達するための差動装置と、
前記差動装置における車体前後方向の前端側を前記サブフレームの車体前後方向の前端側に支持させる第１弾性体と、
前記差動装置における車体前後方向の後端側を前記サブフレームの車体前後方向の後端側に支持させる第２弾性体と、
を備えた差動装置のマウント構造であって、
前記第１弾性体及び第２弾性体の一方を、ばね定数を変化させ得る可変弾性体とし、
少なくとも特定回転数において、車両が定常走行している場合と車両が加速又は減速している場合とで、前記サブフレームにおける車体前後方向の前端側の変位と後端側の変位との変位比が一定になるように前記可変弾性体を制御する制御装置を備えた差動装置のマウント構造。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、差動装置を車体に支持させるための差動装置のマウント構造に関する。
【背景技術】
【０００２】
車体に対し複数のデフマウントを介してリヤデファレンシャルを支持させるマウント構造として、デフマウントの配置の工夫によってリヤデファレンシャルのロール剛性を高め、デフマウントのストッパ当たりを防止するものが知られている（例えば、特許文献１参照）。
【特許文献１】特開２００３−１７５７３７号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００３】
しかしながら、エンジンからの大トルク入力時等に生じるピッチングに伴うデフマウントのストッパ当たりを防止しようとすると、該デフマウントのストッパ当たりを生じる前の（変位が小さい状態での）ばね定数を大きく設定しなければならず、リヤデファレンシャルの振動が伝達されやすくなることが懸念される。
【０００４】
本発明は、上記事実を考慮して、差動装置から車体への振動伝達を抑制することができる差動装置のマウント構造を得ることが目的である。
【課題を解決するための手段】
【０００５】
上記目的を達成するために請求項１記載の発明に係る差動装置のマウント構造は、動力伝達部材から伝達されたトルクを車幅方向両側の車輪に分配して伝達するための差動装置が、車体前後方向の前端側において第１弾性体を介して車体に支持されると共に、車体前後方向の後端側において第２弾性体を介して車体に支持された差動装置のマウント構造であって、少なくとも特定回転数における前記第１弾性体のばね定数と前記第２弾性体のばね定数とのばね定数比が、車両が定常走行している場合と車両が加速又は減速している場合とで、一定になる設定とされている。
【０００６】
請求項１記載の差動装置のマウント構造では、動力伝達部材が特定回転数で回転している場合に、このトルク伝達によって差動装置は、第１弾性体と第２弾性体との間を中心に回転振動する。ここで、エンジントルクが第１所定値である場合と、第１所定値とは異なる第２所定値である場合とで、差動装置の前後を支持する弾性体のばね定数比が一定であるため、差動装置は第１所定値が作用する場合と第２所定値が作用する場合とで第１弾性体及び第２弾性体を介して車体に伝達する荷重の比の変化が抑制される。このため、第１及び第２弾性体のばね定数の増大に頼ることなく、トルク変化が車体振動に与える影響が小さくなる。すなわち、車体側では、差動装置からの振動伝達位置や伝達力比が維持されて、トルクの第１所定値又は第２所定値に対応して設定された振動伝達特性に影響を与えることが抑制される。
【０００７】
このように、請求項１記載の差動装置のマウント構造では、差動装置から車体への振動伝達を抑制することができる。なお、第１弾生体と第２弾性体とのばね定数比は、所定の誤差範囲内であれば良い。
【０００８】
請求項２記載の発明に係る差動装置のマウント構造は、動力伝達部材から伝達されたトルクを車幅方向両側の車輪に分配して伝達するための差動装置が、車体前後方向の前端側において第１弾性体を介して車体に支持されると共に、車体前後方向の後端側において第２弾性体を介して車体に支持された差動装置のマウント構造であって、前記第１弾性体及び第２弾性体は、前記差動装置に所定の大きさのトルクが作用した場合に、それぞれ底付きしてばね定数を増大させるストッパ部を有しており、前記第１弾性体及び第２弾性体は、それぞれのストッパ部の底付きが生じている状態の前記ばね定数比と、該ストッパ部の底付きが生じていない状態における前記ばね定数比とが一定となるように構成されている。
【０００９】
請求項２記載の差動装置のマウント構造では、それぞれストッパ部が設けられた第１及び第２弾性体の構造によって、第１所定値のトルク入力時と第２所定値のトルク入力時とで上記ばね定数比が一定となる設定が実現される。これにより、エンジンから大トルクが入力されて第１及び第２弾性体で底付き（ストッパ当たり）が生じた場合にも車体への振動伝達を抑えることができる。
【００１０】
請求項３記載の発明に係る差動装置のマウント構造は、請求項１記載の差動装置のマウント構造において、前記第１弾性体及び第２弾性体の一方を、ばね定数を変化させ得る可変弾性体とし、車両が定常走行している場合と車両が加速又は減速している場合とで前記ばね定数比が一定になるように、前記可変弾性体を制御する制御装置を備えた。
【００１１】
請求項３記載の差動装置のマウント構造では、第１弾性体及び第２弾性体の少なくとも一方が可変弾性体とされており、制御装置が可変弾性体を制御することで、動力伝達部材の特定回転数において、第１所定値のトルク入力時と第２所定値のトルク入力時とで上記ばね定数比が一定となる設定が実現される。これにより、エンジンから大トルクが入力された場合にも車体への振動伝達を抑えることができる。
【００１２】
請求項４記載の発明に係る差動装置のマウント構造は、請求項１乃至請求項３の何れか１項記載の差動装置のマウント構造において、前記差動装置は、前記第１弾性体及び第２弾性体を介して、車体に対し弾性体を介して支持されたサブフレームに支持されている。
【００１３】
請求項４記載の差動装置のマウント構造では、上記の通り第１及び第２弾性体のばね定数比が一定とされているため、差動装置に入力されるトルクによってサブフレームの振動特性に影響を与えることが防止される。したがって、サブフレームから車体への特定周波数の振動伝達が抑制される設定にしておけば、該周波数域において差動装置に大トルクが作用しても、該トルク変動による振動伝達特性の悪化が防止される。
【００１４】
上記目的を達成するために請求項５記載の発明に係る差動装置のマウント構造は、車体に対し弾性体を介して支持されたサブフレームと、動力伝達部材から伝達されたトルクを車幅方向両側の車輪に分配して伝達するための差動装置と、前記差動装置における車体前後方向の前端側を前記サブフレームの車体前後方向の前端側に支持させる第１弾性体と、前記差動装置における車体前後方向の後端側を前記サブフレームの車体前後方向の後端側に支持させる第２弾性体と、を備えた差動装置のマウント構造であって、前記第１弾性体及び第２弾性体の一方を、ばね定数を変化させ得る可変弾性体とし、少なくとも特定回転数において、車両が定常走行している場合と車両が加速又は減速している場合とで、前記サブフレームにおける車体前後方向の前端側の変位と後端側の変位との変位比が一定になるように前記可変弾性体を制御する制御装置を備えている。
【００１５】
請求項５記載の差動装置のマウント構造では、動力伝達部材が特定回転数で回転している場合に、このトルク伝達によって差動装置は、第１弾性体と第２弾性体との間を中心に回転振動し、サブフレームと連成して共振する。
【００１６】
ここで、第１弾性体及び第２弾性体の少なくとも一方である可変弾性体が制御装置によって制御されることで、差動装置に伝わるエンジントルクが第１所定値である場合と、第１所定値とは異なる第２所定値である場合とで、サブフレームの前後端の変位比が一定になるため、サブフレームは第１所定値が作用する場合と第２所定値が作用する場合とで回転振動の軸線の位置変化が抑制される。このため、サブフレームから車体への特定周波数の振動伝達が抑制される設定にしておけば、該周波数域において差動装置に大トルクが作用しても、該トルク変動によるサブフレームから車体への振動伝達特性の悪化が防止される。
【００１７】
このように、請求項５記載の差動装置のマウント構造では、差動装置から車体への振動伝達を抑制することができる。
【発明の効果】
【００２６】
以上説明したように本発明に係る差動装置のマウント構造は、差動装置から車体への振動伝達を抑制することができるという優れた効果を有する。
【発明を実施するための最良の形態】
【００２７】
本発明の第１の実施形態に係る差動装置のマウント構造が適用されたディファレンシャル支持構造１０について、図１乃至図８に基づいて説明する。なお、図中に適宜示す矢印ＦＲ、矢印ＵＰ、矢印ＲＨ、及び矢印ＬＨは、それぞれディファレンシャル支持構造１０が適用された車体の前方向（進行方向）、上方向、車幅方向の右側、及び車幅方向の左側をそれぞれ示す。
【００２８】
図３には、ディファレンシャル支持構造１０が適用された自動車の駆動系１２が模式図にて示されている。また、図１には、ディファレンシャル支持構造１０の要部が斜視図にて示されており、図２には、ディファレンシャル支持構造１０の要部をモデル化した模式図が示されている。
【００２９】
図２に示される如く、自動車の駆動系１２は、内燃機関エンジン１４と、内燃機関エンジン１４の回転を変速するためのトランスミッション１６と、車体前後方向に長手とされトランスミッション１６の回転を伝達する動力伝達部材としてのプロペラシャフト１８と、プロペラシャフト１８の後端に連結された差動装置としてのリヤリヤディファレンシャルギヤボックス２０を備えている。
【００３０】
リヤディファレンシャルギヤボックス２０は、プロペラシャフト１８の回転を車幅方向に沿って長手とされたドライブシャフトを介して左右の後輪（何れも図示省略）に差動可能に伝達する構成とされている。すなわち、リヤディファレンシャルギヤボックス２０は、トルク伝達方向の変換装置としても把握することができる。
【００３１】
ディファレンシャル支持構造１０では、リヤディファレンシャルギヤボックス２０の前端部２０Ａは、第１弾性体としてのデフマウント２４を介してサブフレームとしてのサスペンションメンバ２２の前部に連結して支持されており、リヤディファレンシャルギヤボックス２０の後端部２０Ｂは、第２弾性体としてのデフマウント２６を介してサスペンションメンバ２２の後部に連結して支持されている。
【００３２】
また、ディファレンシャル支持構造１０では、サスペンションメンバ２２の前端部及び後端部は、それぞれ弾性体としてのサスメンマウント２８、３０を介して車体３２に連結して支持されている。
【００３３】
より具体的に説明すると、図１及び図２に示される如く、サスペンションメンバ２２は、略矩形枠状に形成されており、車幅方向に長手とされたサスペンションメンバフロントクロス２２Ａ、サスペンションメンバリヤクロス２２Ｂを有する。そして、リヤディファレンシャルギヤボックス２０は、その前端部２０Ａが左右対称に配置された一対のデフマウント２４を介してサスペンションメンバフロントクロス２２Ａに連結支持されると共に、その後端部２０Ｂが左右対称に配置された一対のデフマウント２６を介してサスペンションメンバリヤクロス２２Ｂに連結支持されている。
【００３４】
一方、サスペンションメンバ２２は、その前端でかつ車幅方向の外端を成す左右の角隅部において左右対称に配置された一対のサスメンマウント２８を介して車体３２に連結支持されると共に、その後端でかつ車幅方向の外端を成す左右の角隅部において左右対称に配置された一対のサスメンマウント３０を介して車体３２に連結支持されている。
【００３５】
以下、左右のデフマウント２４を区別する場合には、右側のデフマウント２４をデフマウント２４Ｒ、左側のデフマウント２４をデフマウント２４Ｌといい、左右のデフマウント２６を区別する場合には、右側のデフマウント２６をデフマウント２６Ｒ、左側のデフマウント２６をデフマウント２６Ｌということとする。同様に、左右のサスメンマウント２８を区別する場合には、右側のサスメンマウント２８をサスメンマウント２８Ｒ、左側のサスメンマウント２８をサスメンマウント２８Ｌといい、左右のサスメンマウント３０を区別する場合には、右側のサスメンマウント３０をサスメンマウント３０Ｒ、左側のサスメンマウント３０をサスメンマウント３０Ｌということとする。
【００３６】
次に、デフマウント２４、２６、サスメンマウント２８、３０の構造を説明する。なお、これらの構造は基本的に同じであるため、以下、ラバーマウンティング３４としてまとめて説明する。
【００３７】
図４に示される如く、ラバーマウンティング３４は、金属製の内円筒３５と、内円筒を径方向外側から覆う金属製の外円筒３６と、内円筒３５と金属製の外円筒３６との間でこれらを連結する合成ゴム製の筒状クッション体３８とを主要構成要素とする。筒状クッション体３８は、軸線方向に突出したストッパ凸部４０と、周方向及び厚み（径）方向の各一部において軸線方向に平行に貫通したストッパ孔４２とを有する。ストッパ孔４２の孔壁４２Ａには、軸線方向の中央部において対向する孔壁４２Ｂ側に突とされたストッパ凸部４２Ｃが形成されている。
【００３８】
以上により、ラバーマウンティング３４は、内円筒３５と外円筒３６との径方向（図４に示すＸ方向及びＸ方向に直交するＹ方向）、軸線方向（図４に示すＺ方向）の相対変位に伴って復元力を生じるように構成されている。このラバーマウンティング３４では、内円筒３５と外円筒３６とのＸ方向の相対変位に対しては、リニアなばね定数特性を示すようになっている。
【００３９】
一方、ラバーマウンティング３４では、内円筒３５と外円筒３６とのＹ方向に沿った相対変位の途中でストッパ孔４２を形成する孔壁４２Ａのストッパ凸部４２Ｃが孔壁４２Ｂに当接することで、該当接（所謂ストッパ当たり）後のばね定数が当接前のばね定数よりも大きくなる設定とされている。図示は省略するがストッパ孔４２は、ラバーマウンティング３４の軸線を挟んで対称に設けられており、内円筒３５と外円筒３６との矢印Ｙ方向に沿う何れ側の相対変位に対してもストッパ当たり（ばね定数の変化）が生じる設定とされている。
【００４０】
また、ラバーマウンティング３４では、内円筒３５と外円筒３６とのＺ方向に沿った相対変位の途中でストッパ凸部４０が内円筒３５又は外円筒３６に固定された部材に当接することで、該当接（所謂ストッパ当たり）後のばね定数が当接前のばね定数よりも大きくなる設定とされている。なお、図示は省略するが、ラバーマウンティング３４には、ストッパ凸部４０とは反対向きに突出するストッパ凸部が設けられた別部品が組み付けられるようになっており、内円筒３５と外円筒３６との矢印Ｚ方向に沿う何れ側の相対変位に対してもストッパ当たり（ばね定数の変化）が生じる設定とされている。
【００４１】
図１及び図２に示される如く、左右一対のデフマウント２４（ラバーマウンティング３４）は、それぞれ内円筒３５と外円筒３６とが矢印Ｚ方向に相対変位を生じるように、内円筒３５がサスペンションメンバフロントクロス２２Ａに固定されると共に、外円筒３６がリヤディファレンシャルギヤボックス２０の前端部２０Ａに固定されている。
【００４２】
また、左右一対のデフマウント２６（ラバーマウンティング３４）は、それぞれ内円筒３５と外円筒３６とが矢印Ｙ方向に相対変位を生じるように、内円筒３５がリヤディファレンシャルギヤボックス２０の後端部２０Ｂに固定されると共に、外円筒３６がサスペンションメンバリヤクロス２２Ｂに固定されている。
【００４３】
さらに、それぞれ左右一対のサスメンマウント２８、３０（ラバーマウンティング３４）は、それぞれ内円筒３５と外円筒３６とが矢印Ｚ方向に相対変位を生じるように、内円筒３５が車体３２（図１では図示省略）に固定されると共に、外円筒３６がサスペンションメンバ２２に固定されている。
【００４４】
そして、この実施形態では、リヤディファレンシャルギヤボックス２０の前後を支持する２２、２４のばね定数比がストローク（荷重）に対し略一定となる設定とされている。したがって、図５（Ａ）にデフマウント２４の弾性特性を示す如く、デフマウント２４におけるストッパ当たりを生じている状態でのばね定数をｋ２４ｓ、ストッパ当たりを生じていない状態でのばね定数をｋ２４ｎとし、図５（Ｂ）にデフマウント２６の弾性特性を示す如く、デフマウント２６におけるストッパ当たりを生じている状態でのばね定数をｋ２６ｓ、ストッパ当たりを生じていない状態でのばね定数をｋ２６ｎとすると、ストッパ当たりの前後におけるばね定数比が下式の如くほぼ一致する設定とされている。
【００４５】
（ｋ２４ｓ／ｋ２６ｓ）≒（ｋ２４ｎ／ｋ２６ｎ）                （１）
【００４６】
なお、左右のデフマウント２４Ｒ、２４Ｌのばね定数ｋ２４Ｒ、ｋ２４Ｌが異なり、また左右のデフマウント２６Ｒ、２６Ｌのばね定数ｋ２６Ｒ、ｋ２６Ｌが異なる場合は、式（１）に代えて、以下の式（２）にて示すばね定数比を設定することも可能である。
【００４７】
（ｋ２４Ｒｓ＋ｋ２４Ｌｓ）／（ｋ２６Ｒｓ＋ｋ２６Ｌｓ）
≒（ｋ２４Ｒｎ＋ｋ２４Ｌｎ）／（ｋ２６Ｒｎ＋ｋ２６Ｌｎ）        （２）
【００４８】
以下、リヤディファレンシャルギヤボックス２０をサスペンションメンバ２２に支持するための前後のばね定数比は、式（１）を満たすように設定されているとして説明することとする。
【００４９】
また、ディファレンシャル支持構造１０では、サスメンマウント２８、３０の各ばね定数ｋ２８、ｋ３０は、上記デフマウント２４、２６のストッパ当たり前のばね定数ｋ２４ｎ、ｋ２６ｎと共に、サスペンションメンバ２２の特定の振動が車体３２に伝達された場合に音になり難い振動モードを生じるように設定されている。
【００５０】
具体的には、ディファレンシャル支持構造１０では、サスペンションメンバ２２が後述する特定点周りに回転振動した場合に、該回転振動が乗員の耳位置で音を生じなくなるとの知見に基づいて、プロペラシャフト１８からリヤディファレンシャルギヤボックス２０に特定の振動を生じさせる周波数（回転数）のトルクが伝達された際に、サスペンションメンバ２２が上記特定点周りに回転振動を生じるように、ばね定数ｋ２８、ｋ３０、ｋ２４ｎ、ｋ２６ｎが設定されている。
【００５１】
サスペンションメンバ２２の振動が車室内で音として発生するプロセスを概説すると、サスメンマウント２８、３０から車体３２に荷重が入力され、車体３２のパネル部材（フロアパネル等）を揺すり、このパネル部材の振動が空気の圧力変動となり、車室内音場（空気）を伝達して乗員の耳位置で音となる。
【００５２】
以下、説明を単純化するために、図６に示す２次元モデルを用いて説明する。サスペンションメンバ２２の振動に伴ってばね定数ｋ２８のサスメンマウント２８から３２に伝達される荷重をＦ１、ばね定数ｋ３０のサスメンマウント３０から３２に伝達される荷重をＦ２、荷重Ｆ１が耳位置で音Ｐ１となるまでの伝達関数をＨ１、荷重Ｆ２が耳位置で音Ｐ２となるまでの伝達関数をＨ２とすると、耳位置での音Ｐは、
【００５３】
Ｐ＝Ｐ１＋Ｐ２                                              （３）
【００５４】
となる。ここで、Ｐ１＝Ｆ１・Ｈ１、Ｆ１＝ｋ２８・ｘ１、Ｐ２＝Ｆ２・Ｈ２、Ｆ２＝ｋ３０・ｘ２を上式（２）に代入すると、
【００５５】
Ｐ＝ｘ１・ｋ２８・Ｈ１＋ｘ２・ｋ３０・Ｈ２                  （４）
【００５６】
となる。そして、伝達関数Ｈ１、Ｈ２は車体３２の構造で決まり、ばね定数ｋ２８、ｋ３０は他の要求性能によって決まる。したがって、耳位置での音Ｐを最小化とするためには、サスペンションメンバ２２の前後の振幅比（ｘ１／ｘ２）を、式（３）にＰ＝０を代入して得られるように、以下の如くすれば良い。
【００５７】
ｘ１／ｘ２  ＝  −ｋ３０／ｋ２８  ×  Ｈ２／Ｈ１                （５）
【００５８】
換言すれば、振幅比（ｘ１／ｘ２）が式（５）を満たすように位置する仮想回転軸（車幅方向に沿う軸）周りにサスペンションメンバ２２を回転振動させた場合には、サスペンションメンバ２２の回転振動が耳位置で音を生じないこととなる。詳細説明は省略するが、これを３次元で考えると、その点周りのサスペンションメンバ２２の回転振動が耳位置での音Ｐを生じない特定点が決まる。
【００５９】
ところで、リヤディファレンシャルギヤボックス２０からサスペンションメンバ２２に入力する振動（起振力）のうち、車室内の騒音になりやすい振動は、リヤディファレンシャルギヤボックス２０とサスペンションメンバ２２との連成した共振を生じる周波数域の振動であり、特にサスペンションメンバ２２のピッチング（車幅方向に沿った軸周りの回転振動）を生じる共振が車室内の騒音を発生させやすいことが知られている。
【００６０】
このため、この実施形態では、リヤディファレンシャルギヤボックス２０とサスペンションメンバ２２との振動が連成する周波数帯域（４０Ｈｚ〜６０Ｈｚでピークを生じる）でピークとなるサスペンションメンバ２２のピッチングを上記した特定の振動として、該特定の振動が車体３２に伝達されて音になり難い振動モードを生じるように設定されている。すなわち、この特定の振動に対し式（５）を満たす振幅比が得られる（サスペンションメンバ２２が特定点を通る仮想回転軸周りにピッチングを生じる）ように、かつリヤディファレンシャルギヤボックス２０の慣性諸元に応じて、ばね定数ｋ２８、ｋ３０、ｋ２４ｎ、ｋ２６ｎが設定されている。
【００６１】
次に、第１の実施形態の作用を説明する。
【００６２】
上記構成のディファレンシャル支持構造１０が適用された自動車では、内燃機関エンジン１４のトルクがトランスミッション１６、プロペラシャフト１８を介してリヤディファレンシャルギヤボックス２０に伝達され、リヤディファレンシャルギヤボックス２０によって左右の後輪に分配される。
【００６３】
このとき、リヤディファレンシャルギヤボックス２０には、プロペラシャフト１８からのトルクが図１及び図２に矢印Ａにて示す方向に作用する。このため、ディファレンシャル支持構造１０では、右前のデフマウント２４Ｒ、左後のデフマウント２６Ｌが主にトルクを支持する。
【００６４】
例えば通常走行時等のエンジントルクが比較的小さい場合には、デフマウント２４Ｒ、２６Ｌは、ストッパ当たりを生じることなくばね定数ｋ２４ｎ、ｋ２６ｎの範囲で変位（振幅）してエンジントルクを支持し、サスペンションメンバ２２に伝達する。このため、上記特定の振動であるサスペンションメンバ２２のピッチングが生じても、ばね定数ｋ２４ｎ、ｋ２６ｎ、ｋ２８、ｋ３０の上記設定によって、このピッチングは特定点を通る仮想回転軸周りに生じるので、車室内に音として伝達されることが著しく抑制される。
【００６５】
一方、例えば発進時、急加速時、急減速時等に、大きなエンジントルクがプロペラシャフト１８を介してリヤディファレンシャルギヤボックス２０に入力された場合、デフマウント２４Ｒ、２６Ｌでストッパ当たりを生じる。このため、デフマウント２４Ｒ、２６Ｌのばね定数は、それぞれｋ２４ｎ、ｋ２６ｎからｋ２４ｓ、ｋ２６ｓに変化する。
【００６６】
ここで、本実施形態に係るディファレンシャル支持構造１０では、上式（１）に示す如くストッパ当たりを生じた場合のリヤディファレンシャルギヤボックス２０前後支持部のばね定数比（ｋ２４ｓ／ｋ２６ｓ）が、ストッパ当たりを生じない場合のばね定数比（ｋ２４ｎ／ｋ２６ｎ）と略一致するため、換言すれば、リヤディファレンシャルギヤボックス２０からサスペンションメンバ２２に伝達される荷重の前後比が一定であるため、サスペンションメンバ２２の前後の変位比（ｘ１／ｘ２）は、大トルクが入力してデフマウント２４Ｒ、２６Ｌでストッパ当たりを生じた後にも、該ストッパ当たりを生じる前の変位比に維持される。すなわち、ディファレンシャル支持構造１０では、サスペンションメンバ２２のピッチングの回転軸が上記特定点を通る状態が維持され、該ピッチングが車室内の乗員耳位置で音を発生することが著しく抑制される。
【００６７】
以上の効果を数値解析結果を参照して補足する。図７には、上記した車体の回転振動を乗員耳位置で音として発生させない特定点Ｘと、サスペンションメンバ２２のピッチングの回転軸Ｃとが平面図にて示されている。
【００６８】
図７（Ａ）は、デフマウント２４Ｒ、２６Ｌでストッパ当たりを生じない場合、すなわちデフマウント２４Ｒ、２６Ｌのばね定数がｋ２４ｎ、ｋ２６ｎである場合の解析結果を示している。この図から、サスペンションメンバ２２のピッチングの回転軸Ｃが精度良く特定点Ｘを通るように設定されていることがわかる。
【００６９】
一方、図７（Ｂ）は、デフマウント２４Ｒ、２６Ｌでストッパ当たりを生じた場合に対応して、デフマウント２４Ｒ、２６Ｌのばね定数をｋ２４ｎ、ｋ２６ｎに対しそれぞれ２倍とした場合（ｋ２４ｓ＝２×ｋ２４ｎ、ｋ２６ｓ＝２×ｋ２６ｎ）の解析結果を示している。この図から、サスペンションメンバ２２のピッチングの回転軸Ｃが精度良く特定点Ｘを通ることがわかる。すなわち、リヤディファレンシャルギヤボックス２０支持部の前後のばね定数比（ｋ２４ｓ／ｋ２６ｓ）を、ストッパ当たりを生じない場合のばね定数比（ｋ２４ｎ／ｋ２６ｎ）に一致させることで、特定点Ｘに対しサスペンションメンバ２２のピッチング回転軸Ｃの位置が維持されることが確かめられた。
【００７０】
図７（Ｃ）は、比較のために、前側のデフマウント２４Ｒのばね定数をｋ２４ｎの２倍とし、後側のデフマウント２６Ｌのばね定数をｋ２６ｎに維持した場合の解析結果を示している。この場合、サスペンションメンバ２２のピッチング回転軸Ｃが特定点Ｘに対し車体後方側に位置ずれすることがわかる。図７（Ｄ）は、比較のために、前側のデフマウント２４Ｒのばね定数をｋ２４ｎに維持し、後側のデフマウント２６Ｌのばね定数をｋ２６ｎの２倍とした場合の解析結果を示している。この場合、サスペンションメンバ２２のピッチング回転軸Ｃが特定点Ｘに対し車体前方側に位置ずれすることがわかる。
【００７１】
図８には、車室内の音の周波数特性が示されている。線図Ａは、図７（Ａ）と同じ条件での解析結果であり、６０Ｈｚ近傍の騒音のピークが低く抑えられていることがわかる。線図Ｂは、図７（Ｂ）と同じ条件での解析結果であり、この場合も６０Ｈｚ近傍の騒音のピークが低く抑えられていることがわかる。一方、線図Ｃ、線図Ｄは、それぞれ図７（Ｃ）、図７（Ｄ）と同じ条件での解析結果であり、６０Ｈｚ近傍の騒音のピークが高くなってしまうことがわかる。また、この解析結果からは、線図Ａ、線図Ｂで示す本実施形態は、６０Ｈｚ近傍のピークだけではなく、４０Ｈｚから６０Ｈｚの全般において、線図Ｃ、線図Ｄで示す比較例よりも騒音レベルが低くなることがわかる。
【００７２】
以上により、ストッパ当たりを生じた場合のリヤディファレンシャルギヤボックス２０前後支持部のばね定数比（ｋ２４ｓ／ｋ２６ｓ）が、ストッパ当たりを生じない場合のばね定数比（ｋ２４ｎ／ｋ２６ｎ）と異なる場合には、サスペンションメンバ２２のピッチング回転軸Ｃが特定点Ｘからずれてしまうことで、ストッパ当たりを生じない状態におけるばね定数のチューニングで達成されていた耳位置での騒音抑制効果が維持されなくなるが、ディファレンシャル支持構造１０では、ばね定数比（ｋ２４ｓ／ｋ２６ｓ）をばね定数比（ｋ２４ｎ／ｋ２６ｎ）に一致させたことで、ストッパ当たりが生じた場合においても、通常走行に合わせた騒音防止チューニングで達成された騒音抑制効果が維持されることが確かめられた。
【００７３】
このように、第１の実施形態に係るディファレンシャル支持構造１０では、通常（定常）走行に合わせた騒音防止チューニングによる騒音抑制効果が、発進時、急加速時、急減速時等の大トルク入力時にも維持され、車室内における乗員耳位置での騒音発生を防止することができる。
【００７４】
次に、本発明の他の実施形態を説明する。なお、上記第１の実施形態又は前出の構成と基本的に同一の部品・部分については、上記第１の実施形態又は前出の構成と同一の符号を付して説明を省略し、また図示を省略する場合がある。
【００７５】
（第２の実施形態）
図９には、本発明の第２の実施形態に係るディファレンシャル支持構造５０が２次元の模式図にて示されている。この図に示される如く、ディファレンシャル支持構造５０は、図５に示す固定されたばね特性を有するデフマウント２４、２６に代えて、ばね定数を変化し得る可変弾性体としての制御デフマウント５２、５４を備える点で、第１の実施形態に係るディファレンシャル支持構造１０とは異なる。
【００７６】
制御デフマウント５２、５４としては、例えば、電圧に応じて動粘度（せん断応力）が変化する電気粘性流体を液封しオリフィス部に設けた電極への印加電圧によってばね定数（動剛性）を変化させるものや、液封マウントのオリフィス部の流路断面積を電気信号に応じて変化させ得るもの等を採用することができる。
【００７７】
制御デフマウント５２、５４は、制御装置としてのＥＣＵ５６に電気的に接続されており、例えばトルクセンサやアクセル開度センサからＥＣＵ５６に入力されるエンジントルク信号に応じて、該ＥＣＵ５６にて制御されるようになっている。制御デフマウント５２、５４は、ＥＣＵ５６から制御信号を受けない状態で、それぞれのばね定数がｋ２４ｎ、ｋ２６ｎとされている。また、制御デフマウント５２、５４は、ＥＣＵ５６から所定の制御信号を受けると、ばね定数をｋ２４ｓ、ｋ２６ｓに変化させるようになっている。
【００７８】
ＥＣＵ５６による制御を図１０に示すフローチャート参照しつつ説明する。ＥＣＵ５６は、ステップＳ１０でエンジントルク信号が入力されると、ステップＳ１２でエンジントルク信号に基づいてリヤディファレンシャルギヤボックス２０に作用するエンジントルクがあらかじめ設定した所定値以上であるか否かを判断する。エンジントルクが所定値以上であると判断した場合には、ステップＳ１４に進み制御デフマウント５２に制御信号を出力し、ステップＳ１６に進み制御デフマウント５４に制御信号を出力してステップＳ１０に戻る。ステップＳ１４、Ｓ１６は、順序が逆であっても同時に実行されても良い。
【００７９】
ＥＣＵ５６から制御信号を受けた制御デフマウント５４、５６は、それぞればね定数をｋ２４ｎ、ｋ２６ｎからｋ２４ｓ、ｋ２６ｓに増大させる。これにより、リヤディファレンシャルギヤボックス２０は、ばね定数を増大させない場合と比較して変位（振幅）が抑えられながら、サスペンションメンバ２２のピッチング回転軸の位置に影響を与えることが防止される。
【００８０】
一方、ステップＳ１２でエンジントルクが所定値未満である判断した場合には、ステップＳ１８に進み、ステップＳ１８で制御信号を出力中であるか否かを判断する。制御信号出力中である場合にはステップＳ２０で制御信号をＯＦＦしてから、制御信号を出力していない場合にはそのままステップＳ１０に戻る。
【００８１】
このように、第２の実施形態に係るディファレンシャル支持構造５０では、リヤディファレンシャルギヤボックス２０に大きなトルクが入力された場合に、制御デフマウント５４、５６のばね定数を、これらのばね定数比が制御信号入力前のばね定数比と一致するように増大させるため、第１の実施形態と同様に、大きなトルクを支持しながら車室内の耳位置で騒音が発生することを抑制することができる。
【００８２】
また、制御デフマウント５４、５６を採用したため、ＥＣＵ５６からの制御信号に応じてばね定数を変化させることができ、６０Ｈｚ近傍でピークを生じる振動モードとは異なる振動モードとなる振動による騒音発生を抑制する制御が可能となる。
【００８３】
なお、第２の実施形態では、リヤディファレンシャルギヤボックス２０の前後を支持するデフマウントが共にばね定数を変化し得る制御マウントである例を示したが、本発明はこれに限定されず、例えば、前後一方のデフマウントをストッパが設けられたラバーマウンティング３４とし、他方のデフマウントを制御マウントしても良い。
【００８４】
（第３の実施形態）
図１１には、本発明の第３の実施形態に係るディファレンシャル支持構造６０が２次元の模式図にて示されている。この図に示される如く、ディファレンシャル支持構造６０は、図５（Ｂ）に示す固定されたばね特性を有するデフマウント２６に代えて、ばね定数を変化し得る制御デフマウント５４を備える点で、第１の実施形態に係るディファレンシャル支持構造１０とは異なる。また、ディファレンシャル支持構造６０は、制御デフマウント５４を制御するための制御装置としてのＥＣＵ６２を備えている。
【００８５】
ＥＣＵ６２は、サスペンションメンバ２２の６０Ｈｚ近傍のピッチングが問題となる周波数域で制御デフマウント５４のばね定数をｋ２６ｎからｋ２６ｓに増大させる制御に代えて、又はこの制御と共に、入力されたプロペラシャフト１８の回転数（エンジン回転数）信号に基づいて制御デフマウント５４のばね定数を変化させる制御を実行するようになっている。詳細は後述するが、ＥＣＵ６２は、騒音発生の防止対象とする周波数毎に決まる特定点Ｘ（ｆ）に、該周波数でのサスペンションメンバ２２のピッチング回転軸を一致させる制御を行うようになっている。
【００８６】
ここで、リヤディファレンシャルギヤボックス２０とサスペンションメンバ２２とが連成して図１２に示される如く複数の共振が生じることが知られている。このうち、車室内での騒音源となる振動として、主に図１３（Ｂ）に示す振動モードとなる２０Ｈｚ〜３０Ｈｚ（図１２の周波数領域１３Ｂ）の上下振動及びピッチング、図１３（Ｃ）に示す振動モードとなる４０Ｈｚ〜６０Ｈｚ（図１２の周波数領域１３Ｃ）のピッチング及び上下振動、図１３（Ｄ）に示す振動モードとなる７０Ｈｚ〜１００Ｈｚ（図１２の周波数領域１３Ｄ）の上下振動及びピッチング、及び図１３（Ｅ）に示す振動モードとなる８０Ｈｚ〜１２０Ｈｚ（図１２の周波数領域１３Ｅ）のピッチング及び上下振動が挙げられる。なお、図１３（Ｂ）〜図１３（Ｅ）に示す破線は、図１３（Ａ）に示す静止位置のディファレンシャルギヤボックス２０、サスペンションメンバ２２を示している。
【００８７】
また、図１４（Ａ）には、各周波数（回転数）におけるサスペンションメンバ２２のピッチング回転軸が模式的な平面図にて示されている。この図から、周波数に応じてピッチング回転軸の位置、角度が大きく異なることがわかる。一方、図１４（Ｂ）には、周波数毎に、該周波数のサスペンションメンバ２２のピッチングを車室内の乗員耳位置での音として発生させない特定点Ｘが示されている。特定点Ｘは、サスペンションメンバ２２のピッチング回転軸の位置変化とは独立して、周波数に応じて位置が変化することがわかる。
【００８８】
そして、図７（Ｃ）、図７（Ｄ）に示した如く、リヤディファレンシャルギヤボックス２０を支持する前後のデフマウントのばね定数比を変化させると、サスペンションメンバ２２のピッチング回転軸Ｃの位置を変化させ得ることがわかっている。したがって、ディファレンシャル支持構造６０を構成するＥＣＵ６２は、周波数すなわちエンジン回転数に応じて、デフマウント２４のばね定数に対して制御デフマウント５４のばね定数を変化させることで、周波数に応じて決まる特定点Ｘ（ｆ）に該周波数におけるサスペンションメンバ２２のピッチング回転軸Ｃを一致させるように構成されている。
【００８９】
具体的には、ＥＣＵ６２は、周波数毎の特定点Ｘ（ｆ）の位置をマップとして記憶しており、又は演算により特定するようになっている。また、ＥＣＵ６２は、周波数毎のピッチング回転軸Ｃ（ｆ）の位置（向き）をマップとして記憶しており、又は演算により特定するようになっている。さらに、ＥＣＵ６２は、周波数毎に、制御デフマウント５４のばね定数の変化に応じたピッチング回転軸Ｃの位置変化量（向き）をマップとして記憶しており、又は演算により特定するようになっている。
【００９０】
そして、ＥＣＵ６２は、ピッチング回転軸Ｃがその周波数における特定点Ｘを通るように、制御デフマウント５４に出力する制御信号を変化させる（制御信号ＯＦＦを含む）ように構成されている。すなわち、各周波数において、前側の変位ｘ１に相当するピッチング回転軸Ｃからサスメンマウント２８までの距離Ｌ１と、後側の変位ｘ２に相当するピッチング回転軸Ｃからサスメンマウント３０までの距離Ｌ２との比（Ｌ１／Ｌ２）が式（５）と同様の式（６）を満たすように構成されている。
【００９１】
Ｌ１／Ｌ２  ＝  −ｋ３０／ｋ２８  ×  Ｈ２（ｆ）／Ｈ１（ｆ）      （６）
【００９２】
このＥＣＵ６２の制御について、図１５に示すフローチャートを参照しつつ説明する。ＥＣＵ６２は、ステップＳ３０でプロペラシャフト１８の回転数信号が入力されると、ステップＳ３２で回転数信号に基づいて騒音防止対象の周波数ｆを演算する。次いでステップＳ３４に進み、演算結果の周波数ｆにおける特定点Ｘ（ｆ）の位置を特定してステップＳ３６に進む。ステップＳ３６では、演算結果の周波数ｆ及び制御デフマウント５４に対する制御信号（値）に基づいて、サスペンションメンバ２２のピッチング回転軸Ｃを特定する。
【００９３】
そして、ステップＳ３８に進み、ステップＳ３６で特定したピッチング回転軸Ｃが特定点Ｘ（ｆ）上を通るか否かを判断する。ピッチング回転軸Ｃが特定点Ｘ（ｆ）上を通ると判断した場合には、ステップＳ３０に戻る。一方、ピッチング回転軸Ｃが特定点Ｘ（ｆ）上を通らないと判断した場合には、ステップＳ４０に進み制御デフマウント５４に出力する制御信号（制御デフマウント５４のばね定数）を所定量だけ変化させ、ステップＳ３６に戻り、ステップＳ３８でピッチング回転軸Ｃが特定点Ｘ（ｆ）上を通ると判断されるまで繰り返す。
【００９４】
以上により、ディファレンシャル支持構造６０では、プロペラシャフト１８の回転数が変化した場合に、サスペンションメンバ２２のピッチング回転軸Ｃがその回転数に応じた周波数における特定点Ｘに一致する状態に保持されるので、自動車の様々な走行条件においてリヤディファレンシャルギヤボックス２０から車室に伝わる騒音を低減させることができる。これにより、車室内を快適な空間とすることができる。
【００９５】
なお、第３の実施形態では、サスペンションメンバ２２のピッチング回転軸Ｃをマップ又は演算によって特定する例を示したが、これに代えて例えば、サスペンションメンバ２２に設けた複数の加速度センサの検出信号に基づいてサスペンションメンバ２２のピッチング回転軸Ｃを特定するようにしても良い。
【００９６】
また、第３の実施形態では、リヤディファレンシャルギヤボックス２０を支持するデフマウントのみを制御デフマウント５４とした例を示したが、例えば、前側のデフマウント２４に代えて制御デフマウント５２を設け、ＥＣＵ６２によって同期して制御するようにしても良い。
【００９７】
（第４の実施形態）
図１６には、本発明の第４の実施形態に係るディファレンシャル支持構造７０が２次元の模式図にて示されている。この図に示される如く、ディファレンシャル支持構造７０は、サスメンマウント３０に代えて、可変弾性体としての制御サスメンマウント７２が設けられ、リヤディファレンシャルギヤボックス２０がデフマウント２４、２６を介してサスペンションメンバ２２に支持されている点で、第３の実施形態に係るディファレンシャル支持構造６０とは異なる。また、ディファレンシャル支持構造７０は、制御サスメンマウント７２を制御するための制御装置としてのＥＣＵ７４を備えている。制御サスメンマウント７２は、制御デフマウント５２、５４と同様に構成されており、ＥＣＵ７４からの制御信号に応じてばね定数を変化させる構成とされている。
【００９８】
そして、ＥＣＵ７４は、サスペンションメンバ２２を直接的にラバーマウンティング３４に連結して支持させている制御サスメンマウント７２のばね定数をサスメンマウント２８のばね定数に対して変化させることで、該サスペンションメンバ２２のピッチング回転軸Ｃの位置を変化させ、特定点Ｘ（ｆ）に一致させるように構成されている。
【００９９】
ここで、ディファレンシャル支持構造７０は、制御サスメンマウント７２のばね定数ｋａｃｔを変化させることで、ピッチング回転軸Ｃと共に特定点Ｘ（ｆ、ｋ）の位置も変化することとなる。したがって、ＥＣＵ７４は、周波数毎の特定点Ｘ（ｆ、ｋ）のマップ及び制御サスメンマウント７２のばね定数ｋａｃｔの変化に伴う補正用のマップを用いて特定点Ｘ（ｆ、ｋ）を特定し、又は演算によって周波数及びばね定数ｋａｃｔに応じて特定点Ｘ（ｆ、ｋ）を演算によって特定するようになっている。
【０１００】
さらに、ＥＣＵ７４は、周波数毎に、制御サスメンマウント７２のばね定数ｋａｃｔの変化に応じたピッチング回転軸Ｃの位置変化量（向き）をマップとして記憶しており、又は演算により特定するようになっている。
【０１０１】
そして、ＥＣＵ７４は、ピッチング回転軸Ｃがその周波数における特定点Ｘを通るように、制御サスメンマウント７２に出力する制御信号を変化させる（制御信号ＯＦＦを含む）ように構成されている。すなわち、各周波数において、前側の変位ｘ１に相当するピッチング回転軸Ｃからサスメンマウント２８までの距離Ｌ１と、後側の変位ｘ２に相当するピッチング回転軸Ｃからサスメンマウント３０までの距離Ｌ２との比（Ｌ１／Ｌ２）が式（６）と同様の式（７）を満たすように構成されている。
【０１０２】
Ｌ１／Ｌ２  ＝  −ｋａｃｔ／ｋ２８  ×  Ｈ２（ｆ）／Ｈ１（ｆ）    （７）
【０１０３】
このＥＣＵ７４の制御について、図１７に示すフローチャートを参照しつつ説明する。ＥＣＵ７４は、ステップＳ５０でプロペラシャフト１８の回転数信号が入力されると、ステップＳ５２で回転数信号に基づいて騒音防止対象の周波数ｆを演算する。次いでステップＳ５４に進み、演算結果の周波数ｆ及び制御サスメンマウント７２に対する制御信号に基づいて特定点Ｘ（ｆ、ｋ）の位置を特定してステップＳ５６に進む。ステップＳ５６では、演算結果の周波数ｆ及び制御サスメンマウント７２に対する制御信号（値）に基づいて、サスペンションメンバ２２のピッチング回転軸Ｃを特定する。
【０１０４】
そして、ステップＳ５８に進み、ステップＳ５６で特定したピッチング回転軸Ｃが特定点Ｘ（ｆ）上を通るか否かを判断する。ピッチング回転軸Ｃが特定点Ｘ（ｆ）上を通ると判断した場合には、ステップＳ５０に戻る。一方、ピッチング回転軸Ｃが特定点Ｘ（ｆ）上を通らないと判断した場合には、ステップＳ６０に進み制御サスメンマウント７２に出力する制御信号（制御サスメンマウント７２のばね定数）を所定量だけ変化させ、ステップＳ５４に戻り、ステップＳ５８でピッチング回転軸Ｃが特定点Ｘ（ｆ）上を通ると判断されるまで繰り返す。
【０１０５】
以上により、ディファレンシャル支持構造７０では、プロペラシャフト１８の回転数が変化した場合に、サスペンションメンバ２２のピッチング回転軸Ｃがその回転数に応じた周波数における特定点Ｘに一致する状態に保持されるので、自動車の様々な走行条件においてリヤディファレンシャルギヤボックス２０から車室に伝わる騒音を低減させることができる。これにより、車室内を快適な空間とすることができる。
【０１０６】
なお、第４の実施形態では、サスペンションメンバ２２のピッチング回転軸Ｃをマップ又は演算によって特定する例を示したが、これに代えて例えば、サスペンションメンバ２２に設けた複数の加速度センサの検出信号に基づいてサスペンションメンバ２２のピッチング回転軸Ｃを特定するようにしても良い。
【０１０７】
また、第４の実施形態では、サスペンションメンバ２２の後部を支持するデフマウントのみを制御サスメンマウント７２とした例を示したが、例えば、前側のサスメンマウント２８に代えて制御サスメンマウントを設け、ＥＣＵ７４によって同期して制御するようにしても良い。
【０１０８】
さらに、第４の実施形態に係るディファレンシャル支持構造７０を構成するデフマウント２４、２６は、ストッパ当たりを生じた場合とストッパ当たりを生じない場合とのばね定数比が一定である構成には限定されることはない。
【図面の簡単な説明】
【０１０９】
【図１】本発明の第１の実施形態に係るディファレンシャル支持構造の斜視図である。
【図２】本発明の第１の実施形態に係るディファレンシャル支持構造をモデル化して示す模式的な斜視図である。
【図３】本発明の第１の実施形態に係るディファレンシャル支持構造が適用された自動車の駆動系の模式的な側面図である。
【図４】本発明の第１の実施形態に係るディファレンシャル支持構造を構成するラバーマウンティングの断面図である。
【図５】本発明の第１の実施形態に係るディファレンシャル支持構造を構成するデフマウントの弾性特性を示す図であって、（Ａ）は前側のデフマウントの弾性特性線図、（Ｂ）は後側のデフマウントの弾性特性線図である。
【図６】本発明の第１の実施形態に係るディファレンシャル支持構造の構成、及び騒音抑制メカニズムを説明するための模式図である。
【図７】（Ａ）は本発明の第１の実施形態に係るディファレンシャル支持構造におけるサスペンションメンバのピッチング回転軸の位置を示す図であって、（Ａ）はストッパ当たり前の平面図、（Ｂ）はストッパ当たり後の平面図、（Ｃ）は比較例におけるピッチング回転軸の位置を示す平面図、（Ｄ）は別の比較例におけるピッチング回転軸の位置を示す平面図である。
【図８】本発明の第１の実施形態に係るディファレンシャル支持構造が適用された自動車の車室騒音の周波数特性を示す線図である。
【図９】本発明の第２の実施形態に係るディファレンシャル支持構造の構成、及び騒音抑制メカニズムを説明するための模式図である。
【図１０】本発明の第２の実施形態に係るディファレンシャル支持構造の制御フローを示すフローチャートである。
【図１１】本発明の第３の実施形態に係るディファレンシャル支持構造の構成、及び騒音抑制メカニズムを説明するための模式図である。
【図１２】本発明の第３の実施形態に係るディファレンシャル支持構造が適用された自動車のディファレンシャルギヤボックス経由の振動の周波数特性を示す線図である。
【図１３】（Ａ）は本発明の第３の実施形態に係るディファレンシャル支持構造の概略構成図、（Ｂ）〜（Ｅ）は各周波数におけるディファレンシャルギヤボックス、サスペンションメンバの連成振動モードを示す模式図である。
【図１４】（Ａ）は本発明の第３の実施形態に係るディファレンシャル支持構造が適用された自動車の各周波数毎のピッチング回転軸を示す平面図、（Ｂ）は本発明の第３の実施形態に係るディファレンシャル支持構造が適用された自動車の各周波数毎の特定点の位置を示す平面図である。
【図１５】本発明の第３の実施形態に係るディファレンシャル支持構造構成の制御フローを示すフローチャートである。
【図１６】本発明の第４の実施形態に係るディファレンシャル支持構造の構成、及び騒音抑制メカニズムを説明するための模式図である。
【図１７】本発明の第４の実施形態に係るディファレンシャル支持構造構成の制御フローを示すフローチャートである。
【符号の説明】
【０１１０】
１０  ディファレンシャル支持構造
１８  プロペラシャフト（動力伝達部材）
２０  ディファレンシャルギヤボックス（差動装置）
２２  サスペンションメンバ（サブフレーム、車体）
２４  デフマウント（第１弾性体）
２６  デフマウント（第２弾性体）
２８・３０  サスメンマウント（弾性体）
３２  車体
４０  ストッパ凸部（ストッパ部）
４２  ストッパ孔（ストッパ部）
５０・６０・７０  ディファレンシャル支持構造
５２  制御デフマウント（第１弾性体、可変弾性体）
５４  制御デフマウント（第２弾性体、可変弾性体）
５６・６２・７４  ＥＣＵ（制御装置）
７２  制御サスメンマウント（可変弾性体）
【図１】
0004784256.tif 000002
【図２】
0004784256.tif 000003
【図３】
0004784256.tif 000004
【図４】
0004784256.tif 000005
【図５】
0004784256.tif 000006
【図６】
0004784256.tif 000007
【図７】
0004784256.tif 000008
【図８】
0004784256.tif 000009
【図９】
0004784256.tif 000010
【図１０】
0004784256.tif 000011
【図１１】
0004784256.tif 000012
【図１２】
0004784256.tif 000013
【図１３】
0004784256.tif 000014
【図１４】
0004784256.tif 000015
【図１５】
0004784256.tif 000016
【図１６】
0004784256.tif 000017
【図１７】
0004784256.tif 000018