(57)【要約】【課題】サスペンションから車体に伝達されるエンジン振動の最大値を小さくする。【解決手段】前左右輪のバネ下共振周波数を互いに異なるものとする。具体的には、例えば車体曲げ共振周波数が高いときには、それより小さい周波数であり且つ車体感度の極小値に相当する周波数を、車体振動評価に支配的な何れか一方の輪のバネ下共振周波数とし、他方の輪のバネ下共振周波数は、当該一方の輪のバネ下共振周波数と、それより低いエンジン剛体共振周波数との間に設定する。バネ下共振周波数の調整は、例えばすとラットアッパマウントインシュレータの剛性を調整することによって行う。このようにすることにより、大変位入力時の左右輪の上下バネ特性と同等にすることができる。【選択図】      図４
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
エンジンがアイドル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したことを特徴とするサスペンション装置。
【請求項２】
前記異なる前左右輪のバネ下共振周波数を、共に、エンジンアイドル運転時の車体曲げ共振周波数とエンジン及びエンジンマウントで決まるエンジン剛体共振周波数との間に設定したことを特徴とするサスペンション装置。
【請求項３】
前記異なる前左右輪のバネ下共振周波数の何れか一方を、前記エンジンアイドル運転時の車体曲げ共振周波数より小さく且つ車体感度が極小となる周波数又はその近傍とし、何れか他方を、当該車体感度が極小となる周波数と前記エンジン剛体共振周波数との間に設定したことを特徴とする請求項２に記載のサスペンション装置。
【請求項４】
ストラットアッパマウントインシュレータの上下バネ特性を前左右輪で異なるものとすることにより、エンジンアイドル運転時の前左右輪のバネ下共振周波数を異なるものとすることを特徴とする請求項１乃至３の何れか一項に記載のサスペンション装置。
【請求項５】
大変位入力時の前左右輪の上下バネ特性を同等又は略同等とすることを特徴とする請求項４に記載のサスペンション装置。
【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装置に関し、特に前輪のサスペンション装置として好適なものである。
【背景技術】
【０００２】
アイドル運転中のエンジンの振動は、エンジンマウントを介して車体に伝達されるものと、サスペンションを介して車体に伝達されるものとに大別される。このうち、サスペンションを介して車体に伝達される振動を抑制するものとしては、例えば前輪のサスペンション装置のうち、ストラットアッパマウント上に防振装置を備えるものがある（例えば特許文献１）。この防振装置は、新導入力の位相を干渉によって相殺する、所謂アクティブマウント装置であり、ダイヤフラムや隔壁、圧力室等からなる防振機構と、車体に入力される振動（位相）を検出するセンサと、前記センサで検出された振動の位相と逆位相の振動を前記防振機構に発現せしめるコントローラとからなる。
【特許文献１】特開２０００−１６８３３２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、前記従来の装置では、まず装置が大がかりで複雑であるばかりでなく、コストや重量増の問題がある。また、ストラットアッパマウントの上に防振機構を備えているため、フード（ボンネットともいう）との隙間が小さくなるという問題もある。
本発明は、上記のような問題点に着目してなされたものであり、構造が簡潔で、フードとの隙間を確保することができるサスペンション装置を提供することを目的とするものである。
【課題を解決するための手段】
【０００４】
上記課題を解決するために、本発明のサスペンション装置は、エンジンがアイドル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したことを特徴とするものである。
【発明の効果】
【０００５】
而して、本発明のサスペンション装置によれば、エンジンがアイドル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したことにより、前左右輪のバネ下共振周波数が重合することがなく、エンジンからサスペンション（ストラット）を介して車体に伝達される振動の最大値を小さくすることが可能となる。
【発明を実施するための最良の形態】
【０００６】
次に、本発明のサスペンション装置の一実施形態について図面を参照しながら説明する。
図１は、本実施形態のサスペンション装置のストラットアッパマウントを示すものであり、図１ａは前右輪、図１ｂは前左輪のものである。このストラットアッパマウントのうち、マウントインシュレータ１以外の、例えばショックアブソーバ２やコイルスプリング３は前左右輪で同等のものが使用されている。つまり、マウントインシュレータ１だけが前左右輪で異なる。具体的には、インシュレータ下部の形状が異なり、図１ａに示す前右輪の方が肉厚なのに対し、図１ｂに示す前左輪のものは肉が薄い。その結果、マウントインシュレータ１の撓みー荷重特性は、図２に示すように、撓み、つまり変位の小さい領域において前左右輪で異なる。但し、例えば図１ｂに示す前左輪のマウントインシュレータ１も、肉の薄い部分が撓みきってしまうと、図１ａに示す肉の厚いマウントインシュレータ１と同等の撓みー荷重特性となるため、変位の大きい領域では前左右輪とも同じ挙動を示す。
【０００７】
このようにマウントインシュレータ１の撓みー荷重特性、即ち剛性を前左右輪で異なるものとした結果、図３に示すように、エンジンがアイドル運転しているときのサスペンションのバネ下共振周波数を前左右輪で異なるものとすることができた。具体的には、例えばエンジンアイドル運転時の前右輪のバネ下共振周波数は約２８Ｈｚ、前左輪のバネ下共振周波数は約２５Ｈｚである。
【０００８】
エンジンの振動が車体に伝達される経路には、エンジンマウントから直接入力される経路と、ドライブシャフトからサスペンション装置を介して入力される経路の二つに大別できる。サスペンション装置から車体に伝達される振動は、フロントサスペンションのバネ下上下共振によって増幅されるので、バネ下共振周波数で振動ピークを形成する。車体振動レベルは、サスペンションから車体への伝達力と車体感度（例えば、ストラットアッパマウント取付点入力に対する車体の振動応答）によって決まる。本実施形態の場合、図４に示すように、前右輪から入力される車体（図ではフロア）振動成分の方が前右輪から入力される車体振動成分よりも大きく、それらの総合入力分を用いて車体振動評価が行われる。本実施形態の場合、前左右輪のバネ下共振周波数がずれているので、それらが互いに重合されることがなく、エンジンアイドル運転時のサスペンションからの総合入力分のピークが比較的小さい。
【０００９】
これに対し、図５は、前左右輪のサスペンション装置が全く同じ場合の振動特性である。その場合、原則的に、前左右輪のバネ下共振周波数は同じであり、この例では、共に２５Ｈｚであった。その結果、前左右輪のバネ下共振周波数における同位相の車体振動が重合され、エンジンアイドル運転時の総合入力分のピークが大きくなっている。
【００１０】
また、前左右輪のバネ下共振周波数を設定する際には、エンジン剛体共振や車体曲げ共振を考慮するべきである。図６には、一般的なエンジン剛体共振と車体曲げ共振の周波数特性を示す。起振力となるエンジン振動は、エンジン剛体共振によって増幅されるため、もしエンジン剛体共振周波数がエンジンアイドル運転時の発生振動周波数帯域内にあるとエンジン振動自体が増大する。このエンジン剛体共振は、エンジン自体及びエンジンマウントによって決まる。一方、車体曲げ共振は、例えば車体が波打つように振動する振動モードである。本実施形態では、エンジン自体及びエンジンマウントをチューニングすることによってエンジン剛体共振周波数をエンジンアイドル運転時の発生振動周波数帯域から外すことができるので、車体曲げ共振について深慮し、エンジン剛体共振周波数とバネ下共振周波数とが同じにならないようにした。この車体曲げ共振について考察すると、例えば図７ａに示すように、車体曲げ共振周波数の数Ｈｚ小さいところに、車体感度の極小値がある。ここでいう車体感度とは、ストラットアッパマウント取付点入力に対する車体振動応答を意味している。そこで、本実施形態では、図７ｂに示すように、その車体振動応答が極小となる周波数を、車体振動に支配的な前右輪のバネ下共振周波数に設定した。そして、他方の前左輪のバネ下共振周波数は、当該前右輪のバネ下共振周波数とエンジン剛体共振との間に設定した。
【００１１】
図８には、本実施形態の車体振動の総合的な評価結果を示す。図８ａは車体右側フロアの振動を、図８ｂは車体左側フロアの振動を示す。図中の曲線αは、前左右輪のバネ下共振周波数が同じときのもの、曲線γは、前述のように前右輪のバネ下共振周波数を前左輪のバネ下共振周波数より大きくしたもの、曲線βは、比較例として、前左輪のバネ下共振周波数を前右輪のバネ下共振周波数より大きくしたものであり、何れのバネ下共振周波数も前記車体曲げ共振やエンジン剛体共振とは重合していない。図から明らかなように、車体右側フロアにおいても、車体左側フロアにおいても、前右輪のバネ下共振周波数を前左輪のバネ下共振周波数より大きくした場合に、最も車体振動のピークレベルを小さくすることができる。これは、前述したように、本実施形態では、車体振動評価に対して前右輪からの振動入力が支配的であるためである。しかしながら、前左右輪のバネ下共振周波数が同じものと比較すると、前左輪のバネ下共振周波数を前右輪のバネ下共振周波数より大きくした場合でも、車体振動のピークレベルを低減することができている。そのため、本発明のサスペンション装置では、まず前左右輪のバネ下共振周波数を異なるものとすることにより、エンジンアイドル運転時の車体振動の最大値を小さくすることができる。
【００１２】
また、異なる前左右輪のバネ下共振周波数を、共に、エンジンアイドル運転時の車体曲げ共振周波数とエンジン及びエンジンマウントで決まるエンジン剛体共振周波数との間に設定することにより、共振によって増幅された振動が互いに重合することがなく、エンジンアイドル運転時の車体振動の最大値を確実に小さくすることができる。
また、異なる前左右輪の共振周波数の何れか一方を、エンジンアイドル運転時の車体曲げ共振周波数より小さく且つ車体感度が極小となる周波数又はその近傍とし、何れか他方を、当該車体感度が極小となる周波数と前記エンジン剛体共振周波数との間に設定することにより、エンジンアイドル運転時の車体振動の最大値をより一層小さくすることができる。
【００１３】
また、ストラットアッパマウントインシュレータの上下バネ特性を前左右輪で異なるものとすることにより、エンジンアイドル運転時の前左右輪のバネ下共振周波数を異なるものとしたため、構造が簡潔で且つ確実にエンジンアイドル運手時の車体振動の最大値を小さくすることができる。
また、大変位入力時の前左右輪の上下バネ特性を同等又は略同等とすることにより、レーンチェンジや突起乗り越し等の大変位入力に対して前左右輪のサスペンション特性を同等にすることができる。
【図面の簡単な説明】
【００１４】
【図１】本発明のサスペンション装置の一実施形態を示すストラットアッパマウントの縦断面図であり、（ａ）は前右輪のもの、（ｂ）は前左輪のものである。
【図２】図１のストラットアッパマウントのマウントインシュレータの撓みー荷重特性図である。
【図３】図１の前左右輪の車体振動レベル周波数特性図である。
【図４】図１のサスペンション装置による車体振動レベル周波数特性図である。
【図５】前左右輪のバネ下共振周波数が同じサスペンション装置による車体振動レベル周波数特性図である。
【図６】エンジン剛体共振と車体曲げ共振の周波数特性図である。
【図７】車体曲げ共振に対する前左右輪のバネ下共振周波数の設定の説明図である。
【図８】図１のサスペンション装置による車体振動レベル周波数特性図である。
【符号の説明】
【００１５】
１はマウントインシュレータ
２はショックアブソーバ
３はコイルスプリング
【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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