JP2020075611A - パワーステアリング装置の支持構造 - Google Patents

Abstract

【課題】振動発生体を支持する車体骨格部材に支持されるパワーステアリング装置の支持構造において、新たな部材を追加することなく、ステアリング振動を抑制する。【解決手段】油圧パワーステアリング装置のギヤボックス１１が、フロントディファレンシャルを支持する第１クロスメンバ３に、複数のラバーブッシュを介して支持される支持構造である。複数のラバーブッシュには、ステアリングホイールと連結されるピニオンシャフトに近い、ギヤボックス１１における車幅方向左側の端部に設けられた第１ラバーブッシュ２０と、ギヤボックス１１における車幅方向右側の端部に設けられた第２および第３ラバーブッシュと、が含まれている。第１ラバーブッシュ２０における車両前後方向および車両上下方向の動的バネ定数が、第２および第３ラバーブッシュにおける車両前後方向および車両上下方向の動的バネ定数よりもそれぞれ小さく設定されている。【選択図】図４

Description

本発明は、パワーステアリング装置の支持構造に関し、特に、振動発生体を支持する車体骨格部材にギヤボックスが支持されるパワーステアリング装置の支持構造に関するものである。

ステアリングホイールの回転をピニオンおよびラックを介して前輪に伝達するギヤボックスを備え、運転者によるステアリングホイールの操舵力を、油圧や電動モータを用いて補助軽減するようにしたパワーステアリング装置が従来から知られている。

かかるパワーステアリング装置の支持構造としては、油圧パワーステアリング装置であれ、電動パワーステアリング装置であれ、複数のブッシュを介して、ギヤボックスを車体骨格部材に支持させる構造が一般的である。

このような支持構造では、複数のブッシュとして、バネ定数が同一のものを用いることが多いが、これでは、要求される特性を実現することが困難なケースがある。

そこで、例えば特許文献１には、電動パワーステアリング装置のマウント構造において、操舵側マウント部のバネ定数をモータ側マウント部のバネ定数より高く（硬く）することが提案されている。この特許文献１のものによれば、操舵力が入力されるピニオン軸の近くに存在する、バネ定数の高いマウント部により、操舵性を安定化することができるとともに、電動モータの近くにある、バネ定数の低いマウント部により、電動モータの振動音を低減することができるとされている。

特開２０１４−８４０７９号公報

ところで、パワーステアリング装置は前輪の近くに配置されることから、同じく前輪の近くに配置されるエンジンやフロントディファレンシャル等といった振動を発生する装置（以下、振動発生体ともいう。）と、同じ車体骨格部材で支持されることが多いが、このような支持構造には以下のような問題がある。

すなわち、振動発生体を支持する車体骨格部材に、バネ定数が同一の複数のブッシュを介してギヤボックスが支持される支持構造では、振動発生体が振動することで所定以上の速さで車体骨格部材に力が加わると、ギヤボックスが振動することが知られている。特に、エンジン等が所定の運転状態にある場合には、振動発生体の振動に起因してギヤボックスが上下に大きく振動し、かかる振動がピニオンシャフト、インターミディエイトシャフト、コラムシャフト等に伝達して、最終的に運転者が把持しているステアリングホイールを前後に揺らす（ステアリング振動が発生する）という問題がある。

この点、上記特許文献１のものは、異なるバネ定数のマウント（ブッシュ）を用いてはいるものの、振動発生体に起因するギヤボックスの振動が考慮されていないことから、ステアリング振動を抑えられるか否かは疑問である。なぜなら、バネ定数の低いマウント部により、電動モータというパワーステアリング装置自体が発する振動は抑えられるとしても、バネ定数の高いマウント部がピニオンシャフトの近くに存在するため、振動発生体に起因する振動がピニオンシャフトの近傍でギヤボックスに伝達し易くなるからである。

そこで、インターミディエイトシャフト、コラムシャフト等といった振動伝達経路上の部材にマスダンパを設けることも考えられるが、これでは、車体重量が増大するとともに、製造コストが嵩むという問題がある。

本発明はかかる点に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、振動発生体を支持する車体骨格部材に支持されるパワーステアリング装置の支持構造において、新たな部材を追加することなく、振動発生体に起因するステアリング振動を抑制する技術を提供することにある。

前記目的を達成するため、本発明に係るパワーステアリング装置の支持構造では、振動発生体に起因する振動が少なくともピニオン近傍でギヤボックスに伝達し難くなるように、複数のラバーブッシュに所定方向における特性差を付けるようにしている。

具体的には、本発明は、パワーステアリング装置のギヤボックスが、振動発生体を支持する車体骨格部材に、複数のラバーブッシュを介して支持されるパワーステアリング装置の支持構造を対象としている。

そして、この支持構造は、上記複数のラバーブッシュには、ステアリングホイールと連結されるピニオンに近い、上記ギヤボックスにおける車幅方向一方側の端部に設けられた第１のラバーブッシュと、当該ピニオンから遠い、上記ギヤボックスにおける車幅方向他方側の端部に設けられた第２のラバーブッシュと、が含まれており、上記第１のラバーブッシュにおける車両前後方向および車両上下方向の動的バネ定数が、上記第２のラバーブッシュにおける車両前後方向および車両上下方向の動的バネ定数よりもそれぞれ小さく設定されていることを特徴とするものである。

ギヤボックスにおける、車幅方向一方側の端部に設けられたラバーブッシュのバネ特性と、車幅方向他方側の端部に設けられたラバーブッシュのバネ特性とを略同じにすると、振動が入力した際、一方側の端部と他方側の端部とが同じ方向に変位することが、換言すると、ギヤボックスの両端部が同相で変位する振動モードとなることが知られている。また、車体骨格部材に振動発生体と共にギヤボックスが支持される支持構造では、振動発生体から速い振動が入力すると、ギヤボックスが振動することが多く、特に、振動発生体の振動周波数とギヤボックスの共振周波数とが一致するとギヤボックスが上下に大きく振動するケースがある。それ故、振動発生体を支持する車体骨格部材に、略同じバネ特性のラバーブッシュを介してギヤボックスの両端部が支持される支持構造では、ギヤボックスの両端部が同相で変位する振動モードと、ギヤボックスの上下の共振とが相俟って、相対的に大きなステアリング振動が生じていたと考えられる。

ここで、全てのラバーブッシュのバネ特性を一律に変更すれば、ラバーブッシュを含めたギヤボックスの共振点をずらすことはできるが、ギヤボックスの両端部が同じバネ特性のラバーブッシュを介して支持されている以上、ギヤボックスの両端部が同相で変位する振動モードは変わらない。また、ラバーブッシュの動的バネ定数が高くなると、振動発生体からの振動がラバーブッシュを介してギヤボックスに伝達し易くなるため、ステアリング振動が悪化する可能性もある。

そこで、本発明では、より振動を抑えたいピニオンに近い第１のラバーブッシュのバネ特性を相対的に小さく、具体的には、第１のラバーブッシュにおける車両前後方向および車両上下方向の動的バネ定数を、第２のラバーブッシュにおける車両前後方向および車両上下方向の動的バネ定数よりもそれぞれ小さく設定するようにしている。

これにより、振動発生体により生じる速い振動に対し、ラバーブッシュを含めたギヤボックス全体の共振点をずらして、ギヤボックスが共振するのを抑えることができる。のみならず、車両前後方向軸周りのロール振動に影響する、車両前後方向および車両上下方向における動的バネ定数につき、第１のラバーブッシュと第２のラバーブッシュとに特性差を持たせることで、ギヤボックスの両端部を逆相で変位（一方側の端部と他方側の端部とを反対方向に変位）させて振動を打ち消し合わせることができる。しかも、ステアリングホイールに連結されるピニオンに近い、ギヤボックスにおける車幅方向一方側の端部に設けられた第１のラバーブッシュの動的バネ定数を相対的に小さくすることから、少なくともステアリングホイールに近い側では、振動発生体からの振動がギヤボックスに伝達し難くなるため、ステアリング振動をより一層抑えることができる。

このように、本発明によれば、ギヤボックス全体の揺れを、特に、ステアリングホイールに近い側でギヤボックスの揺れを抑えることができ、これにより、マスダンパ等の新たな部材を追加することなく、ステアリング振動を抑制することができる。

なお、本発明において「振動発生体」とは、例えばエンジンやディファレンシャル等といった駆動系振動を発生させるものを意味する。

以上説明したように、本発明に係るパワーステアリング装置の支持構造によれば、新たな部材を追加することなく、振動発生体に起因するステアリング振動を抑制することができる。

本発明の実施形態に係る油圧パワーステアリング装置の支持構造を模式的に示す平面図である。 油圧パワーステアリング装置および第１クロスメンバを模式的に示す平面図である。 油圧パワーステアリング装置および第１クロスメンバを模式的に示す正面図である。 図３のＡ−Ａ線の矢視断面図である。 図３のＢ−Ｂ線の矢視断面図である。 第１ラバーブッシュを模式的に示す図であり、同図（ａ）は縦断面図であり、同図（ｂ）は横断面図である。 第２ラバーブッシュを模式的に示す図であり、同図（ａ）は縦断面図であり、同図（ｂ）は横断面図である。 ギヤボックスの振動モードを模式的に説明する図である。 シミュレーション試験結果を模式的に示す図であり、同図（ａ）はギヤボックスの車幅方向左側の端部における周波数と振動レベルとの関係を示すグラフ図であり、同図（ｂ）は実施例の振動モードを示す図であり、図（ｃ）は比較例の振動モードを示す図である。 従来の支持構造におけるギヤボックスの振動モードを模式的に説明する図であり、同図（ａ）は正面図であり、図（ｂ）は側面図である。

以下、本発明を実施するための形態を図面に基づいて説明する。

なお、各図における矢印Ｘは車両前後方向を、矢印Ｙは車幅方向を、矢印Ｚは車両上下方向をそれぞれ示している。また、符号Ｆｒは車両前後方向前側を、符号Ｒｒは車両前後方向後側を、符号Ｒｈは車幅方向右側を、符号Ｌｆは車幅方向左側を、符号Ｕｐは車両上下方向上側を、符号Ｄｗは車両上下方向下側をそれぞれ示している。また、図８、図１０（ａ）および図１０（ｂ）では、振動が加わる前の状態を白抜きで示し、振動が加わった際の状態を黒塗りで示している。

−全体構成−
図１は本実施形態に係る油圧パワーステアリング装置１０の支持構造を模式的に示す平面図である。この支持構造は、図１に示すように、油圧パワーステアリング装置１０のギヤボックス１１が、フロントディファレンシャル（振動発生体）８を支持する第１クロスメンバ（車体骨格部材）３に、複数のラバーブッシュ２０，３０，４０（図５、図６等参照）を介して支持されるものである。

より詳しくは、油圧パワーステアリング装置１０が搭載される車両１は、キャビンがボディマウントを介して、骨格となるフレームに支持されるフレーム車であり、図１に示すように、車両前後方向に延びる左右一対のサイドレール２，２と、左右一対のサイドレール２，２に対して車幅方向に架け渡される第１クロスメンバ３および第２クロスメンバ７と、を備えている。プロペラシャフト９の前端部に連結されたフロントディファレンシャル８は、第１クロスメンバ３から後方に延びるブラケット８ａおよびブラケット８ｃ、並びに、第２クロスメンバ７から前方に延びるブラケット８ｂを介して、第１クロスメンバ３および第２クロスメンバ７に支持されている。油圧パワーステアリング装置１０は、第１クロスメンバ３に対してギヤボックス１１が３つのラバーブッシュ２０，３０，４０を介して取り付けられることで、フロントディファレンシャル８を支持する第１クロスメンバ３に支持されている。

−油圧パワーステアリング装置−
図２は油圧パワーステアリング装置１０および第１クロスメンバ３を模式的に示す平面図であり、図３は正面図であり、図４は図３のＡ−Ａ線の矢視断面図であり、図５は図３のＢ−Ｂ線の矢視断面図である。油圧パワーステアリング装置１０は、ラックピニオン式油圧パワーステアリング装置であり、ギヤボックス１１と、ピニオンシャフト１４と、ラックバー（図示せず）と、タイロッド１５と、ダストブーツ１６と、油圧チューブ１７，１８と、を備えている。

ギヤボックス１１は、車幅方向に延びるラックハウジング１２と、ラックハウジング１２の車幅方向左側の端部に形成されたバルブハウジング１３と、を有している。ラックハウジング１２の内部には、車幅方向に延びるラックバーが、車幅方向に摺動可能に収容されている。ラックハウジング１２は、油圧シリンダのシリンダチューブを兼ねていて、ラックバーの外周に固定されているピストン（図示せず）により仕切られる第１および第２油室（図示せず）を有している。ラックハウジング１２には、第１および第２油室とそれぞれ連通する第１および第２ポート１２ａ，１２ｂが形成されている。また、ラックハウジング１２の両端部にはダストブーツ１６が取り付けられている。

さらに、ラックハウジング１２の車幅方向左側の端部におけるバルブハウジング１３の下部には、車両前後方向に延びる貫通孔６１ａが形成された、ギヤボックス１１を第１クロスメンバ３に取り付けるための第１取付け部６１が一体に設けられている。一方、ラックハウジング１２の車幅方向右側の端部における下部には、車両前後方向に延びる貫通孔７１ａが形成された、ギヤボックス１１を第１クロスメンバ３に取り付けるための第２取付け部７１が一体に設けられている。さらに、ラックハウジング１２の車幅方向右側の端部における上部には、車両前後方向に延びる貫通孔８１ａが形成された、ギヤボックス１１を第１クロスメンバ３に取り付けるための第３取付け部８１が一体に設けられている。

バルブハウジング１３には、ピニオンシャフト１４が挿入されている。また、バルブハウジング１３には、ポンプ（図示せず）に接続される入口ポート１３ａと、タンク（図示せず）に接続される出口ポート１３ｂと、油圧チューブ１７，１８を介して第１および第２ポート１２ａ，１２ｂにそれぞれ接続される第１および第２シリンダポート１３ｃ，１３ｄと、これらを連通する油路（図示せず）とが形成されている。さらに、バルブハウジング１３には、ピニオンシャフト１４に同行回転するよう連結される弁（図示せず）が設けられていて、ピニオンシャフト１４と弁とが相対回転することで、各ポート１３ａ，１３ｂ、１３ｃ、１３ｄを連通する油路の開度が変化することにより、第１および第２油室に供給される油圧が制御されるようになっている。

ラックバーの両端は、ダストブーツ１６内で、ボールジョイント（図示せず）を介してタイロッド１５の一端部に接続されている。また、タイロッド１５は、その他端部が、前輪（図示せず）を支持するナックルアーム（図示せず）に連結されている。一方、ピニオンシャフト（ピニオン）１４は、角度調節を行うインターミディエイトシャフト５２やコラムシャフト５１等を介してステアリングホイール５０と連結されている（図８参照）。ピニオンシャフト１４は、その下端に形成されたピニオン歯が、ギヤボックス１１内においてラックバーに形成されたラック歯と噛み合っている。

以上のような構成により、運転者がステアリングホイール５０を操作すると、ステアリングホイール５０の回転がピニオン歯とラック歯との噛み合いによってラックバーの車幅方向への直線運動に変換され、タイロッド１５およびナックルアームを介して、左右の前輪が操舵される。その際、ピニオンシャフト１４と弁とが相対回転することで、入口ポート１３ａと一方の油室とを連通する油路、および、出口ポート１３ｂと他方の油室とを連通する油路の開度が大きくなるとともに、入口ポート１３ａと他方の油室とを連通する油路、および、出口ポート１３ｂと一方の油室とを連通する油路の開度が小さくなることによって、操舵抵抗に応じた左右一方への操舵補助力が発生するようになっている。

−取付け構造−
このように構成された油圧パワーステアリング装置１０は、ステアリングホイール５０と連結されるピニオンシャフト１４に近い、ギヤボックス１１における車幅方向左側（一方側）の端部に設けられた第１ラバーブッシュ２０と、ピニオンシャフト１４から遠い、ギヤボックス１１における車幅方向右側（他方側）の端部に設けられた第２ラバーブッシュ３０および第３ラバーブッシュ４０と、を介して、閉断面中空状の第１クロスメンバ３に支持されている。

より詳しくは、第１クロスメンバ３には、図２および図３に示すように、車幅方向左側に行くほど上方に傾斜して延びる左側傾斜部４と、車幅方向右側に行くほど上方に傾斜して延びる右側傾斜部５と、が形成されていて、これら左側傾斜部４および右側傾斜部５の上端部で左右一対のサイドレール２，２と連結されている。

閉断面中空状の左側傾斜部４には、図４に示すように、前側部分にボルト６２を挿通可能な断面円形の貫通孔４ａが形成されているとともに、後側部分にカラー６３を挿通可能な断面円形の貫通孔４ｂが貫通孔４ａと同心に形成されている。一方、閉断面中空状の右側傾斜部５には、図５に示すように、前側部分にボルト７２を挿通可能な断面円形の貫通孔５ａが形成されているとともに、後側部分にカラー７３を挿通可能な断面円形の貫通孔５ｂが貫通孔５ａと同心に形成されている。

さらに、右側傾斜部５には、図３および図５に示すように、当該右側傾斜部５の上面とともに閉断面中空状をなすブラケット６が取り付けられている。このブラケット６には、図５に示すように、前側部分にボルト８２を挿通可能な断面円形の貫通孔６ａが形成されているとともに、後側部分にカラー８３を挿通可能な断面円形の貫通孔６ｂが貫通孔６ａと同心に形成されている。

第１ラバーブッシュ（第１のラバーブッシュ）２０は、図４に示すように、前側第１ラバーブッシュ２１と後側第１ラバーブッシュ２５とで構成されている。前側第１ラバーブッシュ２１は、内筒２２と、内筒２２の外周を囲む、フランジ部２３ａを有する外筒２３と、両者２２，２３を連結する略筒形状のゴム弾性体２４とを備えている。後側第１ラバーブッシュ２５も同様に、内筒２６と、フランジ部２７ａを有する外筒２７と、ゴム弾性体２８とを備えている。

この第１ラバーブッシュ２０は、ギヤボックス１１における第１取付け部６１の貫通孔６１ａに対し、前側第１ラバーブッシュ２１を前側から、また、後側第１ラバーブッシュ２５を後側からそれぞれ挿入することで、フランジ部２３ａ，２７ａで第１取付け部６１を車両前後方向に挟むように、ギヤボックス１１に取り付けられている。ギヤボックス１１における車幅方向左側の端部は、第１ラバーブッシュ２０の内筒２２，２６に挿入したボルト６２を、左側傾斜部４の貫通孔４ｂに挿通されたカラー６３および貫通孔４ａに挿入し、貫通孔４ａから前側に出たボルト６２の先端に螺合させたナット６４を締め付けることで、片持ち状態で第１クロスメンバ３に支持されている。

下側の第２ラバーブッシュ（第２のラバーブッシュ）３０は、図５に示すように、前側第２ラバーブッシュ３１と後側第２ラバーブッシュ３５とで構成されている。前側および後側第２ラバーブッシュ３１，３５は、前側第１ラバーブッシュ２１と同様に、内筒３２，３６と、フランジ部３３ａ，３７ａを有する外筒３３，３７と、ゴム弾性体３４，３８とをそれぞれ備えている。この第２ラバーブッシュ３０は、ギヤボックス１１における第２取付け部７１の貫通孔７１ａに対し、前側および後側第２ラバーブッシュ３１，３５を前後からそれぞれ挿入することで、フランジ部３３ａ，３７ａで第２取付け部７１を前後に挟むように、ギヤボックス１１に取り付けられている。ギヤボックス１１における車幅方向右側の端部の下部は、第２ラバーブッシュ３０の内筒３２，３６に挿入したボルト７２を、右側傾斜部５の貫通孔５ｂに挿通されたカラー７３および貫通孔５ａに挿入し、貫通孔５ａから前側に出たボルト７２の先端に螺合させたナット７４を締め付けることで、片持ち状態で第１クロスメンバ３に支持されている。

第３ラバーブッシュ（第２のラバーブッシュ）４０は、図５に示すように、前側第３ラバーブッシュ４１と後側第３ラバーブッシュ４５とで構成されている。前側および後側第３ラバーブッシュ４１，４５は、前側第１ラバーブッシュ２１と同様に、内筒４２，４６と、フランジ部４３ａ，４７ａを有する外筒４３，４７と、ゴム弾性体４４，４８とをそれぞれ備えている。この第３ラバーブッシュ４０は、ギヤボックス１１における第３取付け部８１の貫通孔８１ａに対し、前側および後側第３ラバーブッシュ４１，４５を前後からそれぞれ挿入することで、フランジ部４３ａ，４７ａで第３取付け部８１を前後に挟むように、ギヤボックス１１に取り付けられている。ギヤボックス１１における車幅方向右側の端部の上部は、第３ラバーブッシュ４０の内筒４２，４６に挿入したボルト８２を、ブラケット６の貫通孔６ｂに挿通されたカラー８３および貫通孔６ａに挿入し、貫通孔６ａから前側に出たボルト８２の先端に螺合させたナット８４を締め付けることで、片持ち状態で第１クロスメンバ３に支持されている。

−バネ特性−
次に、第１〜第３ラバーブッシュ２０，３０，４０のバネ特性について説明するが、本発明を理化し易くするために、これに先立ち、従来のパワーステアリング装置の支持構造について説明する。なお、従来の支持構造においても、ラバーブッシュのバネ特性以外は本実施形態と同様なので、重複する説明を省略する。

図１０は従来の支持構造におけるギヤボックス１１１の振動モードを模式的に説明する図であり、同図（ａ）は正面図であり、図（ｂ）は側面図である。なお、図１０では、図を見易くするために、各部の変位を誇張して示している。

エンジン（図示せず）の駆動に伴い、プロペラシャフトの後端が上下に振動すると、プロペラシャフトの前端部に連結されたフロントディファレンシャルも上下に振動する。この場合、フロントディファレンシャルを支持するクロスメンバに、バネ定数が同一の複数のラバーブッシュを介してギヤボックス１１１が支持される従来の支持構造では、フロントディファレンシャルが振動することで所定以上の速さでクロスメンバに力が加わると、ギヤボックス１１１が振動することが知られている。特に、エンジン等が所定の運転状態（例えばエンジン回転数が１０００（ｒｐｍ）〜２０００（ｒｐｍ）で加速しようとしている状態）にある場合には、図１０（ａ）に示すように、フロントディファレンシャルの振動に起因してギヤボックス１１１が上下に大きく振動し、図１０（ｂ）に示すように、かかる振動がインターミディエイトシャフト１５２、コラムシャフト１５１等を上下に揺らしながら伝達して、最終的に運転者が把持しているステアリングホイール１５０を前後に揺らす（ステアリング振動が発生する）という問題がある。このようなステアリング振動が発生するのは、以下の理由によると考えられる。

先ず、ギヤボックス１１１における、車幅方向左側の端部のラバーブッシュのバネ特性と、車幅方向右側の端部のラバーブッシュのバネ特性とを略同じにすると、理論上、振動が入力した際に左右の端部が同じ方向に変位し易くなる。それ故、クロスメンバに対するフロントディファレンシャルの配置の偏り等により、クロスメンバの揺れ方が左右で多少異なっても、図１０（ａ）に示すように、ギヤボックス１１１の両端部が同相で変位する振動モードとなる。また、クロスメンバにフロントディファレンシャルと共にギヤボックス１１１が支持される支持構造では、エンジン等が所定の運転状態にあると、フロントディファレンシャルの振動周波数とギヤボックス１１１の共振周波数とが一致し、共振によってギヤボックス１１１が上下に大きく振動していると考えられる。

つまり、フロントディファレンシャルを支持するクロスメンバに、同じバネ特性のラバーブッシュを介してギヤボックス１１１の両端部が支持される従来の支持構造では、ギヤボックス１１１の両端部が同相で変位する振動モードと、ギヤボックス１１１の上下の共振とが相俟って、相対的に大きなステアリング振動が生じていたと考えられる。

ここで、全てのラバーブッシュのバネ特性を一律に変更すれば、ラバーブッシュを含めたギヤボックス１１１の共振点をずらすことはできるが、ギヤボックス１１１の両端部が同じバネ特性のラバーブッシュを介して支持されている以上、ギヤボックス１１１の両端部が同相で変位する振動モードは変わらない。また、仮にラバーブッシュの動的バネ定数を高くすると、フロントディファレンシャルからの振動がラバーブッシュを介してギヤボックス１１１に伝達し易くなるため、ステアリング振動が悪化する可能性もある。

そこで、本実施形態では、フロントディファレンシャル８に起因する振動が少なくともピニオンシャフト１４近傍でギヤボックス１１に伝達し難くなるように、第１ラバーブッシュ２０と第２および第３ラバーブッシュ３０，４０とに所定方向における特性差を付けるようにしている。具体的には、本実施形態に係る油圧パワーステアリング装置１０の支持構造では、第１ラバーブッシュ２０における車両前後方向および車両上下方向の動的バネ定数を、第２および第３ラバーブッシュ３０，４０における車両前後方向および車両上下方向の動的バネ定数よりもそれぞれ小さく設定するようにしている。以下、この構成について詳細に説明する。

図６は第１ラバーブッシュ２０を模式的に示す図であり、同図（ａ）は縦断面図であり、同図（ｂ）は横断面図である。また、図７は第２ラバーブッシュ３０を模式的に示す図であり、同図（ａ）は縦断面図であり、同図（ｂ）は横断面図である。なお、第３ラバーブッシュ４０は第２ラバーブッシュ３０と同様の構成ゆえ、その説明を省略する。また、図６（ａ）および図７（ａ）は、それぞれ図６（ｂ）および図７（ｂ）ａ−ａ鎖線に沿って展開した縦断面図である。

図６（ａ）と図７（ａ）とを見比べれば分かるように、第１ラバーブッシュ２０の内筒２２，２６と第２ラバーブッシュ３０の内筒３２，３６とは同じ形状・寸法に形成されているのに対し、第１ラバーブッシュ２０の外筒２３，２７およびゴム弾性体２４，２８は、第２ラバーブッシュ３０の外筒３３，３７およびゴム弾性体３４，３８よりも、車両前後方向の長さ寸法が短く設定されている。

このように、ゴム弾性体２４，２８の車両前後方向の長さ寸法を相対的に短くすることで、第１ラバーブッシュ２０における車両前後方向の動的バネ定数（例えば５１００（Ｎ／ｍｍ））は、第２および第３ラバーブッシュ３０，４０における車両前後方向の動的バネ定数（例えば８８００（Ｎ／ｍｍ））よりも半分近く小さくなっている。このように、第１ラバーブッシュ２０における車両前後方向の動的バネ定数を相対的に小さく、すなわち、柔らかい特性とすることで、第１ラバーブッシュ２０は、所定以上の速さで加わる車両前後方向の力（振動）を伝達し難くなっている。

同様に、ゴム弾性体２４，２８の車両前後方向の長さ寸法を相対的に短くすることで、第１ラバーブッシュ２０における車両上下方向の動的バネ定数（例えば６０００（Ｎ／ｍｍ））も、第２および第３ラバーブッシュ３０，４０における車両上下方向の動的バネ定数（例えば１０４００（Ｎ／ｍｍ））よりも半分近く小さくなっている。このように、第１ラバーブッシュ２０における車両上下方向の動的バネ定数を相対的に小さく、すなわち、柔らかい特性とすることで、第１ラバーブッシュ２０は、所定以上の速さで加わる車両上下方向の力（振動）も伝達し難くなっている。

なお、ゴム弾性体２４，２８の車両前後方向の長さ寸法を相対的に短くすると、第１ラバーブッシュ２０における車幅方向のバネ定数も相対的に小さくなるが、本実施形態ではゴム弾性体２４，２８等の厚さ調整を行うことで、第１ラバーブッシュ２０における車幅方向の静的バネ定数（例えば１０００（Ｎ／ｍｍ））を、第２および第３ラバーブッシュ３０，４０における車幅方向の静的バネ定数（例えば１０５０（Ｎ／ｍｍ））と同等に維持している。このように、第１ラバーブッシュ２０における車幅方向の静的バネ定数を相対的に高く、すなわち、硬い特性に維持することで、第１ラバーブッシュ２０は、ゆっくり加わる車幅方向の力に対し変形し難くなっていて、操舵性の安定を確保している。

以上のように異なるバネ特性に設定された第１〜第３ラバーブッシュ２０，３０，４０を用いる本実施形態の支持構造によれば、エンジンの駆動に伴いフロントディファレンシャル８により生じる速い振動に対し、第１〜第３ラバーブッシュ２０，３０，４０を含めたギヤボックス１１全体の共振点をずらして、ギヤボックス１１が共振するのを抑えることができる。

のみならず、車両前後方向軸周りのロール振動に影響する、車両前後方向および車両上下方向における動的バネ定数につき、第１ラバーブッシュ２０と第２および第３ラバーブッシュ３０，４０とに特性差を付けることにより、図８に示すように、ギヤボックス１１の両端部を逆相で変位（車幅方向左側の端部と右側の端部とを反対方向に変位）させて振動を打ち消し合わせることができる。

しかも、ステアリングホイール５０に連結されるピニオンシャフト１４に近い、ギヤボックス１１における車幅方向左側の端部に設けられた第１ラバーブッシュ２０の動的バネ定数を相対的に小さくすることから、少なくともステアリングホイール５０に近い側においては、フロントディファレンシャル８からの振動をギヤボックス１１に伝達し難くすることができる。

これらが相俟って、図８と図１０（ａ）とを見比べれば分かるように、従来の支持構造に比してギヤボックス１１の上下振動を小さくし、インターミディエイトシャフト５２やコラムシャフト５１等の変形・振動を抑えて、ステアリングホイール５０の前後の揺れ、すなわち、ステアリング振動を確実に抑えることができる。

加えて、第１ラバーブッシュ２０における車幅方向の静的バネ定数を相対的に高く維持することで、第１ラバーブッシュ２０は、ゆっくり加わる車幅方向の力（振動）に対し変形し難くなっていることから、操舵応答性を安定させることができる。もっとも、第１ラバーブッシュ２０が車幅方向に硬いと、例えば前輪で小石等を踏んだ時の振動がステアリングホイール５０に伝わり易くなるが、この点は、図６（ａ）および図７（ａ）に示すように、各ゴム弾性体２４，２８，３４，３８の車幅方向にスグリ２４ａ，２８ａ，３４ａ，３８ａを設けることで、前輪から伝わる振動をいなすことが可能となっている。

以上により、本実施形態に係る油圧パワーステアリング装置１０の支持構造によれば、従来の必要特性（例えば操舵応答性）を維持しつつ、ギヤボックス１１全体の揺れを、特に、ステアリングホイール５０に近い側でギヤボックス１１の揺れを抑えることができ、これにより、マスダンパ等の新たな部材を追加することなく、ステアリング振動を抑制することができる。

図９はシミュレーション試験結果を模式的に示す図であり、同図（ａ）はギヤボックスの車幅方向左側の端部における周波数と振動レベルとの関係を示すグラフ図であり、同図（ｂ）は実施例の振動モードを示す図であり、図（ｃ）は比較例の振動モードを示す図である。なお、これらはＣＡＥ（Computer Aided Engineering）によるシミュレーション試験を行って求めたものである。また、実施例とは本実施形態の支持構造であり、比較例とは３つのラバーブッシュのバネ特性を第２ラバーブッシュ３０のバネ特性と同じに設定した支持構造である。さらに、図９（ａ）では、実線は実施例を、破線は比較例をそれぞれ表し、また、図９（ｂ）および（ｃ）では、実線は振動が加わる前のギヤボックスを表し、破線は振動が加わった際のギヤボックスを表している。

図９（ｂ）と図９（ｃ）とを比較すれば明らかなように、従来の支持構造ではギヤボックス１１１の両端部が同相で変位する振動モードとなっていたのに対し、本実施形態の支持構造ではギヤボックス１１の両端部を逆相で変位する振動モードに変更することができることが確認された。

また、本実施形態の支持構造によれば、図９（ａ）に示すように、エンジン回転数が１０００（ｒｐｍ）〜２０００（ｒｐｍ）で加速しようとしている状態に対応する１５０（Ｈｚ）付近の周波数域において、従来の支持構造よりも大幅に振動レベル（ｄＢ）を低減すること（図９（ａ）のハッチング部参照）が可能であることが確認された。

（その他の実施形態）
本発明は、実施形態に限定されず、その精神又は主要な特徴から逸脱することなく他の色々な形で実施することができる。

上記実施形態では、油圧パワーステアリング装置１０に本発明の支持構造を適用した場合について説明したが、これに限らず、例えば、電動パワーステアリング装置や電動油圧パワーステアリング装置に本発明の支持構造を適用してもよい。

また、上記実施形態では、フレーム車１に本発明の支持構造を適用した場合について説明したが、これに限らず、例えばモノコック車に本発明の支持構造を適用してもよい。

さらに、上記実施形態では、ゴム弾性体２４，２８の車両前後方向の長さ寸法を相対的に短くすることで、第１ラバーブッシュ２０の動的バネ定数を相対的に小さくしたが、これに限らず、例えばゴム弾性体２４，２８の硬度を相対的に下げることで、第１ラバーブッシュ２０の動的バネ定数を相対的に小さくしてもよい。

また、上記実施形態では、ギヤボックス１１の車幅方向右側の端部を２つのラバーブッシュ３０，４０を介して支持したが、これに限らず、例えばギヤボックス１１の車幅方向両端部をそれぞれ１つのラバーブッシュを介して支持するようにしてもよい。

さらに、上記実施形態では、第１ラバーブッシュ２０における車幅方向の静的バネ定数を、第２および第３ラバーブッシュ３０，４０における車幅方向の静的バネ定数と同等にしたが、これに限らず、第１ラバーブッシュ２０における車幅方向の静的バネ定数と第２および第３ラバーブッシュ３０，４０における車幅方向の静的バネ定数とを大きく異なる値としてもよい。

このように、上述の実施形態はあらゆる点で単なる例示に過ぎず、限定的に解釈してはならない。さらに、特許請求の範囲の均等範囲に属する変形や変更は、全て本発明の範囲内のものである。

本発明によると、新たな部材を追加することなく、振動発生体に起因するステアリング振動を抑制することができるので、振動発生体を支持する車体骨格部材に支持されるパワーステアリング装置の支持構造に適用して極めて有益である。

３ 第１クロスメンバ（車体骨格部材）
８ フロントディファレンシャル（振動発生体）
１０ 油圧パワーステアリング装置
１１ ギヤボックス
１４ ピニオンシャフト（ピニオン）
２０ 第１ラバーブッシュ（第１のラバーブッシュ）
３０ 第２ラバーブッシュ（第２のラバーブッシュ）
４０ 第３ラバーブッシュ（第２のラバーブッシュ）
５０ ステアリングホイール

Claims (1)

1. パワーステアリング装置のギヤボックスが、振動発生体を支持する車体骨格部材に、複数のラバーブッシュを介して支持されるパワーステアリング装置の支持構造であって、
   上記複数のラバーブッシュには、ステアリングホイールと連結されるピニオンに近い、上記ギヤボックスにおける車幅方向一方側の端部に設けられた第１のラバーブッシュと、当該ピニオンから遠い、上記ギヤボックスにおける車幅方向他方側の端部に設けられた第２のラバーブッシュと、が含まれており、
   上記第１のラバーブッシュにおける車両前後方向および車両上下方向の動的バネ定数が、上記第２のラバーブッシュにおける車両前後方向および車両上下方向の動的バネ定数よりもそれぞれ小さく設定されていることを特徴とするパワーステアリング装置の支持構造。

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