CN109707844B

CN109707844B - 发动机的往复旋转机构及其制造方法

Info

Publication number: CN109707844B
Application number: CN201811231218.2A
Authority: CN
Inventors: 长门清则; 菊地拓哉; 森恒宽; 平田耕一; 住谷章; 森嶋徹; 山田由美子; 榎园怜; 白砂优一
Original assignee: Mazda Motor Corp
Current assignee: Mazda Motor Corp
Priority date: 2017-10-25
Filing date: 2018-10-22
Publication date: 2020-07-28
Anticipated expiration: 2038-10-22
Also published as: EP3480486A1; US20190120317A1; JP2019078348A; US10760636B2; JP6481737B1; EP3480486A8; CN109707844A

Abstract

本发明涉及的在活塞或连杆设有第1、第2动力吸振器的发动机的往复旋转机构，能够有效降低发动机在运转过程中产生的噪音。本发明的第2动力吸振器（82）的共振频率相较于第1动力吸振器（81）的共振频率更高。第1动力吸振器（81）的共振频率是偏离第1共振频率的值，和/或第2动力吸振器（82）的共振频率是偏离第2共振频率的值，以使得第1动力吸振器（81）的共振频率高频率侧出现的反共振峰值频率与第2动力吸振器（82）的共振频率低频率侧出现的反共振峰值频率实质上是不同值。

Description

发动机的往复旋转机构及其制造方法

技术领域

本发明涉及一种包括在汽缸内往复运动的活塞、连结活塞与曲轴的连杆、以及设置在活塞或连杆处的第1、第2动力吸振器的发动机的往复旋转机构及其制造方法。

背景技术

一般来说，在汽车等车辆搭载的发动机中，在汽缸内往复运动的活塞通过连杆与曲轴连结。具体来说，活塞通过活塞销与连杆的小端部连结，曲轴与连杆的大端部连结。人们已经研发出了用于降低发动机在运转过程中产生的噪音的各种技术。

专利文献1公开了：为解决发动机燃烧冲程中活塞、活塞销及连杆的小端部一体化地相对于连杆的大端部共振这一技术问题，在活塞销内部设动力吸振器来降低共振的振级。专利文献1还公开了：为解决所述动力吸振器设在活塞销内部时出现的曲轴、汽缸体的共振相对增大这一技术问题，在用于降低所述活塞等的共振振级的动力吸振器（第1动力吸振器）以外还在活塞销的贯通孔内设共振频率与第1动力吸振器不同的第2动力吸振器来降低所述曲轴等的共振振级。

现有技术文献

专利文献

专利文献1 日本专利申请公开2015－151877号。

发明内容

发明要解决的技术问题

一般来说，利用动力吸振器降低减振对象的共振振级时，动力吸振器的共振频率高频率侧及低频率侧会分别出现反共振。因此，如专利文献1一样使用2个动力吸振器能降低发动机内产生的2种共振的振级，但各共振频率的高频率侧及低频率侧会分别出现反共振。

通常来说，各个反共振的振级足够小不会造成问题，但有的发动机的设计可能会导致所述反共振之间相互作用、振级增大。因此，设计2个动力吸振器时将该相互作用列入考虑就能有效降低发动机运转过程中产生的噪音。

本发明要解决的技术问题是在活塞或连杆设有第1、第2动力吸振器的发动机的往复旋转机构中有效降低发动机运转过程中产生的噪音。

解决技术问题的技术手段

为解决上述技术问题，本发明采用的技术方案如下：一种发动机的往复旋转机构，其包括：在汽缸内往复运动的活塞，连结所述活塞和曲轴的连杆，用于降低在所述发动机运转过程中产生的第1共振频率的振级的第1动力吸振器，和用于降低在所述发动机运转过程中产生的高于所述第1共振频率的第2共振频率的振级的第2动力吸振器，所述第1动力吸振器和所述第2动力吸振器设在所述活塞或所述连杆上；其中，所述第2动力吸振器的共振频率比所述第1动力吸振器的共振频率高，所述第1动力吸振器的共振频率是偏离所述第1共振频率的值，和/或所述第2动力吸振器的共振频率是偏离所述第2共振频率的值，以使所述第1动力吸振器的共振频率高频率侧出现的反共振峰值频率与所述第2动力吸振器的共振频率的低频率侧出现的反共振峰值频率实质上是不同值。

优选地，所述发动机的往复旋转机构包括：连结所述活塞与所述连杆的且具有贯通孔的活塞销，其中，所述第1动力吸振器及所述第2动力吸振器设在所述活塞销的贯通孔内。

优选地，所述发动机的往复旋转机构还具有下述特征：所述第1动力吸振器的共振频率是偏离所述第1共振频率的值，和/或所述第2动力吸振器的共振频率是偏离所述第2共振频率的值，以使所述第1动力吸振器的共振频率高频率侧出现的反共振峰值频率高于所述第2动力吸振器的共振频率低频率侧出现的反共振峰值频率。

优选地，所述发动机的往复旋转机构还具有下述特征：用于将所述第1动力吸振器及所述第2动力吸振器固定于所述活塞销的共用的固定部（84）、弹性连结所述固定部与所述第1动力吸振器（81）的第1连结部（85a）、弹性连结所述固定部与所述第2动力吸振器（82）的第2连结部（85b）。

优选地，本发明还提供一种发动机的往复旋转机构的制造方法，其特征在于：所述往复旋转机构包括：在汽缸内往复运动的活塞，连结所述活塞和曲轴的连杆，用于降低在所述发动机运转过程中产生的第1共振频率的振级的第1动力吸振器，和用于降低在所述发动机运转过程中产生的第2共振频率的振级的第2动力吸振器，所述第1动力吸振器和所述第2动力吸振器设在所述活塞或所述连杆上；其中，所述第2动力吸振器的共振频率比所述第1动力吸振器的共振频率高，该发动机的往复旋转机构的制造方法包含准备所述第1动力吸振器及所述第2动力吸振器的步骤，该准备步骤包含下述步骤：若所述第1动力吸振器的共振频率高频率侧出现的反共振峰值频率与所述第2动力吸振器的共振频率低频率侧出现的反共振峰值频率实质上一致，使所述第1动力吸振器的共振频率偏离所述第1共振频率，和/或使所述第2动力吸振器的共振频率偏离所述第2共振频率。

优选地，所述发动机的往复旋转机构的制造方法还具有下述特征：在偏离所述第1共振频率和/或偏离所述第2共振频率的步骤中，使所述第1动力吸振器的共振频率向高频率侧偏离所述第1共振频率，和/或使所述第2动力吸振器的共振频率向低频率侧偏离所述第2共振频率。

优选地，所述发动机的往复旋转机构的制造方法还具有下述特征：所述第1动力吸振器及所述第2动力吸振器具有质量部、固定于所述活塞或所述连杆的固定部、弹性连接所述质量部与所述固定部的连结部，所述准备步骤还包含下述步骤：改变所述第1动力吸振器质量部的质量与所述往复旋转机构的往复惯性质量之比来改变所述第1动力吸振器出现的反共振之间的间隔，和/或改变所述第2动力吸振器质量部的质量与所述往复旋转机构的往复惯性质量之比来改变所述第2动力吸振器出现的反共振之间的间隔。

发明的技术效果

本发明能通过第1、第2动力吸振器降低发动机在运转过程中产生的第1、第2共振频率处的振级。此外，第1动力吸振器的共振频率高频率侧出现的反共振峰值频率与第2动力吸振器的共振频率低频率侧出现的反共振峰值频率实质上是不同值，因此能防止反共振之间的相互作用导致的振级增大。这样就能有效降低发动机运转过程中产生的噪音。

优选地，本发明因第1、第2动力吸振器设在活塞销的贯通孔内而能够有效抑制活塞、活塞销及连杆的小端部一体化地相对于连杆的大端部共振时的振级。

优选地，本发明中第1动力吸振器的共振频率高频率侧出现的反共振峰值频率高于第2动力吸振器的共振频率低频率侧出现的反共振峰值频率，因此前者的反共振振级因第2动力吸振器的振动而得以抑制，后者的反共振振级因第1动力吸振器的振动而得以抑制。由此能有效抑制反共振之间的相互作用导致噪音。

优选地，本发明能通过第1、第2动力吸振器降低发动机在运转过程中产生的第1、第2共振频率处的振级。此外，使第1、第2动力吸振器的共振频率中的至少一者分别偏离第1、第2共振频率，由此使第1动力吸振器的共振频率高频率侧出现的反共振峰值频率与第2动力吸振器的共振频率低频率侧出现的反共振峰值频率实质上成为不同值。由此能抑制反共振之间的相互作用导致的振级增大。这样就能有效降低发动机运转过程中产生的噪音。

优选地，本发明中使第1、第2动力吸振器的共振频率中的至少一者分别向高频率侧及低频率侧偏离第1、第2共振频率，因此第1动力吸振器的共振频率高频率侧出现的反共振峰值频率的值高于第2动力吸振器的共振频率低频率侧出现的反共振峰值频率。由此，前者的反共振振级因第2动力吸振器的振动而得以抑制，后者的反共振振级因第1动力吸振器的振动而得以抑制，进而能够有效抑制反共振之间的相互作用导致噪音。

优选地，本发明在使第1、第2动力吸振器的共振频率偏离的基础上进一步改变关于所述第1、第2动力吸振器出现的反共振之间的间隔，由此使第1动力吸振器的共振频率高频率侧出现的反共振峰值频率与第2动力吸振器的共振频率的低频率侧出现的反共振峰值频率实质上成为不同值。这样既能控制第1、第2动力吸振器的共振频率的偏离量，切实降低第1、第2共振频率处的振级，又能有效防止反共振之间的相互作用导致的噪音。此外还能提高用于有效降低发动机运转过程中产生的噪音的第1、第2动力吸振器的设计自由度。

附图说明

图1是包含本发明实施方式中的往复旋转机构的发动机的截面图；

图2是本发明实施方式中往复旋转机构的示图；

图3是沿箭头方向所见图2A－A线截面图；

图4是图3主要部分截面放大图；

图5是表示发动机振动特性的曲线图；

图6是与发动机的往复旋转机构相等同的弹簧质量模型示图；

图7是表示主振动系统中加入第1、第2动力吸振器后的共振曲线的曲线图,第1、第2动力吸振器未采用优选设计；

图8是用于说明本发明实施方式中第1、第2动力吸振器的设计的、与图7对应的曲线图；

图9是用于说明本发明其他实施方式中第1、第2动力吸振器的设计的、与图7对应的曲线图；

图10是本发明一实施方式中发动机的往复旋转机构的示例性制造方法的流程图；

图11是本发明其他实施方式中往复旋转机构的斜视图；

图12是图11的往复旋转机构所包括的减振构件的斜视图。

具体实施方式

下面参照附图详细说明本发明的实施方式。

［1．发动机1]

图1是包含本发明实施方式中的往复旋转机构的多汽缸发动机1的截面图。发动机1搭载于汽车等的车辆上。发动机1是压缩自燃式发动机但不限于此。发动机1包括汽缸体2。汽缸体2具有上汽缸体21、安装在上汽缸体21的下侧面的下汽缸体22。4个汽缸3相互以壁隔开并呈一列设置在上汽缸体21的上部。即，发动机1是直列4缸发动机。各汽缸3中设有活塞4和连杆5。

活塞4在汽缸3的内周面沿车身上下方向滑动并进行往复运动，重复由吸气冲程、压缩冲程、燃烧冲程及排气冲程构成的循环。

如图2、图3所示，连杆5具有小端部51及大端部52。小端部51设有销通孔53。销通孔53的内周面固定有衬套54。活塞销6穿过销通孔53内的衬套54内周面。向销通孔53内周面与活塞销6之间供应在发动机1内循环的润滑油，形成润滑油膜。通过该润滑油膜和衬套54，活塞销6能够相对于销通孔53平滑地旋转。此外，活塞销6嵌合于活塞4的裙部41上所设凸台部42的销支撑孔43。由此，连杆5通过活塞销6与活塞4连结。同样地，向凸台部42内周面与活塞销6之间也供应在发动机1内循环的润滑油，形成润滑油膜。这样，活塞销6能够相对于凸台部42的内周面平滑地旋转。凸台部42中嵌有用于限制活塞销6在轴方向移动的卡环44。

活塞销6具有中心轴60。将该中心轴60的延伸方向称为活塞销6的中心轴方向。活塞销6的中心轴方向与活塞销6的纵长方向一致。活塞销6的中心轴方向与图2的垂直于纸面的方向、图3的纸面左右方向一致。将与活塞销6的中心轴方向垂直的方向称为活塞销6的直径方向。

连杆5的大端部52设有轴通孔55。图1所示曲轴7穿过轴通孔55。由此，连杆5与曲轴7连结。如此，连杆5连结活塞4与曲轴7。连杆5的小端部51和大端部52通过连接部56连接。

在本实施方式中，活塞销6的安装方式采用全浮式，连杆5和活塞销6之间设有空隙。由此，活塞销6能够相对于连杆5的销通孔53和活塞4的凸台部42的销支撑孔43旋转。

活塞销6中设有沿活塞销6的中心轴方向延伸的、截面为圆形的贯通孔61。活塞销6内周面的中心轴方向的中央部是具有供后述减振构件8压入并固定的内周面的部分，称为被压入部62。在活塞销6的中心轴方向上，被压入部62的两端部称为收纳部63a、63b。被压入部62处的贯通孔61的直径比收纳部63a、63b处的直径小。被压入部62与收纳部63a、63b之间设有高低差部64a、64b。

再次参照图1，曲轴7具有曲轴轴颈71、曲柄销72及曲柄臂73。曲轴轴颈71被下汽缸体22和主轴承盖23支撑且能够旋转。曲柄销72与连杆5的大端部52连结且能够旋转。各曲柄销72与活塞4之间通过连杆5连接。曲柄臂73分别连结曲轴轴颈71的端部以及曲柄销72中靠近曲轴轴颈71端部的一侧端部。由此，在曲轴7中曲轴轴颈71、曲柄销72及曲柄臂73一体化地旋转。

［2．减振构件8］

如上所述，活塞销6的贯通孔61内设有减振构件8。减振构件8具有与活塞销6的中心轴60在同一直线上（或基本同一直线状）延伸的中心轴。减振构件8的中心轴方向与减振构件8的纵长方向一致。减振构件8可以是实心构件。减振构件8具有共振频率（也就是固有频率所对应的频率）互不相同的2个动力吸振器81、82。下面将动力吸振器81称为第1动力吸振器，将动力吸振器82称为第2动力吸振器。减振构件8能利用2个动力吸振器81、82降低减振对象中产生的2种共振的振级。

如图4所示，减振构件8具有质量部83a、83b，固定部84，臂部85a、85b。减振构件8可以由金属制作。第1动力吸振器81具有质量部83a、固定部84、臂部85a，第2动力吸振器82具有质量部83b、固定部84、臂部85b。即，固定部84为第1动力吸振器81和第2动力吸振器82共有，第1动力吸振器81和第2动力吸振器82通过固定部84相互连结而一体化。

本实施方式中，构成第2动力吸振器82的质量部83b、固定部84、臂部85b是由一个构件制成的。而构成第1动力吸振器81的质量部83a则是由2个构件（轴部831和盖部832）组装而成。

在减振构件8中，质量部83a、83b设在活塞销6中心轴方向的两端部。质量部83a、83b基本呈圆柱状，圆柱的中心轴与减振构件8的中心轴一致。质量部83a、83b分别配置在活塞销6的贯通孔61中的收纳部63a、63b位置处。质量部83a、83b的重心位于活塞销6的中心轴60上。质量部83a、83b是减振构件8中质量集中所在的部分。随着活塞4在车身上下方向的运动，质量部83a、83b在车身上下方向实质上进行简谐振动。

质量部83a、83b的外径较收纳部63a、63b的内径小、较被压入部62的内径大，以确保振动时不会接触收纳部63a、63b的内周面。由此，通过高低差部64a、64b限制质量部83a、83b在活塞销6中心轴方向的移动。

在活塞销6的中心轴方向上，固定部84位于减振构件8的中央部。固定部84基本呈圆柱状，圆柱的中心轴与减振构件8的中心轴一致。固定部84压入并固定在活塞销6的被压入部62，也可以称为压入部。固定部84的外径较质量部83a、83b的外径小、较被压入部62的内径大。

臂部85a、85b连接质量部83a、83b及固定部84，其相对于固定部84支撑质量部83a、83b。臂部85a、85b在活塞销6的中心轴方向上配置于从被压入部62至收纳部63a、63b的部分。臂部85a、85b基本呈圆柱状，圆柱的中心轴与减振构件8的中心轴一致。

臂部85a、85b的外径较固定部84和质量部83a、83b的外径小、较被压入部62的内径小。由此就能使臂部85a、85b穿过被压入部62。臂部85a、85b的等价圆直径（在臂部85a、85b基本呈圆柱状的实施方式中则是外径）相较于质量部83a、83b的外径足够小。因此，在与质量部83a、83b一起在车身上下方向振动时，臂部85a、85b能视作就该振动而言具有一定劲度系数的弹簧部。臂部85a、85b的等价圆直径大小以能够获得耐长期振动的刚性为宜。例如，臂部85a、85b的等价圆直径的大小要确保得到耐长时间振动的刚性且臂部85a、85b的等价圆直径的大小完全（或基本）相同。此时，第1、第2动力吸振器81、82的共振频率通过质量部83a、83b的质量来进行调节。第1、第2动力吸振器81、82的共振频率待后详述。

如上所述，第1动力吸振器81的质量部83a具有轴部831及盖部832。轴部831与固定部84及臂部85a设为一体。轴部831的中心轴与减振构件8的中心轴一致。轴部831的外径较被压入部62的内径小。由此就能使轴部831穿过被压入部62。盖部832压入并组装于轴部831的外周面。利用盖部832能够轻松调整质量部83a的质量。

［3．第1、第2动力吸振器81、82的设计］

通过图5～图9说明本实施方式中第1、第2动力吸振器81、82的设计方法。

图5为表示发动机1的振动特性101的曲线图。曲线图中横轴表示频率，曲线图中纵轴表示振级（声压）。图5中在4个频率（F_A、F_B、F_C、F_D）处确认到了共振。高频率侧的共振频率F_A、F_B相互之间较为接近。高频率侧的共振频率F_A、F_B与低频率侧的共振频率F_C、F_D距离足够远。

图6是与发动机1的往复旋转机构相等同的弹簧质量模型示图。作为减振对象的活塞4、活塞销6及连杆5的小端部51作为整体相当于质点（质量为M）。连杆5的连接部56相当于相对于连杆5的大端部52支撑该质点的弹簧（劲度系数为K）。设第1动力吸振器81的质量部83a的质量为m₁，第2动力吸振器82的质量部83b的质量为m₂。第1、第2动力吸振器81、82的臂部85a、85b相当于相对于活塞销6支撑质量部83a、83b的弹簧，其劲度系数分别为k₁、k₂。臂部85a、85b的质量相较于质量部83a、83b的质量来说足够小，因此可以忽略不计。

有时发动机油会进入活塞销6的贯通孔61内。活塞销6与减振构件8之间有油存在会导致第1、第2动力吸振器81、82的共振频率改变。在本实施方式中会一直向活塞销6的贯通孔61内供应油。供应到活塞销6的贯通孔61的收纳部63a、63b内的油分别作为活塞销6与质量部83a、83b之间的减振器c₁、c₂发挥作用。

如上所述，活塞销6与连杆5的销通孔53之间形成第1润滑油膜，活塞销6与活塞4的凸台部42的销支撑孔43之间形成第2润滑油膜。第1润滑油膜相当于连结活塞销6与连杆5的小端部51的弹簧，第2润滑油膜相当于连结活塞销6与活塞4的凸台部42的弹簧。在发动机1的燃烧冲程中，活塞4被大力挤压，因此第1、第2润滑油膜消失。因此，在发动机1的燃烧冲程中，活塞4、活塞销6及连杆5的小端部51一体化且相对于连杆5的大端部52以共振频率

共振。这一共振频率相当于图5的共振频率F_A。

而低频率侧的频率F_C、F_D处的共振是由于设置第1、第2动力吸振器81、82而造成的。具体来说，成因是利用第1动力吸振器81或第2动力吸振器82降低频率F_A处的共振振级时发动机1运转过程中曲轴7、汽缸体2的共振相对增大。

而与活塞4等的共振的共振频率F_A相近的共振频率F_B起因于下汽缸体22的共振，通过活塞4、连杆5、曲轴7及主轴承盖23传递振动力、激励振动。

高频率侧的共振频率F_A、F_B处的振级大可能会给乘车人带来强烈不适感。下面将共振频率F_A、F_B分别称为第1、第2噪音频率（或第1、第2共振频率）。第2噪音频率（第2共振频率）F_B较第1噪音频率（第1共振频率）F_A更高。本实施方式探讨用于降低第1、第2噪音频率F_A、F_B处的振级的第1、第2动力吸振器81、82的优选设计。另外，还可以设置其他动力吸振器来降低低频率侧的共振频率F_C、F_D处的振级。

本实施方式中，所设计的第1动力吸振器81会降低在燃烧冲程中活塞4、活塞销6及连杆5的小端部51一体化地相对于连杆5大端部52共振时的振级。另外，所设计的第2动力吸振器82会降低主轴承盖23的振动所引起的下汽缸体22的共振的振级。即，在本实施方式中，使图6所示弹簧质量模型中第1动力吸振器81的共振频率

与第1噪音频率F_A相适配，使第2动力吸振器82的共振频率

与第2噪音频率F_B相适配。因此，第2动力吸振器82的共振频率f₂相较于第1动力吸振器81的共振频率f₁更高。

第1、第2动力吸振器81、82的共振频率f₁、f₂能通过改变质量部83a、83b的质量m₁、m₂及臂部85a、85b（弹簧部）的劲度系数k₁、k₂中的至少一者来设定为所希望的值。想要在不增大质量部83a、83b的外形尺寸的情况下增大质量部83a、83b的质量m₁、m₂的话，可以用密度更大的材料制成质量部83a、83b。例如，改变臂部85a、85b的长度、臂部85a、85b的外径、制成臂部85a、85b的材料及以上的任意组合所构成的群中选出的参数来调节第1、第2动力吸振器81、82的臂部85a、85b的劲度系数k₁、k₂。例如，已知增加臂部85a、85b的长度、减小臂部85a、85b的外径、降低制成臂部85a、85b的材料的刚性能使劲度系数变小。

另外，本说明书的说明中，所谓动力吸振器的共振频率与减振对象的共振频率相适配并不限于两共振频率相互（完全或实质上）一致的情形，还包括动力吸振器的共振频率偏离减振对象的共振频率的情形。该偏离量的大小会在下面进行说明。

另外，还可采用与上述设计相反的设计，即，使第1动力吸振器81降低下汽缸体22的共振（噪音频率F_B）振级，使第2动力吸振器82降低活塞4等的共振（噪音频率F_A）振级。

一般来说，使动力吸振器的共振频率与减振对象的共振频率相适配能降低减振对象的振级，但动力吸振器的共振频率高频率侧及低频率侧会分别出现反共振。本实施方式中，使第1、第2动力吸振器81、82的共振频率f₁、f₂与第1、第2噪音频率F_A、F_B相适配，则共振频率f₁、f₂的高频率侧及低频率侧会分别出现反共振。

图7、图8是表示主振动系统中加入第1、第2动力吸振器后的共振曲线的曲线图。图7示例中第1、第2动力吸振器81、82不具有以下说明的优选设计。图8示例中第1、第2动力吸振器81、82具有以下说明的优选设计。图7、8中横轴表示频率，纵轴表示振级（或声压）。表示第1、第2动力吸振器81、82的共振曲线的虚线分别编号为111、112。根据波的合并原理合并共振曲线111、112所得实际的振动曲线（实线）编号为113。第1、第2噪音频率F_A、F_B处的振级分别为P_A、P_B。图7、图8的曲线图中一并显示了图5所示发动机1的振动特性101。

图7中，使第1、第2动力吸振器81、82的共振频率f₁、f₂分别与第1、第2噪音频率F_A、F_B相一致。即，图7示例中第1、第2噪音频率F_A、F_B分别是第1、第2动力吸振器81、82的目标频率。由振动曲线113的形状可知，第1、第2噪音频率F_A、F_B处的振级大幅降低。

如上所述，第1动力吸振器81的共振频率f₁的高频率侧及低频率侧分别出现反共振。关于第1动力吸振器81，称高频率侧的反共振峰值处频率（峰值频率）为g₁(high)，称低频率侧的反共振峰值处频率（峰值频率）为g₁(low)。同样，第2动力吸振器82的频率f₂的高频率侧及低频率侧分别出现反共振。关于第2动力吸振器82，称高频率侧的反共振峰值处频率（峰值频率）为g₂(high)，称低频率侧的反共振峰值处频率（峰值频率）为g₂(low)。

典型的情况下，第1动力吸振器81及第2动力吸振器82各自产生的反共振的振级相较于第1、第2噪音频率F_A、F_B处的振级P_A、P_B足够小。但是，如图7所示，当第1动力吸振器81高频率侧反共振的峰值频率g₁(high)与第2动力吸振器82低频率侧反共振的峰值频率g₂(low)完全一致或实质上一致时，两个反共振的合并（振动曲线113）峰值的振级P_S相较于原发动机1的振动特性101中第1噪音频率F_A处的振级P_A或第2噪音频率F_B处的振级P_B更大。这种情况在第1、第2噪音频率F_A、F_B相互接近时特别容易发生。图7显示的是反共振合并峰值的振级P_S较第2噪音频率F_B处的振级P_B更大的示例。此时，虽然利用第1、第2动力吸振器81、82降低了第1噪音频率F_A、第2噪音频率F_B处的振级P_A、P_B，但又出现了新的噪音源。

因此，在本实施方式中，当第1动力吸振器81的高频率侧反共振的峰值频率g₁(high)与第2动力吸振器82的低频率侧反共振的峰值频率g₂(low)完全一致或实质上一致时，使第1动力吸振器81的共振频率f₁从第1噪音频率F_A偏离，且使第2动力吸振器82的共振频率f₂从第2噪音频率F_B偏离，由此使峰值频率g₁(high)成为实质上与峰值频率g₂(low)不同的值。可以使第1、第2动力吸振器81、82的共振频率f₁、f₂两者均偏离，但不限于此，也可以仅使共振频率f₁、f₂中的一者偏离。

此时，既可以（例如通过共振频率f₁向高频率侧偏离、共振频率f₂向低频率侧偏离）使共振频率f₁、f₂相互靠近，也可以反过来（例如通过共振频率f₁向低频率侧偏离、共振频率f₂向高频率侧偏离），使共振频率f₁、f₂相互远离。

共振频率f₁、f₂能分别通过减小质量部83a、83b的质量m₁、m₂来向高频率侧偏离，能分别通过增大质量m₁、m₂来向低频率侧偏离。此外，共振频率f₁、f₂能分别通过增大臂部85a、85b的劲度系数k₁、k₂来向高频率侧偏离，能分别通过减小劲度系数k₁、k₂来向低频率侧偏离。

本说明书中，2个反共振峰值频率（具体来说即g₁(high)与g₂(low)）实质上不同是指，2个频率错开的程度至少确保反共振合并峰值的振级P_S的值在原发动机1振动特性101中第1噪音频率F_A处的振级P_A及第2噪音频率F_B处的振级P_B以下。此外，2个反共振的峰值频率实质上一致是指，2个频率的大小接近的程度使振级P_S的值大于振级P_A（或P_B）。

在图8示例中，第1动力吸振器81的共振频率f₁向高频率侧偏离Δf₁，第2动力吸振器82的共振频率f₂向低频率侧偏离Δf₂，由此使峰值频率g₁(high)与峰值频率g₂(low)实质上成为不同值。由此，第1动力吸振器81高频率侧反共振的峰值频率g₁(high)的值相较于第2动力吸振器82低频率侧反共振的峰值频率g₂(low)更高。图8显示的是反共振合并峰值的振级P_S较振级P_A、P_B更小的示例。

如上所述，本实施方式中降低了第1、第2噪音频率F_A、F_B处的振级且抑制了反共振之间的相互作用导致的振级增大，因此能有效降低发动机1运转过程中产生的噪音。

如上所述，本实施方式中，为了使峰值频率g₁(high)的值与峰值频率g₂(low)实质上不同，可以以原来的值（峰值频率g₁(high)、g₂(low)一致时的值）为基准使共振频率f₁、f₂相互接近或相互远离。优选实施方式中，如图8的示例，第1动力吸振器81的共振频率f₁向高频率侧偏离，第2动力吸振器82的共振频率f₂向低频率侧偏离，由此使共振频率f₁、f₂相互接近。由此，第1动力吸振器81高频率侧反共振的振级能通过第2动力吸振器82的振动而降低，第2动力吸振器82的低频率侧反共振的振级能通过第1动力吸振器81的振动而降低。

如果采用的是第1、第2动力吸振器81、82的共振频率f₁、f₂通过质量部83a、83b的质量m₁、m₂而非臂部85a、85b的劲度系数k₁、k₂进行调节的实施方式，如果要使共振频率f₁、f₂相互远离，则需要使已经相对于第2动力吸振器82的质量部83b来说更重的第1动力吸振器81的质量部83a进一步增重，可能很难将其设置在活塞销6的贯通孔61内，但使共振频率f₁、f₂相互接近能够抑制第1动力吸振器81的质量部83a的质量增大。

但如果偏离量Δf₁、Δf₂过大的话不能充分发挥第1、第2动力吸振器81、82降低第1、第2噪音频率F_A、F_B处的振级P_A、P_B的效果，更进一步，例如，可能出现反共振峰值频率g₁(high)与第2噪音频率F_B重合、反共振峰值频率g₂(low)与第1噪音频率F_A重合并产生新噪音源的情况。因此，设定偏离量Δf₁、Δf₂的大小时要确保合并共振曲线111、112所得实际振动曲线113中振级的最大值小于第1、第2噪音频率F_A、F_B处的振级P_A、P_B。

下面通过图9说明本发明其他实施方式中第1、第2动力吸振器81、82的设计方法。

图6所示弹簧质量模型中第1、第2动力吸振器81、82的质量部83a、83b的质量m₁、m₂与往复旋转机构的往复惯性质量Mr之比μ₁、μ₂（μ₁＝m₁／Mr，μ₂＝m₂／Mr）的值与1相比足够小的情况下，2个反共振之间的间隔（峰值频率之差）w₁、w₂用下式表示。

数1

因此，质量比μ₁、μ₂越大则2个反共振之间的间隔（以下称为反共振间隔）w₁、w₂越大。

往复旋转机构的往复惯性质量Mr能够视作活塞4的质量、连杆5的质量的1／3、活塞销6的质量及第1动力吸振器81（或第2动力吸振器82）的固定部84的质量之总和。连杆5质量的1／3是连杆5中包括小端部51在内的、进行往复运动的部分的质量，其余质量（连杆5质量的2／3）是连杆5中包括大端部52在内的、进行旋转运动的部分的质量。能够说第1、第2动力吸振器81、82的质量部83a、83b的质量m₁、m₂与往复惯性质量Mr之比μ₁、μ₂比1足够小。

在本实施方式中，当第1动力吸振器81的高频率侧反共振的峰值频率g₁(high)与第2动力吸振器82的低频率侧反共振的峰值频率g₂(low)完全一致或实质上一致时，改变第1动力吸振器81出现的反共振间隔w₁与第2动力吸振器82的反共振间隔w₂中的至少一者，由此使峰值频率g₁(high)成为实质上与峰值频率g₂(low)不同的值。

该实施方式中分别使第1、第2动力吸振器81、82的共振频率与第1、第2噪音频率F_A、F_B（完全或实质上）一致。为实现这一目的，首先，改变第1、第2动力吸振器81、82的质量部83a、83b的质量m₁、m₂的值，使反共振峰值频率g₁(high)、g₂(low)实质上是不同值。由此，质量比μ₁、μ₂以及反共振间隔w₁、w₂成为所希望的值。在此状态下，改变臂部85a、85b（弹簧部）的劲度系数k₁、k₂的值，使第1动力吸振器81的共振频率

与第1噪音频率F_A（完全或实质上）一致，使第2动力吸振器82的共振频率

与第2噪音频率F_B（完全或实质上）一致。

反共振间隔w₁、w₂可以以原来的值（峰值频率g₁(high)、g₂(low)一致时的值）为基准进行扩大或缩小。反共振间隔w₁、w₂能分别通过增大质量比μ₁、μ₂来扩大，通过减小质量比μ₁、μ₂来缩小。

在图9示例中，在第1、第2动力吸振器81、82的共振频率分别与第1、第2噪音频率F_A、F_B一致的状态下扩大反共振间隔w₁、w₂，由此使峰值频率g₁(high)与峰值频率g₂(low)实质上成为不同值。图9显示的是反共振合并峰值的振级P_S较振级P_A、P_B更小的情况。

如上所述，本实施方式中，可以以原来的值（峰值频率g₁(high)、g₂(low)一致时的值）为基准扩大或缩小反共振间隔w₁、w₂，以使峰值频率g₁(high)的值与峰值频率g₂(low)实质上不同。在优选实施方式中，如图9的示例，一并扩大第1动力吸振器81的反共振间隔w₁及第2动力吸振器82的反共振间隔w₂，使第1动力吸振器81高频率侧反共振的峰值频率g₁(high)的值相较于第2动力吸振器82低频率侧反共振的峰值频率g₂(low)更大。由此，第1动力吸振器81高频率侧反共振的振级能通过第2动力吸振器82的振动而降低，第2动力吸振器82的低频率侧反共振的振级能通过第1动力吸振器81的振动而降低。

在该实施方式中，如果反共振间隔w₁、w₂过大的话不能充分发挥第1、第2动力吸振器81、82降低第1、第2噪音频率F_A、F_B处的振级P_A、P_B的效果，更进一步，例如，可能出现反共振峰值频率g₁(high)与第2噪音频率F_B重合、反共振峰值频率g₂(low)与第1噪音频率F_A重合并产生新噪音源的情况。因此，设定反共振间隔w₁、w₂的大小时要确保合并共振曲线111、112所得实际振动曲线113中振级的最大值小于第1、第2噪音频率F_A、F_B处的振级P_A、P_B。

［4．发动机1的往复旋转机构的制造方法]

图10是本发明一实施方式中发动机1的往复旋转机构的示例性制造方法的流程图。该方法包括步骤201～207。

在步骤201中测定发动机1的振动特性（例如图5中的编号101）。假设步骤201中测定的振动特性具有图5所示相互接近的第1、第2噪音频率F_A、F_B。

在步骤202中准备包括第1、第2动力吸振器81、82的减振构件8。具体来说，按以上参照图5～图9所说明的设计调节减振构件8的质量部83a、83b的质量m₁、m₂的大小、臂部85a、85b的劲度系数k₁、k₂的大小，由此就第1、第2动力吸振器81、82的共振频率f₁、f₂及反共振间隔w₁，w₂实现所希望的值。

步骤203中将减振构件8组装到活塞销6的贯通孔61内。减振构件8中有较大直径的质量部83a、83b无法穿过较小直径的被压入部62。因此，首先将第1动力吸振器81的轴部831安装盖部832之前的减振构件8自第1动力吸振器81侧插入贯通孔61内。然后将固定部84压入被压入部62，将减振构件8固定于活塞销6。然后将盖部832压入轴部831，结束减振构件8向活塞销6的贯通孔61内的安装。

步骤204中利用公知测量装置对惯性特征（输入第1、第2动力吸振器81、82的振动力与由此产生的加速度之比的频率响应函数）进行测量，由此求出第1、第2动力吸振器81、82的共振频率f₁、f₂。该测量装置可以是具有激光多普勒测振仪等的非接触式测振仪的装置。第1、第2动力吸振器81、82的共振频率f₁、f₂能根据所测量的惯性特征的频率特性求出。

步骤205中判断步骤204求出的共振频率f₁、f₂是不是所希望的范围内的值。

如果步骤204求出的第1、第2动力吸振器81、82的共振频率f₁、f₂不是所希望范围内的值（步骤205：否），则在步骤206中用公知的削磨装置（例如具有削磨磨石的装置）对第1、第2动力吸振器81、82的质量部83a、83b的质量进行调整。质量调整可以针对质量部83a、83b中的一者进行，也可针对两者进行。

此外，步骤206中会通过削磨降低质量部83a、83b的质量，因此，作为示例，在步骤202中宜使准备的质量部83a、83b的长度尺寸较目标尺寸更大（由此，质量部83a、83b的质量较目标大小更大，第1、第2动力吸振器81、82的共振频率较目标频率更低）。

如果步骤204求出的第1、第2动力吸振器81、82的共振频率f₁、f₂是所希望范围内的值（步骤205：是），则在步骤207中对活塞销6进行外径削磨。如上所述地制造发动机1的往复旋转机构。

［5．其他实施方式］

以上通过列举实施方式对本发明进行了说明，但本发明不限于上述实施方式。可对上述实施方式进行各种改进、设计上的变更及删减。可通过上述实施方式所记载的任意特征的组合得到其他实施方式。

例如，在参照图9说明的实施方式中，在分别使第1、第2动力吸振器81、82的共振频率与第1、第2噪音频率F_A、F_B（完全或实质上）一致的状态下改变反共振间隔w₁、w₂。其他实施方式中可如下设计：使第1、第2动力吸振器81、82的共振频率f₁、f₂分别偏离第1、第2噪音频率F_A、F_B（利用图8所示实施方式的方法），再改变反共振间隔w₁、w₂，由此使第1动力吸振器81的高频率侧反共振的峰值频率g₁(high)与第2动力吸振器82的低频率侧反共振的峰值频率g₂(low)实质上成为不同值。该实施方式由于能控制共振频率f₁、f₂相对于第1、第2噪音频率F_A、F_B的偏离量而能够通过第1、第2动力吸振器81、82切实降低第1、第2噪音频率F_A、F_B处的振级，又能防止反共振之间的相互作用导致的振级增大。这样能提高用于有效降低发动机1运转过程中产生的噪音的第1、第2动力吸振器81、82的设计自由度。

上述实施方式中将减振构件8设置在活塞销6的贯通孔61内。在其他实施方式中，例如在需要将第1、第2动力吸振器81、82的质量部83a、83b增大到无法收纳于活塞销6的贯通孔61内的程度时，可将减振构件8设于连杆5。在该实施方式中，减振构件8的固定部84固定在连杆5。通过将减振构件8设在更为靠近连杆5的小端部51的位置就能很好地抑制活塞4、活塞销6及连杆5的小端部51一体化并相对于连杆5的大端部52共振。

例如，可以如图11所示地在连杆5的连接部56设置（在安装于车身的状态下）沿车身上下方向延伸的贯通孔561，将减振构件9固定在该贯通孔561内。减振构件9的结构与减振构件8的结构大致相同，细节有所差异。减振构件9的动作与减振构件8的动作一样。如图12所示，减振构件9具有质量部93a、93b，固定部94，臂部95a、95b。减振构件9的第1动力吸振器91具有质量部93a、固定部94、臂部95a，第2动力吸振器92具有质量部93b、固定部94、臂部95b。即，固定部94为第1动力吸振器91和第2动力吸振器92共有，第1动力吸振器91和第2动力吸振器92通过固定部94相互连结而一体化。减振构件9的固定部94例如可以压入或稳固系止并固定于贯通孔561的内周面。

另外，在上述实施方式中两个动力吸振器81、82具有共用的固定部84且设为一体。该实施方式能削减零部件件数，降低制造成本。在其他实施方式中可使两个动力吸振器81、82相互分开地非一体设置。

此外，上述实施方式中第2动力吸振器82通过1个构件制作而成，第1动力吸振器81的质量部83a通过2个构件（轴部831及盖部832）制作而成。在其他实施方式中可以使第1动力吸振器81及第2动力吸振器82两者均由1个构件制作而成。在该示例中，减振构件8作为一个整体是由1个构件制作而成的。此外，该示例中只需使质量部83a、83b的外径较被压入部62的内径更小以使得能将1个构件组装到活塞销6的贯通孔61即可。在另外的实施方式中可以使第1动力吸振器81及第2动力吸振器82两者均由2个以上的构件（轴部及盖部）制作而成。

实用性

本发明能利用发动机的往复旋转机构所包括的两个动力吸振器降低发动机运转过程中产生的2种共振频率处的振级，还能防止反共振之间的相互作用导致振级增大。因此本发明能很好地适用于包括这种往复旋转机构的发动机的制造领域。

编号说明

1 发动机

2 汽缸体

21 上汽缸体

22 下汽缸体

23 主轴承盖

4 活塞

5 连杆

51 小端部

52 大端部

56 连接部

6 活塞销

61 贯通孔

7 曲轴

8 减振构件

81 第1动力吸振器

82 第2动力吸振器

83a、83b 质量部

84 固定部

85a、85b 臂部

101 发动机的振动特性

111、112 第1、第2动力吸振器的共振曲线

113 合并第1、第2动力吸振器的共振曲线所得实际的振动曲线

F_A、F_B 第1、第2噪音频率（第1、第2共振频率）

f₁、f₂ 第1、第2动力吸振器的共振频率

m₁、m₂ 第1、第2动力吸振器的质量部的质量

k₁、k₂ 第1、第2动力吸振器的臂部的劲度系数

g₁(high)、g₁(low) 第1动力吸振器所产生的反共振的峰值频率

g₂(high)，g₂(low) 第2动力吸振器所产生的反共振的峰值频率

Δf₁、Δf₂ 第1、第2动力吸振器的共振频率的偏离量

Mr 往复旋转机构的往复惯性质量

w₁、w₂ 第1、第2动力吸振器的反共振间隔

μ₁、μ₂ 第1、第2动力吸振器的质量部的质量与往复旋转机构的往复惯性质量之比

Claims

1.一种发动机的往复旋转机构，其包括：

在汽缸内往复运动的活塞，

连结所述活塞和曲轴的连杆，

用于降低在所述发动机运转过程中产生的第1共振频率的振级的第1动力吸振器，和用于降低在所述发动机运转过程中产生的高于所述第1共振频率的第2共振频率的振级的第2动力吸振器，所述第1动力吸振器和所述第2动力吸振器设在所述活塞或所述连杆上；

其中，

所述第1共振频率是在燃烧冲程中作为减振对象的活塞、活塞销及连杆的小端部一体地相对于连杆的大端部共振时的共振频率；

所述第2共振频率是主轴承盖的振动所引起的下汽缸体的共振频率；

所述第2动力吸振器的共振频率比所述第1动力吸振器的共振频率高；

所述第1动力吸振器的共振频率是偏离所述第1共振频率的值，和/或所述第2动力吸振器的共振频率是偏离所述第2共振频率的值，以使所述第1动力吸振器的共振频率高频率侧出现的反共振峰值频率与所述第2动力吸振器的共振频率低频率侧出现的反共振峰值频率实质上是不同值；

所述第1动力吸振器的共振频率与所述第1共振频率相适配，所述第2动力吸振器的共振频率与所述第2共振频率相适配。

2.根据权利要求1所述的发动机的往复旋转机构，还包括：

连结所述活塞与所述连杆的且具有贯通孔的活塞销，

其中，所述第1动力吸振器及所述第2动力吸振器设在所述活塞销的贯通孔内。

3.根据权利要求1所述的发动机的往复旋转机构，其特征在于：

所述第1动力吸振器的共振频率是偏离所述第1共振频率的值，和/或所述第2动力吸振器的共振频率是偏离所述第2共振频率的值，以使所述第1动力吸振器的共振频率高频率侧出现的反共振峰值频率高于所述第2动力吸振器的共振频率低频率侧出现的反共振峰值频率。

4.根据权利要求2所述的发动机的往复旋转机构，其特征在于具有：

用于将所述第1动力吸振器及所述第2动力吸振器固定于所述活塞销的共用的固定部（84）、弹性连结所述固定部与所述第1动力吸振器（81）的第1连结部（85a）、弹性连结所述固定部与所述第2动力吸振器（82）的第2连结部（85b）。

5.一种发动机的往复旋转机构的制造方法，其特征在于：

所述往复旋转机构包括：

在汽缸内往复运动的活塞，

连结所述活塞和曲轴的连杆，

用于降低在所述发动机运转过程中产生的第1共振频率的振级的第1动力吸振器，和用于降低在所述发动机运转过程中产生的第2共振频率的振级的第2动力吸振器，所述第1动力吸振器和所述第2动力吸振器设在所述活塞或所述连杆上；

其中，

所述发动机的往复旋转机构的制造方法包括准备所述第1动力吸振器和所述第2动力吸振器的步骤，所述准备步骤包含下述步骤：当所述第1动力吸振器的共振频率高频率侧出现的反共振峰值频率与所述第2动力吸振器的共振频率低频率侧出现的反共振峰值频率实质上一致时，使所述第1动力吸振器的共振频率偏离所述第1共振频率，和/或使所述第2动力吸振器的共振频率偏离所述第2共振频率；

6.根据权利要求5所述的发动机的往复旋转机构的制造方法，其特征在于：

在偏离所述第1共振频率和/或偏离所述第2共振频率的步骤中，使所述第1动力吸振器的共振频率向高频率侧偏离所述第1共振频率，和/或使所述第2动力吸振器的共振频率向低频率侧偏离所述第2共振频率。

7.根据权利要求5所述的发动机的往复旋转机构的制造方法，其特征在于：

所述第1动力吸振器及所述第2动力吸振器具有质量部、固定于所述活塞或所述连杆的固定部、弹性连接所述质量部与所述固定部的连结部，

所述准备步骤还包括下述步骤：改变所述第1动力吸振器质量部的质量与所述往复旋转机构的往复惯性质量之比来改变所述第1动力吸振器出现的反共振之间的间隔，和/或改变所述第2动力吸振器质量部的质量与所述往复旋转机构的往复惯性质量之比来改变所述第2动力吸振器出现的反共振之间的间隔。