JP2003172405A

JP2003172405A - 内燃機関の振動低減装置

Info

Publication number: JP2003172405A
Application number: JP2001370006A
Authority: JP
Inventors: Yasuyuki Asahara; 康之浅原
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 2001-12-04
Filing date: 2001-12-04
Publication date: 2003-06-20
Anticipated expiration: 2021-12-04
Also published as: JP3915493B2

Abstract

(57)【要約】【課題】エンジンのロール振動を効果的に低減する。【解決手段】駆動力伝達機構の回転によって生じる補
機回転振動系と、内燃機関のロール振動もしくはクラン
クシャフトの回転変動との反共振の周波数を、クランク
シャフトの所定回転速度における回転周波数の（自然数
／２）倍した周波数のうちのいずれかの周波数と略一致
させた内燃機関の振動低減装置において、駆動力伝達機
構の回転振動系全体の減衰比が、ベルト４のバネ定数を
∞として算出した駆動力伝達機構の回転振動系全体の減
衰比よりも小さくなるよう、回転バネ定数比（ベルトの
回転バネ定数／弾性体の回転バネ定数）Ｘが設定されて
いる。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】本発明は、自動車用エンジン
等の内燃機関において、燃焼圧力変動等に起因して生じ
る内燃機関のロール振動を低減する内燃機関の振動低減
装置に関する。

【０００２】

【従来の技術】内燃機関の燃焼圧力変動等に起因するロ
ール振動を低減するための振動低減装置としては、例え
ば、特開平１１−３２５１８６号公報に記載されるもの
が従来から知られている。

【０００３】この特開平１１−３２５１８６号公報に
は、フライホイールに結合されたクランクシャフトの回
転駆動力を伝える駆動力伝達機構と、駆動力伝達機構に
より回転させられて慣性力を生じる副慣性質量体と、を
備え、かつ駆動力伝達機構は、弾性体と、この弾性体を
介してクランクシャフトの回転を副慣性質量体に伝達す
るベルトと、を有し、駆動力伝達機構の回転によって生
じる補機回転振動系の反共振の周波数を、クランクシャ
フトの所定回転速度における回転周波数の（自然数／
２）倍の周波数うちのいずれかの周波数と略一致させる
ことにより、その運転状態における内燃機関の振動を低
減するようにした振動低減装置が開示されている。

【０００４】このような従来の振動低減装置において
は、反共振の周波数をコントロールすることにより特定
の運転条件で大きな振動低減効果を得ることができ、例
えば、アイドル振動に反共振の周波数を設定すれば、大
きなアイドル振動の低減効果を得ることができる。

【０００５】ここで、ベルトは、補機類を駆動する必要
があるため、そのバネ定数Ｋ₁をあまり小さくすること
ができず、ベルトのみを回転振動系のバネ成分として用
いる場合には、バネ定数Ｋ₁の設定範囲が限れてしまう
が、上述した従来の振動低減装置において、回転振動系
のバネ成分としてベルトの他に弾性体を有しているの
で、弾性体のバネ定数Ｋ₂をベルトのバネ定数Ｋ₁に合わ
せて適宜設定することによって、ベルトのバネ定数Ｋ₁
を補機駆動という本来の目的のために要求される大きさ
に設定することができるようになっている。

【０００６】

【発明が解決しようとする課題】しかしながら、副慣性
質量体を駆動する駆動力伝達機構が駆動力を伝達するベ
ルトと弾性体とを有している上述した従来の振動低減装
置の場合、内燃機関が６気筒以上の多気筒となり、設定
される反共振の周端数が高くなると、それに伴って弾性
体のバネ定数Ｋ₂を大きくしなければならない。

【０００７】ここで、ベルトと弾性体とが直列バネとし
て駆動力伝達機構のバネ要素となると、駆動力伝達機構
全体としてのバネ定数Ｋ′は、次式（２）のようにな
る。

【０００８】

【数２】Ｋ′＝Ｋ₁・Ｋ₂／（Ｋ₁＋Ｋ₂）＝Ｋ₂／（１＋Ｋ₂／Ｋ₁） …（２）通常、Ｋ₁は、Ｋ₂に比べて十分大きい値になることを考
慮すると、駆動力伝達機構のバネ定数Ｋ′の値におい
て、弾性体のバネ定数Ｋ₂が支配的となる。

【０００９】そこで、多気筒エンジンのように駆動力伝
達機構のバネ定数Ｋ′の値を大きく設定する場合には、
弾性体のバネ定数Ｋ₂を大きくすることになるが、弾性
体のバネ定数Ｋ₂が大きくなり、ベルトのバネ定数Ｋ₁の
値に近づくと、ベルトのバネ定数Ｋ₁の影響が大きくな
る。そして、ベルトの減衰は、通常弾性体の減衰よりも
大きいため、ベルトと弾性体とからなる合成バネ（振動
系）全体の減衰が大きくなる。

【００１０】すなわち、反共振の周波数を利用した上述
した従来の振動低減装置の場合、その振動低減効果は、
合成バネ（振動系）全体の減衰が小さいほど大きくなる
ので、弾性体のバネ定数Ｋ₂が大きくなり、バネ定数
Ｋ′に寄与するベルトのバネ定数Ｋ₁の影響が相対的に
大きくなと、振動低減効果が小さくなってしまうという
問題がある。

【００１１】

【課題を解決するための手段】そこで、請求項１に記載
の発明は、内燃機関の駆動力を回転駆動力として伝達す
るクランクシャフトと、このクランクシャフトと一体回
転する主慣性質量体と、前記クランクシャフトの回転に
伴って回転する副慣性質量体と、前記クランクシャフト
の回転駆動力を前記副慣性質量体に伝達して該副慣性質
量体を回転駆動する駆動力伝達機構と、を備え、前記駆
動力伝達機構は、弾性体と、該弾性体を介して前記クラ
ンクシャフトの回転を前記副慣性質量体に伝達するベル
トとを有し、前記駆動力伝達機構の回転によって生じる
補機回転振動系と、内燃機関のロール振動もしくは前記
クランクシャフトの回転変動との反共振の周波数を、前
記クランクシャフトの所定回転速度における回転周波数
の（自然数／２）倍した周波数のうちのいずれかの周波
数と略一致させた内燃機関の振動低減装置において、前
記駆動力伝達機構の補機回転振動系全体の減衰比が、前
記ベルトのバネ定数を∞として算出した前記駆動力伝達
機構の補機回転振動系全体の減衰比よりも小さくなるよ
う、回転バネ定数比（ベルトの回転バネ定数／弾性体の
回転バネ定数）Ｘが設定されていることを特徴としてい
る。

【００１２】請求項２に記載の発明は、請求項１に記載
の発明において、前記反共振の周波数は、前記クランク
シャフトの所定回転速度における回転周波数の（気筒数
／２）倍した周波数のうちのいずれかの周波数と略一致
するよう設定されていることを特徴としている。

【００１３】請求項３に記載の発明は、請求項１または
２に記載の発明において、前記クランクシャフトの所定
回転速度は、前記内燃機関がアイドル運転状態にある際
の回転速度であることを特徴としている。

【００１４】請求項４に記載の発明は、請求項１〜３の
いずれかに記載の発明において、前記駆動力伝達機構
は、前記クランクシャフトに直接結合された内周部と、
前記クランクシャフトに回転自由に支持された外周部
と、からなるクランクプーリを有し、前記外周部に前記
ベルトが巻き掛けられ、前記内周部と前記外周部とが、
前記弾性体を介して結合されていると共に、弾性体の回
転バネ定数に対するベルトの回転バネ定数の比をＸ、前
記クランクプーリ半径をｒ₁、ベルトの減衰定数をＣ_b、
弾性体の回転バネ定数に対する弾性体の減衰定数の比を
α、回転振動系全体の回転バネ定数をＫとしたときに、
前記回転バネ定数比Ｘが、Ｘ≧（ｒ₁ ²Ｃ_b／αＫ）−１
となるよう設定されていることを特徴としている。

【００１５】請求項５に記載の発明は、請求項１〜４の
いずれかに記載の発明において、前記内燃機関は６以上
の気筒を持つ多気筒内燃機関であることを特徴としてい
る。

【００１６】請求項６に記載の発明は、請求項１〜５の
いずれかに記載の発明において、前記ベルトは、ゴム製
の基材に補強部材が埋設された構造となっており、かつ
補強部材にアラミド繊維が使用されていることを特徴と
している。

【００１７】請求項７に記載の発明は、請求項１〜６の
いずれかに記載の発明において、前記ベルトは、前記内
燃機関の補機を駆動するベルトであり、前記内燃機関は
このベルト一本で全ての補機を駆動するサーペンタイン
方式であることを特徴としている。

【００１８】

【発明の効果】本発明によれば、駆動力伝達機構の補機
回転振動系全体の減衰比が、ベルトのバネ定数を∞とし
て算出した駆動力伝達機構の補機回転振動系全体の減衰
比よりも小さくなるようなるよう、回転バネ定数比Ｘ
（ベルトの回転バネ定数／弾性体の回転バネ定数）が設
定されているので、ベルトの減衰の影響を受けることな
く十分な振動低減効果を得ることができる。

【００１９】また、この回転バネ定数比Ｘは、より具体
的には、請求項４に示す条件式によって表される。

【００２０】そして、請求項６に記載の発明のように、
ベルトの心線として剛性の高いアミラド繊維を用いるこ
とによって、ベルトの剛性が上がり、ベルトの回転バネ
定数が大きくなって、バネ定数比Ｘが請求項４に示す条
件式（１）を確実に満たすよう設定することができ、十
分な振動低減効果を確実に得ることができる。

【００２１】

【発明の実施の形態】以下、本発明の一実施例を図面に
基づいて詳細に説明する。

【００２２】図１及び図２は、本発明に係る振動低減装
置を備えた自動車用のＶ型６気筒内燃機関を示してい
る。エンジン１には、主慣性質量体としてのフライホイ
ール２を後端に備えたクランクシャフト３が設けられて
いると共に、補機駆動ベルト４を介してクランクシャフ
ト３によって駆動されるオルタネータ５、ファン６、パ
ワーステアリングポンプ７、アイドラープリー８等の補
機が備えられている。

【００２３】オルタネータ５は、クランクシャフト３の
取り付けられたクランクプーリ９と、オルタネータプー
リ１０と、これら両プーリ９，１０間に巻き掛けられた
補機駆動ベルト４等、を主体とする駆動力伝達機構を介
し、この補機駆動ベルト４の背面で駆動され、クランク
シャフト３に対して逆回転している。

【００２４】また、クランクプーリ９には、エアコンコ
ンプレッサー１１を駆動する駆動ベルト１２が、補機駆
動ベルト２とは別に巻き掛けられている。

【００２５】オルタネータ５は、図３に示すように、オ
ルタネータプーリ１０に連結された回転軸１５と、この
回転軸１５の外周に固定された副慣性質量体としてのロ
ータ部１６と、ハウジング１７の内周面に固定されたス
テータコイル１８と、を有している。

【００２６】クランクプーリ９は、図４及び図５に示す
ように、クランクシャフト３に直接結合された内周部２
０と、補機駆動ベルト４が巻き掛けられ、クランクシャ
フト３にベアリング２１を介して回転自由に指示される
外周部２２と、に二分割されており、内周部２０と外周
部２２とは、弾性体である金属製の４つのコイルバネ２
３，…２３を組み合わせた捩りバネ機構２４を介して結
合されている。

【００２７】このように、捩りバネ機構２４を介して内
周部２０と外周部２２とを結合することにより、補機駆
動ベルト４と捩りバネ機構２４のコイルバネ２３，…２
３とが直列バネとなり、クランクシャフト３に取り付け
られた主慣性質量体であるフライホイール２と、副慣性
質量体となるオルタネータ５のロータ部１６を質量成分
とする補機回転振動系が構成される。

【００２８】そして、上記補機回転振動系の振動とエン
ジン１のロール振動系の振動とには相互に影響を及ぼし
合い、両者の振動が逆相となって互いの振動を打ち消し
合う現象、すなわち、反共振現象が生じる領域がある。

【００２９】同様に、上記補機回転振動系の振動とクラ
ンクシャフトの回転変動とには相互に影響を及ぼし合
い、互いの振動を打ち消し合う反共振現象が生じる領域
がある。

【００３０】そこで、この第１実施例においては、エン
ジン１が所定回転速度で頻繁の使用され、かつロール振
動が問題となるような運転領域に、上記反共振現象が現
れるように設定する。

【００３１】以下に、反共振現象が所望の運転領域に現
れるように設定する際の手法について説明する。

【００３２】ここで、エンジン１本体のロール角変位を
θ_e、フライホイール２の回転角変位をθ₁、クランクプ
ーリ９の外周部２２の回転角変位をθ₁₂、オルタネータ
５のロータ部１６の回転角変位をθ₂、エンジン１本体
のロール方向の慣性質量をＩ_e、フライホイール２、ク
ランクシャフト３及びクランクプーリ９等からなるエン
ジン回転系の慣性質量をＩ₁、クランクプーリ９の外周
部２２の慣性質量をＩ₁₂、オルタネータ５のロータ部１
６の慣性質量をＩ₂、エンジン１のロール回転バネ定数
をＫ_e、エンジン１の減衰定数をＣ_e、捩りバネ機構２４
の回転バネ定数をＫ_p、捩りバネ機構２４の減衰定数を
Ｃ_p、補機駆動ベルト４の延び側のバネ定数をＫ₁₂、補
機駆動ベルト４の延び側の減衰定数をＣ₁₂、補機駆動ベ
ルト４の縮み側のバネ定数をＫ₂₁、補機駆動ベルト４の
縮み側の減衰定数をＣ₂₁、クランクプーリ９の半径をｒ
₁、オルタネータプーリ１０の半径をｒ₂（順回転＞０、
逆回転＜０）、入力トルクをＴ、とすれば、エンジン１
の振動系の運動方程式は、次式（３）〜（６）で表すこ
とができる。

【００３３】

【数３】

【００３４】

【数４】

【００３５】

【数５】

【００３６】

【数６】

【００３７】上記式（３）〜式（６）において、Ｉ₁，
Ｉ₂≫Ｉ₁₂であり、減衰項を無視し、エンジン１のロー
ル振動の反共振の条件であるθ_e＝０と置くことによ
り、エンジン１のロール振動の反共振周波数ｆ₁は、次
式（７）で表される。

【００３８】

【数７】

【００３９】ここで、ρはオルタネータ増速比でありρ
＝ｒ₁／ｒ₂である。またＫは補機駆動ベルト４のバネ
と、捩りバネ機構２４のバネからなる直列バネの回転バ
ネ定数であり次式（８）で表される。

【００４０】

【数８】

【００４１】そして、この反共振周波数ｆ₁が、エンジ
ン１、すなわちクランクシャフト３の所定回転速度Ｎ
（ｒｐｍ）における回転周波数ｆｎ（＝Ｎ／６０）を
（自然数／２）倍、すなわち、０．５倍、１倍、１．５
倍、２倍、…した周波数のうちのいずれか周波数と略一
致するよう設定する。

【００４２】具体的には、エンジンの燃焼圧力の変動に
より、４気筒エンジンの場合は、回転速度の２次、４
次、６次…、６気筒の場合３次、６次、９次…、８気筒
の場合４次、８次、１２次…等の周波数成分に起因する
ロール振動が大きくなるめ、上記反共振周波数ｆ₁をこ
れらの次数の周波数のいずれかの周波数と略一致するよ
うに設定することで、エンジンのロール振動を低減する
ことができる。また、気筒間の燃焼バラツキ等により生
じる０．５次、１次、１．５次…等の回転次数成分の周
波数に起因するロール振動を低減する場合には、上記反
共振周波数ｆ₁をこれらの次数の周波数のいずれかの周
波数と略一致するように設定する。

【００４３】さらに、上記のような種々の次数の周波数
成分のなかでも（気筒数／２）倍の次数、すなわち、４
気筒の場合２次、６気筒の場合３次、８気筒の場合４次
の周波数が最も大きくなるため、上記反共振周波数ｆ₁
はこれらの回転基本次数の周波数と略一致するように設
定するのが最も有効である。

【００４４】この第１実施例においては、アイドル運転
時に回転基本次数、つまり、３次の回転周波数ｆｎと一
致するように、反共振周波数ｆ₁が設定されているの
で、エンジン１のアイドル振動が低減され、車室内での
アイドル振動及びアイドルこもり音等が低減されてい
る。

【００４５】例えば、アイドル回転数が６００ｒｐｍの
場合には、反共振周波数ｆ₁が３０Ｈｚとなるよう、上
述した式（７）及び式（８）より、補機駆動ベルト４の
延び側バネ定数Ｋ₁₂、補機駆動ベルト４の縮み側バネ定
数Ｋ₂₁及び捩りバネ機構２４の回転バネ定数Ｋ_pを設定
する。

【００４６】ここで、捩りバネ機構２４の回転バネ定数
Ｋｐに対する補機駆動ベルト４の回転バネ定数ｒ₁ ²（Ｋ
₁₂＋Ｋ₂₁）の比Ｘをパラメータとしたときの反共振時の
振動低減効果を図６に示す。このように、回転バネ定数
比Ｘが大きく、つまり補機駆動ベルト４の回転バネ定数
が大きくなると、振動低減効果も大きくなり、あるとこ
ろで効果は収束する。この収束する値は、補機駆動ベル
ト４が完全に剛体で、捩りバネ機構２４のコイルバネ２
３，…２３だけがバネとして働いているときの効果に相
当する。

【００４７】このときの補機回転振動系の減衰比ζは、
図７に示すようになり、振動低減効果の大きさと、減衰
比ζの小ささが対応していることがわかる。

【００４８】減衰比ζは、上述した式（３）〜（６）よ
り、オルタネータ５のロータ部１６が共振する振動モー
ドのモード質量Ｍ_m、モード剛性Ｋ_m、モード減衰Ｃ_mを
求め、次式（９）より算出される。

【００４９】

【数９】

【００５０】つまり、振動低減効果が収束する回転バネ
定数比Ｘは、補機回転振動系の減衰比が、補機駆動ベル
ト４が完全に剛体で捩りバネ機構２４だけがバネとして
働いているときの減衰比と等しくなるときとして求める
ことができ、次式（１０）で表される領域（図６及び図
７を参照）が十分な振動低減効果が得られている領域と
なる。

【００５１】

【数１０】

【００５２】尚、Ｃ_bは補機駆動ベルト４の減衰定数で
ありＣ_b＝Ｃ₁₂＋Ｃ₂₁で表され、αは捩りバネ機構２４
の回転バネ定数に対する捩りバネ機構２４の減衰定数の
比である。

【００５３】ここで、補機駆動ベルト４は、図８に示す
ように、両面にリブ３０…３０を有するゴム製の基材３
１に、多数のアラミド繊維を集合させることによって略
円柱形状となった補強部材３２，…３２が埋設された構
造となっている。これらの補強部材３２，…３２は、そ
の長手方向が補機駆動ベルト４の回転方向に沿って埋設
されている。

【００５４】補強部材に通常よく使用されるポリエステ
ル繊維を用いた場合、その剛性が低いため、補機駆動ベ
ルトのバネが柔らかく、上述した回転バネ定数比Ｘが小
さくなり、十分な振動低減効果を得られない（図７を参
照）。

【００５５】そこで、この第１実施例においては、補強
部材３２，…３２に剛性の高いアラミド繊維を用いるこ
とによって補機駆動ベルト４のバネを硬くしている。そ
れにより、図７に示すように回転バネ定数比Ｘが式（１
０）を満たす領域に入り、十分な振動低減効果を得られ
るようになっている。

【００５６】尚、上述した第１実施例においては、オル
タネータプーリ１０が補機駆動ベルト４の背面で駆動さ
れているが、図９に示すように、オルタネータプーリ１
０を補機駆動ベルト４の表面で駆動させ、クランクシャ
フト３に対してオルタネータ５を順回転させてもよい。

【００５７】次に本発明の第２実施例について説明す
る。尚、上述した第１実施例と同一構成の部位について
は、同一の符号を付し説明を省略する。

【００５８】この第２実施例におけるエンジンン３５
は、直列４気筒エンジンであって、主慣性質量体として
のフライホイール（図示せず）を後端に備えたクランク
シャフト３が設けられている。そして、この第２実施例
のエンジン３５は、オルタネータ５、ファン６、パワー
ステアリングポンプ７、アイドラープリー８、エアコン
プレッサー１１等の全ての補機が補機駆動ベルト４を介
してクランクプーリ９によって駆動されており、全ての
補機が機駆動ベルト４によって駆動される、いわゆるサ
ーペンタイン方式をとっている。

【００５９】この第２実施例においては、補機回転振動
系の振動とエンジン３５（クランクシャフト３）の回転
変動との反共振周波数ｆ₂が、アイドル回転のエンジン
基本次数、つまり回転２次の周波数と一致するように設
定されている。この反共振周波数ｆ₂は、上述した式
（３）〜式（６）において、Ｉ₁，Ｉ₂≫Ｉ₁₂であり、減
衰項を無視し、θ₁＝０とすることにより、次式（１
１）で表される。

【００６０】

【数１１】

【００６１】これにより、アイドル回転時のエンジン３
５の回転変動を低減することができ、エンジン３５の回
転変動により発生するトランスミッション内でのギヤの
歯打ち音等を防止することができる。

【００６２】また、補機駆動ベルト４は、サーペンタイ
ン方式をとっているため、ベルト長が長くなることによ
ってバネ定数が相対的に小さくなってしまうが、剛性の
高いアラミド繊維からなる補強部材３２が埋設されてい
るので、ベルト長が長くなることによって生じるバネ定
数の低下を、アラミド繊維からなる補強部材３２の剛性
によって補い、上述した回転バネ定数比Ｘを高くし、上
述した式（１０）の条件を満足するよう設定されてい
る。そのため、大きな回転変動低減効果を得ることがで
きる。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明に係る内燃機関の振動低減装置を備えた
内燃機関の正面図であって、第１実施例における内燃機
関の正面図。

【図２】本発明に係る内燃機関の振動低減装置を備えた
内燃機関の側面図であって、第１実施例における内燃機
関の側面図。

【図３】図１に示すオルタネータの断面図。

【図４】図１に示すクランクプーリの正面図。

【図５】図１に示すクランクプーリの断面図。

【図６】回転バネ定数比と振動低減効果との関係を示す
説明図。

【図７】回転バネ定数比と減衰比ζとの関係を示す説明
図。

【図８】図１に示す補機駆動ベルトの断面を示す説明
図。

【図９】本発明に係る内燃機関の振動低減装置を備えた
内燃機関の正面図であって、第１実施例において、クラ
ンクシャフトに対してオルタネータを順回転させた内燃
機関の正面図。

【図１０】本発明に係る内燃機関の振動低減装置を備え
た内燃機関の正面図であって、第２実施例における内燃
機関の正面図。

【符号の説明】

１…エンジン２…フライホイール３…クランクシャフト４…補機駆動ベルト（ベルト）５…オルタネータ９…クランクプーリ

Claims

【特許請求の範囲】

【請求項１】内燃機関の駆動力を回転駆動力として伝
達するクランクシャフトと、このクランクシャフトと一
体回転する主慣性質量体と、前記クランクシャフトの回
転に伴って回転する副慣性質量体と、前記クランクシャ
フトの回転駆動力を前記副慣性質量体に伝達して該副慣
性質量体を回転駆動する駆動力伝達機構と、を備え、前記駆動力伝達機構は、弾性体と、該弾性体を介して前
記クランクシャフトの回転を前記副慣性質量体に伝達す
るベルトとを有し、前記駆動力伝達機構の回転によって生じる補機回転振動
系と、内燃機関のロール振動もしくは前記クランクシャ
フトの回転変動との反共振の周波数を、前記クランクシ
ャフトの所定回転速度における回転周波数の（自然数／
２）倍した周波数のうちのいずれかの周波数と略一致さ
せた内燃機関の振動低減装置において、前記駆動力伝達機構の補機回転振動系全体の減衰比が、
前記ベルトのバネ定数を∞として算出した前記駆動力伝
達機構の補機回転振動系全体の減衰比よりも小さくなる
よう、回転バネ定数比（ベルトの回転バネ定数／弾性体
の回転バネ定数）Ｘが設定されていることを特徴とする
内燃機関の振動低減装置。
【請求項２】前記反共振の周波数は、前記クランクシ
ャフトの所定回転速度における回転周波数の（気筒数／
２）倍した周波数のうちのいずれかの周波数と略一致す
るよう設定されていることを特徴とする請求項１に記載
の内燃機関の振動低減装置。
【請求項３】前記クランクシャフトの所定回転速度
は、前記内燃機関がアイドル運転状態にある際の回転速
度であることを特徴とする請求項１また２に記載の内燃
機関の振動低減装置。
【請求項４】前記駆動力伝達機構は、前記クランクシ
ャフトに直接結合された内周部と、前記クランクシャフ
トに回転自由に支持された外周部と、からなるクランク
プーリを有し、前記外周部に前記ベルトが巻き掛けら
れ、前記内周部と前記外周部とが、前記弾性体を介して
結合されていると共に、弾性体の回転バネ定数に対する
ベルトの回転バネ定数の比をＸ、前記クランクプーリ半
径をｒ₁、ベルトの減衰定数をＣ_b、弾性体の回転バネ定
数に対する弾性体の減衰定数の比をα、回転振動系全体
の回転バネ定数をＫとしたときに、前記回転バネ定数比
Ｘが次式（１）を満たすように設定されていることを特
徴とする請求項１〜３のいずれかに記載の内燃機関の振
動低減装置。【数１】Ｘ≧（ｒ₁ ²Ｃ_b／αＫ）−１ …（１）
【請求項５】前記内燃機関は６以上の気筒を持つ多気
筒内燃機関であることを特徴とする請求項１〜４のいず
れかに記載の内燃機関の振動低減装置。
【請求項６】前記ベルトは、ゴム製の基材に補強部材
が埋設された構造となっており、かつ補強部材にアラミ
ド繊維が使用されていることを特徴とする請求項１〜５
のいずれかに記載の内燃機関の振動低減装置。
【請求項７】前記ベルトは、前記内燃機関の補機を駆
動するベルトであり、前記内燃機関はこのベルト一本で
全ての補機を駆動するサーペンタイン方式であることを
特徴とする請求項１〜６のいずれかに記載の内燃機関の
振動低減装置。