JP2009036185A

JP2009036185A - 内燃機関の消音器

Info

Publication number: JP2009036185A
Application number: JP2007203696A
Authority: JP
Inventors: Go Yamada; 郷山田
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 2007-08-04
Filing date: 2007-08-04
Publication date: 2009-02-19

Abstract

【課題】１つのレゾネータによって、複数の周波数の吸排気騒音を抑制することができる内燃機関の消音器を提供する。
【解決手段】内燃機関の吸排気管内に連通する空間を形成し、共鳴による消音機能を奏する中空部を含んで構成される内燃機関の消音器において、前記中空部内の容積を可変にする容積可変手段を設けた。容積可変手段は、スロットル開度または機関負圧により該容積を変える。また、サイドブランチ型レゾネータとヘルムホルツ型レゾネータとを切り換えるレゾネータ切り換え手段をもつ。
【選択図】図１

Description

本発明は、内燃機関の吸排気系に設けられる消音器に関するものである。

この種の技術としては、特許文献１に記載の技術が開示されている。この公報では、内燃機関の吸気ダクトの途中に設けられたレゾネータが開示されている。
特表２００7−２４０５５号公報

内燃機関の回転数の変化と共に吸気騒音の周波数も変化する。特許文献１に記載された従来技術にあっては、ある周波数の吸気騒音を抑制することができるが、異なる周波数の吸気騒音を抑制することができず、内燃機関の全体の回転数にわたって吸気騒音を抑制することができないという問題があった。またこの問題を解決するために、異なる吸気騒音の周波数を抑制する複数のレゾネータを用いることが考えられるが、レゾネータが大型化してしまうといった問題があった。

本発明は上記問題に着目してなされたもので、その目的とするところは、１つのレゾネータによって、運転状況に応じた複数の周波数の吸排気騒音を抑制することができる内燃機関の消音器を提供することである。

上記の目的を達成するため、本発明では、中空部内の容積を可変にする容積可変手段を設けた。

よって、消音器の共鳴周波数を可変にすることが可能となり、１つの消音器で幅広い周波数の吸気音を抑制することができる。また、共鳴周波数が異なる消音器を複数用いる必要がなく、消音器の部品点数を抑制し、作業工数を抑制することができる。

以下、本発明の最良の形態を図面に基づき説明する。

まず、構成を説明する。
［消音器の構成］
図１、図２は、消音器１の模式図である。消音器１は、エンジンの吸気管２の吸気管内部３と連通する第１中空部４を形成する円筒部５と、第１中空部４と連通する第２中空部６を形成する容積部７と、第２中空部６の容積を可変にする容積可変機構８とから構成されている。

円筒部５には、内部に第１中空部４を形成され、円筒部５の一端はエンジンの吸気管２に形成された連通孔２ａに接続されて、第１中空部４と吸気管内部３とが連通されている。また円筒部５の他端は容積部７に形成された連通孔７ａに接続されて、第１中空部４と第２中空部６とが連通されている。

容積部７の内面であって、連通孔７ａと対向する側面に容積可変機構８が設けられる。この容積可変機構８は、連通孔７ａに対向する側面に取り付けられ、連通孔７ａが設けられた側面との間で伸縮可能な弾性部材９と、弾性部材９の連通孔７ａ側に取り付けられた板部材１０とから構成されている。この板部材１０は、連通孔７ａの径の大きさよりも十分大きく形成されている。容積可変機構８の連通孔７ａに対向する側面と弾性部材９と板部材１０とによって、負圧室１１が形成されている。ただし、弾性部材９は、負圧室１１を形成するために十分大きな弾性力を有しているものとする。

容積部７の内面であって、負圧室１１内部に負圧導入孔７ｂが形成されている。負圧導入孔７ｂには、中空に形成されて負圧導入管路１２を形成する負圧導入管１３が接続されて、負圧室１１と負圧導入管路１２とが連通している。また、負圧導入管１３には負圧導入チューブ１４が接続され、この負圧導入チューブ１４の負圧導入チューブ管路１５と、負圧導入管１３の負圧導入管路１２とが連通している。負圧導入チューブ１４はインテークマニホールドのコレクタに接続されて、エンジンの負圧が供給される。

負圧室１１に負圧が供給されていないときには、図１に示すように弾性部材９が板部材１０を容積部７の連通孔７ａ側に押圧して、連通孔７ａを封鎖する。このとき、消音器１は第１中空部４のみで共鳴するサイドブランチ型レゾネータとして作用する。消音器１は、サイドブランチ型レゾネータとして作用するときには、エンジン回転数が高回転であるN2[rpm]のときにエンジンの吸気管２の吸気管内部３に発生する吸気騒音の周波数β[Hz]が共鳴周波数となるように設定されている。

また、負圧室１１に負圧が供給されているときには、図２に示すように弾性部材９が負圧によって縮んで板部材１０を容積部７の連通孔７ａが開放される。このとき、消音器１は第１中空部４と第２中空部６で共鳴するヘルムホルツ型レゾネータとして作用する。消音器１は、ヘルムホルツ型レゾネータとして作用するときには、エンジン回転数が低回転であるN1[rpm]のときにエンジンの吸気管２の吸気管内部３に発生する吸気騒音の周波数α[Hz]が共鳴周波数となるように設定されている。

［消音器の共鳴周波数］
消音器１の共鳴周波数について説明する。図３は、消音器１の共鳴周波数について説明する消音器１の模式図であり、図３（ａ）は消音器１全体の断面模式図、図３（ｂ）は図３（ａ）におけるA-A断面図である。
（サイドブランチ型レゾネータ）
前述のように負圧室１１に負圧が供給されていないときには、消音器１は第１中空部４のみで共鳴するサイドブランチ型レゾネータとして作用する。音速をC[cm/sec]、円筒部５の内径の半径をr[cm]、第１中空部５の軸方向長さをL[cm]とすると、消音器１がサイドブランチ型レゾネータとして作用するときの共鳴周波数F1は次の式(1)によって表される。
F1=C/{4(L+R)}…(1)
ただし、R=2r

（ヘルムホルツ型レゾネータ）
前述のように負圧室１１に負圧が供給されているときには、消音器１は第１中空部４と第２中空部６で共鳴するヘルムホルツ型レゾネータとして作用する。音速をC[cm/sec]、第２中空部６の容積をV[cm³]、円筒部５の内径の面積をS[cm²]、第１中空部５の軸方向長さをL[cm]とすると、消音器１がヘルムホルツ型レゾネータとして作用するときの共鳴周波数F2は次の式(2)によって表される。
F2=C*{S/(L*V)}^1/2/2π…(2)

式(1)、式(2)に示すように、消音器１がサイドブランチ型レゾネータとして作用する場合と、ヘルムホルツ型レゾネータとして作用する場合とでは共鳴周波数が異なる。一般に、ヘルムホルツ型レゾネータはエンジン回転数が低いときの低周波数の吸気音を抑制することができ、サイドブランチ型レゾネータはエンジン回転数が高いときの高周波数の吸気音を抑制することができる。

［振動成分について］
エンジン回転数の上昇に応じて、吸気音の周波数は上昇する。また、エンジン回転数が低い一定速走行時には吸気音は乗員に不快感を与える一方、エンジン回転数が高い加速走行時には吸気音は乗員に心地よいエンジンサウンドとして作用する。そのため、エンジン回転数に応じて抑制すべき吸気音の周波数が異なる。

図４は、エンジン回転数に応じた吸気音の周波数のグラフである。図４（ａ）はエンジン回転数が低いとき、図４（ｂ）はエンジン回転数が高いときを示す。図４では、エンジンは４気筒エンジンを想定しており、４気筒エンジンの振動の基本次数成分は２次成分である。

エンジン回転数が低いときには、４気筒エンジンの基本次数成分である２次成分の音は、乗員に圧迫感を与える。そこで図４（ａ）に示すように、低いエンジン回転数N1[rpm]のときの２次成分の周波数に相当するα[Hz]の振動を減衰することによって、一定走行時の静粛性を確保することができる。

エンジン回転数が高いときには、４気筒エンジンの基本次数成分である２次成分の音は、乗員に心地よいエンジンサウンドとして作用するが、基本次数成分からずれたハーフ次数成分、例えば2.5次成分の音は、濁り感を与えてしまう。そこで図４（ｂ）に示すように、高いエンジン回転数N2[rpm]のときの2.5次成分の周波数に相当するβ[Hz]の振動を減衰することによって、加速走行時に乗員に心地よい加速感を与えることができる。

［実施例１の構成による作用］
前述のように、エンジン回転数に応じて減衰すべき振動の周波数が異なるため、実施例１の消音器１では、エンジン回転数に応じて共鳴周波数を可変にするようにした。このエンジン回転数に応じて共鳴周波数を可変にする作用を具体的に説明する。

図５をスロットル開度角とインテークマニホールドのコレクタ内部の気圧の関係を示すグラフである。図５に示すように、スロットル開度角が小さいほど負圧（=（大気圧:
760[mmHg]）-（コレクタ内部の気圧））が大きくなる。
図６は消音器１の作用を表すフローチャートであり、図７は消音器１の作用の示す図である。

ステップＳ１では、アクセル踏み込み代が変化し、ステップＳ２へ移行する。
ステップＳ２では、インテークマニホールドのコレクタ内と大気圧との気圧差が大きい場合にはステップＳ３へ移行し、インテークマニホールドのコレクタ内と大気圧との気圧差が小さい場合にはステップＳ４へ移行する。インテークマニホールドのコレクタ内と大気圧との気圧差が大であるとは、スロットル開度角が大きい（TH開度大）であることを示し、例えばスロットル開度角が22.5[deg]未満のときを示す。インテークマニホールドのコレクタ内と大気圧との気圧差が小であるとは、スロットル開度角が小さい（TH開度小）であることを示し、例えばスロットル開度角が22.5[deg]以上のときを示す。

ステップＳ３では、インテークマニホールドのコレクタ内と大気圧との気圧差が大きいため図７（ａ）に示すように弾性部材９が縮小し、ステップＳ４へ移行する。
ステップＳ４では、図７（ａ）に示すように消音器１がヘルムホルツ型レゾネータとして作用することとなり、ステップＳ５へ移行する。
ステップＳ５では、消音器１の共鳴周波数α[Hz]が発生し、ステップＳ６へ移行する。
ステップＳ６では、消音器１が２次成分の周波数に相当するα[Hz]の吸気音を減衰することによって、一定走行時の静粛性を確保することができる。

ステップＳ７では、インテークマニホールドのコレクタ内と大気圧との気圧差が小さいため図７（ｂ）に示すように弾性部材９が伸張し、ステップＳ８へ移行する。
ステップＳ８では、図７（ｂ）に示すように消音器１がサイドブランチ型レゾネータとして作用することとなり、ステップＳ９へ移行する。
ステップＳ９では、消音器１の共鳴周波数β[Hz]が発生し、ステップＳ１０へ移行する。
ステップＳ１０では、消音器１が２.5次成分の周波数に相当するβ[Hz]の吸気音を減衰することによって、加速走行時に乗員に心地よい加速感を与えることができる。

図８は、実施例１のスロットル開度と消音器１の共鳴周波数の関係を示す図である。図８に示すように、スロットル開度が22.5[deg]未満の場合には消音器１の共鳴周波数がα[Hz]、スロットル開度が22.5[deg]以上の場合には消音器１の共鳴周波数がβ[Hz]となる。ただし、弾性部材９が縮小すると気圧差により弾性部材９に作用する力と弾性部材９の弾性力とのつりあいが変化するため、実際にはスロットル開度が22.5[deg]付近で消音器１の共鳴周波数はα[Hz]からβ[Hz]へなだらかに変化する。

スロットル開度とエンジン回転数とは正の相関を持つため、スロットル開度が大きくなるほどエンジン回転数も大きくなる。よってエンジン回転数の大きさに応じて、消音器１の共鳴周波数を可変にすることが可能となる。よって、エンジン回転数に応じて周波数が変化する吸気音を幅広く抑制することができる。例えば、図８で示しているスロットル開度を共鳴周波数の関係を示すグラフでの周波数からβ周波数に切り替わるタイミングを弾性部材９の弾性率をチューニングすることにより、なだらかにすることができる。よって、特定の次数吸気音をエンジンの低回転域から高回転域まで低減することができる。

［実施例１の効果］
（１）エンジンの吸気管２内に連通する空間を形成し、共鳴による消音機能を奏する第１中空部４と第２中空部６を含んで構成されるエンジンの消音器１において、第２中空部６内の容積を可変にする容積可変機構８を設けた。
よって、消音器１の共鳴周波数を可変にすることが可能となり、１つの消音器１で幅広い周波数の吸気音を抑制することができる。また、共鳴周波数が異なる消音器を複数用いる必要がなく、消音器１の部品点数を抑制し、作業工数を抑制することができる。

（２）容積可変機構８は、第２中空部２内の容積をスロットル開度に応じて可変にするようにした。
よって、エンジン回転数によって変化する吸気音の周波数に応じて消音器１の共鳴周波数を可変にすることが可能となり、１つの消音器１でエンジン回転数によって変化する吸気音を抑制することができる。

（３）容積可変機構８は、エンジンの負圧に連通し、負圧が大きいほど第２中空部６内の容積を拡大するようにした。
エンジンの負圧は、スロットル開度が小さいほど大きくなり、スロットル開度が大きいほど小さくなる。すなわち、エンジンの負圧は、エンジン回転数が低いほど大きくなり、エンジン回転数が高いほど小さくなる。そのため、エンジン回転数が低いときには、第２中空部６内の容積が拡大し、エンジン回転数が低いときに発生する低い周波数の吸気音を抑制することができる。また、エンジン回転数が高いときには、第２中空部６内の容積が縮小し、エンジン回転数が高いときに発生する高い周波数の吸気音を抑制することができる。

（４）エンジンの吸気管２内に連通する空間を形成し、共鳴による消音機能を奏する第１中空部４と第２中空部６を含んで構成されるエンジンの消音器１において、吸気管２内と第１中空部４とを連通したサイドブランチ型レゾネータと、第１中空部４および前記第２中空部６とを連通したヘルムホルツ型レゾネータとを切り替える容積可変機構８を設けた。

よって、共鳴周波数が異なるサイドブランチ型レゾネータとヘルムホルツ型レゾネータとして消音器１を作用させることが可能となる。そのため、消音器１の共鳴周波数を可変にすることが可能となり、１つの消音器１で幅広い周波数の吸気音を抑制することができる。

次に実施例２の消音器１の構成について説明する。実施例１の消音器１ではエンジンの負圧によって消音器１の中空部の容積を可変にしていたが、実施例２の消音器１ではモータ２０によって消音器１の中空部の容積を可変にするようにした点で実施例１の消音器１と相違する。なお、実施例１の消音器１と同様の構成については、同一の符号を付して説明を省略する。

［消音器の構成］
図９は、消音器１のシステム図、図１０、図１１は消音器１の断面図である。図１０（ａ）、図１１（ａ）は、消音器１の軸方向（容積部７の軸方向）断面図、図１０（ｂ）、図１１（ｂ）は図９のA-A断面図、図１０（ｃ）、図１１（ｂ）は図９のB-B断面図である。

容積部７は円筒状に形成され、一方の底面側にモータ２０が収装されるモータ室２１が取り付けられている。モータ２０には、モータ２０を制御するコントローラ４０が接続されている。コントローラ４０はスロットル開度センサ４１からのスロットル開度情報が入力されて、スロットル開度情報に応じてモータ２０を制御する。容積部７の側面には円筒部５の第１中空部４と容積部７の内部とを連通する連通孔７ａが形成されている。また、容積部７のモータ室２１が取り付けられる側の底面には、モータ室２１内部と連通するモータ連通孔７ｃが形成されている。

容積部７の内部には内壁部３０が収装されている。この内壁部３０の外周は、容積部７と摺動可能に形成されている。内壁部３０の側面には、容積部７の連通孔７ａと軸方向に一致する位置に連通孔７ａと同径の連通孔３０ａが形成されている。内壁部３０のモータ室２１側の底面には、容積部７のモータ連通孔７ｃに挿入される内壁回転シャフト３０ｂが形成されている。内壁回転シャフト３０ｂの端部にはモータ室２１の径方向に延出した内壁回転フランジ３０ｃ取り付けられている。内壁回転フランジ３０ｃには、後述のモータフランジ２０ｂと締結されるボルトが挿入されるボルト穴３０ｄが形成されている。

モータ２０のモータシャフト２０ａの端部には、モータ室２１の径方向に延出したモータフランジ２０ｂ取り付けられている。このモータフランジ２０ｂは、モータ２０の回転と共に回動する。モータフランジ２０ｂは、内壁回転フランジ３０ｃに連結されており、内壁部３０がモータ２０によって回動される。

容積部７のモータ室２１が取り付けられる側の底面であって、モータ室２１の内部には第１ストッパ３１と第２ストッパ３２が取り付けられている。第１ストッパ３１は、図１０に示すように容積部７の連通孔７ａと内壁部３０の連通孔３０ａとが重なった状態で、内壁回転フランジ３１の側面と当接する位置に取り付けられる。第２ストッパ３２は、図１１に示すように容積部７の連通孔７ａと内壁部３０の連通孔３０ａとが重ならない状態で、内壁回転フランジ３１の側面と当接する位置に取り付けられる。

［実施例２の構成による作用］
モータ２０の回動によって、図１０に示すように容積部７の連通孔７ａと内壁部３０の連通孔３０ａが重なると、消音器１は第１中空部４と第２中空部６で共鳴するヘルムホルツ型レゾネータとして作用する。モータ２０の回動によって、図１１に示すように容積部７の連通孔７ａと内壁部３０の連通孔３０ａが重ないと、消音器１はと第２中空部６で共鳴するサイドブランチ型レゾネータとして作用する。

図１２は消音器１の制御の流れを示すフローチャートであり、図１３は消音器１の作用の示す図である。
ステップＳ１１では、アクセル踏み込み代を検地して、ステップＳ１２へ移行する。
ステップＳ１２では、アクセル開度が2/8未満であるか否かを判定し、アクセル開度が2/8未満のときにはステップＳ１３へ移行し、2/8以上のときにはステップＳ１９へ移行する。

ステップＳ１３では、内壁部３０が回転しているか否かを判定し、内壁部３０が回転しているときにはステップＳ１５へ移行し、内壁部３０が回転していないときにはステップＳ１４へ移行する。内壁部３０は、図１０に示すように容積部７の連通孔７ａと内壁部３０の連通孔３０ａが重なっている状態を基準として、容積部７の連通孔７ａと内壁部３０の連通孔３０ａが重なっていないときに内壁部３０が回転していると判断する。

ステップＳ１４では、モータ２０は作動せず内壁部３０は回転しない状態で、ステップＳ１６へ移行する。
ステップＳ１５では、モータ２０が作動して内壁部３０が回転し、容積部７の連通孔７ａと内壁部３０の連通孔３０ａが重なっている状態としてステップＳ１６へ移行する。

ステップＳ１６では、図１３（ａ）に示すように消音器１がヘルムホルツ型レゾネータとして作用することとなり、ステップＳ１７へ移行する。
ステップＳ１７では、消音器１の共鳴周波数α[Hz]が発生し、ステップＳ１８へ移行する。
ステップＳ１８では、消音器１が２次成分の周波数に相当するα[Hz]の吸気音を減衰することによって、一定走行時の静粛性を確保することができる。

ステップＳ１９では、モータ２０が作動して内壁部３０が回転し、容積部７の連通孔７ａと内壁部３０の連通孔３０ａが重ならない状態としてステップＳ２０へ移行する。
ステップＳ２０では、図１３（ｂ）に示すように消音器１がサイドブランチ型レゾネータとして作用することとなり、ステップＳ２１へ移行する。

ステップＳ２１では、消音器１の共鳴周波数β[Hz]が発生し、ステップＳ２２へ移行する。
ステップＳ２２では、消音器１が２次成分の周波数に相当するβ[Hz]の吸気音を減衰することによって、加速走行時に乗員に心地よい加速感を与えることができる。

図１４は、スロットル開度と内壁部３０の回転角度と消音器１の共鳴周波数の関係を示す図である。図１４（ａ）に示すように、スロットル開度が2/8以上になると内壁部３０が回転する。内壁部３０の回転角度に応じて、図１４（ｂ）に示すように、スロットル開度が2/8未満の場合には消音器１の共鳴周波数がα[Hz]、スロットル開度が2/8以上の場合には消音器１の共鳴周波数がβ[Hz]となる。

［実施例２の効果］
（１）エンジンの吸気管２内に連通する空間を形成し、共鳴による消音機能を奏する第１中空部４と第２中空部６を含んで構成されるエンジンの消音器１において、容積部７内に内壁部３０を設け、モータ２０によって内壁部を回転させることによって、吸気管２内と第１中空部４とを連通したサイドブランチ型レゾネータと、第１中空部４および前記第２中空部６とを連通したヘルムホルツ型レゾネータとを切り替えるようにした。

以上、本発明の内燃機関の消音器を各実施例に基づき説明してきたが、具体的な構成については、これらの実施例に限られるものではなく、特許請求の範囲の各請求項に係る発明の要旨を逸脱しない限り、設計の変更や追加は許容される。
例えば実施例２では、コントローラ４０はスロットル開度センサ４１のスロットル開度情報に応じてモータ２０を制御しているが、エンジン回転数情報やアクセルペダル踏み込み情報に基づいて制御するようにしても良い。
以下、各実施例の変形例を記載する。

［変形例１］
変形例１は、実施例２の変形例である。図１５は、変形例１の消音器１を示す図である。実施例２の消音器１では、容積部７の内部に内壁部３０を設け、モータ２０によって内壁部３０を回転させることによって、共鳴周波数が異なるサイドブランチ型レゾネータとヘルムホルツ型レゾネータとを切り替えるようにしていた。一方、変形例１の消音器１では、図１５に示すように容積部７の連通孔７ａを開閉するバルブ４２を設けた点で実施例２と相違する。

バルブ４２が容積部７の連通孔７ａを開放すると、消音器１はヘルムホルツ型レゾネータとして作用する。また、バルブ４２が容積部７の連通孔７ａを閉鎖すると、消音器１はサイドブランチ型レゾネータとして作用する。

［変形例２］
変形例２は、実施例２の変形例である。図１６は、変形例２の消音器１を示す図である。実施例２の消音器１では、容積部７の内部に内壁部３０を設け、モータ２０によって内壁部３０を回転させることによって、共鳴周波数が異なるサイドブランチ型レゾネータとヘルムホルツ型レゾネータとを切り替えるようにしていた。一方、変形例２の消音器１では、図１６に示すように容積部７をスライドさせて、容積部７の連通孔７ａを円筒部５の位置からずらしたり一致させたりするようにした点で実施例２と相違する。

容積部７の連通孔７ａの位置と円筒部５が一致しているときには、消音器１はヘルムホルツ型レゾネータとして作用する。また、容積部７をスライドさせると容積部７の連通孔７ａと円筒部５の位置がずれると、消音器１はサイドブランチ型レゾネータとして作用する。

実施例１の消音器の模式図である。実施例１の消音器の模式図である。実施例１の消音器の模式図である。実施例１のエンジン回転数に応じた吸気音の周波数のグラフである。実施例１のスロットル開度角とインテークマニホールドのコレクタ内部の気圧の関係を示すグラフである。実施例１の消音器の作用を表すフローチャートである。実施例１の消音器の作用の示す図である。実施例１のスロットル開度と消音器の共鳴周波数の関係を示す図である。実施例２の消音器のシステム図である。実施例２の消音器の断面図である。実施例２の消音器の断面図である。実施例２の消音器の制御の流れを示すフローチャートである。実施例２の消音器の作用の示す図である。実施例２のスロットル開度と内壁部の回転角度と消音器の共鳴周波数の関係を示す図である。変形例１の消音器を示す図である。変形例２の消音器を示す図である。

符号の説明

１消音器
２吸気管
４第１中空部
５円筒部
６第２中空部
７容積部
８容積可変機構
１１負圧室

Claims

内燃機関の吸排気管内に連通する空間を形成し、共鳴による消音機能を奏する中空部を含んで構成される内燃機関の消音器において、
前記中空部内の容積を可変にする容積可変手段を設けたことを特徴とする内燃機関の消音器。
請求項１に記載の内燃機関の消音器において、
前記容積可変手段は、前記中空部内の容積をスロットル開度に応じて可変にすることを特徴とする内燃機関の消音器。
請求項１または請求項２に記載の内燃機関の消音器において、
前記容積可変手段は、前記内燃機関の負圧に連通し、前記負圧が大きいほど前記中空部内の容積を拡大することを特徴とする内燃機関の消音器。
内燃機関の吸排気管内に連通する空間を形成し、共鳴による消音機能を奏する中空部を含んで構成される内燃機関の消音器において、
前記中空部は、第１中空部と第２中空部とから形成され、前記吸排気管内と前記第１中空部とを連通したサイドブランチ型レゾネータと、前記第１中空部および前記第２中空部とを連通したヘルムホルツ型レゾネータとを切り替えるレゾネータ切替手段を設けたことを特徴とする内燃機関の消音器。