JP2019078349A - エンジンの往復回転機構およびその製造方法 - Google Patents

Abstract

【課題】ピストンまたはコンロッドに第１、第２動吸振器が設けられたエンジンの往復回転機構において、エンジンの運転中に生じる騒音を効果的に低減する。【解決手段】第２動吸振器８２の共振周波数は、第１動吸振器８１の共振周波数よりも高い。往復回転機構の往復慣性質量に対する第１動吸振器８１の質量部８３ａの質量の比、および、往復回転機構の往復慣性質量に対する第２動吸振器８２の質量部８３ｂの質量の比の少なくとも一方は、第１動吸振器８１の共振周波数の高周波数側に出現する反共振のピーク周波数が、第２動吸振器８２の共振周波数の低周波数側に出現する反共振のピーク周波数と実質的に異なる値を有するように設定されている。【選択図】図４

Description

本発明は、シリンダ内で往復動するピストンと、ピストンとクランクシャフトとを連結するコンロッドと、ピストンまたはコンロッドに設けられた第１、第２動吸振器とを備えたエンジンの往復回転機構、およびその製造方法に関する。

一般に、自動車等の車両に搭載されたエンジンでは、シリンダ内を往復動するピストンは、コンロッドを介してクランクシャフトに連結されている。具体的には、ピストンはピストンピンを介してコンロッドの小端部に連結され、クランクシャフトはコンロッドの大端部に連結されている。従来、エンジンの運転中に生じる騒音を低減するさまざまな技術が開発されている。

特許文献１には、エンジンの燃焼行程において、ピストン、ピストンピンおよびコンロッドの小端部が一体となってコンロッドの大端部に対して共振するという課題を解決するために、ピストンピンの内部に動吸振器を設けて共振の振動レベルを低減することが開示されている。特許文献１には、さらに、前記動吸振器をピストンピンの内部に設けた場合にクランクシャフトやシリンダブロックの共振が相対的に大きくなるという課題を解決するために、前記ピストン等の共振の振動レベルを低減するための動吸振器（第１動吸振器）に加えて、第１動吸振器とは共振周波数の異なる第２動吸振器をピストンピンの貫通孔内に設け、前記クランクシャフト等の共振の振動レベルを低減することが開示されている。

特開２０１５−１５１８７７号公報

ここで、一般に、動吸振器を用いて制振対象の共振の振動レベルを低減させた場合、動吸振器の共振周波数の高周波数側と低周波数側にそれぞれ反共振が出現することが知られている。したがって、特許文献１のように２つの動吸振器を用いることにより、エンジン内で生じる２種類の共振の振動レベルを低減できる一方、各共振周波数の高周波数側と低周波数側にそれぞれ反共振が出現する。

通常、個々の反共振の振動レベルは十分に小さく問題にならないが、エンジンの設計によっては、前記反共振どうしが相互作用して、振動レベルが増大することも考えられる。したがって、当該相互作用を考慮して２つの動吸振器を設計することにより、エンジンの運転中に生じる騒音を効果的に低減できる。

本発明は、ピストンまたはコンロッドに第１、第２動吸振器が設けられたエンジンの往復回転機構において、エンジンの運転中に生じる騒音を効果的に低減することを課題とする。

上記課題を解決するため、本発明の請求項１に記載の発明は、
エンジンの往復回転機構であって、
シリンダ内で往復動するピストンと、
前記ピストンとクランクシャフトとを連結するコンロッドと、
前記ピストンまたは前記コンロッドに設けられ、前記エンジンの運転中に生じる第１共振周波数および該第１共振周波数よりも高い第２共振周波数での振動レベルをそれぞれ低減するための第１動吸振器および第２動吸振器とを備え、
前記第１動吸振器および前記第２動吸振器は、質量部、前記ピストンまたは前記コンロッドに固定された固定部、および、前記質量部と前記固定部とを接続するばね部を有し、
前記第２動吸振器の共振周波数は、前記第１動吸振器の共振周波数よりも高く、
前記往復回転機構の往復慣性質量に対する前記第１動吸振器の質量部の質量の比、および、前記往復回転機構の往復慣性質量に対する前記第２動吸振器の質量部の質量の比の少なくとも一方は、前記第１動吸振器の共振周波数の高周波数側に出現する反共振のピーク周波数が、前記第２動吸振器の共振周波数の低周波数側に出現する反共振のピーク周波数と実質的に異なる値を有するように設定されている。

請求項２に記載の発明は、請求項１に記載のエンジンの往復回転機構において、
前記往復回転機構の往復慣性質量に対する前記第１動吸振器の質量部の質量の比、および、前記往復回転機構の往復慣性質量に対する前記第２動吸振器の質量部の質量の比の少なくとも一方は、前記第１動吸振器の共振周波数の高周波数側に出現する反共振のピーク周波数が、前記第２動吸振器の共振周波数の低周波数側に出現する反共振のピーク周波数よりも高い値を有するように設定されている。

請求項３に記載の発明は、
エンジンの往復回転機構の製造方法であって、
前記往復回転機構は、
シリンダ内で往復動するピストンと、
前記ピストンとクランクシャフトとを連結するコンロッドと、
前記ピストンまたは前記コンロッドに設けられ、前記エンジンの運転中に生じる第１共振周波数および第２共振周波数での振動レベルをそれぞれ低減するための第１動吸振器および第２動吸振器とを備え、
前記第１動吸振器および前記第２動吸振器は、質量部、前記ピストンまたは前記コンロッドに固定された固定部、および、前記質量部と前記固定部とを接続し、それぞれ所定のばね定数を有するばね部を有し、
前記第２動吸振器の共振周波数は、前記第１動吸振器の共振周波数よりも高く、
前記第１動吸振器および前記第２動吸振器を準備するステップを含み、該準備するステップは、前記第１動吸振器の共振周波数の高周波数側に出現する反共振のピーク周波数が前記第２動吸振器の共振周波数の低周波数側に出現する反共振のピーク周波数と実質的に一致するときに、前記往復回転機構の往復慣性質量に対する前記第１動吸振器の質量部の質量の比、および、前記往復回転機構の往復慣性質量に対する前記第２動吸振器の質量部の質量の比の少なくとも一方を変更することにより、それぞれ、前記第１動吸振器について出現する反共振どうしの間隔、および、前記第２動吸振器について出現する反共振どうしの間隔を変更し、前記第１動吸振器の共振周波数の高周波数側に出現する反共振のピーク周波数が前記第２動吸振器の共振周波数の低周波数側に出現する反共振のピーク周波数と実質的に異なるようにするステップを含む。

請求項４に記載の発明は、請求項３に記載のエンジンの往復回転機構の製造方法において、
前記往復回転機構の往復慣性質量に対する前記第１動吸振器の質量部の質量の比、および、前記往復回転機構の往復慣性質量に対する前記第２動吸振器の質量部の質量の比の少なくとも一方を変更するステップでは、それぞれ、前記第１動吸振器について出現する反共振どうしの間隔、および、前記第２動吸振器について出現する反共振どうしの間隔を広げる。

請求項５に記載の発明は、請求項３または４に記載のエンジンの往復回転機構の製造方法において、
前記第１動吸振器および前記第２動吸振器を準備するステップは、前記第１動吸振器および前記第２動吸振器の少なくとも一方のばね部のばね定数を変更して、前記第１動吸振器の共振周波数および前記第２動吸振器の共振周波数の少なくとも一方を、それぞれ、前記第１共振周波数および前記第２共振周波数に一致させるステップを含む。

請求項６に記載の発明は、請求項３または４に記載のエンジンの往復回転機構の製造方法において、
前記第１動吸振器および前記第２動吸振器を準備するステップは、前記第１動吸振器の共振周波数および前記第２動吸振器の共振周波数の少なくとも一方を、それぞれ、前記第１共振周波数および前記第２共振周波数に対してシフトさせるステップをさらに含む。

請求項１に記載の発明によれば、第１、第２動吸振器により、エンジンの運転中に生じる第１、第２共振周波数での振動レベルを低減できる。さらに、第１動吸振器の共振周波数の高周波数側に出現する反共振のピーク周波数が、第２動吸振器の共振周波数の低周波数側に出現する反共振のピーク周波数と実質的に異なる値を有するので、反共振どうしの相互作用による振動レベルの増大を抑制できる。このようにして、エンジンの運転中に生じる騒音を効果的に低減できる。

請求項２に記載の発明によれば、第１動吸振器の共振周波数の高周波数側に出現する反共振のピーク周波数が、第２動吸振器の共振周波数の低周波数側に出現する反共振のピーク周波数よりも高い値を有するので、前者の反共振の振動レベルが第２動吸振器の振動により抑制され、後者の反共振の振動レベルが第１動吸振器の振動により抑制される。これにより、反共振どうしの相互作用による騒音の発生を効果的に抑制できる。

請求項３に記載の発明によれば、第１、第２動吸振器により、エンジンの運転中に生じる第１、第２共振周波数での振動レベルを低減できる。さらに、第１動吸振器について出現する反共振どうしの間隔、および、第２動吸振器について出現する反共振どうしの間隔の少なくとも一方が変更されることにより、第１動吸振器の共振周波数の高周波数側に出現する反共振のピーク周波数が、第２動吸振器の共振周波数の低周波数側に出現する反共振のピーク周波数と実質的に異なる値を有することになる。これにより、反共振どうしの相互作用による振動レベルの増大を抑制できる。このようにして、エンジンの運転中に生じる騒音を効果的に低減できる。

請求項４に記載の発明によれば、第１動吸振器について出現する反共振どうしの間隔、および、第２動吸振器について出現する反共振どうしの間隔の少なくとも一方が変更される場合には、当該間隔は広がるので、第１動吸振器の共振周波数の高周波数側に出現する反共振のピーク周波数が、第２動吸振器の共振周波数の低周波数側に出現する反共振のピーク周波数よりも高い値を有することになる。これにより、前者の反共振の振動レベルが第２動吸振器の振動により抑制され、後者の反共振の振動レベルが第１動吸振器の振動により抑制され、ひいては、反共振どうしの相互作用による騒音の発生を効果的に抑制できる。

請求項５に記載の発明によれば、第１、第２動吸振器の共振周波数がそれぞれ第１、第２共振周波数に一致するので、第１、第２共振周波数での振動レベルを確実に低減しつつ、反共振どうしの相互作用による騒音の発生を効果的に抑制できる。

請求項６に記載の発明によれば、第１、第２動吸振器の共振周波数のシフトに加えて、第１、第２動吸振器について出現する反共振どうしの間隔の変更により、第１動吸振器の共振周波数の高周波数側に出現する反共振のピーク周波数が、第２動吸振器の共振周波数の低周波数側に出現する反共振のピーク周波数と実質的に異なる値を有することになる。このようにして、エンジンの運転中に生じる騒音を効果的に低減するための第１、第２動吸振器の設計の自由度を高めることができる。

本発明の実施形態に係る往復回転機構を備えたエンジンの断面図である。 本発明の実施形態に係る往復回転機構を示す図である。 図２のＡ−Ａ線矢視断面図である。 図３の要部拡大断面図である。 エンジンの振動特性を示すグラフである。 エンジンの往復回転機構に等価なばねマスモデルを示す図である。 主振動系に第１、第２動吸振器を追加したときの共振曲線を示すグラフであり、第１、第２動吸振器は好適な設計を有していない。 本発明の実施形態に係る第１、第２動吸振器の設計を説明するための、図７に対応するグラフである。 本発明の他の実施形態に係る第１、第２動吸振器の設計を説明するための、図７に対応するグラフである。 本発明の一実施形態に係るエンジンの往復回転機構の例示的な製造方法を示すフローチャートである。 本発明の他の実施形態に係る往復回転機構を示す斜視図である。 図１１の往復回転機構に備えられたダンパ部材を示す斜視図である。

以下、本発明の実施形態について、図面を参照しながら詳細に説明する。

［１．エンジン１］
図１は、本発明の実施形態に係る往復回転機構を備えた多気筒エンジン１を示す断面図である。エンジン１は、自動車等の車両に搭載されている。エンジン１は、これに限定されないが、圧縮自己着火式エンジンである。エンジン１は、シリンダブロック２を備えている。シリンダブロック２は、アッパブロック２１と、アッパブロック２１の下面に取り付けられたロアブロック２２と、を有している。アッパブロック２１の上部には、４つのシリンダ３が互いに壁を隔てて一列に設けられている。つまり、エンジン１は、直列４気筒エンジンである。各シリンダ３には、ピストン４とコンロッド５が設けられている。

ピストン４は、シリンダ３の内周面を車体上下方向に摺動しつつ往復動し、吸気行程、圧縮行程、燃焼行程および排気行程から成るサイクルを繰り返す。

図２、図３に示すように、コンロッド５は、小端部５１と大端部５２を有している。小端部５１にはピン挿通孔５３が設けられている。ピン挿通孔５３の内周面には、ブッシュ５４が固定されている。ピン挿通孔５３内であってブッシュ５４の内周面にはピストンピン６が挿通されている。ピン挿通孔５３の内周面とピストンピン６との間には、エンジン１内を循環する潤滑油が供給され、潤滑油膜が形成される。ピストンピン６は、この潤滑油膜とブッシュ５４により、ピン挿通孔５３に対して滑らかに回転できる。また、ピストンピン６は、ピストン４のスカート部４１に設けられたボス部４２のピン支持孔４３に嵌合している。これにより、コンロッド５は、ピストンピン６を介してピストン４に連結されている。ボス部４２の内周面とピストンピン６との間にも、エンジン１内を循環する潤滑油が供給され、潤滑油膜が形成される。これにより、ピストンピン６は、ボス部４２の内周面に対して滑らかに回転できる。ボス部４２には、ピストンピン６の軸方向の移動を規制するスナップリング４４が嵌められている。

ピストンピン６は、中心軸６０を有している。この中心軸６０が延びる方向をピストンピン６の中心軸方向と称する。ピストンピン６の中心軸方向は、ピストンピン６の長手方向に一致する。ピストンピン６の中心軸方向は、図２の紙面に垂直な方向、図３の紙面左右方向に一致する。ピストンピン６の中心軸方向に対して直交する方向を、ピストンピン６の径方向と称する。

コンロッド５の大端部５２にはシャフト挿通孔５５が設けられている。シャフト挿通孔５５には図１に示すクランクシャフト７が挿通されている。これにより、コンロッド５はクランクシャフト７に連結されている。このようにして、コンロッド５は、ピストン４とクランクシャフト７とを連結している。コンロッド５の小端部５１と大端部５２とは、接続部５６によって接続されている。

この実施形態では、ピストンピン６の組付方式としてフルフロート式を採用し、コンロッド５とピストンピン６の間にクリアランスを設けている。これにより、ピストンピン６は、コンロッド５のピン挿通孔５３、および、ピストン４のボス部４２のピン支持孔４３に対して回転可能である。

ピストンピン６には、ピストンピン６の中心軸方向に延びる断面円形の貫通孔６１が設けられている。ピストンピン６の内周面において、中心軸方向における中央部は、後述するダンパ部材８が圧入されて固定される内周面を有する部分であり、被圧入部６２と称す。ピストンピン６の中心軸方向における被圧入部６２の両端部を収容部６３ａ，６３ｂと称す。被圧入部６２における貫通孔６１の径は、収容部６３ａ，６３ｂにおける径よりも小さい。被圧入部６２と収容部６３ａ，６３ｂとの間には、段差部６４ａ，６４ｂが設けられている。

再度図１を参照して、クランクシャフト７は、クランクジャーナル７１、クランクピン７２およびクランクアーム７３を有している。クランクジャーナル７１は、ロアブロック２２とメインベアリングキャップ２３により回転可能に支持されている。クランクピン７２は、コンロッド５の大端部５２に回転可能に連結されている。クランクピン７２どうしは、ピストン４とコンロッド５を介して接続されている。クランクアーム７３は、クランクジャーナル７１の端部と、クランクピン７２におけるクランクジャーナル７１の端部に近い側の端部とをそれぞれ連結している。これにより、クランクシャフト７では、クランクジャーナル７１、クランクピン７２およびクランクアーム７３が一体となって回転する。

［２．ダンパ部材８］
上述のとおり、ピストンピン６の貫通孔６１内にはダンパ部材８が設けられている。ダンパ部材８は、ピストンピン６の中心軸６０と同一直線上に（または略同一直線状に）延びる中心軸を有している。ダンパ部材８の中心軸方向は、ダンパ部材８の長手方向に一致する。ダンパ部材８は、中実部材であってよい。ダンパ部材８は、互いに共振周波数（言い換えると、固有振動数に対応する周波数）の異なる２つの動吸振器８１，８２を有している。以下、動吸振器８１を第１動吸振器、動吸振器８２を第２動吸振器という。ダンパ部材８は、２つの動吸振器８１，８２を用いて、制振対象に生じる２種類の共振の振動レベルを低減するように動作可能である。

図４に示すように、ダンパ部材８は、質量部８３ａ，８３ｂ、固定部８４および腕部８５ａ，８５ｂを有している。ダンパ部材８は、金属で作られていてよい。第１動吸振器８１は、質量部８３ａ、固定部８４および腕部８５ａを有し、第２動吸振器８２は、質量部８３ｂ、固定部８４および腕部８５ｂを有している。つまり、第１動吸振器８１と第２動吸振器８２とは、固定部８４を共有し、固定部８４で互いに一体に連結されている。

この実施形態では、第２動吸振器８２を構成する質量部８３ｂ、固定部８４および腕部８５ｂは、１つの部材で作られている。一方、第１動吸振器８１を構成する質量部８３ａは、２つの部材（軸部８３１とキャップ部８３２）を組み付けて作られている。

質量部８３ａ，８３ｂは、ダンパ部材８において、ピストンピン６の中心軸方向における両端部に設けられている。質量部８３ａ，８３ｂは、略円柱状に形成されており、円柱の中心軸はダンパ部材８の中心軸に一致している。質量部８３ａ，８３ｂは、それぞれ、ピストンピン６の貫通孔６１における収容部６３ａ，６３ｂの位置に配置されている。質量部８３ａ，８３ｂの重心は、ピストンピン６の中心軸６０上に位置している。質量部８３ａ，８３ｂは、ダンパ部材８において質量が集中した部分である。質量部８３ａ，８３ｂは、ピストン４の車体上下方向での運動に伴って、車体上下方向に実質的に単振動する。

質量部８３ａ，８３ｂは、振動したときに収容部６３ａ，６３ｂの内周面に接触しないように、収容部６３ａ，６３ｂの内径よりも小さく、被圧入部６２の内径よりも大きい外径を有する。これにより、質量部８３ａ，８３ｂの、ピストンピン６の中心軸方向への移動は、段差部６４ａ，６４ｂにより規制される。

固定部８４は、ピストンピン６の中心軸方向においてダンパ部材８の中央部に位置している。固定部８４は、略円柱状に形成されており、円柱の中心軸はダンパ部材８の中心軸に一致している。固定部８４は、ピストンピン６の被圧入部６２に圧入されて固定されており、圧入部と称してもよい。固定部８４は、質量部８３ａ，８３ｂの外径よりも小さく、被圧入部６２の内径よりも大きい外径を有している。

腕部８５ａ，８５ｂは、質量部８３ａ，８３ｂと固定部８４とを接続しており、質量部８３ａ，８３ｂを固定部８４に対して支持している。腕部８５ａ，８５ｂは、ピストンピン６の中心軸方向において被圧入部６２から収容部６３ａ，６３ｂにわたる部分に配置されている。腕部８５ａ，８５ｂは、略円柱状に形成されており、円柱の中心軸はダンパ部材８の中心軸に一致している。

腕部８５ａ，８５ｂは、固定部８４および質量部８３ａ，８３ｂの外径よりも小さく、かつ、被圧入部６２の内径よりも小さい外径を有する。これにより、腕部８５ａ，８５ｂを被圧入部６２に挿通できる。腕部８５ａ，８５ｂの等価円直径（腕部８５ａ，８５ｂが略円柱状に形成される実施形態では、外径）は、質量部８３ａ，８３ｂの外径よりも十分に小さい。したがって、質量部８３ａ，８３ｂとともに車体上下方向に振動したときに、腕部８５ａ，８５ｂを、当該振動について所定のばね定数を有するばね部とみなすことができる。ただし、腕部８５ａ，８５ｂの等価円直径は、長期間の振動に耐える剛性が得られる程度に大きいことが好ましい。例えば、腕部８５ａ，８５ｂは、長期間の振動に耐える剛性が得られる程度の大きさであって、互いに完全に（または略）同じ大きさの等価円直径を有していてもよい。このとき、第１、第２動吸振器８１，８２の共振周波数は、質量部８３ａ，８３ｂの質量によって調節される。第１、第２動吸振器８１，８２の共振周波数について、詳しくは後述する。

上述のとおり、第１動吸振器８１の質量部８３ａは、軸部８３１とキャップ部８３２とを有している。軸部８３１は、固定部８４および腕部８５ｂと一体に形成されている。軸部８３１は、ダンパ部材８の中心軸に一致する中心軸を有している。軸部８３１は、被圧入部６２の内径よりも小さい外径を有する。これにより、軸部８３１を被圧入部６２に挿通できる。キャップ部８３２は、軸部８３１の外周面に圧入されて組み付けられている。キャップ部８３２を用いることにより、質量部８３ｂの質量を容易に調整できる。

［３．第１、第２動吸振器８１，８２の設計］
図５から図９を用いて、この実施形態に係る第１、第２動吸振器８１，８２の設計方法について説明する。

図５は、エンジン１の振動特性１０１を示すグラフである。グラフの横軸は周波数を示し、グラフの縦軸は振動レベル（音圧）を示す。図５では、４つの周波数（Ｆ_Ａ，Ｆ_Ｂ，Ｆ_Ｃ，Ｆ_Ｄ）での共振が確認できる。高周波数側の共振周波数Ｆ_Ａ，Ｆ_Ｂは、互いに近接している。高周波数側の共振周波数Ｆ_Ａ，Ｆ_Ｂは、低周波数側の共振周波数Ｆ_Ｃ，Ｆ_Ｄに対して十分に離れている。

図６は、エンジン１の往復回転機構に等価なばねマスモデルを示す図である。制振対象であるピストン４、ピストンピン６およびコンロッド５の小端部５１は、全体として質点（質量をＭとする）に相当する。コンロッド５の接続部５６は、当該質点をコンロッド５の大端部５２に対して支持するばね（ばね定数をＫとする）に相当する。第１動吸振器８１の質量部８３ａの質量をｍ_１、第２動吸振器８２の質量部８３ｂの質量をｍ_２とする。第１、第２動吸振器８１，８２の腕部８５ａ，８５ｂは、ピストンピン６に対して質量部８３ａ，８３ｂを支持するばねに相当し、そのばね定数をそれぞれｋ_１，ｋ_２とする。腕部８５ａ，８５ｂの質量は質量部８３ａ，８３ｂの質量に比べて十分に小さいので、無視してよい。

ここで、ピストンピン６の貫通孔６１内に、エンジンオイルが進入する場合がある。ピストンピン６とダンパ部材８との間にオイルが介在すると、第１、第２動吸振器８１，８２の共振周波数が変化する。そこで、この実施形態では、ピストンピン６の貫通孔６１内に常にオイルを供給する。ピストンピン６の貫通孔６１の収容部６３ａ，６３ｂ内に供給されるオイルは、それぞれ、ピストンピン６と質量部８３ａ，８３ｂとの間のダンパｃ_１，ｃ_２として機能する。

上述のとおり、ピストンピン６とコンロッド５のピン挿通孔５３との間には第１の潤滑油膜が形成され、ピストンピン６とピストン４のボス部４２のピン支持孔４３との間には第２の潤滑油膜が形成される。第１の潤滑油膜は、ピストンピン６とコンロッド５の小端部５１とを連結するばねに相当し、第２の潤滑油膜は、ピストンピン６とピストン４のボス部４２とを連結するばねに相当する。エンジン１の燃焼行程では、ピストン４が大きな力で押圧されるため、第１、第２の潤滑油膜は消失する。したがって、エンジン１の燃焼行程では、ピストン４、ピストンピン６およびコンロッド５の小端部５１が一体となり、コンロッド５の大端部５２に対して、（１／２π）・√（Ｋ／Ｍ）の共振周波数で共振する。この共振周波数が、図５の共振周波数Ｆ_Ａに相当する。

次に、低周波数側の周波数Ｆ_Ｃ，Ｆ_Ｄでの共振は、第１、第２動吸振器８１，８２を設けることにより生じる。具体的には、第１動吸振器８１または第２動吸振器８２を用いて周波数Ｆ_Ａでの共振の振動レベルを低減したときに、エンジン１の運転中にクランクシャフト７やシリンダブロック２の共振が相対的に大きくなることにより生じる。

次に、ピストン４等の共振による共振周波数Ｆ_Ａに近接した共振周波数Ｆ_Ｂは、ロアブロック２２の共振に起因するものであり、ピストン４、コンロッド５、クランクシャフト７およびメインベアリングキャップ２３により加振力が伝達されることにより振動が励起されるものである。

高周波数側の共振周波数Ｆ_Ａ，Ｆ_Ｂでの振動レベルが大きいと、乗員に強い違和感を与えることがある。以下、共振周波数Ｆ_Ａ，Ｆ_Ｂを、それぞれ第１、第２ノイズ周波数（または第１、第２共振周波数）と称す。第２ノイズ周波数（第２共振周波数）Ｆ_Ｂは、第１ノイズ周波数（第１共振周波数）Ｆ_Ａよりも高い。この実施形態では、第１、第２ノイズ周波数Ｆ_Ａ，Ｆ_Ｂでの振動レベルを低減するための第１、第２動吸振器８１，８２の好適な設計について検討する。なお、低周波数側の共振周波数Ｆ_Ｃ，Ｆ_Ｄでの振動レベルを低減するために、別の動吸振器を設けてもよい。

この実施形態では、第１動吸振器８１は、燃焼行程においてピストン４、ピストンピン６およびコンロッド５の小端部５１が一体で、コンロッド５の大端部５２に対して共振するときの振動レベルを低減するように設計されている。また、第２動吸振器８２は、メインベアリングキャップ２３の振動に起因するロアブロック２２の共振の振動レベルを低減するように設計されている。つまり、この実施形態では、図６に示すばねマスモデルにおいて、第１動吸振器８１の共振周波数ｆ_１（＝（１／２π）・√（ｋ_１／ｍ_１））を第１ノイズ周波数Ｆ_Ａに適合させ、第２動吸振器８２の共振周波数ｆ_２（＝（１／２π）・√（ｋ_２／ｍ_２））を第２ノイズ周波数Ｆ_Ｂに適合させる。したがって、第２動吸振器８２の共振周波数ｆ_２は、第１動吸振器８１の共振周波数ｆ_１よりも高い。

第１、第２動吸振器８１，８２の共振周波数ｆ_１、ｆ_２は、質量部８３ａ，８３ｂの質量ｍ_１，ｍ_２と、腕部８５ａ，８５ｂ（ばね部）のばね定数ｋ_１，ｋ_２の少なくとも一方を変更することにより、所望の値に設定できる。質量部８３ａ，８３ｂの外形寸法を増大させることなく質量部８３ａ，８３ｂの質量ｍ_１，ｍ_２を大きくするために、より密度の大きい材料で質量部８３ａ，８３ｂを構成してもよい。第１、第２動吸振器８１，８２の腕部８５ａ，８５ｂのばね定数ｋ_１，ｋ_２は、例えば、腕部８５ａ，８５ｂの長さ、腕部８５ａ，８５ｂの外径、腕部８５ａ，８５ｂを構成する材料およびこれらの任意の組み合わせから成る群から選択されるパラメータを変更することにより、調節される。例えば、腕部８５ａ，８５ｂの長さをより大きくした場合、腕部８５ａ，８５ｂの外径をより小さくした場合、および、腕部８５ａ，８５ｂを構成する材料をより剛性の低いものにした場合には、ばね定数がより小さくなることがわかっている。

なお、本明細書の説明において、動吸振器の共振周波数が制振対象の共振周波数に適合しているとは、両共振周波数が互いに（完全にまたは実質的に）一致している場合に限られることなく、動吸振器の共振周波数が制振対象の共振周波数からシフトしている場合も含む。当該シフト量の大きさについては、後述する。

また、上述の設計とは逆に、第１動吸振器８１がロアブロック２２の共振（ノイズ周波数Ｆ_Ｂ）の振動レベルを低減するように設計され、第２動吸振器８２がピストン４等の共振（ノイズ周波数Ｆ_Ａ）の振動レベルを低減するように設計されていてもよい。

ここで、一般に、動吸振器の共振周波数を制振対象の共振周波数に適合させた場合、制振対象の振動レベルを低減できる一方、動吸振器の共振周波数の高周波数側と低周波数側にそれぞれ反共振が出現する。この実施形態では、第１、第２動吸振器８１，８２の共振周波数ｆ_１，ｆ_２を第１、第２ノイズ周波数Ｆ_Ａ，Ｆ_Ｂに適合させた場合、共振周波数ｆ_１，ｆ_２のそれぞれの高周波数側と低周波数側にそれぞれ反共振が出現する。

図７、図８は、主振動系に第１、第２動吸振器８１，８２を追加したときの共振曲線を示すグラフである。図７の例では、第１、第２動吸振器８１，８２は、以下で説明する好適な設計を有していない。図８の例では、第１、第２動吸振器８１，８２は、以下で説明する好適な設計を有している。図７、図８の横軸は周波数を示し、縦軸は振動レベル（または音圧）を示している。第１、第２動吸振器８１，８２についての共振曲線を示す破線にそれぞれ符号１１１，１１２を付している。波の重ね合わせの原理に基づいて共振曲線１１１，１１２を重ね合わせた実際の振動曲線（実線）に符号１１３を付している。第１、第２ノイズ周波数Ｆ_Ａ，Ｆ_Ｂでの振動レベルをそれぞれＰ_Ａ，Ｐ_Ｂとする。図７、図８のグラフでは、図５に示したエンジン１の振動特性１０１を合わせて示している。

図７では、第１、第２動吸振器８１，８２の共振周波数ｆ_１，ｆ_２をそれぞれ第１、第２ノイズ周波数Ｆ_Ａ，Ｆ_Ｂに一致させている。つまり、図７の例では、第１、第２ノイズ周波数Ｆ_Ａ，Ｆ_Ｂが、それぞれ、第１、第２動吸振器８１，８２の狙い周波数である。振動曲線１１３の形状から、第１、第２ノイズ周波数Ｆ_Ａ，Ｆ_Ｂでの振動レベルが大きく低減していることがわかる。

上述のとおり、第１動吸振器８１について、共振周波数ｆ_１の高周波数側と低周波数側にそれぞれ反共振が出現する。第１動吸振器８１について、高周波数側の反共振がピークとなる周波数（ピーク周波数）をｇ_１(high)とし、低周波数側の反共振がピークとなる周波数（ピーク周波数）をｇ_１(low)とする。同様に、第２動吸振器８２について、周波数ｆ_２の高周波数側と低周波数側にそれぞれ反共振が出現する。第２動吸振器８２について、高周波数側の反共振がピークとなる周波数（ピーク周波数）をｇ_２(high)とし、低周波数側の反共振がピークとなる周波数（ピーク周波数）をｇ_２(low)とする。

ここで、典型的には、第１動吸振器８１と第２動吸振器８２のそれぞれについて生じる反共振の振動レベルは、第１、第２ノイズ周波数Ｆ_Ａ，Ｆ_Ｂでの振動レベルＰ_Ａ，Ｐ_Ｂよりも十分に小さい。しかし、図７に示すように、第１動吸振器８１の高周波数側反共振のピーク周波数ｇ_１(high)と第２動吸振器８２の低周波数側反共振のピーク周波数ｇ_２(low)とが完全に、または実質的に一致すると、２つの反共振の重ね合わせ（振動曲線１１３）のピークの振動レベルＰ_Ｓが、元のエンジン１の振動特性１０１における第１ノイズ周波数Ｆ_Ａでの振動レベルＰ_Ａまたは第２ノイズ周波数Ｆ_Ｂでの振動レベルＰ_Ｂよりも大きくなることが考えられる。これは、第１、第２ノイズ周波数Ｆ_Ａ，Ｆ_Ｂが互いに近接しているときに特に生じやすい。図７には、反共振の重ね合わせのピークの振動レベルＰ_Ｓが、第２ノイズ周波数Ｆ_Ｂでの振動レベルＰ_Ｂよりも大きくなる例を示している。この場合、第１、第２動吸振器８１，８２を用いて第１ノイズ周波数Ｆ_Ａでの振動レベルＰ_Ａ，Ｐ_Ｂを低減させたにも関わらず、新たな騒音源が生じてしまう。

そこで、この実施形態では、第１動吸振器８１の高周波数側反共振のピーク周波数ｇ_１(high)が、第２動吸振器８２の高周波数側反共振のピーク周波数ｇ_２(low)と完全に、または実質的に一致するときには、第１動吸振器８１について出現する２つの反共振どうしの間隔（以下、反共振間隔という）ｗ_１と第２動吸振器８２について出現する反共振間隔ｗ_２の少なくとも一方を変更することにより、ピーク周波数ｇ_１(high)がピーク周波数ｇ_２(low)と実質的に異なる値を有するようにする。以下、反共振間隔ｗ_１，ｗ_２を変更する方法について説明する。

図６に示すばねマスモデルにおいて、第１、第２動吸振器８１，８２の質量部８３ａ，８３ｂの質量ｍ_１，ｍ_２と往復回転機構の往復慣性質量Ｍｒの比μ_１，μ_２（μ_１＝ｍ_１／Ｍｒ，μ_２＝ｍ_２／Ｍｒ）の値が１よりも十分に小さい場合、２つの反共振どうしの間隔（ピーク周波数の差）ｗ_１，ｗ_２は、以下の式で表される。

したがって、質量比μ_１，μ_２が大きいほど、反共振間隔ｗ_１，ｗ_２が大きくなることがわかる。

往復回転機構の往復慣性質量Ｍｒは、ピストン４の質量、コンロッド５の質量の１／３、ピストンピン６の質量および第１動吸振器８１（または第２動吸振器８２）の固定部８４の質量の総和であるとみなすことができる。コンロッド５の質量の１／３は、コンロッド５において小端部５１を含む往復運動を行う部分の質量であり、残りの質量（コンロッド５の質量の２／３）は、コンロッド５において大端部５２を含む回転運動を行う部分の質量である。第１、第２動吸振器８１，８２の質量部８３ａ，８３ｂの質量ｍ_１，ｍ_２と往復慣性質量Ｍｒの比μ_１，μ_２は、１よりも十分に小さいといえる。

この実施形態では、第１、第２動吸振器８１，８２の共振周波数を、それぞれ第１、第２ノイズ周波数Ｆ_Ａ，Ｆ_Ｂに（完全にまたは実質的に）一致させる。これを実現するため、まず、反共振のピーク周波数ｇ_１(high)，ｇ_２(low)が互いに実質的に異なる値を有するように、第１、第２動吸振器８１，８２の質量部８３ａ，８３ｂの質量ｍ_１，ｍ_２の値を変更する。これにより、質量比μ_１，μ_２、ひいては反共振間隔ｗ_１，ｗ_２が所望の値となる。この状態で、第１動吸振器８１の共振周波数ｆ_１（＝（１／２π）・√（ｋ_１／ｍ_１））が第１ノイズ周波数Ｆ_Ａに（完全にまたは実質的に）一致し、第２動吸振器８２の共振周波数ｆ_２（＝（１／２π）・√（ｋ_２／ｍ_２））が第２ノイズ周波数Ｆ_Ｂに（完全にまたは実質的に）一致するように、腕部８５ａ，８５ｂ（ばね部）のばね定数ｋ_１，ｋ_２の値を変更する。

反共振間隔ｗ_１，ｗ_２は、元の値（ピーク周波数ｇ_１(high)，ｇ_２(low)が互いに一致するときの値）を基準として広げてもよいし、狭めてもよい。反共振間隔ｗ_１，ｗ_２は、それぞれ、質量比μ_１，μ_２を増大させることにより、広げることができ、質量比μ_１，μ_２を減少させることにより、狭めることができる。

図８に示す例では、第１、第２動吸振器８１，８２の共振周波数を、それぞれ第１、第２ノイズ周波数Ｆ_Ａ，Ｆ_Ｂに一致させた状態で、反共振間隔ｗ_１，ｗ_２を広げることにより、ピーク周波数ｇ_１(high)がピーク周波数ｇ_２(low)と実質的に異なる値を有するようにしている。図８には、反共振の重ね合わせのピークの振動レベルＰ_Ｓが、振動レベルＰ_Ａ，Ｐ_Ｂよりも小さくなっていることが示されている。

このようにして、この実施形態では、第１、第２ノイズ周波数Ｆ_Ａ，Ｆ_Ｂでの振動レベルが低減し、かつ、反共振どうしの相互作用による振動レベルの増大が抑制されるので、エンジン１の運転中に生じる騒音を効果的に低減できる。

上述のとおり、この実施形態では、ピーク周波数ｇ_１(high)がピーク周波数ｇ_２(low)と実質的に異なる値を有するように、元の値（ピーク周波数ｇ_１(high)，ｇ_２(low)が互いに一致するときの値）を基準として、反共振間隔ｗ_１，ｗ_２を広げてもいし、狭めてもよい。好ましい実施形態では、図８に示す例のように、第１動吸振器８１についての反共振間隔ｗ_１、および、第２動吸振器８２についての反共振間隔ｗ_２を共に広げ、第１動吸振器８１の高周波数側反共振のピーク周波数ｇ_１(high)が第２動吸振器８２の低周波数側反共振のピーク周波数ｇ_２(low)よりも高い値を有するようにしている。これにより、第１動吸振器８１の高周波数側反共振の振動レベルを第２動吸振器８２の振動により低減でき、第２動吸振器８２の低周波数側反共振の振動レベルを第１動吸振器８２の振動により低減できる。

この実施形態において、反共振間隔ｗ_１，ｗ_２を広げすぎると、第１、第２動吸振器８１，８２による第１、第２ノイズ周波数Ｆ_Ａ，Ｆ_Ｂでの振動レベルＰ_Ａ，Ｐ_Ｂの低減効果を十分に得ることができず、さらに、例えば反共振のピーク周波数ｇ_１(high)が第２ノイズ周波数Ｆ_Ｂに重なったり反共振のピーク周波数ｇ_２(low)が第１ノイズ周波数Ｆ_Ａに重なったりして、新たな騒音源を生じることも考えられる。したがって、反共振間隔ｗ_１，ｗ_２は、共振曲線１１１，１１２を重ね合わせた実際の振動曲線１１３における振動レベルの最大値が、第１、第２ノイズ周波数Ｆ_Ａ，Ｆ_Ｂで振動レベルＰ_Ａ，Ｐ_Ｂよりも小さくなるような大きさに設定する。

次に、図９を用いて、本発明の他の実施形態に係る第１、第２動吸振器８１，８２の設計方法について説明する。

第１動吸振器８１の高周波数側反共振のピーク周波数ｇ_１(high)が、第２動吸振器８２の高周波数側反共振のピーク周波数ｇ_２(low)と完全に、または実質的に一致するときには、第１動吸振器８１の共振周波数ｆ_１を第１ノイズ周波数Ｆ_Ａに対してシフトさせ、かつ、第２動吸振器８２の共振周波数ｆ_２を第２ノイズ周波数Ｆ_Ｂに対してシフトさせることにより、ピーク周波数ｇ_１(high)がピーク周波数ｇ_２(low)と実質的に異なる値を有するようにする。ただし、第１、第２動吸振器８１，８２の共振周波数ｆ_１，ｆ_２の両方をシフトさせてもよいが、それに限定されず、共振周波数ｆ_１，ｆ_２の一方のみをシフトさせてもよい。

このとき、（例えば、共振周波数ｆ_１を高周波数側にシフトさせ、共振周波数ｆ_２を低周波数側にシフトさせることにより）共振周波数ｆ_１，ｆ_２を互いに近づけてもよいし、逆に、（例えば、共振周波数ｆ_１を低周波数側にシフトさせ、共振周波数ｆ_２を高周波数側にシフトさせることにより）共振周波数ｆ_１，ｆ_２を互いに遠ざけてもよい。

共振周波数ｆ_１、ｆ_２は、それぞれ、質量部８３ａ，８３ｂの質量ｍ_１，ｍ_２を小さくすることにより、高周波数側にシフトさせることができ、質量ｍ_１，ｍ_２を大きくすることにより、低周波数側にシフトさせることができる。また、共振周波数ｆ_１、ｆ_２は、それぞれ、腕部８５ａ，８５ｂのばね定数ｋ_１，ｋ_２を大きくすることにより、高周波数側にシフトさせることができ、ばね定数ｋ_１，ｋ_２を小さくすることにより、低周波数側にシフトさせることができる。

本明細書において、２つの反共振のピーク周波数（具体的には、ｇ_１(high)とｇ_２(low)）が実質的に異なるとは、少なくとも、反共振の重ね合わせのピークの振動レベルＰ_Ｓが元のエンジン１の振動特性１０１における第１ノイズ周波数Ｆ_Ａでの振動レベルＰ_Ａおよび第２ノイズ周波数Ｆ_Ｂでの振動レベルＰ_Ｂ以下の値となるまで２つの周波数がずれていることを意味する。また、２つの反共振のピーク周波数が実質的に一致するとは、振動レベルＰ_Ｓが振動レベルＰ_Ａ（またはＰ_Ｂ）よりも大きい値となるまで２つの周波数が近接した大きさであること意味する。

図９に示す例では、第１動吸振器８１の共振周波数ｆ_１を高周波数側にΔｆ_１だけシフトさせ、第２動吸振器８２の共振周波数ｆ_２を低周波数側にΔｆ_２だけシフトさせることにより、ピーク周波数ｇ_１(high)がピーク周波数ｇ_２(low)と実質的に異なる値を有するようにしている。これにより、第１動吸振器８１の高周波数側反共振のピーク周波数ｇ_１(high)は、第１動吸振器８２の低周波数側反共振のピーク周波数ｇ_２(low)よりも低い値を有する。図９には、反共振の重ね合わせのピークの振動レベルＰ_Ｓが、振動レベルＰ_Ａ，Ｐ_Ｂよりも小さくなっていることが示されている。

このようにして、この実施形態では、第１、第２ノイズ周波数Ｆ_Ａ，Ｆ_Ｂでの振動レベルが低減し、かつ、反共振どうしの相互作用による振動レベルの増大が抑制されるので、エンジン１の運転中に生じる騒音を効果的に低減できる。

上述のとおり、この実施形態では、ピーク周波数ｇ_１(high)がピーク周波数ｇ_２(low)と実質的に異なる値を有するように、元の値（ピーク周波数ｇ_１(high)，ｇ_２(low)が互いに一致するときの値）を基準として、共振周波数ｆ_１，ｆ_２を互いに近づけてもよいし、互いに遠ざけてもよい。好ましい実施形態では、図９に示す例のように、第１動吸振器８１の共振周波数ｆ_１を高周波数側にシフトさせ、第２動吸振器８２の共振周波数ｆ_２を低周波数側にシフトさせることにより、共振周波数ｆ_１，ｆ_２を互いに近づける。これにより、第１動吸振器８１の高周波数側反共振の振動レベルを第２動吸振器８２の振動により低減でき、第２動吸振器８２の低周波数側反共振の振動レベルを第１動吸振器８２の振動により低減できる。

また、第１、第２動吸振器８１，８２の共振周波数ｆ_１，ｆ_２を、腕部８５ａ，８５ｂのばね定数ｋ_１，ｋ_２でなく質量部８３ａ，８３ｂの質量ｍ_１，ｍ_２で調節する実施形態において、共振周波数ｆ_１，ｆ_２を互いに遠ざける場合には、既に第２動吸振器８２の質量部８３ｂに対して重くされている第１動吸振器８１の質量部８３ａをさらに重くする必要が生じ、ピストンピン６の貫通孔６１内に設けることが難しくなる場合があるが、共振周波数ｆ_１，ｆ_２を互いに近づけることにより、第１動吸振器８１の質量部８３ａの質量増大を抑制できる。

ただし、このとき、シフト量Δｆ_１，Δｆ_２を大きくしすぎると、第１、第２動吸振器８１，８２による第１、第２ノイズ周波数Ｆ_Ａ，Ｆ_Ｂでの振動レベルＰ_Ａ，Ｐ_Ｂの低減効果を十分に得ることができず、さらに、例えば反共振のピーク周波数ｇ_１(high)が第２ノイズ周波数Ｆ_Ｂに重なったり反共振のピーク周波数ｇ_２(low)が第１ノイズ周波数Ｆ_Ａに重なったりして、新たな騒音源を生じることも考えられる。したがって、シフト量Δｆ_１，Δｆ_２は、共振曲線１１１，１１２を重ね合わせた実際の振動曲線１１３における振動レベルの最大値が、第１、第２ノイズ周波数Ｆ_Ａ，Ｆ_Ｂで振動レベルＰ_Ａ，Ｐ_Ｂよりも小さくなるような大きさに設定する。

［４．エンジン１の往復回転機構の製造方法］
図１０は、本発明の一実施形態に係るエンジン１の往復回転機構の例示的な製造方法を示すフローチャートである。この方法は、ステップ２０１〜２０７を含んでいる。

ステップ２０１では、エンジン１の振動特性（例えば、図５の符号１０１）を測定する。ステップ２０１で測定した振動特性が図５に示す近接した第１、第２ノイズ周波数Ｆ_Ａ，Ｆ_Ｂを有しているとする。

ステップ２０２では、第１、第２動吸振器８１，８２を備えたダンパ部材８を準備する。具体的には、図５から図９を参照して説明した設計に従って、ダンパ部材８の質量部８３ａ，８３ｂの質量ｍ_１，ｍ_２の大きさと、腕部８５ａ，８５ｂのばね定数ｋ_１，ｋ_２の大きさを調節することにより、第１、第２動吸振器８１，８２の共振周波数ｆ_１，ｆ_２、および、反共振間隔ｃ_１，ｃ_２について所望の値を達成する。

ステップ２０３では、ダンパ部材８をピストンピン６の貫通孔６１内に組み付ける。ダンパ部材８では、より大径の質量部８３ａ，８３ｂをより小径の被圧入部６２に挿通できない。そこで、まず、第１動吸振器８１の軸部８３１にキャップ部８３２を組み付ける前の状態のダンパ部材８を、第１動吸振器８１側から貫通孔６１内に挿入する。次に、固定部８４を被圧入部６２に圧入し、ダンパ部材８をピストンピン６に固定する。そして、軸部８３１にキャップ部８３２を圧入して、ピストンピン６の貫通孔６１内へのダンパ部材８の組み付けを完了する。

ステップ２０４では、公知の計測装置を用いてイナータンス（第１、第２動吸振器８１，８２に入力した加振力と、それによって生じる加速度の比による周波数応答関数）を計測することにより、第１、第２動吸振器８１，８２の共振周波数ｆ_１，ｆ_２を求める。当該計測装置は、レーザードップラ振動計など、非接触式の振動計を備えたものであってもよい。第１、第２動吸振器８１，８２の共振周波数ｆ_１，ｆ_２は、計測したイナータンスの周波数特性に基づいて求めることができる。

ステップ２０５では、ステップ２０４で求めた共振周波数ｆ_１，ｆ_２が所望の範囲内の値であるか否かを判定する。

ステップ２０４で求めた第１、第２動吸振器８１，８２の共振周波数ｆ_１，ｆ_２が所望の範囲内の値でなければ（ステップ２０５：Ｎｏ）、ステップ２０６で、公知の研削装置（例えば、研削砥石を備えたもの）を用いて第１、第２動吸振器８１，８２の質量部８３ａ，８３ｂの質量の調整を行う。なお、質量の調整は、質量部８３ａ，８３ｂの一方に対して行ってもよいし、両方に対して行ってもよい。

なお、ステップ２０６では、研削により質量部８３ａ，８３ｂの質量を低下させることになるので、ステップ２０２では、例えば質量部８３ａ，８３ｂの長さ寸法を狙い寸法よりも大きくした（これにより、質量部８３ａ，８３ｂの質量は、狙いの大きさよりも大きくなり、第１、第２動吸振器８１，８２の共振周波数は狙い周波数よりも低くなる）ものを準備することが好ましい。

ステップ２０４で求めた第１、第２動吸振器８１，８２の共振周波数ｆ_１，ｆ_２が所望の範囲内の値であれば（ステップ２０５：Ｙｅｓ）、ステップ２０７で、ピストンピン６の外径研削を行う。このようにして、エンジン１の往復回転機構が製造される。

［５．その他の実施形態］
以上、実施形態を挙げて本発明を説明したが、本発明は上述の実施形態に限定されると理解すべきではない。上述の実施形態には、種々の改良、設計上の変更および削除が加えられてよい。上述の実施形態に記載された任意の特徴を組み合わせることにより、その他の実施形態が作り出されてよい。

例えば、図８を参照して説明した実施形態では、第１、第２動吸振器８１，８２の共振周波数をそれぞれ第１、第２ノイズ周波数Ｆ_Ａ，Ｆ_Ｂに（完全にまたは実質的に）一致させた状態で、反共振間隔ｗ_１，ｗ_２を変更した。他の実施形態では、第１、第２動吸振器８１，８２の共振周波数ｆ_１，ｆ_２をそれぞれ第１、第２ノイズ周波数Ｆ_Ａ，Ｆ_Ｂからシフトさせ（図８に示す実施形態の方法を用いて）、さらに反共振間隔ｗ_１，ｗ_２を変更することにより、第１動吸振器８１の高周波数側反共振のピーク周波数ｇ_１(high)が、第２動吸振器８２の高周波数側反共振のピーク周波数ｇ_２(low)と実質的に異なる値を有するようにしてもよい。この実施形態では、共振周波数ｆ_１，ｆ_２の第１、第２ノイズ周波数Ｆ_Ａ，Ｆ_Ｂからのシフト量を抑えることができるので、第１、第２動吸振器８１，８２により第１、第２ノイズ周波数Ｆ_Ａ，Ｆ_Ｂでの振動レベルを確実に低減しつつ、反共振どうしの相互作用による振動レベルの増大を抑制できる。このようにして、エンジン１の運転中に生じる騒音を効果的に低減するための第１、第２動吸振器８１，８２の設計の自由度を高めることができる。

上述の実施形態では、ダンパ部材８をピストンピン６の貫通孔６１内に設けた。他の実施形態では、例えば第１、第２動吸振器８１，８２の質量部８３ａ，８３ｂを、ピストンピン６の貫通孔６１内に収容できないほど大きくする必要がある場合、ダンパ部材８をコンロッド５に設けてもよい。この実施形態では、ダンパ部材８の固定部８４はコンロッド５に固定される。ダンパ部材８をコンロッド５の小端部５１により近い位置に配置することにより、ピストン４、ピストンピン６およびコンロッド５の小端部５１が一体となり、コンロッド５の大端部５２に対して共振するのを好適に抑制できる。

例えば、図１１に示すように、コンロッド５の連結部５６に、（車体に実装された状態で）車体上下方向に延びる貫通孔５６１を設け、この貫通孔５６１内にダンパ部材９を固定してもよい。ダンパ部材９の構造はダンパ部材８の構造と大略同じであるが、細部が異なる。ダンパ部材９の動作は、ダンパ部材８の動作と同様である。図１２に示すように、ダンパ部材９は、質量部９３ａ，９３ｂ、固定部９４および腕部９５ａ，９５ｂを有している。ダンパ部材９の第１動吸振器９１は、質量部９３ａ、固定部９４および腕部９５ａを有し、第２動吸振器９２は、質量部９３ｂ、固定部９４および腕部９５ｂを有している。つまり、第１動吸振器９１と第２動吸振器９２とは、固定部９４を共有し、固定部９４で互いに一体に連結されている。ダンパ部材９の固定部９４は、貫通孔５６１の内周面に例えば圧入されてもよいし締結固定されてもよい。

また、上述の実施形態では、２つの動吸振器８１，８２は共通の固定部８４を有し、一体に形成した。この実施形態によれば、部品点数を削減し、製造コストを低減できる。他の実施形態では、２つの動吸振器８１，８２を互いに別体として設けてもよい。

また、上述の実施形態では、第２動吸振器８２を１つの部材で作り、第１動吸振器８１の質量部８３ａを２つの部材（軸部８３１とキャップ部８３２）で作った。他の実施形態では、第１動吸振器８１と第２動吸振器８２の両方を１つの部材で作ってもよい。この例では、ダンパ部材８が全体として１つの部材で作られる。また、この例では、１つの部材をピストンピン６の貫通孔６１に組み付けることができるように、質量部８３ａ，８３ｂの外径を被圧入部６２の内径よりも小さくすればよい。さらに他の実施形態では、第１動吸振器８１と第２動吸振器８２の両方を、２つ以上の部材（軸部とキャップ部）で作ってもよい。

本発明によれば、エンジンの往復回転機構に備えられる２つの動吸振器を用いて、エンジンの運転中に生じる２種類の共振周波数での振動レベルを低減でき、さらに、反共振どうしの相互作用による振動レベルの増大を抑制できる。したがって、本発明は、この種の往復回転機構を備えたエンジンの製造分野において、好適に用いられる可能性がある。

１ エンジン
２ シリンダブロック
２１ アッパブロック
２２ ロアブロック
２３ メインベアリングキャップ
４ ピストン
５ コンロッド
５１ 小端部
５２ 大端部
５６ 接続部
６ ピストンピン
６１ 貫通孔
７ クランクシャフト
８ ダンパ部材
８１ 第１動吸振器
８２ 第２動吸振器
８３ａ，８３ｂ 質量部
８４ 固定部
８５ａ，８５ｂ 腕部
１０１ エンジンの振動特性
１１１，１１２ 第１、第２動吸振器についての共振曲線
１１３ 第１、第２動吸振器についての共振曲線を重ね合わせた実際の振動曲線
Ｆ_Ａ，Ｆ_Ｂ 第１、第２ノイズ周波数（第１、第２共振周波数）
ｆ_１，ｆ_２ 第１、第２動吸振器の共振周波数
ｍ_１，ｍ_２ 第１、第２動吸振器の質量部の質量
ｋ_１，ｋ_２ 第１、第２動吸振器の腕部のばね定数
ｇ_１(high)，ｇ_１(low) 第１動吸振器について生じる反共振のピーク周波数
ｇ_２(high)，ｇ_２(low) 第２動吸振器について生じる反共振のピーク周波数
Ｍｒ 往復回転機構の往復慣性質量
ｗ_１，ｗ_２ 第１、第２動吸振器についての反共振間隔
μ_１，μ_２ 往復回転機構の往復慣性質量に対する第１、第２動吸振器の質量部の質量の比
Δｆ_１，Δｆ_２ 第１、第２動吸振器の共振周波数のシフト量

上記課題を解決するため、本発明の請求項１に記載の発明は、
エンジンの往復回転機構であって、
シリンダ内で往復動するピストンと、
前記ピストンにピストンピンを介して連結される小端部と、クランクシャフトに連結される大端部とを有するコンロッドと、
前記ピストンまたは前記コンロッドに設けられ、前記エンジンの運転中に前記ピストン、前記ピストンピン及び前記コンロッドの前記小端部が一体で前記コンロッドの大端部に対して振動するときの第１共振周波数および該第１共振周波数よりも高い第２共振周波数での振動レベルをそれぞれ低減するための第１動吸振器および第２動吸振器とを備え、
前記第１動吸振器および前記第２動吸振器は、質量部、前記ピストンまたは前記コンロッドに固定された固定部、および、前記質量部と前記固定部とを接続するばね部を有し、
前記第２動吸振器の共振周波数は、前記第１動吸振器の共振周波数よりも高く、
前記往復回転機構の往復慣性質量に対する前記第１動吸振器の質量部の質量の比、および、前記往復回転機構の往復慣性質量に対する前記第２動吸振器の質量部の質量の比の少なくとも一方は、前記第１動吸振器の共振周波数の高周波数側に出現する反共振のピーク周波数が、前記第２動吸振器の共振周波数の低周波数側に出現する反共振のピーク周波数と実質的に異なる値を有するように設定されている.

請求項３に記載の発明は、
エンジンの往復回転機構の製造方法であって、
前記往復回転機構は、
シリンダ内で往復動するピストンと、
前記ピストンにピストンピンを介して連結される小端部と、クランクシャフトに連結される大端部とを有するコンロッドと、
前記ピストンまたは前記コンロッドに設けられ、前記エンジンの運転中に前記ピストン、前記ピストンピン及び前記コンロッドの前記小端部が一体で前記コンロッドの大端部に対して振動するときの第１共振周波数および第２共振周波数での振動レベルをそれぞれ低減するための第１動吸振器および第２動吸振器とを備え、
前記第１動吸振器および前記第２動吸振器は、質量部、前記ピストンまたは前記コンロッドに固定された固定部、および、前記質量部と前記固定部とを接続し、それぞれ所定のばね定数を有するばね部を有し、
前記第２動吸振器の共振周波数は、前記第１動吸振器の共振周波数よりも高く、
前記第１動吸振器および前記第２動吸振器を準備するステップを含み、該準備するステップは、前記第１動吸振器の共振周波数の高周波数側に出現する反共振のピーク周波数が前記第２動吸振器の共振周波数の低周波数側に出現する反共振のピーク周波数と実質的に一致するときに、前記往復回転機構の往復慣性質量に対する前記第１動吸振器の質量部の質量の比、および、前記往復回転機構の往復慣性質量に対する前記第２動吸振器の質量部の質量の比の少なくとも一方を変更することにより、それぞれ、前記第１動吸振器について出現する反共振どうしの間隔、および、前記第２動吸振器について出現する反共振どうしの間隔を変更し、前記第１動吸振器の共振周波数の高周波数側に出現する反共振のピーク周波数が前記第２動吸振器の共振周波数の低周波数側に出現する反共振のピーク周波数と実質的に異なるようにするステップを含む。

Claims (6)

1. エンジンの往復回転機構であって、
   シリンダ内で往復動するピストンと、
   前記ピストンとクランクシャフトとを連結するコンロッドと、
   前記ピストンまたは前記コンロッドに設けられ、前記エンジンの運転中に生じる第１共振周波数および該第１共振周波数よりも高い第２共振周波数での振動レベルをそれぞれ低減するための第１動吸振器および第２動吸振器とを備え、
   前記第１動吸振器および前記第２動吸振器は、質量部、前記ピストンまたは前記コンロッドに固定された固定部、および、前記質量部と前記固定部とを接続するばね部を有し、
   前記第２動吸振器の共振周波数は、前記第１動吸振器の共振周波数よりも高く、
   前記往復回転機構の往復慣性質量に対する前記第１動吸振器の質量部の質量の比、および、前記往復回転機構の往復慣性質量に対する前記第２動吸振器の質量部の質量の比の少なくとも一方は、前記第１動吸振器の共振周波数の高周波数側に出現する反共振のピーク周波数が、前記第２動吸振器の共振周波数の低周波数側に出現する反共振のピーク周波数と実質的に異なる値を有するように設定されている、
   エンジンの往復回転機構。
2. 前記往復回転機構の往復慣性質量に対する前記第１動吸振器の質量部の質量の比、および、前記往復回転機構の往復慣性質量に対する前記第２動吸振器の質量部の質量の比の少なくとも一方は、前記第１動吸振器の共振周波数の高周波数側に出現する反共振のピーク周波数が、前記第２動吸振器の共振周波数の低周波数側に出現する反共振のピーク周波数よりも高い値を有するように設定されている、
   請求項１に記載のエンジンの往復回転機構。
3. エンジンの往復回転機構の製造方法であって、
   前記往復回転機構は、
   シリンダ内で往復動するピストンと、
   前記ピストンとクランクシャフトとを連結するコンロッドと、
   前記ピストンまたは前記コンロッドに設けられ、前記エンジンの運転中に生じる第１共振周波数および第２共振周波数での振動レベルをそれぞれ低減するための第１動吸振器および第２動吸振器とを備え、
   前記第１動吸振器および前記第２動吸振器は、質量部、前記ピストンまたは前記コンロッドに固定された固定部、および、前記質量部と前記固定部とを接続し、それぞれ所定のばね定数を有するばね部を有し、
   前記第２動吸振器の共振周波数は、前記第１動吸振器の共振周波数よりも高く、
   前記第１動吸振器および前記第２動吸振器を準備するステップを含み、該準備するステップは、前記第１動吸振器の共振周波数の高周波数側に出現する反共振のピーク周波数が前記第２動吸振器の共振周波数の低周波数側に出現する反共振のピーク周波数と実質的に一致するときに、前記往復回転機構の往復慣性質量に対する前記第１動吸振器の質量部の質量の比、および、前記往復回転機構の往復慣性質量に対する前記第２動吸振器の質量部の質量の比の少なくとも一方を変更することにより、それぞれ、前記第１動吸振器について出現する反共振どうしの間隔、および、前記第２動吸振器について出現する反共振どうしの間隔を変更し、前記第１動吸振器の共振周波数の高周波数側に出現する反共振のピーク周波数が前記第２動吸振器の共振周波数の低周波数側に出現する反共振のピーク周波数と実質的に異なるようにするステップを含む、
   エンジンの往復回転機構の製造方法。
4. 前記往復回転機構の往復慣性質量に対する前記第１動吸振器の質量部の質量の比、および、前記往復回転機構の往復慣性質量に対する前記第２動吸振器の質量部の質量の比の少なくとも一方を変更するステップでは、それぞれ、前記第１動吸振器について出現する反共振どうしの間隔、および、前記第２動吸振器について出現する反共振どうしの間隔を広げる、
   請求項３に記載のエンジンの往復回転機構の製造方法。
5. 前記第１動吸振器および前記第２動吸振器を準備するステップは、前記第１動吸振器および前記第２動吸振器の少なくとも一方のばね部のばね定数を変更して、前記第１動吸振器の共振周波数および前記第２動吸振器の共振周波数の少なくとも一方を、それぞれ、前記第１共振周波数および前記第２共振周波数に一致させるステップを含む、
   請求項３または４に記載のエンジンの往復回転機構の製造方法。
6. 前記第１動吸振器および前記第２動吸振器を準備するステップは、前記第１動吸振器の共振周波数および前記第２動吸振器の共振周波数の少なくとも一方を、それぞれ、前記第１共振周波数および前記第２共振周波数に対してシフトさせるステップをさらに含む、
   請求項３または４に記載のエンジンの往復回転機構の製造方法。

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