JP3669226B2

JP3669226B2 - 内燃機関のロール振動低減装置

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Publication number: JP3669226B2
Application number: JP28234599A
Authority: JP
Inventors: 康之浅原
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 1999-10-04
Filing date: 1999-10-04
Publication date: 2005-07-06
Anticipated expiration: 2019-10-04
Also published as: JP2001099231A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、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ためのロール振動低減装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来の内燃機関のロール振動低減装置として、例えば特開平６−３３９９０号公報のものが知られている。これはクランクシャフトおよびフライホイールを主体とする主フライホイールに対し、これと逆方向に回転駆動される副フライホイール系を設け、これらの２つのフライホイール系の軸受部分に作用する反力により発生するロールモーメントを利用して、内燃機関のロール振動を打ち消すものである。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
上記の構成では、エンジンロール振動を完全に打ち消すための条件は、次式（１）のようになる。
【０００４】
【数１】
Ｉ₁＝ρＩ₂ … （１）
但し、Ｉ₁は主フライホイール系の慣性モーメント、Ｉ₂は副フライホイール系の慣性モーメント、ρは副フライホイール系の増速比、である。
【０００５】
この条件の近傍では大きなロール振動低減効果が得られる。しかし、主フライホイール系は元々大きな慣性モーメントを持っているため、これを完全に打ち消すためには、上記（１）式から明らかなように、副フライホイール系の慣性モーメントを十分大きくするか、あるいはその増速比ρを大きく確保する必要がある。しかし、副フライホイール系の慣性モーメントを大きくするためには、大型の副フライホイールが必要であり、これに伴って機関全体の重量増を招き、また増速比を高くすると、副フライホイール系が高速回転するため、その軸受部の耐久性の低下を招く。これらの種々の要因により、現実的には、上記の装置でもってエンジンロール振動を完全に打ち消すことはできず、その効果は限られたものとなる。
【０００６】
本発明は、このような問題点に着目してなされたもので、ロール振動低減を必要とする運転条件においては、より大きな効果を得られるようにするとともに、他の運転条件での好ましくない振動の悪化を最小限に抑制するようにした内燃機関のロール振動低減装置を提供するものである。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
請求項１に係る発明は、内燃機関のクランクシャフトと一体に回転する主フライホイール系と、この主フライホイール系とほぼ平行に回転自在に設けられた副フライホイール系と、上記クランクシャフトの回転駆動力を上記副フライホイール系に伝達して該副フライホイール系を回転駆動する駆動力伝達機構と、を備え、上記副フライホイール系の回転によりクランクシャフトの回転に伴う内燃機関のロール振動を低減するようにした内燃機関のロール振動低減装置において、
上記駆動力伝達機構における動力伝達系の一部にばね要素を介在させて、所定の回転数で共振する振動系を形成し、
上記駆動力伝達機構の減衰定数を、上記の共振回転数付近で大となるように、内燃機関の運転条件に応じて変化させる減衰定数可変手段を設けたことを特徴としている。
【０００８】
このようにばね要素が介在した駆動力伝達機構を介して副フライホイール系を駆動すると、いわゆるバネ−マス系の振動系が構成され、特定の回転数で共振が発生するが、エンジンのロール振動に関しては、共振に伴う反共振が起こるため、この反共振の周波数においてロール振動が低く抑えられる。上記の共振が生じる周波数ｆ₀および反共振が生じる周波数ｆは、次の（２）式および（３）式で表される。
【０００９】
【数２】

【００１０】
但し、Ｉ₁は主フライホイール系の慣性モーメント、Ｉ₂は副フライホイール系の慣性モーメント、ρは副フライホイール系の増速比（機関回転方向に対して順方向の場合はρ＞０、逆方向の場合はρ＜０）、ｋはばね要素のばね定数である。
【００１１】
従って、上記の反共振周波数ｆが、ロール振動を低減すべき回転数領域、例えばアイドル回転で問題となる周波数となるように設定しておけば、アイドル時のロール振動が大幅に低減する。つまり、副フライホイール系の慣性モーメントや増速比が同一であっても、振動系の反共振作用によって、ロール振動の一層の低減が可能となる。
【００１２】
例えば、ロール振動を低減すべきアイドル回転数が７５０ｒｐｍであるとすると、４気筒エンジンの場合、エンジン回転２次の周波数が問題となるので、２５Ｈｚに反共振がくるように設定しておけば良い。
【００１３】
このとき、振動系に対する減衰作用が小さいほど、反共振でのロール振動低減効果は大きくなる。しかし、減衰作用が小さいと、共振領域で副フライホイール系の振動が過度に大きくなってしまう。本発明では、運転条件に応じて駆動力伝達機構の減衰定数を変化させることにより、共振時の振動の悪化を回避しつつ、ロール振動を低減すべき領域でのロール振動低減効果を高めることができる。
【００１４】
請求項２の発明では、上記減衰定数可変手段は、２段階に減衰定数を切り換えるように構成されている。
【００１５】
また請求項３の発明では、上記内燃機関の回転周波数を（気筒数／２）倍した周波数が、上記振動系の共振周波数と略一致する第１の運転条件における減衰定数が、上記内燃機関の回転周波数を（気筒数／２）倍した周波数が、上記振動系の共振に伴う内燃機関のロール振動における反共振周波数と略一致する第２の運転条件における減衰定数よりも大きくなるように、上記減衰定数可変手段が構成されている。
【００１６】
例えば、ロール振動を低減すべきアイドル回転数が７５０ｒｐｍであるとすると、４気筒エンジンの場合、エンジン回転２次の周波数が問題となるので、２５Ｈｚに反共振がくるように設定されるが、このときの減衰定数は小さいことが望ましい。これに対し、例えば機関回転数が８１０ｒｐｍのときに共振が生じるが、このときの減衰定数は大きいことが望ましい。
【００１７】
請求項４の発明では、上記ばね要素および上記減衰定数可変手段が、クランクシャフトに結合されたクランクプーリに設けられており、かつ、上記減衰定数可変手段は、減衰力を発生させるオリフィス部材を、クランクシャフトを経由して供給される油圧により移動させることにより、減衰定数を切り換えるようになっている。すなわち、オリフィス部材の移動により、流体が通流するオリフィスの通路面積が変化し、減衰定数が変化する。
【００１８】
また、請求項５の発明では、上記減衰定数可変手段は、減衰力を生じる電磁粘性流体を用い、その印加電圧の制御により減衰定数を変化させることを特徴としている。このものでは、印加電圧によって、電磁粘性流体の粘性が制御され、減衰定数が変化する。
【００１９】
請求項６の発明では、上記減衰定数可変手段は、減衰力を発生させるオリフィス部材を、機関の回転に伴う遠心力によって移動させることにより、減衰定数を切り換えるようになっている。つまり、機関の高速域では上記遠心力が大となり、低速域では小となるので、これを利用して減衰定数が機械的に切り換えられる。
【００２０】
上記ばね要素は、ゴムのような弾性体を用いることもでき、あるいは請求項７のように、金属製のばねを用いることもできる。金属ばねの方が、ばね要素自体の減衰が小さいので、反共振を利用して、より大きなロール振動低減効果が得られる。
【００２１】
請求項８の発明では、上記副フライホイール系が、上記主フライホイール系に対し逆方向に回転する。上記（３）式から明らかなように、逆方向に回転させると、共振周波数と反共振周波数とが離れたものとなり、その間隔が広くなるので、減衰定数を異ならせることが容易となり、かつ同方向に駆動する場合に比べて、ロール振動低減効果自体も大きくなる。
【００２２】
また請求項９の発明は、上記減衰定数可変手段は、上記振動系が共振する回転域で減衰定数を大きくし、この回転域より低回転側および高回転側の領域でそれぞれ減衰定数を小さくすることを特徴としている。
【００２３】
これにより、共振時の振動は確実に減衰され、かつその前後の回転数領域では、ロール振動の低減が図れる。
【００２４】
【発明の効果】
この発明に係る内燃機関のロール振動低減装置によれば、副フライホイール系の大型化や増速比の高速化によらずに、振動系の反共振作用によって、ロール振動を一層効果的に低減することができ、特に、運転条件に応じて駆動力伝達機構の減衰定数を変化させることにより、共振時の振動の悪化を回避しつつ、ロール振動を低減すべき領域でのロール振動低減効果を高めることができる。
【００２５】
【発明の実施の形態】
以下、この発明の好ましい実施の形態を図面に基づいて詳細に説明する。
【００２６】
まず、本発明の第１実施例を図１〜図６に基づいて説明する。
【００２７】
図１は、本発明のロール振動低減装置を備えた自動車用の直列４気筒内燃機関の全体を示しており、内燃機関本体１には、図示せぬフライホイールを後端に備えたクランクシャフト２を主体とする主フライホイール系が設けられているとともに、クランクシャフト２によって駆動されるオルタネータ７等の補機を備えている。上記オルタネータ７は、図２にも示すように、円盤状の付加慣性質量体４を有し、この付加慣性質量４の慣性モーメントおよびオルタネータ７の慣性モーメントによって、ロール振動低減のための副フライホイール系が構成されている。上記オルタネータ７は、クランクシャフト２に結合されたクランクプーリ５と、オルタネータ７側のプーリ３４と、両者間に巻き掛けられた補機駆動ベルト６と、を主体とする駆動力伝達機構を介して駆動される。
【００２８】
図３、図４は、上記駆動力伝達機構の一部をなすクランクプーリ５の詳細を示している。このクランクプーリ５は、内燃機関本体１寄りに位置する大径な第１のプーリ８と、その外側に位置する小径な第２のプーリ１４とを有する２段構成になっており、オルタネータ７を駆動する補機駆動ベルト６は、第１のプーリ８に掛かっている。この第１のプーリ８は、クランクシャフト２に直接固定された内周部９と、補機駆動ベルト６を受ける外周部１０と、に二分割されており、上記外周部１０は、内周部９に対しベアリング１１を介して回転自在に支持されているとともに、ばね要素となるゴム層１２によって内周部９と結合されている。さらに、外周部１０と内周部９との間には、両者の回転方向の相対移動に対し減衰作用を与えるダンパ１３が構成されている。
【００２９】
また、他の補機を駆動する第２のプーリ１４も、クランクシャフト２に固定された内周部１５と外周部１６とに二分割され、かつ両者間にゴム層１７が設けられているが、この第２のプーリ１４は、クランクシャフト２のねじり共振を抑えるための動吸振器として働くように、上記ゴム層１７のばね定数や外周部１６の慣性モーメントがチューニングされている。
【００３０】
二つのプーリ８，１４の内周部９，１５は、ボルト１８によって一体に結合されており、その接合面、特にダンパ１３周辺の部分には、オイル漏れを防ぐためのシール材１９が塗布されている。
【００３１】
図５は、上記ダンパ１３の詳細を示している。図示するように、ダンパ１３は、内周部９に設けられた円弧状の溝部２０内にオイル２１を満たし、該溝部２０の一端に、伸縮変形可能なベローズ２２を設けるとともに、他端に、外周部１０と結合されたピストン２３を配置し、このピストン２３が溝部２０内を周方向に摺動する構成となっている。また、溝部２０の中間部を横切るように、内周部９の半径方向に沿って進退可能なオリフィス部材２５が設けられており、かつこのオリフィス部材２５の先端部に、オリフィス２４が形成されている。上記オリフィス部材２５は、リターンスプリング３１によって内周側つまり後退方向に付勢されている一方、油路２７を介して供給される油圧により外周側つまり突出方向に付勢されるようになっている。上記の油圧は、図４に示すように、オイルポンプ２６からクランクシャフト２内を経由して供給されるものであって、油圧を油路２７側へ供給するかドレイン３０側へ排出するかを切り換えるバルブ２８が、コントローラ２９からの信号により制御されている。
【００３２】
油圧が供給されている状態では、図５（ａ）のようにオリフィス部材２５先端部が溝部２０内に突出し、溝部２０をオリフィス２４によって仕切るようになるので、内周部９と外周部１０が相対的に回転してピストン２３が溝部２０内で摺動すると、オイル２１がオリフィス２４内を流れ、大きな減衰力が発生する。これに対し、バルブ２８により油圧供給が停止されると、図５（ｂ）のようにオリフィス部材２５がリターンスプリング３１のばね力によって後退し、溝部２０におけるオイル２１の流路が広くなるため、減衰定数は小さくなる。
【００３３】
上記のように、ばね要素を介して副フライホイール系を駆動した場合、いわゆるバネ−マス系の振動系が構成され、所定周波数で共振が発生するが、内燃機関のロール振動に関しては、この共振に伴う反共振が起こり、この反共振の周波数でロール振動が低く抑えられる。
【００３４】
この共振が生じる周波数ｆ₀および反共振が生じる周波数ｆは、前述した（２）式および（３）式で表される。
【００３５】
この反共振周波数ｆが、アイドル回転で問題となる周波数となるように設定しておくことにより、アイドル振動を大幅に低減することができる。アイドル回転数が７５０ｒｐｍであった場合には、４気筒内燃機関の場合、回転２次の周波数が問題となるので、２５Ｈｚに反共振がくるように設定しておけば良い。
【００３６】
図６は、この実施例におけるロール振動の特性を示している。この図６に示すように、ダンパ１３による減衰が小さいと、７５０ｒｐｍ付近の反共振での振動低減効果は大きくなるが、機関回転２次周波数が共振周波数となる８１０ｒｐｍ付近では、共振による振動悪化が顕著となる。従って、本実施例では、この共振周波数となる８１０ｒｐｍおよびその近傍の振動が悪化する領域において、オリフィス部材２５を図５（ａ）の位置に切り換え、減衰定数を大とする。これにより、図６に実線で示すように、共振による振動の悪化が抑制される。より具体的には、減衰定数が小のときの特性と減衰定数が大のときの特性とが交差する点、例えば７８０ｒｐｍ付近で減衰定数を切り換えるようにしている。また共振点を越えた高速域では、減衰の大小は振動に対してあまり影響を与えないので、油圧供給による仕事を小さくするため、油圧供給を停止し、減衰を小さくする。つまり、図６に示すように、共振周波数を含む８１０ｒｐｍ付近の領域で減衰定数が大となり、これよりも低速側および高速側の双方で、減衰定数が小となる。
【００３７】
このような減衰定数の可変制御と組み合わせることにより、最終的に、図６の実線で示すようなロール振動低減特性が得られる。同図には、参考例として、駆動力伝達機構にばね要素を具備しない場合の特性を併記してあり、両者の比較から明らかなように、ロール振動が問題となるアイドル回転数（７５０ｒｐｍ）付近で、ロール振動を大幅に低減することができる。
【００３８】
なお、車両走行時には約１０００ｒｐｍ以上の回転数を使用するので、通常は、上記の共振点付近の回転数での振動悪化が問題となることは少ないが、冷機時の始動後等にこのような回転数領域が使用されることもある。本発明では、このような場合でも、共振による振動の悪化を確実に回避できる。
【００３９】
次に本発明の第２実施例を、図７〜図１０に基づいて説明する。
【００４０】
この第２実施例は、図８、９に示すように、クランクプーリ５の第１のプーリ９におけるばね要素を、ゴムではなく、金属製コイルばね３２に変更したものである。このような金属製コイルばね３２によれば、ゴムに比較して、ばね要素自身が持つ減衰が小さいので、ダンパ１３と合わせた振動系全体の減衰をより小さくすることができる。
【００４１】
そのため、図１０の特性図に示すように、回転２次周波数が反共振周波数となるアイドル回転数（７５０ｒｐｍ）付近において、ダンパ１３を低減衰定数に切り換えることにより、より大きな振動低減効果が得られる。また、回転２次周波数が共振周波数となる８１０ｒｐｍ付近では、ばね要素の減衰が減ったことにより共振による振動悪化が一層顕著となるので、ダンパ１３のオリフィス２４の径をそれだけ小さく設定してある。これにより、ダンパ１３による減衰作用が大きくなり、振動の悪化を十分に抑えることができる。
【００４２】
また、金属製コイルばね３２を用いることにより、ゴムに比較して、より大きな振幅まで破断に耐えられるので、ばねをより低剛性化することができる。そのため、反共振周波数を同一の周波数に確保するものとすれば、副フライホイール系の慣性モーメントをより小さくすることが可能となる。従って、図７に示すように、オルタネータ７に付加慣性質量体を設ける必要が無くなり、オルタネータ７のローター部３３が持つ慣性モーメントだけで、反共振周波数をアイドル回転数の回転２次周波数まで下げることが可能となる。
【００４３】
次に第３実施例を図１１〜図１３に基づいて説明する。
【００４４】
この第３実施例は、ばね要素ならびに減衰要素を、クランクプーリ５ではなく、オルタネータプーリ３４側に設けたものである。
【００４５】
図１１および図１２に示すように、オルタネータプーリ３４は、回転軸３５に直接固定された内周部３６と、補機駆動ベルト６が掛かる外周部３７と、に二分割されており、上記外周部３７は、内周部３６にベアリング３８を介して回転自在に支持されているとともに、金属製コイルばね３２およびダンパ３９を介して内周部３６に結合されている。このように、ばね要素ならびに減衰要素をオルタネータプーリ３４上に設けた構成においても、オルタネータ７のローター部３３（図７参照）および上記内周部３６が副フライホイール系の慣性質量となり、上述した第１、第２実施例と同様の作用効果が得られる。
【００４６】
また、本実施例では、上記ダンパ３９における減衰定数の可変手段として、電磁粘性流体４０が用いられている。すなわち、上記ダンパ３９は、図１３に示すように、前述したダンパ１３と同様に、内周部３６に設けられた円弧状の溝部２０の一端に、伸縮変形可能なベローズ２２を設けるとともに、他端に、外周部１０と結合されたピストン２３を配置し、このピストン２３が溝部２０内を周方向に摺動する構成となっているが、溝部２０内には、通常のオイルに代えて、電圧により粘性が変化する電磁粘性流体４０が封入されている。そして、溝部２０内に、セラミック等の絶縁体４１を介してプラスおよびマイナスの電極４２，４３が配置されている。コントローラ２９により制御される電圧印加装置４４によって、電極４２，４３間に電圧を印加すると、その電圧が高いほど粘性が高くなって、ダンパ３９の減衰定数は大きくなる。
【００４７】
従って、回転２次周波数が共振周波数となる８１０ｒｐｍ付近では、電極４２，４３間に高い電圧を印加することにより減衰を大として、共振による振動の悪化を抑制することができ、また回転２次周波数が反共振周波数となるアイドル回転（７５０ｒｐｍ）付近では、電圧印加を停止して減衰を小さくし、大きな振動低減効果を得ることができる。共振点を越えた高い回転数領域では、電力消費を抑えるため、電圧印加を停止する。これにより図１０と同様の特性を得ることができる。
【００４８】
また、本実施例では電極４２，４３にかける電圧を連続的に変化させることにより、減衰特性を連続的に変化させることができる。従って、減衰定数の切換時に徐々に減衰定数を変化させることにより、補機駆動ベルト６の急激な張力変化を回避でき、該ベルト６の過渡振動の発生を防止するととともに、該ベルト６の耐久性を向上させることができる。
【００４９】
次に第４実施例を図１４〜図１６に基づいて説明する。
【００５０】
この第４実施例は、減衰定数の可変手段を、外部からの制御ではなく、遠心力を利用して機械的に切り換えるようにしたものである。
【００５１】
この実施例では、第３実施例と同様に、ばね要素および減衰要素がオルタネータプーリ３４側に設けられており、内周部３６と外周部３７との間に、金属製コイルばね３２およびダンパ４５が設けられている。ダンパ４５は、前述したダンパ１３と同様に、内周部３６に設けられた円弧状の溝部２０内にオイル２１を満たし、該溝部２０の一端に、伸縮変形可能なベローズ２２を設けるとともに、他端に、外周部３７と結合されたピストン２３を配置し、このピストン２３が溝部２０内を周方向に摺動する構成となっている。また、溝部２０の中間部を横切るように、内周部３６の半径方向に沿って進退可能なオリフィス部材４６が設けられており、かつこのオリフィス部材４６の先端部に、オリフィス２４が形成されている。上記オリフィス部材４６は、その下端４７と内周部３６の突起４８との間に配設されたリターンスプリング４９によって内周側つまり後退方向に常時付勢されている。
【００５２】
ここで、オルタネータプーリ３４が回転すると、オリフィス部材４６には外周方向に向かって遠心力が発生し、かつこの遠心力は高回転であるほど大きくなる。そして、オリフィス部材４６は、リターンスプリング４９のばね力と遠心力とが釣り合う位置まで摺動する。従って、低回転時には、図１６（ａ）のようにオリフィス部材４６が内周側に後退しており、減衰定数は小さくなる。また、高回転時には、オリフィス部材４６は、遠心力によって外周側に突出し、オイルがオリフィス２４を通して移動するようになることから、減衰定数は大きくなる。
【００５３】
減衰定数は、回転２次周波数が共振周波数となる８１０ｒｐｍ付近では大きく、回転２次周波数が反共振周波数となるアイドル回転（７５０ｒｐｍ）近傍では小さくなることが望ましいので、両者間の適宜な回転数でオリフィス部材４６の位置が切り換わるように、リターンスプリング４９のばね定数とオリフィス部材４６の質量が設定されている。これにより、図１０と同様に、アイドル回転数付近で大きな振動低減効果を得ながら、共振点付近での振動悪化を十分に抑えることができる。特に、この実施例では、減衰定数の可変制御のための制御手段が不要となるため、システムの簡略化が図れる。
【００５４】
次に第５実施例を図１７および図１８に基づいて説明する。
【００５５】
この第５実施例は、副フライホイール系となるオルタネータ７を、補機駆動ベルト６の背面で駆動することにより、クランクシャフト２に対し逆方向に回転させるようにしたものである。
【００５６】
このように逆方向に回転駆動すれば、前述した（３）式から明らかなように、共振周波数ｆ₀と反共振周波数ｆとの間隔が広くなる。従って、減衰定数の切換に際して、回転数に対する切換点に多少の誤差があったとしても、反共振周波数となる回転数では小さな減衰定数を、共振周波数となる回転数では大きな減衰定数を、それぞれ確実に得ることができる。換言すれば、切換が実際に実行される回転数に、より大きな誤差を許容することができ、その設定がより容易になる。また、図１８に示すように、クランクシャフト２と同方向に回転させる場合に比べて、反共振によるロール振動低減効果も一層大きくなる。なお、前述した第１〜第４実施例の構成のいずれも、この第５実施例のように逆方向駆動に適用することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施例に係る自動車用内燃機関の正面図。
【図２】第１実施例のオルタネータの側面図。
【図３】図４のＡ−Ａ線に沿った第１実施例のクランクプーリの断面図。
【図４】図３のＢ−Ｂ線に沿った第１実施例のクランクプーリの断面図。
【図５】（ａ），（ｂ）は、第１実施例のダンパの詳細を示し、かつその切換状態を示す断面図。
【図６】第１実施例におけるロール振動の特性を示す特性図。
【図７】第２実施例のオルタネータの一部切欠断面図。
【図８】図９のＡ−Ａ線に沿った第２実施例のクランクプーリの断面図。
【図９】図８のＢ−Ｂ線に沿った第２実施例のクランクプーリの断面図。
【図１０】第２実施例におけるロール振動の特性を示す特性図。
【図１１】図１２のＡ−Ａ線に沿った第３実施例のオルタネータプーリの断面図。
【図１２】図１１のＢ−Ｂ線に沿った第３実施例のオルタネータプーリの断面図。
【図１３】第３実施例のダンパの詳細を示す拡大断面図。
【図１４】図１３のＡ−Ａ線に沿った第４実施例のオルタネータプーリの断面図。
【図１５】図１４のＢ−Ｂ線に沿った第４実施例のオルタネータプーリの断面図。
【図１６】（ａ），（ｂ）は、第４実施例のダンパの詳細を示し、かつその切換状態を示す断面図。
【図１７】第５実施例に係る自動車用内燃機関の正面図。
【図１８】第５実施例におけるロール振動の特性を示す特性図。
【符号の説明】
５…クランクプーリ
７…オルタネータ
８…第１のプーリ
９…内周部
１０…外周部
１２…ゴム層
１３…ダンパ
２５…オリフィス部材
３２…金属製コイルばね
３４…オルタネータプーリ
３９…ダンパ
４０…電磁粘性流体
４５…ダンパ
４６…オリフィス部材

Claims

内燃機関のクランクシャフトと一体に回転する主フライホイール系と、この主フライホイール系とほぼ平行に回転自在に設けられた副フライホイール系と、上記クランクシャフトの回転駆動力を上記副フライホイール系に伝達して該副フライホイール系を回転駆動する駆動力伝達機構と、を備え、上記副フライホイール系の回転によりクランクシャフトの回転に伴う内燃機関のロール振動を低減するようにした内燃機関のロール振動低減装置において、
上記駆動力伝達機構における動力伝達系の一部にばね要素を介在させて、所定の回転数で共振する振動系を形成し、
上記駆動力伝達機構の減衰定数を、上記の共振回転数付近で大となるように、内燃機関の運転条件に応じて変化させる減衰定数可変手段を設けたことを特徴とする内燃機関のロール振動低減装置。
上記減衰定数可変手段は、２段階に減衰定数を切り換えるように構成されていることを特徴とする請求項１記載の内燃機関のロール振動低減装置。
上記内燃機関の回転周波数を（気筒数／２）倍した周波数が、上記振動系の共振周波数と略一致する第１の運転条件における減衰定数が、上記内燃機関の回転周波数を（気筒数／２）倍した周波数が、上記振動系の共振に伴う内燃機関のロール振動における反共振周波数と略一致する第２の運転条件における減衰定数よりも大きくなるように、上記減衰定数可変手段が構成されていることを特徴とする請求項１または２記載の内燃機関のロール振動低減装置。
上記ばね要素および上記減衰定数可変手段が、クランクシャフトに結合されたクランクプーリに設けられており、かつ、上記減衰定数可変手段は、減衰力を発生させるオリフィス部材を、クランクシャフトを経由して供給される油圧により移動させることにより、減衰定数を切り換え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ロール振動低減装置。
上記減衰定数可変手段は、減衰力を生じる電磁粘性流体を用い、その印加電圧の制御により減衰定数を変化させ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ロール振動低減装置。
上記減衰定数可変手段は、減衰力を発生させるオリフィス部材を、機関の回転に伴う遠心力によって移動させることにより、減衰定数を切り換え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ロール振動低減装置。
上記ばね要素は、金属製のばね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ロール振動低減装置。
上記副フライホイール系が、上記主フライホイール系に対し逆方向に回転することを特徴とする請求項１〜７のいずれかに記載の内燃機関のロール振動低減装置。
上記減衰定数可変手段は、上記振動系が共振する回転域で減衰定数を大きくし、この回転域より低回転側および高回転側の領域でそれぞれ減衰定数を小さくすることを特徴とする請求項１または２記載の内燃機関のロール振動低減装置。