JP3767357B2 - 内燃機関の振動低減装置 - Google Patents

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、内燃機関の運転によって生じる振動を低減する振動低減装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
近年の環境問題に対応した自動車の燃費向上への関心の高まりから、直噴ガソリンエンジン，直噴ディーゼルエンジンの需要が高まっているが、これらによって内燃機関のロール振動や、機関回転軸の回転変動は悪化するため、自動車に搭載される内燃機関（エンジン）のロール振動や機関回転軸（クランクシャフト）の回転変動などの振動を防止する振動低減装置が提案されている。
【０００３】
従来の振動低減装置として、機関回転軸の回転駆動力を伝える駆動力伝達機構の駆動側と従動側の回転慣性質量体相互を、弾性体を介して連結して回転振動系を形成し、機関運転によって生じる所定周波数域の回転振動に対し、前記回転振動系に反共振を発生させて前記回転振動を低減するようにしたものがある。具体的には、前記反共振の周波数を、機関の略一定回転で運転される運転状態での回転速度のｎ／２（ｎ＝自然数）倍の周波数と略一致させることにより、その状態での機関の振動を低減するようにしている（特開平１１−３２５１８６合公報参照）。
【０００４】
このものでは、前記回転振動系の反共振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防止効果が得ることができる。特にアイドル運転時に前記反共振を発生させることで、アイドル運転時の機関振動の大きな低減効果が得られる。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、内燃機関のアイドル回転速度は変動することがあるため、さらに効果を確実にするためには、その反共振の効果領域を更に広げる必要がある。
また、補機の回転振動系の共振で振動はさらに悪化することになる。実際の大部分の運転領域に、この共振付近は含まれないので、大きな問題とはなっていないが、この領域を全く使用しないわけではないので、該共振の悪化を防止することにより、その価値を高めることができる。
【０００６】
本発明は、このような従来の課題に着目してなされたもので、ロール振動や回転変動を、より効果的に低減することを目的とする。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
このため、請求項１に係る発明は、
機関回転軸の回転駆動力を伝える駆動力伝達機構における駆動側と従動側の回転慣性質量体相互を、弾性体を介して連結して回転振動系を形成し、機関運転によって生じる所定周波数域の回転振動に対し、前記回転振動系に反共振を発生させて前記回転振動を低減するようにした内燃機関の振動低減装置であって、
前記弾性体のバネ力が、前記駆動側と従動側の回転慣性質量体相互の相対的な回転角変位に対して非線形特性を有することを特徴とする。
【０００８】
請求項１に係る発明によると、
前記回転振動系を構成する弾性体の前記回転角変位に対するバネ力の特性（以下バネ特性という）を、非線形特性とすることにより、回転角変位に対するバネ定数の変化特性の適切な設定によって、反共振点での振動低減効果を高めたり、反共振による振動低減効果を有する運転領域を広げたりすることができ、また、共振点での振動低減効果を高めたりすることができる。
【０００９】
また、請求項２に係る発明は、
前記反共振の周波数が、前記機関回転軸の所定回転速度における回転周波数を（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するように形成されていることを特徴とする。
請求項２に係る発明によると、
内燃機関の気筒数に応じた種々の回転次数成分、例えば、４気筒の場合２次，３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…、等の回転次数成分の周波数に起因するロール振動を大幅に低減することができる。
【００１０】
また、請求項３に係る発明は、
前記弾性体のバネ定数が、前記回転角変位の増加に対して増加する特性を有することを特徴とする。
請求項３に係る発明によると、
弾性体のバネ定数が、前記回転角変位の増加に対して増加する特性とすることで、反共振での回転振動系の振幅を大きくして機関振動の低減効果を高めたり、機関回転速度の変化に応じたバネ特性の変化によって、反共振の低減効果が得られる運転領域を広げたりすることができ、また、共振周波数を高回転側にずらせて共振を低減することなども可能となる。
【００１１】
また、請求項４に係る発明は、共振点における最大回転角変位以下の回転角変位領域で、前記弾性体のバネ定数が、回転角変位の増加に対して増加することを特徴とする。
請求項４に係る発明によると、共振点におけるバネ定数を、これより最大回転角変位の小さい反共振点におけるバネ定数に対して大きくすることができるので、共振点では前記回転振動系の振幅を小さくして振動を低減できる。また、反共振点から共振点に向かってバネ定数が増大するので、反共振点付近では、回転の上昇に応じたバネ定数の増加によって回転振動系の振幅を大きく維持でき、反共振の効果領域を広げることができる。
【００１２】
また、請求項５に係る発明は、反共振点における最大回転角変位以下の回転角変位領域で、前記弾性体のバネ定数が、回転角変位の増加に対して増加することを特徴とする。
請求項５に係る発明によると、上記非線形バネ特性を有する弾性体を、これと反共振点での振動周波数（反共振周波数）を同一としたバネ定数一定の完全に線形なバネ特性（以下単に線形バネ特性という）を有する弾性体と比較すると、以下のようになる。ここで、非線形バネ特性を有する弾性体では、回転角変位に対してバネ定数が変化するが、同一の反共振周波数を持つ線形バネ特性を有する弾性体のバネ定数を、非線形バネ定数を有する弾性体における等価バネ定数として定義する。
【００１３】
本発明に係る非線形バネ特性を有する弾性体では、同一の反共振周波数を持つ線形バネ特性を有する弾性体のバネ定数よりバネ定数が小さい部分での回転角変位が大きいので、変位の合計値としての最大回転角変位つまり振幅が大きくなる。これにより、反共振による振動低減効果を高めることができる。また、反共振点より回転角変位の小さい領域から反共振点に向かって等価バネ定数が増加するので、反共振点付近では、回転の上昇に応じたバネ定数の増加によって回転振動系の振幅を大きく維持でき、反共振の効果領域を広げることができる。
【００１４】
また、請求項６に係る発明は、前記回転振動系が機関運転によって生じる周波数が異なる種類の回転振動のうち、低周波数側の振動に対する反共振点における最大回転角変位以下の回転角変位領域で、前記弾性体のバネ定数が、回転角変位の増加に対して増加することを特徴とする。
【００１５】
請求項６に係る発明によると、
前記機関のロール振動と回転変動のように周波数が異なる種類の回転振動に対して、低周波数側の振動に対する反共振点での最大回転角変位より小さい回転角変位でバネ定数が増加するので、低周波数側及び高周波数側の振動に対してそれぞれ反共振の振幅を増大でき、振動低減効果を高めることができる。また、低周波数側の振動に対する反共振点での最大回転角変位より小さい回転角変位から等価バネ定数が増加するので、反共振の効果領域を広げることもできる。
【００１６】
また、請求項７に係る発明は、
前記弾性体は、回転角変位の増大に応じてバネ定数が段階的に増加する特性を有していることを特徴とする。
請求項７に係る発明によると、
回転角変位の増大に応じてバネ定数がｋ１、ｋ２（＞ｋ１）、…というように増加する特性を有する。バネ定数ｋ１＞０の場合は、該バネ定数ｋ１の回転角変位領域では部分的に線形バネ特性を有し、それより回転角変位が大きい領域では等価バネ定数が回転角変位の増加と共に増加する非線形バネ特性を有する。
【００１７】
そして、例えば、前記非線形バネ特性を有する回転角変位の領域に、共振点、反共振点、低周波数側の振動に対する反共振点を設定することにより、上記請求項４〜請求項６に係る発明の効果を容易に得ることができる。
また、請求項８に係る発明は、
前記弾性体は、コイル間隔が異なることによってバネ定数が異なる複数のスプリングを直列に繋げて一本化したコイルスプリングによって構成されていることを特徴とする。
【００１８】
請求項８に係る発明によると、
コイルスプリングを圧縮すると、始めは異なるバネ定数を合成したバネ定数ｋ１を有するが、圧縮量が増大してコイル間隔が小さい方のスプリング部分のコイル間隔が０となった後は、コイル間隔が大きい方のスプリングのみがバネとして機能するので、該コイル間隔が大きい方のスプリングのバネ定数ｋ２（＞ｋ１）に切り換わる。なお、同種のコイルスプリングを１つの接続体の両側に設けることにより、中立位置に対して一方のコイルスプリングが引っ張られるときは、他方のコイルスプリングが圧縮されるので、機関回転と同一方向と逆方向との両方向の回転角変位に対して、同一の非線形特性を持たせることができる。
【００１９】
これにより、簡易に非線形バネ特性を有する弾性体を得ることができる。
また、請求項９に係る発明は、
前記回転角変位が所定値以下の領域では、前記弾性体の回転角変位に対するバネ力の特性が略線形であると共に、前記所定値を超える回転角変位の増大を規制するストッパが設けられていることを特徴とする。
【００２０】
請求項９に係る発明によると、
回転角変位がストッパで規制されるまでは、バネ定数が略一定の線形特性を有し、ストッパで規制後は、バネ定数が急激に大きくなる非線形特性に切り換わる。
これにより、シンプルな構成で非線形バネ特性を得ることができる。
【００２１】
また、請求項１０に係る発明は、
前記回転振動系が機関運転によって生じる周波数が異なる種類の回転振動のうち、高周波数側の振動に対する反共振点での最大回転角変位は、前記所定値より小さいことを特徴とする。
請求項１０に係る発明によると、
前記機関のロール振動と回転変動のように周波数が異なる種類の回転振動に対して、共に前記線形バネ特性の領域で反共振を発生させて安定した効果を得られ、かつ、反共振点より高回転側でバネ定数が増大することによって、反共振の効果領域を広げられる。
【００２２】
一方、共振点ではストッパによる回転角変位の規制で回転振動系の振幅を十分小さく抑えられるので共振の悪化を確実に防止できる。
また、請求項１１に係る発明は、
前記弾性体のバネ定数が、機関回転方向とその逆方向のそれぞれに対して回転角変位の増大に応じて最初に段階的に増加するときの回転角変位が、前記それぞれの回転方向における共振点若しくは反共振点の最大回転角変位に応じて異なる値に設定されていることを特徴とする。
【００２３】
請求項１１に係る発明によると、
機関はアイドル運転時にであっても、摩擦力分等の駆動力を発生しており、その駆動トルク変動は、通常回転方向プラス側で大きく、回転方向マイナス側（逆側）は、それより小さくなる。
そこで、バネ定数が、最初に段階的に増加するときの回転角変位を、それぞれの回転方向によって上記のように異なる値に設定することで、両方向で異なる最適な回転角変位でバネ定数を増加させることにより、反共振の効果領域をより広くすることができる。
【００２４】
また、請求項１２に係る発明は、
前記ストッパの回転角変位の増大を規制する接触面に、弾性体を装着したことを特徴とする。
請求項１２に係る発明によると、
ストッパが当たった時の打音を抑制することができる。
【００２５】
また、請求項１３に係る発明は、
前記弾性体のバネ定数は、前記回転角変位が所定値以下の領域では略０若しくは前記回転角変位が所定値を超える領域でのバネ定数に比較して十分小さいことを特徴とする。
請求項１３に係る発明によると、
線形バネ特性を有する弾性体を用いた場合と比較して、共振，反共振の周波数が低下することに伴なって、共振のレベルを低減できるとともに、共振を生じる領域を狭めることができ、かつ、反共振の効果領域を広げることができる。
【００２６】
また、請求項１４に係る発明は、
前記弾性体の接続部の前記駆動側と従動側の回転慣性質量体の少なくとも一方に対する接続端部が、該端部と接続する部位に対してクリアランスを有して組み込まれており、前記回転角変位が前記クリアランス以下のときに弾性体のバネ定数が略０若しくは前記回転角変位が前記クリアランスを超える領域でのバネ定数に比較して十分小さいことを特徴とする。
【００２７】
請求項１４に係る発明によると、
弾性体を前記クリアランスを有して組み込むことにより、回転角変位が該クリアランス以下のときに弾性体のバネ定数を０近傍まで小さい値に、容易に設定することができる。
また、請求項１５に係る発明は、
前記弾性体は、前記駆動側と従動側の回転慣性質量体の少なくとも一方に対する接続端部を、該端部に接続する部位に対して回転自由に支持すると共に、該接続端部と該端部に接続する部位との間にストッパを形成し、該ストッパ間によって前記クリアランスを設けたことを特徴とする。
【００２８】
請求項１５に係る発明によると、
弾性体をストッパによって規制されるクリアランス分だけ、回転自由に組み込むことにより、回転角変位が該クリアランス以下のときに弾性体のバネ定数を０近傍まで小さい値に、容易に設定することができる。また、この構成により、弾性体としてゴムなどを利用できる。
【００２９】
また、請求項１６に係る発明は、
前記弾性体は、線材を渦巻き状若しくはコイル状に巻くことにより形成され、該線材の端部が、前記前記駆動側と従動側の回転慣性質量体の一方に、クリアランスを有して係合することを特徴とする。
請求項１６に係る発明によると、
線材で形成される弾性体の端部を、クリアランスを有して係合する簡易な構成で、回転角変位が該クリアランス以下のときに弾性体のバネ定数を０近傍まで小さい値に、容易に設定することができる。また、この構成により、弾性体として金属バネなどを利用できる。
【００３０】
また、請求項１７に係る発明は、
前記線材で形成された弾性体の端部が略直線状に形成されて、前記前記駆動側と従動側の回転慣性質量体の一方に形成された溝内に、クリアランスを有して係合すると共に、該端部の前記直線状の直線に沿った方向の動きが規制されていることを特徴とする。
【００３１】
請求項１７に係る発明によると、
弾性体の不必要な動きを抑えることができるので、その摩擦損失による効果の目減りを防止することができる。
また、請求項１８に係る発明は、
前記クリアランスの少なくとも一部に、前記回転角変位が前記クリアランスを超える領域でのバネ定数に比較して十分小さいバネ定数を有する弾性体を介在させたことを特徴とする。
【００３２】
請求項１８に係る発明によると、
クリアランス部に柔らかなゴムなどの弾性体を設けることにより、衝撃音を低減することができる。
また、請求項１９に係る発明は、
前記クリアランスを可変にする機構を有することを特徴とする。
【００３３】
請求項１９に係る発明によると、
クリアランスの大きさを調整できるので、同一の部品で、アイドル回転速度や気筒数の異なる機関に適用できる。
また、請求項２０に係る発明は、
前記弾性体のバネ定数が、回転角変位に対して段階的に変化する変曲点を複数有しており、該変曲点の１つが、機関運転によって生じる周波数が異なる種類の回転振動の１つの反共振点の最大回転角付近にあることを特徴とする。
【００３４】
請求項２０に係る発明によると、
反共振付近にバネ定数の変曲点を有することで、該反共振付近のバネ定数が非線形特性となることにより、さらに反共振の効果領域を広げることができ、共振の悪化もより小さくすることができる。
【００３５】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を図面に基づいて説明する。
図１は、本発明に係る振動低減装置を備えた自動車用４気筒エンジン（内燃機関）を示し、このエンジン１では、駆動力を発生するクランクシャフト（機関回転軸）２の前端部にクランクプーリ３が固定されており、また、図２に示すような補機としてのオルタネータ４が、その回転軸５に固定されたオルタネータプーリ６と前記クランクプーリ３との間に巻き掛けられた補機駆動ベルト７により、クランクシャフト２と同一方向に回転駆動されるようになっている。このオルタネータプーリ６、クランクプーリ３、補機駆動ベルト７等により、クランクシャフト２の回転駆動力を伝える駆動力伝達機構が構成されている。なお、クランクシャフト２の後端部には、フライホイール８が固定されている。
【００３６】
前記オルタネータプーリ６は、図３に示すように、その回転軸５に直接結合される内周部６Ａと、補機駆動ベルト７が掛かり、前記回転軸５にベアリングを介して回転自由に支持される外周部６Ｂとに２分割されており、これらは、弾性体であるコイルスプリング６Ｃを介して結合されている。ここで、コイルスプリング６Ｃは、図４に拡大して示すように、その線材のコイル間隔を大小２種類設定することにより、前記駆動力伝達機構の回転体である内周部６Ａと外周部６Ｂとの相対的な回転角変位（以下単に角変位という）が増大する途中でバネが硬くなる（バネ定数が大きくなる）ような、バネ力の非線形特性を有している。
【００３７】
このように構成されたコイルスプリング６Ｃと、前記クランクシャフト２の後端部に固定されたフライホイール８及びオルタネータプーリ６のロータ部（図２のＡ）によるマスにより、回転振動系が構成される。これにより、エンジン１のロール振動及びクランクシャフト２の回転変動などの振動に関しては、該回転振動系の共振に伴なって反共振が発生し、それらの周波数は、バネの線形領域では次式で表わされる。
【００３８】
【数１】

【００３９】
但し、ｆ₀：共振周波数
ｆ₁：エンジンロール振動の反共振周波数
ｆ₂：エンジン回転軸回転変動の反共振周波数
Ｉ₁：フライホイール等エンジン回転部の慣性モーメント
Ｉ₂：オルタネータ回転部の慣性モーメント
ρ：オルタネータ増速比
エンジン回転に対して順回転の場合 ρ＞０
エンジン回転に対して逆回転の場合 ρ＜０
Ｋ：コイルスプリングのバネ定数
この反共振周波数を、このエンジン１の運転条件のうち、一定回転速度条件で頻繁に使用され、かつ、エンジンのロール振動が問題となる、例えばアイドル運転条件で問題となる周波数に合わせておくことにより、大きなロール振動防止効果が得られる。あるいは、反共振周波数を、クランクシャフトの回転変動が問題となる運転条件、例えばアイドル運転時の補機負荷が大きいとき等に、問題となる周波数に合わせておくことにより、大きな回転変動防止効果が得られる。
【００４０】
また、４気筒エンジンの場合には、その振動は、燃焼圧力の変動によりエンジン回転の2、4、6…次の周波数が大きく、そのうち特にエンジン回転の2次の周波数が大きくなる。この周波数は、６気筒エンジンの場合は３次、８気筒エンジンの場合は４次になる。このように、エンジンの気筒数の１／２倍の次数のことを、一般に基本次数という。したがって、この４気筒エンジンのアイドル回転速度が７５０ｒｐｍであった場合には、その回転の２次、つまり、２５Ｈｚに反共振周波数がくるように、上記（２）式又は（３）式に従い、前記オルタネータプーリ６のコイルスプリング６Ｃのバネ定数、オルタネータ回転部の慣性モーメントＩ₂の大きさ、増速比ρを調整する。
【００４１】
一般に、アイドル運転時にエンジンのロール振動が問題となるのは、オートマチックトランスミッション（Ａ／Ｔ）車のＮレンジ、マニュアルトランスミッション（Ｍ／Ｔ）車の補機駆動負荷等が少ない低負荷時等である。また、アイドル運転時に回転変動が問題となるのは、Ａ／Ｔ車のＤレンジ、Ｍ／Ｔ車の補機駆動負荷等が大きい高負荷時等である。
【００４２】
第１の実施の形態では、前記エンジン回転軸の回転変動の低減効果を得られるように、前記（３）式に合わせて、反共振周波数を設定する。
ここで、前記内周部６Ａと外周部６Ｂ間を、コイルスプリング６Ｃの反共振時における等価バネ定数と同一のバネ定数を持つ完全な線形バネ特性を有したバネ（弾性体）で連結した場合の角変位θは、図５に示すように、この振動系の共振点付近で最大角変位θ１をとる。反共振時の角変位は、これより小さく、θ２'となる。
【００４３】
前記非線形バネ特性を持たせたコイルスプリング６Ｃでは、図６に示すように、角変位θ＝０から前記角変位θ２'より小さな角変位θ３までは、バネ定数ｋ１の線形領域を有し、θ３より大きい各変位領域では、バネが硬くなる（バネ定数がｋ２に増大する）特性を有する。
これにより、線形領域のバネ定数は反共振時のバネ定数より小さくなるので、前記完全な線形バネ特性を有するバネと比較すると、線形領域のバネ定数を小さくすることができる。その結果、図７に示すように、反共振時の回転変動の低減効果をより大きくすることができ、さらに、角変位が増すと共にバネが硬くなる効果により反共振の効果領域を広げることができる。
【００４４】
上記の作用について、より詳細に説明する。
反共振は、２つの振動モードが打ち消し合うことによっておこる。すなわち本実施の形態では、駆動側であるクランクシャフト２（エンジン回転軸）の回転変動、つまり、主としてフライホイール８が回転振動するモードと、コイルスプリング６Ｃを介して駆動力が伝達される従動側のオルタネータ４が回転振動するモードとが打ち消し合うことによって起こる。これら２つの振動モードの振動レベルが同じ大きさぐらいのときに最も反共振が大きくなるが、通常の車両用エンジンの場合、前者の主としてフライホイールが回転振動するモードの方が大きいため、後者のオルタネータが回転振動するモードの振動レベルを大きくすることによって、反共振を大きくすることができる。そこで、本実施の形態のコイルスプリング６Ｃのように、線形領域でのバネ定数を小さくすることによって、振幅を大きくして（θ２＞θ２'：図５参照）振動レベルを大きくすることにより、反共振を大きくして振動低減効果を高めることができる。
【００４５】
また、図５（エンジン回転速度Ｎｅ−角変位特性）、図７（エンジン回転速度Ｎｅ−効果代［ｄＢ］特性）を参照して、反共振点からエンジン回転速度が上昇して共振点に向かうところを考えると、共振点に近づくにつれてコイルスプリング６Ｃは角変位が増大すると共に、等価バネ定数も増大する。その結果、共振点に向かう山が徐々に高回転側にずれていき、この特性により、等価バネ定数の等しいバネ定数を有する、つまり、反共振周波数の等しい完全な線形バネの特性と比較すると、谷も広くなって反共振による効果が得られる領域（以下単に効果領域という）も広がる。
【００４６】
なお、コイルスプリング６Ｃのバネ特性が非線形であることにより、エンジン回転速度の上昇時と下降時とでは、回転変動が異なる。
また、本実施の形態では、バネ定数がｋ１とｋ２との２段階に切り換えられ、等価バネ定数が、角変位θ３まではｋ１、θ３を超える領域ではｋ１から徐々に増大する非線形特性となるように構成したが、コイルスプリングの各コイル間の間隔を徐々に増大させるなどして、バネ定数が角変位θ＝０からθの増大と共に増大するようにして、等価バネ定数もθ＝０からθの増大と共に増大する完全な非線形特性としてもよい（図６の一点鎖線参照）。
【００４７】
また、非線形バネ特性を有するコイルスプリングがエンジンのロール振動の低減効果を得られるように、前記（２）式に合わせて反共振周波数を設定する構成した場合も、同様にして完全な線形バネ特性を有するバネ（バネ定数が非線形バネの等価バネ定数と同一）と比較して、該反共振点での振動低減効果を高められると同時に、効果領域を広げることができる。
【００４８】
次に、第２の実施の形態について説明する。
本実施の形態では、前記第１の実施の形態と同様のエンジン１を、図８に示すように、Ａ／Ｔ車１００に搭載し、条件に応じてエンジンコントロールユニット（ＥＣＵ）１０１からの指令で、アイドル回転速度を変更することにより、エンジンのロール振動若しくは回転変動を効果的に低減することにより、アイドル運転時の振動低減効果を高めたものである。
【００４９】
すなわち、図９に示すように、Ａ／ＴのセレクタがＮレンジに入っており、エンジンのロール振動が問題となるときには、基本次数が（２）式で表わされる周波数ｆ₁になるようにアイドル回転速度Ｎｉ１を設定してロール振動を低減する一方、セレクタがＤレンジに入っており、エンジンの回転変動が問題になるときには、基本次数が（３）式で表わされる周波数ｆ₂になるようにアイドル回転速度Ｎｉ２を設定して回転変動を低減するように、条件に応じてアイドル回転速度を切り換える。
【００５０】
そして、本実施の形態では、オルタネータがエンジンの回転方向に対して同一方向に回転しており、この場合には、前記（２）、（３）式において、増速比ρ＞０であるため、図１０に示すように、回転変動の反共振の方が、ロール振動の反共振より低い周波数で起こる（ｆ₂＜ｆ₁）ので、回転変動の反共振時の最大角変位θ₁₁よりも小さい角変位θ₁₀でバネが硬くなるように設定する。なお、ロール振動の反共振時の最大角変位を、θ₁₂として示す。また、バネ特性を、θ₁₀より大きい角変位領域でバネ定数が徐々に増大したり（図示１点鎖線参照）、θ₁₀以下の領域も含めて全領域でバネ定数が徐々に増大したりする（図示２点鎖線参照）ように構成してもよい。
【００５１】
すなわち、角変位θが１個の共振点に向かって増大する途中で、回転変動とロール振動が生じるので、上記のような非線形バネ特性に設定することで、回転変動の反共振周波数ｆ₂と、ロール振動の反共振周波数ｆ₁とを、ｆ₂＜ｆ₁なる関係を満たして設定することができ、かつ、これら反共振周波数ｆ₁、ｆ₂に合わせてアイドル回転速度Ｎｉ１、Ｎｉ２を切り換えることで、それぞれのアイドル回転速度Ｎｉ１、Ｎｉ２で反共振を生じさせて、回転変動及びロール振動の両方に対して大きな振動低減効果を得ることができる。また、各反共振点前後で等価バネ定数が漸増する特性により、各反共振点を中心とした谷が広げられるので、各反共振による振動低減の効果領域も広げられることとなる。
【００５２】
次に、第３の実施の形態について説明する。
第３の実施の形態は、図１１に示すように、オルタネータ４を補機駆動ベルト７の背面に係合させて駆動することにより、エンジン１の回転方向と逆方向に回転させたものに、既述した実施の形態と同様に本発明に係る回転振動系を設けたものである。このようにオルタネータ４をエンジン１の回転方向と逆方向に回転させたものでは、前記ロール振動の反共振周波数ｆ₁を表わす（２）式において、増速比ρ＜０となって周波数ｆ₁が減少し、反共振が共振点から離れるので、最大角変位を小さくすることができ、特にロール振動に対して大きな低減効果が得られる。
【００５３】
また、オルタネータ４がエンジン１と逆方向に回転する場合、ロール振動の反共振の方が、回転変動の反共振より低い周波数で起こる（ｆ₁＜ｆ₂）。そこで、図１２、図１３に示すように、該ロール振動の反共振時の最大角変位θ₁₂よりも小さい角変位θ₁₀でバネが硬くなるように設定し、かつ、該バネ特性により設定されるロール振動及び回転変動の各反共振周波数ｆ₁、ｆ₂に合わせてアイドル回転速度Ｎｉ１、Ｎｉ２を切り換えるようにしてもよい。
【００５４】
このようにすれば、第2の実施の形態と同様に、それぞれのアイドル回転速度Ｎｉ１、Ｎｉ２で反共振を生じさせて、回転変動及びロール振動の両方に対して大きな振動低減効果を得ることができ、かつ、夫々の効果領域を広げることができる。
次に、第４の実施の形態について説明する。
【００５５】
本実施の形態では、図１４に示すように、回転振動系に介装される弾性体として、オルタネータプーリ１１の内周部１２と外周部１３との間に渦巻きバネ１４を装着する。また、内周部１２の外周面に外側に突出する複数のストッパ１２ａを設ける共に、外周部１３の内周面に内側に突出する複数のストッパ１３ａを設けて、内周部１２と外周部１３との相対的な角変位を規制する。なお、外周部１３側のストッパ１３ａの、内周部１２側の突起１２ａが突き当たる各側面に、ゴム１５を貼り付けてあり、該ゴム１５によってストッパ１２ａ，１３ａ同士の衝突時の打音を緩和している。
【００５６】
ここで、前記渦巻きバネ１４単独では、角変位に対してほぼ線形なバネ特性を有するが、前記ストッパ１２ａ，１３ａにより、所定の角変位以上での変位を拘束することにより、図１５に示すような非線形バネ特性を持たせている。なお、ストッパ１２ａ，１３ａ当接後、前記ゴム１４の弾性変形によって若干の角変位がある。
【００５７】
ここで、図１６に示すように、（内周部１２と外周部１３との間の）角変位は、渦巻きバネ１４と同一のバネ定数を有し角変位も拘束されない完全な線形バネの場合、この回転振動系の共振付近で最大角変位θ１をとり、反共振時の角変位が、これより小さくθ２となることは既述したのと同様である。
そして、前記ストッパ１２ａ，１３ａにより規制される角変位θ４を、反共振時の最大角変位θ２より、若干大きい値とする。
【００５８】
このようにストッパで角変位を拘束して非線形バネ特性とした場合、前記ストッパで拘束される角変位θ４を反共振時の最大角変位θ２より小さい値に設定すると、反共振点でストッパ同士が突き当たってバネ定数が急激に変化するので、負荷の変動によって反共振周波数が大きく変化し、安定性が得られない。そこで、上記のように、θ４をθ２より大きく設定することにより、反共振は線形領域で発生することになるので、図１７に示すように、安定した周波数で振動低減効果を得ることができる。また、それより高い回転速度領域では、バネ定数増大による非線形特性の効果によって、反共振の効果領域を広げながら、共振周波数を高回転側にシフトさせつつ共振の悪化も低減できる。
【００５９】
次に、第５の実施の形態について説明する。
本実施の形態は、上記第４の実施の形態で示したように回転振動系を構成したエンジンを、第２の実施の形態と同様に図８で示すようにＡ／Ｔ車に搭載し、条件に応じてアイドル回転速度を変更することによって、エンジンのロール振動若しくは回転変動を効果的に低減することにより、より大きなアイドル振動低減を図ったものである。
【００６０】
ここで、オルタネータがエンジンと同一方向に回転するように装着されたもの（図１参照）では、回転変動の反共振の方がロール振動の反共振よりも低い周波数で起こるので、ロール振動の反共振時の最大角変位よりも大きい角変位で変位が拘束されるようにストッパを設定することにより、第２の実施の形態と同様に、ロール振動、回転変動共に安定して反共振の低減効果を得ることができ、反共振の効果領域を広げながら、共振の悪化を小さくすることができる。
【００６１】
次に、第６の実施の形態について説明する。
これまでに示した各実施の形態では、オルタネータに回転振動系を構成する弾性体を設けたが、本実施の形態では、弾性体をエンジン回転軸であるクランクシャフトに結合されているクランクプーリに設ける。
すなわち、図１８において、クランクプーリ２１の、オルタネータを駆動するベルトが掛かるエンジンに対して内側の相対的に径の大きな外周部２２と、径の小さな内周部２３との間に、前記回転振動系の弾性体としてゴム層２４を設けている。また、前記実施の形態と同様に、外周部２２と内周部２３とに相互に突き当たって角変位を規制するストッパ２２ａ、２３ａを形成し、ストッパ２２ａに打音防止用のゴム２９を貼り付ける。
【００６２】
このようにしても、エンジン回転軸とオルタネータ回転軸との間に弾性体を設けていることには変わりないので、同様の反共振の効果が得られ、さらに、オルタネータ以外の補機についても、ゴム層２４を介して駆動されるので、それらもマス（回転慣性質量体）に含まれ、該マスをより大きく採ることができる。
なお、エンジンに対して外側のクランクプーリ２５も内周部２６と外周部２７とに２分割されているが、こちらは、クランクシャフトの捩じり共振を動吸振器として働くように、間のゴム層２８のバネ定数、外周部２７の慣性モーメントがチューニングされている。
【００６３】
また、オルタネータは、図１１に示すようにしてエンジンと逆方向に回転駆動させれば、特にロール振動に対して反共振の効果を拡大できる。
また、このエンジンを第２の実施の形態と同様に、Ａ／Ｔ車に搭載し、条件に応じてアイドル回転速度を変更することによって、エンジンのロール振動及び回転変動を効果的に低減することにより、反共振の効果領域を広げながら、共振の悪化を小さくすることができる。
【００６４】
次に、第７の実施の形態について説明する。
本実施の形態では、図１９に示すように、第６の実施の形態において、ストッパによって規制する角変位を、正回転側と逆回転側とで、異なる値θ４₊、θ４_-に設定したものである。つまり、エンジンはアイドル運転時であっても、摩擦力分等の駆動力を発生しているため、その駆動トルク変動は、通常回転方向プラス側で大きく、回転方向マイナス側（逆側）は、それより小さくなるのである。
【００６５】
そのため、図２０に示すように、反共振時のゴム層２４（弾性体）の変位もエンジン回転軸を正方向に回したときの角変位θ２₊の方が大きく、逆方向に回したときの角変位θ２_-は、それより小さくなる。そこで、それぞれの方向のストッパにより規制される角変位を、回転変動における反共振時のそれぞれの方向の最大角変位θ２₊、θ２_-より若干大きくなるように、異なる値θ４₊、θ４_-に設定することにより、より確実に両方向でストッパに当てることができ、反共振の効果領域をより広くすることができる。
【００６６】
次に、第８の実施の形態について説明する。
本実施の形態では、前記第４の実施の形態と同様に、図２１に示すように、オルタネータプーリ３１の内周部３２と外周部３３との間に渦巻きバネ３４を装着するが、該渦巻きバネ３４が、内周部３２に対してクリアランスＣを持って組み込まれており、該クリアランスＣ内には、渦巻きバネ３４のバネ剛性に対して十分柔らかいゴム３５が挿入されている。これにより、このプーリ３１は、角変位０付近では渦巻きバネ３４が働かず、柔らかいゴム３５のみがバネとして働くので、そのバネ定数は十分小さくなり、図２２に示すような非線形バネ特性を有する。
【００６７】
このように構成された回転振動系においても、渦巻きバネ３４による回転バネと、クランクシャフトに取り付けられた主フライホイール及びロータのマスにより、共振が起こる。このとき、エンジンのロール振動及び回転変動に関して、前記共振に伴なって反共振が起こり、前記渦巻きバネ３４を、クリアランスＣを無くして取付けた場合の完全に線形なバネの場合の共振時及び反共振時の各周波数は、前記（１）〜（３）に示したとおりである。
【００６８】
これに対して、本実施の形態のように角変位０付近にバネ定数が十分小さい領域（低バネ領域）を持つときには、図２３に示すように、該低バネ領域が大きいほど、反共振の周波数は線形なバネ特性を持つものより低くなる。そこで、第１の実施の形態と同様に、アイドル回転速度の２次の回転速度に対する周波数（例えば６００ｒｐｍのアイドル回転速度に対して２０Ｈｚ）で反共振が起こるように、（２）又は（３）式に従って、前記渦巻きバネ３４のバネ定数、オルタネータプーリ３１の慣性モーメント、増速比ρ、クリアランスＣの大きさを調整する。
【００６９】
本実施の形態では、特に回転変動に対して低減効果が得られるように反共振周波数を設定してあり、その低減効果は、図２４に示すようになる。このように、角変位０付近で十分柔らかいバネとなるような低バネ領域を持たせた場合、線形なバネ特性の場合と比較して共振での悪化が小さくなり、その領域も狭くすることができる一方、反共振の効果領域を広く取ることができる。更にエアコンプレッサ等の補機駆動のためにエンジンの負荷が増えた場合、それに伴なってエンジン回転速度を上げるが、非線形なバネ特性のために、バネ定数の増加に伴って共振、反共振を起こすエンジン回転速度も上昇するので、より広い運転領域で反共振の効果を得ることができる。
【００７０】
また、クリアランスＣ内のゴム３５により、渦巻きバネ３４が内周部３２に当たるときの打音を抑制できる。
また、渦巻きバネ３４のゴム３５内に埋設された直線部３４ａの先端３４ｂを曲げ、内周部３２の溝内に挿入している。これにより、前記直線部３４ａがその直線に沿った方向に動くことを規制することにより、該直線方向に動く時の摩擦損失によって反共振の効果が減少することを防止できる。
【００７１】
次に、第９の実施の形態について説明する。
本実施の形態は、前記第８の実施の形態における非線形バネ特性を持つバネを、クランクプーリに設ける。
すなわち、図２５に示すように、第６の実施の形態と同様、オルタネータを駆動するベルトが掛かるエンジンに対して内側のクランクプーリ４１において、相対的に径の大きな外周部４２と、径の小さな内周部４３との間に、前記回転振動系の弾性体としてゴム層４４を設けるが、本実施の形態では、該ゴム層４４を、外周側、内周側共に金属製のスリーブ４５，４６に溶着して取付ける。そして、内周側のスリーブ４６は、プーリ４１の内周部４３に対して圧入して完全に固定される。これに対し、外周側のスリーブ４５は、プーリ４１の外周部４２との間に、隙間を設けて回転自由とすると共に、外周側のスリーブ４５を外側に突出したストッパ４５ａと、プーリ４１の外周部４２を内側に凹ませたストッパ４２ａとを設けて、これらストッパ４５ａ、４２ａ同士が突き当たるまでの角変位では自由に回転し、それ以上の角変位で前記ゴム層４４がバネとして働くようになっている。また、外周部４２のストッパ４２ａの両側面にスリーブ４５側のストッパ４５ａと衝突したときの打音を抑制するため、ゴム４７が貼り付けてある。以上の構成により、図２６に示すような非線形なバネ特性が得られる。
【００７２】
本実施の形態では、エンジンのロール振動を低減するように、アイドル回転の基本次周波数にロール振動の反共振がくるように、前記ゴム層４４のバネ定数、オルタネータロータ部の慣性モーメント、増速比ρ、ストッパの許容回転角の大きさを調整する。
また、エンジンに対して外側のクランクプーリ４８の内周部４９と外周部５０との間に、クランクシャフトの捩じり共振を動吸振器として働くゴム層５１を設けることも第６の実施の形態と同様である。
【００７３】
以上のように構成された本実施の形態は、第６の実施の形態で説明したのと同様の理由で、オルタネータに設けた場合と同様の反共振の効果が得られると共に、マス（慣性質量）を大きく取ることができる。
そして、前記非線形バネ特性を持たせたことにより、図２７に示すように、エンジンのロール振動に対して前記第８の実施の形態と同様に、共振での悪化を小さくでき、かつ、共振領域を狭めることができると共に、反共振の効果領域も広く取ることができ、より広い運転領域で反共振の効果を得ることができる。
【００７４】
最後に、第１０の実施の形態について説明する。
本実施の形態では、図１１に示した構成によって、オルタネータをエンジンの回転方向と逆方向に回転させたものに適用したものであり、クランクプーリに前記第９の実施の形態と同様な構成を設けて、エンジンロール振動に対する反共振の効果を拡大する。
【００７５】
また、図２８に示すように、第９の実施の形態と同様な構成に加えて、プーリ４１の外周部４２のゴム層４４よりエンジン内側部分を凹ませてストッパ４２ｂを設けると共に、該凹部に臨ませてプーリ４１の内周部４３を突出させてストッパ４３ｂを設け、これらストッパ４２ｂ、４３ｂによって、反共振時の最大角変位θ以上の変位を規制する。また、ストッパ４３ｂの両側面にゴム４３ｃを貼り付けて、衝突時の打音を抑制する。このバネ特性は、図２９に示すような非線形特性を持つ。
【００７６】
これにより、反共振より高い共振付近の回転速度では、前記ストッパ４２ｂ、４３ｂによって、硬いバネとなるので、図３０に示すように、共振点が高回転側にずれ、反共振の効果領域をさらに広げることができる。
さらに、プーリ４１の外周部４２に設けるストッパ４２ａを、一方の側が交換可能な部材４２ａ'で形成し、この部材４２ａ'を交換することにより、ストッパ４２ａ、４３ａによるバネ機能を有しない（バネ定数０）変位角の範囲を変更することができる。これにより、アイドル回転速度が異なるため基本次数が異なるエンジン機種間においても、部品を共用化でき、コスト低減が可能となる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１の実施の形態に係る内燃機関を示し、（Ａ）は概略正面図、（Ｂ）は概略側面図。
【図２】第１の実施の形態に係るオルタネータの一部断面図。
【図３】同じくオルタネータプーリ部分の縦断面図（Ａ）｛図（Ｂ）のＢ−Ｂ断面図｝と、該（Ａ）図のＡ−Ａ断面図（Ｂ）。
【図４】同上のオルタネータプーリ部分に組み込まれるコイルスプリングを示す側面図。
【図５】第１の実施の形態におけるエンジン回転数と回転角変位の関係を示す図。
【図６】同じく回転角変位に対するバネ力の特性示す図。
【図７】同じくエンジン回転数に対する効果代を示す図。
【図８】第２の実施の形態に係る装置を車両に搭載した状態を示す図。
【図９】同上実施の形態における反共振周波数とアイドル回転速度の関係を示す図。
【図１０】同じく角変位とバネ力との関係を示す図。
【図１１】第３の実施の形態に係る内燃機関の概略構成図。
【図１２】同上実施の形態における反共振周波数とアイドル回転速度の関係を示す図。
【図１３】同じく角変位とバネ力との関係を示す図。
【図１４】第４の実施の形態に係るオルタネータプーリ部分の縦断面図（Ａ）｛図（Ｂ）のＢ−Ｂ断面図｝と、該（Ａ）図のＡ−Ａ断面図（Ｂ）と、該（Ａ）図のＣ−Ｃ断面図（Ｃ）。
【図１５】同じく角変位とバネ力との関係を示す図。
【図１６】同じくエンジン回転数と回転角変位の関係を示す図。
【図１７】同じくエンジン回転数に対する効果代を示す図。
【図１８】第６の実施の形態に係るオルタネータプーリ部分の縦断面図（Ａ）｛図（Ｂ），（Ｃ）のＢ−Ｂ断面図｝と、該（Ａ）図のＡ−Ａ断面図（Ｂ）と、該（Ａ）図のＣ−Ｃ断面図（Ｃ）。
【図１９】第７の実施の形態に係るオルタネータプーリ部分の縦断面図（Ａ）｛図（Ｂ），（Ｃ）のＢ−Ｂ断面図｝と、該（Ａ）図のＡ−Ａ断面図（Ｂ）と、該（Ａ）図のＣ−Ｃ断面図（Ｃ）。
【図２０】同じくエンジン回転数と回転角変位の関係を示す図。
【図２１】第８の実施の形態に係るオルタネータプーリ部分の縦断面図（Ａ）｛図（Ｂ）のＢ−Ｂ断面図｝と、該（Ａ）図のＡ−Ａ断面図（Ｂ）。
【図２２】同じく角変位とバネ力との関係を示す図。
【図２３】同じく低バネ領域の大きさの影響を示す図。
【図２４】同じくエンジン回転数に対する効果代を示す図。
【図２５】第９の実施の形態に係るオルタネータプーリ部分の縦断面図（Ａ）｛図（Ｂ）のＢ−Ｂ断面図｝と、該（Ａ）図のＡ−Ａ断面図（Ｂ）。
【図２６】同じく角変位とバネ力との関係を示す図。
【図２７】同じくエンジン回転数に対する効果代を示す図。
【図２８】第１０の実施の形態に係るオルタネータプーリ部分の縦断面図（Ａ）｛図（Ｂ），（Ｃ）のＢ−Ｂ断面図｝と、該（Ａ）図のＡ−Ａ断面図（Ｂ）と、該（Ａ）図のＣ−Ｃ断面図（Ｃ）。
【図２９】同じく角変位とバネ力との関係を示す図。
【図３０】同じくエンジン回転数に対する効果代を示す図。
【符号の説明】
１ 内燃機関
２ クランクシャフト
４ オルタネータ
６ オルタネータプーリ
６Ａ 内周部
６Ｂ 外周部
６Ｃ コイルスプリング
１１ オルタネータプーリ
１２ 内周部
１２ａ ストッパ
１３ 外周部
１３ａ ストッパ
１４ 渦巻きバネ
１５ ゴム
２１ クランクプーリ
２２ 外周部
２２ａ ストッパ
２３ 内周部
２３ａ ストッパ
２４ ゴム層
２９ ゴム
３１ オルタネータプーリ
３２ 内周部
３３ 外周部
３４ 渦巻きバネ
３５ ゴム
４１ クランクプーリ
４２ 外周部
４２ａ ストッパ
４２ａ' ストッパ
４２ｂ ストッパ
４３ 内周部
４３ｂ ストッパ
４３ｃ ゴム
４４ ゴム層
４５ａ ストッパ
４７ ゴム

Claims (20)

1. 機関回転軸の回転駆動力を伝える駆動力伝達機構における駆動側と従動側の回転慣性質量体相互を、弾性体を介して連結して回転振動系を形成し、機関運転によって生じる所定周波数域の回転振動に対し、前記回転振動系に反共振を発生させて前記回転振動を低減するようにした内燃機関の振動低減装置であって、
   前記弾性体のバネ力が、前記駆動側と従動側の回転慣性質量体相互の相対的な回転角変位に対して非線形特性を有することを特徴とする内燃機関の振動低減装置。
2. 前記反共振の周波数が、前記機関回転軸の所定回転速度における回転周波数を（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するように形成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。
3. 前記弾性体のバネ定数が、前記回転角変位の増加に対して増加する特性を有することを特徴とする請求項１又は請求項２に記載の内燃機関の振動低減装置。
4. 共振点における最大回転角変位以下の回転角変位領域で、前記弾性体のバネ定数が、回転角変位の増加に対して増加することを特徴とする請求項３に記載の内燃機関の振動低減装置。
5. 反共振点における最大回転角変位以下の回転角変位領域で、前記弾性体のバネ定数が、回転角変位の増加に対して増加することを特徴とする請求項３に記載の内燃機関の振動低減装置。
6. 前記回転振動系が機関運転によって生じる周波数が異なる種類の回転振動のうち、低周波数側の振動に対する反共振点における最大回転角変位以下の回転角変位領域で、前記弾性体のバネ定数が、回転角変位の増加に対して増加することを特徴とする請求項５に記載の内燃機関の振動低減装置。
7. 前記弾性体は、回転角変位の増大に応じてバネ定数が段階的に増加する特性を有していることを特徴とする請求項３〜請求項６のいずれか１つに記載の内燃機関の振動低減装置。
8. 前記弾性体は、コイル間隔が異なることによってバネ定数が異なる複数のスプリングを直列に繋げて一本化したコイルスプリングによって構成されていることを特徴とする請求項７に記載の内燃機関の振動低減装置。
9. 前記回転角変位が所定値以下の領域では、前記弾性体の回転角変位に対するバネ力の特性が略線形であると共に、前記所定値を超える回転角変位の増大を規制するストッパが設けられていることを特徴とする請求項７に記載の内燃機関の振動低減装置。
10. 前記回転振動系が機関運転によって生じる周波数が異なる種類の回転振動のうち、高周波数側の振動に対する反共振点での最大回転角変位は、前記所定値より小さいことを特徴とする請求項９に記載の内燃機関の振動低減装置。
11. 前記弾性体のバネ定数が、機関回転方向とその逆方向のそれぞれに対して回転角変位の増大に応じて最初に段階的に増加するときの回転角変位が、前記それぞれの回転方向における共振点若しくは反共振点の最大回転角変位に応じて異なる値に設定されていることを特徴とする請求項７〜請求項１０のいずれか１つに記載の内燃機関の振動低減装置。
12. 前記ストッパの回転角変位の増大を規制する接触面に、弾性体を装着したことを特徴とする請求項９〜請求項１１のいずれか１つに記載の内燃機関の振動低減装置。
13. 前記弾性体のバネ定数は、前記回転角変位が所定値以下の領域では略０若しくは前記回転角変位が所定値を超える領域でのバネ定数に比較して十分小さいことを特徴とする請求項７に記載の内燃機関の振動低減装置。
14. 前記弾性体の接続部の前記駆動側と従動側の回転慣性質量体の少なくとも一方に対する接続端部が、該端部と接続する部位に対してクリアランスを有して組み込まれており、前記回転角変位が前記クリアランス以下のときに弾性体のバネ定数が略０若しくは前記回転角変位が前記クリアランスを超える領域でのバネ定数に比較して十分小さいことを特徴とする請求項１３に記載の内燃機関の振動低減装置。
15. 前記弾性体は、前記駆動側と従動側の回転慣性質量体の少なくとも一方に対する接続端部を、該端部に接続する部位に対して回転自由に支持すると共に、該接続端部と該端部に接続する部位との間にストッパを形成し、該ストッパ間によって前記クリアランスを設けたことを特徴とする請求項１４に記載の内燃機関の振動低減装置。
16. 前記弾性体は、線材を渦巻き状若しくはコイル状に巻くことにより形成され、該線材の端部が、前記駆動側と従動側の回転慣性質量体の一方に、クリアランスを有して係合することを特徴とする請求項１４に記載の内燃機関の振動低減装置。
17. 前記線材で形成された弾性体の端部が略直線状に形成されて、前記駆動側と従動側の回転慣性質量体の一方に形成された溝内に、クリアランスを有して係合すると共に、該端部の前記直線状の直線に沿った方向の動きが規制されていることを特徴とする請求項１６に記載の内燃機関の振動低減装置。
18. 前記クリアランスの少なくとも一部に、前記回転角変位が前記クリアランスを超える領域でのバネ定数に比較して十分小さいバネ定数を有する弾性体を介在させたことを特徴とする請求項１４〜請求項１７のいずれか１つに記載の内燃機関の振動低減装置。
19. 前記クリアランスを可変にする機構を有することを特徴とする請求項１４〜請求項１７のいずれか１つに記載の内燃機関の振動低減装置。
20. 前記弾性体のバネ定数が、回転角変位に対して段階的に変化する変曲点を複数有しており、該変曲点の１つが、機関運転によって生じる周波数が異なる種類の回転振動の１つの反共振点の最大回転角付近にあることを特徴とする請求項１３〜請求項１９のいずれか１つに記載の内燃機関の振動低減装置。

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