JP3915493B2

JP3915493B2 - 内燃機関の振動低減装置

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Publication number: JP3915493B2
Application number: JP2001370006A
Authority: JP
Inventors: 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: 2007-05-16
Anticipated expiration: 2021-12-04
Also published as: JP2003172405A

Description

【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、前記ベルトを完全な剛体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。また、請求項２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、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、前記ベルトを完全な剛体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、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８に記載の発明は、請求項１〜７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５に示す条件式によって表される。
【００２０】
そして、請求項７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５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２０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２３，…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，…２３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に使用され、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１６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ｒ₁、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の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（Ｋ₁₂＋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２３，…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３１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（１０）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１０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、全ての補機が補機駆動ベルト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（１１）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３５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

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、前記ベルトを完全な剛体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。
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、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、前記ベルトを完全な剛体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。
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または２に記載の内燃機関の振動低減装置。
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１〜３のいずれかに記載の内燃機関の振動低減装置。
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ｒ ₁ 、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１〜４のいずれかに記載の内燃機関の振動低減装置。
【数１】
Ｘ≧（ｒ ₁ ² Ｃ _b ／αＫ）−１ …（１）
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１〜５のいずれかに記載の内燃機関の振動低減装置。
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１〜６のいずれかに記載の内燃機関の振動低減装置。
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１〜７のいずれかに記載の内燃機関の振動低減装置。