JP6481738B1 - エンジンの往復回転機構およびその製造方法 - Google Patents

エンジンの往復回転機構およびその製造方法 Download PDF

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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。
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,F,F,F)での共振が確認できる。高周波数側の共振周波数F,Fは、互いに近接している。高周波数側の共振周波数F,Fは、低周波数側の共振周波数F,F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、第2動吸振器82の質量部83bの質量をm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,k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,c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に相当する。
次に、低周波数側の周波数F,F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に近接した共振周波数F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,F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,F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は、第1ノイズ周波数(第1共振周波数)Fよりも高い。この実施形態では、第1、第2ノイズ周波数F,F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,F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(=(1/2π)・√(k/m))を第1ノイズ周波数Fに適合させ、第2動吸振器82の共振周波数f(=(1/2π)・√(k/m))を第2ノイズ周波数F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は、第1動吸振器81の共振周波数fよりも高い。
第1、第2動吸振器81,82の共振周波数f、fは、質量部83a,83bの質量m,mと、腕部85a,85b(ばね部)のばね定数k,k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,m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,k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)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)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,fを第1、第2ノイズ周波数F,Fに適合させた場合、共振周波数f,f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,Fでの振動レベルをそれぞれP,P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,fをそれぞれ第1、第2ノイズ周波数F,F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,F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,F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(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(low)とする。同様に、第2動吸振器82について、周波数f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(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(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,Fでの振動レベルP,P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(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(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での振動レベルPまたは第2ノイズ周波数Fでの振動レベルP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,F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が、第2ノイズ周波数Fでの振動レベルP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での振動レベルP,P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(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(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と第2動吸振器82について出現する反共振間隔w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(high)がピーク周波数g(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,w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,mと往復回転機構の往復慣性質量Mrの比μ,μ(μ=m/Mr,μ=m/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,wは、以下の式で表される。
Figure 0006481738

Figure 0006481738
したがって、質量比μ,μが大きいほど、反共振間隔w,w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,mと往復慣性質量Mrの比μ,μ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,F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(high),g(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,mの値を変更する。これにより、質量比μ,μ、ひいては反共振間隔w,w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(=(1/2π)・√(k/m))が第1ノイズ周波数F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(=(1/2π)・√(k/m))が第2ノイズ周波数F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,kの値を変更する。
反共振間隔w,wは、元の値(ピーク周波数g(high),g(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,wは、それぞれ、質量比μ,μを増大させることにより、広げることができ、質量比μ,μ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,Fに一致させた状態で、反共振間隔w,wを広げることにより、ピーク周波数g(high)がピーク周波数g(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が、振動レベルP,P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,F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(high)がピーク周波数g(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(high),g(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,w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、および、第2動吸振器82についての反共振間隔w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(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(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,w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,Fでの振動レベルP,P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(high)が第2ノイズ周波数Fに重なったり反共振のピーク周波数g(low)が第1ノイズ周波数F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,w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,Fで振動レベルP,P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(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(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を第1ノイズ周波数F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を第2ノイズ周波数Fに対してシフトさせることにより、ピーク周波数g(high)がピーク周波数g(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f1,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f1,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を高周波数側にシフトさせ、共振周波数fを低周波数側にシフトさせることにより)共振周波数f,fを互いに近づけてもよいし、逆に、(例えば、共振周波数fを低周波数側にシフトさせ、共振周波数fを高周波数側にシフトさせることにより)共振周波数f,fを互いに遠ざけてもよい。
共振周波数f、fは、それぞれ、質量部83a,83bの質量m,m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,m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、fは、それぞれ、腕部85a,85bのばね定数k,k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,k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(high)とg(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での振動レベルPおよび第2ノイズ周波数Fでの振動レベルP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が振動レベルP(またはP)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を高周波数側にΔfだけシフトさせ、第2動吸振器82の共振周波数fを低周波数側にΔfだけシフトさせることにより、ピーク周波数g(high)がピーク周波数g(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(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(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が、振動レベルP,P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,F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(high)がピーク周波数g(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(high),g(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,f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を低周波数側にシフトさせることにより、共振周波数f,f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,fを、腕部85a,85bのばね定数k,kでなく質量部83a,83bの質量m,mで調節する実施形態において、共振周波数f,f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,f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,Δf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,Fでの振動レベルP,P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(high)が第2ノイズ周波数Fに重なったり反共振のピーク周波数g(low)が第1ノイズ周波数F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,Δf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,Fで振動レベルP,P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,F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,mの大きさと、腕部85a,85bのばね定数k,k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,f、および、反共振間隔c,c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,f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,f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,f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,f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,f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,F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,w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,fをそれぞれ第1、第2ノイズ周波数F,F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,w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(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(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,fの第1、第2ノイズ周波数F,F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,F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 第1、第2ノイズ周波数(第1、第2共振周波数)
,f 第1、第2動吸振器の共振周波数
,m 第1、第2動吸振器の質量部の質量
,k 第1、第2動吸振器の腕部のばね定数
(high),g(low) 第1動吸振器について生じる反共振のピーク周波数
(high),g(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 第1、第2動吸振器についての反共振間隔
μ,μ 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,Δf 第1、第2動吸振器の共振周波数のシフト量

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、
    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、
    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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