(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
回転軸から弾性体を介して駆動される回転体を有する内燃機関の振動低減装置において、前記弾性体と前記回転体との共振に伴って発生する前記回転軸の回転変動の反共振の周波数が、前記内燃機関の運転状態のうち、略一定回転で運転される所定運転状態での前記回転軸の回転周波数を（自然数／２）倍した周波数のいずれかと略一致していることを特徴とする内燃機関の振動低減装置。
【請求項２】
回転軸から弾性体を介して駆動される回転体を有する内燃機関の振動低減装置において、前記弾性体と前記回転体との共振に伴って発生する前記回転軸の回転変動の反共振の周波数と、前記弾性体と前記回転体の共振に伴って発生する前記内燃機関のロール振動の反共振の周波数との間に、前記内燃機関の運転状態のうち、略一定回転で運転される所定運転状態での前記回転軸の回転周波数を（自然数／２）倍した周波数のいずれかが存在していることを特徴とする内燃機関の振動低減装置。
【請求項３】
前記回転体が前記回転軸に対して逆方向に回転させられていることを特徴とする請求項２に記載の内燃機関のロール振動低減装置。
【請求項４】
前記内燃機関は自動車に搭載されており、かつ前記内燃機関の所定運転状態がアイドル運転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。
【請求項５】
前記自動車は、その運転状態を検出する手段と、前記自動車の運転状態に応じて、アイドル運転状態での前記回転軸の回転周波数を（自然数／２）倍した周波数のいずれかが前記回転軸の回転変動の反共振の周波数もしくは前記内燃機関のロール振動の反共振の周波数のいずれかと略一致するように、前記アイドル運転の回転数を変更する制御手段と、を有していることを特徴とする請求項４に記載の内燃機関の振動低減装置。
【請求項６】
補機を作動させることにより負荷が大きくなった内燃機関のアイドル運転状態では、前記回転軸の回転周波数の（自然数／２）倍した周波数のいずれかが前記回転軸の回転変動の反共振の周波数と略一致するよう前記アイドル運転状態における該回転軸の回転数が制御され、補機が作動しない内燃機関のアイドル運転状態では、前記回転軸の回転周波数の（自然数／２）倍した周波数のいずれかが前記内燃機関のロール振動の反共振の周波数と略一致するようアイドル運転状態における前記回転軸の回転数が制御されていることを特徴とする請求項５に記載の内燃機関のロール振動低減装置。
【請求項７】
前記自動車は自動変速機を有し、前記回転軸の回転が前記自動変速機を介して車軸に伝達されている運転状態では、前記回転軸の回転周波数の（自然数／２）倍した周波数のいずれかが前記回転軸の回転変動の反共振の周波数と略一致するよう前記アイドル運転状態における該回転軸の回転数が制御され、前記回転軸の回転が前記自動変速機を介して車軸に伝達されていない運転状態では、前記回転軸の回転周波数の（自然数／２）倍した周波数のいずれかが、前記内燃機関のロール振動の反共振の周波数と略一致するよう前記アイドル運転状態における該回転軸の回転数が制御されてい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。
【請求項８】
前記自然数が内燃機関の気筒数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。
【発明の詳細な説明】
【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振動を低減するための内燃機関の振動低減装置に関し、特に内燃機関のロール振動と回転変動の双方を効果的に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】
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、クランクシャフト及びフライホイールを主体とする主フライホイール系に対し、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、内燃機関の各気筒の燃焼ごとに発生するトルク変動により発生する内燃機関の長手方向を軸とした回転方向への振動である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】
上記構成では、内燃機関の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】
0003572449.tif 000002
【０００５】
但し、Ｉ１は主フライホイール系の慣性質量、Ｉ２は副フライホイール系の慣性質量、ρは副フライホイール系の増速比、である。
【０００６】
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質量Ｉ１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質量Ｉ２を十分大きくするか、あるいは増速比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質量Ｉ２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いてしまう。また増速比を大きくすると、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いてしまう。これら種々の要因により、現実的には上記の装置では、内燃機関の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。
【０００７】
また、上述した従来例の構成では、エンジンのロール振動の低減は可能であるものの、エンジン回転軸（クランク軸）の回転変動に関しては低減することができないという問題がある。
【０００８】
【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、回転軸から弾性体を介して駆動される回転体を有する内燃機関の振動低減装置において、前記弾性体と前記回転体との共振に伴って発生する前記回転軸の回転変動の反共振の周波数が、前記内燃機関の運転状態のうち、略一定回転で運転される所定運転状態での前記回転軸の回転周波数を（自然数／２）倍した周波数のいずれかと略一致していることを特徴としている。これによって、内燃機関の所定運転条件で、この内燃機関の回転変動が低減される。
【０００９】
請求項２に記載の発明は、回転軸から弾性体を介して駆動される回転体を有する内燃機関の振動低減装置において、前記弾性体と前記回転体との共振に伴って発生する前記回転軸の回転変動の反共振の周波数と、前記弾性体と前記回転体の共振に伴って発生する前記内燃機関のロール振動の反共振の周波数との間に、前記内燃機関の運転状態のうち、略一定回転で運転される所定運転状態での前記回転軸の回転周波数を（自然数／２）倍した周波数のいずれかが存在していることを特徴としている。これによって、内燃機関の所定運転条件で、この内燃機関の回転変動及びロール振動の両方が低減される。
【００１０】
請求項３に記載の発明は請求項２に記載の発明において、前記回転体が前記回転軸に対して逆方向に回転させられていることを特徴としている。
【００１１】
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、前記内燃機関は自動車に搭載されており、かつ前記内燃機関の所定運転状態がアイドル運転であることを特徴としている。
【００１２】
請求項５に記載の発明は、請求項４に記載の発明において、前記自動車は、その運転状態を検出する手段と、前記自動車の運転状態に応じて、アイドル運転状態での前記回転軸の回転周波数を（自然数／２）倍した周波数のいずれかが前記回転軸の回転変動の反共振の周波数もしくは前記内燃機関のロール振動の反共振の周波数のいずれかと略一致するように、前記アイドル運転の回転数を変更する制御手段と、を有していることを特徴としている。これによって、自動車のアイドル運転状態で、内燃機関の振動が低減される。
【００１３】
請求項６に記載の発明は、請求項５に記載の発明において、補機を作動させることにより負荷が大きくなった内燃機関のアイドル運転状態では、前記回転軸の回転周波数の（自然数／２）倍した周波数のいずれかが前記回転軸の回転変動の反共振の周波数と略一致するよう前記アイドル運転状態における該回転軸の回転数が制御され、補機が作動しない内燃機関のアイドル運転状態では、前記回転軸の回転周波数の（自然数／２）倍した周波数のいずれかが前記内燃機関のロール振動の反共振の周波数と略一致するようアイドル運転状態における前記回転軸の回転数が制御されていることを特徴としている。エアコン等の補機類を作動させると内燃機関には大きな負荷が加わることになる。また、内燃機関からの出力は変速機を介して車軸に伝達されている。これによって、変速機の歯車の歯打ち音の発生が防止される。
【００１４】
請求項７に記載の発明は、請求項５に記載の発明において、前記自動車は自動変速機を有し、前記回転軸の回転が前記自動変速機を介して車軸に伝達されている運転状態では、前記回転軸の回転周波数の（自然数／２）倍した周波数のいずれかが前記回転軸の回転変動の反共振の周波数と略一致するよう前記アイドル運転状態における該回転軸の回転数が制御され、前記回転軸の回転が前記自動変速機を介して車軸に伝達されていない運転状態では、前記回転軸の回転周波数の（自然数／２）倍した周波数のいずれかが、前記内燃機関のロール振動の反共振の周波数と略一致するよう前記アイドル運転状態における該回転軸の回転数が制御されていることを特徴としている。これによって、自動車のアイドル運転状態で振動が低減される。
【００１５】
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、前記自然数が内燃機関の気筒数であることを特徴としている。
【００１６】
【発明の効果】
請求項１に記載の発明によれば、略一定回転で運転される所定の運転状態での内燃機関の回転周波数の（自然数／２）倍の周波数が、内燃機関の回転軸の回転変動の反共振の周波数と略一致するよう設定されているので、略一定回転で運転される所定の運転状態での内燃機関の回転変動を大幅に低減することができる。
【００１７】
請求項２に記載の発明によれば、略一定回転で運転される所定の運転状態での内燃機関の回転周波数の（自然数／２）倍の周波数が、内燃機関の回転軸の回転変動の反共振の周波数と、内燃機関のロール振動の反共振の周波数との間になるよう設定されているので、略一定回転で運転される所定の運転状態での内燃機関の回転変動と内燃機関のロール振動の両方を低減することができる。
【００１８】
特に、請求項３のように、回転体を内燃機関の回転軸に対して逆方向に回転させることで、より大きな内燃機関のロール振動低減効果を得ることができる。
【００１９】
また、請求項４のように内燃機関の振動低減装置を自動車に搭載することにより、自動車のアイドル振動を低減することができる。
【００２０】
そして、請求項５のように、自動車の運転状態に応じて、アイドル運転の設定回転数を、その回転周波数の（自然数／２）倍の周波数が回転変動の反共振の周波数もしくはロール振動の反共振の周波数となるよう変更することにより、より大きな振動低減効果を得ることができる。
【００２１】
請求項６に記載の発明によれば、補機が作動し内燃機関の負荷が大きくなったアイドル運転状態では、アイドル運転の設定回転数を、その回転周波数の（自然数／２）倍の周波数が回転変動の反共振の周波数となるように設定されるので、変速機内の歯車が内燃機関から入力される回転変動により、歯打ち音を発生することを防止することができる。
【００２２】
また、請求項７によれば、内燃機関のロール振動に起因するアイドル振動を低減することができ、全てのアイドル運転状態で大きな振動低減効果を得ることができる。
【００２３】
そして、請求項８のように、反共振の周波数を通常最も加振力の大きい内燃機関の（気筒数／２）倍の周波数に設定することでより大きな振動低減効果を得ることができる。
【００２４】
【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。
【００２５】
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。
【００２６】
図１及び図２に示す自動車用４気筒エンジン２のエンジン回転軸４（クランクシャフト）には、一端にフライホイール６が取り付けられていると共に、他端にプーリ８が取り付けられている。このプーリ８に巻き掛けられた駆動ベルト１０によって、図３に示すオルタネータ１２のオルタネータプーリ１４が前記エンジン回転軸４と同一方向に回転するよう配設されている。
【００２７】
ここで、１６はオルタネータ１２のロータ部を示す。
【００２８】
前記オルタネータプーリ１４は、図４及び図５に示すように、回転体となるオルタネータ回転軸１８に直接結合された内周部２０と、前記駆動ベルトが巻き掛けられた外周部２２と、に二分割されている。前記外周部２２は、ベアリング２４を介して前記内周部２０に回転自在に支持されていると共に、弾性体となるゴム層２６によって該内周部２０と結合されている。
【００２９】
上記のようにゴム層２６を介してオルタネータ１２を回転させると、ゴム層２６をバネ、前記ロータ部１６をマスとしてバネ−マス系の振動系が構成され、回転系に共振が発生する。このとき、エンジン回転軸４の回転変動に関しては、この共振に伴う反共振が起こり、この反共振の周波数ｆは、次式で表される。
【００３０】
【数２】
0003572449.tif 000003
【００３１】
但し、ｆ０は共振周波数、ｆ１はエンジン回転軸の回転変動の反共振周波数、Ｉ１はエンジン回転軸４及びエンジン回転軸４に取り付けられた前記フライホイール６等からなるのエンジン回転部の慣性質量、Ｉ２はオルタネータ１２のロータ部１６の慣性質量、ρはオルタネータ１２増速比（エンジン回転軸４に対して順回転の場合ρ＞０、エンジン回転軸４に対して逆回転の場合ρ＜０）、ｋはゴム層２６の回転バネ定数をそれぞれ表す。
【００３２】
この反共振の周波数を前記エンジン２の運転条件のうち一定回転で頻繁に使われ、かつエンジン回転軸４の回転変動が問題となる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、大きな回転変動低減効果を得ることができる。
【００３３】
通常、自動車用のエンジンの場合には、このような運転条件としてアイドル運転が上げられる。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次，４次，６次といった周波数が大きく、そのうち特にエンジン回転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次の周波数が特に大きくなり、一般にエンジン気筒数の１／２倍の次数が基本次数と呼ばれている。
【００３４】
例えば、４気筒エンジンのアイドル回転数が７５０ｒｐｍであった場合、アイドル回転の２次の周波数、すなわち、エンジン回転軸４の回転周波数の２倍の周波数、つまり２５Ｈｚに反共振の周波数がくるように、上記（２）、（３）式に従い、オルタネータ１２のロータ部１６の慣性質量Ｉ２、ゴム層２６の回転方向のバネ定数ｋ及び増速比ρを設定する。
【００３５】
これにより、図６に示すように、内燃機関のアイドル回転（７５０ｒｐｍ）で大きな回転変動の低減効果が得られる。
【００３６】
上記ゴム層２６の回転方向のバネ定数ｋは、該ゴム層２６の材質や厚みを変化させることで適宜設定される。具体的には、上記ゴム層２６の材質を柔らくし、半径方向の厚みを厚くすると回転バネ定数ｋは小さくなる。
【００３７】
また、上記増速比ρは、オルタネータ１２を駆動させるプーリ８とオルタネータプーリ１４との径の比で決まり、小さくするには、前記プーリ８を小さく、前記オルタネータプーリ１４の外周部２２の外径を大きくすればよい。
【００３８】
一方、アイドル回転時の共振周波数ｆ０である２８Ｈｚ付近、すなわち内燃機関の回転数が８００ｒｐｍ付近では回転変動の悪化が見られるが、通常の運転では、走行時には約１０００ｒｐｍ以上のエンジン回転数を使用するので、このような回転数はほとんど使用されることはなく、大きな問題となることはない。
【００３９】
以下、上述した第１実施例とは異なる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分については同一の符号を付し説明を省略する。
【００４０】
図７及び図８は本発明の第２実施例を示している。
【００４１】
この第２実施例においては、オルタネータプーリ１４の外周部２２が該オルタネータプーリ１４の内周部２０に対して、ゴム層２６ではなく金属バネ２８を介して結合されている。すなわち、オルタネータプーリ１４の内周部２０は、上述した第１実施例と同様にオルタネータ回転軸１８に固定され、オルタネータプーリ１４の外周部２２は前記内周部２０にベアリング２４を介して回転自在に支持されるている一方で、前記外周部２２と前記内周部２０とが渦巻き状の金属バネ２８によって結合されている。
【００４２】
この金属バネ２８は、内側の端部が前記オルタネータ回転軸１８に差し込まれ、かつ外側の端部が前記オルタネータ外周部２２に差し込まれている。
【００４３】
オルタネータプーリ１４にバネ要素を持たせるとエンジン回転軸４の回転変動だけでなく、エンジンロール振動に関しても反共振が発生する。エンジンロール振動の反共振の周波数ｆ２は次式で表される。
【００４４】
【数３】
0003572449.tif 000004
【００４５】
上述した第１実施例のように、オルタネータ１２とエンジン回転軸４とが同一方向に回転している場合には、エンジンロール振動の反共振の周波数は、回転変動の反共振の周波数よりも高いものとなる。
【００４６】
図９は、回転変動とエンジンロール振動の効果を比較したものである。回転変動の反共振におけるエンジンロール振動抑制の効果、エンジンロール振動の反共振における回転変動抑制の効果は共に小さく、一方をアイドル回転数に設定すると、他方はあまり効果が得られないことがわかる。そこで、この第２実施例では、２つの反共振周波数の略中間にアイドル回転の基本次数の周波数（回転基本次数の周波数）、つまり４気筒エンジンでは２次の周波数である２５Ｈｚがくるよう、オルタネータプーリ１４の金属バネ２８のバネ定数、ロータ部１６の慣性質量の大きさ及び増速比がそれぞれ調整されている。
【００４７】
これにより、この第２実施例においては、エンジン２のアイドル回転でエンジンロール振動、回転変動の両方に対して低減効果を得ることができ、さらに金属バネ２８を用いることで、ゴム層からなる弾性体と比較して減衰を小さくできるので、反共振の効果が大きくなり、より大きなアイドル振動低減効果を得ることができる。
【００４８】
図１０は、本発明の第３実施例を示している。
【００４９】
この第３実施例は、上述した第２実施例において、オルタネータプーリ１４を駆動ベルト１０の背面で駆動させ、このオルタネータプーリ１４をエンジン回転軸４に対して逆方向に回転させている。
【００５０】
そのため、図１１に示すように、反共振の効果が大きなものとなり、さらに大きなアイドル振動低減効果を得ることができる。
【００５１】
この第３実施のように、オルタネータ１２の回転方向とエンジン回転軸４の回転方向とが逆方向となると回転変動の反共振周波数の方がエンジンロール振動の反共振周波数よりも高い周波数に現れる。また、３０は前記オルタネータ１２以外の補機であり、オルタネータ１２を駆動する前記駆動ベルト１０とは異なる補機駆動ベルトによって駆動される。
【００５２】
尚、３１ａ，３１ｂは、駆動ベルトによって駆動される補機である。
【００５３】
次に本発明の第４実施例について説明する。この第４実施例は図１０に示した第３実施例と同様に大略構成されているが、弾性体となるゴム層３６が、図１２及び図１３に示すように、エンジン回転軸４に取り付けられたプーリ８に設けられている。
【００５４】
前記プーリ８は、エンジン回転軸４に結合された内周部３４と、この内周部３４に結合された第１外周部３８及び第２外周部４０と、からなっている。
【００５５】
詳述すると、オルタネータ１２を駆動する駆動ベルト１０が巻き掛けられた前記第１外周部３８は、ベアリング４２を介して前記内周部３４に回転自在に支持されていると共にゴム層３６によって前記内周部３４に結合されている。
【００５６】
前記補機３０を駆動する補機駆動ベルト３２が巻き掛けられた前記第２外周部４０は、ゴム層３７によって前記内周部３４に結合されている。この第２外周部４０は前記エンジン回転軸４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、前記ゴム層３７のバネ定数、第２外周部４０の慣性モーメントがチューニングされている。
【００５７】
このように、エンジン回転軸４とオルタネータ１２との間にバネ要素が設けられているので、上述した実施例と同様に反共振の効果が大きくなり、アイドル振動低減効果を得ることができると共に、オルタネータ１２が、エンジン回転軸４と逆方向に駆動されているので、反共振の効果を大きく得ることができる。
【００５８】
そして、オルタネータ１２以外の補機３０、３１ａ，３１ｂについてもバネ要素を介して駆動することになるので、オルタネータ１２以外の補機３０がバネ−マス系のマスに含まれ、マスを大きくとることができる。
【００５９】
また、この第４実施例におけるエンジン２は、図１４に示すように、手動変速機４４と組み合わされて車両４５に搭載されており、そのアイドル回転数はＥＣＵ（エンジンコントロールユニット）により制御されている。そして、この車両はエアコンを装備しており、このエアコンは温度調節のため、エアコンコントロールユニット４６からの信号により作動、停止を繰り返す。
【００６０】
手動変速機４４においては、アイドル運転時でエアコン作動時等のエンジン負荷が大きくなるような運転条件において、手動変速機４４内の歯車がエンジン２から入力される回転変動により、歯打ち音を発生させる場合がある。
【００６１】
これを防止するため、本実施例の車両４４では、エアコンがエアコンコントロールユニット４６からの信号により作動し、エンジン負荷が大きくなると、このエアコンコントロールユニット４６からの信号がＥＣＵにも入力される。そして、その入力された信号を検知したＥＣＵが前記エンジン回転軸４の回転変動の低減効果を最大にするために、該エンジン回転軸４の回転変動が反共振となる周波数に回転基本次数の周波数が一致するようにアイドル回転数を変更する。
【００６２】
それ以外の運転条件では、手動変速機４４内の歯打ち音は問題とならないので、車室内のアイドル振動、こもり音を最小とするために、それに対して寄与の大きいエンジンマウントを介して車体に入力されるエンジンロール振動の反共振周波数に回転基本次数の周波数が一致するようにアイドル回転数を変更する。
【００６３】
そのため、図１５に示すように、エアコン作動時の回転変動、エアコン停止時のエンジンロール振動を低減することができ、手動変速機内の歯打ち音を防止しつつ、アイドル振動及びこもり音を低減することができる。
【００６４】
図１６に示す第５実施例は、上述した第４実施例と同じ構成のエンジン２を自動変速機４８に組み合わせ、車両に搭載したものである。
【００６５】
自動変速機４８の場合、エンジン２がアイドル運転状態で、自動変速機４８がニュートラルレンジやパーキングレンジとなっている場合には、エンジン２の回転は自動変速機４８と切り離されているので、エンジン回転軸４の回転変動は車両の振動やこもり音に対して寄与せず、それらにはエンジンマウントを介して入力されるエンジンロール振動の寄与が大きくなる。
【００６６】
また、アイドル状態で自動変速機４８がドライブレンジとなっている場合には、エンジン２の回転はトルクコンバータ５０を介して前記自動変速機４８に伝達されており、回転変動は該自動変速機４８からプロペラシャフト５２、デファレンシャルギア５４、ドライブシャフト５６を介してタイヤ５８に伝達され、そこでの反力が車両４５に入力されて振動やこもり音になり、その寄与はエンジンマウントからの入力よりも大きくなる。
【００６７】
そこで、自動変速機４８がドライブレンジとなっている場合には、自動変速機コントロールユニット６０からの信号がＥＣＵに入力され、その信号を検知したＥＣＵがエンジン回転軸４の回転変動の低減効果を最大するために、この回転変動が反共振となる周波数に回転基本次数の周波数が一致するようにアイドル回転数を変更する。
【００６８】
自動変速機４８がドライブレンジ以外となっている場合には、同様に自動変速機コントロールユニット６０からの信号がＥＣＵに入力され、その信号を検知したＥＣＵがエンジンロール振動の低減効果を最大とするために、エンジンロール振動が反共振となる周波数に回転基本次数の周波数が一致するようにアイドル回転数を変更する。
【００６９】
このようにすることによって、図１７に示すように、この車両４５では全てのアイドル運転状態において、大きな振動やこもり音の低減効果を得ることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施例に係る内燃機関の正面図。
【図２】本発明の第１実施例に係る内燃機関の側面図。
【図３】図１及び図２に示したオルタネータの断面図。
【図４】図３に示すオルタネータのオルタネータプーリの正面図。
【図５】図４のＡ−Ａ線に沿った断面図。
【図６】第１実施例における内燃機関の回転変動の低減効果を示す特性線図。
【図７】本発明の第２実施例に係るオルタネータプーリの断面図。
【図８】図７のＢ−Ｂ線に沿った断面図。
【図９】第２実施例における内燃機関の回転変動及びエンジンロール振動の低減効果を示す特性線図。
【図１０】本発明の第３実施例に係る内燃機関の正面図。
【図１１】第３実施例における内燃機関の回転変動及びエンジンロール振動の低減効果を示す特性線図。
【図１２】本発明の第４実施例に係るオルタネータプーリの断面図。
【図１３】図１２のＣ−Ｃ線に沿った断面図。
【図１４】第４実施例における内燃機関が搭載された自動車の説明図。
【図１５】第４実施例における内燃機関の回転変動及びエンジンロール振動の低減効果を示す特性線図。
【図１６】本発明に第５実施例に係る内燃機関が搭載された自動車の説明図。
【図１７】第５実施例における内燃機関の回転変動及びエンジンロール振動の低減効果を示す特性線図。
【符号の説明】
２…エンジン
４…エンジン回転軸
８…プーリ
１０…駆動ベルト
１２…オルタネータ
１４…オルタネータプーリ
１６…オルタネータ回転軸
【図１】
0003572449.tif 000005
【図２】
0003572449.tif 000006
【図３】
0003572449.tif 000007
【図４】
0003572449.tif 000008
【図５】
0003572449.tif 000009
【図６】
0003572449.tif 000010
【図７】
0003572449.tif 000011
【図８】
0003572449.tif 000012
【図９】
0003572449.tif 000013
【図１０】
0003572449.tif 000014
【図１１】
0003572449.tif 000015
【図１２】
0003572449.tif 000016
【図１３】
0003572449.tif 000017
【図１４】
0003572449.tif 000018
【図１５】
0003572449.tif 000019
【図１６】
0003572449.tif 000020
【図１７】
0003572449.tif 000021