(57)【要約】【課題】重量の増大や製造コストの増大を低減しつつ、簡素な構成で、テールパイプの気柱共鳴によって音圧レベルが増大してしまうことを確実に抑制することができる内燃機関の排気装置を提供すること。【解決手段】下流開口端２７ｂを排気方向下流側に有するテールパイプ２７を備え、テールパイプ２７の上部に取付けられた揺動軸４１を有するともに、テールパイプ２７の通路断面積の大きさを可変するように揺動軸４１を中心に揺動する弁体４２とを有する揺動バルブ４０と、揺動軸４１に対してテールパイプ２７の延在方向に離隔するようにして排気管の上部に取付けられた揺動軸５１を有するとともに、テールパイプ２７の通路断面積の大きさを可変するように揺動軸５１を中心に揺動する弁体５２とを有するばたつき抑制バルブ５０とを備え、排気流を受けたときの揺動バルブ４０の揺動周期と、ばたつき抑制バルブ５０の揺動周期とを異ならせる。【選択図】図８
2011112033.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
内燃機関の排気方向下流側に設けられ、前記内燃機関の排気ガスを大気中に排気する下流開口端を前記排気方向下流側に有するとともに、前記排気ガスを導入する上流開口端を前記排気方向上流側に有する排気管を備えた排気装置において、
前記排気管の上部に取付けられた第１揺動軸を有するとともに、前記排気管内を流れる排気流のみを受けることにより、前記排気管の通路断面積の大きさを可変するように前記第１揺動軸を中心に揺動する第１弁体とを有する第１バルブと、
前記第１揺動軸に対して前記排気管の延在方向に離隔するようにして前記排気管の上部に取付けられた第２揺動軸を有するとともに、前記排気管内を流れる排気流のみを受けることにより、前記排気管の通路断面積の大きさを可変するように前記第２揺動軸を中心に揺動する第２弁体とを有する第２バルブとを備え、
前記排気流を受けたときの前記第１バルブの揺動周期と、前記第２バルブの揺動周期とを異ならせることを特徴とする内燃機関の排気装置。
【請求項２】
前記第１バルブに対して前記第２バルブが前記排気流の排気方向上流側に位置するように前記第１バルブおよび前記第２バルブを前記下流開口端側に設け、
前記第１バルブの前記第１揺動軸の軸心から第１弁体の質量中心までの第１長さを、前記第２バルブの前記第２揺動軸の軸心から前記第２弁体の質量中心までの第２長さよりも長くしたことを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の排気装置。
【請求項３】
前記第１バルブに対して前記第２バルブが前記排気流の排気方向上流側に位置するように前記第１バルブおよび前記第２バルブを前記下流開口端側に設け、
前記第１バルブの前記第１揺動軸の軸心から第１弁体の質量中心までの第１長さを、前記第２バルブの前記第２揺動軸の軸心から前記第２弁体の質量中心までの第２長さよりも短くしたことを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の排気装置。
【請求項４】
前記第１長さおよび第２長さのいずれか長い方の前記バルブが収納される前記排気管の部位をいずれか短い方の前記バルブが収納される前記排気管の部位よりも拡径したことを特徴とする請求項２または請求項３に記載の内燃機関の排気装置。
【請求項５】
前記第１バルブの前記第１揺動軸の軸心から前記第１弁体の下端部までの長さと、前記第２バルブの前記第２揺動軸の軸心から前記第２弁体の下端部までの長さを異ならせたことを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の排気装置。
【請求項６】
前記第１弁体の下端部に第１錘を配置するとともに、前記第２弁体の下端部に第２錘を配置し、前記第１錘の重量と前記第２錘の重量とを異ならせたことを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の排気装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、内燃機関の排気装置に関し、特に、排気ガスの排気方向の最下流に設けられた排気管の気柱共鳴による排気騒音を抑制するようにした内燃機関の排気装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
自動車などの車両に用いられる内燃機関の排気装置としては、図３６に示すようなものが知られている（例えば、特許文献１参照）。図３６に示す排気装置４においては、内燃機関としてのエンジン１から排気マニホールド２に排気される排気ガスが、触媒コンバータ３によって浄化された後に、触媒コンバータ３から導入されるようになっている。
【０００３】
排気装置４は、触媒コンバータ３に連結されたフロントパイプ５、フロントパイプ５に連結されたセンターパイプ６、センターパイプ６に連結された消音器としてのメインマフラ７、メインマフラ７に連結されたテールパイプ８およびテールパイプ８に介装されたサブマフラ９から構成されている。
【０００４】
メインマフラ７は、内部に排気ガスを拡張して消音するための拡張室と、ヘルムホルツ共鳴によって特定の周波数の排気音を消音するための共鳴室とが設けられている。具体的には、共鳴室の容積を大きくしたり、共鳴室内に突出するセンターパイプ６の突出長さを長くすることにより、共鳴周波数を低周波数側にチューニングすることができるようになっている。他方、共鳴室の容積を小さくしたり、共鳴室内に突出するセンターパイプ６の突出部分の長さを短くすることにより、共鳴周波数を高周波数側にチューニングすることができるようになっている。
【０００５】
サブマフラ９は、エンジン１の運転時の排気脈動によってテールパイプ８内でテールパイプ８の管長に対応した気柱共鳴が発生したときに、この気柱共鳴の音圧レベルを低減するようになっている。
【０００６】
一般に、排気ガスの排気方向上流側および下流側にそれぞれ上流開口端および下流開口端を有するパイプは、エンジンの運転時の排気脈動による入射波がパイプの上流開口端および下流開口端で反射することにより、パイプの管長を半波長とした周波数の気柱共鳴を基本成分として、その半波長の自然数倍の波長の気柱共鳴が発生することが知られている。
例えば、サブマフラ９が設けられていないテールパイプ８が、メインマフラ７から後方に延在している構成の場合、基本振動（一次成分）の気柱共鳴の波長λ１は、テールパイプ８の管長Ｌの略２倍となり、二次成分の気柱共鳴の波長λ２は、管長Ｌの略１倍となる。
また、三次成分の気柱共鳴の波長λ３は、管長Ｌの２／３倍となり、テールパイプ８内には上流開口端および下流開口端が定在波の音圧分布の節となるような定在波ができる。
【０００７】
このテールパイプ８内の気柱共鳴の周波数ｆｍ（Ｈｚ）は、下記の式（１）で表される。
【０００８】
ｆｍ＝（ｃ／２Ｌ）・ｍ・・・・・・（１）
ただし、ｃは音速（ｍ／ｓｅｃ）、Ｌはテールパイプの管長（ｍ）、ｍは次数をそれぞれ表す。
上記の式（１）から明らかなように、テールパイプ８の管長Ｌが長い程、周波数ｆｍがエンジン１の回転数（ｒｐｍ）が低い低周波数領域に移行することになる。
また、エンジン１の排気脈動の周波数は、エンジン１の回転数が増大するのに伴って増大するようになっており、エンジン１の回転数に対応した気柱共鳴による排気音の一次成分と二次成分とで排気音の音圧レベル（ｄＢ）が高くなることが知られている。
【０００９】
したがって、管長が、例えば、１．５ｍ以上の長いテールパイプ８を用いる場合には、エンジン回転数Ｎｅが低い常用回転域で気柱共鳴が発生してしまうことがあり、排気騒音が悪化してしまい、運転者に不快感を与えてしまうことになる。
このため、テールパイプ８の管長が長い場合には、音圧レベルが高い定在波の腹の部分で、かつ、気柱共鳴による排気音の一次成分、二次成分のそれぞれの腹に対して最適な位置に、メインマフラ７より容量の小さなサブマフラ９を設けることにより、エンジン１の常用回転域において排気騒音を抑制して、運転者に不快感を与えてしまうのを防止するようにしている。
【００１０】
一方、テールパイプ８の上流開口端に接続されるメインマフラ７の共鳴室の共鳴周波数をテールパイプ８の気柱共鳴周波数に合わせることによって、メインマフラ７の共鳴室内においてテールパイプ８の気柱共鳴を消音することが考えられる。
【００１１】
すなわち、共鳴室の容積を大きくしたり、センターパイプ６の突出部分の長さを長くして共鳴室の共鳴周波数を低周波数側にチューニングすることで、エンジン１の常用回転数域において、テールパイプ８内で発生する気柱共鳴を共鳴室で予め消音することが考えられる。
【００１２】
ところが、車両の減速時にはスロットルバルブが閉塞されるため、エンジン１から排気装置４に排気されるガス量が急激に低減された排気流のみとなり、共鳴室に導入される空気圧が小さくなる。このため、共鳴室においてヘルムホルツ共鳴を行うのに充分な空気量を得ることができず、テールパイプ８の気柱共鳴を抑制することが困難となってしまう。  特に、車両の高回転域における減速時にはエンジン１の回転数が急激に低下するため、エンジン１の常用回転数域に気柱共鳴による排気音の一次成分が入ってしまい、低回転数で車室内にこもり音を生じさせてしまうことがあり、運転者に不快感を与えてしまうことになる。
【００１３】
このような減速時や低速時の排気騒音を抑制するものとして、排気管を開閉する一対のバルブを備えた排気装置が知られている（例えば、特許文献２参照）。
【００１４】
この排気装置は、テールパイプとしての筒状ハウジング内に間隔をおいて回動自在に設けられた一対の回動板と、これらの回動板に連結された一対のアームと、これらのアームに両端部が連結され、一対の回動板を連動して回動させるアームと、一方のアームと筒状ハウジングとを連結するスプリングとを含んで構成されている。
この排気装置においては、スプリングにより、一対の回動板が筒状ハウジング内の排気通路をほぼ閉鎖する位置にあるように付勢されている。この構成により、エンジンが低速で回転する時、排気ガスは、筒状ハウジングの内壁と回動板との間の隙間を通して排出され、エンジンの排気音が低減される。一方、エンジンが高速で回転する時、排気ガスの流量が増大し、スプリングの弾性力に抗して一対の回動板が連動して回動し、排気通路が開状態となるので、排気ガスは、抵抗を受けることなく排出される。
【先行技術文献】
【特許文献】
【００１５】
【特許文献１】特開２００６−４６１２１号公報
【特許文献２】特開２００１−３４２８２７号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【００１６】
しかしながら、このような従来のエンジン１の排気装置にあっては、テールパイプ８の気柱共鳴をメインマフラ７の共鳴室によって低減するような構成では、共鳴室の容積を大きくする必要があるため、メインマフラ７が大型化してしまうという問題があった。また、メインマフラ７の大型化にともなって排気装置の重量が増大してしまうともに、排気装置の製造コストが増大してしまうという問題があった。
【００１７】
また、筒状ハウジング内に一対の回動板を備えた排気装置においては、排気ガスは、筒状ハウジングの内壁と回動板との間の排気通路の断面積が絞り込まれた隙間を通して排出されるので、エンジンの広い周波数領域の排気音がある程度は低減される。
しかしながら、筒状ハウジングの気柱共鳴が考慮されていないので、特定の周波数で発生する気柱共鳴により増大した排気音の音圧レベルを低減することが不充分であった。
また、スプリングにより、一対の回動板が筒状ハウジング内の排気通路をほぼ閉鎖する位置にあるように付勢されているので、エンジンが高速で回転する時、スプリングの弾性力に抗して回動板を回動しなければならず、背圧が高まってしまいエンジンに余計な負荷が加わってしまうという問題があった。
また、一対の回動板を連動して回動させるよう、回動板に連結された一対のアーム、一対の回動板を連動して回動させるアームおよびスプリングにより構成しているので、構造が複雑になってしまい、排気装置の製造コストが増大してしまうという問題があった。
【００１８】
本発明は、上述のような従来の問題を解決するためになされたもので、重量の増大や製造コストの増大を低減しつつ、簡素な構成で、テールパイプの気柱共鳴によって音圧レベルが増大してしまうことを確実に抑制することができる内燃機関の排気装置を提供することを課題とする。
【課題を解決するための手段】
【００１９】
本発明に係る内燃機関の排気装置は、上記課題を解決するため、（１）内燃機関の排気方向下流側に設けられ、前記内燃機関の排気ガスを大気中に排気する下流開口端を前記排気方向下流側に有するとともに、前記排気ガスを導入する上流開口端を前記排気方向上流側に有する排気管を備えた排気装置において、前記排気管の上部に取付けられた第１揺動軸を有するとともに、前記排気管内を流れる排気流のみを受けることにより、前記排気管の通路断面積の大きさを可変するように前記第１揺動軸を中心に揺動する第１弁体とを有する第１バルブと、前記第１揺動軸に対して前記排気管の延在方向に離隔するようにして前記排気管の上部に取付けられた第２揺動軸を有するとともに、前記排気管内を流れる排気流のみを受けることにより、前記排気管の通路断面積の大きさを可変するように前記第２揺動軸を中心に揺動する第２弁体とを有する第２バルブとを備え、前記排気流を受けたときの前記第１バルブの揺動周期と、前記第２バルブの揺動周期とを異ならせたものから構成されている。
【００２０】
この排気装置は、第１バルブおよび第２バルブを排気管の延在方向に離隔するようにして配置するとともに、第１バルブの揺動周期と、第２バルブの揺動周期とを異ならせているので、内燃機関の回転数に応じて排出される排気ガスが上流開口端から排気管内に導入されたとき、第１バルブおよび第２バルブは、同一の周期で揺動することはない。その結果、第１バルブおよび第２バルブは、互いに揺動を抑制することになり、いずれか一方のバルブに励起されるばたつきは、いずれか他方のバルブによりその発生が抑制され、ばたつきによる異音の発生が抑制される。
【００２１】
また、第１バルブが下流開口端の開口に近接して配置された場合において、第１バルブが排気管の通路断面積の大きさを可変するよう構成されているので、排気管内に気柱共鳴が発生すると、内燃機関の運転状態に応じた排気流量の流動圧力を受けて、第１バルブが揺動し、排気管の通路断面積が所定の大きさに絞り込まれる。このように、気柱共鳴が発生する内燃機関の回転数のときに、第１バルブが排気管の通路断面積を所定の通路断面積に絞ることで排気管の開口率を下げることができる。
このように排気管の開口率を下げるようにすれば、内燃機関の運転時の排気脈動による入射波が排気管内に入射してこの入射波の周波数と排気管の気柱共鳴周波数とが一致したときに、通路断面積が絞られた排気管の開口から反射される反射波を、入射波に対して同位相で開口から反射される反射波（開口端反射）と、入射波に対して１８０度位相が異なる弁体から反射される反射波（閉口端反射）とに分配することができる。
【００２２】
このため、開口端反射による反射波と閉口端反射による反射とが互いに干渉することで、排気管の気柱共鳴によって音圧レベルが増大してしまうのを抑制することができる。
また、内燃機関の排気流量が増大する内燃機関の高回転時には、排気流の圧力により弁体を揺動させて排気通路の通路断面積を大きくすることができるため、排気流の背圧が増大するのを抑制することができ排気性能が低下するのを防止することができる。
【００２３】
また、内燃機関の高回転時にスロットルバルブが閉塞され車両が減速された場合には、内燃機関の排気流量が急激に低下するが、この場合には、第１バルブが加速時の揺動位置から排気方向上流側に速やかに揺動して排気管の通路断面積が所定の通路断面積に絞り込まれる。
このため、排気管の開口率を速やかに下げることができ、開口から反射される開口端反射の反射波に閉口端反射の反射波を干渉させて、排気管の気柱共鳴によって音圧レベルが増大してしまうのを確実に抑制することができる。
なお、所定の通路断面積は、加速時および減速時の２つの通路断面積があり、加速時および減速時共に通路断面積が気柱共鳴を抑制可能な通路断面積に設定される。
【００２４】
このように排気管に第１バルブを設けるとともに、第１バルブに対して第２バルブを排気管の延在方向に離隔するようにして配置し、第１バルブを気柱共鳴時に内燃機関の運転状態に応じた流量の排気流を受けて排気管の通路断面積を所定の通路断面積に可変するよう構成することにより、第１バルブのばたつきの発生を抑制でき、排気管の気柱共鳴によって音圧レベルが増大してしまうのを抑制することができる。
【００２５】
このことは、前述のように第１バルブが下流開口端の開口に近接して配置された第１の場合だけでなく、他の構成で配置された場合にも、同様に作用する。
すなわち、第２バルブが下流開口端の開口に近接して配置され、この第２バルブに対して第１バルブが排気管の延在方向に離隔するようにして配置された第２の場合、第１バルブが上流開口端の開口に近接して配置され、この第１バルブに対して第２バルブが排気管の延在方向に離隔するようにして配置された第３の場合、第２バルブが上流開口端の開口に近接して配置され、この第２バルブに対して第１バルブが排気管の延在方向に離隔するようにして配置された第４の場合、第１と第３とを組み合わせた場合、第２と第４とを組み合わせた場合にも、第１バルブが下流開口端の開口に近接して配置された場合と同様に、気柱共鳴が抑制されるとともに、第１バルブおよび第２バルブのばたつきの発生が抑制され、ばたつきによる異音の発生が抑制される。
【００２６】
また、第１バルブが、排気管の上部に取付けられた第１揺動軸と、第１揺動軸を中心に揺動する第１弁体とから構成され、第２バルブが、排気管の上部に取付けられた第２揺動軸と、第２揺動軸を中心に揺動する第２弁体とから構成されているので、重量の増大や製造コストの増大を低減しつつ、簡素な構成で、排気管の気柱共鳴によって音圧レベルが増大してしまうことを確実に抑制することができる。
【００２７】
上記（１）に記載の内燃機関の排気装置において、（２）前記第１バルブに対して前記第２バルブが前記排気流の排気方向上流側に位置するように前記第１バルブおよび前記第２バルブを前記下流開口端側に設け、前記第１バルブの前記第１揺動軸の軸心から第１弁体の質量中心までの第１長さを、前記第２バルブの前記第２揺動軸の軸心から前記第２弁体の質量中心までの第２長さよりも長くした。
【００２８】
この排気装置は、第１バルブに対して第２バルブが排気流の排気方向上流側に位置するよう第１バルブおよび第２バルブが配置されているので、第１バルブにより排気管内に発生する気柱共鳴が抑制され、第２バルブにより第１バルブに励起されるばたつきが抑制される。また、第１バルブにおける第１長さが、第２バルブにおける第２長さよりも長く構成されているので、第１バルブの揺動周期、すなわち第１バルブが左右に一往復する時間を第２バルブの揺動周期よりも長くすることができ、第１バルブの揺動周期と第２バルブの揺動周期を簡単な構成で異ならせることができる。その結果、簡単な構成で第１バルブに励起されるばたつきが抑制され、ばたつきによる異音の発生が抑制される。
【００２９】
上記（１）に記載の内燃機関の排気装置において、（３）前記第１バルブに対して前記第２バルブが前記排気流の排気方向上流側に位置するように前記第１バルブおよび前記第２バルブを前記下流開口端側に設け、前記第１バルブの前記第１揺動軸の軸心から第１弁体の質量中心までの第１長さを、前記第２バルブの前記第２揺動軸の軸心から前記第２弁体の質量中心までの第２長さよりも短くした。
【００３０】
この排気装置は、第１バルブに対して第２バルブが排気流の排気方向上流側に位置するよう第１バルブおよび第２バルブが配置されているので、第１バルブにより排気管内に発生する気柱共鳴が抑制され、第２バルブにより第１バルブに励起されるばたつきが抑制される。また、第１バルブにおける第１長さが、第２バルブにおける第２長さよりも短く構成されているので、第１バルブの揺動周期を第２バルブの揺動周期よりも短くすることができ、第１バルブの揺動周期と第２バルブの揺動周期を簡単な構成で異ならせることができる。その結果、簡単な構成で第１バルブに励起されるばたつきが抑制され、ばたつきによる異音の発生が抑制される。
【００３１】
上記（１）に記載の内燃機関の排気装置において、（４）前記第１長さおよび第２長さのいずれか長い方の前記バルブが収納される前記排気管の部位をいずれか短い方の前記バルブが収納される前記排気管の部位よりも拡径した。
【００３２】
この排気装置は、第１長さおよび第２長さのいずれか長い方のバルブが収納される排気管の部位がいずれか短い方のバルブが収納される排気管の部位よりも拡径されているので、第１長さおよび第２長さのいずれか長い方のバルブの下端部と、排気管の内壁面部との間で画成される開口の開口率を適正な値まで下げることができる。また、拡径された排気管の部位を流通する排気ガスの流速が拡径されない排気管の部位を流通する排気ガスの流速よりも比較的遅くすることができ、第１長さおよび第２長さのいずれか長い方のバルブに及ぶ流動圧力を変えることができる。流動圧力が互いに異なると、各バルブの回転の排気ガスの流動に対する回転感度が変わり、バルブに励起されるばたつきが抑制され、ばたつきによる異音の発生が抑制される。その結果、排気管の気柱共鳴によって音圧レベルが増大してしまうことを確実に抑制することができる。
【００３３】
上記（１）に記載の内燃機関の排気装置において、（５）前記第１バルブの前記第１揺動軸の軸心から前記第１弁体の下端部までの長さと、前記第２バルブの前記第２揺動軸の軸心から前記第２弁体の下端部までの長さを異ならせた。
【００３４】
この排気装置は、第１揺動軸の軸心から第１弁体の下端部までの長さと、第２揺動軸の軸心から第２弁体の下端部までの長さを異ならせて、第１バルブおよび第２バルブが構成されているので、第１バルブの揺動周期と第２バルブの揺動周期を簡単な構成で異ならせることができる。その結果、簡単な構成で第１バルブおよび第２バルブに励起されるばたつきが抑制され、ばたつきによる異音の発生が抑制される。
【００３５】
上記（１）に記載の内燃機関の排気装置において、（６）前記第１弁体の下端部に第１錘を配置するとともに、前記第２弁体の下端部に第２錘を配置し、前記第１錘の重量と前記第２錘の重量とを異ならせた。
【００３６】
この排気装置は、第１錘の重量と第２錘の重量とを異ならせるよう構成されているので、第１弁体および第２弁体の外形状を同一の形状で形成することができるとともに、第１バルブの揺動周期と第２バルブの揺動周期を簡単な構成で異ならせることができる。
第１錘の重量と第２錘の重量が異なると、第１バルブおよび第２バルブに及ぶ流動圧力に対する回転感度が変わり、第１バルブおよび第２バルブに励起されるばたつきが抑制され、ばたつきによる異音の発生が抑制される。
また、回転感度が異なることにより、各バルブに応答差ができ、排気ガスの流動圧力に変動があったときでも、圧力変動による各バルブの開閉動作による排気音が急激に変化することが解消される。
その結果、簡単な構成で第１バルブおよび第２バルブに励起されるばたつきが抑制され、ばたつきによる異音の発生が確実に抑制される。
【発明の効果】
【００３７】
本発明によれば、重量の増大や製造コストの増大を低減しつつ、簡素な構成で、テールパイプの気柱共鳴によって音圧レベルが増大してしまうことを確実に抑制することができる内燃機関の排気装置を提供することができる。
【図面の簡単な説明】
【００３８】
【図１】本発明に係る内燃機関の排気装置の第１実施形態を示す図であり、内燃機関の排気装置の構成図である。
【図２】本発明に係る内燃機関の排気装置の第１実施形態を示す図であり、テールパイプが連結されたマフラの斜視図である。
【図３】本発明に係る内燃機関の排気装置の第１実施形態を示す図であり、テールパイプが連結されたマフラの断面図である。
【図４】本発明に係る内燃機関の排気装置の第１実施形態を示す図であり、テールパイプの下流開口端側の斜視図である。
【図５】本発明に係る内燃機関の排気装置の第１実施形態を示す図であり、テールパイプの下流開口端側の揺動バルブおよびばたつき抑制バルブの分解斜視図である。
【図６】本発明に係る内燃機関の排気装置の第１実施形態を示す図であり、テールパイプの揺動バルブの軸方向の正面図である。
【図７】本発明に係る内燃機関の排気装置の第１実施形態を示す図であり、テールパイプのばたつき抑制バルブの軸方向の正面図である。
【図８】図６のテールパイプのＡ−Ａ断面を示す断面図である。
【図９】本発明に係る内燃機関の排気装置の第１実施形態を示す図であり、揺動バルブおよびばたつき抑制バルブの動作を示す断面図である。
【図１０】本発明に係る内燃機関の排気装置の第１実施形態を示す図であり、線形の開口特性（破線）を有するテールパイプと第１実施形態の非線形の開口特性（実線）を有するテールパイプのエンジン回転数とテールパイプの開口率との関係を示す図である。
【図１１】本発明に係る内燃機関の排気装置の第１実施形態を示す図であり、（１）ないし（４）は、揺動バルブおよびばたつき抑制バルブの作用を示す模式図である。
【図１２】本発明に係る内燃機関の排気装置の第１実施形態を示す図であり、テールパイプ内に発生する開口端反射による気柱共鳴の音圧分布の定在波を説明する図である。
【図１３】本発明に係る内燃機関の排気装置の第１実施形態を示す図であり、下流開口端で入射波Ｇが透過波Ｇ１および反射波Ｒ１、Ｒ２に分配される状態を説明する図である。
【図１４】本発明に係る内燃機関の排気装置の第１実施形態を示す図であり、整流板が設けられていない揺動バルブの排気流の流れを示す図である。
【図１５】本発明に係る内燃機関の排気装置の第１実施形態を示す図であり、整流板が設けられた揺動バルブの排気流の流れを示す図である。
【図１６】本発明に係る内燃機関の排気装置の第１実施形態を示す図であり、テールパイプ内に発生するエンジン回転数と音圧レベルとの関係を示す図である。
【図１７】本発明に係る内燃機関の排気装置の第２実施形態を示す図であり、テールパイプが連結されたマフラの断面図である。
【図１８】本発明に係る内燃機関の排気装置の第２実施形態を示す図であり、テールパイプの上流開口端側の断面図である。
【図１９】本発明に係る内燃機関の排気装置の第２実施形態を示す図であり、揺動バルブおよびばたつき抑制バルブの動作を示す断面図である。
【図２０】本発明に係る内燃機関の排気装置の第３実施形態を示す図であり、テールパイプが連結されたマフラの断面図である。
【図２１】本発明に係る内燃機関の排気装置の第４実施形態を示す図であり、テールパイプが連結されたマフラの断面図である。
【図２２】本発明に係る内燃機関の排気装置の第４実施形態を示す図であり、テールパイプの下流開口端側の揺動バルブおよびばたつき抑制バルブの断面図である。
【図２３】本発明に係る内燃機関の排気装置の第４実施形態を示す図であり、揺動バルブおよびばたつき抑制バルブの動作を示す断面図である。
【図２４】本発明に係る内燃機関の排気装置の第５実施形態を示す図であり、テールパイプが連結されたマフラの断面図である。
【図２５】本発明に係る内燃機関の排気装置の第５実施形態を示す図であり、テールパイプの上流開口端側の揺動バルブおよびばたつき抑制バルブの断面図である。
【図２６】本発明に係る内燃機関の排気装置の第５実施形態を示す図であり、揺動バルブおよびばたつき抑制バルブの動作を示す断面図である。
【図２７】本発明に係る内燃機関の排気装置の第６実施形態を示す図であり、テールパイプが連結されたマフラの断面図である。
【図２８】本発明に係る内燃機関の排気装置の第７実施形態を示す図であり、テールパイプが連結されたマフラの断面図である。
【図２９】本発明に係る内燃機関の排気装置の第７実施形態を示す図であり、テールパイプの下流開口端側の斜視図である。
【図３０】本発明に係る内燃機関の排気装置の第７実施形態を示す図であり、テールパイプの下流開口端側の揺動バルブおよびばたつき抑制バルブの分解斜視図である。
【図３１】本発明に係る内燃機関の排気装置の第７実施形態を示す図であり、テールパイプのばたつき抑制バルブの軸方向の正面図である。
【図３２】本発明に係る内燃機関の排気装置の第７実施形態を示す図であり、テールパイプの下流開口端側の揺動バルブおよびばたつき抑制バルブの断面図である。
【図３３】本発明に係る内燃機関の排気装置の第７実施形態を示す図であり、揺動バルブおよびばたつき抑制バルブの動作を示す断面図である。
【図３４】本発明に係る内燃機関の排気装置の第８実施形態を示す図であり、テールパイプが連結されたマフラの断面図である。
【図３５】本発明に係る内燃機関の排気装置の第８実施形態を示す図であり、揺動バルブおよびばたつき抑制バルブを示す断面図である。
【図３６】従来の内燃機関の排気装置の構成図である。
【発明を実施するための形態】
【００３９】
以下、本発明に係る内燃機関の排気装置の第１実施形態ないし第８実施形態について、図面を用いて説明する。
【００４０】
（第１実施形態）
図１ないし図１６は、本発明に係る内燃機関の排気装置の第１実施形態を示す図である。
まず、構成を説明する。
【００４１】
図１に示すように、第１実施形態における排気装置２０は、直列４気筒の内燃機関としてのエンジン２１から排出された排気ガスを大気中に排気する装置として適用されている。エンジン２１には、排気マニホールド２２が接続されており、排気装置２０は、この排気マニホールド２２に接続されている。
【００４２】
ここで、エンジン２１から排気装置２０に排気される流体は、スロットルバルブの開放時には排気ガスとなり、スロットルバルブを閉塞した減速時には空気となり、この排気ガスおよび空気の流動が排気流に相当する。
なお、エンジン２１は、直列４気筒に限らず、直列３気筒または直列５気筒以上であってもよく、左右に分割されたそれぞれのバンクに３気筒以上の気筒を有するＶ型エンジンであってもよい。
【００４３】
排気マニホールド２２は、エンジン２１の第１気筒から第４気筒にそれぞれ連通する排気ポートにそれぞれ接続される４つの排気枝管２２ａ、２２ｂ、２２ｃ、２２ｄと、排気枝管２２ａ、２２ｂ、２２ｃ、２２ｄの下流側を集合させる排気集合管２２ｅとから構成されており、エンジン２１の各気筒から排気される排気ガスが排気枝管２２ａ、２２ｂ、２２ｃ、２２ｄを介して排気集合管２２ｅに導入されるようになっている。
【００４４】
排気装置２０は、触媒コンバータ２３と、円筒状のフロントパイプ２４と、円筒状のセンターパイプ２５と、マフラ２６と、排気管としてのテールパイプ２７と、第１バルブとしての揺動バルブ４０と、第２バルブとしてのばたつき抑制バルブ５０とを備えている。  また、排気装置２０は、車体の床下に弾性的に垂下されるようにしてエンジン２１の排気ガスの排気方向下流側に設置されている。
なお、排気方向上流または単に上流とは、排気流の流動方向の上流を示し、排気方向下流または単に下流とは、排気流の流動方向の下流を示す。
【００４５】
触媒コンバータ２３の上流端は、排気集合管２２ｅの下流端に接続されており、触媒コンバータ２３の下流端は、自在継手２８を介してフロントパイプ２４に接続されている。この触媒コンバータ２３は、ハニカム基材または粒状の活性アルミナ製担体に白金、パラジウムなどの触媒を付着させたものが本体ケースに収納されたものから構成され、ＮＯｘの還元やＣＯ、ＨＣの酸化を行うようになっている。
【００４６】
自在継手２８は、ボールジョイントなどの球面継手から構成されており、触媒コンバータ２３とフロントパイプ２４との相対変位を許容するようになっている。また、フロントパイプ２４の下流端には、自在継手２９を介してセンターパイプ２５の上流端が接続されている。自在継手２９は、ボールジョイントなどの球面継手から構成されており、フロントパイプ２４とセンターパイプ２５との相対変位を許容するようになっている。
センターパイプ２５の下流側は、マフラ２６に接続されており、このマフラ２６は、排気音の消音を行うようになっている。
【００４７】
図２に示すように、マフラ２６は、中空筒状に形成されたアウタシェル３１と、アウタシェル３１の両端を閉塞するエンドプレート３２、３３と、仕切板３４とを備えている。
この仕切板３４によってアウタシェル３１内は、排気ガスを拡張して消音するための拡張室３５およびヘルムホルツ共鳴によって特定の周波数の排気音を消音するための共鳴室３６に区画されている。
【００４８】
また、図３に示すように、エンドプレート３２と仕切板３４にはそれぞれ挿通孔３２ａ、３４ａが形成されており、この挿通孔３２ａ、３４ａにはセンターパイプ２５の下流側（以下、センターパイプ２５の下流側をインレットパイプ部２５Ａという。）が挿通されている。
【００４９】
このインレットパイプ部２５Ａは、拡張室３５および共鳴室３６に収納されるようにしてエンドプレート３２および仕切板３４に支持されており、下流開口端２５ｂが共鳴室３６に開口している。また、インレットパイプ部２５Ａにはインレットパイプ部２５Ａの軸方向（排気ガスの排気方向）および周方向に複数の小孔２５ａ形成されており、インレットパイプ部２５Ａの内部と拡張室３５とは、小孔２５ａを介して連通している。
【００５０】
したがって、センターパイプ２５のインレットパイプ部２５Ａを通してマフラ２６に導入される排気ガスは、小孔２５ａを介して拡張室３５に導入されるともに、インレットパイプ部２５Ａの下流開口端２５ｂから共鳴室３６に導入される。
マフラ２６は、排気ガスが共鳴室３６に導入される際、ヘルムホルツ共鳴によって特定の周波数の排気音が消音されるよう、設計上チューニング可能に構成されている。具体的には、共鳴室３６の容積を大きくしたり、共鳴室３６内に突出するセンターパイプ２５の突出部分の長さＬ１を長くすることにより、共鳴周波数を低周波数側にチューニングすることができる。
また、共鳴室３６の容積を小さくしたり、共鳴室３６内に突出するセンターパイプ２５の突出部分の長さＬ１を短くすることにより、共鳴周波数を高周波数側にチューニングすることができる。
【００５１】
テールパイプ２７は、図２ないし図５に示すように、円筒状に形成され上流部２７Ａと、下流部２７Ｂとを有し、所定の長さＬ２で形成されている。上流部２７Ａにはエンジン２１から排出された排気ガスの排気方向上流側のマフラ２６に接続される上流開口端２７ａが形成されている。下流部２７Ｂには、排気ガスを大気中に排気するための下流開口端２７ｂが形成されている。
【００５２】
また、下流部２７Ｂには、図５に示すように、揺動バルブ４０およびばたつき抑制バルブ５０を収容するための収容部２７ｃが設けられている。
この収容部２７ｃの上部には、揺動バルブ４０を取付けるための一対のバルブ取付孔２７ｄ、２７ｅと、ばたつき抑制バルブ５０を取付けるための一対のバルブ取付孔２７ｆ、２７ｇとがそれぞれ形成されている。また、下流部２７Ｂには、ばたつき抑制バルブ５０よりも大きい揺動バルブ４０を収容するよう、下流開口端２７ｂの通路断面積を拡大した拡径部２７ｈが形成されている。
【００５３】
上流部２７Ａは、上流開口端２７ａが拡張室３５に開口するようにして、仕切板３４とエンドプレート３３にそれぞれ形成された挿通孔３４ｂ、３３ａに挿通されることにより、マフラ２６に接続されている。したがって、マフラ２６の拡張室３５からテールパイプ２７の上流開口端２７ａに導入された排気ガスは、テールパイプ２７を通して下流開口端２７ｂから大気中に排気されるようになっている。
【００５４】
揺動バルブ４０は、図４ないし図６、図８に示すように、第１揺動軸としての揺動軸４１と、第１弁体としての弁体４２と、錘４３と、スナップリング４４、４５とを有している。
揺動軸４１は、図５に示すように、円柱状に形成されており、バルブ取付孔２７ｄ、２７ｅに回動可能に挿入されている。この揺動軸４１には、溝４１ａ、４１ｂが形成されており、それぞれスナップリング４４、４５が装着され、揺動軸４１が収容部２７ｃから抜け出ないようになっている。
【００５５】
弁体４２は、排気流の流動圧力（ＭＰａ）を受ける受圧板４６と、排気流を整流する整流板４７とを備えている。
受圧板４６は、方形に形成された上部４６ａと、半円形に形成された下部４６ｂと、上流側で表面が平坦に形成された受圧面部４６ｃとを有している。
整流板４７は、厚みが一様で表面が平坦に形成され、対向して配置された一対の側部４７ａ、４７ｂと、この側部４７ａ、４７ｂと一体的に湾曲して形成された湾曲部４７ｃとを有している。
【００５６】
側部４７ａには、貫通孔４７ｄが形成されており、揺動軸４１が揺動可能に挿通されるようになっている。また、側部４７ｂには、貫通孔４７ｅが形成されており、揺動軸４１が揺動可能に挿通されるようになっている。
この整流板４７を、側部４７ａ、４７ｂと、湾曲部４７ｃとをそれぞれ別個に作製し、溶接などの接合手段により接合して一体化するようにしてもよい。また、この整流板４７を、受圧板４６に溶接などの接合手段により接合して受圧板４６と一体化するようにしてもよく、プレス加工などの成形加工により、受圧板４６および整流板４７を最初から一体的に形成するようにしてもよい。
【００５７】
錘４３は、金属などの比較的大きな比重を有する材料からなり、整流板４７の湾曲部４７ｃと同形状の湾曲面で形成された取付部４３ａを有している。この取付部４３ａと湾曲部４７ｃとが当接するようにして、錘４３が整流板４７に溶接などの接合手段やリベットなどの締結手段により固定されている。
この錘４３は、揺動バルブ４０が流動圧力を受けない状態のとき、その姿勢を鉛直下方に静止させるとともに、その揺動を滑らかにする機能を有している。また、錘４３は、その質量（ｇ）を変えることにより、揺動バルブ４０の重心、すなわち質量中心の位置を設計上調節する機能を有している。
【００５８】
図８に示すように、質量中心Ｐ４０は、弁体４２および錘４３の総重量の中心を表しており、揺動軸４１の軸心Ｊ４０から鉛直方向の下方に位置している。この質量中心Ｐ４０と、軸心Ｊ４０との間の第１長さとして長さは、Ｌ４０（ｍ）となっている。この揺動バルブ４０は、排気流の流動圧力（ＭＰａ）のみを受けて、揺動軸４１の軸心Ｊ４０を中心として揺動するようになっている。
この揺動バルブ４０は、重力の加速度をｇ（９．８ｍ／ｓｅｃ２）とすると、下記の式（２）で表される揺動周期Ｔ４０（左右の一往復の時間：ｓｅｃ）で揺動するよう構成されている。
【数１】
2011112033.tif 000003
また、揺動バルブ４０の弁体４２とテールパイプ２７の拡径部２７ｈの内壁面部２７ｎとの間の距離がＬ４となるよう隙間が形成されており、この隙間を排気ガスが流通するようになっている。この揺動バルブ４０が下流側に揺動した際、所定の開口率、すなわちテールパイプ２７の排気通路の断面積に対する開口部分の断面積の割合で開口する開口部４８が画成されるようになっている。
【００５９】
また、図９に示すように、揺動バルブ４０は、揺動軌跡Ｃ４０に沿って、排気流の流動圧力を受けて下流側に揺動し、排気流の流動圧力が低下すると、自重の作用で上流側に揺動するようになっている。したがって、排気流の流動圧力が加わり、流動圧力がほぼ一定の状態のとき、揺動バルブ４０は、前述の揺動周期Ｔ４０で揺動し、次第に減衰して一定の開口率で開いた状態となる。
【００６０】
この揺動バルブ４０の弁体４２は、エンジン２１の運転状態に応じて、テールパイプ２７内に気柱共鳴が発生したとき、受圧面部４６ｃが排気流量の排気流の流動圧力を受けて揺動し、弁体４２と内壁面部２７ｗとの間の距離Ｌ４が短くなるようにして、弁体４２と内壁面部２７ｗとの間の通路断面積を絞るよう構成されている。すなわち、弁体４２は、テールパイプ２７の通路断面積を所定の通路断面積に絞ることにより、小さい開口面積の開口部４８を画成するようになっている。
【００６１】
揺動バルブ４０は、図１０に示すように、アイドル時のエンジン回転数（ｒｐｍ）から、テールパイプ２７に気柱共鳴が発生する共鳴時回転数までのエンジン回転数領域では、徐々に開口率が減少するよう構成されている。他方、共鳴時回転数を超えたエンジン回転数領域では、徐々に開口率が増加するようになっており、揺動バルブ４０により背圧（ＭＰａ）が高まることが抑制されている。
【００６２】
ばたつき抑制バルブ５０は、図４、図５、図７、図８に示すように、第２揺動軸としての揺動軸５１と、第２弁体としての弁体５２と、錘５３と、スナップリング５４、５５とを有している。
【００６３】
揺動軸５１は、図５に示すように、円柱状に形成されており、バルブ取付孔２７ｆ、２７ｇに回動可能に挿入されている。この揺動軸５１には、溝５１ａ、５１ｂが形成されており、それぞれスナップリング５４、５５が装着され、揺動軸５１が収容部２７ｃから抜け出ないようになっている。
【００６４】
弁体５２は、排気流の流動圧力（ＭＰａ）を受ける受圧板５６と、排気流を整流する整流板５７とを備えている。
受圧板５６は、方形に形成された上部５６ａと、半円形に形成された下部５６ｂと、上流側で表面が平坦に形成された受圧面部５６ｃとを有している。
整流板５７は、厚みが一様で表面が平坦に形成され、対向して配置された一対の側部５７ａ、５７ｂと、この側部５７ａ、５７ｂと一体的に湾曲して形成された湾曲部５７ｃとを有している。
【００６５】
側部５７ａには、貫通孔５７ｄが形成されており、揺動軸５１が揺動可能に挿通されるようになっている。また、側部５７ｂには、貫通孔５７ｅが形成されており、揺動軸５１が揺動可能に挿通されるようになっている。
この整流板５７を、整流板４７と同様、側部５７ａ、５７ｂと、湾曲部５７ｃとをそれぞれ別個に作製し、溶接などの接合手段により接合して一体化するようにしてもよい。また、この整流板５７を、受圧板５６に溶接などの接合手段により接合して受圧板５６と一体化するようにしてもよく、プレス加工などの成形加工により、受圧板５６および整流板５７を最初から一体的に形成するようにしてもよい。
【００６６】
錘５３は、金属などの比較的大きな比重を有する材料からなり、整流板５７の湾曲部５７ｃと同形状の湾曲面で形成された取付部５３ａを有している。この取付部５３ａと湾曲部５７ｃとが当接するようにして、錘５３が整流板５７に溶接などの接合手段やリベットなどの締結手段により固定されている。
この錘５３は、ばたつき抑制バルブ５０が流動圧力を受けない状態のとき、その姿勢を鉛直下方に静止させるとともに、その揺動を滑らかにする機能を有している。また、錘５３は、その質量（ｇ）を変えることにより、ばたつき抑制バルブ５０の重心、すなわち質量中心の位置を設計上調節する機能を有している。
【００６７】
図８に示すように、質量中心Ｐ５０は、弁体５２および錘５３の総重量の中心を表しており、揺動軸５１の軸心Ｊ５０から鉛直方向の下方に位置している。この質量中心Ｐ５０と、軸心Ｊ５０との間の第２長さとしての長さは、Ｌ５０（ｍ）となっている。このばたつき抑制バルブ５０は、排気流の流動圧力のみを受けて、揺動軸５１の軸心Ｊ５０を中心として揺動するようになっている。
このばたつき抑制バルブ５０は、重力の加速度をｇ（９．８ｍ／ｓｅｃ２）とすると、下記の式（３）で表される揺動周期Ｔ５０（左右の一往復の時間：ｓｅｃ）で揺動するよう構成されている。
【数２】
2011112033.tif 000004
【００６８】
また、ばたつき抑制バルブ５０の弁体５２とテールパイプ２７の下流部２７Ｂの内壁面部２７ｗとの間の距離がＬ５となるよう隙間が形成されており、この隙間を排気ガスが流通するようになっている。
また、図９に示すように、ばたつき抑制バルブ５０は、揺動軌跡Ｃ５０に沿って、排気流の流動圧力を受けて下流側に揺動し、排気流の流動圧力が低下すると、自重の作用で上流側に揺動するようになっている。したがって、排気流の流動圧力がほぼ一定の状態のとき、ばたつき抑制バルブ５０は、前述の揺動周期Ｔ５０で揺動することができる。
【００６９】
このばたつき抑制バルブ５０の弁体５２は、受圧面部５６ｃがエンジン２１の運転状態に応じた排気流量の排気流の流動圧力を受けて揺動し、弁体４２と内壁面部２７ｗとの間の距離Ｌ５が短くなるようにして、弁体４２と内壁面部２７ｗとの間の通路断面積を絞るよう構成されている。すなわち、弁体４２は、テールパイプ２７の通路断面積を所定の通路断面積に絞ることにより、小さい開口面積の開口部５８を画成するようになっている。
【００７０】
このばたつき抑制バルブ５０の長さＬ５０は、揺動バルブ４０の長さＬ４０よりも、短くなるよう、ばたつき抑制バルブ５０および揺動バルブ４０がそれぞれ構成されている。したがって、ばたつき抑制バルブ５０の揺動周期Ｔ５０と、揺動バルブ４０の揺動周期Ｔ４０とは、Ｔ４０＞Ｔ５０の関係にあり、互いに異なっている。
このように、ばたつき抑制バルブ５０の揺動周期Ｔ５０が、揺動バルブ４０の揺動周期Ｔ４０と異なっているので、ばたつき抑制バルブ５０は、後述する作用により、エンジン２１のエンジン回転数に応じて変化する排気脈動などの流動圧力の変化によって発生する揺動バルブ４０のばたつきを抑制する機能を有している。
【００７１】
また、ばたつき抑制バルブ５０の弁体５２とテールパイプ２７の下流部２７Ｂの内壁面部２７ｗとの間の距離がＬ５となるよう隙間が形成されており、排気ガスが流通するようになっている。
【００７２】
ばたつき抑制バルブ５０は、図８に示すように、揺動バルブ４０の軸心Ｊ４０とばたつき抑制バルブ５０の軸心Ｊ５０との間の距離がＬ３となるよう、テールパイプ２７の延在方向に離隔して配置されており、揺動バルブ４０およびばたつき抑制バルブ５０が揺動しても互いに接触しないようになっている。
【００７３】
ばたつき抑制バルブ５０は、揺動バルブ４０と同様、アイドル時のエンジン回転数（ｒｐｍ）から、テールパイプ２７に気柱共鳴が発生する共鳴時回転数までのエンジン回転数領域では、徐々に開口率が減少するよう構成されている。他方、共鳴時回転数を超えたエンジン回転数領域では、徐々に開口率が増加するようになっており、ばたつき抑制バルブ５０により背圧（ＭＰａ）が高まることが抑制されている。
【００７４】
ここで、センターパイプ２５の突出部分の長さＬ１、テールパイプ２７の所定の長さＬ２、軸心Ｊ４０と軸心Ｊ５０との間の距離Ｌ３、弁体４２と内壁面部２７ｎとの間の距離Ｌ４、弁体５２と内壁面部２７ｗとの間の距離Ｌ５、揺動周期Ｔ４０、揺動周期Ｔ５０は、第１実施形態の排気装置２０が適用される車両の設計諸元、シミュレーション、実験や経験値などのデータに基づいて適宜選択される。
【００７５】
次に、排気装置２０の動作および揺動バルブ４０とばたつき抑制バルブ５０の作用について説明する。
【００７６】
図１に示すエンジン２１の運転が開始されると、エンジン２１の各気筒から排気される排気ガスは、排気マニホールド２２から触媒コンバータ２３に導入され、触媒コンバータ２３によってＮＯｘの還元やＣＯ、ＨＣの酸化が行われる。
【００７７】
触媒コンバータ２３から排気される排気ガスは、排気装置２０のフロントパイプ２４およびセンターパイプ２５を通して図２に示すマフラ２６に導入される。マフラ２６に導入される排気ガスは、インレットパイプ部２５Ａの小孔２５ａを介して拡張室３５に導入され排気音が低減される。そして、排気ガスは、インレットパイプ部２５Ａの下流開口端２５ｂから共鳴室３６に導入され、ヘルムホルツ共鳴によって特定の周波数の排気音が消音される。
【００７８】
拡張室３５に導入された排気ガスは、テールパイプ２７の上流部２７Ａの上流開口端２７ａを通ってテールパイプ２７内に導入された後、ばたつき抑制バルブ５０の開口部５８を通過し、さらに揺動バルブ４０の開口部４８を通過して、テールパイプ２７の下流開口端２７ｂから大気中に排気される。
【００７９】
エンジン２１が低回転域または中回転域である常用回転域（２０００ｒｐｍ〜５０００ｒｐｍ）にある場合には、ばたつき抑制バルブ５０の受圧面部５１ａが排気流を受けたときに、下流側に揺動し弁体５２が下流側に傾斜して、テールパイプ２７の通路断面積が最小に絞られ、小さい開口面積の開口部５８が画成される。揺動バルブ４０も、ばたつき抑制バルブ５０と同様に、受圧面部４６ｃが排気流を受けたときに、下流側に揺動し弁体４２が下流側に傾斜して、テールパイプ２７の通路断面積が最小に絞られ、小さい開口面積の開口部４８が画成される。
【００８０】
一方、エンジン２１の高回転域（５０００ｒｐｍ以上）では、エンジン２１から排出される排気ガス量が増える。これにより、多くの排気流を受けて、ばたつき抑制バルブ５０の弁体５２が大きく下流側に揺動するため（図９に仮想線で示す。）、テールパイプ２７の通路断面積が大きくなり、テールパイプ２７に導入された排気ガスは、開口部５８よりも開口面積が大きい開口部を流通する。
【００８１】
また、揺動バルブ４０も、ばたつき抑制バルブ５０と同様に、多くの排気流を受けて、弁体４２が大きく下流側に揺動するため（図９に仮想線で示す。）、テールパイプ２７の通路断面積が大きくなり、テールパイプ２７に導入された排気ガスは、開口部４８よりも開口面積が大きい開口部を通って下流開口端２７ｂから大気中に排気される。また、エンジン２１の最高回転数では、ばたつき抑制バルブ５０および揺動バルブ４０は略全開となり、エンジン２１に負荷される背圧が最小となる。
【００８２】
一方、エンジン２１の高回転域から、スロットルバルブが閉じられ車両が減速される領域となると、エンジン２１から排出される排気ガス量が大幅に減る。これにより、ばたつき抑制バルブ５０および揺動バルブ４０が上流側に速やかに揺動し（図９の実線で示す状態）、テールパイプ２７に導入された排気流は、開口部５８、４８が最も絞られた状態で大気中に排気される。
【００８３】
この揺動バルブ４０は、エンジン２１のエンジン回転数に応じて変化する排気脈動などにより流動圧力が変化しても、ばたつき抑制バルブ５０によって、そのばたつきが抑制される。このようなばたつき抑制バルブ５０のばたつきの抑制は、エンジン２１の回転数にかかわらず、常用回転域、高回転域および高回転域から車両が減速される領域の全領域において行われる。
【００８４】
具体的には、ばたつき抑制バルブ５０のばたつきの抑制は、揺動バルブ４０とばたつき抑制バルブ５０の各揺動周期の相異により、次のようにテールパイプ２７内の圧力（ＭＰａ）が変化することにより行われる。この圧力の変化が、揺動バルブ４０の揺動およびばたつき抑制バルブ５０の揺動に対して作用し、その結果、揺動バルブ４０のばたつきが抑制されることになる。
【００８５】
すなわち、図１１の（１）に示すように、テールパイプ２７内に排気ガスが導入されると、ばたつき抑制バルブ５０の上流側の排気通路（以下、上流部という。）は比較的圧力が高い状態となり、ばたつき抑制バルブ５０と揺動バルブ４０との間の排気通路（以下、中間部という。）および揺動バルブ４０の下流側の排気通路（以下、下流部という。）の圧力は、ほぼ大気圧と同じ圧力で、上流側の圧力よりも比較的圧力が低い状態となる。
そして、図１１の（２）に示すように、ばたつき抑制バルブ５０が排気ガスの流動圧力により下流側に回動すると、中間部の圧力はやや高まるとともに、開口部５８を流通した排気ガスにより揺動バルブ４０が下流側に押圧される。
このとき、図１１の（３）に示すように、揺動バルブ４０が下流側に回動し、中間部の圧力はやや低くなるとともに、下流部の圧力がやや高まる。この揺動バルブ４０が下流側に回動するとともに、ばたつき抑制バルブ５０は上流部の高い圧力に抗して、自重により上流側に揺動する。
【００８６】
続いて、図１１の（４）に示すように、揺動バルブ４０が、下流部の圧力より低い圧力となった中間部側に自重により勢いよく揺動する。このとき、ばたつき抑制バルブ５０は下流側に回動するので、中間部の圧力が比較的に高まる。この場合、比較的に高まった中間部の圧力により、揺動バルブ４０およびばたつき抑制バルブ５０の各揺動が抑制され、両者のばたつきが抑制される。
この場合、揺動バルブ４０およびばたつき抑制バルブ５０の各揺動周期が、前述のように、揺動周期Ｔ４０および揺動周期Ｔ５０のように、互いに異なっているので、揺動バルブ４０およびばたつき抑制バルブ５０は、同一の周期で揺動することはなく、互いに揺動を抑制することになる。
【００８７】
図１１の（１）ないし（４）では、排気ガスの流動圧力に変化がなくほぼ一定の場合について、便宜的に説明した。このように流動圧力が一定の場合、揺動バルブ４０およびばたつき抑制バルブ５０が仮に同一の揺動周期を有していれば、同一の周期で揺動することが知られている。このように排気通路に直列に配置され、同一の揺動周期を有するバルブで構成された場合には、同一の周期で揺動するので、圧力変動が周期的になってしまい、両バルブのばたつきを抑制することはできない。第１実施形態の揺動バルブ４０およびばたつき抑制バルブ５０は、互いに揺動周期が異なっているので、効果的に両バルブのばたつきが抑制される。
このことは、エンジン２１のエンジン回転数に応じて変化する排気脈動などにより流動圧力が変化しても、揺動バルブ４０およびばたつき抑制バルブ５０が互いに揺動周期が異なっているので、同一の揺動周期で揺動することはなく、流動圧力が一定の場合と同様、効果的に両バルブのばたつきが抑制される。
【００８８】
また、揺動バルブ４０には、エンジン２１の常用回転域での加速時および減速時に、排気ガスの排気通路が揺動バルブ４０により閉口された閉口部と、後述する所定の開口率で開口された開口部４８とが画成される。このような加速時および減速時に、テールパイプ２７内に排気音が侵入すると、その入射波は、閉口部で反射する、いわゆる閉口端反射および開口部４８で反射する、いわゆる開口端反射に分配され、それぞれ反射波が発生する。これらの反射波は、互いに干渉し、テールパイプ２７で発生する気柱共鳴による音圧レベルの増大が抑制されることになる。
【００８９】
次いで、テールパイプ２７における前述の閉口部と開口部４８により発生する反射波および干渉について、説明する。
エンジン２１の運転によりテールパイプ２７に導入される排気ガスは、エンジン回転数に応じて変化する排気脈動を伴って入力される。この排気脈動は、テールパイプ２７の入射波となり、この入射波は、エンジン回転数が増大するにつれて周波数が大きくなるものである。
【００９０】
エンジン２１の運転時の排気脈動による入射波がテールパイプ２７に導入されると、この入射波は、テールパイプ２７の前述の開口部４８において、入射波と同じ位相で進行方向が入射波と逆向きとなる開口端反射が上流側に向かって発生する。この反射波は、再び上流開口端２７ａでこの反射波と同位相で逆向き、すなわち下流側に向かって開口端反射が発生する。この反射波が今度は入射波となり、開口部４８で再反射波となり、このような反射が繰り返される。
【００９１】
本来、パイプの開口端のような同じ媒質を有する媒体同士の境界では、媒質が同じであり、反射は起きず音波は透過してしまうようにも思われる。しかしながら、テールパイプ２７のような、排気音の波長に対して充分に小さな断面の寸法を有するパイプ内を進行する排気音は疎密波からなる平行波となり、下流側の開口部および上流開口端２７ａで反射することになる。
【００９２】
下流側の開口部で開口端反射が起こる理由としては、次のものが挙げられる。すなわち、テールパイプ２７内を流れる排気ガスの圧力は高くなっており、テールパイプ２７の下流側の開口部の外側の大気圧はテールパイプ２７内を流れる排気ガスの圧力よりも低くなっている。このため、入射波が下流側の開口部から勢いよく大気に飛び出すことで下流側の開口部内の排気ガスの圧力が低くなる低圧部が発生し、この低圧部がテールパイプ２７内を上流開口端２７ａに向かって進行し始めるからである。
【００９３】
したがって、反射波は、入射波と逆向きの平行波となり入射波と逆向きに進行することになる。また、上流開口端２７ａ側で反射波が発生する理由も下流側の開口部で反射波が発生する理由と同様である。
【００９４】
そして、仮に揺動バルブ４０が設けられていない構造のものとしたとき、下流側の開口部４８に向かう入射波と、この入射波と逆向きの反射波とが干渉することで、テールパイプ２７の上流開口端２７ａおよび下流開口端２７ｂが音圧分布の節となるような定在波ができてしまう。
【００９５】
また、この定在波は、テールパイプ２７の管長Ｌ２（図２参照）と定在波の波長λとが特定の関係にあるとき、振幅が著しく大きくなり気柱共鳴が生じる。この気柱共鳴は、テールパイプ２７の管長Ｌ２を半波長とした定在波を基本として、半波長の自然数倍が管長Ｌ２となる波長の定在波が発生して音圧が増大し、騒音となってしまう。
【００９６】
具体的には、図１２に気柱共鳴の定在波の音圧分布を示すように、基本振動（一次成分）の気柱共鳴の波長λ１は、テールパイプ２７の管長Ｌ２の２倍となり、二次成分の気柱共鳴の波長λ２は、管長Ｌ２の１倍となる。また、三次成分の気柱共鳴の波長λ３は、管長Ｌ２の２／３倍となり、それぞれの定在波は、テールパイプ２７の上流開口端２７ａおよび下流開口端２７ｂが音圧分布の節となる。
また、第１実施形態の揺動バルブ４０は、気柱共鳴の定在波の音圧分布の節に位置するよう、テールパイプ２７の下流開口端２７ｂの開口に最も近い位置に設けられている。そのため、テールパイプ２７内で気柱共鳴が発生したとき、最も効果的に気柱共鳴の音圧レベルの増大を抑制することができる。
【００９７】
さらに、図１６に示すように、排気音の音圧レベル（ｄＢ）は、エンジン回転数Ｎｅ（ｒｐｍ）が増大するのに伴って一次成分ｆ１、二次成分ｆ２の共鳴周波数（Ｈｚ）に対応するエンジン回転数Ｎｅでそれぞれ極大となる。
【００９８】
ここで、音速をｃ（ｍ／ｓ）、テールパイプ２７の長さをＬ２（ｍ）、次数をｍとしたときのテールパイプ２７の気柱共鳴の周波数ｆｋ（Ｈｚ）は、下記の式（４）で表される。
ｆｋ＝（ｃ／２Ｌ２）・ｍ・・・・・・（４）
また、エンジン回転数をＮｅ（ｒｐｍ）、気筒数をＮとしたときのエンジン２１の排気脈動の周波数ｆｅ（Ｈｚ）は、下記の式（５）で表される。
ｆｅ＝（Ｎｅ／６０）・（Ｎ／２）・・・・・・（５）
上記の式（４）、（５）から明らかなように、テールパイプ２７の管長Ｌ２が長い程、気柱共鳴周波数ｆｋは、エンジン２１の回転数Ｎｅが低い低周波数領域に移行してしまう。
【００９９】
したがって、管長が長いテールパイプ２７を用いる場合には、エンジン回転数Ｎｅが低い常用回転域で気柱共鳴が発生してしまうことがあり、排気騒音が悪化してしまい、運転者に不快感を与えてしまうことになる。
【０１００】
なお、三次成分の気柱共鳴周波数では、エンジン回転数Ｎｅは、エンジン２１の定常回転域以上となるため、風切り音などのような高速時に発生する各種の騒音によって気柱共鳴による騒音が運転者に気にならないものとなるとともに、エンジン２１の排気脈動が比較的小さくなる。したがって、三次成分およびそれ以上の高次成分については、あまり問題とならない。
【０１０１】
そこで、第１実施形態の排気装置２０は、前述のように下流部２７Ｂの下流開口端２７ｂに、排気流のみを受けてテールパイプ２７内の通路断面積を可変するように揺動軸４１を軸心Ｊ４０として揺動する揺動バルブ４０を設けている。この揺動バルブ４０に、テールパイプ２７内に気柱共鳴が発生した場合に、エンジン２１の運転状態に応じた排気流量を受けて弁体４２が揺動したときに、テールパイプ２７の通路断面積を最小に絞ることにより、下流部２７Ｂの揺動バルブ４０に開口端反射と閉口端反射との２つの反射波を発生させて気柱共鳴によって音圧レベル（ｄＢ）が増大してしまうことを抑制するようにしている。
【０１０２】
以下、気柱共鳴によって音圧レベルの増大を抑制することができる理由について、説明する。
【０１０３】
ここで、排気音の反射率をＲｐとし、テールパイプ２７内部の媒質の固有音響インピーダンスをＺ１、テールパイプ２７外部の下流開口端２７ｂ付近の媒質の固有音響インピーダンスをＺ２とすると、排気音の反射率Ｒｐは、下記の式（６）で表される。本来、排気音の反射率Ｒｐは、固有音響インピーダンスＺ１、Ｚ２との関係で表されるが、開口部４８の開口面積Ｓ１とテールパイプ２７の排気通路の断面積Ｓ２の断面積変化があまり大きくなく、音波がほぼ平面で連続的に伝播することから、各媒質の固有音響インピーダンスＺ１、Ｚ２に各面積を乗算した値で表すことができる。すなわち、Ｚ１をＺ１Ｓ１で表し、Ｚ２をＺ２Ｓ２で表すことができるので、排気音の反射率Ｒｐは、下記の式（６）となる。
【数３】
2011112033.tif 000005
【０１０４】
ここで、固有音響インピーダンスは、媒質の密度ρ（Ｋｇ／ｍ３）と音速ｃ（ｍ／ｓ）の積で表されるので、Ｚ１＝ρ１ｃ１、Ｚ２＝ρ２ｃ２となる。そして、テールパイプ２７内部の媒質ρ１および音速ｃ１と、テールパイプ２７外部の下流開口端２７ｂ付近の媒質ρ２および音速ｃ２とはともに排気ガスである。なお、エンジン２１が、燃料の無噴射状態で回転している場合には、ともに空気となることがある。ともに排気ガスおよび空気の場合には、ρ１ｃ１＝ρ２ｃ２となるので、Ｚ１＝Ｚ２となり、反射率Ｒｐは、下記の式（７）で表される。
【数４】
2011112033.tif 000006
【０１０５】
この上記の式（７）に、反射率Ｒｐの最適値０．５を代入すると、下記の式（８）が得られる。
【数５】
2011112033.tif 000007
したがって、テールパイプ２７の排気通路の断面積Ｓ２、すなわち下流開口端２７ｂの開口面積Ｓ２に対する開口面積Ｓ１の開口部４８の開口率は１／３となり、約３３％になる。なお、この開口率は、約３３％が最も好ましい値となり、音圧レベルが最も抑制される。
【０１０６】
以下、エンジン２１の運転時の排気脈動による入射波Ｇがテールパイプ２７内に入射し、この入射波Ｇの波長がテールパイプ２７の管長Ｌ２を半波長とする入射波Ｇである場合について説明する。
【０１０７】
図１３に示すように、入射波Ｇは、テールパイプ２７の開口部４８において、透過波Ｇ１が大気中に透過されるともに、開口部４８から上流開口端２７ａに向かって反射波Ｒ１（開口端反射波）が反射される。また、入射波Ｇは、揺動バルブ４０により開口部４８から上流開口端２７ａに向かって反射波（閉口端反射波）Ｒ２が反射される。
【０１０８】
この反射波Ｒ１は、入射波Ｇに対して同位相の開口端反射波であり、反射波Ｒ２は、入射波Ｇに対して１８０度位相が異なる閉口端反射波となっている。
なお、図１３において、反射波Ｒ１は、入射波Ｇに対して同位相であるため、入射波Ｇと反射波Ｒ１は重なっているが、説明の便宜上、反射波Ｒ１を入射波Ｇに対して下方にずらしており、これに対応する反射波Ｒ２も、位相０の横線を中心として対象になるよう描かれている。
【０１０９】
このように、反射波Ｒ１は、入射波Ｇと同位相であるため、入射波Ｇの周波数がテールパイプ２７の気柱共鳴周波数となると、入射波Ｇと反射波Ｒ１との干渉により互いに強め合い、排気音の音圧レベルが増大されることになる。
【０１１０】
これに対して、反射波Ｒ２は、反射波Ｒ１および入射波Ｇに対して位相が１８０度異なるため、互いに打ち消し合い、排気音の音圧レベルが低減される。
例えば、図１６に示すように、排気脈動による入射波Ｇの周波数が、テールパイプ２７の気柱共鳴周波数の一次成分ｆ１となると、開口端反射波である反射波Ｒ１による干渉だけでは、破線で示すように、音圧レベルが増大して（極大となる）しまうことになる。これに対して、閉口端反射波である反射波Ｒ２による干渉があることにより、実線で示すように、気柱共鳴による音圧レベルの増大が抑制されて、排気音の音圧レベルが大幅に低減される。
【０１１１】
また、同様に、排気脈動による入射波Ｇの周波数が、テールパイプ２７の気柱共鳴周波数の二次成分ｆ２となった場合にも、開口端反射波である反射波Ｒ１の干渉による音圧レベルの増大を、閉口端反射波である反射波Ｒ２の干渉によって抑制して、排気音の音圧レベルを大幅に低減することができる。
【０１１２】
ここで、上記説明において、下流開口端２７ｂを揺動バルブ４０の揺動により閉塞し、開口部４８が下流開口端２７ｂの開口面積の１／３となったとき、気柱共鳴による音圧レベルが最も抑制されるとしたが、開口部４８の開口面積が下流開口端２７ｂの開口面積の１／３でなくても、閉口端反射波の干渉による気柱共鳴の音圧レベルの抑制効果は、発生する。
ただし、所定の割合、例えば、開口部４８の開口率が７０％以上となってしまうと、音圧レベルの抑制効果が著しく低下してしまう。
したがって、開口部４８の開口率は、７０％未満に設定するのが好ましい。第１実施形態では、開口部４８の開口率は、２０％の小さい開口率に設定されている。
【０１１３】
第１実施形態の排気装置２０は、前述のように構成されているので次の効果が得られる。
すなわち、排気装置２０は、揺動軸４１、弁体４２および錘４３を有する揺動バルブ４０と、揺動バルブ４０に対してテールパイプ２７の延在方向に離隔するようにして設けられ、揺動軸５１、弁体５２および錘５３を有するばたつき抑制バルブ５０とを備えている。そして、排気装置２０においては、排気流の流動圧力を受けたとき揺動バルブ４０の揺動周期Ｔ４０と、ばたつき抑制バルブ５０の揺動周期Ｔ５０とがＴ４０＞Ｔ５０の関係になるよう、揺動周期が異なるように構成されている。
【０１１４】
その結果、エンジン２１のエンジン回転数に応じて排出される排気ガスがテールパイプ２７内に導入されたとき、揺動バルブ４０およびばたつき抑制バルブ５０は、同一の周期で揺動することはなく、互いに揺動を抑制することになる。互いに揺動周期が異なると、揺動バルブ４０およびばたつき抑制バルブ５０の開度に位相差が生ずることになり、互いに圧力が作用し合って、圧力変動が周期的にならないので互いにばたつきの発生が抑制される。したがって、揺動バルブ４０のばたつきは、ばたつき抑制バルブ５０によりその発生が抑制され、ばたつきによる異音の発生が抑制されるという効果が得られる。
【０１１５】
また、エンジン２１のエンジン回転数に応じて変化する排気脈動などにより流動圧力が変化しても、揺動バルブ４０およびばたつき抑制バルブ５０が互いに揺動周期が異なっているので、同一の揺動周期で揺動することはなく、効果的に両バルブのばたつきの発生が抑制され、ばたつきによる異音の発生が抑制されるという効果が得られる。
【０１１６】
また、テールパイプ２７が拡径部２７ｈを有しているので、拡径部２７ｈを流通する排気ガスの流速が拡径されない排気管の部位を流通する排気ガスの流速よりも比較的遅くすることができ、揺動バルブ４０に及ぶ流動圧力を、ばたつき抑制バルブ５０に対して低くすることができる。流動圧力が互いに異なると、各バルブの回転の排気ガスの流動に対する回転感度が変わり、揺動バルブ４０に励起されるばたつきが抑制され、ばたつきによる異音の発生が抑制される。
【０１１７】
また、回転感度が異なることにより、各バルブに応答差ができ、排気ガスの流動圧力に変動があったときでも、圧力変動による各バルブの開閉動作によるばたつき音が急激に変化することはなく、異音の発生が抑制される。
このように、揺動バルブ４０のばたつきが抑制されるので、テールパイプ２７内に気柱共鳴が発生した際に、前述の開口端反射と閉口端反射との干渉による消音効果が確実に得られ、気柱共鳴による音圧ベルの増大による、騒音の発生が確実に防止されるという効果が得られる。
【０１１８】
また、揺動バルブ４０およびばたつき抑制バルブ５０は、それぞれ、揺動軸４１、５１、弁体４２、５２および錘４３、５３という簡素な構成により、テールパイプ２７内で揺動軸４１、５１を軸心Ｊ４０、Ｊ５０としてそれぞれ回動するので、重量の増大や、製造コストの増大が低減されるという効果が得られる。
【０１１９】
また、揺動バルブ４０およびばたつき抑制バルブ５０においては、従来の排気装置のような、一対の回動板をスプリング７により付勢して、ばたつきを防止する必要がなくなるという効果が得られる。
排気装置２０においては、エンジン２１が高速で回転する時でも、揺動軸４１の軸心Ｊ４０を中心に滑らかに揺動するので、背圧が高まってしまいエンジン２１に余計な負荷が加わってしまうことはなく、従来の背圧の問題が解消され、エンジン２１の排気性能が向上するという効果が得られる。
【０１２０】
テールパイプ２７内を流れる排気流のみを受けることにより、テールパイプ２７の通路断面積の大きさを可変するように揺動軸４１の軸心Ｊ４０を中心に揺動バルブ４０が揺動するので、気柱共鳴発生時にエンジン２１の運転状態に応じた排気流量の排気流の流動圧力に基づいて揺動バルブ４０を揺動させることができる。
【０１２１】
このため、エンジン２１の定常回転域に一次成分ｆ１、二次成分ｆ２の気柱共鳴が発生する場合に、揺動バルブ４０によって気柱共鳴による音圧レベルの増大を抑制することができるという効果が得られる。すなわち、揺動バルブ４０によってテールパイプ２７の開口部４８の開口率が２０％程度に絞られるので、気柱共鳴の発生原因となる開口端反射波と、この閉口端反射波と位相が１８０度異なる閉口端反射波の両方を発生させることができ、この記開口端反射波と閉口端反射波とを干渉させることができる。この干渉により、気柱共鳴による音圧レベルの増大を抑制することができる。
【０１２２】
また、揺動バルブ４０は、揺動軸４１の軸心Ｊ４０を中心に滑らかに揺動するので、エンジン２１が高回転域にある状態で、スロットルバルブを閉じて減速する場合、排気流量が大幅に減少して揺動バルブ４０の受圧面部４６ｃが受ける流動圧力が低下しても、揺動バルブ４０が速やかに上流側に揺動するので、テールパイプ２７の開口部４８の開口率を速やかに２０％程度に絞ることができる。したがって、エンジン２１の減速時においても、速やかに気柱共鳴の発生原因となる開口端反射波と位相が１８０度異なる閉口端反射波を発生させ、この閉口端反射波と前述の開口端反射波とを干渉させることができ、気柱共鳴による音圧レベルの増大を抑制することができる。
【０１２３】
また、揺動バルブ４０は、弁体４２に整流板４７が設けられているので、排気流が弁体４２を通過する際の気流音の発生が抑制されるという効果が得られる。
すなわち、この整流板４７が設けられた弁体４２の場合、図１４に示す整流板が設けられていない弁体の場合と比較して、この弁体を通過する排気ガスの気流音の発生が抑制されるようになっている。
図１４に示す整流板が設けられていない弁体の場合、この弁体の半円状の下端部および直線状の幅方向両端部と図示しないテールパイプの内周面との間の隙間を排気流ａ、ｂが通過する瞬間に渦流などの乱流が発生して気流音が生じてしまう。
【０１２４】
これに対して、図１５に示すように、整流板４７が設けられた弁体４２の場合、弁体４２の下端部および幅方向両側部と、図示しないテールパイプ２７の内周面との間の隙間を排気流ａ１、ｂ２が通過する際、排気流ａ１、ｂ２が整流されるので、渦流などの乱流の発生が抑制されることになる。
【０１２５】
第１実施形態の排気装置２０では、揺動バルブ４０の弁体４２を受圧板４６と整流板４７とにより構成し、この整流板４７を厚みが一様なもので形成するとともに、錘４３を整流板４７の湾曲部４７ｃに固定した場合について説明した。
しかしながら、揺動バルブ４０の弁体４２を他の構造で構成するようにしてもよい。例えば、整流板４７の湾曲部４７ｃの厚みが厚くなるよう形成し、湾曲部４７ｃが錘の機能を有するよう構成するようにしてもよい。
【０１２６】
ばたつき抑制バルブ５０においても、弁体５２を受圧板５６と整流板５７とにより構成し、この整流板５７を厚みが一様なもので形成するとともに、錘５３を整流板５７の湾曲部５７ｃに固定した場合について説明した。
しかしながら、ばたつき抑制バルブ５０においても、弁体５２を他の構造で構成するようにしてもよい。揺動バルブ４０と同様に、整流板５７の湾曲部５７ｃの厚みが厚くなるよう形成し、湾曲部５７ｃが錘の機能を有するよう構成するようにしてもよい。
【０１２７】
また、第１実施形態の排気装置２０では、揺動バルブ４０をテールパイプ２７の下流開口端２７ｂの開口に最も近い位置に設け、揺動バルブ４０をテールパイプ２７内の音圧分布の節に位置させた場合について説明した。しかしながら、揺動バルブ４０は、気柱共鳴の定在波の音圧分布の節に位置すればよく、下流開口端２７ｂ以外の位置に配置するようにしてもよい。例えば、図１２に示すように、二次成分の音圧分布の真ん中の節に位置するように、すなわち、テールパイプ２７の中央部に揺動バルブ４０を設けてもよい。また、テールパイプ２７の上流開口端２７ａに揺動バルブ４０を設けてもよい。
【０１２８】
（第２実施形態）
図１７ないし図１９は、本発明に係る内燃機関の排気装置の第２実施形態を示す図であり、第１実施形態と同一の構成には同一番号を付して説明を省略する。
【０１２９】
図１７、図１８に示すように、第２実施形態の排気装置６０を構成するテールパイプ６７は、上流開口端６７ａが形成された上流部６７Ａと、下流開口端６７ｂが形成された下流部６７Ｂとを有している。
【０１３０】
上流部６７Ａには、収容部６７ｃおよび上流開口端６７ａの通路断面積を拡大した拡径部６７ｈが設けられている。この収容部６７ｃには、揺動バルブ４０が上流開口端６７ａの開口の近傍に収容され、ばたつき抑制バルブ５０が、揺動バルブ４０の軸心Ｊ４０とばたつき抑制バルブ５０の軸心Ｊ５０との間の距離がＬ３となるよう、テールパイプ６７の延在方向に離隔するようにして揺動バルブ４０の下流側に収容されている。
また、揺動バルブ４０には、その下端部とテールパイプ６７の内壁面部６７ｎとの間に距離Ｌ４の隙間からなる開口部６８が画成され、ばたつき抑制バルブ５０には、その下端部とテールパイプ６７の内壁面部６７ｗとの間に距離Ｌ５の隙間からなる開口部６９が画成されている。
【０１３１】
この揺動バルブ４０は、図１９に示すように、揺動軌跡Ｃ４０に沿って、排気流の流動圧力を受けて下流側に揺動し、排気流の流動圧力が低下すると、自重の作用で上流側に揺動するようになっている。したがって、排気流の流動圧力が加わり、流動圧力がほぼ一定の状態のとき、揺動バルブ４０は、前述の揺動周期Ｔ４０で揺動し、次第に減衰して一定の開口率で開いた状態となる。
【０１３２】
また、ばたつき抑制バルブ５０は、揺動軌跡Ｃ５０に沿って、排気流の流動圧力を受けて下流側に揺動し、排気流の流動圧力が低下すると、自重の作用で上流側に揺動するようになっている。したがって、排気流の流動圧力がほぼ一定の状態のとき、ばたつき抑制バルブ５０は、前述の揺動周期Ｔ５０で揺動することができる。
【０１３３】
第２実施形態の排気装置６０は、前述のように構成されているので、第１実施形態の排気装置２０と同様の効果が得られる。
すなわち、揺動バルブ４０およびばたつき抑制バルブ５０は、同一の周期で揺動することはなく、互いに揺動を抑制することになる。したがって、揺動バルブ４０のばたつきは、ばたつき抑制バルブ５０によりその発生が抑制され、ばたつきによる異音の発生が抑制されるという効果が得られる。
このように、揺動バルブ４０のばたつきが抑制されるので、テールパイプ６７内に気柱共鳴が発生した際に、前述の開口端反射と閉口端反射との干渉による消音効果が確実に得られ、気柱共鳴による音圧ベルの増大による、騒音の発生が確実に防止されるという効果が得られる。
【０１３４】
また、第２実施形態の排気装置６０は、揺動バルブ４０およびばたつき抑制バルブ５０により、それぞれ構成されているので、第１実施形態と同様、重量の増大や、製造コストの増大が低減されるという効果が得られる。また、背圧が高まってしまいエンジン２１に余計な負荷が加わってしまうことはなく、従来の背圧の問題が解消され、エンジン２１の排気性能が向上するという効果が得られる。
【０１３５】
揺動バルブ４０によってテールパイプ６７の開口部６８の開口率が２０％程度に絞られるので、気柱共鳴の発生原因となる開口端反射波と、この閉口端反射波と位相が１８０度異なる閉口端反射波の両方を発生させることができ、この記開口端反射波と閉口端反射波とを干渉させることができる。この干渉により、気柱共鳴による音圧レベルの増大を抑制することができる。
第２実施形態の排気装置６０は、第１実施形態の排気装置２０と比べて、テールパイプ６７の下流開口端６７ｂに収容部２７ｃが形成されていないので、円筒状の簡素な形状となり、車体の後部からその一部が露出しても、外観が損なわれないという効果が得られる。
【０１３６】
（第３実施形態）
図２０は、本発明に係る内燃機関の排気装置の第３実施形態を示す図であり、第１実施形態と同一の構成には同一番号を付して説明を省略する。
【０１３７】
図２０に示すように、第３実施形態の排気装置７０を構成するテールパイプ７７は、上流開口端７７ａが形成された上流部７７Ａと、下流開口端７７ｂが形成された下流部７７Ｂとを有している。
上流部７７Ａの上流開口端７７ａには、第２実施形態と同様に揺動バルブ４０およびばたつき抑制バルブ５０が設けられている。また、下流部７７Ｂの下流開口端７７ｂには、第１実施形態と同様に揺動バルブ４０およびばたつき抑制バルブ５０が設けられている。
【０１３８】
第３実施形態の排気装置７０は、前述のように構成されているので、第１実施形態の排気装置２０と同様の効果が得られる。
すなわち、上流開口端７７ａおよび下流開口端７７ｂの両方に設けられた揺動バルブ４０およびばたつき抑制バルブ５０は、同一の周期で揺動することはなく、互いに揺動を抑制することになる。したがって、揺動バルブ４０のばたつきは、ばたつき抑制バルブ５０によりその発生が抑制され、ばたつきによる異音の発生が抑制されるという効果が得られる。
【０１３９】
このように、上流開口端７７ａおよび下流開口端７７ｂの両方に設けられた揺動バルブ４０のばたつきが抑制されるとともに、テールパイプ７７内に気柱共鳴が発生した際に、上流開口端７７ａおよび下流開口端７７ｂの両方に設けられた揺動バルブ４０により、前述の開口端反射と閉口端反射との干渉による消音効果がそれぞれ得られる。
したがって、第３実施形態の排気装置７０は、第１実施形態の排気装置２０および第２実施形態の排気装置６０と比べて、気柱共鳴による音圧ベルの増大による、騒音の発生がより確実に防止されるという効果が得られる。
【０１４０】
（第４実施形態）
図２１ないし図２３は、本発明に係る内燃機関の排気装置の第４実施形態を示す図であり、第１実施形態と同一の構成には同一番号を付して説明を省略する。
【０１４１】
図２１、図２２に示すように、第４実施形態の排気装置８０を構成するテールパイプ８７は、上流開口端８７ａが形成された上流部８７Ａと、下流開口端８７ｂが形成された下流部８７Ｂとを有している。
【０１４２】
下流部８７Ｂには、収容部８７ｃおよび下流開口端８７ｂの通路断面積を拡大した拡径部８７ｈが設けられている。この収容部８７ｃには、揺動バルブ８１が下流開口端８７ｂの開口の近傍に収容され、ばたつき抑制バルブ８２が揺動バルブ８１の軸心Ｊ４０とばたつき抑制バルブ８２の軸心Ｊ５０との間の距離がＬ３となるよう、テールパイプ８７の延在方向に離隔するようにして揺動バルブ８１の上流側に収容されている。
また、揺動バルブ８１には、その下端部とテールパイプ８７の内壁面部８７ｎとの間に距離Ｌ５の隙間からなる開口部８８が画成され、ばたつき抑制バルブ８２には、その下端部とテールパイプ８７の内壁面部８７ｗとの間に距離Ｌ４の隙間からなる開口部８９が画成されている。
【０１４３】
この揺動バルブ８１は、図２２に示すように、第１実施形態のばたつき抑制バルブ５０と同様に構成されており、図２３に示すように、揺動軌跡Ｃ８１に沿って、排気流の流動圧力を受けて下流側に揺動し、排気流の流動圧力が低下すると、自重の作用で上流側に揺動するようになっている。したがって、排気流の流動圧力が加わり、流動圧力がほぼ一定の状態のとき、揺動バルブ８１は、前述の揺動周期Ｔ４０で揺動し、次第に減衰して一定の開口率で開いた状態となる。
【０１４４】
また、ばたつき抑制バルブ８２は、図２２に示すように、第１実施形態の揺動バルブ４０と同様に構成されており、図２３に示すように、揺動軌跡Ｃ８２に沿って、排気流の流動圧力を受けて下流側に揺動し、排気流の流動圧力が低下すると、自重の作用で上流側に揺動するようになっている。したがって、排気流の流動圧力がほぼ一定の状態のとき、ばたつき抑制バルブ８２は、前述の揺動周期Ｔ５０で揺動することができる。
【０１４５】
第４実施形態の排気装置８０は、前述のように構成されているので、第１実施形態の排気装置２０と同様の効果が得られる。
すなわち、揺動バルブ８１およびばたつき抑制バルブ８２は、同一の周期で揺動することはなく、互いに揺動を抑制することになる。したがって、揺動バルブ８１のばたつきは、ばたつき抑制バルブ８２によりその発生が抑制され、ばたつきによる異音の発生が抑制されるという効果が得られる。
【０１４６】
このように、揺動バルブ８１のばたつきが抑制されるので、テールパイプ８７内に気柱共鳴が発生した際に、前述の開口端反射と閉口端反射との干渉による消音効果が確実に得られ、気柱共鳴による音圧ベルの増大による、騒音の発生が確実に防止されるという効果が得られる。
【０１４７】
また、揺動バルブ８１およびばたつき抑制バルブ８２は、それぞれ、第１実施形態のばたつき抑制バルブ５０および揺動バルブ４０と同様に構成されているので重量の増大や、製造コストの増大が低減されるという効果が得られる。また、背圧が高まってしまいエンジン２１に余計な負荷が加わってしまうことはなく、従来の背圧の問題が解消され、エンジン２１の排気性能が向上するという効果が得られる。
【０１４８】
揺動バルブ８１によってテールパイプ８７の開口部８８の開口率が２０％程度に絞られるので、気柱共鳴の発生原因となる開口端反射波と、この閉口端反射波と位相が１８０度異なる閉口端反射波の両方を発生させることができ、この記開口端反射波と閉口端反射波とを干渉させることができる。この干渉により、気柱共鳴による音圧レベルの増大を抑制することができる。
【０１４９】
（第５実施形態）
図２４ないし図２６は、本発明に係る内燃機関の排気装置の第５実施形態を示す図であり、第１実施形態と同一の構成には同一番号を付して説明を省略する。
【０１５０】
図２４、図２５に示すように、第５実施形態の排気装置９０を構成するテールパイプ９７は、上流開口端９７ａが形成された上流部９７Ａと、下流開口端９７ｂが形成された下流部９７Ｂとを有している。
【０１５１】
上流部９７Ｂには、収容部９７ｃおよび上流開口端９７ａの通路断面積を拡大した拡径部９７ｈが設けられている。この収容部９７ｃには、揺動バルブ９１が上流開口端９７ａの開口の近傍に収容され、ばたつき抑制バルブ９２が、揺動バルブ９１の軸心Ｊ４０とばたつき抑制バルブ９２の軸心Ｊ５０との間の距離がＬ３となるよう、テールパイプ９７の延在方向に離隔するようにして揺動バルブ９１の下流側に収容されている。
また、揺動バルブ９１には、その下端部とテールパイプ９７の内壁面部９７ｎとの間に距離Ｌ５の隙間からなる開口部９８が画成され、ばたつき抑制バルブ９２には、その下端部とテールパイプ９７の内壁面部９７ｗとの間に距離Ｌ４の隙間からなる開口部９９が画成されている。
【０１５２】
この揺動バルブ９１は、図２５に示すように、第１実施形態のばたつき抑制バルブ５０と同様に構成されており、図２６に示すように、揺動軌跡Ｃ９１に沿って、排気流の流動圧力を受けて下流側に揺動し、排気流の流動圧力が低下すると、自重の作用で上流側に揺動するようになっている。したがって、排気流の流動圧力が加わり、流動圧力がほぼ一定の状態のとき、揺動バルブ９１は、前述の揺動周期Ｔ４０で揺動し、次第に減衰して一定の開口率で開いた状態となる。
【０１５３】
また、ばたつき抑制バルブ９２は、図２５に示すように、第１実施形態の揺動バルブ４０と同様に構成されており、図２６に示すように、揺動軌跡Ｃ９２に沿って、排気流の流動圧力を受けて下流側に揺動し、排気流の流動圧力が低下すると、自重の作用で上流側に揺動するようになっている。したがって、排気流の流動圧力がほぼ一定の状態のとき、ばたつき抑制バルブ９２は、前述の揺動周期Ｔ５０で揺動することができる。
【０１５４】
第５実施形態の排気装置９０は、前述のように構成されているので、第１実施形態の排気装置２０と同様の効果が得られる。
すなわち、揺動バルブ９１およびばたつき抑制バルブ９２は、同一の周期で揺動することはなく、互いに揺動を抑制することになる。したがって、揺動バルブ９１のばたつきは、ばたつき抑制バルブ９２によりその発生が抑制され、ばたつきによる異音の発生が抑制されるという効果が得られる。
このように、揺動バルブ９１のばたつきが抑制されるので、テールパイプ９７内に気柱共鳴が発生した際に、前述の開口端反射と閉口端反射との干渉による消音効果が確実に得られ、気柱共鳴による音圧ベルの増大による、騒音の発生が確実に防止されるという効果が得られる。
【０１５５】
また、揺動バルブ９１およびばたつき抑制バルブ９２は、それぞれ、第１実施形態のばたつき抑制バルブ５０および揺動バルブ４０と同様に構成されているので重量の増大や、製造コストの増大が低減されるという効果が得られる。また、背圧が高まってしまいエンジン２１に余計な負荷が加わってしまうことはなく、従来の背圧の問題が解消され、エンジン２１の排気性能が向上するという効果が得られる。
【０１５６】
揺動バルブ９１によってテールパイプ９７の開口部９８の開口率が２０％程度に絞られるので、気柱共鳴の発生原因となる開口端反射波と、この閉口端反射波と位相が１８０度異なる閉口端反射波の両方を発生させることができ、この記開口端反射波と閉口端反射波とを干渉させることができる。この干渉により、気柱共鳴による音圧レベルの増大を抑制することができる。
【０１５７】
（第６実施形態）
図２７は、本発明に係る内燃機関の排気装置の第６実施形態を示す図であり、第１実施形態と同一の構成には同一番号を付して説明を省略する。
【０１５８】
図２７に示すように、第６実施形態の排気装置１００を構成するテールパイプ１０７は、上流開口端１０７ａが形成された上流部１０７Ａと、下流開口端１０７ｂが形成された下流部１０７Ｂとを有している。
上流部１０７Ａの上流開口端１０７ａには、第５実施形態と同様に揺動バルブ９１およびばたつき抑制バルブ９２が設けられている。また、下流部１０７Ｂの下流開口端１０７ｂには、第４実施形態と同様に揺動バルブ８１およびばたつき抑制バルブ８２が設けられている。
【０１５９】
第６実施形態の排気装置１００は、前述のように構成されているので、第１実施形態の排気装置２０と同様の効果が得られる。
すなわち、上流開口端１０７ａおよび下流開口端１０７ｂの両方に設けられた揺動バルブ９１、８１およびばたつき抑制バルブ９２、８２は、それぞれ同一の周期で揺動することはなく、互いに揺動を抑制することになる。したがって、揺動バルブ９１、８１のばたつきは、ばたつき抑制バルブ９２、８２によりその発生が抑制され、ばたつきによる異音の発生が抑制されるという効果が得られる。
【０１６０】
このように、上流開口端１０７ａおよび下流開口端１０７ｂの両方に設けられた揺動バルブ９１、８１のばたつきが抑制されるとともに、テールパイプ１０７内に気柱共鳴が発生した際に、上流開口端１０７ａおよび下流開口端１０７ｂの両方にそれぞれ設けられた揺動バルブ９１、８１により、前述の開口端反射と閉口端反射との干渉による消音効果がそれぞれ得られる。
したがって、第６実施形態の排気装置１００は、第４実施形態の排気装置８０および第５実施形態の排気装置９０と比べて、気柱共鳴による音圧ベルの増大による、騒音の発生がより確実に防止されるという効果が得られる。
【０１６１】
（第７実施形態）
図２８ないし図３３は、本発明に係る内燃機関の排気装置の第７実施形態を示す図であり、第１実施形態と同一の構成には同一番号を付して説明を省略する。
【０１６２】
図２８ないし図３０に示すように、第７実施形態の排気装置１１０は、排気管としてのテールパイプ１１７と、第１バルブとしての揺動バルブ１１１と、第２バルブとしてのばたつき抑制バルブ１１２とを備え、他の構成要素は第１実施形態の排気装置２０と同様に構成されている。
【０１６３】
テールパイプ１１７は、円筒状に形成された上流部１１７Ａと、下流部１１７Ｂとを有し、所定の長さＬ２で形成されている。上流部１１７Ａには上流開口端１１７ａが形成され、下流部１１７Ｂには、下流開口端１１７ｂが形成されている。
また、下流部１１７Ｂには、図２９、図３０に示すように、収容部１１７ｃが設けられている。この収容部２７ｃの上部には、揺動バルブ１１１を取付けるための一対のバルブ取付孔１１７ｄ、１１７ｅと、ばたつき抑制バルブ１１２を取付けるための一対のバルブ取付孔１１７ｆ、１１７ｇとがそれぞれ形成されている。
【０１６４】
この収容部１１７ｃには、揺動バルブ１１１が下流開口端１１７ｂの開口の近傍に収容され、ばたつき抑制バルブ１１２が、揺動バルブ１１１の軸心Ｊ１１１とばたつき抑制バルブ１１２の軸心Ｊ１１２との間の距離がＬ３となるよう、テールパイプ１１７の延在方向に離隔するようにして揺動バルブ１１１の上流側に収容されている。
また、揺動バルブ１１１には、その下端部とテールパイプ１１７の内壁面部１１７ｎとの間に距離Ｌ４の隙間からなる開口部１１８が画成され、ばたつき抑制バルブ１１２には、その下端部とテールパイプ１１７の内壁面部１１７ｗとの間に距離Ｌ４の隙間からなる開口部１１９が画成されている。
【０１６５】
この揺動バルブ１１１は、図３０、図３２に示すように、第１実施形態の揺動バルブ４０と同様に構成されており、図３３に示すように、揺動軌跡Ｃ１１１に沿って、排気流の流動圧力を受けて下流側に揺動し、排気流の流動圧力が低下すると、自重の作用で上流側に揺動するようになっている。したがって、排気流の流動圧力が加わり、流動圧力がほぼ一定の状態のとき、揺動バルブ１１１は、前述の揺動周期Ｔ４０で揺動し、次第に減衰して一定の開口率で開いた状態となる。
また、ばたつき抑制バルブ１１２は、図３０ないし図３２に示すように、第２揺動軸としての揺動軸４１と、第２弁体としての弁体１１３と、錘４３と、スナップリング４４、４５とを有している。
【０１６６】
弁体１１３は、受圧板４６と、整流板１１４とを備えている。整流板１１４は、厚みが一様で表面が平坦に形成され、対向して配置された一対の側部１１４ａ、１１４ｂと、この側部１１４ａ、１１４ｂと一体的に湾曲して形成された湾曲部１１４ｃとを有している。
側部１１４ａには、貫通孔１１４ｄが上端部から湾曲部１１４ｃの方向に離隔して形成されており、揺動軸４１が揺動可能に挿通されるようになっている。また、側部１１４ｂにも、貫通孔１１４ｅが上端部から湾曲部１１４ｃの方向に離隔して形成されており、揺動軸４１が揺動可能に挿通されるようになっている。
【０１６７】
図３２に示すように、ばたつき抑制バルブ１１２の質量中心Ｐ１１２と、軸心Ｊ１１２との間の第２長さとしての長さは、Ｌ１１２（ｍ）となっている。このばたつき抑制バルブ１１２は、重力の加速度をｇ（９．８ｍ／ｓｅｃ２）とすると、下記の式（９）で表される揺動周期Ｔ１１２（左右の一往復の時間：ｓｅｃ）で揺動するよう構成されている。
【数６】
2011112033.tif 000008
【０１６８】
また、ばたつき抑制バルブ１１２の弁体１１３とテールパイプ１１７の下流部１１７Ｂの内壁面部１１７ｗとの間の距離がＬ４となるよう隙間が形成されており、この隙間を排気ガスが流通するようになっている。
また、図３３に示すように、ばたつき抑制バルブ１１２は、揺動軌跡Ｃ１１２に沿って、排気流の流動圧力を受けて下流側に揺動し、排気流の流動圧力が低下すると、自重の作用で上流側に揺動するようになっている。したがって、排気流の流動圧力がほぼ一定の状態のとき、ばたつき抑制バルブ１１２は、前述の揺動周期Ｔ１１２で揺動することができる。
【０１６９】
このばたつき抑制バルブ１１２の図３２に示す長さＬ１１２は、揺動バルブ１１１の長さＬ４０よりも、短くなるよう、ばたつき抑制バルブ１１２および揺動バルブ１１１がそれぞれ構成されている。したがって、ばたつき抑制バルブ１１２の揺動周期Ｔ１１２と、揺動バルブ１１１の揺動周期Ｔ４０とは、Ｔ４０＞Ｔ１１２の関係にあり、互いに異なっている。
【０１７０】
第７実施形態の排気装置１１０は、前述のように構成されているので、第１実施形態の排気装置２０と同様の効果が得られる。
【０１７１】
すなわち、揺動バルブ１１１およびばたつき抑制バルブ１１２は、同一の周期で揺動することはなく、互いに揺動を抑制することになる。したがって、揺動バルブ１１１のばたつきは、ばたつき抑制バルブ１１２によりその発生が抑制され、ばたつきによる異音の発生が抑制されるという効果が得られる。
【０１７２】
このように、揺動バルブ１１１のばたつきが抑制されるので、テールパイプ１１７内に気柱共鳴が発生した際に、前述の開口端反射と閉口端反射との干渉による消音効果が確実に得られ、気柱共鳴による音圧ベルの増大による、騒音の発生が確実に防止されるという効果が得られる。
【０１７３】
また、揺動バルブ１１１およびばたつき抑制バルブ１１２は、それぞれ第１実施形態の揺動バルブ４０と同様に構成されているので重量の増大や、製造コストの増大が低減されるという効果が得られる。また、背圧が高まってしまいエンジン２１に余計な負荷が加わってしまうことはなく、従来の背圧の問題が解消され、エンジン２１の排気性能が向上するという効果が得られる。
【０１７４】
揺動バルブ１１１によってテールパイプ１１７の開口部１１８の開口率が２０％程度に絞られるので、気柱共鳴の発生原因となる開口端反射波と、この閉口端反射波と位相が１８０度異なる閉口端反射波の両方を発生させることができ、この記開口端反射波と閉口端反射波とを干渉させることができる。この干渉により、気柱共鳴による音圧レベルの増大を抑制することができる。
【０１７５】
（第８実施形態）
図３４、図３５は、本発明に係る内燃機関の排気装置の第８実施形態を示す図であり、第１実施形態と同一の構成には同一番号を付して説明を省略する。
【０１７６】
図３４、図３５に示すように、第８実施形態の排気装置１２０は、排気管としてのテールパイプ１２７と、第１バルブとしての揺動バルブ１２１と、第２バルブとしてのばたつき抑制バルブ１２２とを備え、他の構成要素は第７実施形態の排気装置１１０と同様に構成されている。
【０１７７】
テールパイプ１２７は、円筒状に形成された上流部１２７Ａと、下流部１２７Ｂとを有し、所定の長さＬ２で形成されている。上流部１２７Ａには上流開口端１２７ａが形成され、下流部１２７Ｂには、下流開口端１２７ｂが形成されている。
【０１７８】
また、下流部１２７Ｂには、図３５に示すように、収容部１２７ｃが設けられている。
この収容部１２７ｃには、揺動バルブ１２１が下流開口端１２７ｂの開口の近傍に収容され、ばたつき抑制バルブ１２２が、揺動バルブ１２１の軸心Ｊ１２１とばたつき抑制バルブ１２２の軸心Ｊ１２２との間の距離がＬ３となるよう、テールパイプ１２７の延在方向に離隔するようにして揺動バルブ１２１の上流側に収容されている。
また、揺動バルブ１２１には、その下端部とテールパイプ１２７の内壁面部１２７ｎとの間に距離Ｌ４の隙間からなる開口部１２８が画成され、ばたつき抑制バルブ１２２には、その下端部とテールパイプ１２７の内壁面部１２７ｗとの間に距離Ｌ４の隙間からなる開口部１２９が画成されている。
【０１７９】
この揺動バルブ１２１は、第１錘としての錘１２３を含み第１実施形態の揺動バルブ４０と同様に構成されている。この揺動バルブ１２１の質量中心Ｐ１２１と、軸心Ｊ１２１との間の第１長さとしての長さは、Ｌ１２１（ｍ）となっている。この揺動バルブ１２１は、重力の加速度をｇ（９．８ｍ／ｓｅｃ２）とすると、下記の式（１０）で表される揺動周期Ｔ１２１（左右の一往復の時間：ｓｅｃ）で揺動するよう構成されている。
【数７】
2011112033.tif 000009
また、ばたつき抑制バルブ１２２は、第２錘としての錘１２４を含み第１実施形態の揺動バルブ４０と同様に構成されている。
【０１８０】
このばたつき抑制バルブ１２２の質量中心Ｐ１２２と、軸心Ｊ１２２との間の第２長さとしての長さは、Ｌ１２２（ｍ）となっている。このばたつき抑制バルブ１２２は、重力の加速度をｇ（９．８ｍ／ｓｅｃ２）とすると、下記の式（１１）で表される揺動周期Ｔ１２２（左右の一往復の時間：ｓｅｃ）で揺動するよう構成されている。
【数８】
2011112033.tif 000010
【０１８１】
このばたつき抑制バルブ１２２の長さＬ１２２は、揺動バルブ１２１の長さＬ１２１よりも、短くするため、錘１２３の重量が錘１２４の重量よりも大きくなるよう、ばたつき抑制バルブ１２２および揺動バルブ１２１がそれぞれ構成されている。したがって、ばたつき抑制バルブ１２２の揺動周期Ｔ１２２と、揺動バルブ１２１の揺動周期Ｔ１２１とは、Ｔ１２１＞Ｔ１２２の関係にあり、互いに異なっている。
【０１８２】
第８実施形態の排気装置１２０は、前述のように構成されているので、第１実施形態の排気装置２０と同様の効果が得られる。
すなわち、揺動バルブ１２１およびばたつき抑制バルブ１２２は、同一の周期で揺動することはなく、互いに揺動を抑制することになる。したがって、揺動バルブ１２１のばたつきは、ばたつき抑制バルブ１２２によりその発生が抑制され、ばたつきによる異音の発生が抑制されるという効果が得られる。
【０１８３】
錘１２３の重量が錘１２４の重量よりも大きくなるよう構成されているので、揺動バルブ４０に及ぶ流動圧力に対する回転感度が変わり、揺動バルブ４０に励起されるばたつきが抑制され、ばたつきによる異音の発生が抑制される。
また、回転感度が異なることにより、各バルブに応答差ができ、排気ガスの流動圧力に変動があったときでも、圧力変動による各バルブの開閉動作による排気音が急激に変化することはなく、異音の発生が確実に抑制される。
【０１８４】
このように、揺動バルブ１２１のばたつきが抑制されるので、テールパイプ１２７内に気柱共鳴が発生した際に、前述の開口端反射と閉口端反射との干渉による消音効果が確実に得られ、気柱共鳴による音圧ベルの増大による、騒音の発生が確実に防止されるという効果が得られる。
【０１８５】
また、揺動バルブ１２１およびばたつき抑制バルブ１２２は、錘１２３、１２４以外はそれぞれ第１実施形態の揺動バルブ４０と同様に構成されているので重量の増大や、製造コストの増大が低減されるという効果が得られる。また、背圧が高まってしまいエンジン２１に余計な負荷が加わってしまうことはなく、従来の背圧の問題が解消され、エンジン２１の排気性能が向上するという効果が得られる。
【０１８６】
揺動バルブ１２１によってテールパイプ１２７の開口部１２８の開口率が２０％程度に絞られるので、気柱共鳴の発生原因となる開口端反射波と、この閉口端反射波と位相が１８０度異なる閉口端反射波の両方を発生させることができ、この記開口端反射波と閉口端反射波とを干渉させることができる。この干渉により、気柱共鳴による音圧レベルの増大を抑制することができる。
【０１８７】
第７実施形態の排気装置１１０および第８実施形態の排気装置１２０においては、揺動バルブ１１１、１２１を、それぞれ下流開口端１１７ｂ、１２７ｂの開口の近傍に収容した場合について説明した。しかしながら、下流開口端１１７ｂ、１２７ｂの開口の近傍に収容する構造以外の構造で構成するようにしてもよい。例えば、揺動バルブ１１１、１２１を、上流開口端１１７ａ、１２７ａの開口の近傍に収容するようにしてもよい。また、揺動バルブ１１１、１２１を上流開口端１１７ａ、１２７ａおよび下流開口端１１７ｂ、１２７ｂの両方の開口の近傍にそれぞれ収容するようにしてもよい。
【０１８８】
なお、これらの構造の場合、第７実施形態の排気装置１１０および第８実施形態の排気装置１２０と同様に、揺動バルブ１１１、１２１のそれぞれに離隔してばたつき抑制バルブが設けられ、揺動バルブ１１１、１２１のばたつきの励起が抑制される。
【０１８９】
以上説明したように、本発明に係る内燃機関の排気装置は、重量の増大や製造コストの増大を低減しつつ、簡素な構成で、テールパイプの気柱共鳴によって音圧レベルが増大してしまうことを確実に抑制することができるという効果を有し、排気ガスの排気方向の最下流に設けられたテールパイプの気柱共鳴による音圧レベルの増大を抑制するようにした内燃機関の排気装置として有用である。
【符号の説明】
【０１９０】
２０、６０、７０、８０、９０、１００、１１０、１２０  排気装置
２１  エンジン（内燃機関）
２７、６７、７７、８７、９７、１０７、１１７、１２７  テールパイプ
２７Ａ、６７Ａ、７７Ａ、８７Ａ、９７Ａ、１０７Ａ、１１７Ａ、１２７Ａ  上流部
２７Ｂ、６７Ｂ、７７Ｂ、８７Ｂ、９７Ｂ、１０７Ｂ、１１７Ｂ、１２７Ｂ  下流部
２７ａ、６７ａ、７７ａ、８７ａ、９７ａ、１０７ａ、１１７ａ、１２７ａ  上流開口端
２７ｂ、６７ｂ、７７ｂ、８７ｂ、９７ｂ、１０７ｂ、１１７ｂ、１２７ｂ  下流開口端
２７ｃ、６７ｃ、８７ｃ、９７ｃ、１１７ｃ、１２７ｃ  収容部
２７ｈ、６７ｈ、８７ｈ、９７ｈ  拡径部
４０、８１、９１、１１１、１２１  揺動バルブ（第１バルブ）
４１  揺動軸（第１揺動軸、第２揺動軸）
４２  弁体（第１弁体）
４３、１２３  錘（第１錘）
４６、５６  受圧板
４７、５７、１１４  整流板
４８、５８、６８、６９、８８、８９、９８、９９、１１８、１１９、１２８、１２９  開口部
５０、８２、９２、１１２、１２２  ばたつき抑制バルブ（第２バルブ）
５１  揺動軸（第２揺動軸）
５２、１１３  弁体（第２弁体）
５３、１２４  錘（第２錘）
Ｌ４０、Ｌ１２１   長さ（第１長さ） 
Ｌ５０、Ｌ１２２  長さ（第２長さ）
Ｔ４０、Ｔ１２１  揺動周期（第１バルブの揺動周期）
Ｔ５０、Ｔ１２２  揺動周期（第２バルブの揺動周期）
【図１】
2011112033.tif 000011
【図２】
2011112033.tif 000012
【図３】
2011112033.tif 000013
【図４】
2011112033.tif 000014
【図５】
2011112033.tif 000015
【図６】
2011112033.tif 000016
【図７】
2011112033.tif 000017
【図８】
2011112033.tif 000018
【図９】
2011112033.tif 000019
【図１０】
2011112033.tif 000020
【図１１】
2011112033.tif 000021
【図１２】
2011112033.tif 000022
【図１３】
2011112033.tif 000023
【図１４】
2011112033.tif 000024
【図１５】
2011112033.tif 000025
【図１６】
2011112033.tif 000026
【図１７】
2011112033.tif 000027
【図１８】
2011112033.tif 000028
【図１９】
2011112033.tif 000029
【図２０】
2011112033.tif 000030
【図２１】
2011112033.tif 000031
【図２２】
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【図２３】
2011112033.tif 000033
【図２４】
2011112033.tif 000034
【図２５】
2011112033.tif 000035
【図２６】
2011112033.tif 000036
【図２７】
2011112033.tif 000037
【図２８】
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【図２９】
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【図３０】
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【図３１】
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【図３２】
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【図３３】
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【図３４】
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【図３５】
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【図３６】
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