JPH0196442A - デイーゼルエンジンの騒音低減装置 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】 ［産業上の利用分野］ 本発明は、自動車用ディーゼルエンジンの運転制御装置
に係り、特にディーゼルエンジンの常用域運転状態にお
ける振動および騒音を低減する装置に関する。

［従来の技術］ ディーゼルエンジンの運転制御にあたっては、一般に、
ガソリンエンジンにおけるように吸入空気量の制御によ
り負荷の制御、換言すれば回転速度の制御、を行うこと
なく、燃焼室に供給する燃料噴射量を制御することによ
り負荷の制御を行っている。このためディーゼルエンジ
ンには、ガソリンエンジンにおける吸入空気制御用のス
ロットルバルブまたはこれに相当する絞り弁を備えてい
ないのが普通である。このためディーゼルエンジンの吸
気の圧力波形は大きく、これに伴って発生する吸気音も
ガソリンエンジンより大である。

この点に鑑み、ディーゼルエンジンの吸気管の途中に吸
気絞り弁を配設し、エンジンが負荷運転されている時は
前記吸気絞り弁を吸気通路を絞らない全開位置に位置さ
せ、エンジンを停止せしめる時は前記吸気絞り弁を全閉
位置に位置させて吸気管閉塞を行い、エンジンが無負荷
運転されている時には前記吸気絞り弁を中間位置に位置
させるように制御し、前記無負荷運転時にはディーゼル
エンジンの振動および騒音の低減を図るようにすること
が提案されている（特開昭５８−３５２４１号公報参照
）。

［発明が解決しようとする問題点］ 自動車の車室内における騒音は、車室の吸音・遮音技術
の向上によって高周波数の音は比較的低いレベルに押え
られているが、エンジンの吸気音のような低い周波数の
音は吸音・遮音等の手段では低減し難い性質の音であっ
て、自動車の静粛性という観点から、車室の快適性を高
めるために音源の低減が強く求められている。

ディーゼルエンジンを搭載した自動車の場合エンジンの
振動や吸気音が大きいため、−層の騒音低減が要望され
る。ところで前述の特開昭５８−３５２４１号公報に記
載の技術においては、エンジンが負荷運転されている時
には吸気絞り弁は全開位置にあり、エンジンが無負荷運
転されている時には吸気絞り弁が中間位置にあるため、
吸気騒音が低減されるのはエンジンのアイドリング時お
よび減速時に限られ、アイドリング時のエンジンの吸気
音を低減したとしても自動車用ディーゼルエンジンの常
用回転速度域内での車室内騒音は依然として低減されて
いない。

そこで本発明はディーゼルエンジンの常用域での運転状
態における車室内騒音を低減することを目的とするディ
ーゼルエンジンの騒音低減装置を提供しようとするもの
である。

［問題点を解決すべき手段］ エンジンの吸排気音やエンジン振動などにより自動車の
車室内が共鳴した時に、車室内に搭乗者の耳を圧する、
所謂こもり音が発生する。このこもり音は特にエンジン
の吸気音の影響が大きく、吸気脈動に基因する音やエン
ジンの回転二次成分に基く音と車室の共鳴周波数が一致
した時にこもり音が最大となる。

本発明者らが吸気絞り弁を備えないディーゼルエンジン
を搭載した自動車の車室内の騒音を測定したグラフを第
１６図に示す。図において横軸はエンジン回転速度と変
速装置の変速比を一定にした場合の自動車の速度をあら
れし、縦軸は車室内の騒音レベルをあられす。第１６図
から明らかなように、車室内の騒音のオーバオール値（
破線で表示）は、エンジン回転速度の増大に伴って増大
する傾向を示すが、エンジンの回転二次成分に基く音（
実線で表示）はエンジン回転速度が２００　Ｏｒ、ｐ、
ｍ、に達するまでに２個のピークを形成する。特にエン
ジン回転速度が１７０　Ｏｒ、ｐ、ｍ。

付近（回転二次成分で約５７１１ｚ）の回転二次成分に
基く音は約７０ｄ［ｌに達し、こもり音と呼ばれる。

このこもり音を低減することにより車室騒音は著るしく
低減する。

一方、ディーゼルエンジンの吸気通路に吸気絞り弁を設
け、無負荷運転時に吸入空気量を制限すると無負荷運転
時におけるエンジンの振動や吸気騒音が低減することが
知られており、エンジンの無負荷運転時に限り吸気通路
を絞ることが行われているが、前記エンジンの回転二次
成分に基くこもり音を発生する自動車用エンジンとして
の常用域におけるディーゼルエンジンの振動および騒音
の低減は試みられていない。

そこで本発明者らはディーゼルエンジンの吸気通路に吸
気絞り弁を配設し、該エンジンを所定の回転速度で回転
せしめた状態で、前記吸気絞り弁により吸気通路を全開
状態から絞ってゆき、この各絞り状態における充填効率
１００％でのエンジン性能（燃費率ｇ／ｐｓ−ｈ）と音
圧レベル（ｄＢ）とを測定して、吸気通路からの吸入空
気量の影響を研究した。第１７図にエンジン回転速度が
１６０　Ｏｒ、ｐ、ｍ、の運転状態における音圧レベル
と燃費率の測定値を実線で、２０００ｒ、ｐ、ｍ、およ
び３０００ｒ、ｐ、ｍ、の運転状態における燃費率の測
定値を夫々破線と一点鎖線で示す。エンジン回転速度１
６００ｒ、ｐ、ｍ−は、第１６図からエンジン回転二次
成分がピーク値に近いエンジンの回転速度である。第１
７図かられかるように、エンジン回転速度１６００ｒ、
ｐ、ｍ、の運転状態において、吸気絞り弁を開口面積４
．８ｃｍ２まで絞り込んでも燃費率において全開状態と
殆んど差異がなく、４．８ｃｍ２よりさらに絞り込むと
、３ｃＪあたりまで燃費率が漸増し、３ｄよりさらに絞
り込むと燃費率が急増するが、音圧レベルにおいては、
開口面積１３ｃＪ以下に絞り込むと急速に低下し、約８
ｃｍ２から３ｄの開口面積の範囲でほぼ直線的に同等の
低いレベルを保つことを知見し、アイドリング時では３
ｄまでの開口面積でエンジン性能が損われないことがわ
かった。

そこで本発明者らは上記の知見に基いて、ディーゼルエ
ンジンの回転速度２００　Ｏｒ、ｐ、ｍ、以下の常用域
、エンジンの高・中・低負荷の全運転域において、エン
ジンの回転速度が２０００〜３５００ｒ、ｐ、ｍ、であ
ってエンジンが中・低負荷の運転域のとき、およびエン
ジンの回転速度が３５０　Ｏｒ、ｐ、ｍ、以上であって
低負荷運転域では、エンジンの吸気通路に配設した吸気
絞り弁により、吸気通路の絞り時開口面積を３〜８ｃｍ
２、好ましくは４．８〜８−程度の範囲とすることによ
り、エンジン性能を損うことなく車室内のこもり音を大
幅に低減できることに着目し、本発明をなしたものであ
って、本発明は、前記吸気絞り弁を通常の絞り弁におけ
る所謂全開位置（第１の位置）に位置せしめたとき、３
〜８ｃｍ２、好ましくは４．８〜８ｃｍ２の空気流通面
積を前記吸気絞り弁、吸気通路または吸気絞り弁と吸気
通路内壁との間に形成する吸気制御手段を設けるととも
に、前記吸気制御手段の吸気絞り弁を通常の絞り弁にお
ける所謂全開位置、即ち前記吸気通路の空気流通を殆ん
ど損わしめない位置（第２の位置）と前記第１の位置と
の少くとも２個の位置とに前記吸気絞り弁を選択的にア
クチュエータで位置せしめるようにし、前記ディーゼル
エンジンの回転速度または負荷により前記吸気制御手段
の吸気絞り弁を前記第１の位置と第２の位置の何れかに
選択的に位置させようとするものである。

［実施例］ 第１図に第１発明の第１実施例の概要説明図を示す。図
中符号１はディーゼルエンジンを模式的に示したもので
あって、符号２は内部を空気通路３とした吸気管を示す
。この吸気管２には板状の吸気絞り弁４を該弁４に固着
した支承軸５により回動自在とするように配設し、支承
軸５には吸気管２の外側においてクランクアーム６を固
着し、該クランクアーム６にはアクチュエータ１０の駆
動杆１８を連結せしめ、アクチュエータ１０の作動によ
り駆動杆１８およびクランクアーム６を介して支承軸５
を回動させ、吸気絞り弁４の位置により吸気通路３の絞
り時開口面積を変更可能とされており、該吸−気絞り弁
は、支承軸５の一方向の回動により吸気絞り弁４の周縁
の少くとも一部が吸気管２の吸気通路３を形成する内壁
７に衝突して同方向への回動が阻止される第１の位置（
第１図実線位置）から、吸気絞り弁４が吸気通路３の長
手方向に平行に位置して吸気通路、３の空気流通面積を
殆んど損わない第２の位置（第１図における鎖線で示す
位置）との間を１回動自在とされている。上記構成はガ
ソリンエンジンにおけるスロットル弁やチョーク弁およ
びその支承構成と同一であり、前記第１の位置および第
２の位置は、チョーク弁における全開位置および全開位
置に相当する。

第２図は前記吸気管２を第１図ｎ−ｎ線に沿って切断し
た断面図であって、前記吸気絞り弁４の周縁部には支承
軸５に平行に切欠縁８，８が形成されており、吸気絞り
弁４の前記切欠縁８，８を除く残余の周縁部の一部また
は全部が吸気管２の内壁７に衝突せしめられてそれ以上
の回動を阻止されている第１の位置（第１図実線位置お
よび第２図）において、前記内壁７と切欠縁８との間に
、３〜８ｃｍ２の空気流通面積の通路９を形成している
。

アクチュエータ１０は２個のケース半体１１゜１２間に
ダイアフラム１３をその周縁で固着して筐体を形成し、
その一方のケース半体１１とダイアフラム１３との間を
ケース半体１１に形成した開口１４により外気に連通せ
しめた大気圧室とし、他方のケース半体１２とダイアフ
ラム１３間の室をポート１５を介して負圧源に連結せし
める制御室１６とし、該制御室１６内に挿置したスプリ
ング１７に上りダイアフラム１３を大気圧室側に向けて
押圧せしめるとともに、ダイアフラム１３の中心部に一
端を固定した駆動杆１８を前記開口１４よりケース半体
１１の外部に導出し、前記クランクアーム６にその他端
を連結することにより、ダイアフラム１３の動きを吸気
絞り弁４に伝達する圧力制御型のものである。このアク
チュエータ１０の前記ポート１５を電磁切換弁２０の制
御ポート２１に連通せしめてあり、該電磁切換弁２０は
、前記制御ポート２１を外気に開口せしめた大気ポート
２２または空気ポンプの吸入口に連結せしめたバキウム
タンク等の負圧源２３に連通せしめた負圧ポート２４に
選択的に連通せしめるものであって、エンジン回転速度
およびエンジン負荷（吸気管内圧力、アクセル開度、燃
料噴射ポンプレバー開度、燃料噴射量）等の信号を入力
するＣＰＵ２５により制御され、ディーゼルエンジンが
ほぼ２００　Ｏｒ、ｐ、ｍ、の回転速度以下の運転状態
においてはエンジンの高・中・低負荷の全運転域におい
て、エンジンの回転速度が２０００〜３５００ｒ、ｐ、
ｓ＋、でエンジンが中・低負荷の運転域において、また
エンジンの回転速度が３５００ｒ．ｐ、ｍ、でエンジン
が低負荷の運転域にあるとき、ＣＰＵ２５の出力により
電磁切換弁２０はＯＮされてポート２１を負圧ボート２
４を介してバキウムタンク等の負圧源２３に連通せしめ
て制御室１６内を負圧とし、ダイアフラム１３および駆
動杆１８をスプリング１７の弾力に抗して制御室１６側
に移動させて吸気絞り弁４を第２の位置に位置せしめ、
ディーゼルエンジンが上記以外の運転状態であるときは
、電磁切換弁２０をＯＦＦして制御ポート２１を大気ボ
ート２２に連通せしめるように切換え、これにより制御
室１６を大気圧とし、ダイアフラム１３をスプリング１
７の弾力で押圧して移動させ、吸気絞り弁４を第１の位
置に位置せしめるように制御するものである。

第３図は、前記実施例において吸気絞り弁４の第１の位
置において、切欠縁８，８により形成される空気流通面
積を６．４ｄとした本実施例開面ヲ施したディーゼルエ
ンジンにおいて、吸気絞り弁４を第１の位置および第２
の位置に固定した状態でエンジンを夫々駆動せしめて、
エンジン回転速度と吸気管圧力とを対応せしめた図であ
る。図において線Ａは本実施例装置において吸気絞り弁
４を第１の位置に固定した状態でディーゼルエンジンの
回転速度を増大せしめた際の吸気管圧力の変化を示すも
ので、吸気絞り弁４を第２の位置に固定した状態で運転
したディーゼルエンジンの回転速度に対する吸気管圧力
を示す線Ｂと比較すると、エンジン回転速度２０００ｒ
、ｐ、＋ｉ、以下では、吸気絞り弁４が第１の位置にあ
る状態でもエンジン性能に影響する程吸気管圧力は上昇
しない。

２００　Ｏｒ、ｐ、ｍ、以上で主に加速時である高負荷
時では、吸気管圧力の上昇によってエンジン性能は影響
を受けるため、吸気絞り弁４を第２の位置に位置せしめ
（全開状態）、吸気管圧力の上昇がエンジン性能にほと
んど影響しない３５００ｒ、ｐ、ｍ。

以下での中負荷時、及び全回転数での低負荷時には、Ｃ
ＰＵ２５からの信号により電磁切換弁２０をＯＮせしめ
、負圧源２３の圧力を制御室１６に伝達して吸気絞り弁
４を第１の位置（絞り状態）にもたらし、吸気通路３の
空気流通面積を絞ることによって、エンジン性能を損う
ことなく、エンジンの騒音を低減せしめ、車室内のこも
り音を低減せしめることができる。従ってエンジンの高
負荷な加速状態においては線Ａ上の点Ａ１で電磁切換弁
２０がＯＦＦされると、吸気管圧力は線Ａ上ｒ、ρ０ｍ
、以下では弁４を第１の位置、３５００ｒ、ｐ、ｍ、以
上では第２の位置にする。また第３図によればエンジン
が３５０　Ｏｒ、ｐ、ｍ、の回転速度以上の運転状態に
おける高負荷時および中負荷時では吸気絞り弁４を第１
の位置（絞り状態）に位置せしめた場合はエンジン性能
を損うが、エンジン回転速度３５００ｒ、ｐ、ｍ、以上
の運転状態における低負荷時（主に減速時の状態）にお
いては、吸気絞り弁４を第１の位置（絞り状態）に位置
せしめることで、騒音、特にこもり音を低減できること
が明らかである。

第１実施例は第１の位置における吸気絞り弁４の絞り時
開口面積を４．８〜８艷の範囲とするに適した実施例で
ある。

第４図は第１発明の第２実施例の概要説明図であって、
アクチュエータ３ｏの作動により定められる吸気絞り弁
４の位置を、前記第１および第２の位置のほかに、該第
１および第２の位置の中間の第３の位置もとり得るよう
にしたもので、これにより第１実施例に比し低速域での
騒音をさらに低減しようとするものである。

この目的のため第２実施例においては、アクチュエータ
３０を２個の制御室３８．４０を備えた二段式のものと
し、各制御室３８．４０にはそれぞれ電磁切換弁４８．
４９を連結する。即ちアクチュエータ３０は２個のケー
ス半休３１．３２の間に中間ケース３３を設け、一方の
ケース半体３１と中間ケース３３との間に第１のダイア
フラム３４を、また他方のケース半体３２と中間ケース
３３との間に第２のダイアフラム３５を夫々その周縁で
固着して筐体を形成し、その一方のケース半体３１と第
１のダイアフラム３４との間をケース半体３１に形成し
た開口３６によって外気に連通ずる大気圧とし、第１お
よび第２のダイアフラム３４，３５間の室を中間ケース
３３に形成した第１のポート３７を介して負圧源２３に
連結せしめろ第１の制御室３８とし、他方のケース半体
３２と第２のダイアフラム３５との間をケース半体３２
に形成した第２のポート３９を介して負圧源に連結せし
める第２の制御室４０とし、第２のダイアフラム３５の
ほぼ中央部には第１のダイアフラム３４に面する側板に
開口４１を形成した筒状のストッパ４２を気密に固着す
る一方、中間ケース３３の内部には中央部に開口４３を
形成した支壁４４を第２のダイアフラム３５に平行に固
着すると共に、該支壁４４に形成した開口４３の形状・
面積を該支壁４４に面する前記ストッパ４２の側板（開
口４１を形成した側板）の形状・面積よりやや小に形成
し、第１のダイアフラム３４の中央部に連結した駆動杆
１８を前記支壁４４の開口４３およびストッパ４２の側
板の開口４１を貫通せしめてストッパ４２の内腔部にま
で延長し、その自由端にストッパ４２の側板に係止自在
の係止板４５を固着し、前記第１のダイアフラム３４と
ストッパ４２の側板との間に第１の圧縮スプリング４６
を弾発せしめ、またストッパ４２と他方のケース半体３
２との間に第２の圧縮スプリング４７を介装して、それ
ぞれのスプリング４６゜４７の弾力を駆動杆１８の移動
方向に沿わせたものである。また第１の電磁切換弁４８
および第２の電磁切換弁４９は第１実施例の電磁切換弁
２０と同一構造のもので、夫々の負圧ポート２４を負圧
源に連通させ、第１の電磁切換弁４８の制御ポート２１
はアクチュエータ３０の第１のポート３７に連通させ、
第２の電磁切換弁４９の制御ポート２１はアクチュエー
タ３０の第２のポート３９に連通させている。その他第
１図と同一符号を付した部分は同一部分を示す。

第２実施例においては吸気絞り弁４に形成した切欠縁８
（第２図参照）は、吸気絞り弁４の第１の位置において
、吸気管２の内壁７と切欠縁８との間に３〜４．７ｄの
空気流通面積の通路９を形成している。ＣＰＵ２５は、
エンジン回転速度および吸気管圧力の信号を入力し、エ
ンジン回転速度または吸気管圧力がディーゼルエンジン
のアイドリング運転時または低速運転時を検出したとき
第１の信号を第１および第２の電磁切換弁４８゜４９に
送って両切換弁をＯＮさせ、両切換弁４８゜４９の制御
ポート２１を負圧源２３に連通せしめる。アクチュエー
タ３０においては、第２のポート３９を介して第２の制
御室４０に導入された負圧により第２のダイアフラム３
５が第２のスプリング４７の弾力に抗して第４図右方に
移動し、ダイアフラム３５の中央部に固着したストッパ
４２は係止板４５に係合して駆動杆１８を右方に牽引す
るとともに、第１のポート３７を介して第１の制御室３
８に導入された負圧は第１のダイアフラム３４を第４図
右方に移動させ、駆動杆１８に第１の制御室３８に導入
された負圧による牽引力を付加する。このとき第１のス
プリング４６はストッパ４２と係止板４５との係合を確
実にしている。

従って吸気絞り弁４の支承軸５に固着されたクランクア
ーム６は大きく第４図右方に牽引され、吸気絞り弁４の
周縁部を吸気管２の内壁７に衝突せしめた状態を維持し
、吸気絞り弁４を第１の位置（実線図示）に維持する。

このときの絞り時開口面積は３〜４．７ａ＃の範囲にあ
る。

次にＣＰＵ２５へのエンジン回転速度および吸気管圧力
の信号が峙記アイドリング運転時または低速運転時の運
転状態を脱しかつディーゼルエンジンの中速域であるこ
とを検出したときは第２の信号を第２の電磁切換弁４９
に送り、該切換弁４９をＯＦＦせしめると共に、第１の
電磁切換弁４８のＯＮ状態を維持する。第２の電磁切換
弁４９はこの第２の信号により制御ポート２１を大気ポ
ート２２に連通せしめるから、アクチュエータ３０にお
いては第２の制御室４０が大気圧となり、ストッパ４２
は第２のスプリング４７の弾力で支壁４４に押圧されそ
の位置を固定される。従って第１のダイアフラム３４は
第１のダイアフラム３４に作用する第１の制御室３８内
の負圧と大気圧室内の大気圧との差圧と第１のスプリン
グ４６の弾力とにより、吸気絞り弁４を前記第１の位置
と第２の位置との間の所定の位置（第３の位置）に位置
せしめられる。この第３の位置における吸気絞り弁４は
破線で第４図に示され、この位置における吸気絞り弁４
による開口面積が４．８〜６．４ｄとなるように諸元が
定められる。

上述したところから明らかなように、吸気絞り弁４の第
１の位置および第３の位置においては、吸気絞り弁４に
より吸気通路３の空気流通面積を燃費等のエンジン性能
に悪影響のない開口面積３〜６．４ｄに絞り、エンジン
騒音を低減するものである。ＣＰＵ２５が第１および第
２の電磁切換弁４８．４９をＯＮさせたときは、アクチ
ュエータ３０の第１および第二の制御室３８．４０には
大気圧が導入され、駆動杆１８は第１および第２のスプ
リング４６．４７の弾力により第４図左方に移動せしめ
られ、吸気絞り弁４は一方の停止端である前記第２の位
置（鎖線図示）に位置せしめられて、吸気通路３の空気
流通面積を殆んど損わない位置に維持される。

第５図は本実施例において吸気絞り弁４の第１の位置に
おける開口面積を３ｄに固定した吸気管圧力を線Ｃで、
また第３の位置における開口面積を６．４ｄに固定した
吸気管圧力を線りで、さらに第２の位置（吸気通路を全
開とする位置）に固定した吸気管圧力を線Ｅで表示した
図である。本実施例においては、エンジンの円滑な加速
状態において、線Ｃ上の点Ｃ１から吸気絞り弁４が第３
の位置に位置せしめられたとき線り上の点Ｄ１に移動し
、さらに吸気絞り弁４が第２の位置に位置せしめられた
とき線り上の点Ｄ２から線Ｅ上の点Ｅ１に移動するよう
に、実線に沿う吸気管圧力の変化を示すこととなる。

第６図は第１発明の第３実施例の概要説明図である。本
実施例は第１実施例においてＣＰＬＪ２５によ、り制御
される電磁切換弁２０（以下第１の電磁切換弁２０とい
う）のほかに、さらにＣＰＵ２５により制御される第２
の電磁切換弁２６と圧力制御弁５０を設け、第１電磁切
換０２０の大気ポート２２を制御することにより、吸気
絞り弁４の第１の位置と第２の位置との間の切換えを瞬
時に行うことなく、吸気管圧力をほぼ一定とするように
第１の位置と第２の位置との間を移行するように制御し
、さらに高回転速度域でエンジン騒音を低減しようとす
るものである。

第２の電磁切換弁２６は第１の電磁切換弁２０と同一構
造のものであって、負圧源２３に連通ずる負圧ポート２
４．外気に連通ずる大気ポート２２および制御ポート２
１を備え、該第２の電磁切換弁２６の制御ポート２１は
連通管２７により第１の電磁切換弁２０の大気ポート２
２に連結され、第１の電磁切換弁２０の大気ポート２２
は連通管２７、第２の電磁切換弁２６の制御ポート２１
および大気ポート２２を介して外気と連通ずるようにな
っている。

前記連通管２７にはオリフィス２８が形成され、該オリ
フィス２８と第１の電磁切換弁２０の大気ポート２２と
の間の連通管２７に圧力制御弁５０の取付管５１が連通
している。圧力切換弁５０は前記取付管５１を中央部に
固定したケース半体５２と負圧ポート５３を形成した他
方のケース半体５４との間でダイアフラム５５の周縁を
固定して筏状に形成し、前記一方のケース半体５２とダ
イアフラム５５との間の室をケース半体５２に形成した
開口５６を介して外気に連通せしめた大気圧室５７とし
、他方のケース半体５４とダイアフラム５５との間の室
を前記負圧ポート５３、連通路５８および吸気管２にお
ける吸気絞り弁４配設部の下流に形成した取出口１９を
介して吸気通路３に連通せしめた負圧室５９とする。前
記大気圧室５７内には前記取付管５１の自由端を延在せ
しめて、その開口部６０をダイアフラム５５の中心部の
大気圧室５７に面する部分に固定した閉塞体６１により
開閉自在にするとともに、前記負圧室５９内にはケース
半体５４とダイアフラム５５との間にスプリング６２を
配設し、その弾力を前記閉塞体６１が取付管５１の開口
６０を常時閉塞する方向にダイアフラム５５に作用せし
める。その他第１図と同一符号を付した部分は同一部分
を示す。

第３実施例の作用をディーゼルエンジンの始動時から回
転速度を増大せしめる運転の態様で説明すると、エンジ
ンが２００　Ｏｒ、ｐ、ｍ、の回転速度以下の運転状態
においては、第２の電磁切換弁２６はＯＦＦの状態にあ
るが、第１の電磁切換弁２０がＣＰＵ２５の信号により
ＯＮされ、その制御ポート２１が低圧源２３に連通ずる
低圧ポート２４に連通される。この結果アクチュエータ
１０の制御室１６には負圧が導入されて吸気絞り弁４を
実線図示の第１の位置に位置せしめる。エンジンが高負
荷で２００　Ｏｒ、ｐ、ｍ、以上の回転速度の運転状態
に達したことを検知すると、ＣＰＵ２５の出力信号によ
り第１の電磁切換弁２０はＯＦＦされ、第１の電磁切換
弁２０の大気ポート２２が制御ポート２１に連通され、
前記大気ポート２１は連通管２７、第２の電磁切換弁２
６の制御ボート２１および大気ポート２２を介して、ア
クチュエータ１０の制御室１６には大気圧が導入され、
吸気絞り弁４は第６図鎖線で図示したように吸気通路３
の空気流通面積を殆んど損わない第２の位置（全開位置
）に位置せしめられることとなる。

本実施例においては、さらにディーゼルエンジンの運転
状態が中負荷で３５００ｒ、ｐ、ｍ、以上の回転速度の
運転状態に移行したとき、ＣＰＵ２５からの信号で第２
の電磁切換弁２６をＯＮせしめる。

すると第２の電磁切換弁２６の制御ポート２１は負圧ポ
ート２４を介して負圧源２３に連通されるから、アクチ
ュエータ１０の制御室１６に負圧が導入され、吸気絞り
弁４は第１の位置に位置せしめられ、吸気通路３を開口
面積６．４ａｌｔに絞ることとなる。このとき圧力切換
弁５０においては取付管５１の開口６０と閉塞体６１と
の当接部に負圧が作用し、閉塞体６１は吸引され、圧力
切換弁５０のダイアフラム５５には、一方向に前記負圧
による吸引力とスプリング６２の弾力が作用し。

他方向には大気圧室５７内の大気圧と負圧室５９に作用
する吸気管圧力（吸気絞り弁４の下流側圧力）との差圧
が作用する。従って吸気管圧力が所定の負圧となったと
きに閉塞体６１が開口６０を開くようにスプリング６２
の弾力を定めておくときは、エンジンが回転速度３５　
Ｑ　Ｑｒ、ｐ、ｍ、以上で中負荷で運転されているとき
、負圧室５９に作用する負圧が上昇するとダイアフラム
５５はスプリング６２の弾力に抗して移動して開口６０
を開放し、連通管２７を圧力切換弁５０の大気圧室５７
および開口５６を介して外気に連通せしめるから、アク
チュエータ１０の制御室１６の負圧がうすめられダイヤ
フラム１３には制御室１６の負圧による力とスプリング
１７による力とがつり合うダイヤフラム１３の位置に対
応する開度を吸気絞り弁４が保つようになる。このよう
にして第２の電磁切換弁２６をＯＮしている間は吸気管
圧力をほぼ一定に維持するようにエンジンの吸気を制御
することとなり、吸気音およびエンジン騒音をエンジン
の中負荷で３５０　Ｏｒ、ｐ、＋ａ、以上の回転速度に
おいても低減することができる。即ち、吸気絞り弁４に
よる絞り量を一定のままでエンジン回転速度を上げてゆ
くと、吸気管内負圧も増加していき、負圧が大となりす
ぎるとエンジン出力が大きく低下するが、上述のように
定圧で制御すると、エンジンの回転速度が上昇しても吸
気管負圧は一定で、エンジンの出力低下が少なく、吸気
絞り弁を設けないものよりは騒音を低減することができ
る゛。

第７図は第３実施例において吸気絞り弁４を第１の位置
において開口面積６．４ｄに固定した状態における吸気
管圧力を線Ｆで、また第２の位置において固定した状態
における吸気管圧力を線Ｇでそれぞれ示した図である。

本実施例においてはエンジンの高負荷な加速状態におい
て、線Ｆ上の点Ｆ１で第１および第２の電磁切換弁２０
および２６がＯＦＦ状態となると、吸気管圧力は線Ｇ上
の点Ｇ１に移行し、エンジンの回転速度の増大とともに
点Ｇ２に移行する。エンジンの中負荷時においてエンジ
ンが３５０　Ｏｒ、ｐ、ｍ、以上の回転速度においてＣ
ＰＵ２５の信号により第２の電磁切換弁２６がＯＮされ
ると、エンジンの回転速度にかかわらず吸気管圧力は線
Ｇ上の点Ｇ２の負圧を維持するように運転され、エンジ
ンの３５００ｒ．ｐ、ｍ、の回転速度の運転状態以下で
あることが検出されたとき、第１の電磁切換弁２０がＯ
Ｎされて、吸気管圧力は線Ｆに従うこととなる。

第８図は第２発明の一実施例の概要説明図、第９図およ
び第１０図はその圧力切換弁の断面図を示すものである
１本実施例におけるアクチュエータ１０および駆動杆１
８による吸気絞り弁４の１駆動構造は第１発明の第１実
施例と同一である。本実施例は負圧源２３とアクチュエ
ータ１０との間に機械式の負圧切換弁７０を配設し、該
切換弁７０をアクセルペダル７１によって駆動される燃
料噴射ポンプレバー７２により制御するものである。

前記負圧切換弁７０はコツプ状の外殻７３の開口縁に弁
保持部材７４を螺装したものであって、弁保持部材７４
は前記外殻７３に螺装される端部を開口せしめて該開口
に円盤状の閉塞部材７５を気密に装着して内部に空間を
形成すると共に、この弁保持部材７４には前記負圧線２
３に連通する負圧ポート７６、前記アクチュエータ１０
の制御室１６のポート１５に連通する制御ポート７７お
よび外気に連通する大気ポート７８を形成する。

大気ポート７８は前記円盤状の閉塞部材７５の中心軸に
沿って形成され、負圧ポート７６および制御ポート７７
は前記中心軸に沿った異なる位置において、弁保持部材
７４と閉塞部材７５間に形成される内部空間にそれぞれ
開ロア９，８０、大気ポート７８は前記中心軸に関して
前記開ロア９゜８０の中間位置に開口８１し、該開口８
１の周囲には環状の弁座８２が形成される。閉塞部材７
４には内部空間に向けて円筒壁８３がその中心軸を中心
として形成され、その頂部に前記弁座８２と対向する環
状の弁座８４が形成され、これら弁座８２．８４の間に
は板状の弁体８５が前記中心軸方向に移動可能に挿置さ
れ、かつ常時円筒壁８３に形成した弁座８４に着座せし
められるようにスプリング８６で付勢されており、弁体
８５が弁座８４に着座するときは大気ポート７８の開口
８２を開放して制御ポート７７の開口８０と連通され、
前記スプリング８６の弾力に抗して押圧されて弁座８２
に着座せしめられるときは、大気ポート７８の開口は閉
じられて負圧ポート７６の開ロア９と制御ポート７７の
開口８０が連通されるように、前記円筒壁８３が内部空
間を仕切っている。

また閉塞部材７５には前記円筒壁８３の内部に押杆８７
が前記中心軸に沿って摺動可能にかつ気密に貫通せしめ
られており、その一端は前記弁体８５に当接すべくされ
、他端は外殻７３の内部空間に向けて突出している。

前記外殻７３はその内部空間にコツプ状の第１のピスト
ン部材９０が開口縁を外殻の底板９１に向けて、かつ前
記閉塞部材７５の中心軸に沿って外殻７３に対し摺動自
在に設けられ、該ピストン部材９０と弁保持部材７４と
の間に配設したスプリング９２の弾力により弁保持部材
７４より遠去かる方向に弾発されている。第１のピスト
ン部材９ｏの開口縁には前記閉塞部材７５の中心軸に沿
って延在する杆状の当接部材９３の基部９４が固着され
、第１のピストン部材９０の内部に前記基部９４により
仕切られる空間を形成し、この空間内に第２のピストン
部材９５を前記第１のピストン部材９０に対し前記中心
軸に沿って摺動可能に挿置されている。前記第１のピス
トン部材９ｏの底抜には開口９６が形成され、この開口
９６を貫通して第２のピストン部材９５に前記中心軸に
沿って形成した杆状の抑圧部９７を挿通し、かつ前記基
部９４と第２のピストン部材９５との間に配設したスプ
リング９８の弾力で前記ピストン部材９５を第１のピス
トン部材９０の底板に押圧する方向に弾発されている。

前記当接部材９３は前記外殻の底抜に形成した開口９９
を貫通して外方に突出せしめられ、噴射ポンプレバー７
２に当接せしめられる。前記閉塞部材７５の中心軸は、
外殻７３、第１のピストン部材９０、第２のピストン部
材９５．当接部材９３および抑圧部９７の中心軸でもあ
る。

第９図は、アクセルペダルが踏み込まれていない状態ま
たは僅かに踏み込まれた、エンジンの減速時または定速
走行時の状態を示す。この状態においては、上記負圧切
換弁７０の当接部材９３が噴射ポンプレバー７２に当接
している。この状態においては当接部材９３は噴射ポン
プレバー７２によりスプリング９２の弾力に抗して押圧
され、第２のピストン部材９５に形成された杆状の抑圧
部９７は同軸上に配列された押杆８７に当接して弁体８
５を圧縮されたスプリング９８の弾力により弁座８２に
圧接着座しめているから、制御ポート７７は弁保持部材
７４の内部空間を介して負圧ポート７６に連通し、負圧
源２３の負圧をアクチュエータ１０の制御室１６に導き
、吸気絞り弁４を第８図に実線で示す第１の位置（開口
面積６．４ｄ）に位置せしめている。

アクセルペダル７１の押圧が大となるに従い噴射ポンプ
レバー７２は第９図において左方に移動し、第１のピス
トン９０はスプリング９２の弾力により次第に左方へ移
動する。これに伴い第２のピストン９５を右方に押圧す
るスプリング９８の圧縮度は次第に緩和され、弁体８５
を弁座８２に押圧するスプリング９８の弾力も次第に弱
まり、当接部材９３の基部９４が外殻７３の底板に衝突
する第１０図の状態においてスプリング９８による弁体
８５の押圧力が最も弱くなる。また弁体８５にはその一
面には大気ボート７８内の大気圧が、その他面には弁保
持部材７４の内部空間の負圧が、それぞれ作用している
。従って当接部材９３の基部９４が外殻７３の底板に衝
合する直前の位置においてスプリング８６．９８の弾力
が等しくなるようにしておくと、アクセルペダルの踏み
込み量の多い加速時、高負荷時、高回転時などの高エン
ジン出力が必要な第１０図の状態においては、スプリン
グ８６の弾力がスプリング９８の弾力に打ち勝って弁体
８５を弁座８４に押圧して大気ボート７８の開口８１を
制御ボート７７の開口８０に連通せしめると共に、弁板
８５には負圧ボート７６の開ロア９に連通する弁保持部
材７４の内部空間の部分に存在する負圧と大気圧との差
圧が作用して、該弁板８５を弁座８４に圧接する。

このようになるとアクチュエータ１０の制御室１６には
大気ボート７８の大気圧が導かれ、吸気絞り弁４を鎖線
図示の第２の位置に位置せしめ、吸気通路３を全開する
。

従って噴射ポンプレバー７２が負圧切換弁７０の当接部
材９３から離間する位置を、ディーゼルエンジンの２０
０　Ｏｒ、ｐ、ｍ、の回転速度に相当する燃料噴射量を
達成する位置とし、寸法やばねの強さ等の諸元を定める
と、エンジンの増速運転状態にあってはエンジンの回転
速度が２００　Ｏｒ、ｐ、＋ｏ。

に達するまでは吸気絞り弁４を第１の位置に位置せしめ
て吸気騒音およびエンジン騒音を低減せしめ、エンジン
の回転速度が２００　Ｏｒ、ｐ、ｍ、を超えると吸気絞
り弁４を第２の位置にもたらすように制御すると共に、
自動車の走行中アクセルペダル７１の押圧力を弱めて減
速状態とするときは、当接部材９３をスプリング９２の
弾力により外殻７３より突出する方向に移動し、吸気絞
り弁４を第１の位置にもたらし、この運転状態において
エンジン性能を損うことなく吸気騒音およびエンジン騒
音を低減することができる。

第１１図は第４実施例において吸気絞り弁４を第１の位
置において開口面積６．４ｄに固定した状態における吸
気管圧力を線■（でまた第２の位置において固定した状
態における吸気管圧力を線Ｊでそれぞれ示した図である
。本実施例においてはエンジンの円滑な加速状態におい
てＲｉＡＨ上の点Ｈ１で負圧切換弁７０がＯＦＦ状態と
なると吸気管圧力は線Ｊ上の点Ｊ１に移行し、エンジン
の回転速度の増大とともに上昇する。上記本実施例の構
成によれば、エンジンの回転速度が２００゜ｒ、ｐ、ｍ
、を超える走行状態であっても、アクセルペダルの押込
み量を少くした減速状態においては吸気絞り弁４を第２
の位置から第１の位置に戻すことによって、エンジンの
性能を損うことなく騒音を低減するものであることは明
らかである。

第１２図ないし第１４図は吸気管２における吸気絞り弁
４の設置部の変形例の縦断面図を示す。

第１２図において吸気絞り弁４は、第１の位置に位置せ
しめられたときその全周縁において吸気管２の内壁７に
衝合し、吸気絞り弁４と内壁７との間に通路を形成しな
い、その代りに吸気管２に上記第１の位置にある吸気絞
り弁４の上流側と下流側とを接続する管路１０１を形成
し、該管路１０１内に形成したバイパス通路１０２の断
面積を、３〜８ｃｍ２に形成したものである。この変形
例においては、吸気絞り弁４を第１の位置に位置せしめ
たときは、エンジンに供給される空気はバイパス通路１
０２を流れる空気のみとなるが、吸気絞り弁４を第２の
位置（−点鎖線図示）の位置に位置せしめたときは、バ
イパス通路１０２には殆んど空気が流通しない。

第１３図においては、吸気管２の吸気絞り弁４設置部の
管壁の一部を外部に凸状に膨出させた膨出部１０３を形
成し、吸気絞り弁４を第１の位置に位置せしめたとき、
前記膨出部１０３の内壁を除く吸気通路３の内壁７に吸
気絞り弁４の外周部が衝合し、前記膨出部１０３におい
てその内壁と吸気絞り弁４の周縁との間に空気流通路１
０４を形成したものであって、前記空気流通路１０４の
断面積を３〜８ｃｍ２としたものである。

第１４図においては吸気絞り弁４は第１の位置に位置せ
しめられたときその全周縁が吸気通路３の内壁７に衝合
する形状のものとし、吸気絞り弁４に空気流通孔１０５
を２個形成したものであって、この空気流通孔１０５の
全断面積は、３〜８ｃｍ２とする。第１５図は第１４図
ｘｖ−ｘｖ線に沿う横断面図である。

［発明の作用および効果コ 本発明は、ディーゼルエンジンの吸気通路に、吸気絞り
弁をその支承軸の周りに回動自在に配設するとともに、
前記吸気絞り弁を回動せしめてその少くとも一部が前記
吸気通路の内壁に衝合してそれ以上の回動を阻止される
第１の位置において、空気流通面積を３〜８ｃｍ２とす
る空気流通路を、前記吸気絞り弁、前記吸気通路壁また
は該吸気通路壁と吸気絞り弁との間に形成し、かつ前記
吸気絞り弁には、該絞り弁を前記第１の位置と、該絞り
弁をしてその配設部における前記吸気通路の空気流通面
積を殆んど損わしめない前記吸気絞り弁の第２の位置と
の、少くとも２個の位置に選択的に位置せしめるアクチ
ュエータが連結されており、前記ディーゼルエンジンの
回転速度および負荷に応じ、前記吸気絞り弁を前記第２
の位置から第１の位置に変換せしめるものであるから、
ディーゼルエンジンの運転性能を損わないで吸気騒音お
よび振動騒音を低減できるものである。

即ち本発明者らが見出しかつ第１７図に示したように、
ディーゼルエンジンの回転速度を２００　Ｏｒ、ｐ、＋
ｎ、以下の運転状態で高負荷時（第１７図には１６００
ｒ、ｐ、ｍ、と２００　Ｏｒ、ｐ、ｍ、の運転状態を例
示）においては、吸気通路の空気流通面積を吸気絞り弁
で制限したときの空気流通面積を４．８〜８ｃｍ２とし
て運転しても、燃費率において開口面積８〜３２ｄ（全
開）の場合と実質的に異らず、従ってディーゼルエンジ
ンの２００゜ｒ、ｐ、ｍ、以下の常用回転速度域におい
てエンジンの性能を損わずに音圧レベルを著しく低減す
ることができるものであって、ディーゼルエンジンの３
００　Ｏｒ、ｐ、ｉ、の回転速度の運転状態においては
開口面積がほぼ１０ａ１以下の場合に燃費率が増大する
のに比してエンジン性能を損わないことが明らかである
。そして第１７図によれば開口面積を３ｄとした場合に
は燃費率が上昇はするがその割合は少いので、例えばア
イドリング運転時等には開口面積を３ｄまで絞ることに
より吸気騒音および振動騒音を低減することができる。

なお前記制御手段による吸気絞り弁を第１の位置に位置
せしめる運転状態を、ディーゼルエンジンの２０００ｒ
、ｐ、ｍ、の回転速度以下に相当する運転状態としたが
、２０００〜３５００ｒ、ｐ、ｍ、の回転速度の運転状
態におけろ中負荷時および低負荷時においても、ならび
に３５００ｒ、ｐ、ｍ、以上の回転速度の運転状態にお
ける低負荷時においても同様に吸気絞り弁により開口面
積比を絞り、吸気騒音および振動騒音を低減することが
できる。

【図面の簡単な説明】

第１図は第１発明の第１実施例の概要説明図、第２図は
第１図■−■線に沿う＋Ｒ断面図、第３図は第１実施例
におけるエンジン回転速度と吸気管圧力との対応を示す
線図、第４図は第１発明の第２実施例の概要説明図、第
５図は第２実施例におけるエンジン回転速度と吸気管圧
力との対応を示す線図、第６図は第１発明の第３実施例
の概要説明図、第７図は第３実施例におけるエンジン回
転速度と吸気管圧力との対応を示す線図、第８図は第２
発明の一実施例の概要説明図、第９図および第１．０図
は同実施例の負圧切換弁の作動状況を夫々示す断面図、
第１１図は同実施例におけるエンジン回転速度と吸気管
圧力との対応を示す線図、第１２図ないし第１４図は本
発明における吸気絞り弁設置部の変形例を夫々示す縦断
面図、第１５図は第１４図ｘｖ−ｘｖ線に沿う横断面図
、第１６図はディーゼルエンジン回転速度と騒音レベル
との対応を示す線図、第１７図はディーゼルエンジンの
吸気通路を絞ったときの開口面積と燃費率および音圧レ
ベルの対応を示す線図である。 なお図中法の符号は次の部分を示す。 １・・・・ディーゼルエンジン、２・・・・吸気管、３
・・・・吸気通路、　　　　　４・・・・吸気絞り弁、
１０．３０・・・・アクチュエータ、 ２０．２６，４８．４９・・・・電磁切換弁、２３・・
・・負圧源、　　　　　　２５・・・・ＣＰＵ、５０・
・・・圧力切換弁、　　　７０・・・・負圧切換弁。 特許出願人　　日本電装株式会社

Claims (8)

【特許請求の範囲】
1. （１）ディーゼルエンジンの吸気通路に、吸気絞り弁を
   その支承軸の周りに回動自在に配設するとともに、前記
   吸気絞り弁を回動せしめてその少くとも一部が前記吸気
   通路の内壁に衝合してそれ以上の回動を阻止される第１
   の位置において、前記吸気絞り弁の配設部における吸気
   通路の空気流通面積を３〜８ｃｍ＾２とする空気流通路
   を前記吸気絞り弁、前記吸気通路壁または該吸気通路壁
   と吸気絞り弁との間に形成した吸気制御手段と： 筐体と、該筐体の内部を大気に連通する大気圧室と負圧
   源に連通する制御室とに仕切るダイアフラムと、該ダイ
   アフラムを前記大気室内の大気圧に抗する方向に弾発す
   るスプリングと、前記吸気制御手段の吸気絞り弁と前記
   ダイアフラムとを連結する駆動杆とを備え、前記吸気絞
   り弁を、前記第１の位置と、該絞り弁をしてその配設部
   における前記吸気通路の空気流通面積を殆んど損わしめ
   ない前記吸気絞り弁の第２の位置との、少くとも２個の
   位置に選択的に位置せしめるアクチュエータと： 前記アクチュエータの制御室を前記負圧源と大気に選択
   的に連通せしめる電磁切換弁： 前記ディーゼルエンジンの回転速度および負荷に応じて
   、前記アクチュエータが前記吸気制御手段の吸気絞り弁
   を前記第１の位置と第２の位置の何れかに位置せしめる
   ように前記電磁切換弁を制御するＣＰＵとからなること
   を特徴とするディーゼルエンジンの騒音低減装置。
2. （２）前記電磁開閉弁は、前記ディーゼルエンジンの回
   転速度が２０００ｒ．ｐ．ｍ．以下のとき、前記ディー
   ゼルエンジンの回転速度が２０００〜３５００ｒ．ｐ．
   ｍ．であつて該エンジンが中負荷および低負荷で運転さ
   れているときおよび前記ディーゼルエンジンの回転速度
   が３５００ｒ．ｐ．ｍ．以上であつて該エンジンが低負
   荷で運転されているときに、前記アクチュエータの低圧
   室を前記負圧源に連通せしめ、前記ディーゼルエンジン
   が前記以外の運転状態のときは前記アクチュエータの低
   圧室を大気に連通せしめるように、ＣＰＵにより制御さ
   れることを特徴とする特許請求の範囲第１項に記載のデ
   ィーゼルエンジンの騒音低減装置。
3. （３）前記吸気通路には、前記吸気絞り弁が前記第１の
   位置に位置せしめられた状態において、３〜８ｃｍ＾２
   の断面積のバイパス通路を備え、前記吸気絞り弁は前記
   バイパス通路を除く吸気通路を遮断するものであること
   を特徴とする特許請求の範囲第１項または第２項に記載
   のディーゼルエンジンの騒音低減装置。
4. （４）前記吸気通路の吸気絞り弁配設部には、該絞り弁
   が前記第１の位置にあるとき該絞り弁と前記吸気通路の
   内壁との間に空気流通間隙を形成する変形部が形成され
   、前記吸気絞り弁配設部における前記吸気通路の変形部
   との間の空気流通面積と前記吸気絞り弁に形成した開口
   の空気流通面積の和が、３〜８ｃｍ＾２であることを特
   徴とする特許請求の範囲第１項または第２項に記載のデ
   ィーゼルエンジンの騒音低減装置。
5. （５）前記吸気絞り弁が前記第１の位置にあるとき、該
   絞り弁の配設部における吸気通路の空気流通面積を４．
   ８〜８ｃｍ＾２とする空気流通通路を、前記吸気絞り弁
   、前記吸気通路または該吸気通路と吸気絞り弁との間の
   何れかに形成することを特徴とする特許請求の範囲第１
   項ないし第４項の何れか１つに記載のディーゼルエンジ
   ンの騒音低減装置。
6. （６）前記吸気制御手段の吸気絞り弁は、前記第１の位
   置に位置せしめられた状態において、該吸気絞り弁の配
   設部における吸気通路の面積を３〜８ｃｍ＾２とする開
   口が形成されているものとし：前記アクチュエータは、
   筐体と、該筺体の内部を２個のダイアフラムにより仕切
   つて１個の大気圧室と負圧源に連通する第１および第２
   の制御室に形成するとともにこれらダイアフラムを前記
   大気圧室内の大気圧に抗する方向に弾発するスプリング
   と、前記吸気制御手段の吸気絞り弁と前記ダイアフラム
   とを連結する駆動杆とを備え、前記電磁切換弁は前記ア
   クチュエータの第１および第２の制御室に設けられ、前
   記ＣＰＵにより前記第１の制御室が前記負圧源に連通せ
   しめられたとき、前記吸気制御手段の吸気絞り弁は、前
   記第１の位置と第２の位置の中間位置である第３の位置
   に位置せしめられることを特徴とする特許請求の範囲第
   １項ないし第４項のいずれかに記載のディーゼルエンジ
   ンの騒音低減装置。
7. （７）前記電磁切換弁の前記アクチュエータの低圧室を
   大気に連通せしめるポートは、第２の電磁切換弁を介し
   て負圧源に連通せしめられるとともに、前記第１および
   第２の電磁切換弁を連通する連通路は取付管を介してダ
   イアフラムにより大気室と負圧室とに筺体内を仕切られ
   た圧力切換弁の大気室に連通せしめられ、該圧力切換弁
   はその負圧室を前記吸気制御手段の吸気絞り弁下流の吸
   気通路に連通され、前記圧力切換弁のダイアフラムは大
   気室内の圧力に抗する方向にスプリングによつて弾発さ
   れて前記取付管の大気室内における開口を常時閉塞し、
   前記低圧室内に導入された吸気通路内の圧力が所定の値
   以下となつたとき前記大気室内を前記連通路に連通せし
   めることを特徴とする特許請求の範囲第１項にないし第
   ５項のいずれか１つに記載のディーゼルエンジンの騒音
   低減装置。
8. （８）ディーゼルエンジンの吸気通路に、吸気絞り弁を
   その支承軸の周りに回動自在に配設するとともに、前記
   吸気絞り弁を回動せしめてその少くとも一部が前記吸気
   通路の内壁に衝合してそれ以上の回動を阻止される第１
   の位置において、前記吸気絞り弁の配設部における吸気
   通路の空気流通面積を３〜８ｃｍ＾２とする空気流通路
   を前記吸気絞り弁、前記吸気通路壁または該吸気通路壁
   と吸気絞り弁との間に形成した吸気制御手段と： 筺体と、該筺体の内部を大気に連通する大気圧室と負圧
   源に連通する制御室とに仕切るダイアフラムと、該ダイ
   アフラムを前記大気室内の大気圧に抗する方向に弾発す
   るスプリングと、前記吸気制御手段の吸気絞り弁と前記
   ダイアフラムとを連結する駆動杆とを備え、前記吸気絞
   り弁を、前記第１の位置と、該絞り弁をしてその配設部
   における前記吸気通路の空気流通面積を殆ど損わしめな
   い前記吸気絞り弁の第２の位置との、少なくとも２個の
   位置に選択的に位置せしめるアクチュエータと： 前記ディーゼルエンジンの燃料噴射ポンプレバーに連係
   せしめられ、前記噴射ポンプの燃料噴射量が前記ディー
   ゼルエンジンの２０００ｒ．ｐ．ｍ．の回転速度に対応
   する噴射量を達成する前記噴射ポンプレバーの位置を超
   えて該レバーが移動したときに、該レバーの移動に連動
   して前記アクチュエータの制御室を大気に連通せしめる
   切換弁とからなり、前記ディーゼルエンジンの回転速度
   を２０００ｒ．ｐ．ｍ．以下とする燃料噴射ポンプレバ
   ーの位置では前記吸気制御手段の吸気絞り弁を第１の位
   置に位置せしめ、前記燃料噴射ポンプレバーのその他の
   位置では前記吸気絞り弁を第２の位置に位置せしめるこ
   とを特徴とするディーゼルエンジンの騒音低減装置。