WO2021171405A1 - Ｖ型８気筒エンジン - Google Patents

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WO2021171405A1
WO2021171405A1 PCT/JP2020/007634 JP2020007634W WO2021171405A1 WO 2021171405 A1 WO2021171405 A1 WO 2021171405A1 JP 2020007634 W JP2020007634 W JP 2020007634W WO 2021171405 A1 WO2021171405 A1 WO 2021171405A1
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WO
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bank
crankshaft
engine
crank pin
crankpins
Prior art date
Application number
PCT/JP2020/007634
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
岡田毅
黒田達也
大久保将美
Original Assignee
本田技研工業株式会社
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Filing date
Publication date
Application filed by 本田技研工業株式会社 filed Critical 本田技研工業株式会社
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Priority to PCT/JP2020/007634 priority patent/WO2021171405A1/ja
Priority to JP2022502646A priority patent/JP7339424B2/ja
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B75/00—Other engines
    • F02B75/16—Engines characterised by number of cylinders, e.g. single-cylinder engines
    • F02B75/18—Multi-cylinder engines
    • F02B75/22—Multi-cylinder engines with cylinders in V, fan, or star arrangement
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B61/00—Adaptations of engines for driving vehicles or for driving propellers; Combinations of engines with gearing
    • F02B61/04—Adaptations of engines for driving vehicles or for driving propellers; Combinations of engines with gearing for driving propellers
    • F02B61/045—Adaptations of engines for driving vehicles or for driving propellers; Combinations of engines with gearing for driving propellers for outboard marine engines
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B75/00—Other engines
    • F02B75/16—Engines characterised by number of cylinders, e.g. single-cylinder engines
    • F02B75/18—Multi-cylinder engines
    • F02B2075/1804—Number of cylinders
    • F02B2075/1832—Number of cylinders eight

Definitions

  • the present invention relates to a V8 engine in which the bank angles of the two banks are 60 °.
  • a large width and length outboard motor is not preferable in terms of product strategy in a multi-machine, for example, a ship in which five outboard motors are mounted in parallel. ..
  • the length direction of the outboard motor is the direction from the engine head to the crankshaft (the front-rear direction of the ship), and the width direction is the direction orthogonal to the length direction (the left-right direction of the ship).
  • outboard motor In the outboard motor, the engine occupies a large volume. In outboard motors, there is generally no rudder. Therefore, the effect of steering is obtained by swinging the outboard unit itself from side to side. In this case, not all outboard motors are swung in the same direction and at the same angle. For example, when entering or leaving a port, the direction and angle of the outboard motor may be slightly changed. At that time, if the width and length of the outboard motors are large, they interfere with each other, so that the number of outboard motors mounted on the ship is limited.
  • the intake system is banked as in the past.
  • the inside of the exhaust system must be outside the bank.
  • the bank angle is generally 90 ° from the combustion surface in a land vehicle, but is preferably narrower than 90 ° in an outboard motor due to the balance between width and length.
  • the timing of vibration and explosion becomes an issue.
  • the bank angle is set to 60 °
  • the offset of the crank pin between the two banks is generally set to 30 °.
  • the primary inertial force generated in the crankshaft is the primary inertial force.
  • Secondary inertial force, primary inertia couple and secondary inertia couple are offset by the conventional configuration.
  • the primary inertial force, the secondary inertial force, and the secondary inertia couple can be offset by the conventional configuration.
  • it is necessary to take measures such as installing a couple balancer that rotates in the opposite direction to the rotation of the engine.
  • a space for installing the balancer in the engine and additional parts for installing the balancer are required separately.
  • the present invention has been made in consideration of such a problem, and an object of the present invention is to provide a V-type 8-cylinder engine capable of offsetting a primary inertia couple without using special parts.
  • aspects of the present invention relate to a V8 engine in which the bank angles of the two banks are 60 °.
  • the four crankpins connected to the four piston pins via connecting rods are arranged at 90 ° intervals when viewed from one end of the crankshaft.
  • the four crank pins on the other bank side are offset by 60 ° with respect to the four crank pins on the one bank side when viewed from the one end portion.
  • crankpins are arranged at 90 ° intervals when viewed from one end of the crankshaft, and the four crankpins on one bank side are on the other bank side.
  • the four crank pins are offset by 60 °. This makes it possible to offset the primary inertia couple without adding any special parts.
  • FIG. 1A is a schematic plan view of the engine according to the present embodiment
  • FIG. 1B is a schematic front view of the engine of FIG. 1A.
  • It is a schematic plan view of the 1st Example of the engine which concerns on this Embodiment.
  • It is a schematic side view of the 1st Example of FIG.
  • It is a schematic side view of the 1st Example of FIG.
  • It is explanatory drawing which schematically illustrated the structure for one cylinder of the main motor system.
  • It is a schematic side view of the 2nd Example of FIG.
  • It is a schematic side view of the 2nd Example of FIG. It is explanatory drawing which shows the ignition order of an engine.
  • FIG. 13A is an explanatory diagram of the XB1 direction component of the primary inertial force acting on the one bank side at the coordinates with respect to one bank side
  • FIG. 13B is an explanatory diagram at the coordinates with respect to the one bank side. It is explanatory drawing of the YB1 direction component of the primary inertial force acting on the one bank side.
  • FIG. 14A is an explanatory diagram of the XB1 direction component of the secondary inertial force acting on the one bank side at the coordinates with respect to one bank side
  • FIG. 14B is the coordinates with respect to the one bank side. It is explanatory drawing of the YB1 direction component of the secondary inertial force acting on the one bank side.
  • FIG. 15A is an explanatory diagram of the XB1 axial component of the secondary inertia couple acting on the one bank side at the coordinates with respect to one bank side
  • FIG. 15B is based on one bank side. It is explanatory drawing of the YB1 axial component of the secondary inertia couple acting on the one bank side at the coordinate.
  • FIG. 15A is an explanatory diagram of the XB1 direction component of the secondary inertial force acting on the one bank side at the coordinates with respect to one bank side
  • FIG. 15B is based on one bank side. It is explanatory drawing of the YB1 axial component of
  • FIG. 16A is an explanatory diagram of the primary inertia couple of the first embodiment
  • FIG. 16B is an explanatory diagram of the primary inertia couple of the second embodiment. It is the schematic plan view which illustrated the offset angle of a crank pin. It is explanatory drawing which shows the relationship between an offset angle and a primary inertia couple.
  • V-type 8-cylinder engine according to the present invention will be described by exemplifying a suitable embodiment with reference to the attached drawings.
  • the bank angles of the two banks 12 and 14 are 60 °. Moreover, it is a V-type engine in which four cylinders 16 are provided in the banks 12 and 14, respectively.
  • the engine 10 according to the present embodiment is applied to, for example, an engine for an outboard motor.
  • the engine 10 has a crankshaft 20, a crankcase 22 for accommodating the crankshaft 20, a cylinder block 24 and the like in which two banks 12 and 14 extend at a bank angle (narrow angle) of 60 ° from the crankcase 22. ..
  • FIGS. 1A and 1B Four cylinders 16 are provided in each of the banks 12 and 14.
  • four cylinders 16 having cylinder numbers "# 1 to # 4" are provided in one bank 12 and the other bank 14 is provided along the Z direction in which the crankshaft 20 extends.
  • the case where four cylinders 16 of cylinder numbers of "# 5 to # 8" are provided is illustrated.
  • the cylinder 16 of the other bank 14 is offset along the Z direction between the four cylinders 16 of the one bank 12.
  • the positive direction (Z direction) of the Z axis is the direction toward one end 20a of the crankshaft 20. Therefore, the negative direction of the Z axis is the direction in which the other end 20b of the crankshaft 20 is directed.
  • the positive direction (Y direction) of the Y-axis is a direction orthogonal to the Z-axis and extending to the left from the Z-axis on the papers of FIGS. 1A and 1B.
  • the positive direction (X direction) of the X-axis is a direction orthogonal to the Y-axis and the Z-axis and extending upward from the Y-axis and the Z-axis on the paper surface of FIG. 1A.
  • the rotation direction of the engine 10 may be the direction of rotation around the axis of the crankshaft 20 on the paper surface of FIG. 1A.
  • the direction of rotation counterclockwise is the direction of rotation of the engine 10
  • the counterclockwise direction is defined as forward rotation. Therefore, for example, when the engine 10 is applied to the outboard motor, the engine 10 is mounted on the outboard motor with the Z direction as the upward direction, the X direction as the rear direction, and the Y direction as the left direction.
  • the engine 10 according to the present embodiment has the configurations shown in FIGS. 2 to 5 (first embodiment) and the configurations shown in FIGS. 6 to 8 as the configurations of the main motion system 26 of the engine 10 including the crankshaft 20.
  • first embodiment the configurations shown in FIGS. 2 to 5
  • second embodiment the configuration of the first embodiment will be described first, and then the configuration of the second embodiment will be described as being different from that of the first embodiment.
  • the engine 10 connects the crankshaft 20, a total of eight pistons 28 arranged in each of the cylinders 16 of the two banks 12 and 14, and the eight pistons 28 and the crankshaft 20. It has a total of eight connecting rods 30.
  • the small end portion 30a engages with the piston pin 32 provided on the corresponding piston 28, while the large end portion 30b engages with the crank pin 34 provided on the crankshaft 20. ..
  • the connected state of the piston 28, the piston pin 32, the connecting rod 30 and the crankpin 34 is typically shown by a broken line for the cylinder number of # 5.
  • the other cylinder numbers are also connected in the same manner as the cylinder number of # 5, but in the following description, for convenience, such a connected state is simplified and illustrated with a solid line.
  • each connecting rod 30 is schematically illustrated in a straight line.
  • the crankshaft 20 has five main rotation shafts 36 passing through the Z axis, eight crankpins 34 arranged between the main rotation shafts 36, and a crankpin 34 extending in the radial direction of the main rotation shaft 36. It is composed of a plurality of crank webs 38 that connect the main rotation shaft 36 and the crank web 38.
  • FIG. 3 is a configuration diagram of the main motion system 26 viewed from the X direction (viewed from above on the paper of FIG. 1A).
  • FIG. 4 is a configuration diagram of the main motion system 26 viewed from the Y direction (viewed from the left on the paper of FIG. 1B).
  • the main motion system 26 includes a crankshaft 20, each piston 28, each piston pin 32, and each connecting rod 30.
  • each of the crankshafts 20 has one end 20a (the positive side of the Z axis) to the other end 20b (the negative side of the Z axis) of the crankshaft 20.
  • Crank pins 34 corresponding to the cylinders 16 of the banks 12 and 14 are alternately arranged. That is, from one end 20a of the crankshaft 20 toward the other end 20b, each cylinder is in the order of the cylinder numbers of # 1, # 5, # 2, # 6, # 3, # 7, # 4, and # 8.
  • Crank pins 34 corresponding to 16 are arranged.
  • crankpins 34 on the side of one bank 12 are # 1, # 2, # 3, # 1 toward the other end 20b of the crankshaft 20 from one end 20a.
  • the crankshaft 20 is provided on the crankshaft 20 at predetermined intervals along the Z direction in the order of the cylinder numbers of 4.
  • the four crankpins 34 on the other bank 14 (bank 14 on the right side in FIG. 2) side have four crankpins on the one bank 12 side from one end 20a of the crankshaft 20 toward the other end 20b.
  • Crankshafts 20 are provided on the crankshaft 20 at predetermined intervals along the Z direction in the order of cylinder numbers # 5, # 6, # 7, and # 8 so as to be arranged alternately with 34.
  • the four crankpins 34 connected to the four piston pins 32 via the connecting rod 30 are viewed from the Z direction as shown in FIG. They are arranged at 90 ° intervals (as viewed from one end 20a of the crankshaft 20). Further, the four crank pins 34 on the side of one bank 12 (bank 12 on the left side of FIG. 2) have the four crank pins 34 on the side of the other bank 14 (bank 14 on the right side of FIG. 2) in the Z direction. Seen from, it is offset by 60 °.
  • crankpin 34 on the one end 20a side of the crankshaft 20 (crank pin numbers of # 1 and # 5) and others. It is arranged point-symmetrically with the crank pin 34 on the end portion 20b side (cylinder numbers of # 4 and # 8) with the main rotation shaft 36 of the crankshaft 20 interposed therebetween. Further, when viewed from the Z direction, of the two crankpins 34 between the crankpin 34 on the one end 20a side and the crankpin 34 on the other end 20b side of the crankshaft 20, one end portion 20a is closer (#).
  • crank pin 34 of (2, # 6 cylinder number) is arranged so as to be offset by 270 ° with respect to the crank pin 34 on the one end portion 20a side. Further, the crankpin 34 closer to the other end 20b (cylinder numbers of # 3 and # 7) is arranged so as to be offset by 90 ° with respect to the crankpin 34 on the one end 20a side.
  • the four crank pins 34 on the other bank 14 side are offset by 60 ° with respect to the four crank pins 34 on the one bank 12 side.
  • the four crankpins 34 on one bank 12 side are in the order of the cylinder numbers of # 1, # 3, # 4, and # 2 in the rotation direction of the engine 10 (positive). It is arranged at 90 ° intervals in the direction).
  • the four crank pins 34 on the other bank 14 side are offset by 60 ° from the four crank pins 34 on the one bank 12 side, and the cylinder numbers of # 5, # 7, # 8, and # 6 are in that order.
  • the engine 10 is arranged at 90 ° intervals in the rotation direction (positive direction) of the engine 10. That is, the cylinders 16 of # 1 and # 5 are paired, and these two cylinders 16 are offset in an open state with a phase difference of 60 °.
  • the cylinders 16 of # 2 and # 6, the cylinders 16 of # 3 and # 7, and the cylinders 16 of # 4 and # 8 are opened in pairs with a phase difference of 60 °, respectively. It is offset.
  • the main movement system 26 in order to cancel the primary inertia couple, is configured as described above, and as shown in FIG. 5, one cylinder of the main movement system 26 is on the piston pin 32 side.
  • the reciprocating part mass mrec which is the mass of the reciprocating part
  • the rotating part mass which is the mass on the crankpin 34 side
  • the reciprocating mass mrec is the total value of the equivalent masses of the piston 28, the piston pin 32, and the connecting rod 30 on the piston 28 side.
  • the rotating portion mass rot indicates the total value of the equivalent mass on the crank radius of the crankpin 34 and the crankweb 38 and the equivalent mass on the crankpin 34 side of the connecting rod 30. Since the reciprocating part mass mrec and the rotating part mass rot are well known (for example, "Japan Society of Mechanical Engineers," Mechanical Engineering Handbook “, Maruzen Co., Ltd., September 25, 2001, p.A3-142 (13th). See Chapter “Mechanics of Reciprocating Machines)"), and the detailed explanation is omitted.
  • crank pin 34 means that the crank pin 34 is in a point-symmetrical position. This corresponds to a so-called crankshaft overbalance rate of 50%.
  • the weight 40 on the other end 20b side is added at an angle position of ⁇ wt with respect to the crankpin 34 of the cylinder number of # 1.
  • a weight 40 may be added to the crank shaft 20 so that the moments Mx and My generated by the equations (36) and (37) described later can be offset. That is, the weight 40 may be placed at an angle position of 11.57 ° from the phase of the crankpin 34 of the cylinder number # 1.
  • the weight 40 on the one end 20a side is added at a position symmetrical (opposite side) to the weight 40 on the other end 20b side with the main rotation shaft 36 interposed therebetween when viewed from the Z direction.
  • the weight 40 may be placed at an angle position of 191.57 ° from the phase of the crankpin 34 of the cylinder number # 1.
  • weight 40 can be distributed and added to each cylinder 16 on the crankshaft 20.
  • the configuration of the second embodiment is such that each of the banks 12 and 14 is on the side of one end 20a of the crankshaft 20 (cylinder numbers of # 1 and # 5) when viewed from the Z direction.
  • the other end of the crank pin 34 is closer to the other end 20b (cylinder numbers of # 3 and # 7).
  • the four crankpins 34 on one bank 12 side are in the order of the cylinder numbers of # 1, # 2, # 4, and # 3 in the rotation direction (forward direction) of the engine 10. ) Are arranged at 90 ° intervals. Further, the four crank pins 34 on the other bank 14 side are offset by 60 ° from the four crank pins 34 on the one bank 12 side, and the cylinder numbers of # 5, # 6, # 8, and # 7 are in that order. , The engine 10 is arranged at 90 ° intervals in the rotation direction (positive direction). That is, also in the second embodiment, the cylinders 16 of # 1 and # 5 are paired, and these two cylinders 16 are offset in an open state with a phase difference of 60 °. As for the other cylinders, the cylinders 16 of # 2 and # 6, the cylinders 16 of # 3 and # 7, and the cylinders 16 of # 4 and # 8 are opened in pairs with a phase difference of 60 °, respectively. It is offset.
  • the positions of the crankpins 34 corresponding to the cylinder numbers of # 2, # 3, # 6, and # 7 are located in FIGS. 3 and 4. It is different from the position of the crankpin 34 in the configuration of the first embodiment shown in the above. Therefore, in the second embodiment, the cylinders 16 of # 2, # 3, # 6, and # 7 are compared with the configurations of the first embodiment (see FIGS. 2 to 4) as shown in FIGS. 6 to 8. Note that the positions of the pistons 28 are also different.
  • the primary inertia couple can be offset without adding the weight 40 or by adding the weight 40. Since the method of adding the weight 40 is the same as that of the first embodiment, detailed description is omitted, but by providing weights 40 on each of the one end portion 20a side and the other end portion 20b side, a primary inertia couple is provided.
  • the power can be offset.
  • the weight 40 on the other end 20b side may be placed at an angle position of 48.43 ° from the phase of the crankpin 34 of the cylinder number # 1. Further, the weight 40 on the one end portion 20a side may be placed at an angle position of 228.43 ° from the phase of the crankpin 34 of the cylinder number # 1.
  • FIG. 9 is an explanatory diagram showing a list of firing orders of each cylinder 16 in the engine 10.
  • this firing order (explosion interval)
  • the rotation of the engine 10 makes the clockwise direction normal.
  • the ignition timings of the four cylinders 16 are non-equidistant explosions in a combination of 90 ° intervals, 180 ° intervals and 270 ° intervals.
  • there is an explosion interval of 180 ° between the first cylinder 16 of # 1 and the third cylinder 16 of # 4 (120 ° + 60 ° 180 °).
  • There is an explosion interval of 180 ° between the 4th # 2 cylinder 16 and the 6th # 3 cylinder 16 (120 ° + 60 ° 180 °).
  • the explosion interval in each of the banks 12 and 14 is such that the conventional 60 ° bank angle V-type engine in which the offset of the crankpin 34 is 30 ° and the bank angle of 90 ° such as the crossplane crankshaft.
  • the explosion interval is the same as that of a V8 engine.
  • the engine 10 according to the present embodiment has the same output performance as the conventional V-type 8-cylinder engine.
  • FIG. 10 illustrates the coordinate system in the configuration of the first embodiment.
  • FIG. 11 illustrates the coordinate system in the configuration of the second embodiment.
  • the direction extending from the crankshaft 20 along each cylinder 16 on the bank 12 side is the XB1 direction, and the direction orthogonal to the XB1 direction is the YB1 direction.
  • the direction extending from the crankshaft 20 along each cylinder 16 on the other bank 14 side is the XB2 direction, and the direction orthogonal to the XB2 direction is the YB2 direction.
  • the X-axis, Y-axis, and Z-axis coordinate systems are reference coordinate systems
  • the XB1 axis, YB1 axis, and Z-axis coordinate systems are coordinate systems based on one bank 12 side
  • the XB2 axis is coordinate systems based on the other bank 14 side.
  • r is the radius of the crankshaft 20.
  • L is the length of the connecting rod 30.
  • the first item “r ⁇ ⁇ 2 ⁇ (mrec + rot) ⁇ cos ⁇ ” in the equation (1) indicates the primary inertial force.
  • the second item “(r 2 / L) x ⁇ 2 x mrec x cos 2 ⁇ ” in the equation (1) indicates a secondary inertial force.
  • “r ⁇ ⁇ 2 ⁇ rot ⁇ sin ⁇ ” in the equation (2) indicates only the primary inertial force. That is, in the configuration of FIG. 5, the Y-direction component of the secondary inertial force is not generated.
  • the engine 10 according to the present embodiment is a V-type 8-cylinder engine.
  • the force generated when the engine 10 rotates will be described.
  • the XB1 direction component Fxb1 of the primary inertial force in the coordinate system (XB1-YB1-Z coordinate system) with respect to the one bank 12 side acting on one bank 12 side is Based on the above equation (1), it is represented by the following equation (3).
  • Fx11 to Fx41 are XB1 direction components of the primary inertial force generated in the cylinders 16 of # 1 to # 4. Further, FIG. 12 illustrates the changes of cos ⁇ , ⁇ cos ⁇ , sin ⁇ and ⁇ sin ⁇ with respect to ⁇ .
  • FIGS. 13A and 13B respectively illustrate the changes in the primary inertial force corresponding to the equations (3) and (4).
  • the other bank 14 side has a configuration in which the crank pin 34 is offset by 60 ° with respect to the one bank 12 side. Therefore, the primary inertial force of the other bank 14 side is 0 as in the case of the one bank 12 side. That is, the primary inertial forces are balanced in the banks 12 and 14, respectively. Therefore, in the configuration of the first embodiment, the primary inertial force is not generated in the crankshaft 20.
  • Fx12 to Fx42 are XB1 directional components of the secondary inertial force generated in the cylinders 16 of # 1 to # 4.
  • the changes in the secondary inertial force corresponding to the equation (5) and the like are shown in FIGS. 14A (results of the XB1 direction component) and FIG. 14B (results of the YB1 direction component).
  • the other bank 14 side has a configuration in which the crank pin 34 is offset by 60 ° with respect to the one bank 12 side, the other bank 14 side is the same as the one bank 12 side.
  • the secondary inertial force becomes 0. That is, the secondary inertial forces are balanced in the banks 12 and 14, respectively. Therefore, in the configuration of the first embodiment, no secondary inertial force is generated on the crankshaft 20.
  • L1 to L4 are Z coordinate values of points where the connecting rods 30 corresponding to the cylinders 16 of # 1 to # 4 are projected on the Z axis.
  • s is the bore pitch.
  • FIGS. 15A The changes in the secondary inertia couple corresponding to Eq. (6) and the like are shown in FIGS. 15A (results of the XB1 axial couple) and FIG. 15B (results of the YB1 axial component).
  • the other bank 14 side Since the other bank 14 side has a configuration in which the crank pin 34 is offset by 60 ° with respect to the one bank 12 side, the other bank 14 side is also the same as the one bank 12 side.
  • the next inertia couple is 0. That is, the secondary inertia couples are balanced in the banks 12 and 14, respectively. Therefore, in the configuration of the first embodiment, the secondary inertia couple does not occur in the crankshaft 20.
  • each inertial force and secondary inertia couple in the second embodiment >
  • the arrangement of the crank pins 34 of # 2 and # 3 and the arrangement of the crank pins 34 of # 6 and # 7 are merely interchanged.
  • the primary inertial force, the secondary inertial force and the secondary inertia couple are balanced in the banks 12 and 14, respectively, as in the configuration of the first embodiment. Therefore, even in the configuration of the second embodiment, the primary inertial force, the secondary inertial force, and the secondary inertia couple are not generated.
  • Fy11 to Fy41 are Y-direction components of the primary inertial force generated in the cylinders 16 of # 1 to # 4 in the coordinate system of each bank, that is, YB1-direction components of the primary inertial force.
  • the relationship between the bore pitch s and L1 to L4 is as shown in the following equations (10) and (11).
  • L1-L4 3 ⁇ s (10)
  • L2-L3 s (11)
  • L5 to L8 are Z coordinate values of points where the connecting rod 30 corresponding to the cylinders 16 of # 5 to # 8 is projected on the Z axis, as shown in FIGS. 3 and 4.
  • Fy51 to Fy81 are Y-direction components of the primary inertial force generated in the cylinders 16 of # 5 to # 8 in the coordinate system of each bank, that is, YB2 direction components of the primary inertial force.
  • the relationship between L5 to L8 and the bore pitch s is as shown in the following equations (18) and (19).
  • L5-L8 3 ⁇ s (18)
  • L6-L7 s (19)
  • Myb21 which is a moment around the YB2 axis, is represented by the following equation (21), similarly to the above Myb11.
  • the equations (23) to (25) are the coordinates (X, Y) of the points obtained by rotating an arbitrary point (x, y) around the origin by an angle of ⁇ in the two-dimensional Cartesian coordinate system. This is the formula to be calculated. Therefore, by using the equations (23) to (25), the moment of the primary inertia couple composed of the respective coordinate systems of XB1-YB1 and XB2-YB2 is converted into the moment of the XY coordinate system. be able to.
  • the equation of moment can be expanded from the equations (23) and (24) as follows.
  • Mx21 10 1/2 x r x ⁇ 2 x s x [(-1 / 2) x mrec ⁇ sin ⁇ -tan -1 (1/3) ⁇ -mrot ⁇ cos ⁇ -tan -1 (1/3) -30 ° ⁇ ] (29)
  • Mx11 which is the moment of the primary inertia couple on one bank 12 side around the Y-axis
  • My21 which is the moment of the primary inertia couple on the other bank 14 side around the Y-axis
  • Mx11 Similar to Mx21, it is represented by the following equations (30) and (31).
  • My11 10 1/2 x r x ⁇ 2 x s x [(mrec + rot) ⁇ cos ⁇ -tan -1 (1/3) ⁇ + (1/2) ⁇ mrec ⁇ sin ⁇ -30 ° -Tan -1 (1/3) ⁇ ]
  • My21 10 1/2 x r x ⁇ 2 x s x [-(mrec + rot) ⁇ sin ⁇ -30 ° -tan -1 (1/3) ⁇ -(1/2) ⁇ mrec ⁇ cos ⁇ -tan -1 (1/3) ⁇ ] (31)
  • Mx 10 1/2 x r x ⁇ 2 x s x ⁇ (-1 / 2) x mrec-mrot ⁇ ⁇ [(3 1/2/2 ) ⁇ cos ⁇ -tan -1 (1/3) ⁇ + (3/2) ⁇ sin ⁇ -tan -1 (1/3) ⁇ ] (35)
  • Equation (36) in order to organize the equations, the numerical parts are combined into one, the coefficients of mrec and rot are converted into integers, 180 ° is added to the sin part to invert the phase, and the minus sign of the entire equation. Is being erased.
  • the primary inertia couple can be offset. Further, when rot ⁇ ( ⁇ 1 / 2) ⁇ mrec, the primary inertia couple can be offset as described later.
  • the primary inertia couple is a precession motion in the same direction as the rotation direction of the engine 10. Therefore, the primary inertia couple can be offset by adding the weight 40 as the balance weight as shown in FIGS. 2 to 8.
  • the weight 40 is arranged on the other end 20b side at the angular position of ⁇ wt shown in FIGS. 2 and 10. Further, the weight 40 is also arranged on the one end portion 20a side at an angle position that is 180 ° out of phase with the weight 40 on the other end portion 20b side with the main rotation shaft 36 interposed therebetween. That is, two weights 40 are arranged.
  • the primary inertia couples Mx and My generated in the crankshaft 20 are calculated by the couple of the added weight 40 (moment Mxwt around the X axis due to the weight 40 and moment Mywt around the Y axis due to the weight 40). The case of offsetting is illustrated.
  • the moment Mxwt around the X axis by the weight 40 can be expressed by the following equation (38).
  • the phase of the moment Mxwt is a phase shifted by 180 ° from the phase of the sin portion of the equation (36).
  • Mxwt (30 1/2 / 2) ⁇ r ⁇ ⁇ 2 ⁇ s ⁇ (mrec + 2 ⁇ mrot) ⁇ sin ⁇ + 30 ° -tan -1 (1/3) ⁇ (38)
  • the moment Mywt around the Y axis by the weight 40 can be expressed by the following equation (39).
  • the phase of the moment Mywt is a phase shifted by 180 ° from the phase of the sin portion of the equation (37).
  • Mywt (30 1/2 / 2) ⁇ r ⁇ ⁇ 2 ⁇ s ⁇ (mrec + 2 ⁇ mrot) ⁇ sin ⁇ + 300 ° -tan -1 (1/3) ⁇ (39)
  • the weight 40 is arranged at an angular position of ⁇ wt on the other end 20b side, and the main rotation shaft 36 is also sandwiched on the one end 20a side.
  • the weight 40 is arranged at an angle position on the opposite side of the weight 40 on the other end 20b side.
  • the two weights 40 generate moments Mxwt and Mywt that are 180 ° out of phase with respect to the phases shown in Eqs. (36) and (37). This makes it possible to offset the primary inertia couple.
  • the weight 40 in the phase of 11.57 ° from the angular position of the crankpin 34 of the cylinder number # 1.
  • the weight 40 arranged on the one end portion 20a side may be provided at a position rotated by 180 ° with respect to the weight 40 on the other end portion 20b side.
  • FIG. 16A illustrates a case where the couples (moments Mxwt, Mywt) due to the added weight 40 cancel out the primary inertia couples Mx and My generated in the crankshaft 20.
  • Mx (30 1/2 / 2) ⁇ r ⁇ ⁇ 2 ⁇ s ⁇ (mrec + 2 ⁇ mrot) ⁇ sin ⁇ + 210 ° + tan -1 (1/3) ⁇ (42)
  • My (30 1/2 / 2) ⁇ r ⁇ ⁇ 2 ⁇ s ⁇ (mrec + 2 ⁇ mrot) ⁇ sin ⁇ + 120 ° + tan -1 (1/3) ⁇ (43)
  • the primary inertia couple is a normal rotation type precession motion as in the configuration of the first embodiment. Therefore, by adding the weight 40, it is possible to offset the primary inertia couple.
  • the weight 40 is arranged at an angle position of ⁇ wt from the crankpin 34 of the cylinder number # 1 shown in FIGS. 6 and 11.
  • ⁇ wt is expressed by the following equation (44).
  • the weight 40 on the other end 20b side in a phase of 48.43 ° from the angular position of the crank pin 34 of # 1 shown in FIGS. 6 and 11.
  • the weight 40 arranged on the one end portion 20a side may be provided at an angle position rotated by 180 ° with respect to the weight 40 on the other end portion 20b side.
  • FIG. 16B illustrates a case where the couples Mxwt and Mywt due to the added weight 40 cancel out the primary inertia couples Mx and My generated in the crankshaft 20.
  • Mx (10 1/2 / 2) ⁇ r ⁇ ⁇ 2 ⁇ s ⁇ mrec ⁇ ⁇ 2-2 ⁇ cos ( ⁇ -60 °) ⁇ 1/2 ⁇ sin [ ⁇ -tan -1 (1/3) -tan -1 ⁇ sin ( ⁇ -60 °) / (1-cos ( ⁇ -60 °)) ⁇ -60 °]
  • My (10 1/2 / 2) ⁇ r ⁇ ⁇ 2 ⁇ s ⁇ mrec ⁇ ⁇ 2-2 ⁇ cos ( ⁇ -60 °) ⁇ 1/2 ⁇ sin [ ⁇ -tan -1 (1/3) -tan -1 ⁇ sin ( ⁇ -60 °) / (1-cos ( ⁇ -60 °)) ⁇ + 30 °] (47)
  • Mmag (10 1/2 / 2) ⁇ r ⁇ ⁇ 2 ⁇ s ⁇ mrec ⁇ ⁇ 2-2 ⁇ cos ( ⁇ -60 °) ⁇ 1/2 (48)
  • the bank angles of the two banks 12 and 14 are 60 °, and the crankshaft 20 and the cylinders 16 of the banks 12 and 14 are provided.
  • the small end portion 30a engages with the eight pistons 28 arranged in each of the pistons 28 and the piston pin 32 provided on each piston 28, and the large end portion 30b engages with the crankpin 34 provided on the crankshaft 20. It has eight connecting rods 30 and eight connecting rods.
  • the four crankpins 34 connected to the four piston pins 32 via the connecting rod 30 are viewed from the Z direction (viewed from one end 20a of the crankshaft 20). , Are arranged at 90 ° intervals. Further, along the Z direction from one end 20a or the other end 20b, the four crank pins 34 on the other bank 14 side, which are paired with the four crank pins 34 on the one bank 12 side, are from the Z direction. As seen, it is offset by 60 °.
  • crankpins 34 are arranged at intervals of 90 ° for each of the banks 12 and 14, and the four crankpins 34 on the one bank 12 side are opposed to the four crankpins 34 on the other bank 14 side. Since 34 is offset by 60 °, it is possible to offset the primary inertia couple without adding any special parts.
  • the four crankpins 34 on the one bank 12 side are provided on the crankshaft 20 at predetermined intervals from one end 20a to the other end 20b of the crankshaft 20. ing. Further, the four crankpins 34 on the other bank 14 side are arranged between the four crankpins 34 on the one bank 12 side from one end 20a of the crankshaft 20 toward the other end 20b. It is provided on the crankshaft 20 at predetermined intervals.
  • 34 and 34 are arranged point-symmetrically with the crankshaft 20 in between.
  • the crank pin 34 closer to the one end 20a is the crank pin 34 on the one end 20a side. It is arranged so as to be offset by 270 °. Further, the crank pin 34 closer to the other end 20b is arranged so as to be offset by 90 ° with respect to the crank pin 34 on the one end 20a side.
  • the four crank pins 34 on the other bank 14 side are offset by 60 ° with respect to the four crank pins 34 on the one bank 12 side.
  • the primary inertia couple can be easily offset with a simple configuration.
  • crank pin 34 closer to the one end 20a is arranged so as to be offset by 270 ° from the crank pin 34 on the one end 20a side, and the crank pin 34 closer to the one end 20a is 90 ° with respect to the crank pin 34 on the one end 20a side. It differs from the configuration of the first embodiment in that it is arranged in a staggered manner. Even in this configuration, the primary inertia couple can be easily offset.
  • the ignition timing of each cylinder 16 is an unequal interval explosion of a combination of 60 ° intervals, 90 ° intervals, and 120 ° intervals.
  • the ignition timing of the four cylinders 16 is a combination of 90 ° intervals, 180 ° intervals and 270 ° intervals, which are non-equidistant explosions. That is, when viewed in the banks 12 and 14, the ignition timing is the same as that of the conventional V8 engine. This makes it possible to secure an output equivalent to that of a conventional V8 engine.
  • the reciprocating part mass mrec which is the mass on the piston pin 32 side
  • the rotating part mass rot which is the mass on the crank pin 34 side.
  • the rotating part mass mrot is not ⁇ 1/2 of the reciprocating part mass mrec (mrot ⁇ (-1 / 2) ⁇ mrec)
  • the weight 40 may be added to the crankshaft 20.
  • a plurality of weights 40 can be distributed to locations corresponding to each cylinder 16 on the crankshaft 20 and can be added in plurality. As a result, if the moment created by the weight 40 is set to be balanced with the primary inertia couple of the crankshaft 20 as a whole, the primary inertia couple can be offset.
  • the engine 10 according to the present embodiment can be suitably adopted as an engine for an outboard motor.

Abstract

Ｖ型８気筒エンジン（１０）では、それぞれのバンク（１２、１４）について、４つのピストンピン（３２）にコネクティングロッド（３０）を介して連結される４つのクランクピン（３４）がクランクシャフト（２０）の一端部（２０ａ）から視て９０°間隔で配置されている。一方のバンク（１２）側の４つのクランクピン（３４）に対して、他方のバンク（１４）側の４つのクランクピン（３４）は、一端部（２０ａ）から視て、６０°オフセットされている。

Description

Ｖ型８気筒エンジン
　本発明は、２つのバンクのバンク角が６０°であるＶ型８気筒エンジンに関する。
　近年、船外機の高出力化、船外機を搭載する船艇の高速化及び安定走行化が進行している。これに伴い、複数の船外機を多機掛けする船舶も登場している。また、船外機についても、搭載されるエンジンの大型化及び多気筒化が進行している。例えば、大型の船外機については、Ｖ型６気筒エンジン又はＶ型８気筒エンジンを搭載する船外機が主流となっている。このうち、一般的なＶ型８気筒エンジンでは、２つのバンクのバンク角（狭角）が６０°～６５°、９０°、１２０°又は１８０°であるエンジンが既に開発されている。なお、特開平８－２２６４９３号公報には、９０°以外のバンク角のＶ型８気筒エンジンの設計手法が開示されている。
　ここで、Ｖ型８気筒エンジンを搭載する船外機を設計する場合、船外機におけるエンジンの搭載空間のサイズ、冷却系及び排気系等、限られた空間に各コンポーネントを配置する必要がある。特に、現行の船外機の仕様との整合性は重要であり、機種毎に仕様がバラバラでは、製造、コスト及びメンテナンスの面で問題がある。例えば、Ｖ型のエンジンでは、バンクの内側及び外側に吸気系及び排気系を自由にレイアウトすることが可能である。しかしながら、機種毎に仕様がバラバラでは、製造工程が複雑化すると共に、共用部品が少なくなるので、コストがかかる。また、機種毎にメンテナンスの手法が異なれば、一層複雑化する。
　さらに、船外機の幅及び長さの関係上、多機掛け、例えば、５つの船外機を並列に搭載した船艇では、幅や長さの大きい船外機は、商品戦略上好ましくない。なお、船外機の長さ方向は、エンジンのヘッドからクランクシャフトの方向（船艇の前後方向）であり、幅方向は、長さ方向に直交する方向（船艇の左右方向）である。
　船外機において、大きな容積を占めるのはエンジンである。船外機では、一般に、舵は存在しない。そのため、船外機自身を左右に振ることで舵の効果を得ている。この場合、全ての船外機を同じ方向に同じ角度だけ振るとは限らない。例えば、入港又は出港の際は、船外機の向きや角度を微妙に変えることもある。その際、船外機の幅や長さが大きいと互いに干渉するので、船艇に搭載される船外機の個数には、制限がある。
　このように、現行の機種に対して、基本的な仕様及びサイズを大きく変更することなく、高出力のＶ型８気筒エンジンを設計するためには、例えば、従来と同様に、吸気系をバンクの内側、排気系をバンクの外側とする必要がある。この場合、バンク角は、陸上の車両では、燃焼面から９０°が一般的であるが、船外機では、幅及び長さのバランスから９０°よりも狭角であることが望ましい。
　以上のように、Ｖ型８気筒エンジンの仕様を設定した場合、振動と爆発のタイミングとが課題となる。例えば、バンク角を６０°に設定した場合、２つのバンク間のクランクピンのオフセットを３０°とすることが一般的だが、この場合、クランクシャフトに発生する主要な慣性力としては、一次慣性力、二次慣性力、一次慣性偶力及び二次慣性偶力等がある。このうち、一次慣性力、二次慣性力及び二次慣性偶力については、従来の構成でも相殺が可能である。これに対して、一次慣性偶力を相殺するためには、エンジンの回転に対して逆回転する偶力バランサを搭載する等の対策が必要となる。しかしながら、バランサを取り付けるためには、エンジン内にバランサを設置するための空間と、バランサを取り付けるための追加の部品とが別途必要となる。
　本発明は、このような課題を考慮してなされたものであり、特別な部品を用いることなく、一次慣性偶力を相殺することができるＶ型８気筒エンジンを提供することを目的とする。
　本発明の態様は、２つのバンクのバンク角が６０°であるＶ型８気筒エンジンに関する。前記Ｖ型８気筒エンジンは、クランクシャフトと、前記各バンクの気筒の各々に配置された８つのピストンと、前記各ピストンに設けられたピストンピンに小端部が係合し、前記クランクシャフトに設けられたクランクピンに大端部が係合する８つのコネクティングロッドとを有する。この場合、それぞれのバンクについて、４つのピストンピンにコネクティングロッドを介して連結される４つのクランクピンは、前記クランクシャフトの一端部から視て、９０°間隔で配置されている。また、一方のバンク側の４つのクランクピンに対して、他方のバンク側の４つのクランクピンは、前記一端部から視て、６０°オフセットされている。
　本発明によれば、それぞれのバンクについて、クランクシャフトの一端部から視て、４つのクランクピンが９０°間隔で配置され、一方のバンク側の４つのクランクピンに対して、他方のバンク側の４つのクランクピンが、６０°オフセットされている。これにより、特別な部品を追加することなく、一次慣性偶力を相殺することが可能となる。
図１Ａは、本実施形態に係るエンジンの概略平面図であり、図１Ｂは、図１Ａのエンジンの概略正面図である。 本実施形態に係るエンジンの第１実施例の概略平面図である。 図２の第１実施例の模式的側面図である。 図２の第１実施例の模式的側面図である。 主運動系の１気筒分の構成を模式的に図示した説明図である。 本実施形態に係るエンジンの第２実施例の概略平面図である。 図６の第２実施例の模式的側面図である。 図６の第２実施例の模式的側面図である。 エンジンの点火順序を示す説明図である。 第１実施例の座標系を図示した概略平面図である。 第２実施例の座標系を図示した概略平面図である。 ｃｏｓθ、－ｃｏｓθ、ｓｉｎθ及び－ｓｉｎθの関係を示す図である。 図１３Ａは、一方のバンク側を基準とする座標において、該一方のバンク側に作用する一次慣性力のＸＢ１方向成分の説明図であり、図１３Ｂは、一方のバンク側を基準とする座標において、該一方のバンク側に作用する一次慣性力のＹＢ１方向成分の説明図である。 図１４Ａは、一方のバンク側を基準とする座標において、該一方のバンク側に作用する二次慣性力のＸＢ１方向成分の説明図であり、図１４Ｂは、一方のバンク側を基準とする座標において、該一方のバンク側に作用する二次慣性力のＹＢ１方向成分の説明図である。 図１５Ａは、一方のバンク側を基準とする座標において、該一方のバンク側に作用する二次慣性偶力のＸＢ１軸回り成分の説明図であり、図１５Ｂは、一方のバンク側を基準とする座標において、該一方のバンク側に作用する二次慣性偶力のＹＢ１軸回り成分の説明図である。 図１６Ａは、第１実施例の一次慣性偶力の説明図であり、図１６Ｂは、第２実施例の一次慣性偶力の説明図である。 クランクピンのオフセット角度を図示した概略平面図である。 オフセット角度と一次慣性偶力との関係を示す説明図である。
　以下、本発明に係るＶ型８気筒エンジンについて、好適な実施形態を例示し、添付の図面を参照しながら説明する。
［１．本実施形態の概略構成］
　本実施形態に係るＶ型８気筒エンジン１０（以下、本実施形態に係るエンジン１０という。）は、図１Ａ～図２に示すように、２つのバンク１２、１４のバンク角が６０°であり、且つ、それぞれのバンク１２、１４に４つの気筒１６が設けられたＶ型のエンジンである。本実施形態に係るエンジン１０は、例えば、船外機用のエンジンに適用される。
　エンジン１０は、クランクシャフト２０、クランクシャフト２０を収容するクランクケース２２、及び、クランクケース２２から６０°のバンク角（狭角）で２つのバンク１２、１４が延出するシリンダブロック２４等を有する。
　それぞれのバンク１２、１４には、４つの気筒１６が設けられている。図１Ａ及び図１Ｂでは、クランクシャフト２０が延在するＺ方向に沿って、一方のバンク１２に「＃１～＃４」の気筒番号の４つの気筒１６が設けられると共に、他方のバンク１４に「＃５～＃８」の気筒番号の４つの気筒１６が設けられる場合を図示している。他方のバンク１４の気筒１６は、Ｚ方向に沿って、一方のバンク１２の４つの気筒１６の間にオフセットして配設されている。
　なお、本実施形態において、Ｚ軸の正方向（Ｚ方向）は、クランクシャフト２０の一端部２０ａを指向する方向である。そのため、Ｚ軸の負方向は、クランクシャフト２０の他端部２０ｂを指向する方向である。また、Ｙ軸の正方向（Ｙ方向）は、図１Ａ及び図１Ｂの紙面上、Ｚ軸に直交し、且つ、Ｚ軸から左方に延在する方向である。さらに、Ｘ軸の正方向（Ｘ方向）は、Ｙ軸及びＺ軸に直交し、且つ、図１Ａの紙面上、Ｙ軸及びＺ軸から上方に延在する方向である。
　さらにまた、エンジン１０の回転方向は、図１Ａの紙面上、クランクシャフト２０の軸回りに回転する方向であればよい。本実施形態では、図１Ａのように、反時計回りに回転する方向がエンジン１０の回転方向である場合を図示しており、反時計回りの方向を正転とする。そのため、例えば、エンジン１０を船外機に適用する場合、Ｚ方向を上方向、Ｘ方向を後方向、Ｙ方向を左方向として、該エンジン１０を船外機に搭載する。
　そして、本実施形態に係るエンジン１０は、クランクシャフト２０を含むエンジン１０の主運動系２６の構成として、図２～図５に示す構成（第１実施例）と、図６～図８に示す構成（第２実施例）との２つのタイプがある。ここでは、第１実施例の構成を最初に説明し、次に、第２実施例の構成について、第１実施例とは異なる点を説明する。
［２．第１実施例］
　第１実施例において、エンジン１０は、クランクシャフト２０と、２つのバンク１２、１４の気筒１６の各々に配置された合計で８つのピストン２８と、８つのピストン２８とクランクシャフト２０とを連結する合計で８つのコネクティングロッド３０とを有する。それぞれのコネクティングロッド３０は、対応するピストン２８に設けられたピストンピン３２に小端部３０ａが係合し、一方で、クランクシャフト２０に設けられたクランクピン３４に大端部３０ｂが係合する。
　なお、図２では、各ピストンピン３２及び各クランクピン３４に対応する「＃１～＃８」の気筒番号を付記すると共に、各気筒１６でのコネクティングロッド３０を介したピストンピン３２とクランクピン３４との連結を模式的に図示している。また、図２では、＃１、＃５の気筒番号について、ピストン２８の位置も併せて図示している。
　さらに、図２では、代表的に、＃５の気筒番号について、ピストン２８、ピストンピン３２、コネクティングロッド３０及びクランクピン３４の連結状態を破線で図示している。実際には、他の気筒番号についても、＃５の気筒番号と同様な連結状態となっているが、以下の説明では、便宜上、このような連結状態を実線で簡略化して図示する。
　さらに、図２では、Ｘ軸に対する＃１の気筒番号のクランクピン３４の角度をθとして図示する。また、図３及び図４では、各コネクティングロッド３０を直線に模式化して図示している。
　クランクシャフト２０は、Ｚ軸を通る５つの主回転軸３６と、各主回転軸３６の間に配設される８つのクランクピン３４と、主回転軸３６の径方向に延出してクランクピン３４と主回転軸３６とを連結する複数のクランクウェブ３８とから構成される。
　なお、図３は、Ｘ方向から視た（図１Ａの紙面で上方向から視た）主運動系２６の構成図である。図４は、Ｙ方向から視た（図１Ｂの紙面で左方向から視た）主運動系２６の構成図である。ここで、主運動系２６とは、クランクシャフト２０、各ピストン２８、各ピストンピン３２及び各コネクティングロッド３０を含む。
　図３及び図４に示すように、クランクシャフト２０には、クランクシャフト２０の一端部２０ａ（Ｚ軸の正方向側）から他端部２０ｂ（Ｚ軸の負方向側）に向かって、それぞれのバンク１２、１４の気筒１６に対応するクランクピン３４が交互に配設されている。すなわち、クランクシャフト２０の一端部２０ａから他端部２０ｂに向かって、＃１、＃５、＃２、＃６、＃３、＃７、＃４、＃８の気筒番号の順で、各気筒１６に応じたクランクピン３４が配設されている。
　つまり、一方のバンク１２（図２の左側のバンク１２）側の４つのクランクピン３４は、クランクシャフト２０の一端部２０ａから他端部２０ｂに向かって、＃１、＃２、＃３、＃４の気筒番号の順に、Ｚ方向に沿った所定の間隔でクランクシャフト２０に設けられている。また、他方のバンク１４（図２の右側のバンク１４）側の４つのクランクピン３４は、クランクシャフト２０の一端部２０ａから他端部２０ｂに向かって、一方のバンク１２側の４つのクランクピン３４と交互に配置されるように、＃５、＃６、＃７、＃８の気筒番号の順に、Ｚ方向に沿った所定の間隔でクランクシャフト２０に設けられている。
　そして、第１実施例では、それぞれのバンク１２、１４について、４つのピストンピン３２にコネクティングロッド３０を介して連結される４つのクランクピン３４は、図２に示すように、Ｚ方向から視て（クランクシャフト２０の一端部２０ａから視て）、９０°間隔で配置されている。また、一方のバンク１２（図２の左側のバンク１２）側の４つのクランクピン３４に対して、他方のバンク１４（図２の右側のバンク１４）側の４つのクランクピン３４は、Ｚ方向から視て、６０°オフセットされている。
　すなわち、それぞれのバンク１２、１４について、Ｚ方向から視たときに、４つのクランクピン３４のうち、クランクシャフト２０の一端部２０ａ側（＃１、＃５の気筒番号）のクランクピン３４と他端部２０ｂ側（＃４、＃８の気筒番号）のクランクピン３４とは、クランクシャフト２０の主回転軸３６を挟んで点対称に配置されている。また、Ｚ方向から視たときに、クランクシャフト２０の一端部２０ａ側のクランクピン３４と他端部２０ｂ側のクランクピン３４との間における２つのクランクピン３４のうち、一端部２０ａ寄り（＃２、＃６の気筒番号）のクランクピン３４は、一端部２０ａ側のクランクピン３４に対して２７０°ずらして配置される。さらに、他端部２０ｂ寄り（＃３、＃７の気筒番号）のクランクピン３４は、一端部２０ａ側のクランクピン３４に対して９０°ずらして配置されている。そして、一方のバンク１２側の４つのクランクピン３４に対して、他方のバンク１４側の４つのクランクピン３４は、６０°オフセットされている。
　より詳しく説明すると、図２に示すように、一方のバンク１２側の４つのクランクピン３４は、＃１、＃３、＃４、＃２の気筒番号の順番に、エンジン１０の回転方向（正方向）に９０°間隔で配置されている。一方、他方のバンク１４側の４つのクランクピン３４は、一方のバンク１２側の４つのクランクピン３４から６０°オフセットした状態で、＃５、＃７、＃８、＃６の気筒番号の順番に、エンジン１０の回転方向（正方向）に９０°間隔で配置されている。つまり、＃１及び＃５の気筒１６が対となり、これら２つの気筒１６は、６０°の位相差で開いた状態でオフセットされている。また、他の気筒についても、＃２及び＃６の気筒１６、＃３及び＃７の気筒１６、＃４及び＃８の気筒１６は、それぞれ、対となって６０°の位相差で開いてオフセットされている。
［３．第１実施例の一次慣性偶力］
　第１実施例では、一次慣性偶力を相殺するため、上記のように主運動系２６を構成することで、図５に示すように、主運動系２６の１気筒分について、ピストンピン３２側の質量である往復部質量ｍｒｅｃと、クランクピン３４側の質量である回転部質量ｍｒｏｔとについて、回転部質量ｍｒｏｔが往復部質量ｍｒｅｃの－１／２である場合（ｍｒｏｔ＝（－１／２）×ｍｒｅｃ）には、クランクシャフト２０に対して、後述するウェイト４０の付加を不要にしている。
　ここで往復部質量ｍｒｅｃとは、ピストン２８、ピストンピン３２及びコネクティングロッド３０のピストン２８側の等価質量の合計値である。また、回転部質量ｍｒｏｔとは、クランクピン３４及びクランクウェブ３８のクランク半径上の等価質量と、コネクティングロッド３０のクランクピン３４側の等価質量との合計値を示す。なお、往復部質量ｍｒｅｃ及び回転部質量ｍｒｏｔは、周知であるため（例えば、「日本機械学会、『機械工学便覧』、丸善株式会社、２００１年９月２５日、ｐ．Ａ３－１４２（第１３章　往復機械の力学）」を参照）、その詳細な説明を省略する。
　また、回転部質量ｍｒｏｔが往復部質量ｍｒｅｃの－１／２である場合（ｍｒｏｔ＝（－１／２）×ｍｒｅｃ）とは、往復部質量ｍｒｅｃの半分の質量が、主回転軸３６を中心にクランクピン３４とは点対称の位置にあることを意味する。いわゆるクランクシャフトのオーバーバランス率５０％に相当する。
　一方、回転部質量ｍｒｏｔが往復部質量ｍｒｅｃの－１／２でない場合（ｍｒｏｔ≠（－１／２）×ｍｒｅｃ）には、エンジン１０の回転時にクランクシャフト２０に発生する一次慣性偶力に釣り合うウェイト４０を、クランクシャフト２０の一端部２０ａ側及び他端部２０ｂ側の２箇所に付加している。図２～図４には、ウェイト４０の配置例を図示している。
　この場合、他端部２０ｂ側のウェイト４０は、＃１の気筒番号のクランクピン３４に対してθｗｔの角度位置に付加する。例えば、図２では、後述する（３６）式及び（３７）式によって発生するモーメントＭｘ、Ｍｙを相殺することができるようにウェイト４０をクランクシャフト２０に付加すればよい。すなわち、＃１の気筒番号のクランクピン３４の位相から１１．５７°の角度位置にウェイト４０を置けばよい。
　また、一端部２０ａ側のウェイト４０は、Ｚ方向から見たときに、主回転軸３６を挟んで、他端部２０ｂ側のウェイト４０と点対称（反対側）の位置に付加する。例えば、図２では、＃１の気筒番号のクランクピン３４の位相から、１９１．５７°の角度位置にウェイト４０を置けばよい。
　さらに、ウェイト４０は、クランクシャフト２０において、気筒１６毎に振り分けて付加することも可能である。
　なお、上記のように、ウェイト４０を付加することなく、又は、ウェイト４０を付加することにより、一次慣性偶力を相殺することができる理由については、後述する。
［４．第２実施例の一次慣性偶力］
　第２実施例は、図６～図８に示すように、クランクシャフト２０における一端部２０ａと他端部２０ｂとの間のクランクピン３４の配置等が第１実施例の場合とは異なる。
　第２実施例の構成は、図６に示すように、それぞれのバンク１２、１４について、Ｚ方向から視たときに、クランクシャフト２０の一端部２０ａ側（＃１、＃５の気筒番号）のクランクピン３４と他端部２０ｂ側（＃４、＃８の気筒番号の）のクランクピン３４との間における２つのクランクピン３４のうち、他端部２０ｂ寄り（＃３、＃７の気筒番号）のクランクピン３４が一端部２０ａ側のクランクピン３４に対して２７０°ずらして配置されると共に、一端部２０ａ寄り（＃２、＃６の気筒番号）のクランクピン３４が一端部２０ａ側のクランクピン３４に対して９０°ずらして配置される点で、第１実施例の構成とは異なる。
　より詳しく説明すると、図６に示すように、一方のバンク１２側の４つのクランクピン３４は、＃１、＃２、＃４、＃３の気筒番号の順に、エンジン１０の回転方向（正方向）に９０°間隔で配置されている。また、他方のバンク１４側の４つのクランクピン３４は、一方のバンク１２側の４つのクランクピン３４から６０°オフセットした状態で、＃５、＃６、＃８、＃７の気筒番号の順に、エンジン１０の回転方向（正方向）に９０°間隔で配置されている。つまり、第２実施例でも、＃１及び＃５の気筒１６が対となり、これらの２つの気筒１６は、６０°の位相差で開いた状態でオフセットされている。また、他の気筒についても、＃２及び＃６の気筒１６、＃３及び＃７の気筒１６、＃４及び＃８の気筒１６は、それぞれ、対となって６０°の位相差で開いてオフセットされている。
　これにより、第２実施例の構成では、図７及び図８に示すように、＃２、＃３、＃６、＃７の気筒番号に対応するクランクピン３４の位置が、図３及び図４に示す第１実施例の構成でのクランクピン３４の位置とは異なる。従って、第２実施例において、＃２、＃３、＃６、＃７の気筒１６では、図６～図８に示すように、第１実施例の構成（図２～図４参照）と比較して、ピストン２８の位置も異なることに留意する。
　なお、第２実施例でも、第１実施例と同様に、ウェイト４０を付加することなく、又は、ウェイト４０を付加することにより、一次慣性偶力を相殺することができる。ウェイト４０を付加する手法は、第１実施例と同様であるため、詳細な記述は省略するが、一端部２０ａ側と他端部２０ｂ側との各々にウェイト４０を設けることにより、一次慣性偶力を相殺することができる。この場合、他端部２０ｂ側のウェイト４０は、＃１の気筒番号のクランクピン３４の位相から４８．４３°の角度位置にウェイト４０を置けばよい。また、一端部２０ａ側のウェイト４０は、＃１の気筒番号のクランクピン３４の位相から、２２８．４３°の角度位置にウェイト４０を置けばよい。
［５．爆発間隔］
　図９は、エンジン１０における各気筒１６の点火順序の一覧を示す説明図である。この点火順序（爆発間隔）の説明では、図２及び図６でエンジン１０の回転が時計回りの方向を正転とすることに留意する。第１実施例及び第２実施例について、それぞれ、点火順序は、４つのパターン（Ａ～Ｄ）が存在する。第１実施例が図２～図４のように構成され、第２実施例が図６～図８のように構成されるので、各気筒１６の点火タイミングは、６０°間隔、９０°間隔及び１２０°間隔の組み合わせの不等間隔爆発となる。
　例えば、第１実施例のパターンＡの点火タイミングは、以下の通りである。１番目の＃１の気筒１６と２番目の＃５の気筒１６との間では、図２のように、２つのクランクピン３４の間隔が６０°で、且つ、一方のバンク１２から他方のバンク１４まで＋６０°となるため、爆発間隔は、１２０°となる（６０°＋６０°＝１２０°）。２番目の＃５の気筒１６と３番目の＃４の気筒１６との間では、２つのクランクピン３４の間隔が１２０°で、且つ、他方のバンク１４から一方のバンク１４まで－６０°となるため、爆発間隔は、６０°となる（１２０°－６０°＝６０°）。以下同様に、３番目の＃４の気筒１６と４番目の＃２の気筒１６との間では９０°の爆発間隔となる。４番目の＃２の気筒１６と５番目の＃６の気筒１６との間では１２０°の爆発間隔となる。５番目の＃６の気筒１６と６番目の＃３の気筒１６との間では６０°の爆発間隔となる。６番目の＃３の気筒１６と７番目の＃７の気筒１６との間では１２０°の爆発間隔となる。７番目の＃７の気筒１６と８番目の＃８の気筒１６との間では９０°の爆発間隔となる。８番目の＃８の気筒１６と１番目の＃１の気筒１６との間では６０°の爆発間隔となる。
　但し、それぞれのバンク１２、１４で着目すると、４つの気筒１６の点火タイミングは、９０°間隔、１８０°間隔及び２７０°間隔の組み合わせの不等間隔爆発となる。例えば、第１実施例のパターンＡでは、１番目の＃１の気筒１６と３番目の＃４の気筒１６との間では１８０°の爆発間隔となる（１２０°＋６０°＝１８０°）。３番目の＃４の気筒１６と４番目の＃２の気筒１６との間では９０°の爆発間隔となる。４番目の＃２の気筒１６と６番目の＃３の気筒１６との間では１８０°の爆発間隔となる（１２０°＋６０°＝１８０°）。６番目の＃３の気筒１６と１番目の＃１の気筒１６との間では２７０°の爆発間隔となる（１２０°＋９０°＋６０°＝２７０°）。
　つまり、それぞれのバンク１２、１４における爆発間隔は、クランクピン３４のオフセットが３０°である従来の６０°のバンク角のＶ型のエンジンや、クロスプレーンクランクシャフトのようなバンク角が９０°のＶ型８気筒エンジンと同様の爆発間隔となる。この結果、本実施形態に係るエンジン１０は、従来のＶ型８気筒エンジンと同等の出力性能を有するものと考えられる。
［６．エンジン１０の回転によって主運動系２６に発生する力］
　次に、本実施形態に係るエンジン１０において、エンジン１０の回転によって主運動系２６に発生する各種の力と、第１実施例及び第２実施例の各構成によって、これらの力を相殺することができることについて、図１０～図１８を参照しながら説明する。ここでは、必要に応じて、図１Ａ～図９も参照しながら説明する。
　図１０は、第１実施例の構成における座標系を図示したものである。図１１は、第２実施例の構成における座標系を図示したものである。図１０及び図１１において、クランクシャフト２０から一方のバンク１２側の各気筒１６に沿って延びる方向をＸＢ１方向とし、ＸＢ１方向に直交する方向をＹＢ１方向とする。また、クランクシャフト２０から他方のバンク１４側の各気筒１６に沿って延びる方向をＸＢ２方向とし、ＸＢ２方向に直交する方向をＹＢ２方向とする。すなわち、Ｘ軸、Ｙ軸及びＺ軸の座標系は、基準座標系であり、ＸＢ１軸、ＹＢ１軸及びＺ軸の座標系は、一方のバンク１２側を基準とする座標系であり、ＸＢ２軸、ＹＢ２軸及びＺ軸の座標系は、他方のバンク１４側を基準とする座標系である。
＜６．１　単気筒エンジンの場合＞
　先ず、図５の説明図を単気筒のエンジンの模式的構成とみなしたときに、該エンジンの回転によってクランクシャフト２０に作用する主要な慣性力について説明する。ここで、前述の「機械工学便覧」（第１３章　往復機械の力学、ｐ．Ａ３－１４２）の記載内容に基づけば、慣性力のＸ方向成分Ｆｘ及びＹ方向成分Ｆｙは、次の（１）式及び（２）式で表わされる。
　Ｆｘ＝ｒ×ω２×（ｍｒｅｃ＋ｍｒｏｔ）×ｃｏｓθ＋（ｒ２／Ｌ）×ω２
　　　　×ｍｒｅｃ×ｃｏｓ２θ　　　　　　　　　　　　　　　　（１）
　Ｆｙ＝ｒ×ω２×ｍｒｏｔ×ｓｉｎθ　　　　　　　　　　　　　（２）
　ここで、ｒは、クランクシャフト２０の半径である。ωは、角速度である（ω＝２πｆ、ｆ：エンジン（クランクシャフト２０）の回転周波数）。Ｌは、コネクティングロッド３０の長さである。
　なお、（１）式の第１項目「ｒ×ω２×（ｍｒｅｃ＋ｍｒｏｔ）×ｃｏｓθ」は、一次慣性力を示す。また、（１）式の第２項目「（ｒ２／Ｌ）×ω２×ｍｒｅｃ×ｃｏｓ２θ」は、二次慣性力を示す。さらに、（２）式中の「ｒ×ω２×ｍｒｏｔ×ｓｉｎθ」は、一次慣性力のみ示している。すなわち、図５の構成では、二次慣性力のＹ方向成分は発生しない。
＜６．２　一次慣性力＞
　これに対して、本実施形態に係るエンジン１０は、Ｖ型８気筒である。ここで、代表的に、第１実施例の構成において、エンジン１０が回転した際に発生する力について説明する。
　先ず、第１実施例の構成において、一方のバンク１２側に作用する該一方のバンク１２側を基準とする座標系（ＸＢ１－ＹＢ１－Ｚ座標系）における一次慣性力のＸＢ１方向成分Ｆｘｂ１は、上記（１）式に基づき、下記の（３）式で表わされる。
　Ｆｘｂ１＝Ｆｘ１１＋Ｆｘ２１＋Ｆｘ３１＋Ｆｘ４１
　　　　　＝（ｍｒｅｃ＋ｍｒｏｔ）×ｒ×ω２×ｃｏｓθ
　　　　　＋（ｍｒｅｃ＋ｍｒｏｔ）×ｒ×ω２×ｃｏｓ（θ＋２７０°）
　　　　　＋（ｍｒｅｃ＋ｍｒｏｔ）×ｒ×ω２×ｃｏｓ（θ＋９０°）
　　　　　＋（ｍｒｅｃ＋ｍｒｏｔ）×ｒ×ω２×ｃｏｓ（θ＋１８０°）
　　　　　＝（ｍｒｅｃ＋ｍｒｏｔ）×ｒ×ω２×｛ｃｏｓθ
　　　　　＋ｃｏｓ（θ＋２７０°）＋ｃｏｓ（θ＋９０°）
　　　　　＋ｃｏｓ（θ＋１８０°）｝
　　　　　＝（ｍｒｅｃ＋ｍｒｏｔ）×ｒ×ω２×（ｃｏｓθ＋ｓｉｎθ
　　　　　－ｓｉｎθ－ｃｏｓθ）
　　　　　＝（ｍｒｅｃ＋ｍｒｏｔ）×ｒ×ω２×０
　　　　　＝０　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　（３）
　なお、Ｆｘ１１～Ｆｘ４１は、＃１～＃４の気筒１６に発生する一次慣性力のＸＢ１方向成分である。また、図１２には、θに対するｃｏｓθ、－ｃｏｓθ、ｓｉｎθ及び－ｓｉｎθの変化を図示している。
　また、一方のバンク１２側に作用する該一方のバンク１２側を基準とする座標系における一次慣性力のＹＢ１方向成分Ｆｙｂ１についても、上記（２）式に基づき、（３）式と同様に計算すれば、下記の（４）式で表わされる。
　Ｆｙｂ１＝０　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　（４）
　ここで、（３）式及び（４）式に対応する一次慣性力の変化を、図１３Ａ（ＸＢ１方向成分の結果）及び図１３Ｂ（ＹＢ１方向成分の結果）に示す。
　なお、他方のバンク１４側は、一方のバンク１２側に対してクランクピン３４を６０°オフセットしている構成である。そのため、他方のバンク１４側についても、一方のバンク１２側と同様に、一次慣性力は０となる。つまり、それぞれのバンク１２、１４内で一次慣性力が釣り合う。従って、第１実施例の構成では、クランクシャフト２０に一次慣性力が発生しない。
＜６．３　二次慣性力＞
　次に、第１実施例の構成における二次慣性力について検討する。単気筒エンジンの場合、（２）式からも明らかなように、二次慣性力のＹ方向成分は発生しない。そのため、ここでは、一方のバンク１２側について、該一方のバンク１２の座標系における二次慣性力のＸＢ１方向成分Ｆｘｂ２のみ検討する。Ｆｘｂ２は、上記（１）式に基づき、下記の（５）式で表わされる。
　Ｆｘｂ２＝Ｆｘ１２＋Ｆｘ２２＋Ｆｘ３２＋Ｆｘ４２
　　　　　＝（ｒ／Ｌ）×ｍｒｅｃ×ｒ×ω２×ｃｏｓ２θ
　　　　　＋（ｒ／Ｌ）×ｍｒｅｃ×ｒ×ω２×ｃｏｓ（２θ＋５４０°）
　　　　　＋（ｒ／Ｌ）×ｍｒｅｃ×ｒ×ω２×ｃｏｓ（２θ＋１８０°）
　　　　　＋（ｒ／Ｌ）×ｍｒｅｃ×ｒ×ω２×ｃｏｓ（２θ＋３６０°）
　　　　　＝（ｒ／Ｌ）×ｍｒｅｃ×ｒ×ω２×（ｃｏｓ２θ－ｃｏｓ２θ－ｃｏｓ２θ＋ｃｏｓ２θ）
　　　　　＝０　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　（５）
　ここで、Ｆｘ１２～Ｆｘ４２は、＃１～＃４の気筒１６に発生する二次慣性力のＸＢ１方向成分である。（５）式等に対応する二次慣性力の変化を、図１４Ａ（ＸＢ１方向成分の結果）及び図１４Ｂ（ＹＢ１方向成分の結果）に示す。
　前述のように、他方のバンク１４側は、一方のバンク１２側に対してクランクピン３４を６０°オフセットしている構成であるため、他方のバンク１４側についても、一方のバンク１２側と同様に、二次慣性力は０となる。つまり、それぞれのバンク１２、１４内で二次慣性力が釣り合う。従って、第１実施例の構成では、クランクシャフト２０に二次慣性力が発生しない。
＜６．４　二次慣性偶力＞
　次に、第１実施例の構成における二次慣性偶力について検討する。前述のように、一方のバンク１２の座標系では、二次慣性力のＹＢ１方向成分は発生しないので、二次慣性力のＸＢ１方向成分によって発生するＹＢ１軸回りのモーメントである二次慣性偶力Ｍｙｂ１２を検討する。Ｍｙｂ１２は、上記（１）式及び（５）式に基づき、下記の（６）式で表わされる。
　Ｍｙｂ１２＝Ｆｘ１２×Ｌ１＋Ｆｘ２２×Ｌ２＋Ｆｘ３２×Ｌ３
　　　　　　　＋Ｆｘ４２×Ｌ４
　　　　　　＝（ｒ／Ｌ）×ｍｒｅｃ×ｒ×ω２×ｃｏｓ２θ×Ｌ１
　　＋（ｒ／Ｌ）×ｍｒｅｃ×ｒ×ω２×ｃｏｓ（２θ＋５４０°）×Ｌ２
　　＋（ｒ／Ｌ）×ｍｒｅｃ×ｒ×ω２×ｃｏｓ（２θ＋１８０°）×Ｌ３
　　＋（ｒ／Ｌ）×ｍｒｅｃ×ｒ×ω２×ｃｏｓ（２θ＋３６０°）×Ｌ４
　　　＝（ｒ／Ｌ）×ｍｒｅｃ×ｒ×ω２
　　　　×（ｃｏｓ２θ×Ｌ１－ｃｏｓ２θ×Ｌ２－ｃｏｓ２θ×Ｌ３
　　　　＋ｃｏｓ２θ×Ｌ４）
　　　＝（ｒ／Ｌ）×ｍｒｅｃ×ｒ×ω２
　　　　×（ｃｏｓ２θ×ｓ－ｃｏｓ２θ×ｓ）
　　　＝０　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　（６）
　ここで、Ｌ１～Ｌ４は、＃１～＃４の気筒１６に対応するコネクティングロッド３０をＺ軸に投影した点のＺ座標値である。ｓは、ボアピッチである。（６）式において、Ｌ１～Ｌ４とボアピッチｓとの関係は、下記（７）式及び（８）式の通りである。
　Ｌ１－Ｌ２＝ｓ　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　（７）
　－Ｌ３＋Ｌ４＝－ｓ　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　（８）
　（６）式等に対応する二次慣性偶力の変化を、図１５Ａ（ＸＢ１軸回り成分の結果）及び図１５Ｂ（ＹＢ１軸回り成分の結果）に示す。
　なお、他方のバンク１４側は、一方のバンク１２側に対してクランクピン３４を６０°オフセットしている構成であるため、他方のバンク１４側についても、一方のバンク１２側と同様に、二次慣性偶力は０となる。つまり、それぞれのバンク１２、１４内で二次慣性偶力が釣り合う。従って、第１実施例の構成では、クランクシャフト２０に二次慣性偶力が発生しない。
＜６．５　第２実施例での各慣性力及び二次慣性偶力＞
　第２実施例の構成は、第１実施例の構成と比較して、＃２及び＃３のクランクピン３４の配置と、＃６及び＃７のクランクピン３４の配置とが入れ替わっているだけなので、第１実施例の構成と同様に、それぞれのバンク１２、１４内で一次慣性力、二次慣性力及び二次慣性偶力が釣り合う。従って、第２実施例の構成でも、一次慣性力、二次慣性力及び二次慣性偶力は発生しない。
＜６．６　第１実施例の構成での一次慣性偶力＞
　これに対して、第１実施例及び第２実施例の各構成とも、一次慣性偶力は発生する可能性がある。ここで、第１実施例について、一方のバンク１２側の一次慣性偶力に関し、一方のバンク１２の座標系において、ＸＢ１軸回りのモーメントであるＭｘｂ１１は、下記の（９）式で表わされる。
　Ｍｘｂ１１＝Ｆｙ１１×Ｌ１＋Ｆｙ２１×Ｌ２＋Ｆｙ３１×Ｌ３
　　　　　＋Ｆｙ４１×Ｌ４
　　　　＝ｍｒｏｔ×ｒ×ω２×｛ｓｉｎ（θ－３０°）×Ｌ１
　　　　　＋ｓｉｎ（θ－３０°＋２７０°）×Ｌ２
　　　　　＋ｓｉｎ（θ－３０°＋９０°）×Ｌ３
　　　　　＋ｓｉｎ（θ－３０°＋１８０°）×Ｌ４｝
　　　　＝－ｍｒｏｔ×ｒ×ω２×ｓ
　　　　　×｛３×ｓｉｎ（θ－３０°）－ｃｏｓ（θ－３０°）｝
　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　（９）
　Ｆｙ１１～Ｆｙ４１は、＃１～＃４の気筒１６に発生する一次慣性力の各バンクの座標系でのＹ方向成分、すなわち、一次慣性力のＹＢ１方向成分である。また、（９）式において、ボアピッチｓとＬ１～Ｌ４との関係は、下記の（１０）式及び（１１）式の通りである。
　Ｌ１－Ｌ４＝３×ｓ　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　（１０）
　Ｌ２－Ｌ３＝ｓ　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　（１１）
　ここで、下記（１２）式の一般的な三角関数の合成式を用いて、上記の（９）式を後述する（１３）式に変更する。
　Ａ×ｓｉｎφ＋Ｂ×ｃｏｓφ＝（Ａ２＋Ｂ２）１／２×ｓｉｎ（φ＋α）
　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　（１２）
　この場合、α＝ｔａｎ－１（Ｂ／Ａ）である。また、Ａ及びＢは、任意の数である。従って、（１２）式を用いると、上記（９）式は、下記（１３）式のように表わされる。
　Ｍｘｂ１１＝－ｍｒｏｔ×ｒ×ω２×ｓ×（３２＋１２）１／２
　　　　　×ｓｉｎ｛θ－３０°－ｔａｎ－１（１／３）｝
　　　　　　＝－１０１／２×ｍｒｏｔ×ｒ×ω２×ｓ
　　　　　×ｓｉｎ｛θ－３０°－ｔａｎ－１（１／３）｝　　　　（１３）
　また、一方のバンク１２側の一次慣性偶力に関し、一方のバンク１２の座標系において、ＹＢ１軸回りのモーメントであるＭｙｂ１１は、下記の（１４）式で表わされる。なお、（１４）式中のボアピッチｓは、上記（１０）式及び（１１）式の通りである。
　Ｍｙｂ１１＝Ｆｘ１１×Ｌ１＋Ｆｘ２１×Ｌ２＋Ｆｘ３１×Ｌ３
　　　　　＋Ｆｘ４１×Ｌ４
　　　　＝（ｍｒｅｃ＋ｍｒｏｔ）×ｒ×ω２×
　　　　　×｛ｃｏｓ（θ－３０°）×Ｌ１
　　　　　＋ｃｏｓ（θ－３０°＋２７０°）×Ｌ２
　　　　　＋ｃｏｓ（θ－３０°＋９０°）×Ｌ３
　　　　　＋ｃｏｓ（θ－３０°＋１８０°）×Ｌ４｝
　　　　＝（ｍｒｅｃ＋ｍｒｏｔ）×ｒ×ω２×ｓ
　　　　　×｛ｓｉｎ（θ－３０°）＋３×ｃｏｓ（θ－３０°）｝
　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　（１４）
　ここで、β＝ｔａｎ－１（Ａ／Ｂ）とし、下記（１５）式の一般的な三角関数の合成式を用いると、上記（１４）式は、下記（１６）式のように表わされる。
　Ａ×ｓｉｎφ＋Ｂ×ｃｏｓφ＝（Ａ２＋Ｂ２）１／２×ｃｏｓ（φ－β）
　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　（１５）
　Ｍｙｂ１１＝（ｍｒｅｃ＋ｍｒｏｔ）×ｒ×ω２×ｓ×（１２＋３２）１／２
　　　　　×ｃｏｓ｛θ－３０°－ｔａｎ－１（１／３）｝
　　　　　　＝１０１／２×（ｍｒｅｃ＋ｍｒｏｔ）×ｒ×ω２×ｓ
　　　　　×ｃｏｓ｛θ－３０°－ｔａｎ－１（１／３）｝　　　　（１６）
　これに対して、他方のバンク１４側の一次慣性偶力に関し、他方のバンク１４の座標系（ＸＢ２－ＹＢ２－Ｚ座標系）において、ＸＢ２軸回りのモーメントであるＭｘｂ２１は、上記のＭｘｂ１１と同様に、下記の（１７）式で表わされる。
　Ｍｘｂ２１＝Ｆｙ５１×Ｌ５＋Ｆｙ６１×Ｌ６＋Ｆｙ７１×Ｌ７
　　　　　＋Ｆｙ８１×Ｌ８
　　　　＝－ｍｒｏｔ×ｒ×ω２×ｓ×（ｓｉｎθ＋３×ｃｏｓθ）
　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　（１７）
　ここで、Ｌ５～Ｌ８は、図３及び図４のように、＃５～＃８の気筒１６に対応するコネクティングロッド３０をＺ軸に投影した点のＺ座標値である。また、Ｆｙ５１～Ｆｙ８１は、＃５～＃８の気筒１６に発生する一次慣性力の各バンクの座標系でのＹ方向成分、すなわち、一次慣性力のＹＢ２方向成分である。さらに、（１７）式において、Ｌ５～Ｌ８とボアピッチｓとの関係は、下記（１８）式及び（１９）式の通りである。
　Ｌ５－Ｌ８＝３×ｓ　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　（１８）
　Ｌ６－Ｌ７＝ｓ　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　（１９）
　そして、（１５）式を用いると、上記の（１７）式は、下記の（２０）式で表わされる。
　Ｍｘｂ２１＝－１０１／２×ｍｒｏｔ×ｒ×ω２×ｓ
　　　　　　　×ｃｏｓ｛θ－ｔａｎ－１（１／３）｝　　　　　　（２０）
　また、他方のバンク１４側の一次慣性偶力に関し、他方のバンク１４の座標系において、ＹＢ２軸回りのモーメントであるＭｙｂ２１は、上記のＭｙｂ１１と同様に、下記の（２１）式で表わされる。
　Ｍｙｂ２１＝Ｆｘ５１×Ｌ５＋Ｆｘ６１×Ｌ６＋Ｆｘ７１×Ｌ７
　　　　　＋Ｆｘ８１×Ｌ８
　　　　＝－（ｍｒｅｃ＋ｍｒｏｔ）×ｒ×ω２×ｓ
　　　　　×（３×ｓｉｎθ－ｃｏｓθ）　　　　　　　　　　　（２１）
　なお、Ｆｘ５１～Ｆｘ８１は、＃５～＃８の気筒１６に発生する一次慣性力のＸＢ２方向成分である。そして、（１２）式を用いると、上記の（２１）式は、下記の（２２）式で表わされる。
　Ｍｙｂ２１＝－１０１／２×（ｍｒｅｃ＋ｍｒｏｔ）×ｒ×ω２×ｓ
　　　　　×ｓｉｎ｛θ－ｔａｎ－１（１／３）｝　　　　　　　　（２２）
　上記の（１３）式、（１６）式、（２０）式及び（２２）式は、図１０及び図１１に示すＸＢ１－ＹＢ１－Ｚの座標系及びＸＢ２－ＹＢ２－Ｚの座標系でそれぞれ表現されている。これらの式をＸ－Ｙ－Ｚの座標系に座標変換すれば、一方のバンク１２側の一次慣性偶力のＸ軸回りのモーメントＭｘ１１と、他方のバンク１４側の一次慣性偶力のＸ軸回りのモーメントＭｘ２１とを求めることができる。ここで、一般的な座標変換の式は、下記の（２３）式～（２５）式で表わされる。
　Ｘ＝ｘ×ｃｏｓφ－ｙ×ｓｉｎφ　　　　　　　　　　　　　　（２３）
　Ｙ＝ｘ×ｓｉｎφ＋ｙ×ｃｏｓφ　　　　　　　　　　　　　　（２４）
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
　ここで、（２３）式～（２５）式は、二次元直交座標系において、任意の点（ｘ、ｙ）を原点の回りにφの角度だけ回転させた点の座標（Ｘ、Ｙ）を求める式である。従って、（２３）式～（２５）式を用いることで、ＸＢ１－ＹＢ１及びＸＢ２－ＹＢ２の各座標系で構成されている一次慣性偶力のモーメントを、Ｘ－Ｙ座標系のモーメントに変換することができる。ここで、一方のバンク１２側で説明すると、ＸＢ１－ＹＢ１座標系の原点を中心に、時計回りに３０°回転させれば、Ｘ－Ｙ座標系に変換することができる。従って、（２３）式及び（２４）式から、以下のように、モーメントの式を展開することができる。
　すなわち、一方のバンク１２側の一次慣性偶力のＸ軸回りのモーメントＭｘ１１は、（１３）式及び（１６）式と、＃１の気筒１６について（２３）式中のφが３０°であることから、下記の（２６）式で表わされる。
　Ｍｘ１１＝Ｍｘｂ１１×ｃｏｓ（３０°）－Ｍｙｂ１１
　　　　　　×ｓｉｎ（３０°）
　　　＝１０１／２×ｒ×ω２×ｓ×［－ｍｒｏｔ
　　　×ｓｉｎ｛θ－３０°－ｔａｎ－１（１／３）｝×ｃｏｓ（３０°）
　　　－（ｍｒｅｃ＋ｍｒｏｔ）
　　　×ｃｏｓ｛θ－３０°－ｔａｎ－１（１／３）｝×ｓｉｎ（３０°）］
　　　＝１０１／２×ｒ×ω２×ｓ×［－ｍｒｏｔ
　　　×｛ｓｉｎ｛θ－３０°－ｔａｎ－１（１／３）｝×ｃｏｓ（３０°）
　　　＋ｃｏｓ｛θ－３０°－ｔａｎ－１（１／３）｝×ｓｉｎ（３０°）｝
　　　－ｍｒｅｃ×ｃｏｓ｛θ－３０°－ｔａｎ－１（１／３）｝
　　　×（１／２）］　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　（２６）
　ここで、下記（２７）式の一般的な三角関数の加法定理の式を用いて、上記の（２６）式を後述する（２８）式に変更する。
　ｓｉｎα×ｃｏｓβ＋ｃｏｓα×ｓｉｎβ＝ｓｉｎ（α＋β）　（２７）
　Ｍｘ１１＝１０１／２×ｒ×ω２×ｓ
　　×［－ｍｒｏｔ×ｓｉｎ｛θ－３０°－ｔａｎ－１（１／３）＋３０°｝
　　－（１／２）×ｍｒｅｃ×ｃｏｓ｛θ－３０°－ｔａｎ－１（１／３）｝］
　　　　　＝１０１／２×ｒ×ω２×ｓ×［－（１／２）×ｍｒｅｃ
　　　　　×ｃｏｓ｛θ－３０°－ｔａｎ－１（１／３）｝
　　　　　－ｍｒｏｔ×ｓｉｎ｛θ－ｔａｎ－１（１／３）｝］　　（２８）
　また、他方のバンク１４側の一次慣性偶力のＸ軸回りのモーメントＭｘ２１についても、上記のＭｘ１１と同様に、下記（２９）式で表わされる。
　Ｍｘ２１＝１０１／２×ｒ×ω２×ｓ×［（－１／２）×ｍｒｅｃ
　　　　　×ｓｉｎ｛θ－ｔａｎ－１（１／３）｝－ｍｒｏｔ
　　　　　×ｃｏｓ｛θ－ｔａｎ－１（１／３）－３０°｝］　　　（２９）
　さらに、一方のバンク１２側の一次慣性偶力のＹ軸回りのモーメントであるＭｙ１１と、他方のバンク１４側の一次慣性偶力のＹ軸回りのモーメントであるＭｙ２１とについても、上記のＭｘ１１、Ｍｘ２１と同様に、下記の（３０）式及び（３１）式で表わされる。
　Ｍｙ１１＝１０１／２×ｒ×ω２×ｓ×［（ｍｒｅｃ＋ｍｒｏｔ）
　　　　　×ｃｏｓ｛θ－ｔａｎ－１（１／３）｝
　　　　　＋（１／２）×ｍｒｅｃ×ｓｉｎ｛θ－３０°
　　　　　－ｔａｎ－１（１／３）｝］　　　　　　　　　　　　　（３０）
　Ｍｙ２１＝１０１／２×ｒ×ω２×ｓ×［－（ｍｒｅｃ＋ｍｒｏｔ）
　　　　　×ｓｉｎ｛θ－３０°－ｔａｎ－１（１／３）｝－（１／２）
　　　　　×ｍｒｅｃ×ｃｏｓ｛θ－ｔａｎ－１（１／３）｝］　　（３１）
　そして、クランクシャフト２０全体に作用する一次慣性偶力のＸ軸回りのモーメントＭｘは、Ｍｘ１１の（２８）式及びＭｘ２１の（２９）式と、一般的な因数分解の公式であるＡ×Ｃ＋Ａ×Ｄ＋Ｂ×Ｃ＋Ｂ×Ｄ＝（Ａ＋Ｂ）×（Ｃ＋Ｄ）とを用いて、下記の（３２）式で表わされる。
　Ｍｘ＝Ｍｘ１１＋Ｍｘ２１
　　　＝１０１／２×ｒ×ω２×ｓ×［（－１／２）×ｍｒｅｃ
　　　×ｃｏｓ｛θ－３０°－ｔａｎ－１（１／３）｝
　　　－ｍｒｏｔ×ｓｉｎ｛θ－ｔａｎ－１（１／３）｝］
　　　＋１０１／２×ｒ×ω２×ｓ×［（－１／２）×ｍｒｅｃ
　　　×ｓｉｎ｛θ－ｔａｎ－１（１／３）｝－ｍｒｏｔ
　　　×ｃｏｓ｛θ－ｔａｎ－１（１／３）－３０°｝］
　　　＝１０１／２×ｒ×ω２×ｓ×｛（－１／２）×ｍｒｅｃ－ｍｒｏｔ｝
　　　×［ｃｏｓ｛θ－３０°－ｔａｎ－１（１／３）｝
　　　＋ｓｉｎ｛θ－ｔａｎ－１（１／３）｝］　　　　　　　　　（３２）
　ここで、下記（３３）式の一般的な三角関数の加法定理の数式を用いて、上記の（３２）式を変更する。
　ｃｏｓ（α－β）＝ｃｏｓα×ｃｏｓβ＋ｓｉｎα×ｓｉｎβ　（３３）
　なお、（３３）式中、α及びβは、任意の角度である。従って、（３３）式を用いると、（３２）式中のｃｏｓ｛θ－３０°－ｔａｎ－１（１／３）｝は、下記（３４）式のように表わされる。
　ｃｏｓ｛θ－３０°－ｔａｎ－１（１／３）｝
　　＝ｃｏｓ｛θ－ｔａｎ－１（１／３）｝×ｃｏｓ（３０°）
　　＋ｓｉｎ｛θ－ｔａｎ－１（１／３）｝×ｓｉｎ（３０°）
　　＝ｃｏｓ｛θ－ｔａｎ－１（１／３）｝×（３１／２／２）
　　＋ｓｉｎ｛θ－ｔａｎ－１（１／３）｝×（１／２）
　　＝（３１／２／２）×ｃｏｓ｛θ－ｔａｎ－１（１／３）｝
　　＋（１／２）×ｓｉｎ｛θ－ｔａｎ－１（１／３）｝　　　　　（３４）
　（３４）式を（３２）式に代入すると、Ｍｘは、下記の（３５）式のように表わされる。
　Ｍｘ＝１０１／２×ｒ×ω２×ｓ×｛（－１／２）×ｍｒｅｃ－ｍｒｏｔ｝
　　　×［（３１／２／２）×ｃｏｓ｛θ－ｔａｎ－１（１／３）｝
　　　＋（３／２）×ｓｉｎ｛θ－ｔａｎ－１（１／３）｝］　　　（３５）
　ここで、（１２）式を用いると、Ｍｘは、下記の（３６）式のように表わされる。（３６）式では、式を整理するため、数値の部分を１つにまとめ、ｍｒｅｃ及びｍｒｏｔの係数を整数化し、ｓｉｎの部分に１８０°を加えて位相を反転し、数式全体のマイナスの符号を消去している。
　Ｍｘ＝１０１／２×ｒ×ω２×ｓ×｛（３／２）２＋（３１／２／２）２｝１／２
　　　　　　×（１／２）×２×｛（－１／２）×ｍｒｅｃ－ｍｒｏｔ｝
　　　×ｓｉｎ［θ－ｔａｎ－１（１／３）＋３０°］
　　　＝－（３０１／２／２）×ｒ×ω２×ｓ×（ｍｒｅｃ＋２×ｍｒｏｔ）
　　　　×ｓｉｎ［θ－ｔａｎ－１（１／３）＋３０°］
　　　＝（３０１／２／２）×ｒ×ω２×ｓ×（ｍｒｅｃ＋２×ｍｒｏｔ）
　　　　×ｓｉｎ［θ＋２１０°－ｔａｎ－１（１／３）］　　　　（３６）
　一方、クランクシャフト２０全体に作用する一次慣性偶力のＹ軸回りのモーメントＭｙは、（３０）式及び（３１）式を用いて、Ｍｘと同様に座標変換すると、下記の（３７）式で表わされる。
　Ｍｙ＝Ｍｙ１１＋Ｍｙ１２
　　　＝１０１／２×ｒ×ω２×ｓ×｛（－１／２）×ｍｒｅｃ－ｍｒｏｔ｝
　　　　　×［ｓｉｎ｛θ－３０°－ｔａｎ－１（１／３）｝
　　　　　－ｃｏｓ｛θ－ｔａｎ－１（１／３）｝］
　　　＝（３０１／２／２）×ｒ×ω２×ｓ×（ｍｒｅｃ＋２×ｍｒｏｔ）
　　　　　×ｓｉｎ｛θ＋１２０°－ｔａｎ－１（１／３）｝　　　（３７）
　以上から、各気筒１６毎に、ｍｒｏｔ＝（－１／２）×ｍｒｅｃとすれば、一次慣性偶力を相殺することができる。また、ｍｒｏｔ≠（－１／２）×ｍｒｅｃの場合は、後述のようにして１次慣性偶力を相殺することができる。
　ここで、θの符号は正であり、Ｍｘ及びＭｙは、図１６Ａに示すように、振幅が同じで、位相が９０°遅れる。そのため、一次慣性偶力は、エンジン１０の回転方向と同じ方向のすりこぎ運動となる。従って、一次慣性偶力に対しては、図２～図８に示したように、バランスウェイトとしてのウェイト４０を付加すれば、相殺することが可能である。
　この場合、ウェイト４０は、図２及び図１０に示すθｗｔの角度位置で他端部２０ｂ側に配置される。また、ウェイト４０は、一端部２０ａ側において、主回転軸３６を挟んで、他端部２０ｂ側のウェイト４０とは１８０°位相が異なる角度位置にも配置される。すなわち、２つのウェイト４０が配置される。
　また、ウェイト４０の慣性モーメントは、（３６）式及び（３７）式中に示したように、（３０１／２／２）×ｒ×ｓ×（ｍｒｅｃ＋２×ｍｒｏｔ）となる。図１６Ａでは、付加したウェイト４０による偶力（ウェイト４０によるＸ軸回りのモーメントＭｘｗｔ、ウェイト４０によるＹ軸回りのモーメントＭｙｗｔ）によって、クランクシャフト２０に発生する一次慣性偶力であるＭｘ、Ｍｙを相殺する場合を図示している。
　ここで、ウェイト４０によるＸ軸回りのモーメントＭｘｗｔは、下記の（３８）式で表わすことができる。この場合、モーメントＭｘｗｔの位相は、（３６）式のｓｉｎの部分の位相を１８０°ずらした位相となる。
　Ｍｘｗｔ＝（３０１／２／２）×ｒ×ω２×ｓ×（ｍｒｅｃ＋２×ｍｒｏｔ）
　　　　　×ｓｉｎ｛θ＋３０°－ｔａｎ－１（１／３）｝　　　　（３８）
　また、ウェイト４０によるＹ軸回りのモーメントＭｙｗｔは、下記の（３９）式で表わすことができる。この場合、モーメントＭｙｗｔの位相は、（３７）式のｓｉｎの部分の位相を１８０°ずらした位相となる。
　Ｍｙｗｔ＝（３０１／２／２）×ｒ×ω２×ｓ×（ｍｒｅｃ＋２×ｍｒｏｔ）
　　　　　×ｓｉｎ｛θ＋３００°－ｔａｎ－１（１／３）｝　　　（３９）
　より詳しく説明すると、図２及び図１０に示すように、他端部２０ｂ側にて、θｗｔの角度位置にウェイト４０が配置されると共に、一端部２０ａ側にも、主回転軸３６を挟んで該他端部２０ｂ側のウェイト４０とは反対側の角度位置にウェイト４０が配置される。２つのウェイト４０によって、（３６）式及び（３７）式に示す位相に対して、１８０°位相がずれたモーメントＭｘｗｔ、Ｍｙｗｔが発生する。これにより、一次慣性偶力を相殺することができる。
　ここで、他端部２０ｂ側のウェイト４０の位相であるθｗｔは、＃１の気筒番号のクランクピン３４からの角度であるため、それを求めると、ｔａｎ－１（１／３）≒１８．４３°であるため、下記の（４０）式で表わされる。
　θｗｔ＝２１０°－ｔａｎ－１（１／３）－１８０°
　　　　＝３０°－ｔａｎ－１（１／３）
　　　　≒１１．５７°　　　　　　　　　　　　　　　　　　　（４０）
　従って、他端部２０ｂ側では、＃１の気筒番号のクランクピン３４の角度位置から、１１．５７°の位相にウェイト４０を設けるとよい。
　また、一端部２０ａ側に配置されるウェイト４０については、他端部２０ｂ側のウェイト４０に対して、１８０°回転した位置に設けるとよい。ここで、一端部２０ａ側に配置されるウェイト４０の角度位置θｗａは、下記の（４１）式で表わされる。
　θｗａ＝θｗｔ＋１８０°＝１１．５７°＋１８０°
　　　　＝１９１．５７°　　　　　　　　　　　　　　　　　　（４１）
　また、ウェイト４０の慣性モーメントは、（３８）式及び（３９）式中に示したように、（３０１／２／２）×ｒ×ｓ×（ｍｒｅｃ＋２×ｍｒｏｔ）となる。図１６Ａでは、付加したウェイト４０による偶力（モーメントＭｘｗｔ、Ｍｙｗｔ）によって、クランクシャフト２０に発生する一次慣性偶力であるＭｘ、Ｍｙを相殺する場合を図示している。
＜６．７　第２実施例の構成での一次慣性偶力＞
　第２実施例の構成においても、第１実施例での一次慣性偶力の数式と同様の計算を行うと、クランクシャフト２０に発生する一次慣性偶力は、（３６）式及び（３７）式に対して、位相を２×ｔａｎ－１（１／３）だけずらせばよいことが分かる。すなわち、第１実施例と同様に、２つのバンク１２、１４の各成分を座標変換することで、下記の（４２）式及び（４３）式で表わすことができる。
　Ｍｘ＝（３０１／２／２）×ｒ×ω２×ｓ×（ｍｒｅｃ＋２×ｍｒｏｔ）
　　　　　×ｓｉｎ｛θ＋２１０°＋ｔａｎ－１（１／３）｝　　　（４２）
　Ｍｙ＝（３０１／２／２）×ｒ×ω２×ｓ×（ｍｒｅｃ＋２×ｍｒｏｔ）
　　　　　×ｓｉｎ｛θ＋１２０°＋ｔａｎ－１（１／３）｝　　　（４３）
　第２実施例の構成でも、第１実施例の構成と同様に、一次慣性偶力は、正転型のすりこぎ運動となる。そのため、ウェイト４０を付加することで、一次慣性偶力を相殺することが可能である。
　第１実施例と同様であるため、ここでは、詳細を省略し、結果のみ記載する。第２実施例においても、ウェイト４０は、図６及び図１１に示す＃１の気筒番号のクランクピン３４からθｗｔの角度位置に配置される。ここで、θｗｔは、下記の（４４）式で表わされる。
　θｗｔ＝２１０°＋ｔａｎ－１（１／３）－１８０°
　　　　＝３０°＋ｔａｎ－１（１／３）
　　　　≒４８．４３°　　　　　　　　　　　　　　　　　　　（４４）
　よって、図６及び図１１に示す＃１のクランクピン３４の角度位置から４８．４３°の位相で、他端部２０ｂ側にウェイト４０を設けるとよい。また、一端部２０ａ側に配置されるウェイト４０については、他端部２０ｂ側のウェイト４０に対して、１８０°回転した角度位置に設けるとよい。ここで、一端部２０ａに配置されるウェイト４０の角度位置θｗａは、下記の（４５）式で表わされる。
　θｗａ＝４８．４３°＋１８０°＝２２８．４３°　　　　（４５）
　また、ウェイト４０の慣性モーメントは、（４２）式及び（４３）式中に示したように、（３０１／２／２）×ｒ×ｓ×（ｍｒｅｃ＋２×ｍｒｏｔ）となる。図１６Ｂでは、付加したウェイト４０による偶力Ｍｘｗｔ、Ｍｙｗｔによって、クランクシャフト２０に発生する一次慣性偶力であるＭｘ、Ｍｙを相殺する場合を図示している。
＜６．８　クランクピン３４のオフセットと一次慣性偶力との関係＞
　次に、本実施形態に係るエンジン１０について、クランクピン３４のオフセットと一次慣性偶力との関係について説明する。図１７に示すように、Ｘ軸と＃１の気筒番号のクランクピン３４との成す角度をθとし、一方のバンク１２側のクランクピン３４に対する他方のバンク１４側のクランクピン３４のオフセット角度をΨとする。本実施形態では、上述した第１実施例及び第２実施例の各構成を採用することにより、図１８に示すように、Ψ＝６０°において、一次慣性偶力の振幅Ｍｍａｇを０にすることができる。なお、一次慣性力、二次慣性力及び二次慣性偶力については、各バンク毎に０であるので、オフセット角度Ψを変更しても、常に０のままである。
　具体的に、第１実施例において、一次慣性偶力Ｍｘ、Ｍｙは、ｍｒｏｔ＝（－１／２）×ｍｒｅｃの関係式を用いて、（３６）式及び（３７）式から（４６）式及び（４７）式に書き替えることができる。
　Ｍｘ＝（１０１／２／２）×ｒ×ω２×ｓ×ｍｒｅｃ
×｛２－２×ｃｏｓ（Ψ－６０°）｝１／２
×ｓｉｎ［θ－ｔａｎ－１（１／３）－ｔａｎ－１｛ｓｉｎ（Ψ－６０°）
／（１－ｃｏｓ（Ψ－６０°））｝－６０°］　　　　　　　　　（４６）
　Ｍｙ＝（１０１／２／２）×ｒ×ω２×ｓ×ｍｒｅｃ
×｛２－２×ｃｏｓ（Ψ－６０°）｝１／２
×ｓｉｎ［θ－ｔａｎ－１（１／３）－ｔａｎ－１｛ｓｉｎ（Ψ－６０°）
／（１－ｃｏｓ（Ψ－６０°））｝＋３０°］　　　　　　　　　（４７）
　これにより、一次慣性偶力の振幅Ｍｍａｇは、下記の（４８）式で表わすことができる。
　Ｍｍａｇ＝（１０１／２／２）×ｒ×ω２×ｓ×ｍｒｅｃ
　　　　　　×｛２－２×ｃｏｓ（Ψ－６０°）｝１／２　　　　　（４８）
　（４８）式で表わされた振幅を０にするには、Ψ＝６０°にすればよいことが分かる。なお、第２実施例についても、同様の結果が得られる。
［７．本実施形態の効果］
　以上説明したように、本実施形態に係るエンジン１０（Ｖ型８気筒エンジン）は、２つのバンク１２、１４のバンク角が６０°であり、クランクシャフト２０と、各バンク１２、１４の気筒１６の各々に配置された８つのピストン２８と、各ピストン２８に設けられたピストンピン３２に小端部３０ａが係合し、クランクシャフト２０に設けられたクランクピン３４に大端部３０ｂが係合する８つのコネクティングロッド３０とを有する。
　この場合、それぞれのバンク１２、１４について、４つのピストンピン３２にコネクティングロッド３０を介して連結される４つのクランクピン３４は、Ｚ方向から視て（クランクシャフト２０の一端部２０ａから視て）、９０°間隔で配置されている。また、一端部２０ａ又は他端部２０ｂからＺ方向に沿って、一方のバンク１２側の４つのクランクピン３４に対して一対となる他方のバンク１４側の４つのクランクピン３４は、Ｚ方向から視て、６０°オフセットされている。
　このように、それぞれのバンク１２、１４について、４つのクランクピン３４が９０°間隔で配置され、一方のバンク１２側の４つのクランクピン３４に対して、他方のバンク１４側の４つのクランクピン３４が、６０°オフセットされているので、特別な部品を追加することなく、一次慣性偶力を相殺することが可能となる。
　ここで、第１実施例の構成では、一方のバンク１２側の４つのクランクピン３４は、クランクシャフト２０の一端部２０ａから他端部２０ｂに向かって、所定の間隔でクランクシャフト２０に設けられている。また、他方のバンク１４側の４つのクランクピン３４は、クランクシャフト２０の一端部２０ａから他端部２０ｂに向かって、一方のバンク１２側の４つのクランクピン３４間に配置されるように、所定の間隔でクランクシャフト２０に設けられている。
　この場合、一端部２０ａから他端部２０ｂを視たときに、それぞれのバンク１２、１４について、４つのクランクピン３４のうち、一端部２０ａ側のクランクピン３４と他端部２０ｂ側のクランクピン３４とがクランクシャフト２０を挟んで点対称に配置されている。また、一端部２０ａ側のクランクピン３４と他端部２０ｂ側のクランクピン３４との間の２つのクランクピン３４のうち、一端部２０ａ寄りのクランクピン３４は、一端部２０ａ側のクランクピン３４に対して２７０°ずらして配置される。さらに、他端部２０ｂ寄りのクランクピン３４は、一端部２０ａ側のクランクピン３４に対して９０°ずらして配置されている。
　しかも、一方のバンク１２側の４つのクランクピン３４に対して、他方のバンク１４側の４つのクランクピン３４は、６０°オフセットされている。
　このように構成することで、簡単な構成で一次慣性偶力を容易に相殺することができる。
　また、第２実施例の構成は、Ｚ方向から視て、一端部２０ａ側のクランクピン３４と他端部２０ｂ側のクランクピン３４との間の２つのクランクピン３４のうち、他端部２０ｂ寄りのクランクピン３４は、一端部２０ａ側のクランクピン３４に対して２７０°ずらして配置されると共に、一端部２０ａ寄りのクランクピン３４は、一端部２０ａ側のクランクピン３４に対して９０°ずらして配置されている点で、第１実施例の構成とは異なる。この構成でも、一次慣性偶力を容易に相殺することができる。
　また、エンジン１０において、各気筒１６の点火タイミングは、６０°間隔、９０°間隔及び１２０°間隔の組み合わせの不等間隔爆発である。しかしながら、それぞれのバンク１２、１４で見ると、４つの気筒１６の点火タイミングは、９０°間隔、１８０°間隔及び２７０°間隔の組み合わせの不等間隔爆発である。つまり、それぞれのバンク１２、１４で見ると、従来のＶ型８気筒エンジンと点火タイミングは同じになる。これにより、従来のＶ型８気筒エンジンと同等の出力を確保することが可能となる。
　また、クランクシャフト２０、各ピストン２８及び各コネクティングロッド３０を含む主運動系２６において、ピストンピン３２側の質量である往復部質量ｍｒｅｃと、クランクピン３４側の質量である回転部質量ｍｒｏｔとについて、回転部質量ｍｒｏｔが往復部質量ｍｒｅｃの－１／２である場合（ｍｒｏｔ＝（－１／２）×ｍｒｅｃ）には、クランクシャフト２０に対するウェイト４０の付加が不要である。一方、回転部質量ｍｒｏｔが往復部質量ｍｒｅｃの－１／２でない場合（ｍｒｏｔ≠（－１／２）×ｍｒｅｃ）には、エンジン１０の回転時にクランクシャフト２０に発生する一次慣性偶力に釣り合うウェイト４０をクランクシャフト２０に付加すればよい。
　これにより、エンジン１０の回転方向とは逆回転するバランサ等が不要となり、一次慣性偶力を相殺することができる。この結果、エンジン１０の軽量化、低コスト化、省スペース化を図ることができる。
　また、ウェイト４０は、クランクシャフト２０における各気筒１６に対応する箇所に振り分けて複数付加することもできる。これにより、クランクシャフト２０全体として、ウェイト４０で作られるモーメントを一次慣性偶力と釣り合うように設定すれば、一次慣性偶力を相殺することができる。
　以上より、各種の振動を低減することができるので、本実施形態に係るエンジン１０を船外機用のエンジンとして好適に採用することができる。
　なお、本発明は、上述の実施形態に限らず、この明細書の記載内容に基づき、種々の構成を採り得ることは勿論である。

Claims (8)

  1. 　２つのバンク（１２、１４）のバンク角が６０°であるＶ型８気筒エンジン（１０）において、
    　クランクシャフト（２０）と、
    　前記各バンクの気筒（１６）の各々に配置された８つのピストン（２８）と、
    　前記各ピストンに設けられたピストンピン（３２）に小端部（３０ａ）が係合し、前記クランクシャフトに設けられたクランクピン（３４）に大端部（３０ｂ）が係合する８つのコネクティングロッド（３０）と、
    　を有し、
    　それぞれのバンクについて、４つのピストンピンにコネクティングロッドを介して連結される４つのクランクピンは、前記クランクシャフトの一端部（２０ａ）から視て、９０°間隔で配置され、
    　一方のバンク側の４つのクランクピンに対して、他方のバンク側の４つのクランクピンは、前記一端部から視て、６０°オフセットされている、Ｖ型８気筒エンジン。
  2. 　請求項１記載のＶ型８気筒エンジンにおいて、
    　前記一方のバンク側の４つのクランクピンは、前記クランクシャフトの一端部から他端部（２０ｂ）に向かって、所定の間隔で前記クランクシャフトに設けられ、
    　前記他方のバンク側の４つのクランクピンは、前記クランクシャフトの一端部から他端部に向かって、前記一方のバンク側の４つのクランクピンと交互に配置されるように、所定の間隔で前記クランクシャフトに設けられ、
    　前記一端部から前記他端部を視たときに、
    　それぞれのバンクについて、４つのクランクピンのうち、前記一端部側のクランクピンと前記他端部側のクランクピンとが前記クランクシャフトを挟んで点対称に配置され、
    　前記一端部側のクランクピンと前記他端部側のクランクピンとの間の２つのクランクピンのうち、前記一端部寄りのクランクピンは、前記一端部側のクランクピンに対して２７０°ずらして配置されると共に、前記他端部寄りのクランクピンは、前記一端部側のクランクピンに対して９０°ずらして配置され、
    　前記一方のバンク側の４つのクランクピンに対して、前記他方のバンク側の４つのクランクピンは、６０°オフセットされている、Ｖ型８気筒エンジン。
  3. 　請求項１記載のＶ型８気筒エンジンにおいて、
    　前記一方のバンク側の４つのクランクピンは、前記クランクシャフトの一端部から他端部に向かって、所定の間隔で前記クランクシャフトに設けられ、
    　前記他方のバンク側の４つのクランクピンは、前記クランクシャフトの一端部から他端部に向かって、前記一方のバンク側の４つのクランクピンと交互に配置されるように、所定の間隔で前記クランクシャフトに設けられ、
    　前記一端部から前記他端部を視たときに、
    　それぞれのバンクについて、４つのクランクピンのうち、前記一端部側のクランクピンと前記他端部側のクランクピンとが前記クランクシャフトを挟んで点対称に配置され、
    　前記一端部側のクランクピンと前記他端部側のクランクピンとの間の２つのクランクピンのうち、前記他端部寄りのクランクピンは、前記一端部側のクランクピンに対して２７０°ずらして配置されると共に、前記一端部寄りのクランクピンは、前記一端部側のクランクピンに対して９０°ずらして配置され、
    　前記一方のバンク側の４つのクランクピンに対して、前記他方のバンク側の４つのクランクピンは、軸方向視で、６０°オフセットされている、Ｖ型８気筒エンジン。
  4. 　請求項２又は３記載のＶ型８気筒エンジンにおいて、
    　前記各気筒の点火タイミングは、６０°間隔、９０°間隔及び１２０°間隔の組み合わせの不等間隔爆発である、Ｖ型８気筒エンジン。
  5. 　請求項４記載のＶ型８気筒エンジンにおいて、
    　それぞれのバンクについて、４つの気筒の点火タイミングは、９０°間隔、１８０°間隔及び２７０°間隔の組み合わせの不等間隔爆発である、Ｖ型８気筒エンジン。
  6. 　請求項１～５のいずれか１項に記載のＶ型８気筒エンジンにおいて、
    　前記クランクシャフト、前記各ピストン及び前記各コネクティングロッドを含む主運動系（２６）において、
    　前記ピストンピン側の質量である往復部質量と、前記クランクピン側の質量である回転部質量とについて、前記回転部質量が前記往復部質量の－１／２である場合には、前記クランクシャフトに対するウェイト（４０）の付加が不要であり、
    　一方で、前記回転部質量が前記往復部質量の－１／２でない場合には、前記Ｖ型８気筒エンジンの回転時に前記クランクシャフトに発生する一次慣性偶力に釣り合うウェイトを前記クランクシャフトに付加する、Ｖ型８気筒エンジン。
  7. 　請求項６記載のＶ型８気筒エンジンにおいて、
    　前記ウェイトは、前記クランクシャフトにおける前記各気筒に対応する箇所に振り分けて複数付加される、Ｖ型８気筒エンジン。
  8. 　請求項１～７のいずれか１項に記載のＶ型８気筒エンジンにおいて、
    　当該Ｖ型８気筒エンジンは、船外機用のエンジンである、Ｖ型８気筒エンジン。
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Citations (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS53143903U (ja) * 1977-04-19 1978-11-13
JPH08226493A (ja) * 1995-02-23 1996-09-03 Toyama Univ Ｖ型８気筒機関
JP2000314351A (ja) * 1999-05-07 2000-11-14 Toyota Motor Corp Ｖ型８気筒エンジンの吸気装置
JP2003042230A (ja) * 2001-07-26 2003-02-13 Suzuki Motor Corp Ｖ型エンジンのバランサ構造
JP2004286218A (ja) * 2004-05-10 2004-10-14 Yamaha Motor Co Ltd ４気筒エンジンのバランサ装置
JP2006161691A (ja) * 2004-12-07 2006-06-22 Toyota Motor Corp 内燃機関
US20120210958A1 (en) * 2011-02-18 2012-08-23 GM Global Technology Operations LLC Engine assembly including crankshaft for v8 arrangement
JP2017190693A (ja) * 2016-04-12 2017-10-19 ヤマハ発動機株式会社 Ｖ型エンジン

Family Cites Families (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US1335143A (en) * 1915-12-06 1920-03-30 Packard Motor Car Co Hydrocarbon-motor

Patent Citations (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS53143903U (ja) * 1977-04-19 1978-11-13
JPH08226493A (ja) * 1995-02-23 1996-09-03 Toyama Univ Ｖ型８気筒機関
JP2000314351A (ja) * 1999-05-07 2000-11-14 Toyota Motor Corp Ｖ型８気筒エンジンの吸気装置
JP2003042230A (ja) * 2001-07-26 2003-02-13 Suzuki Motor Corp Ｖ型エンジンのバランサ構造
JP2004286218A (ja) * 2004-05-10 2004-10-14 Yamaha Motor Co Ltd ４気筒エンジンのバランサ装置
JP2006161691A (ja) * 2004-12-07 2006-06-22 Toyota Motor Corp 内燃機関
US20120210958A1 (en) * 2011-02-18 2012-08-23 GM Global Technology Operations LLC Engine assembly including crankshaft for v8 arrangement
JP2017190693A (ja) * 2016-04-12 2017-10-19 ヤマハ発動機株式会社 Ｖ型エンジン

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