船舶用推進装置
【課題】機械部品によらずに、ドライブシャフトとプロペラシャフトとの相対回転速度に起因する異音を低減できる船舶用推進装置を提供する。
【解決手段】船外機１は、エンジン１０と、プロペラシャフト１２と、エンジン１０からの動力によって回転されるドライブシャフト１１と、ドライブシャフト１１の回転をプロペラシャフト１２に伝達するドッグクラッチ２０と、エンジン負荷発生ユニットとを含む。エンジン負荷発生ユニットは、エンジン１０からの動力によって駆動されるフライホイールマグネトウ７０と、フライホイールマグネトウ７０の発電負荷を制御する電子制御ユニット（ＥＣＵ）１００とを含む。電子制御ユニット１００は、ドライブシャフト１１とプロペラシャフト１２との間の相対回転速度を検知して、その検知された相対回転速度に対して逆位相となるエンジン負荷をフライホイールマグネトウ７０から発生させる。
【解決手段】船外機１は、エンジン１０と、プロペラシャフト１２と、エンジン１０からの動力によって回転されるドライブシャフト１１と、ドライブシャフト１１の回転をプロペラシャフト１２に伝達するドッグクラッチ２０と、エンジン負荷発生ユニットとを含む。エンジン負荷発生ユニットは、エンジン１０からの動力によって駆動されるフライホイールマグネトウ７０と、フライホイールマグネトウ７０の発電負荷を制御する電子制御ユニット（ＥＣＵ）１００とを含む。電子制御ユニット１００は、ドライブシャフト１１とプロペラシャフト１２との間の相対回転速度を検知して、その検知された相対回転速度に対して逆位相となるエンジン負荷をフライホイールマグネトウ７０から発生させる。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
この発明は、エンジンの動力が、ドライブシャフトおよびドッグクラッチを介してプロペラシャフトに伝達される船舶用推進装置に関する。このような船舶用推進装置の例は、船外機および船内外機（スターンドライブ）を含む。
【背景技術】
【０００２】
一つの先行技術に係る船外機は、特許文献１に開示されている。この船外機は、エンジンと、エンジンのクランクシャフトに上端が結合されたドライブシャフトと、ドライブシャフトの下端に連結された前後進切換機構と、前後進切換機構に結合されたプロペラシャフトと、プロペラシャフトに取り付けられたプロペラとを含む。前後進切換機構は、ドライブシャフトからの動力によって互いに反対方向に回転する一対の傘歯車と、プロペラシャフトにスプライン結合されたドッグギヤとを含むドッグクラッチを構成している。ドッグギヤがいずれかの傘歯車と噛合することによって、プロペラシャフトに駆動力が伝達される。ドライブシャフトの中途部には、エンジンのトルク変動による異音の発生を低減させるためのダンパ構造が設けられている。エンジンのトルク変動によって、ドッククラッチにおいて、傘車とドッグギヤとの相対回転が生じ、それらが当接したり離間したりする。その当接時の衝撃によって、歯打ち音が繰り返し発生し、いわゆるラトル音（rattling noise）が生じる。この歯打ち音がダンパ構造によって軽減される。エンジンの回転変動は、エンジン回転速度が低い場合（とくにアイドリング時）に生じ易い。しかも、エンジン回転速度が低いときにはエンジン音が小さいので、歯打ち音が際立って聞こえやすい。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開２００６−１８３６９４号公報
【発明の概要】
【課題を解決するための手段】
【０００４】
特許文献１は、ドライブシャフトの中途部に配置したダンパ構造によって歯打ち音を低減しようとしている。しかし、この解決策は、部品点数の増加が不可避であり、それに応じて組立工数も多くなり、コスト高をも招く。
そこで、この発明の一実施形態は、機械部品によらずに、ドライブシャフトとプロペラシャフトとの相対回転速度に起因する異音を低減できる船舶用推進装置を提供する。
【０００５】
より具体的には、この発明の一実施形態は、エンジンと、プロペラシャフトと、前記エンジンからの動力によって回転されるドライブシャフトと、前記ドライブシャフトの回転を前記プロペラシャフトに伝達するドッグクラッチと、前記ドライブシャフトと前記プロペラシャフトとの間の相対回転速度を検知して、その検知された相対回転速度に対して逆位相（前記検知された相対回転を打ち消す位相）となるエンジン負荷を発生させるエンジン負荷発生手段とを含む、船舶用推進装置を提供する。
【０００６】
この構成によれば、ドライブシャフトとプロペラシャフトとの相対回転速度が検知され、エンジン負荷発生手段は、その相対回転速度の逆位相となるエンジン負荷を発生させる。これにより、ドライブシャフトとプロペラシャフトとの相対回転速度がエンジン負荷によって打ち消されるので、ドッグクラッチ内におけるギヤが衝撃的に噛み合うことを抑制できる。これにより、歯打ち音を低減できる。こうして、ドライブシャフトとプロペラシャフトとの相対回転速度に起因する異音の発生を機械部品によらずに低減できるので、部品点数の増加、組立工数の増加、およびコストの増加といった、先行技術における課題を解決できる。
【０００７】
この発明の一実施形態では、前記エンジン負荷発生手段は、前記エンジンからの動力によって駆動される発電装置と、前記発電装置の負荷を制御する制御手段とを含む。この構成により、発電装置の発電負荷を制御することによって、エンジンに与える負荷を制御できる。したがって、エンジンに負荷を与えるために専用の部品を備える必要がないので、構造が簡単であり、機械部品を追加することなく、異音の発生を抑制できる。
【０００８】
この発明の一実施形態では、前記船舶用推進装置は、前記エンジンのクランクシャフトに結合されたフライホイールをさらに含み、前記エンジン負荷発生手段が、前記フライホイールの回転変動を検知して、前記フライホイールに対して前記検知された回転変動に対して逆位相の負荷を与えるように構成されている。この構成によれば、エンジンの回転を安定させるための部品であるフライホイールを利用して、エンジンの回転変動が検知される。エンジンの回転変動は、ドライブシャフトとプロペラシャフトとの相対回転速度の原因となる。そこで、検知されたフライホイールの回転変動を打ち消すようにエンジンに負荷を与えることにより、エンジンの回転を安定させ、それによって、ドライブシャフトとプロペラシャフトとの相対回転速度を低減できる。
【０００９】
この発明の一実施形態では、前記エンジン負荷発生手段が、前記フライホイールの回転によって電力を生成する発電装置と、前記発電装置の負荷を制御する制御手段とを含む。この構成によれば、フライホイールの回転を利用した発電装置の負荷を制御することで、フライホイールの回転変動、すなわちエンジンの回転変動を抑制するための負荷をエンジンに与えることができる。これにより、専用の機械部品を備えることなく、エンジンの回転変動に起因するドライブシャフトとプロペラシャフトとの相対回転速度を低減できる。
【００１０】
この発明の一実施形態では、前記エンジン負荷発生手段は、前記相対回転速度がエンジン負荷制御条件を満たすことを条件に、前記相対回転速度に対して逆位相となるエンジン負荷を発生させるように構成されている。すなわち、この実施形態では、相対回転速度を打ち消すためのエンジン負荷が常時発生されるわけではなく、エンジン負荷制御条件が満たされることを条件にエンジン負荷が制御される。したがって、無用な制御が行われることを回避でき、かつ、無用な負荷がエンジンに与えられることを回避できる。
【００１１】
前記エンジン負荷制御条件は、前記相対回転速度の大きさに関する条件を含んでいてもよい。相対回転速度が小さければ目立った異音が発生しないから、相対回転速度が或る程度大きいときにエンジン負荷を制御することが効果的である。
より具体的には、前記相対回転速度の大きさに関する条件が、当該船舶用推進装置が発生すべき推進力指令値に対応する目標エンジン回転速度に対する前記エンジンの実際の回転速度の変動幅（エンジン回転速度偏差）に関する条件を含んでいてもよい。プロペラシャフトは、プロペラから伝達される水からの抵抗を受けながら回転するので、その回転には大きな変動は生じない。それに対して、エンジンは燃焼によって発生するトルクのばらつきに起因する回転変動が不可避であり、それに応じて、ドライブシャフトに不可避的な回転変動が生じる。つまり、エンジンの回転変動が、ドライブシャフトとプロペラシャフトとの間の相対回転速度の主要な原因である。そこで、目標エンジン回転速度に対する実際のエンジン回転速度の変動幅が大きくなったときに、エンジンに対する負荷を制御することとすれば、ドライブシャフトとプロペラシャフトとの相対回転速度を効果的に低減できる。
【００１２】
この発明の一実施形態では、前記エンジン負荷発生手段は、エンジン負荷制御禁止条件が満たされるときには、前記相対回転速度に対して逆位相となるエンジン負荷を発生させないように構成されている。この構成によれば、エンジン負荷の制御が常に行われるわけではなく、エンジン負荷制御禁止条件が満たされると、その制御が行われない。これにより、適切な条件下で、エンジン負荷を制御できる。
【００１３】
具体的には、前記エンジン負荷制御禁止条件は、前記船舶用推進装置の運転状態に関する運転状態条件を含むことが好ましい。たとえば、前記運転状態条件は、前記エンジンの回転速度が閾値（好ましくはアイドル回転以上の閾値）以上であることを含むことが好ましい。エンジン回転速度が高いときには、エンジンは大きな出力を発生しており、かつプロペラは大きな抵抗を水から受けているので、ドッグクラッチ内におけるギヤの噛合状態は安定している。加えて、エンジン音が大きいため、ドッグクラッチから生じる異音はエンジン音にかき消される。したがって、エンジン回転速度が高いときにエンジン負荷の制御を禁止することにより、無駄な制御を省くことができ、エンジンに対して不必要な負荷が与えられることを回避できる。
【００１４】
また、前記運転状態条件は、当該船舶用推進装置が発生すべき推進力指令値が変化した後、当該推進力指令値に対応する目標エンジン回転速度に前記エンジンの実際の回転速度が未到達であることを含むことが好ましい。より具体的には、前記運転状態条件は、当該船舶用推進装置が発生すべき推進力指令値が変化した後、当該推進力指令値に対応する目標エンジン回転速度に前記エンジンの実際の回転速度が到達するのに要する時間が未経過であることを含むことが好ましい。この構成によれば、実際のエンジン回転速度が、推進力指令値に対応する目標エンジン回転速度に到達するまでは、エンジンに対する負荷の制御が行われないので、エンジン回転速度を速やかに目標エンジン回転速度に到達させて、指令に応じた推進力を発生させることができる。また、推進力指令値が変化してからエンジン回転速度が目標エンジン回転速度に到達するまでは、エンジンは加速状態または減速状態にあり、ドッグクラッチ内でのギヤの噛み合いは安定していて、歯打ち音が生じる可能性は低い。この観点からも、エンジン回転速度が目標エンジン回転速度に到達する以前の期間には、エンジンの負荷を制御する必要性は低い。
【図面の簡単な説明】
【００１５】
【図１】図１は、この発明の一実施形態に係る船舶用推進装置としての船外機の側面図である。
【図２】図２は、船外機のロワー部の断面図である。
【図３】図３は、エンジンカバー内の構成を説明するための断面図である。
【図４】図４は、図３の一部を拡大した拡大断面図であり、フライホイールマグネトウの近傍の構成が示されている。
【図５】図５は、船外機の主要部の電気的構成を説明するためのブロック図である。
【図６】図６は、電子制御ユニットが所定の制御周期毎に繰り返し実行する制御を説明するためのフローチャートである。
【図７】図７Ａは、実エンジン回転速度の時間変化の一例を示す波形図であり、目標エンジン回転速度に対する変動が示されている。図７Ｂは、図７Ａのようなエンジン回転速度変動が検出されたときに電子制御ユニットが実行するエンジン回転速度変動抑制制御の例であり、フライホイールマグネトウが発生する負荷トルクの時間変化が示されている。
【発明を実施するための形態】
【００１６】
以下では、この発明の実施の形態を、添付図面を参照して詳細に説明する。
図１は、この発明の一実施形態に係る船舶用推進装置としての船外機１の側面図である。船外機１、船体のトランサム２に取り付けられ、船体に対して推進力を与える。船外機１は、クランプブラケット３と、スイベルブラケット４と、ステアリングシャフト５とを介してトランサム２に取り付けられている。クランプブラケット３がトランサム２に固定されており、スイベルブラケット４は、クランプブラケット３に対して、水平軸線まわりに回動可能に結合されている。ステアリングシャフト５は、その軸線まわりに回動可能であるようにスイベルブラケット４に結合されている。ステアリングシャフト５は、船外機１と一体化されている。したがって、船外機１はステアリングシャフト５の軸線まわりに左右に回動可能であり、さらに、スイベルブラケット４とともに上下方向に回動可能である。
【００１７】
また、船外機１は、動力を発生するエンジン１０と、エンジン１０によって一定の方向に回転駆動されるドライブシャフト１１と、ドライブシャフト１１の回転が伝達されるプロペラシャフト１２とを含む。さらに、船外機１は、エンジン１０を収容するエンジンカバー１３と、エンジンカバー１３の下方に配置されたケーシング１４とを含む。ケーシング１４は、アッパーケース１５と、アッパーケース１５の下方に配置されたロワーケース１６とを含む。ドライブシャフト１１は、アッパーケース１５およびロワーケース１６内で鉛直方向に延びている。ドライブシャフト１１の上端部は、エンジン１０のクランクシャフトに連結されており、ドライブシャフト１１の下端部は、ドッグクラッチ２０を介してプロペラシャフト１２に連結されている。プロペラシャフト１２は、ロワーケース１６内で水平方向に延びている。プロペラシャフト１２の後端部は、ロワーケース１６から後方に突出しており、この後端部にプロペラ１７が結合されている。プロペラ１７は、エンジン１０からの動力によって回転駆動される。ドッグクラッチ２０は、前進結合状態と、後退結合状態と、切断状態とに切り換えることができるように構成されている。前進結合状態とは、ドッグクラッチ２０が、ドライブシャフト１１からの動力をプロペラシャフト１２に伝達して当該プロペラシャフト１２を前進回転方向に回転させる状態である。前進回転方向とは、プロペラ１７が船体に対して前進方向の推進力を与える回転方向である。後退結合状態とは、ドッグクラッチ２０が、ドライブシャフト１１からの動力をプロペラシャフト１２に伝達して当該プロペラシャフト１２を後退回転方向に回転させる状態である。後退回転方向とは、プロペラ１７が船体に対して後退方向の推進力を与える回転方向である。切断状態とは、ドッグクラッチ２０が、ドライブシャフト１１とプロペラシャフト１２との間の駆動力伝達を遮断する状態である。プロペラ１７は、プロペラシャフト１２と共に前進回転方向または後退回転方向に回転する。
【００１８】
図２は、船外機１のロワー部の断面図である。ドッグクラッチ２０は、プロペラシャフト１２まわりに回転自在な前進ギヤ２１および後退ギヤ２２と、前進ギヤ２１および後退ギヤ２２との間においてプロペラシャフト１２にスプライン結合しているドッグギヤ２３とを含む。ドライブシャフト１１の下端には、傘歯車からなる駆動ギヤ１８が固定されている。前進ギヤ２１は、駆動ギヤ１８に対して船外機１の前方側から噛合するように構成された傘歯車からなる。後退ギヤ２２は、駆動ギヤ１８に対して船外機１の後方側から噛合するように構成された傘歯車からなる。したがって、駆動ギヤ１８が回転すると、前進ギヤ２１および後退ギヤ２２は、プロペラシャフト１２まわりに、互いに反対方向に回転する。つまり、前進ギヤ２１は前進回転方向に回転し、後退ギヤ２２は後退回転方向に回転する。ドッグギヤ２３は、プロペラシャフト１２の軸方向に移動することにより、前進ギヤ２１に噛合した前進位置、後退ギヤ２２に噛合した後退位置、およびいずれのギヤ２１，２２とも噛合しない中立位置のうちのいずれかのシフト位置に配置可能である。ドッグクラッチ２０は、ドッグギヤ２３が前進位置にあるときに前進結合状態となり、ドッグギヤ２３が後退位置にあるときに後退結合状態となり、ドッグギヤ２３が中立位置にあるときに切断状態となる。
【００１９】
前進ギヤ２１および後退ギヤ２２は、それぞれ、一方の側面の外周側に駆動ギヤ１８から駆動力が入力される入力ギヤ２１ａ，２２ａを有し、内周側にドッグギヤ２３と噛合する噛合部２１ｂ，２２ｂを有している。前進ギヤ２１および後退ギヤ２２は、プロペラシャフト１２の周囲に当該プロペラシャフト１２に接合されることなく配置されており、それぞれ、ロワーケース１６に固定された軸受け２４，２５により回転自在に保持されている。そして、これらの前進ギヤ２１および後退ギヤ２２には、ドライブシャフト１１の駆動ギヤ１８が常に噛合されており、ドライブシャフト１１の回転により、常時互いに反対方向に駆動されるようになっている。
【００２０】
ドッグギヤ２３は、プロペラシャフト１２の外周面に形成されたスプライン歯１２ａにスプライン結合するスプライン歯を内周面に有する略円筒形状に形成されており、その両端面に、前進ギヤ２１および後退ギヤ２２とそれぞれ噛合可能な噛合部２３ａ，２３ｂを有している。ドッグギヤ２３が前進位置にあるとき、噛合部２３ａが前進ギヤ２１の噛合部２１ｂに噛合し、ドッグギヤ２３が後退位置にあるとき、噛合部２３ｂが後退ギヤ２２の噛合部２２ｂに噛合する。ドッグギヤ２３が中立位置にあるとき、噛合部２３ａ，２３ｂは、前進ギヤ２１および後退ギヤ２２のいずれとも噛合しない。
【００２１】
船外機１は、ドッグギヤ２３のシフト位置を切り替えるためのシフト機構３０を含む。シフト機構３０は、プロペラシャフト１２前端部内に挿入されたスライダー３１と、スライダー３１とドッグギヤ２３とを連結する連結ピン３２と、スライダー３１を前後方向に移動させるカム３３と、カム３３を回動させるシフトアクチュエータ３４とを含む。スライダー３１は、プロペラシャフト１２に形成された挿入孔３５に挿入されている。挿入孔３５は、プロペラシャフト１２の前端からプロペラシャフト１２の中心軸線に沿って後方に延びている。スライダー３１は、挿入孔３５に沿って前後方向に移動可能である。スライダー３１の前端部は、プロペラシャフト１２の前端から前方に突出しており、スライダー３１の後端部は、プロペラシャフト１２に形成された貫通孔３６内に配置されている。貫通孔３６は、挿入孔３５に直交しており、プロペラシャフト１２をその軸方向と直交する方向に貫通し、かつ当該軸方向に延びた長孔である。
【００２２】
連結ピン３２は、プロペラシャフト１２の内部、すなわち、挿入孔３５と貫通孔３６の交差位置でスライダー３１に連結されている。連結ピン３２は、プロペラシャフト１２に直交しており、連結ピン３２の両端部は、プロペラシャフト１２の外周面から突出している。連結ピン３２の両端部は、噛合部２３ａ，２３ｂの間においてドッグギヤ２３に連結されている。すなわち、ドッグギヤ２３およびスライダー３１は、連結ピン３２によって、プロペラシャフト１２の軸方向に一体的に移動するように連結されている。貫通孔３６は、プロペラシャフト１２の軸方向に長い長孔である。したがって、ドッグギヤ２３、スライダー３１、および連結ピン３２は、貫通孔３６の長さの範囲内で前後方向に移動可能である。
【００２３】
カム３３は、鉛直方向に延びるロッド部３３ａおよびピン部３３ｂを含む。ピン部３３ｂは、ロッド部３３ａから下方に突出している。ピン部３３ｂは、ロッド部３３ａの中心軸に対して偏心している。ピン部３３ｂは、スライダー３１の前端部に形成された溝３７に挿入されている。シフトアクチュエータ３４は、ロッド部３３ａの中心軸線まわりにカム３３を回動させる。カム３３の回動によって、ピン部３３ｂは、ロッド部３３ａの中心軸線まわりに回動しながら前後方向（図２では左右方向）に移動する。したがって、スライダー３１は、カム３３の回動に伴って、連結ピン３２およびドッグギヤ２３と共に前後方向に移動する。こうして、ドッグギヤ２３は、カム３３の回動によって、前進位置、後退位置、中立位置のいずれかのシフト位置に配置される。
【００２４】
スライダー３１は、連結ピン３２と連結され、軸方向に移動可能なシフトプランジャ３８と、このシフトプランジャ３８の前端部に結合されたシフト従動体３９とを含む。シフトプランジャ３８とシフト従動体３９とは、プロペラシャフト１２の回転軸線まわりに相対回転可能であるように互いに結合されている。シフト従動体３９に、カム３３のピン部３３ｂが係合している。シフトプランジャ３８には、２箇所に位置決め用ボール３８ａ，３８ｂがバネ部材４０により直径方向に付勢された状態で配置されている。位置決め用ボール３８ａは、ドッグギヤ２３が前進ギヤ２１と噛合する位置で、プロペラシャフト１２の被係止突部４１の前方側に係合する。また、位置決め用ボール３８ａは、ドッグギヤ２３が後退ギヤ２２と噛合する位置で、被係止突部４１の後方側に係合する。さらに、位置決め用ボール３８ｂは、ドッグギヤ２３が前進ギヤ２１および後退ギヤ２２のいずれとも噛合しない中間位置で、プロペラシャフト１２の被係止凹部４２に係合する。
【００２５】
ドッグギヤ２３の噛合部２３ａと前進ギヤ２１の噛合部２１ｂとが噛合しているとき、これらの間にはガタ（backlash）が生じている。同様に、ドッグギヤ２３の噛合部２３ｂと後退ギヤ２２の噛合部２２ｂとが噛合しているときには、これらの間にガタが生じている。したがって、ドライブシャフト１１の回転速度とプロペラシャフト１２の回転速度とに差があり、それらの間の相対回転速度が零でないときには、前記ガタの分だけドライブシャフト１１とプロペラシャフト１２との相対回転が許容される。つまり、ドッグギヤ２３の噛合部２３ａ，２３ｂと前進ギヤ２１または後退ギヤ２２の噛合部２１ｂ，２２ｂとが当接している状態から、それらが離間して、前記ガタの分の相対回転の後、それらは再び当接する。相対回転速度が大きいとき、再当接のときに衝撃音が発生する。これが歯打ち音である。アイドル回転速度から１５００ｒｐｍ辺りまでの低速回転域では、エンジン１０の回転変動が大きいため、ドライブシャフト１１の回転が不安定になり、それによって歯打ち音が生じ易くなる。
【００２６】
図３は、エンジンカバー１３内の構成を説明するための断面図である。ただし、図３では、断面を表すハッチングを省略している。
エンジン１０は、クランクケース５０と、シリンダボディ５１と、シリンダヘッド５２とを含む。さらに、エンジン１０は、上下方向に延びるクランク軸線Ｌ１まわりに回転可能なクランクシャフト５３を含む。シリンダボディ５１およびクランクケース５０は、クランクシャフト５３をクランク軸線Ｌ１まわりに回転可能に保持している。クランクシャフト５３の下端部にドライブシャフト１１が結合されている。シリンダボディ５１およびシリンダヘッド５２は、複数のシリンダ５４を形成している。エンジン１０は、複数のシリンダが直線状に配列された直列エンジンであってもよいし、複数のシリンダがＶ字ラインに沿って配置されたＶ型エンジンであってもよいし、その他の形式のエンジンであってもよい。各シリンダ５４は、水平方向に延びている。エンジン１０は、シリンダ５４内に配置された複数のピストン５５と、ピストン５５とクランクシャフト５３とを連結する複数のコンロッド５６とを含む。
【００２７】
エンジン１０は、さらに、吸気ポートを開閉する吸気バルブ６０と、排気ポートを開閉する排気バルブと、吸気バルブ６０および排気バルブを駆動するバルブ駆動機構６１とを含む。バルブ駆動機構６１は、クランク軸線Ｌ１と平行なカム軸線Ｌ２まわりに回転可能なカムシャフト６２を含む。吸気バルブ６０、排気バルブ、およびカムシャフト６２は、シリンダヘッド５２に保持されている。クランクシャフト５３の回転は、カムシャフト６２に伝達される。これにより、カムシャフト６２がカム軸線Ｌ２まわりに回転駆動される。吸気バルブ６０および排気バルブは、カムシャフト６２の回転によって駆動される。
【００２８】
エンジン１０は、さらに、クランクシャフト５３の回転をカムシャフト６２に伝達する巻き掛け伝動装置６３を含む。巻き掛け伝動装置６３は、駆動車６４と、従動車６５と、駆動車６４および従動車６５に巻き掛けられた無端状の伝動部材６６とを含む。駆動車６４および従動車６５は、プーリであってもよいし、スプロケットなどのギヤであってもよい。伝動部材６６は、ベルトであってもよいし、チェーンであってもよい。駆動車６４は、クランク軸線Ｌ１上に配置されており、クランクシャフト５３と共にクランク軸線Ｌ１まわりに回転する。従動車６５は、カム軸線Ｌ２上に配置されており、カムシャフト６２と共にカム軸線Ｌ２まわりに回転する。駆動車６４の回転は、伝動部材６６によって従動車６５に伝達される。これにより、クランクシャフト５３の回転がカムシャフト６２に伝達される。
【００２９】
クランクシャフト５３の上端部には、発電装置としてのフライホイールマグネトウ（flywheel magneto）７０が結合されている。さらに、フライホイールマグネトウ７０の側方には、スタータ８０が配置されている。
図４は、図３の一部を拡大した拡大断面図であり、フライホイールマグネトウ７０の近傍の構成が示されている。クランクシャフト５３は、ジャーナル６７よりも上方の軸部６８に駆動車６４を有しており、さらに、駆動車６４よりも上方の上端に、フライホイール取付け用の円板部６９を有している。クランクシャフト５３においてジャーナル６７よりも上方の部分は、クランクケース５０およびシリンダボディ５１の外に配置されている。
【００３０】
フライホイールマグネトウ７０は、マグネット７１を含む筒状のロータ７２と、コイル７３を含む筒状のステータ７４と、ロータ７２に連結されたリングギヤ７５と、ロータ７２とクランクシャフト５３とを連結する連結部材７６とを備えている。ロータ７２、リングギヤ７５、および連結部材７６は、回転力を蓄えてエンジン１０の回転を安定化させるフライホイールとしても機能する。
【００３１】
ロータ７２は、マグネット７１と、カップ状のホルダ７７とを含む。ホルダ７７は、クランクシャフト５３と同軸の円筒部７８と、円筒部７８の上端から内方に延びる環状部７９とを含む。円筒部７８は、円板部６９よりも大きな内径を有しており、円板部６９を同軸的に取り囲んでいる。マグネット７１は、円筒部７８と円板部６９との間に配置されている。マグネット７１は、円筒部７８の内周面に保持されている。リングギヤ７５は、円筒部７８の外周に嵌合されている。リングギヤ７５の外周部には、スタータ８０（図３参照）の駆動ギヤに噛み合うギヤ８１が設けられている。
【００３２】
連結部材７６は、円柱状の連結部８４と、連結部８４の外周部から外方に延びる環状のフランジ８５とを含む。連結部８４は、環状部７９内に挿入されている。連結部８４は、環状部７９から下方に突出している。連結部８４とクランクシャフト５３の上端の円板部６９とは、ホルダ７７の内部で上下に重ね合わされている。連結部８４と円板部６９とは、ノックピン８６によって位置決めされている。さらに、連結部８４は、複数のボルト８７によって円板部６９に連結されている。その一方で、フランジ８５は、ホルダ７７の環状部７９の上方に配置されている。フランジ８５は、複数のリベット８８によって環状部７９に連結されている。したがって、ロータ７２は、連結部材７６を介してクランクシャフト５３に連結されている。ロータ７２は、クランク軸線Ｌ１上に配置されており、クランクシャフト５３と共にクランク軸線Ｌ１まわりに回転する。
【００３３】
ステータ７４は、コイル７３と、コイル７３が巻き付けられた筒状のステータコア９１とを含む。ステータ７４は、クランクシャフト５３の上端の円板部６９を同軸的に取り囲んでいる。ステータ７４は、マグネット７１の内方に配置されている。ステータ７４は、ステータ７４の径方向に間隔を空けてマグネット７１に対向している。ステータ７４は、ブラケット９２，９３を介してクランクケース５０に連結されている。ステータ７４は、クランクケース５０に対して回転しない。したがって、クランクシャフト５３がクランク軸線Ｌ１まわりに回転すると、ロータ７２とステータ７４とが相対回転する。これにより、クランクシャフト５３の回転が電気エネルギに変換され、フライホイールマグネトウ７０が発電する。
【００３４】
ステータ７４を保持している一つのブラケット９３には、クランク角センサ９５が保持されている。クランク角センサ９５は、フライホイールマグネトウ７０のロータ７２に対向するように配置されている。より具体的には、ロータ７２のホルダ７７は、磁性体からなっており、その円筒部７８には、周方向に等間隔に設定した複数の位置に複数の検出歯９６が半径方向外方に突出してそれぞれ形成されている。ただし、前記複数の位置の一つは、検出歯９６が形成されていない歯抜け位置とされている。ロータ７２の回転によって、複数の検出歯９６が次々とクランク角センサ９５に対向する。クランク角センサ９５と円筒部７８との間の磁気抵抗は、検出歯９６がクランク角センサ９５に対向しているときには小さく、検出歯９６がクランク角センサ９５に対向していないときには大きくなる。この磁気抵抗の変化に応じたパルス信号がクランク角センサ９５から出力される。パルス信号の時間間隔は、ロータ７２の回転速度（すなわちエンジン回転速度）に反比例するから、その時間間隔を計測することによってエンジン回転速度を求めることができる。また、歯抜け位置ではパルス間隔が長くなるから、歯抜け位置を基準としてパルス数を計数することによってクランク角を求めることができる。こうして求められたクランク角を用いて、エンジンの点火制御や燃料噴射制御を行うことができる。
【００３５】
図５は、船外機１の主要部の電気的構成を説明するためのブロック図である。船外機１は、エンジン１０を制御するための電子制御ユニット（ＥＣＵ）１００を備えている。電子制御ユニット１００には、クランク角センサ９５と、スロットル開度センサ１０１と、可変電圧発電システム１０２とが接続されている。クランク角センサ９５は、前述のとおり、エンジン回転速度に応じた間隔のパルス信号を生成し、電子制御ユニット１００に入力するように構成されている。スロットル開度センサ１０１は、エンジン１０のスロットル開度を検出し、その出力信号を電子制御ユニット１００に入力するように構成されている。可変電圧発電システム１０２は、フライホイールマグネトウ７０の発電電圧を可変制御するように構成されている。その制御させた電圧で、バッテリ１０５が充電される。バッテリ１０５は、たとえば、船体に搭載されて、船外機１の電装品に電力を供給する。電子制御ユニット１００は、可変電圧発電システム１０２を制御することによって、フライホイールマグネトウ７０の発電電圧を可変制御する。この発電電圧を変化させることによって、フライホイールマグネトウ７０の発電負荷が変動する。すなわち、発電電圧が高いほど、フライホイールマグネトウ７０の発電負荷が大きくなる。
【００３６】
このように電子制御ユニット１００および可変電圧発電システム１０２は、発電装置としてのフライホイールマグネトウ７０の負荷を制御する制御手段を構成している。そして、この制御手段およびフライホイールマグネトウ７０は、エンジン回転速度の変動を検知して、その検知された変動に対して逆位相となるエンジン負荷を発生させるエンジン負荷発生手段を構成している。
【００３７】
図６は、電子制御ユニット１００が所定の制御周期毎に繰り返し実行する制御を説明するためのフローチャートである。電子制御ユニット１００は、クランク角センサ９５の出力信号に基づいてエンジン回転速度を算出し、そのエンジン回転速度がアイドル回転速度から所定のエンジン回転速度閾値（たとえば１５００ｒｐｍ）までの値かどうかを判断する（ステップＳ１）。この条件は、エンジン負荷制御禁止条件の一例であり、船外機１の運転状態に関する運転状態条件の一例である。
【００３８】
ステップＳ１での判断が肯定される場合、すなわちエンジン負荷制御禁止条件が満たされない場合には、電子制御ユニット１００は、さらに、スロットル開度センサ１０１の出力信号を参照して、過去の所定時間内（たとえば１秒以内）にスロットル開度の変化があったかどうかを判断する（ステップＳ２）。この条件は、エンジン負荷制御禁止条件の他の例であり、船外機１の運転状態に関する運転状態条件の他の例である。すなわち、ステップＳ２では、スロットル開度が変化し、それに応じて目標エンジン回転速度が変化した後、当該目標エンジン回転速度に実エンジン回転速度が到達するのに要する時間（たとえば１秒）が未経過であるかどうかが判断される。
【００３９】
スロットル開度の変化がなければ、ステップＳ２での判断が否定となり、エンジン負荷制御禁止条件が不満足となる。この場合、電子制御ユニット１００は、クランク角センサ９５の出力信号に基づいて算出される実エンジン回転速度と、スロットル開度に対応した目標エンジン回転速度との差（エンジン回転速度偏差）に関する判定を実行する（ステップＳ３）。実エンジン回転速度は、クランク角センサ９５の出力パルス間隔に基づくエンジン回転速度演算結果の所定回数分（たとえば４回）の平均値であってもよい。また、電子制御ユニット１００は、スロットル開度に対応する目標エンジン回転速度を格納したテーブルを参照することによって、目標エンジン回転速度を求めるように構成されていてもよい。
【００４０】
エンジン回転速度偏差の絶対値が所定の閾値（たとえば２０ｒｐｍ）以上であれば（ステップＳ３：ＹＥＳ。エンジン負荷制御条件の一例）、電子制御ユニット１００は、そのエンジン回転速度偏差の符号を判定する（ステップＳ４）。実エンジン回転速度が目標エンジン回転速度よりも大きければ、エンジン回転速度偏差は正となり、実エンジン回転速度が目標エンジン回転速度よりも小さければエンジン回転速度偏差は負となる。
【００４１】
そこで、電子制御ユニット１００は、エンジン回転速度偏差が正のときには、可変電圧発電システム１０２を制御して、フライホイールマグネトウ７０の発電電圧を高めて（たとえば一定電圧幅だけ高めて）、発電負荷を高める（ステップＳ５）。これにより、フライホイールマグネトウ７０がエンジン１０に与える負荷トルクが大きくなるので、エンジン回転速度が抑制される（ステップＳ７）。その結果、実エンジン回転速度が目標エンジン回転速度に近づけられる。一方、エンジン回転速度偏差が負のときには、電子制御ユニット１００は、可変電圧発電システム１０２を制御して、フライホイールマグネトウ７０の発電電圧を低くし（たとえば一定電圧幅だけ低くし）、発電負荷を低下させる（ステップＳ６）。これにより、フライホイールマグネトウ７０がエンジン１０に与える負荷トルクが小さくなるので、エンジン回転速度が増加する（ステップＳ７）。その結果、実エンジン回転速度が目標エンジン回転速度に近づけられる。このようにして、電子制御ユニット１００は、エンジン回転速度の変動（すなわちフライホイールの回転変動）に対して、逆位相の負荷を与えるように構成されている。
【００４２】
エンジン回転速度がアイドル回転速度からエンジン回転速度閾値までの範囲外の値であれば（ステップＳ１：ＮＯ）、ステップＳ２〜Ｓ７）の処理は省かれて、通常の制御（ステップＳ８）が実行される。また、スロットル開度に変動があったときは（ステップＳ２：ＹＥＳ）、スロットル開度に応じたエンジン回転速度変化が速やかに生じるように、ステップＳ３〜Ｓ７の処理は省かれて、通常の制御（ステップＳ８）が実行される。また、エンジン回転速度偏差の絶対値が所定の閾値（たとえば２０ｒｍｐ）未満のときにも、ステップＳ４〜７の処理が省かれて、通常の制御（ステップＳ８）が実行される。
【００４３】
このように、この実施形態では、アイドル回転速度からエンジン回転速度閾値までの低速回転域において、スロットル開度に変化が無いとき、エンジン回転速度偏差の絶対値が閾値（たとえば２０ｒｐｍ）以上であれば、エンジン１０の回転変動が生じたと判断される。そして、エンジン１０の回転変動を打ち消すように、フライホイールマグネトウ７０の発電負荷が制御される。これにより、エンジン１０の回転変動が抑制される。
【００４４】
図７Ａは、実エンジン回転速度の時間変化の一例を示す波形図であり、目標エンジン回転速度に対する変動が示されている。図７Ｂは、図７Ａのようなエンジン回転速度変動が検出されたときに電子制御ユニット１００が実行するエンジン負荷制御（図６参照）の例であり、フライホイールマグネトウ７０が発生する負荷トルクの時間変化が示されている。フライホイールマグネトウ７０からエンジン１０に与えられる負荷トルクは、エンジン回転速度変動の逆位相となっている。これらが重ね合わされることにより、エンジン回転速度変動を抑制（たとえば２０ｒｐｍ以内に抑制）することができる。
【００４５】
以上のように、この実施形態によれば、スロットル開度に対応した目標エンジン回転速度に対するエンジン回転速度の変動が検出され、その変動の逆位相となるエンジン負荷がフライホイールマグネトウ７０から発生される。これにより、エンジン１０の回転変動が低減されるので、エンジン１０の回転変動に起因するドライブシャフト１１とプロペラシャフト１２との相対回転速度を低減できる。したがって、ドッグクラッチ２０において、前進ギヤ２１または後退ギヤ２２とドッグギヤ２３とが離間および当接を繰り返すことを回避できる。これにより、前進ギヤ２１または後退ギヤ２２とドッグギヤ２３とが衝撃的に噛み合って歯打ち音（ラトル音）を生じることを回避できる。こうして、ドライブシャフト１１とプロペラシャフト１２との相対回転速度に起因する異音の発生を機械部品によらずに低減できる。よって、部品点数の増加、組立工数の増加、およびコストの増加を回避しながら、歯打ち音を抑制できる船外機１を提供できる。
【００４６】
プロペラシャフト１２は、水からの抵抗を受けながら回転するので、その回転には大きな変動は生じない。それに対して、ドライブシャフト１１は、クランクシャフト５３に結合されているので、エンジン１０の燃焼のばらつきに起因するトルク変動の影響を受けて、不可避的に回転変動を生じる。つまり、エンジン１０の回転変動が、ドライブシャフト１１とプロペラシャフト１２との間の相対回転速度の主要な原因である。そこで、この実施形態では、エンジン回転速度の変動を検出することによって、ドライブシャフト１１とプロペラシャフト１２との相対回転速度を間接的に検出し、目標エンジン回転速度に対する実エンジン回転速度の変動幅（エンジン回転速度偏差）が大きくなったときに、エンジン１０に対する負荷を制御している。これにより、ドライブシャフト１１とプロペラシャフト１２との相対回転速度を効果的に低減して、歯打ち音を低減できる。
【００４７】
また、この実施形態では、エンジン１０からの動力によって駆動される発電装置としてのフライホイールマグネトウ７０の発電負荷を電子制御ユニット１００および可変電圧発電システム１０２によって制御する構成となっている。したがって、エンジン１０に負荷を与えるために専用の部品を備える必要がないので、構造が簡単であり、機械部品を追加することなく、異音の発生を抑制できる。
【００４８】
より具体的には、この実施形態では、エンジン１０のクランクシャフト５３に結合されたフライホイール（ロータ７２等）の回転変動が検知され、その回転変動に対して逆位相の負荷がフライホイールマグネトウ７０からクランクシャフト５３に与えられるようになっている。この構成により、エンジン１０の回転を安定させるための部品であるフライホイールを利用して、エンジン１０の回転変動が検知され、発電装置としてのフライホイールマグネトウ７０によってエンジン１０に対して負荷を与えることができる。こうして、専用の機械部品を備えることなく、エンジンの回転変動に起因するドライブシャフトとプロペラシャフトとの相対回転速度を低減できる。
【００４９】
また、この実施形態では、エンジン１０の回転変動がエンジン負荷制御条件（図６のステップＳ３）を満たすことを条件に、エンジン回転速度の変動に対して逆位相となるエンジン負荷がフライホイールマグネトウ７０から発生するように構成されている。すなわち、この実施形態では、ドライブシャフト１１とプロペラシャフト１２との相対回転速度を打ち消すためのエンジン負荷が常時発生されるわけではなく、エンジン負荷制御条件が満たされることを条件にエンジン負荷が制御される。したがって、無用な制御が行われることを回避でき、かつ、無用な負荷がエンジン１０に与えられることを回避できる。より具体的には、エンジン回転速度偏差の絶対値が所定の閾値（たとえば２０ｒｐｍ）以上であることがエンジン負荷制御条件とされている。すなわち、船外機１が発生すべき推進力指令値であるスロットル開度に対応する目標エンジン回転速度に対する実エンジン回転速度の変動幅であるエンジン回転速度偏差に関する条件がエンジン負荷制御条件とされている。前述のとおり、プロペラシャフト１２は水からの抵抗を受けながら回転するので、その回転には大きな変動は生じない。それに対して、エンジン１０は燃焼によって発生するトルクのばらつきに起因する回転変動が不可避であり、エンジン１０の回転変動が、ドライブシャフト１１とプロペラシャフト１２との間の相対回転速度の主要な原因である。そこで、エンジン回転速度偏差の絶対値が大きくなったときに、エンジン１０に対する負荷を制御することとすれば、ドライブシャフト１１とプロペラシャフト１２との相対回転速度を効果的に低減できる。すなわち、エンジン回転速度偏差の絶対値が小さく、したがって、エンジン１０の回転変動が小さい場合、すなわち、ドライブシャフト１１とプロペラシャフト１２との相対回転速度が小さい場合には、目立った異音（ドッグクラッチ２０での歯打ち音）が発生しない。したがって、エンジン回転速度偏差の絶対値が大きいときにエンジン負荷を制御する本実施形態の構成により、歯打ち音を効果的に低減できる。
【００５０】
また、この実施形態では、所定のエンジン負荷制御禁止条件が満たされるときには、エンジン回転速度偏差に対して逆位相となるエンジン負荷を発生させないように構成されている。より具体的には、エンジン回転速度がエンジン回転速度閾値を超えているときは（図６のステップＳ１：ＮＯ）、エンジン回転速度偏差を打ち消すためのエンジン負荷制御が実行されない。エンジン回転速度が高いときには、エンジン１０は大きな出力を発生しており、かつプロペラ１７は大きな抵抗を水から受けているので、ドッグクラッチ２０内におけるギヤの噛合状態は安定している。加えて、エンジン音が大きいため、ドッグクラッチ２０から生じる異音はエンジン音にかき消される。したがって、エンジン回転速度が高いときにエンジン負荷の制御を禁止することにより、無駄な制御を省くことができ、エンジン１０に対して不必要な負荷が与えられることを回避できる。こうして、適切な条件下で、エンジン負荷を制御できる。
【００５１】
また、この実施形態では、過去一定時間内にスロットル開度が変化したときには、エンジン回転速度偏差を打ち消すためのエンジン負荷制御が行われない（図６のステップＳ２：ＹＥＳ）。すなわち、推進力指令値としてのスロットル開度が変化した後、当該スロットル開度に対応する目標エンジン回転速度に実エンジン回転速度が未到達である一定時間内には、エンジン負荷制御が禁止される。これにより、スロットル開度が変化したときには、エンジン回転速度を速やかに目標エンジン回転速度に到達させて、スロットル開度に応じた推進力を発生させることができる。また、スロットル開度が変化してから実エンジン回転速度が目標エンジン回転速度に到達するまでは、エンジン１０は加速状態または減速状態にあり、ドッグクラッチ２０内でのギヤの噛み合いは安定していて、歯打ち音が生じる可能性は低い。この観点からも、実エンジン回転速度が目標エンジン回転速度に到達する以前の期間には、エンジンの負荷を制御する必要性は低い。
【００５２】
以上、この発明の一実施形態について説明したが、この発明はさらに他の形態で実施することもできる。たとえば、エンジン１０の回転変動を検出する代わりに、ドライブシャフト１１とプロペラシャフト１２との相対回転速度を直接的に検出する構成としてもよい。具体的には、プロペラシャフト１２の回転速度を検出するプロペラシャフト回転センサを設け、クランク角センサ９５の出力に基づいて求められるドライブシャフト１１の回転速度と、プロペラシャフト回転センサの出力との差を相対回転速度として求めてもよい。そして、この相対回転速度を打ち消すように、フライホイールマグネトウ７０からクランクシャフト５３に対して負荷トルクを与えればよい。
【００５３】
また、前述の実施形態では、エンジン１０に負荷トルクを与える発電装置としてフライホイールマグネトウ７０を例示したけれども、オルタネータのような他の形態の発電装置であっても、エンジン１０に与える負荷トルクを変動させることができる。
さらに、前述の実施形態では、船舶用推進装置として船外機１を例示したけれども、この発明を適用可能な船舶用推進装置の例としては、他にも、スターンドライブを挙げることができる。
【００５４】
その他、特許請求の範囲に記載された事項の範囲で種々の設計変更を施すことが可能である。
【符号の説明】
【００５５】
１ 船外機
１０ エンジン
１１ ドライブシャフト
１２ プロペラシャフト
１７ プロペラ
１８ 駆動ギヤ
２０ ドッグクラッチ
２１ 前進ギヤ
２１ａ 入力ギヤ
２１ｂ 噛合部
２２ 後退ギヤ
２２ａ 入力ギヤ
２２ｂ 噛合部
２３ ドッグギヤ
２３ａ 噛合部
２３ｂ 噛合部
３０ シフト機構
５０ クランクケース
５１ シリンダボディ
５２ シリンダヘッド
５３ クランクシャフト
５４ シリンダ
５５ ピストン
５６ コンロッド
７０ フライホイールマグネトウ
７１ マグネット
７２ ロータ
７３ コイル
７４ ステータ
７６ 連結部材
７７ ホルダ
７８ 円筒部
７９ 環状部
８４ 連結部
８５ フランジ
９１ ステータコア
９２ ブラケット
９３ ブラケット
９５ クランク角センサ
９６ 検出歯
１００ 電子制御ユニット
１０１ スロットル開度センサ
１０２ 可変電圧発電システム
１０５ バッテリ
【技術分野】
【０００１】
この発明は、エンジンの動力が、ドライブシャフトおよびドッグクラッチを介してプロペラシャフトに伝達される船舶用推進装置に関する。このような船舶用推進装置の例は、船外機および船内外機（スターンドライブ）を含む。
【背景技術】
【０００２】
一つの先行技術に係る船外機は、特許文献１に開示されている。この船外機は、エンジンと、エンジンのクランクシャフトに上端が結合されたドライブシャフトと、ドライブシャフトの下端に連結された前後進切換機構と、前後進切換機構に結合されたプロペラシャフトと、プロペラシャフトに取り付けられたプロペラとを含む。前後進切換機構は、ドライブシャフトからの動力によって互いに反対方向に回転する一対の傘歯車と、プロペラシャフトにスプライン結合されたドッグギヤとを含むドッグクラッチを構成している。ドッグギヤがいずれかの傘歯車と噛合することによって、プロペラシャフトに駆動力が伝達される。ドライブシャフトの中途部には、エンジンのトルク変動による異音の発生を低減させるためのダンパ構造が設けられている。エンジンのトルク変動によって、ドッククラッチにおいて、傘車とドッグギヤとの相対回転が生じ、それらが当接したり離間したりする。その当接時の衝撃によって、歯打ち音が繰り返し発生し、いわゆるラトル音（rattling noise）が生じる。この歯打ち音がダンパ構造によって軽減される。エンジンの回転変動は、エンジン回転速度が低い場合（とくにアイドリング時）に生じ易い。しかも、エンジン回転速度が低いときにはエンジン音が小さいので、歯打ち音が際立って聞こえやすい。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開２００６−１８３６９４号公報
【発明の概要】
【課題を解決するための手段】
【０００４】
特許文献１は、ドライブシャフトの中途部に配置したダンパ構造によって歯打ち音を低減しようとしている。しかし、この解決策は、部品点数の増加が不可避であり、それに応じて組立工数も多くなり、コスト高をも招く。
そこで、この発明の一実施形態は、機械部品によらずに、ドライブシャフトとプロペラシャフトとの相対回転速度に起因する異音を低減できる船舶用推進装置を提供する。
【０００５】
より具体的には、この発明の一実施形態は、エンジンと、プロペラシャフトと、前記エンジンからの動力によって回転されるドライブシャフトと、前記ドライブシャフトの回転を前記プロペラシャフトに伝達するドッグクラッチと、前記ドライブシャフトと前記プロペラシャフトとの間の相対回転速度を検知して、その検知された相対回転速度に対して逆位相（前記検知された相対回転を打ち消す位相）となるエンジン負荷を発生させるエンジン負荷発生手段とを含む、船舶用推進装置を提供する。
【０００６】
この構成によれば、ドライブシャフトとプロペラシャフトとの相対回転速度が検知され、エンジン負荷発生手段は、その相対回転速度の逆位相となるエンジン負荷を発生させる。これにより、ドライブシャフトとプロペラシャフトとの相対回転速度がエンジン負荷によって打ち消されるので、ドッグクラッチ内におけるギヤが衝撃的に噛み合うことを抑制できる。これにより、歯打ち音を低減できる。こうして、ドライブシャフトとプロペラシャフトとの相対回転速度に起因する異音の発生を機械部品によらずに低減できるので、部品点数の増加、組立工数の増加、およびコストの増加といった、先行技術における課題を解決できる。
【０００７】
この発明の一実施形態では、前記エンジン負荷発生手段は、前記エンジンからの動力によって駆動される発電装置と、前記発電装置の負荷を制御する制御手段とを含む。この構成により、発電装置の発電負荷を制御することによって、エンジンに与える負荷を制御できる。したがって、エンジンに負荷を与えるために専用の部品を備える必要がないので、構造が簡単であり、機械部品を追加することなく、異音の発生を抑制できる。
【０００８】
この発明の一実施形態では、前記船舶用推進装置は、前記エンジンのクランクシャフトに結合されたフライホイールをさらに含み、前記エンジン負荷発生手段が、前記フライホイールの回転変動を検知して、前記フライホイールに対して前記検知された回転変動に対して逆位相の負荷を与えるように構成されている。この構成によれば、エンジンの回転を安定させるための部品であるフライホイールを利用して、エンジンの回転変動が検知される。エンジンの回転変動は、ドライブシャフトとプロペラシャフトとの相対回転速度の原因となる。そこで、検知されたフライホイールの回転変動を打ち消すようにエンジンに負荷を与えることにより、エンジンの回転を安定させ、それによって、ドライブシャフトとプロペラシャフトとの相対回転速度を低減できる。
【０００９】
この発明の一実施形態では、前記エンジン負荷発生手段が、前記フライホイールの回転によって電力を生成する発電装置と、前記発電装置の負荷を制御する制御手段とを含む。この構成によれば、フライホイールの回転を利用した発電装置の負荷を制御することで、フライホイールの回転変動、すなわちエンジンの回転変動を抑制するための負荷をエンジンに与えることができる。これにより、専用の機械部品を備えることなく、エンジンの回転変動に起因するドライブシャフトとプロペラシャフトとの相対回転速度を低減できる。
【００１０】
この発明の一実施形態では、前記エンジン負荷発生手段は、前記相対回転速度がエンジン負荷制御条件を満たすことを条件に、前記相対回転速度に対して逆位相となるエンジン負荷を発生させるように構成されている。すなわち、この実施形態では、相対回転速度を打ち消すためのエンジン負荷が常時発生されるわけではなく、エンジン負荷制御条件が満たされることを条件にエンジン負荷が制御される。したがって、無用な制御が行われることを回避でき、かつ、無用な負荷がエンジンに与えられることを回避できる。
【００１１】
前記エンジン負荷制御条件は、前記相対回転速度の大きさに関する条件を含んでいてもよい。相対回転速度が小さければ目立った異音が発生しないから、相対回転速度が或る程度大きいときにエンジン負荷を制御することが効果的である。
より具体的には、前記相対回転速度の大きさに関する条件が、当該船舶用推進装置が発生すべき推進力指令値に対応する目標エンジン回転速度に対する前記エンジンの実際の回転速度の変動幅（エンジン回転速度偏差）に関する条件を含んでいてもよい。プロペラシャフトは、プロペラから伝達される水からの抵抗を受けながら回転するので、その回転には大きな変動は生じない。それに対して、エンジンは燃焼によって発生するトルクのばらつきに起因する回転変動が不可避であり、それに応じて、ドライブシャフトに不可避的な回転変動が生じる。つまり、エンジンの回転変動が、ドライブシャフトとプロペラシャフトとの間の相対回転速度の主要な原因である。そこで、目標エンジン回転速度に対する実際のエンジン回転速度の変動幅が大きくなったときに、エンジンに対する負荷を制御することとすれば、ドライブシャフトとプロペラシャフトとの相対回転速度を効果的に低減できる。
【００１２】
この発明の一実施形態では、前記エンジン負荷発生手段は、エンジン負荷制御禁止条件が満たされるときには、前記相対回転速度に対して逆位相となるエンジン負荷を発生させないように構成されている。この構成によれば、エンジン負荷の制御が常に行われるわけではなく、エンジン負荷制御禁止条件が満たされると、その制御が行われない。これにより、適切な条件下で、エンジン負荷を制御できる。
【００１３】
具体的には、前記エンジン負荷制御禁止条件は、前記船舶用推進装置の運転状態に関する運転状態条件を含むことが好ましい。たとえば、前記運転状態条件は、前記エンジンの回転速度が閾値（好ましくはアイドル回転以上の閾値）以上であることを含むことが好ましい。エンジン回転速度が高いときには、エンジンは大きな出力を発生しており、かつプロペラは大きな抵抗を水から受けているので、ドッグクラッチ内におけるギヤの噛合状態は安定している。加えて、エンジン音が大きいため、ドッグクラッチから生じる異音はエンジン音にかき消される。したがって、エンジン回転速度が高いときにエンジン負荷の制御を禁止することにより、無駄な制御を省くことができ、エンジンに対して不必要な負荷が与えられることを回避できる。
【００１４】
また、前記運転状態条件は、当該船舶用推進装置が発生すべき推進力指令値が変化した後、当該推進力指令値に対応する目標エンジン回転速度に前記エンジンの実際の回転速度が未到達であることを含むことが好ましい。より具体的には、前記運転状態条件は、当該船舶用推進装置が発生すべき推進力指令値が変化した後、当該推進力指令値に対応する目標エンジン回転速度に前記エンジンの実際の回転速度が到達するのに要する時間が未経過であることを含むことが好ましい。この構成によれば、実際のエンジン回転速度が、推進力指令値に対応する目標エンジン回転速度に到達するまでは、エンジンに対する負荷の制御が行われないので、エンジン回転速度を速やかに目標エンジン回転速度に到達させて、指令に応じた推進力を発生させることができる。また、推進力指令値が変化してからエンジン回転速度が目標エンジン回転速度に到達するまでは、エンジンは加速状態または減速状態にあり、ドッグクラッチ内でのギヤの噛み合いは安定していて、歯打ち音が生じる可能性は低い。この観点からも、エンジン回転速度が目標エンジン回転速度に到達する以前の期間には、エンジンの負荷を制御する必要性は低い。
【図面の簡単な説明】
【００１５】
【図１】図１は、この発明の一実施形態に係る船舶用推進装置としての船外機の側面図である。
【図２】図２は、船外機のロワー部の断面図である。
【図３】図３は、エンジンカバー内の構成を説明するための断面図である。
【図４】図４は、図３の一部を拡大した拡大断面図であり、フライホイールマグネトウの近傍の構成が示されている。
【図５】図５は、船外機の主要部の電気的構成を説明するためのブロック図である。
【図６】図６は、電子制御ユニットが所定の制御周期毎に繰り返し実行する制御を説明するためのフローチャートである。
【図７】図７Ａは、実エンジン回転速度の時間変化の一例を示す波形図であり、目標エンジン回転速度に対する変動が示されている。図７Ｂは、図７Ａのようなエンジン回転速度変動が検出されたときに電子制御ユニットが実行するエンジン回転速度変動抑制制御の例であり、フライホイールマグネトウが発生する負荷トルクの時間変化が示されている。
【発明を実施するための形態】
【００１６】
以下では、この発明の実施の形態を、添付図面を参照して詳細に説明する。
図１は、この発明の一実施形態に係る船舶用推進装置としての船外機１の側面図である。船外機１、船体のトランサム２に取り付けられ、船体に対して推進力を与える。船外機１は、クランプブラケット３と、スイベルブラケット４と、ステアリングシャフト５とを介してトランサム２に取り付けられている。クランプブラケット３がトランサム２に固定されており、スイベルブラケット４は、クランプブラケット３に対して、水平軸線まわりに回動可能に結合されている。ステアリングシャフト５は、その軸線まわりに回動可能であるようにスイベルブラケット４に結合されている。ステアリングシャフト５は、船外機１と一体化されている。したがって、船外機１はステアリングシャフト５の軸線まわりに左右に回動可能であり、さらに、スイベルブラケット４とともに上下方向に回動可能である。
【００１７】
また、船外機１は、動力を発生するエンジン１０と、エンジン１０によって一定の方向に回転駆動されるドライブシャフト１１と、ドライブシャフト１１の回転が伝達されるプロペラシャフト１２とを含む。さらに、船外機１は、エンジン１０を収容するエンジンカバー１３と、エンジンカバー１３の下方に配置されたケーシング１４とを含む。ケーシング１４は、アッパーケース１５と、アッパーケース１５の下方に配置されたロワーケース１６とを含む。ドライブシャフト１１は、アッパーケース１５およびロワーケース１６内で鉛直方向に延びている。ドライブシャフト１１の上端部は、エンジン１０のクランクシャフトに連結されており、ドライブシャフト１１の下端部は、ドッグクラッチ２０を介してプロペラシャフト１２に連結されている。プロペラシャフト１２は、ロワーケース１６内で水平方向に延びている。プロペラシャフト１２の後端部は、ロワーケース１６から後方に突出しており、この後端部にプロペラ１７が結合されている。プロペラ１７は、エンジン１０からの動力によって回転駆動される。ドッグクラッチ２０は、前進結合状態と、後退結合状態と、切断状態とに切り換えることができるように構成されている。前進結合状態とは、ドッグクラッチ２０が、ドライブシャフト１１からの動力をプロペラシャフト１２に伝達して当該プロペラシャフト１２を前進回転方向に回転させる状態である。前進回転方向とは、プロペラ１７が船体に対して前進方向の推進力を与える回転方向である。後退結合状態とは、ドッグクラッチ２０が、ドライブシャフト１１からの動力をプロペラシャフト１２に伝達して当該プロペラシャフト１２を後退回転方向に回転させる状態である。後退回転方向とは、プロペラ１７が船体に対して後退方向の推進力を与える回転方向である。切断状態とは、ドッグクラッチ２０が、ドライブシャフト１１とプロペラシャフト１２との間の駆動力伝達を遮断する状態である。プロペラ１７は、プロペラシャフト１２と共に前進回転方向または後退回転方向に回転する。
【００１８】
図２は、船外機１のロワー部の断面図である。ドッグクラッチ２０は、プロペラシャフト１２まわりに回転自在な前進ギヤ２１および後退ギヤ２２と、前進ギヤ２１および後退ギヤ２２との間においてプロペラシャフト１２にスプライン結合しているドッグギヤ２３とを含む。ドライブシャフト１１の下端には、傘歯車からなる駆動ギヤ１８が固定されている。前進ギヤ２１は、駆動ギヤ１８に対して船外機１の前方側から噛合するように構成された傘歯車からなる。後退ギヤ２２は、駆動ギヤ１８に対して船外機１の後方側から噛合するように構成された傘歯車からなる。したがって、駆動ギヤ１８が回転すると、前進ギヤ２１および後退ギヤ２２は、プロペラシャフト１２まわりに、互いに反対方向に回転する。つまり、前進ギヤ２１は前進回転方向に回転し、後退ギヤ２２は後退回転方向に回転する。ドッグギヤ２３は、プロペラシャフト１２の軸方向に移動することにより、前進ギヤ２１に噛合した前進位置、後退ギヤ２２に噛合した後退位置、およびいずれのギヤ２１，２２とも噛合しない中立位置のうちのいずれかのシフト位置に配置可能である。ドッグクラッチ２０は、ドッグギヤ２３が前進位置にあるときに前進結合状態となり、ドッグギヤ２３が後退位置にあるときに後退結合状態となり、ドッグギヤ２３が中立位置にあるときに切断状態となる。
【００１９】
前進ギヤ２１および後退ギヤ２２は、それぞれ、一方の側面の外周側に駆動ギヤ１８から駆動力が入力される入力ギヤ２１ａ，２２ａを有し、内周側にドッグギヤ２３と噛合する噛合部２１ｂ，２２ｂを有している。前進ギヤ２１および後退ギヤ２２は、プロペラシャフト１２の周囲に当該プロペラシャフト１２に接合されることなく配置されており、それぞれ、ロワーケース１６に固定された軸受け２４，２５により回転自在に保持されている。そして、これらの前進ギヤ２１および後退ギヤ２２には、ドライブシャフト１１の駆動ギヤ１８が常に噛合されており、ドライブシャフト１１の回転により、常時互いに反対方向に駆動されるようになっている。
【００２０】
ドッグギヤ２３は、プロペラシャフト１２の外周面に形成されたスプライン歯１２ａにスプライン結合するスプライン歯を内周面に有する略円筒形状に形成されており、その両端面に、前進ギヤ２１および後退ギヤ２２とそれぞれ噛合可能な噛合部２３ａ，２３ｂを有している。ドッグギヤ２３が前進位置にあるとき、噛合部２３ａが前進ギヤ２１の噛合部２１ｂに噛合し、ドッグギヤ２３が後退位置にあるとき、噛合部２３ｂが後退ギヤ２２の噛合部２２ｂに噛合する。ドッグギヤ２３が中立位置にあるとき、噛合部２３ａ，２３ｂは、前進ギヤ２１および後退ギヤ２２のいずれとも噛合しない。
【００２１】
船外機１は、ドッグギヤ２３のシフト位置を切り替えるためのシフト機構３０を含む。シフト機構３０は、プロペラシャフト１２前端部内に挿入されたスライダー３１と、スライダー３１とドッグギヤ２３とを連結する連結ピン３２と、スライダー３１を前後方向に移動させるカム３３と、カム３３を回動させるシフトアクチュエータ３４とを含む。スライダー３１は、プロペラシャフト１２に形成された挿入孔３５に挿入されている。挿入孔３５は、プロペラシャフト１２の前端からプロペラシャフト１２の中心軸線に沿って後方に延びている。スライダー３１は、挿入孔３５に沿って前後方向に移動可能である。スライダー３１の前端部は、プロペラシャフト１２の前端から前方に突出しており、スライダー３１の後端部は、プロペラシャフト１２に形成された貫通孔３６内に配置されている。貫通孔３６は、挿入孔３５に直交しており、プロペラシャフト１２をその軸方向と直交する方向に貫通し、かつ当該軸方向に延びた長孔である。
【００２２】
連結ピン３２は、プロペラシャフト１２の内部、すなわち、挿入孔３５と貫通孔３６の交差位置でスライダー３１に連結されている。連結ピン３２は、プロペラシャフト１２に直交しており、連結ピン３２の両端部は、プロペラシャフト１２の外周面から突出している。連結ピン３２の両端部は、噛合部２３ａ，２３ｂの間においてドッグギヤ２３に連結されている。すなわち、ドッグギヤ２３およびスライダー３１は、連結ピン３２によって、プロペラシャフト１２の軸方向に一体的に移動するように連結されている。貫通孔３６は、プロペラシャフト１２の軸方向に長い長孔である。したがって、ドッグギヤ２３、スライダー３１、および連結ピン３２は、貫通孔３６の長さの範囲内で前後方向に移動可能である。
【００２３】
カム３３は、鉛直方向に延びるロッド部３３ａおよびピン部３３ｂを含む。ピン部３３ｂは、ロッド部３３ａから下方に突出している。ピン部３３ｂは、ロッド部３３ａの中心軸に対して偏心している。ピン部３３ｂは、スライダー３１の前端部に形成された溝３７に挿入されている。シフトアクチュエータ３４は、ロッド部３３ａの中心軸線まわりにカム３３を回動させる。カム３３の回動によって、ピン部３３ｂは、ロッド部３３ａの中心軸線まわりに回動しながら前後方向（図２では左右方向）に移動する。したがって、スライダー３１は、カム３３の回動に伴って、連結ピン３２およびドッグギヤ２３と共に前後方向に移動する。こうして、ドッグギヤ２３は、カム３３の回動によって、前進位置、後退位置、中立位置のいずれかのシフト位置に配置される。
【００２４】
スライダー３１は、連結ピン３２と連結され、軸方向に移動可能なシフトプランジャ３８と、このシフトプランジャ３８の前端部に結合されたシフト従動体３９とを含む。シフトプランジャ３８とシフト従動体３９とは、プロペラシャフト１２の回転軸線まわりに相対回転可能であるように互いに結合されている。シフト従動体３９に、カム３３のピン部３３ｂが係合している。シフトプランジャ３８には、２箇所に位置決め用ボール３８ａ，３８ｂがバネ部材４０により直径方向に付勢された状態で配置されている。位置決め用ボール３８ａは、ドッグギヤ２３が前進ギヤ２１と噛合する位置で、プロペラシャフト１２の被係止突部４１の前方側に係合する。また、位置決め用ボール３８ａは、ドッグギヤ２３が後退ギヤ２２と噛合する位置で、被係止突部４１の後方側に係合する。さらに、位置決め用ボール３８ｂは、ドッグギヤ２３が前進ギヤ２１および後退ギヤ２２のいずれとも噛合しない中間位置で、プロペラシャフト１２の被係止凹部４２に係合する。
【００２５】
ドッグギヤ２３の噛合部２３ａと前進ギヤ２１の噛合部２１ｂとが噛合しているとき、これらの間にはガタ（backlash）が生じている。同様に、ドッグギヤ２３の噛合部２３ｂと後退ギヤ２２の噛合部２２ｂとが噛合しているときには、これらの間にガタが生じている。したがって、ドライブシャフト１１の回転速度とプロペラシャフト１２の回転速度とに差があり、それらの間の相対回転速度が零でないときには、前記ガタの分だけドライブシャフト１１とプロペラシャフト１２との相対回転が許容される。つまり、ドッグギヤ２３の噛合部２３ａ，２３ｂと前進ギヤ２１または後退ギヤ２２の噛合部２１ｂ，２２ｂとが当接している状態から、それらが離間して、前記ガタの分の相対回転の後、それらは再び当接する。相対回転速度が大きいとき、再当接のときに衝撃音が発生する。これが歯打ち音である。アイドル回転速度から１５００ｒｐｍ辺りまでの低速回転域では、エンジン１０の回転変動が大きいため、ドライブシャフト１１の回転が不安定になり、それによって歯打ち音が生じ易くなる。
【００２６】
図３は、エンジンカバー１３内の構成を説明するための断面図である。ただし、図３では、断面を表すハッチングを省略している。
エンジン１０は、クランクケース５０と、シリンダボディ５１と、シリンダヘッド５２とを含む。さらに、エンジン１０は、上下方向に延びるクランク軸線Ｌ１まわりに回転可能なクランクシャフト５３を含む。シリンダボディ５１およびクランクケース５０は、クランクシャフト５３をクランク軸線Ｌ１まわりに回転可能に保持している。クランクシャフト５３の下端部にドライブシャフト１１が結合されている。シリンダボディ５１およびシリンダヘッド５２は、複数のシリンダ５４を形成している。エンジン１０は、複数のシリンダが直線状に配列された直列エンジンであってもよいし、複数のシリンダがＶ字ラインに沿って配置されたＶ型エンジンであってもよいし、その他の形式のエンジンであってもよい。各シリンダ５４は、水平方向に延びている。エンジン１０は、シリンダ５４内に配置された複数のピストン５５と、ピストン５５とクランクシャフト５３とを連結する複数のコンロッド５６とを含む。
【００２７】
エンジン１０は、さらに、吸気ポートを開閉する吸気バルブ６０と、排気ポートを開閉する排気バルブと、吸気バルブ６０および排気バルブを駆動するバルブ駆動機構６１とを含む。バルブ駆動機構６１は、クランク軸線Ｌ１と平行なカム軸線Ｌ２まわりに回転可能なカムシャフト６２を含む。吸気バルブ６０、排気バルブ、およびカムシャフト６２は、シリンダヘッド５２に保持されている。クランクシャフト５３の回転は、カムシャフト６２に伝達される。これにより、カムシャフト６２がカム軸線Ｌ２まわりに回転駆動される。吸気バルブ６０および排気バルブは、カムシャフト６２の回転によって駆動される。
【００２８】
エンジン１０は、さらに、クランクシャフト５３の回転をカムシャフト６２に伝達する巻き掛け伝動装置６３を含む。巻き掛け伝動装置６３は、駆動車６４と、従動車６５と、駆動車６４および従動車６５に巻き掛けられた無端状の伝動部材６６とを含む。駆動車６４および従動車６５は、プーリであってもよいし、スプロケットなどのギヤであってもよい。伝動部材６６は、ベルトであってもよいし、チェーンであってもよい。駆動車６４は、クランク軸線Ｌ１上に配置されており、クランクシャフト５３と共にクランク軸線Ｌ１まわりに回転する。従動車６５は、カム軸線Ｌ２上に配置されており、カムシャフト６２と共にカム軸線Ｌ２まわりに回転する。駆動車６４の回転は、伝動部材６６によって従動車６５に伝達される。これにより、クランクシャフト５３の回転がカムシャフト６２に伝達される。
【００２９】
クランクシャフト５３の上端部には、発電装置としてのフライホイールマグネトウ（flywheel magneto）７０が結合されている。さらに、フライホイールマグネトウ７０の側方には、スタータ８０が配置されている。
図４は、図３の一部を拡大した拡大断面図であり、フライホイールマグネトウ７０の近傍の構成が示されている。クランクシャフト５３は、ジャーナル６７よりも上方の軸部６８に駆動車６４を有しており、さらに、駆動車６４よりも上方の上端に、フライホイール取付け用の円板部６９を有している。クランクシャフト５３においてジャーナル６７よりも上方の部分は、クランクケース５０およびシリンダボディ５１の外に配置されている。
【００３０】
フライホイールマグネトウ７０は、マグネット７１を含む筒状のロータ７２と、コイル７３を含む筒状のステータ７４と、ロータ７２に連結されたリングギヤ７５と、ロータ７２とクランクシャフト５３とを連結する連結部材７６とを備えている。ロータ７２、リングギヤ７５、および連結部材７６は、回転力を蓄えてエンジン１０の回転を安定化させるフライホイールとしても機能する。
【００３１】
ロータ７２は、マグネット７１と、カップ状のホルダ７７とを含む。ホルダ７７は、クランクシャフト５３と同軸の円筒部７８と、円筒部７８の上端から内方に延びる環状部７９とを含む。円筒部７８は、円板部６９よりも大きな内径を有しており、円板部６９を同軸的に取り囲んでいる。マグネット７１は、円筒部７８と円板部６９との間に配置されている。マグネット７１は、円筒部７８の内周面に保持されている。リングギヤ７５は、円筒部７８の外周に嵌合されている。リングギヤ７５の外周部には、スタータ８０（図３参照）の駆動ギヤに噛み合うギヤ８１が設けられている。
【００３２】
連結部材７６は、円柱状の連結部８４と、連結部８４の外周部から外方に延びる環状のフランジ８５とを含む。連結部８４は、環状部７９内に挿入されている。連結部８４は、環状部７９から下方に突出している。連結部８４とクランクシャフト５３の上端の円板部６９とは、ホルダ７７の内部で上下に重ね合わされている。連結部８４と円板部６９とは、ノックピン８６によって位置決めされている。さらに、連結部８４は、複数のボルト８７によって円板部６９に連結されている。その一方で、フランジ８５は、ホルダ７７の環状部７９の上方に配置されている。フランジ８５は、複数のリベット８８によって環状部７９に連結されている。したがって、ロータ７２は、連結部材７６を介してクランクシャフト５３に連結されている。ロータ７２は、クランク軸線Ｌ１上に配置されており、クランクシャフト５３と共にクランク軸線Ｌ１まわりに回転する。
【００３３】
ステータ７４は、コイル７３と、コイル７３が巻き付けられた筒状のステータコア９１とを含む。ステータ７４は、クランクシャフト５３の上端の円板部６９を同軸的に取り囲んでいる。ステータ７４は、マグネット７１の内方に配置されている。ステータ７４は、ステータ７４の径方向に間隔を空けてマグネット７１に対向している。ステータ７４は、ブラケット９２，９３を介してクランクケース５０に連結されている。ステータ７４は、クランクケース５０に対して回転しない。したがって、クランクシャフト５３がクランク軸線Ｌ１まわりに回転すると、ロータ７２とステータ７４とが相対回転する。これにより、クランクシャフト５３の回転が電気エネルギに変換され、フライホイールマグネトウ７０が発電する。
【００３４】
ステータ７４を保持している一つのブラケット９３には、クランク角センサ９５が保持されている。クランク角センサ９５は、フライホイールマグネトウ７０のロータ７２に対向するように配置されている。より具体的には、ロータ７２のホルダ７７は、磁性体からなっており、その円筒部７８には、周方向に等間隔に設定した複数の位置に複数の検出歯９６が半径方向外方に突出してそれぞれ形成されている。ただし、前記複数の位置の一つは、検出歯９６が形成されていない歯抜け位置とされている。ロータ７２の回転によって、複数の検出歯９６が次々とクランク角センサ９５に対向する。クランク角センサ９５と円筒部７８との間の磁気抵抗は、検出歯９６がクランク角センサ９５に対向しているときには小さく、検出歯９６がクランク角センサ９５に対向していないときには大きくなる。この磁気抵抗の変化に応じたパルス信号がクランク角センサ９５から出力される。パルス信号の時間間隔は、ロータ７２の回転速度（すなわちエンジン回転速度）に反比例するから、その時間間隔を計測することによってエンジン回転速度を求めることができる。また、歯抜け位置ではパルス間隔が長くなるから、歯抜け位置を基準としてパルス数を計数することによってクランク角を求めることができる。こうして求められたクランク角を用いて、エンジンの点火制御や燃料噴射制御を行うことができる。
【００３５】
図５は、船外機１の主要部の電気的構成を説明するためのブロック図である。船外機１は、エンジン１０を制御するための電子制御ユニット（ＥＣＵ）１００を備えている。電子制御ユニット１００には、クランク角センサ９５と、スロットル開度センサ１０１と、可変電圧発電システム１０２とが接続されている。クランク角センサ９５は、前述のとおり、エンジン回転速度に応じた間隔のパルス信号を生成し、電子制御ユニット１００に入力するように構成されている。スロットル開度センサ１０１は、エンジン１０のスロットル開度を検出し、その出力信号を電子制御ユニット１００に入力するように構成されている。可変電圧発電システム１０２は、フライホイールマグネトウ７０の発電電圧を可変制御するように構成されている。その制御させた電圧で、バッテリ１０５が充電される。バッテリ１０５は、たとえば、船体に搭載されて、船外機１の電装品に電力を供給する。電子制御ユニット１００は、可変電圧発電システム１０２を制御することによって、フライホイールマグネトウ７０の発電電圧を可変制御する。この発電電圧を変化させることによって、フライホイールマグネトウ７０の発電負荷が変動する。すなわち、発電電圧が高いほど、フライホイールマグネトウ７０の発電負荷が大きくなる。
【００３６】
このように電子制御ユニット１００および可変電圧発電システム１０２は、発電装置としてのフライホイールマグネトウ７０の負荷を制御する制御手段を構成している。そして、この制御手段およびフライホイールマグネトウ７０は、エンジン回転速度の変動を検知して、その検知された変動に対して逆位相となるエンジン負荷を発生させるエンジン負荷発生手段を構成している。
【００３７】
図６は、電子制御ユニット１００が所定の制御周期毎に繰り返し実行する制御を説明するためのフローチャートである。電子制御ユニット１００は、クランク角センサ９５の出力信号に基づいてエンジン回転速度を算出し、そのエンジン回転速度がアイドル回転速度から所定のエンジン回転速度閾値（たとえば１５００ｒｐｍ）までの値かどうかを判断する（ステップＳ１）。この条件は、エンジン負荷制御禁止条件の一例であり、船外機１の運転状態に関する運転状態条件の一例である。
【００３８】
ステップＳ１での判断が肯定される場合、すなわちエンジン負荷制御禁止条件が満たされない場合には、電子制御ユニット１００は、さらに、スロットル開度センサ１０１の出力信号を参照して、過去の所定時間内（たとえば１秒以内）にスロットル開度の変化があったかどうかを判断する（ステップＳ２）。この条件は、エンジン負荷制御禁止条件の他の例であり、船外機１の運転状態に関する運転状態条件の他の例である。すなわち、ステップＳ２では、スロットル開度が変化し、それに応じて目標エンジン回転速度が変化した後、当該目標エンジン回転速度に実エンジン回転速度が到達するのに要する時間（たとえば１秒）が未経過であるかどうかが判断される。
【００３９】
スロットル開度の変化がなければ、ステップＳ２での判断が否定となり、エンジン負荷制御禁止条件が不満足となる。この場合、電子制御ユニット１００は、クランク角センサ９５の出力信号に基づいて算出される実エンジン回転速度と、スロットル開度に対応した目標エンジン回転速度との差（エンジン回転速度偏差）に関する判定を実行する（ステップＳ３）。実エンジン回転速度は、クランク角センサ９５の出力パルス間隔に基づくエンジン回転速度演算結果の所定回数分（たとえば４回）の平均値であってもよい。また、電子制御ユニット１００は、スロットル開度に対応する目標エンジン回転速度を格納したテーブルを参照することによって、目標エンジン回転速度を求めるように構成されていてもよい。
【００４０】
エンジン回転速度偏差の絶対値が所定の閾値（たとえば２０ｒｐｍ）以上であれば（ステップＳ３：ＹＥＳ。エンジン負荷制御条件の一例）、電子制御ユニット１００は、そのエンジン回転速度偏差の符号を判定する（ステップＳ４）。実エンジン回転速度が目標エンジン回転速度よりも大きければ、エンジン回転速度偏差は正となり、実エンジン回転速度が目標エンジン回転速度よりも小さければエンジン回転速度偏差は負となる。
【００４１】
そこで、電子制御ユニット１００は、エンジン回転速度偏差が正のときには、可変電圧発電システム１０２を制御して、フライホイールマグネトウ７０の発電電圧を高めて（たとえば一定電圧幅だけ高めて）、発電負荷を高める（ステップＳ５）。これにより、フライホイールマグネトウ７０がエンジン１０に与える負荷トルクが大きくなるので、エンジン回転速度が抑制される（ステップＳ７）。その結果、実エンジン回転速度が目標エンジン回転速度に近づけられる。一方、エンジン回転速度偏差が負のときには、電子制御ユニット１００は、可変電圧発電システム１０２を制御して、フライホイールマグネトウ７０の発電電圧を低くし（たとえば一定電圧幅だけ低くし）、発電負荷を低下させる（ステップＳ６）。これにより、フライホイールマグネトウ７０がエンジン１０に与える負荷トルクが小さくなるので、エンジン回転速度が増加する（ステップＳ７）。その結果、実エンジン回転速度が目標エンジン回転速度に近づけられる。このようにして、電子制御ユニット１００は、エンジン回転速度の変動（すなわちフライホイールの回転変動）に対して、逆位相の負荷を与えるように構成されている。
【００４２】
エンジン回転速度がアイドル回転速度からエンジン回転速度閾値までの範囲外の値であれば（ステップＳ１：ＮＯ）、ステップＳ２〜Ｓ７）の処理は省かれて、通常の制御（ステップＳ８）が実行される。また、スロットル開度に変動があったときは（ステップＳ２：ＹＥＳ）、スロットル開度に応じたエンジン回転速度変化が速やかに生じるように、ステップＳ３〜Ｓ７の処理は省かれて、通常の制御（ステップＳ８）が実行される。また、エンジン回転速度偏差の絶対値が所定の閾値（たとえば２０ｒｍｐ）未満のときにも、ステップＳ４〜７の処理が省かれて、通常の制御（ステップＳ８）が実行される。
【００４３】
このように、この実施形態では、アイドル回転速度からエンジン回転速度閾値までの低速回転域において、スロットル開度に変化が無いとき、エンジン回転速度偏差の絶対値が閾値（たとえば２０ｒｐｍ）以上であれば、エンジン１０の回転変動が生じたと判断される。そして、エンジン１０の回転変動を打ち消すように、フライホイールマグネトウ７０の発電負荷が制御される。これにより、エンジン１０の回転変動が抑制される。
【００４４】
図７Ａは、実エンジン回転速度の時間変化の一例を示す波形図であり、目標エンジン回転速度に対する変動が示されている。図７Ｂは、図７Ａのようなエンジン回転速度変動が検出されたときに電子制御ユニット１００が実行するエンジン負荷制御（図６参照）の例であり、フライホイールマグネトウ７０が発生する負荷トルクの時間変化が示されている。フライホイールマグネトウ７０からエンジン１０に与えられる負荷トルクは、エンジン回転速度変動の逆位相となっている。これらが重ね合わされることにより、エンジン回転速度変動を抑制（たとえば２０ｒｐｍ以内に抑制）することができる。
【００４５】
以上のように、この実施形態によれば、スロットル開度に対応した目標エンジン回転速度に対するエンジン回転速度の変動が検出され、その変動の逆位相となるエンジン負荷がフライホイールマグネトウ７０から発生される。これにより、エンジン１０の回転変動が低減されるので、エンジン１０の回転変動に起因するドライブシャフト１１とプロペラシャフト１２との相対回転速度を低減できる。したがって、ドッグクラッチ２０において、前進ギヤ２１または後退ギヤ２２とドッグギヤ２３とが離間および当接を繰り返すことを回避できる。これにより、前進ギヤ２１または後退ギヤ２２とドッグギヤ２３とが衝撃的に噛み合って歯打ち音（ラトル音）を生じることを回避できる。こうして、ドライブシャフト１１とプロペラシャフト１２との相対回転速度に起因する異音の発生を機械部品によらずに低減できる。よって、部品点数の増加、組立工数の増加、およびコストの増加を回避しながら、歯打ち音を抑制できる船外機１を提供できる。
【００４６】
プロペラシャフト１２は、水からの抵抗を受けながら回転するので、その回転には大きな変動は生じない。それに対して、ドライブシャフト１１は、クランクシャフト５３に結合されているので、エンジン１０の燃焼のばらつきに起因するトルク変動の影響を受けて、不可避的に回転変動を生じる。つまり、エンジン１０の回転変動が、ドライブシャフト１１とプロペラシャフト１２との間の相対回転速度の主要な原因である。そこで、この実施形態では、エンジン回転速度の変動を検出することによって、ドライブシャフト１１とプロペラシャフト１２との相対回転速度を間接的に検出し、目標エンジン回転速度に対する実エンジン回転速度の変動幅（エンジン回転速度偏差）が大きくなったときに、エンジン１０に対する負荷を制御している。これにより、ドライブシャフト１１とプロペラシャフト１２との相対回転速度を効果的に低減して、歯打ち音を低減できる。
【００４７】
また、この実施形態では、エンジン１０からの動力によって駆動される発電装置としてのフライホイールマグネトウ７０の発電負荷を電子制御ユニット１００および可変電圧発電システム１０２によって制御する構成となっている。したがって、エンジン１０に負荷を与えるために専用の部品を備える必要がないので、構造が簡単であり、機械部品を追加することなく、異音の発生を抑制できる。
【００４８】
より具体的には、この実施形態では、エンジン１０のクランクシャフト５３に結合されたフライホイール（ロータ７２等）の回転変動が検知され、その回転変動に対して逆位相の負荷がフライホイールマグネトウ７０からクランクシャフト５３に与えられるようになっている。この構成により、エンジン１０の回転を安定させるための部品であるフライホイールを利用して、エンジン１０の回転変動が検知され、発電装置としてのフライホイールマグネトウ７０によってエンジン１０に対して負荷を与えることができる。こうして、専用の機械部品を備えることなく、エンジンの回転変動に起因するドライブシャフトとプロペラシャフトとの相対回転速度を低減できる。
【００４９】
また、この実施形態では、エンジン１０の回転変動がエンジン負荷制御条件（図６のステップＳ３）を満たすことを条件に、エンジン回転速度の変動に対して逆位相となるエンジン負荷がフライホイールマグネトウ７０から発生するように構成されている。すなわち、この実施形態では、ドライブシャフト１１とプロペラシャフト１２との相対回転速度を打ち消すためのエンジン負荷が常時発生されるわけではなく、エンジン負荷制御条件が満たされることを条件にエンジン負荷が制御される。したがって、無用な制御が行われることを回避でき、かつ、無用な負荷がエンジン１０に与えられることを回避できる。より具体的には、エンジン回転速度偏差の絶対値が所定の閾値（たとえば２０ｒｐｍ）以上であることがエンジン負荷制御条件とされている。すなわち、船外機１が発生すべき推進力指令値であるスロットル開度に対応する目標エンジン回転速度に対する実エンジン回転速度の変動幅であるエンジン回転速度偏差に関する条件がエンジン負荷制御条件とされている。前述のとおり、プロペラシャフト１２は水からの抵抗を受けながら回転するので、その回転には大きな変動は生じない。それに対して、エンジン１０は燃焼によって発生するトルクのばらつきに起因する回転変動が不可避であり、エンジン１０の回転変動が、ドライブシャフト１１とプロペラシャフト１２との間の相対回転速度の主要な原因である。そこで、エンジン回転速度偏差の絶対値が大きくなったときに、エンジン１０に対する負荷を制御することとすれば、ドライブシャフト１１とプロペラシャフト１２との相対回転速度を効果的に低減できる。すなわち、エンジン回転速度偏差の絶対値が小さく、したがって、エンジン１０の回転変動が小さい場合、すなわち、ドライブシャフト１１とプロペラシャフト１２との相対回転速度が小さい場合には、目立った異音（ドッグクラッチ２０での歯打ち音）が発生しない。したがって、エンジン回転速度偏差の絶対値が大きいときにエンジン負荷を制御する本実施形態の構成により、歯打ち音を効果的に低減できる。
【００５０】
また、この実施形態では、所定のエンジン負荷制御禁止条件が満たされるときには、エンジン回転速度偏差に対して逆位相となるエンジン負荷を発生させないように構成されている。より具体的には、エンジン回転速度がエンジン回転速度閾値を超えているときは（図６のステップＳ１：ＮＯ）、エンジン回転速度偏差を打ち消すためのエンジン負荷制御が実行されない。エンジン回転速度が高いときには、エンジン１０は大きな出力を発生しており、かつプロペラ１７は大きな抵抗を水から受けているので、ドッグクラッチ２０内におけるギヤの噛合状態は安定している。加えて、エンジン音が大きいため、ドッグクラッチ２０から生じる異音はエンジン音にかき消される。したがって、エンジン回転速度が高いときにエンジン負荷の制御を禁止することにより、無駄な制御を省くことができ、エンジン１０に対して不必要な負荷が与えられることを回避できる。こうして、適切な条件下で、エンジン負荷を制御できる。
【００５１】
また、この実施形態では、過去一定時間内にスロットル開度が変化したときには、エンジン回転速度偏差を打ち消すためのエンジン負荷制御が行われない（図６のステップＳ２：ＹＥＳ）。すなわち、推進力指令値としてのスロットル開度が変化した後、当該スロットル開度に対応する目標エンジン回転速度に実エンジン回転速度が未到達である一定時間内には、エンジン負荷制御が禁止される。これにより、スロットル開度が変化したときには、エンジン回転速度を速やかに目標エンジン回転速度に到達させて、スロットル開度に応じた推進力を発生させることができる。また、スロットル開度が変化してから実エンジン回転速度が目標エンジン回転速度に到達するまでは、エンジン１０は加速状態または減速状態にあり、ドッグクラッチ２０内でのギヤの噛み合いは安定していて、歯打ち音が生じる可能性は低い。この観点からも、実エンジン回転速度が目標エンジン回転速度に到達する以前の期間には、エンジンの負荷を制御する必要性は低い。
【００５２】
以上、この発明の一実施形態について説明したが、この発明はさらに他の形態で実施することもできる。たとえば、エンジン１０の回転変動を検出する代わりに、ドライブシャフト１１とプロペラシャフト１２との相対回転速度を直接的に検出する構成としてもよい。具体的には、プロペラシャフト１２の回転速度を検出するプロペラシャフト回転センサを設け、クランク角センサ９５の出力に基づいて求められるドライブシャフト１１の回転速度と、プロペラシャフト回転センサの出力との差を相対回転速度として求めてもよい。そして、この相対回転速度を打ち消すように、フライホイールマグネトウ７０からクランクシャフト５３に対して負荷トルクを与えればよい。
【００５３】
また、前述の実施形態では、エンジン１０に負荷トルクを与える発電装置としてフライホイールマグネトウ７０を例示したけれども、オルタネータのような他の形態の発電装置であっても、エンジン１０に与える負荷トルクを変動させることができる。
さらに、前述の実施形態では、船舶用推進装置として船外機１を例示したけれども、この発明を適用可能な船舶用推進装置の例としては、他にも、スターンドライブを挙げることができる。
【００５４】
その他、特許請求の範囲に記載された事項の範囲で種々の設計変更を施すことが可能である。
【符号の説明】
【００５５】
１ 船外機
１０ エンジン
１１ ドライブシャフト
１２ プロペラシャフト
１７ プロペラ
１８ 駆動ギヤ
２０ ドッグクラッチ
２１ 前進ギヤ
２１ａ 入力ギヤ
２１ｂ 噛合部
２２ 後退ギヤ
２２ａ 入力ギヤ
２２ｂ 噛合部
２３ ドッグギヤ
２３ａ 噛合部
２３ｂ 噛合部
３０ シフト機構
５０ クランクケース
５１ シリンダボディ
５２ シリンダヘッド
５３ クランクシャフト
５４ シリンダ
５５ ピストン
５６ コンロッド
７０ フライホイールマグネトウ
７１ マグネット
７２ ロータ
７３ コイル
７４ ステータ
７６ 連結部材
７７ ホルダ
７８ 円筒部
７９ 環状部
８４ 連結部
８５ フランジ
９１ ステータコア
９２ ブラケット
９３ ブラケット
９５ クランク角センサ
９６ 検出歯
１００ 電子制御ユニット
１０１ スロットル開度センサ
１０２ 可変電圧発電システム
１０５ バッテリ
【特許請求の範囲】
【請求項１】
エンジンと、
プロペラシャフトと、
前記エンジンからの動力によって回転されるドライブシャフトと、
前記ドライブシャフトの回転を前記プロペラシャフトに伝達するドッグクラッチと、
前記ドライブシャフトと前記プロペラシャフトとの間の相対回転速度を検知して、その検知された相対回転速度に対して逆位相となるエンジン負荷を発生させるエンジン負荷発生手段とを含む、船舶用推進装置。
【請求項２】
前記エンジン負荷発生手段は、
前記エンジンからの動力によって駆動される発電装置と、
前記発電装置の負荷を制御する制御手段とを含む、請求項１に記載の船舶用推進装置。
【請求項３】
前記エンジンのクランクシャフトに結合されたフライホイールをさらに含み、
前記エンジン負荷発生手段が、前記フライホイールの回転変動を検知して、前記フライホイールに対して前記検知された回転変動に対して逆位相の負荷を与えるように構成されている、請求項１に記載の船舶用推進装置。
【請求項４】
前記エンジン負荷発生手段が、
前記フライホイールの回転によって電力を生成する発電装置と、
前記発電装置の負荷を制御する制御手段とを含む、請求項３に記載の船舶用推進装置。
【請求項５】
前記エンジン負荷発生手段は、前記相対回転速度がエンジン負荷制御条件を満たすことを条件に、前記相対回転速度に対して逆位相となるエンジン負荷を発生させるように構成されている、請求項１〜４のいずれか一項に記載の船舶用推進装置。
【請求項６】
前記エンジン負荷制御条件が、前記相対回転速度の大きさに関する条件を含む、請求項５に記載の船舶用推進装置。
【請求項７】
前記相対回転速度の大きさに関する条件が、当該船舶用推進装置が発生すべき推進力指令値に対応する目標エンジン回転速度に対する前記エンジンの実際の回転速度の変動幅に関する条件を含む、請求項６に記載の船舶用推進装置。
【請求項８】
前記エンジン負荷発生手段は、エンジン負荷制御禁止条件が満たされるときには、前記相対回転速度に対して逆位相となるエンジン負荷を発生させないように構成されている、請求項１〜７のいずれか一項に記載の船舶用推進装置。
【請求項９】
前記エンジン負荷制御禁止条件は、前記船舶用推進装置の運転状態に関する運転状態条件を含む、請求項８に記載の船舶用推進装置。
【請求項１０】
前記運転状態条件は、前記エンジンの回転速度が閾値以上であることを含む、請求項９に記載の船舶用推進装置。
【請求項１１】
前記運転状態条件が、当該船舶用推進装置が発生すべき推進力指令値が変化した後、当該推進力指令値に対応する目標エンジン回転速度に前記エンジンの実際の回転速度が未到達であることを含む、請求項９また１０に記載の船舶用推進装置。
【請求項１】
エンジンと、
プロペラシャフトと、
前記エンジンからの動力によって回転されるドライブシャフトと、
前記ドライブシャフトの回転を前記プロペラシャフトに伝達するドッグクラッチと、
前記ドライブシャフトと前記プロペラシャフトとの間の相対回転速度を検知して、その検知された相対回転速度に対して逆位相となるエンジン負荷を発生させるエンジン負荷発生手段とを含む、船舶用推進装置。
【請求項２】
前記エンジン負荷発生手段は、
前記エンジンからの動力によって駆動される発電装置と、
前記発電装置の負荷を制御する制御手段とを含む、請求項１に記載の船舶用推進装置。
【請求項３】
前記エンジンのクランクシャフトに結合されたフライホイールをさらに含み、
前記エンジン負荷発生手段が、前記フライホイールの回転変動を検知して、前記フライホイールに対して前記検知された回転変動に対して逆位相の負荷を与えるように構成されている、請求項１に記載の船舶用推進装置。
【請求項４】
前記エンジン負荷発生手段が、
前記フライホイールの回転によって電力を生成する発電装置と、
前記発電装置の負荷を制御する制御手段とを含む、請求項３に記載の船舶用推進装置。
【請求項５】
前記エンジン負荷発生手段は、前記相対回転速度がエンジン負荷制御条件を満たすことを条件に、前記相対回転速度に対して逆位相となるエンジン負荷を発生させるように構成されている、請求項１〜４のいずれか一項に記載の船舶用推進装置。
【請求項６】
前記エンジン負荷制御条件が、前記相対回転速度の大きさに関する条件を含む、請求項５に記載の船舶用推進装置。
【請求項７】
前記相対回転速度の大きさに関する条件が、当該船舶用推進装置が発生すべき推進力指令値に対応する目標エンジン回転速度に対する前記エンジンの実際の回転速度の変動幅に関する条件を含む、請求項６に記載の船舶用推進装置。
【請求項８】
前記エンジン負荷発生手段は、エンジン負荷制御禁止条件が満たされるときには、前記相対回転速度に対して逆位相となるエンジン負荷を発生させないように構成されている、請求項１〜７のいずれか一項に記載の船舶用推進装置。
【請求項９】
前記エンジン負荷制御禁止条件は、前記船舶用推進装置の運転状態に関する運転状態条件を含む、請求項８に記載の船舶用推進装置。
【請求項１０】
前記運転状態条件は、前記エンジンの回転速度が閾値以上であることを含む、請求項９に記載の船舶用推進装置。
【請求項１１】
前記運転状態条件が、当該船舶用推進装置が発生すべき推進力指令値が変化した後、当該推進力指令値に対応する目標エンジン回転速度に前記エンジンの実際の回転速度が未到達であることを含む、請求項９また１０に記載の船舶用推進装置。
【図１】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【公開番号】特開２０１３−９１４２２（Ｐ２０１３−９１４２２Ａ）
【公開日】平成２５年５月１６日（２０１３．５．１６）
【国際特許分類】
【出願番号】特願２０１１−２３４７７９（Ｐ２０１１−２３４７７９）
【出願日】平成２３年１０月２６日（２０１１．１０．２６）
【出願人】（００００１００７６）ヤマハ発動機株式会社 (3,045)
【公開日】平成２５年５月１６日（２０１３．５．１６）
【国際特許分類】
【出願日】平成２３年１０月２６日（２０１１．１０．２６）
【出願人】（００００１００７６）ヤマハ発動機株式会社 (3,045)
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