(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
船外機本体（４１）と、
船外機本体（４１）に搭載されたエンジン（Ｅ）と、
船外機本体（４１）を船体（Ｓ）に枢支するスイベル軸（６２）と、
スイベル軸（６２）と一体のマウントアーム（６３）と、
左右一対の弾性体（７４）を有してマウントアーム（６３）に船外機本体（４１）を支持するマウント装置（６５）と、
マウントアーム（６３）に接続されて船外機本体（４１）をスイベル軸（６２）まわりに揺動させる操舵ハンドル（６７）とを備えた船外機において、
前記エンジン（Ｅ）はクランクシャフト（１５）が上下方向に配置され、シリンダヘッド（１２）を後向きにしてシリンダ軸線がプロペラ軸（５３）と平行な前後方向に配置され、かつピストン（１４）の往復慣性質量とクランクシャフト（１５）の回転慣性質量とのバランス率が概ね１００％に設定されており、
前記弾性体（７４）はエンジン（Ｅ）の左右両側部に配置され、前記マウント装置（６５）の剛性は、エンジン（Ｅ）の高回転域における振動の仮想中心点（Ｃ）を中心として前記弾性体（７４）を通る円弧（Ｌ3 ）の接線方向の剛性が、同円弧（Ｌ3 ）の半径方向の剛性よりも低く設定されており、
前記円弧（Ｌ3 ）上にスイベル軸（６２）が配置されることを特徴とする船外機。
【請求項２】
前記振動の仮想中心点（Ｃ）から前方に延びる直線（Ｌ1 ）と、前記振動の仮想中心点（Ｃ）から前記弾性体（７４）に向けて延びる直線（Ｌ2 ）との成す角度（α）が４５°未満であることを特徴とする、請求項１に記載の船外機。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、エンジンのクランクシャフトを上下方向に向けて配置し、かつエンジンのシリンダ軸線を前後方向に向けて配置した船外機に関する。
【０００２】
【従来の技術】
一般に、船外機はエンジンを搭載した本体フレームを備えており、この本体フレームは取付ブラケットを介して船体に着脱自在に取り付けられる。そして前記エンジンは、本体フレームの内部に上下方向に配置された駆動軸への動力伝達を容易に行えるように、クランクシャフトが上下方向を向き、かつシリンダ軸線が前後方向を向くように本体フレームに縦置きに搭載される。
【０００３】
エンジンの運転により発生する振動は本体フレームから取付ブラケットを介して船体に伝達されるが、この振動を低減するために取付ブラケットに本体フレームが弾性体を介して支持される。また船外機のプロペラが発生する推力は、本体フレームから前記弾性体を介して取付ブラケットに伝達され、更に取付ブラケットから船体に伝達される。従って、前記弾性体は、本体フレームから取付ブラケットへの振動伝達を効果的に低減しながら、プロペラが発生する推力を本体フレームから取付ブラケットに効果的に伝達するという、相反する要請を満たす必要がある。
【０００４】
前記要請を満たすための１つの手法は、エンジンが発生する振動そのものを小さくすることである。例えば、２気筒４サイクルエンジンでは、２つのピストンのクランク位相を同位相にしながら点火時期を３６０°ずらした等間隔の点火とするのが一般的である。かかるエンジンが発生する一次振動を低減するために、ピストンの往復質量に対するクランクシャフトのカウンターウエイトの回転質量を５０％とし、残りの５０％をクランクシャフトと同速度で逆回転するバランサーシャフトに持たせたものが、特開昭６３−１９２６９３号公報により提案されている。
【０００５】
前記要請を満たすための他の１つの手法は、取付ブラケットに本体フレームを支持する弾性体の剛性に異方性を持たせることである。即ち、弾性体の剛性を、プロペラが発生する推力を船体に伝達する方向（前後方向）に固くし、それと直交する方向（左右方向）に柔らかくすることにより、推力を船体に有効に伝達しながら左右方向の振動の船体への伝達を防止するものが、特開平２−３７０９６号公報により提案されている。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上記特開昭６３−１９２６９３号公報に記載されたものは、特別のバランサー装置を付加する必要があるので重量やコストが増加するという問題があるだけでなく、クランクシャフトに連動してバランサーシャフトを駆動するためのギヤ等の動力伝達系が騒音を発生するという問題がある。
【０００７】
また上記特開平２−３７０９６号公報に記載されたものは、エンジンの運転に伴って発生するクランクシャフトのトルク反力を支持できるように、エンジンの重心を通る上下方向の軸線（トルクロール軸）を挟んだ前後２か所に弾性体を配置しているため、弾性体の位置が船外機の中央部になって他の機器類と干渉し易くなり、レイアイトの点で不利であるという問題がある。
【０００８】
本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、エンジンが発生する振動の伝達を効果的に低減しながら、プロペラが発生する推力を船体に効果的に伝達することが可能な船外機を提供することを目的とする。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために、請求項１に記載された発明によれば、船外機本体と、船外機本体に搭載されたエンジンと、船外機本体を船体に枢支するスイベル軸と、スイベル軸と一体のマウントアームと、左右一対の弾性体を有してマウントアームに船外機本体を支持するマウント装置と、マウントアームに接続されて船外機本体をスイベル軸まわりに揺動させる操舵ハンドルとを備えた船外機において、前記エンジンはクランクシャフトが上下方向に配置され、シリンダヘッドを後向きにしてシリンダ軸線がプロペラ軸と平行な前後方向に配置され、かつピストンの往復慣性質量とクランクシャフトの回転慣性質量とのバランス率が概ね１００％に設定されており、前記弾性体はエンジンの左右両側部に配置され、前記マウント装置の剛性は、エンジンの高回転域における振動の仮想中心点を中心として前記弾性体を通る円弧の接線方向の剛性が、同円弧の半径方向の剛性よりも低く設定されており、前記円弧上にスイベル軸が配置されることを特徴とする船外機が提案される。
【００１０】
上記構成によれば、ピストンの往復慣性質量により発生する前後方向の慣性力がクランクシャフトの回転慣性質量により左右方向の慣性力に変換され、この左右方向の慣性力は、エンジンを搭載する船外機本体を振動の仮想中心点を中心として左右方向に振動させる。このとき、船体に船外機本体を弾性支持すべくエンジンの左右両側に配置された弾性体を有するマウント装置の剛性は、振動の仮想中心点を中心として弾性体を通る円弧の接線方向の剛性が、同円弧の半径方向の剛性よりも低く設定されるので、振動の仮想中心点を中心とする前記左右方向の振動はマウント装置の低い剛性によって効果的に低減され、船体の乗り心地性を良好にすることができる。またプロペラ軸と平行な前後方向に作用する推力はマウント装置を介して船体に伝達されるが、前記推力の方向に沿うマウント装置の剛性は高く設定されているので、そのマウント装置の高い剛性によって推力を船体に効果的に伝達することができる。しかも振動の仮想中心点を中心として弾性体を通る円弧上にスイベル軸が配置されているので、マウント装置を通過してマウントアームに伝達された振動で該マウントアームがスイベル軸まわりに揺動するのを防止することができ、これによりマウントアームに接続された操舵ハンドルへの振動伝達を最小限に抑えることができる。
【００１１】
また請求項２に記載された発明によれば、請求項１の構成に加えて、前記振動の仮想中心点から前方に延びる直線と、前記振動の仮想中心点から弾性体に向けて延びる直線との成す角度が４５°未満であることを特徴とする船外機が提案され、この構成によれば、推力の方向（振動の仮想中心点から前方に延びる直線の方向）とマウント装置の剛性が最も高い方向（仮想中心点から弾性体に向けて延びる直線の方向）とのずれを小さくし、推力を一層効果的に船体に伝達することができる。
【００１２】
尚、実施例のエンジン支持ブロック４１は本発明の船外機本体に対応し、実施例のアッパーマウント６５は本発明のマウント装置に対応し、実施例のアッパーマウントラバー７４は本発明の弾性体に対応する。
【００１３】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施形態を、添付図面に示した本発明の実施例に基づいて説明する。
【００１４】
図１〜図１４は本発明の一実施例を示すもので、図１は船外機の全体側面図、図２は図１の要部拡大断面図、図３は図２の３−３線断面図、図４は図１の要部拡大図、図５は図４の５−５線断面図、図６は図２の６−６線断面図、図７は図６の要部拡大断面図、図８は図７の８−８線断面図、図９は図７の９−９線断面図、図１０はアッパーマウントラバーの斜視図、図１１は図１の要部拡大断面図、図１２は図１１の１２方向矢視図、図１３は図１１の１３−１３線断面図、図１４は振動低減作用の説明図である。
【００１５】
図１〜図３に示すように、船外機Ｏの上部に搭載された２気筒４サイクルエンジンＥは、クランクケース１１1 を一体に備えたシリンダブロック１１と、シリンダブロック１１に結合されたシリンダヘッド１２と、シリンダヘッド１２に結合されたヘッドカバー１３とを備えており、シリンダブロック１１に形成された２個のシリンダボア１１2 ，１１2 に摺動自在に嵌合する２個のピストン１４，１４が、シリンダブロック１１に支持したクランクシャフト１５にコネクティングロッド１６，１６を介して連接される。
【００１６】
シリンダブロック１１から上方に突出するクランクシャフト１５の軸端部に、発電機１７およびリコイルスタータ１８が同軸上に設けられる。シリンダヘッド１２およびヘッドカバー１３間に区画された動弁室１９にはカムシャフト２０が支持されており、その上端に設けたカムプーリ２１とクランクシャフト１５の上部に設けたクランクプーリ２２とがタイミングベルト２３で接続される。シリンダヘッド１２に形成した吸気ポート２４および排気ポート２５をそれぞれ開閉する吸気弁２６および排気弁２７が、前記カムシャフト２０にそれぞれ吸気ロッカーアーム２８および排気ロッカーアーム２９を介して接続される。エンジンＥの右側面に配置されたエアクリーナ３０、スロットルバルブ３１およびキャブレタ３２が前記吸気ポート２４に接続される。
【００１７】
クランクシャフト１５の軸線は上下方向に配置され、かつシリンダボア１１2 ，１１2 の軸線は、クランクケース１１1 側が前方を向いてシリンダヘッド１２側が後方を向くように前後方向に配置される。２個のピストン１４，１４のクランク位相は同位相であり、その点火時期は３６０°ずれている。クランクシャフト１５にはピストン１４，１４の往復質量に対抗するバランス率１００％のカウンターウエイト１５1 …が設けられており、従ってピストン１４，１４の往復動に伴う前後方向の一次振動はクランクシャフト１５のカウンターウエイト１５…の回転運動により相殺され、その代わりにカウンターウエイト１５…の回転運動に伴う左右方向の一次振動が発生する。エンジンＥは前記クランクシャフト１５のカウンターウエイト１５1 …以外のバランサー装置を備えておらず、従ってエンジンＥが発生する振動は、前後方向に小さく左右方向に大きいものとなる。
【００１８】
上記構造のエンジンＥの下面にエンジン支持ブロック４１の上面が結合され、このエンジン支持ブロック４１の下面にイクステンションケース４２の上面が結合され、このイクステンションケース４２の下面にギヤケース４３の上面が結合される。エンジン支持ブロック４１の外周と、エンジンＥの下半部の外周とが、イクステンションケース４２の上端に結合されたアンダーカバー４４によって覆われ、このアンダーカバー４４の上端に結合されたエンジンカバー４５によってエンジンＥの上半部が覆われる。
【００１９】
エンジン支持ブロック４１はオイルパン４１1 を一体に備えており、その内部にオイルストレーナ４６を備えたサクションパイプ４７が収納される。エンジン支持ブロック４１の後面には排気通路形成部材４８が結合され、またイクステンションケース４２の内部には隔壁４２1 を介して排気膨張室４９が区画される。排気ポート２５から出た排気ガスは、シリンダブロック１１の内部に形成された排気通路１１3 から排気通路形成部材４８の内部に供給され、そこからイクステンションケース４２の排気膨張室４９および後記プロペラ軸５３の中空部を経て外部の水中に排出される。
【００２０】
クランクシャフト１５の下端に接続された駆動軸５０はエンジン支持ブロック４１を貫通してイクステンションケース４２に形成した駆動軸室５１の内部を下方に延び、後端にプロペラ５２を備えてギヤケース４３に前後方向に支持されたプロペラ軸５３の前端に前後進切換機構５４を介して接続される。
【００２１】
図４および図５を併せて参照すると明らかなように、船外機Ｏを船体Ｓに着脱自在に取り付けるための取付ブラケット５５は、逆Ｊ字状の取付ブラケット本体５６と、この取付ブラケット本体５６に螺合する押しねじ５７とを備える。取付ブラケット本体５６に支点ピン５８を介して揺動アーム５９の前端が枢支されており、この揺動アーム５９の後端にパイプ状のスイベルケース６０が一体に結合される。取付ブラケット本体５６には多数のピン孔５６1 …が設けられており、スイベルケース６０に固定した係止板６０1 に形成したピン孔と前記取付ブラケット本体５６の何れかのピン孔５６1 …とにピン６１を挿通することにより、支点ピン５８まわりの船外機Ｏのチルト角を調整することができる。
【００２２】
スイベルケース６０の内部に相対回転自在に嵌合するスイベル軸６２は、その上端および下端にそれぞれマウントアーム６３およびマウントブロック６４を備える。上側のマウントアーム６３の左右一対のアッパーマウント６５，６５を介してエンジン支持ブロック４１に弾性的に接続され、下側のマウントブロック６４はロアマウント６６を介してイクステンションケース４２に弾性的に接続される。エンジン支持ブロック４１の前端には操舵ハンドル６７が固定されており、この操舵ハンドル６７を握って左右に操作することにより、エンジン支持ブロック４１をスイベル軸６２まわりに左右に揺動させて船外機Ｏを操舵することができる。
【００２３】
次に、図５〜図１０および図１４を参照しながらアッパーマウント６５，６５の構造を説明する。
【００２４】
エンジン支持ブロック４１は前上方に張り出す左右一対の張出部４１2 ，４１2 を備えており、それぞれの張出部４１2 ，４１2 にラバー収納部７１，７１が形成される。各ラバー収納部７１は上壁７１1 、前壁７１2 、後壁７１3 、外壁７１4 および内壁７１5 を備えた凹部であり、その下面だけが開放している。一方、マウントアーム６３の左右両端部にボルト７２，７２で固定した芯金７３，７３の周囲を覆うように概略直方体状のアッパーマウントラバー７４，７４が設けられており、これらアッパーマウントラバー７４，７４はエンジン支持ブロック４１のラバー収納部７１，７１の内部に下方から嵌合する。ラバー収納部７１，７１からアッパーマウントラバー７４，７４が脱落しないように、ラバー収納部７１，７１の下面開放部に拘束用の蓋８３，８３がボルト８４…で固定される。
【００２５】
図１４から明らかなように、エンジンＥの高回転域（３０００ｒｐｍ以上）における一次振動の仮想中心点Ｃは船外機Ｏの後部に位置しており、この仮想中心点Ｃから前方に延びる直線Ｌ1 はシリンダ軸線に一致している。ラバー収納部７１，７１の外壁７１4 ，７１4 および内壁７１5 ，７１5 は、一次振動の仮想中心点Ｃからアッパーマウントラバー７４，７４の中心に向けて延びる直線Ｌ2 ，Ｌ2 と平行であり、ラバー収納部７１，７１の前壁７１2 ，７１2 および後壁７１3 ，７１3 は前記直線Ｌ2 ，Ｌ2 に直交している。直線Ｌ1 と直線Ｌ2 ，Ｌ2 との成す角度α，αは小さく（４５°未満）設定されている。Ｌ3 は仮想中心点Ｃを中心としてアッパーマウントラバー７４，７４の中心を通る円弧であり、この円弧Ｌ3 上にスイベル軸６２が位置している。
【００２６】
図１０から明らかなように、各アッパーマウントラバー７４は前側の上下の左右方向に延びる突起７５，７６を備えるとともに、後側の上下の左右方向に延びる突起７７，７８を備えており、突起７５の両端には更に左右方向に突出する凸部７５1 ，７５1 が形成され、突起７６の両端には更に左右方向に突出する凸部７６1 ，７６1 が形成され、突起７７の両端には更に左右方向に突出する凸部７７1 ，７７1 が形成され、突起７８の両端には更に左右方向に突出する凸部７８1 ，７８1 が形成される。
【００２７】
上側の２つの突起７５，７７は、その全面がラバー収納部７１の前壁７１2 および後壁７１3 にそれぞれ線接触しており（図９参照）、従ってアッパーマウント６５に前後方向（正しくは、図１４の直線Ｌ3 方向）の荷重が入力したときに、前記突起７５，７７の全体が潰れるためにアッパーマウントラバー７４は比較的に大きな剛性を発揮する。それに対して、ラバー収納部７１の外壁７１4 および内壁７１5 には、上側の２つの突起７５，７７の左右両端の凸部７５1 ，７５1 ；７７1 ，７７1 （図７および図８参照）が点接触するだけであり、アッパーマウント６５に左右方向（正しくは、図１４の円弧Ｌ3 方向）の荷重が入力したときに、前記凸部７５1 ，７５1 ；７７1 ，７７1 が容易に圧縮されてアッパーマウントラバー７４は比較的に小さな剛性を発揮する。つまり、アッパーマウントラバー７４の剛性は異方性を持ち、直線Ｌ2 方向の剛性が高く、円弧Ｌ3 方向（仮想中心点Ｃを中心とする接線方向）の剛性が低くなっている。
【００２８】
尚、下側の２つの突起７６，７８はラバー収納部７１の壁面との間に隙間を有しているが、左右方向の大荷重が入力してアッパーマウントラバー７４が大きく変形したとき、前記２つの突起７６，７８はラバー収納部７１の壁面に接触して荷重支持機能を発揮する（図８参照）。
【００２９】
次に、図１１〜図１３を参照しながらロアマウント６６の構造を説明する。
【００３０】
スイベルケース６０から下方に突出するスイベル軸６２の下端にマウントブロック６４が嵌合し、２本のボルト７９，７９で固定される。マウントブロック６４の下端から左右に突出する芯金６４1 ，６４1 の外周を覆うようにロアマウントラバー８０，８０が設けられる。イクステンションケース４２の下端部後面に左右一対のラバー収納部４２2 ，４２2 が形成されており、これらラバー収納部４２2 ，４２2 に後方から嵌合するロアマウントラバー８０，８０を固定すべく、左右一対のカバー部材８１，８１がそれぞれボルト８２，８２でイクステンションケース４２に締結される。
【００３１】
而して、イクステンションケース４２の下端部は、ロアマウントラバー８０，８０を備えたロアマウント６６を介してスイベル軸６２の下端に弾性的に支持される。
【００３２】
次に、主として図１４を参照しながら本実施例の作用を説明する。
【００３３】
エンジンＥの運転に伴ってピストン１４，１４が直線Ｌ1 方向（前後方向）に往復移動することにより発生する慣性力ａは、クランクシャフト１５に設けられたバランス率１００％のカウンターウエイト１５1 …の回転により発生する直線Ｌ1 方向の慣性力で相殺されるため、最終的に直線Ｌ1 方向の一次振動は比較的に小さいものとなる。しかしながら、クランクシャフト１５のカウンターウエイト１５1 …の回転に伴って発生する左右方向の慣性力ｃ，ｄが、仮想的な振動中心Ｃを中心として船外機Ｏを円弧Ｌ3 方向（左右方向）に振動させるため、この振動が取付ブラケット５５を介して船体Ｓに伝達される。
【００３４】
仮想的な振動中心Ｃとは、振動源としてのエンジンＥのうち、常に動かないと見做せる点である。仮想的な振動中心Ｃの位置はエンジンＥの運転状態に応じて移動するが、本実施例ではエンジンＥの防振性能が特に問題となる高速エンジン回転域（３０００ｒｐｍ以上）での振動中心Ｃを対象とする。
【００３５】
上述したエンジンＥの振動はアッパーマウント６５，６５およびロアマウント６６から取付ブラケット５５を介して船体Ｓに伝達されるが、その際にアッパーマウント６５，６５のアッパーマウントラバー７４，７４およびロアマウント６６のロアマウントラバー８０，８０により振動が低減され、船体Ｓに伝達される振動が弱められる。特に、本実施例では振動源であるエンジンＥに近いアッパーマウント６５，６５によって前記左右方向の振動が効果的に低減される。
【００３６】
即ち、上述した仮想的な振動中心Ｃを中心とする円弧Ｌ3 方向の振動は、エンジンＥを支持するエンジン支持ブロック４１のラバー収納部７１，７１からアッパーマウント６５，６５のアッパーマウントラバー７４，７４に伝達されるが、アッパーマウントラバー７４，７４は前記振動の方向（円弧Ｌ3 方向）に沿う剛性が低く設定されているため、容易に弾性変形して振動を効果的に減衰させ、マウントアーム６３に伝達される振動を低減する。これにより、マウントアーム６３からスイベル軸６２、スイベルケース６０、揺動アーム５９および取付ブラケット本体５６を介して船体Ｓに伝達される振動が低減し、乗り心地の向上に寄与することができる。
【００３７】
また、アッパーマウントラバー７４，７４は直線Ｌ2 ，Ｌ2 方向に沿う剛性が高く設定されているため、前後方向の振動を有効に低減することができないが、前述したように、エンジンＥの前後方向の振動はクランクシャフト１５のカウンターウエイト１５1 …により抑えられているため、前後方向の振動がアッパーマウントラバー７４，７４を介して船体Ｓ側に伝達される虞はない。
【００３８】
アッパーマウントラバー７４，７４で吸収しきれなかった左右方向の振動は芯金７３，７３からマウントアーム６３に伝達されるが、マウントアーム６３を揺動自在に支持するスイベル軸６２の軸線がアッパーマウントラバー７４，７４の中心を通る前記円弧Ｌ3 上に配置されているため、アッパーマウントラバー７４，７４で吸収しきれなかった左右方向の振動によるマウントアーム６３の揺動を最小限に抑えることができ、これによりマウントアーム６３に結合された操舵ハンドル６７への振動伝達を最小限に抑えることが可能になる。
【００３９】
尚、操舵ハンドル６７への振動伝達を最小限に抑えるには、上述したようにマウントアーム６３を支持するスイベル軸６２の軸線をアッパーマウントラバー７４，７４の中心を通る円弧Ｌ3 上に配置することが望ましいが、船体Ｓに対する振動伝達をより一層軽減するためには、スイベル軸６２の軸線を円弧Ｌ3 上から前後方向にずらした方が良い。その理由は、スイベル軸６２の軸線が円弧Ｌ3 上から前後方向にずれていると、アッパーマウントラバー７４，７４で吸収しきれなかった左右方向の振動が伝達されたマウントアーム６３がスイベル軸６２まわりに揺動し、マウントアーム６３が１種の防振リンクとして機能して船体Ｓに対する振動伝達を軽減するからである。
【００４０】
またプロペラ５２が発生する前後方向の推力ｅ，ｆもアッパーマウントラバー７４，７４を介して船体Ｓ側に伝達されるが、アッパーマウントラバー７４，７４は直線Ｌ2 ，Ｌ2 方向に沿う剛性が高く設定されているため、前記推力ｅ，ｆを効果的に船体Ｓ側に伝達することができる。尚、アッパーマウントラバー７４，７４の剛性が最大になる直線Ｌ2 ，Ｌ2 の方向は推力ｅ，ｆの方向に対して角度α，αだけずれているが、角度α，αは比較的に小さいために実質的な影響はない。このような意味から、前記角度α，αは小さいことが望ましく、最大値でも４５°以下に抑えることが望ましい。
【００４１】
以上のように、アッパーマウント６５，６５のアッパーマウントラバー７４，７４の剛性に異方性を持たせるだけの簡単な構造で、重量やコストが嵩む特別のバランサー装置を設けることなく、プロペラ５２の推力ｅ，ｆを船体Ｓに効果的に伝達しながら、エンジンＥの振動が船体Ｓや操舵ハンドル６７に伝わり難くすることができる。
【００４２】
以上、本発明の実施例を説明したが、本発明はその要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更を行うことが可能である。
【００４３】
例えば、実施例では２気筒４サイクルエンジンを例示したが、本発明は単気筒２サイクルエンジン等の他種のエンジンに対しても適用することができる。
【００４４】
【発明の効果】
以上のように請求項１に記載された発明によれば、ピストンの往復慣性質量により発生する前後方向の慣性力がクランクシャフトの回転慣性質量により左右方向の慣性力に変換され、この左右方向の慣性力は、エンジンを搭載する船外機本体を振動の仮想中心点を中心として左右方向に振動させる。このとき、船体に船外機本体を弾性支持すべくエンジンの左右両側に配置された弾性体を有するマウント装置の剛性は、振動の仮想中心点を中心として弾性体を通る円弧の接線方向の剛性が、同円弧の半径方向の剛性よりも低く設定されるので、振動の仮想中心点を中心とする前記左右方向の振動はマウント装置の低い剛性によって効果的に低減され、船体の乗り心地性を良好にすることができる。またプロペラ軸と平行な前後方向に作用する推力はマウント装置を介して船体に伝達されるが、前記推力の方向に沿うマウント装置の剛性は高く設定されているので、そのマウント装置の高い剛性によって推力を船体に効果的に伝達することができる。しかも振動の仮想中心点を中心として弾性体を通る円弧上にスイベル軸が配置されているので、マウント装置を通過してマウントアームに伝達された振動で該マウントアームがスイベル軸まわりに揺動するのを防止することができ、これによりマウントアームに接続された操舵ハンドルへの振動伝達を最小限に抑えることができる。
【００４５】
また請求項２に記載された発明によれば、振動の仮想中心点から前方に延びる直線と、該仮想中心点から弾性体に向けて延びる直線との成す角度が４５°未満であるので、推力の方向（振動の仮想中心点から前方に延びる直線の方向）とマウント装置の剛性が最も高い方向（仮想中心点から弾性体に向けて延びる直線の方向）とのずれを小さくし、推力を一層効果的に船体に伝達することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】  船外機の全体側面図
【図２】  図１の要部拡大断面図
【図３】  図２の３−３線断面図
【図４】  図１の要部拡大図
【図５】  図４の５−５線断面図
【図６】  図２の６−６線断面図
【図７】  図６の要部拡大断面図
【図８】  図７の８−８線断面図
【図９】  図７の９−９線断面図
【図１０】  アッパーマウントラバーの斜視図
【図１１】  図１の要部拡大断面図
【図１２】  図１１の１２方向矢視図
【図１３】  図１１の１３−１３線断面図
【図１４】  振動低減作用の説明図
【符号の説明】
１２        シリンダヘッド
１４        ピストン
１５        クランクシャフト
４１        エンジン支持ブロック（船外機本体）
５３        プロペラ軸
６２        スイベル軸
６３        マウントアーム
６５        アッパーマウント（マウント装置）
６７        操舵ハンドル
７４        アッパーマウントラバー（弾性体）
Ｃ          振動の仮想中心点
Ｅ          エンジン
Ｌ1         振動の仮想中心点から前方に延びる直線
Ｌ2         振動の仮想中心点から弾性体に向けて延びる直線
Ｌ3         振動の仮想中心点を中心として弾性体を通る円弧
Ｓ          船体
α          角度
【図１】
0004093520.tif 000002
【図２】
0004093520.tif 000003
【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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