JP2018203145A - Reduction reverse gear - Google Patents

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七洋 小和田
Nanahiro Kowada
七洋 小和田
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Kanzaki Kokyukoki Manufacturing Co Ltd
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Abstract

To provide a reduction reverse gear that enables slow-speed navigation to be performed without slip-engaging a clutch.SOLUTION: A reduction reverse gear 8 is provided with an output shaft 13 through which power of a main engine 7 mounted on a hull 2 is transmitted to a propeller 5. The gear is further provided with a hydraulic variable transmission 90 of a hydraulic pump 91-hydraulic motor 92 type, and a planetary gear mechanism 80 for combining the rotational power of the main engine 7 and a shift output of the hydraulic variable transmission 90. The combined output of the planetary gear mechanism 80 is transmitted to the output shaft 13.SELECTED DRAWING: Figure 2

Description

本願発明は、船体に搭載した主機関の回転動力をクラッチ機構経由でプロペラに伝達する減速逆転機に関するものである。   The present invention relates to a speed reduction reverser that transmits the rotational power of a main engine mounted on a hull to a propeller via a clutch mechanism.

漁船等の船舶においては、エンジンと出力軸との間に設けた油圧クラッチをスリップ係合（半クラッチ係合）させることによって、エンジンを定回転に保持しながらプロペラを低回転させて、トローリング等の微速航行を実行する技術がよく知られている（例えば特許文献１及び２等参照）。   In ships such as fishing boats, the hydraulic clutch provided between the engine and the output shaft is slip-engaged (half-clutch engagement), so that the propeller is rotated at a low speed while maintaining the engine at a constant rotation, and trolling, etc. A technique for executing the slow speed navigation is well known (see, for example, Patent Documents 1 and 2).

実開平６−７８６３７号公報Japanese Utility Model Publication No. 6-78637 特開平６−３４０４４号公報JP-A-6-34044

しかし、トローリング運転を長時間に亘って継続すると油圧クラッチのクラッチ板同士の摺動に伴う発熱が大きくなり、クラッチ板の摩耗が促進されて油圧クラッチの長寿命化を図ることができないという課題があった。   However, if the trolling operation is continued for a long time, the heat generated by the sliding of the clutch plates of the hydraulic clutch increases, and the wear of the clutch plate is promoted, so that the life of the hydraulic clutch cannot be extended. there were.

また、従来の船舶に搭載した減速逆転機において、中立時に出力軸を制動させる油圧式の中立ブレーキを設けることによって、中立時における出力軸及びプロペラの連れ回りを防止する技術もよく知られている（例えば特許文献２等参照）。中立ブレーキのブレーキ容量は一般に、油圧クラッチを潤滑する作動油に起因したプロペラの連れ回りを抑制する程度のトルクに対応して設定される。   In addition, in a conventional speed reducer mounted on a ship, a technique for preventing the output shaft and propeller from rotating around in the neutral state by providing a hydraulic neutral brake that brakes the output shaft in the neutral state is also well known. (See, for example, Patent Document 2). The brake capacity of the neutral brake is generally set corresponding to a torque that suppresses the rotation of the propeller caused by the hydraulic oil that lubricates the hydraulic clutch.

しかし、船舶での惰行航行時や曳航時に、周囲の水流によってプロペラひいては出力軸が回転（遊転）すると、中立ブレーキが制動状態であっても、プロペラひいては出力軸の遊転力を中立ブレーキが抑制し切れないことがある。そうすると、中立ブレーキに過剰な負荷がかかって損傷や焼き付きを生ずるという問題もあった。   However, during coasting or towing on a ship, if the propeller and thus the output shaft rotate (spin) due to the surrounding water flow, even if the neutral brake is in a braking state, the propeller and thus the rotating force of the output shaft is neutralized by the neutral brake. It may not be able to be suppressed. If it did so, there also existed a problem that an excessive load was applied to the neutral brake and damage and burn-in occurred.

本願発明は、上記のような現状を検討して改善を施した減速逆転機を提供することを技術的課題としている。   This invention makes it a technical subject to provide the speed reduction reverser which improved by examining the above present conditions.

本願発明は、船体に搭載した主機関の動力をプロペラに伝達する出力軸を備える減速逆転機において、油圧ポンプ油圧モータ式の油圧無段変速機と、前記主機関の回転動力と前記油圧無段変速機の変速出力とを合成する遊星ギヤ機構とを備え、前記遊星ギヤ機構の合成出力を前記出力軸に伝達するように構成しているというものである。   The present invention relates to a reduction-reverse gear having an output shaft for transmitting power of a main engine mounted on a hull to a propeller, a hydraulic continuously variable transmission of a hydraulic pump hydraulic motor type, rotational power of the main engine, and the hydraulic continuously variable A planetary gear mechanism for combining the transmission output of the transmission, and the combined output of the planetary gear mechanism is transmitted to the output shaft.

本願発明の減速逆転機においては、前記油圧無段変速機の変速出力が最高のときに前記出力軸が最低回転状態になり、前記油圧無段変速機の変速出力が最低のときに前記出力軸が最高回転状態になるように、前記遊星ギヤ機構を構成してもよい。   In the speed reduction reverser of the present invention, the output shaft is in the lowest rotation state when the shift output of the hydraulic continuously variable transmission is the highest, and the output shaft when the shift output of the hydraulic continuously variable transmission is the lowest. The planetary gear mechanism may be configured so that is in the maximum rotation state.

本願発明の減速逆転機においては、前記遊星ギヤ機構よりも動力伝達上流側に減速出力大ギヤを配置し、前記減速出力大ギヤよりも動力伝達上流側に、前記主機関の回転動力を前進、中立又は後進の出力に切り換えるクラッチ機構を配置するようにしてもよい。   In the reduction reversing machine of the present invention, a reduction output large gear is disposed upstream of the planetary gear mechanism on the power transmission upstream side, and the rotational power of the main engine is advanced forward on the power transmission upstream side of the deceleration output large gear. A clutch mechanism for switching to neutral or reverse output may be provided.

本願発明の減速逆転機において、前記油圧無段変速機の前記油圧ポンプは、前記減速出力大ギヤの回転によって駆動するように構成してもよい。   In the reduction reverse gear of the present invention, the hydraulic pump of the hydraulic continuously variable transmission may be configured to be driven by rotation of the reduction output large gear.

本願発明によると、船体に搭載した主機関の動力をプロペラに伝達する出力軸を備える減速逆転機において、油圧ポンプ油圧モータ式の油圧無段変速機と、前記主機関の動力と前記油圧無段変速機の変速出力とを合成する遊星ギヤ機構とを備え、前記遊星ギヤ機構の合成出力を前記出力軸に伝達するように構成しているから、前記クラッチ機構のスリップ係合をしなくても、前記油圧無段変速機及び前記遊星ギヤ機構を利用して微速航行が可能であり、各航行状態に応じた最適な動力伝達を実現できる。例えばプロペラ回転数が３０ｍｉｎ−１以下のような微速であっても、安定的な速度維持ができる。また、中立ブレーキ関連の部品をなくせる。 According to the invention of the present application, in a reduction / reverse gear including an output shaft that transmits power of a main engine mounted on a hull to a propeller, a hydraulic continuously variable transmission of a hydraulic pump hydraulic motor type, power of the main engine, and the hydraulic continuously variable A planetary gear mechanism for combining the transmission output of the transmission and configured to transmit the combined output of the planetary gear mechanism to the output shaft, so that the clutch mechanism does not have to be slip-engaged. Further, it is possible to travel at a low speed using the hydraulic continuously variable transmission and the planetary gear mechanism, and it is possible to realize optimum power transmission according to each navigation state. For example, a stable speed can be maintained even if the speed of the propeller is as low as 30 min −1 or less. Also, neutral brake related parts can be eliminated.

減速逆転機を備えた漁船の概略側面図である。It is a schematic side view of the fishing boat provided with the deceleration reverse rotation machine. 減速逆転機の動力伝達系統を模式的に示すスケルトン図である。It is a skeleton figure which shows typically the power transmission system of a deceleration reverse rotation machine. 減速逆転機の油圧回路図である。It is a hydraulic circuit diagram of a reduction reverse rotation machine. クラッチ機構中立時及び接続時における各部の作動状態を説明する作動表である。It is an operation | movement table explaining the operation state of each part at the time of a clutch mechanism neutral, and a connection.

以下に、本願発明を具体化した実施形態を図面（図１〜図４）に基づいて説明する。図１に示すように、船舶である漁船１は、船体２と、船体２の上面中央側に配置したキャビン３と、船体２の船底後尾側に設けた舵４と、船体２の船底後尾側のうち舵４の前方に配置したプロペラ５とを備えている。キャビン３内は操縦部になっている。操縦部であるキャビン３内には、船体２の進行方向を左右に変更させる操舵ハンドル（図示省略）、船体２の進行方向を前進と後進とに切換操作する前後進レバー２６（図３参照）、トローリング航行の入り切りを設定するトローリングスイッチ６１（図３参照）、及びトローリング速度を設定するトローリングダイヤル６２（図３参照）等を設けている。   DESCRIPTION OF EMBODIMENTS Hereinafter, embodiments embodying the present invention will be described with reference to the drawings (FIGS. 1 to 4). As shown in FIG. 1, a fishing boat 1, which is a ship, includes a hull 2, a cabin 3 disposed on the center of the upper surface of the hull 2, a rudder 4 provided on the bottom tail side of the hull 2, and a bottom tail side of the hull 2. And a propeller 5 disposed in front of the rudder 4. The cabin 3 is a control section. A steering handle (not shown) that changes the traveling direction of the hull 2 to the left and right, and a forward / reverse lever 26 that switches the traveling direction of the hull 2 between forward and reverse are provided in the cabin 3 that is the control unit (see FIG. 3). A trolling switch 61 (see FIG. 3) for setting on / off of trolling navigation, a trolling dial 62 (see FIG. 3) for setting a trolling speed, and the like are provided.

船体２の船底後尾側には、プロペラ５を回転させる推進軸６を軸支している。推進軸６の突出端側にプロペラ５を取り付けている。船体２内には、プロペラ５の駆動源である主機関としてのエンジン７と、エンジン７の回転動力を推進軸６経由でプロペラ５に伝達する減速逆転機８とを設けている。エンジン７から減速逆転機８を介して推進軸６に伝わった回転動力によってプロペラ５が回転する。   A propulsion shaft 6 for rotating the propeller 5 is pivotally supported on the rear bottom side of the hull 2. A propeller 5 is attached to the protruding end side of the propulsion shaft 6. In the hull 2, an engine 7 as a main engine that is a drive source of the propeller 5, and a speed reduction reverser 8 that transmits the rotational power of the engine 7 to the propeller 5 via the propulsion shaft 6 are provided. The propeller 5 is rotated by the rotational power transmitted from the engine 7 to the propulsion shaft 6 via the speed reduction reverser 8.

図２に示すように、減速逆転機８の外筐体であるハウジング９には、エンジン７のフライホイル１８にダンパー継手１０を介して連結される入力軸１１と、カップリング１２を介して推進軸６に連結した出力軸１３とを設けている。入力軸１１はハウジング９の上部に回転可能に軸支し、出力軸１３はハウジング９の下部に回転可能に軸支している。出力軸１３はハウジング９の背面下部から後ろ向きに突き出ている。入力軸１１と出力軸１３とはハウジング９内で平行状に延びている。減速逆転機８のハウジング９内には、入力軸１１から出力軸１３への正転（前進）方向の動力伝達を継断する前進クラッチ１４と、入力軸１１から出力軸１３への逆転（後進）方向の動力伝達を継断する後進クラッチ１６とを収容している。前進クラッチ１４と後進クラッチ１６とは、エンジン７の回転動力を前進、中立又は後進の出力に切り換えるクラッチ機構１７を構成している。   As shown in FIG. 2, a housing 9, which is an outer casing of the reduction / reverse gear 8, is propelled via a coupling 12 and an input shaft 11 connected to a flywheel 18 of the engine 7 via a damper joint 10. An output shaft 13 connected to the shaft 6 is provided. The input shaft 11 is rotatably supported on the upper portion of the housing 9, and the output shaft 13 is rotatably supported on the lower portion of the housing 9. The output shaft 13 protrudes rearward from the lower back of the housing 9. The input shaft 11 and the output shaft 13 extend in parallel in the housing 9. In the housing 9 of the reduction / reverse gear 8, the forward clutch 14 that interrupts power transmission in the forward (forward) direction from the input shaft 11 to the output shaft 13, and the reverse (reverse) from the input shaft 11 to the output shaft 13. ) And a reverse clutch 16 for interrupting power transmission in the direction. The forward clutch 14 and the reverse clutch 16 constitute a clutch mechanism 17 that switches the rotational power of the engine 7 to forward, neutral, or reverse output.

減速逆転機８は、標準速度の前進速及び後進速を有していて、その動力伝達を司る前進クラッチ１４並びに後進クラッチ１６は湿式多板型の油圧摩擦クラッチになっている。前進クラッチ１４は、入力軸１１と平行状に延びる前進クラッチ軸７１上にあり且つ相手板と摩擦板とを交互に配置した構造になっている。前進クラッチ１４は、相手板付きの前進クラッチハウジング１４ａと、相手板に圧接可能な摩擦板付きの前進内ハブ１４ｂと、作動油圧で圧接力を発生させる前進クラッチシリンダ１４ｃとを備えている。前進クラッチハウジング１４ａは前進クラッチ軸７１に固着している。前進内ハブ１４ｂは前進クラッチ軸７１に回転可能に被嵌している。前進内ハブ１４ｂの一端側を前進クラッチハウジング１４ａの内周側に差し入れている。前進クラッチハウジング１４ａの外周側に前進ギヤ７２を一体形成している。前進内ハブ１４ｂの他端側に前進減速小ギヤ７３を一体形成している。   The speed reduction reverser 8 has a forward speed and a reverse speed of standard speeds, and the forward clutch 14 and the reverse clutch 16 that control power transmission are wet multi-plate hydraulic friction clutches. The forward clutch 14 is on the forward clutch shaft 71 extending in parallel with the input shaft 11 and has a structure in which mating plates and friction plates are alternately arranged. The forward clutch 14 includes a forward clutch housing 14a with a mating plate, an advancing inner hub 14b with a friction plate that can be pressed against the mating plate, and a forward clutch cylinder 14c that generates a press-contacting force by operating hydraulic pressure. The forward clutch housing 14 a is fixed to the forward clutch shaft 71. The forward inner hub 14 b is rotatably fitted to the forward clutch shaft 71. One end of the forward inner hub 14b is inserted into the inner peripheral side of the forward clutch housing 14a. A forward gear 72 is integrally formed on the outer peripheral side of the forward clutch housing 14a. A forward reduction small gear 73 is integrally formed on the other end side of the forward inner hub 14b.

後進クラッチ１６は、入力軸１１上にあり且つ前進クラッチ１４と同様に相手板と摩擦板とを交互に配置した構造になっている。後進クラッチ１６は、相手板付きの後進クラッチハウジング１６ａと、相手板に圧接可能な摩擦板付きの後進内ハブ１６ｂと、作動油圧で圧接力（クラッチ圧）を発生させる後進クラッチシリンダ１６ｃとを備えている。後進クラッチハウジング１６ａは入力軸１１に固着している。後進内ハブ１６ｂは入力軸１１に回転可能に被嵌している。後進内ハブ１６ｂの一端側を後進クラッチハウジング１６ａの内周側に差し入れている。後進クラッチハウジング１６ａの外周側に中継ギヤ７４を一体形成している。後進内ハブ１６ｂの他端側に後進減速小ギヤ７５を一体形成している。   The reverse clutch 16 is on the input shaft 11 and has a structure in which mating plates and friction plates are alternately arranged in the same manner as the forward clutch 14. The reverse clutch 16 includes a reverse clutch housing 16a with a counter plate, a reverse inner hub 16b with a friction plate that can be pressed against the counter plate, and a reverse clutch cylinder 16c that generates a pressure contact force (clutch pressure) by operating hydraulic pressure. ing. The reverse clutch housing 16 a is fixed to the input shaft 11. The reverse inner hub 16b is rotatably fitted to the input shaft 11. One end of the reverse inner hub 16b is inserted into the inner peripheral side of the reverse clutch housing 16a. A relay gear 74 is integrally formed on the outer peripheral side of the reverse clutch housing 16a. A reverse reduction small gear 75 is integrally formed on the other end side of the reverse drive inner hub 16b.

中継ギヤ７４は、前進クラッチ１４の前進ギヤ７２と常時噛み合っている。前進減速小ギヤ７３及び後進減速小ギヤ７５は、出力軸１３に回転可能に被嵌した減速出力大ギヤ７６に常時噛み合っている。前進減速小ギヤ７３、後進減速小ギヤ７５及び減速出力大ギヤ７６は、固定減速比の減速ギヤ機構を構成している。出力軸１３の回転動力は、前進減速小ギヤ７３又は後進減速小ギヤ７５と減速出力大ギヤ７６との間で固定減速比に減速される。上記の説明から明らかなように、クラッチ機構１７は減速出力大ギヤ７６よりも動力伝達上流側に位置している。なお、出力軸１３において後進クラッチ１６を挟んでフライホイル１８と反対側の端部には、作動油ポンプ２１を設けている。従って、エンジン７の駆動中は常時、作動油ポンプ２１も駆動する。   The relay gear 74 is always meshed with the forward gear 72 of the forward clutch 14. The forward reduction small gear 73 and the reverse reduction small gear 75 are always meshed with a reduction output large gear 76 that is rotatably fitted to the output shaft 13. The forward reduction small gear 73, the reverse reduction small gear 75, and the reduction output large gear 76 constitute a reduction gear mechanism having a fixed reduction ratio. The rotational power of the output shaft 13 is reduced to a fixed reduction ratio between the forward reduction small gear 73 or the reverse reduction small gear 75 and the reduction output large gear 76. As is clear from the above description, the clutch mechanism 17 is located on the upstream side of power transmission with respect to the reduction output large gear 76. A hydraulic oil pump 21 is provided at the end of the output shaft 13 opposite to the flywheel 18 across the reverse clutch 16. Accordingly, the hydraulic oil pump 21 is always driven while the engine 7 is being driven.

キャビン３内にある前後進レバー２６を前後進又は中立操作すると、作動油の供給先が前進クラッチ１４（前進クラッチシリンダ１４ｃ）、後進クラッチ１６（後進クラッチシリンダ１６ｃ）又は中立のいずれかに切り換えられる。   When the forward / reverse lever 26 in the cabin 3 is moved forward / backward or neutrally, the hydraulic oil supply destination is switched to the forward clutch 14 (forward clutch cylinder 14c), the reverse clutch 16 (reverse clutch cylinder 16c), or neutral. .

すなわち、作動油圧で各クラッチ１４，１６の摩擦板を圧接させることによって、入力軸１１と出力軸１３とが動力伝達可能に連結される。すなわち、前進クラッチ１４を接続し後進クラッチ１６を遮断すると、エンジン７の回転動力を正転（前進）方向の出力として出力軸１３に伝達する前進状態になる。前進クラッチ１４を遮断し後進クラッチ１６を接続すると、エンジン７の回転動力を逆転（後進）方向の出力として出力軸１３に伝達する後進状態になる。そして、前進クラッチ１４及び後進クラッチ１６の全てを遮断すると、出力軸１３に動力伝達しない中立状態になる。   That is, the input shaft 11 and the output shaft 13 are connected so as to be able to transmit power by bringing the friction plates of the clutches 14 and 16 into pressure contact with each other with the operating hydraulic pressure. That is, when the forward clutch 14 is connected and the reverse clutch 16 is disconnected, a forward state is established in which the rotational power of the engine 7 is transmitted to the output shaft 13 as an output in the forward (forward) direction. When the forward clutch 14 is disengaged and the reverse clutch 16 is connected, the engine 7 enters a reverse state in which the rotational power of the engine 7 is transmitted to the output shaft 13 as an output in the reverse (reverse) direction. When all of the forward clutch 14 and the reverse clutch 16 are disconnected, a neutral state in which power is not transmitted to the output shaft 13 is established.

前後進レバー２６を前進操作して前進クラッチ１４を接続した場合（作動油圧で相手板と摩擦板とを互いに圧接させた場合）、後進クラッチ１６は遮断状態であるから、エンジン７の回転動力が入力軸１１の中継ギヤ７４から前進ギヤ７２、前進クラッチ１４及び前進減速小ギヤ７３を介して減速出力大ギヤ７６に伝達される。その結果、漁船１は前進状態になる。通常航行時における漁船１の前進航行速度の調節は、キャビン３内のスロットルレバー（図示省略）によって行われる。   When the forward / reverse lever 26 is operated forward and the forward clutch 14 is connected (when the counter plate and the friction plate are pressed against each other by the hydraulic pressure), the reverse clutch 16 is in the disconnected state, so that the rotational power of the engine 7 is reduced. It is transmitted from the relay gear 74 of the input shaft 11 to the reduction output large gear 76 via the forward gear 72, the forward clutch 14 and the forward reduction small gear 73. As a result, the fishing boat 1 enters a forward state. Adjustment of the forward navigation speed of the fishing boat 1 during normal navigation is performed by a throttle lever (not shown) in the cabin 3.

前後進レバー２６を後進操作して後進クラッチ１６を接続にした場合、前進クラッチ１４は遮断状態であるから、エンジン７の回転動力が、入力軸１１から後進クラッチ１６及び後進減速小ギヤ７５を介して減速出力大ギヤ７６に伝達される。その結果、漁船１は後進状態になる。通常航行時における漁船１の後進航行速度の調節も、スロットルレバーによって行われる。前後進レバー２６を中立操作して前進クラッチ１４と後進クラッチ１６との両方を遮断状態にした場合、漁船１は中立状態（停止状態）になる。   When the reverse clutch 16 is connected by operating the forward / reverse lever 26 backward, the forward clutch 14 is in the disconnected state, so that the rotational power of the engine 7 is transmitted from the input shaft 11 via the reverse clutch 16 and the reverse reduction small gear 75. Is transmitted to the large deceleration output gear 76. As a result, the fishing boat 1 enters a reverse state. Adjustment of the backward navigation speed of the fishing boat 1 during normal navigation is also performed by the throttle lever. When the forward / reverse lever 26 is neutrally operated and both the forward clutch 14 and the reverse clutch 16 are disconnected, the fishing boat 1 enters a neutral state (stopped state).

図２及び図３に示すように、減速逆転機８は、遊星ギヤ機構８０と、油圧ポンプ９１及び油圧モータ９２式の油圧無段変速機９０とを備えている。エンジン７の回転動力と油圧無段変速機９０の変速出力とが遊星ギヤ機構８０によって合成され、遊星ギヤ機構８０の合成出力が出力軸１３ひいてはプロペラ５に伝達されるように構成している。   As shown in FIGS. 2 and 3, the speed reduction reverser 8 includes a planetary gear mechanism 80, a hydraulic pump 91 and a hydraulic continuously variable transmission 90 of a hydraulic motor 92 type. The rotational power of the engine 7 and the shift output of the hydraulic continuously variable transmission 90 are combined by the planetary gear mechanism 80, and the combined output of the planetary gear mechanism 80 is transmitted to the output shaft 13 and thus the propeller 5.

遊星ギヤ機構８０は、出力軸１３の長手中途部に回転可能に被嵌したサンギヤ８１と、サンギヤ８１に噛み合う複数の遊星ギヤ８２と、遊星ギヤ８２群に噛み合うリングギヤ８３（内歯車）と、遊星ギヤ８２群を同一円周上に回転可能に配置するキャリヤ８４とを備えている。リングギヤ８３は、内周側の内歯を各遊星ギヤ８２に噛み合わせた状態で、出力軸１３の長手中途部に回転可能に被嵌している。   The planetary gear mechanism 80 includes a sun gear 81 that is rotatably fitted in the middle part of the output shaft 13, a plurality of planetary gears 82 that mesh with the sun gear 81, a ring gear 83 (internal gear) that meshes with the planetary gear 82 group, and a planetary gear. And a carrier 84 that rotatably arranges a group of gears 82 on the same circumference. The ring gear 83 is rotatably fitted to the longitudinal middle portion of the output shaft 13 in a state where the inner peripheral inner teeth mesh with the planetary gears 82.

この場合、減速出力大ギヤ７６の回転中心部に、出力軸１３に回転可能に被嵌した伝動筒軸８５の一端側を固定している。そして、伝動筒軸８５の他端側にリングギヤ８３の回転中心部を固定している。従って、減速出力大ギヤ７６とリングギヤ８３とは、一体的に回転し且つ出力軸１３に対して相対回転可能になっている。出力軸１３はキャリヤ８４の回転中心部を貫通している。キャリヤ８４の回転中心部を出力軸１３に固定している。従って、キャリヤ８４は出力軸１３と一体的に回転する。サンギヤ８１の回転中心部には、出力軸１３に回転可能に被嵌した太陽筒軸８６の一端側を固定している。太陽筒軸８６の他端側には変速入力ギヤ８７を固定している。従って、サンギヤ８１と変速入力ギヤ８７とは、一体的に回転し且つ出力軸１３に対して相対回転可能になっている。遊星ギヤ機構８０は減速出力大ギヤ７６よりも動力伝達下流側に位置している。   In this case, one end side of the transmission cylinder shaft 85 that is rotatably fitted to the output shaft 13 is fixed to the rotation center portion of the deceleration output large gear 76. The rotation center portion of the ring gear 83 is fixed to the other end side of the transmission cylinder shaft 85. Therefore, the reduction output large gear 76 and the ring gear 83 rotate integrally and can rotate relative to the output shaft 13. The output shaft 13 passes through the center of rotation of the carrier 84. The center of rotation of the carrier 84 is fixed to the output shaft 13. Accordingly, the carrier 84 rotates integrally with the output shaft 13. At one end of the sun gear 81, one end of a solar cylinder shaft 86 that is rotatably fitted to the output shaft 13 is fixed. A transmission input gear 87 is fixed to the other end side of the solar cylinder shaft 86. Therefore, the sun gear 81 and the transmission input gear 87 rotate integrally and can rotate relative to the output shaft 13. The planetary gear mechanism 80 is located on the downstream side of power transmission from the reduction output large gear 76.

油圧無段変速機９０は、エンジン７の回転動力によって駆動する可変容量形の油圧ポンプ９１と、油圧ポンプ９１から吐出する高圧の作動油によって作動する定容量形の油圧モータ９２とを備えている。油圧ポンプ９１及び油圧モータ９２は、油圧閉回路９３を介して互いに直列に接続されている。油圧ポンプ９１は片側斜板タイプのものであり、油圧ポンプ９１の可動斜板９１ａは０（ゼロ、最低出力時）〜最大（最高出力時）まで斜板角（傾斜角度）を変更可能になっている。すなわち、油圧ポンプ９１及び油圧モータ９２によって生成される変速出力は一方向の回転出力のみである（逆転しない）。   The hydraulic continuously variable transmission 90 includes a variable displacement hydraulic pump 91 that is driven by the rotational power of the engine 7, and a constant displacement hydraulic motor 92 that is operated by high-pressure hydraulic oil discharged from the hydraulic pump 91. . The hydraulic pump 91 and the hydraulic motor 92 are connected to each other in series via a hydraulic closed circuit 93. The hydraulic pump 91 is of the one-side swash plate type, and the movable swash plate 91a of the hydraulic pump 91 can change the swash plate angle (tilt angle) from 0 (zero, at the lowest output) to the maximum (at the highest output). ing. That is, the speed change output generated by the hydraulic pump 91 and the hydraulic motor 92 is only a one-way rotation output (not reversed).

油圧ポンプ９１から突出したポンプ軸９５はハウジング９内に挿通している。ポンプ軸９５にはポンプギヤ９６を固定している。ポンプギヤ９６は減速出力大ギヤ７６と常時噛み合っている。エンジン７から入力軸１１を経て前進クラッチ１４又は後進クラッチ１６に伝わった回転動力は、減速出力大ギヤ７６からポンプギヤ９６経由でポンプ軸９５に伝達され、油圧ポンプ９１を駆動させる。すなわち、油圧無段変速機９０の油圧ポンプ９１は、減速出力大ギヤ７６の回転によって駆動するように構成している。   A pump shaft 95 protruding from the hydraulic pump 91 is inserted into the housing 9. A pump gear 96 is fixed to the pump shaft 95. The pump gear 96 is always meshed with the reduction output large gear 76. The rotational power transmitted from the engine 7 via the input shaft 11 to the forward clutch 14 or the reverse clutch 16 is transmitted from the reduction output large gear 76 to the pump shaft 95 via the pump gear 96 to drive the hydraulic pump 91. That is, the hydraulic pump 91 of the hydraulic continuously variable transmission 90 is configured to be driven by the rotation of the deceleration output large gear 76.

油圧モータ９２から突出したモータ軸９７はハウジング９内に挿通している。モータ軸９７にはモータギヤ９８を固定している。モータギヤ９８はサンギヤ８１と一体回転する変速入力ギヤ８７と常時噛み合っている。油圧モータ９２からの変速出力は、モータ軸９７上のモータギヤ９８及び変速入力ギヤ８７経由でサンギヤ８１に伝達される。   A motor shaft 97 protruding from the hydraulic motor 92 is inserted into the housing 9. A motor gear 98 is fixed to the motor shaft 97. The motor gear 98 is always meshed with a transmission input gear 87 that rotates integrally with the sun gear 81. The speed change output from the hydraulic motor 92 is transmitted to the sun gear 81 via the motor gear 98 and the speed change input gear 87 on the motor shaft 97.

トローリングダイヤル６２の操作で油圧ポンプ９１の調節ピストン９４を伸縮動させることによって、油圧ポンプ９１の可動斜板９１ａの斜板角が変更調節される。可動斜板９１ａの斜板角を変更調節する結果、油圧モータ９２への作動油の吐出量が変更され、油圧モータ９２のモータ軸９７回転速度が任意に調節される。つまり、油圧無段変速機９０の変速出力が変更される。なお、図２では省略しているが、出力軸１３には速度検出用パルサ６３を固定していて、速度検出用パルサ６３の外周側に回転速度検出センサ６４を近接配置している。速度検出用パルサ６３と回転速度検出センサ６４とによって、出力軸１３の回転速度が検出される。   By operating the trolling dial 62 to expand and contract the adjustment piston 94 of the hydraulic pump 91, the swash plate angle of the movable swash plate 91a of the hydraulic pump 91 is changed and adjusted. As a result of changing and adjusting the swash plate angle of the movable swash plate 91a, the amount of hydraulic oil discharged to the hydraulic motor 92 is changed, and the rotational speed of the motor shaft 97 of the hydraulic motor 92 is arbitrarily adjusted. That is, the shift output of the hydraulic continuously variable transmission 90 is changed. Although not shown in FIG. 2, a speed detection pulser 63 is fixed to the output shaft 13, and a rotation speed detection sensor 64 is disposed close to the outer peripheral side of the speed detection pulser 63. The rotation speed of the output shaft 13 is detected by the speed detection pulser 63 and the rotation speed detection sensor 64.

実施形態では、油圧無段変速機９０の変速出力が最高のときに出力軸１３が最低回転状態（０、ゼロ）になり、油圧無段変速機９０の変速出力が最低（０、ゼロ）のときに出力軸１３が最高回転状態になるように、遊星ギヤ機構８０を構成している。すなわち、実施形態の遊星ギヤ機構８０では、エンジン７の回転動力を打ち消す（減速させる）方向に油圧無段変速機９０の変速出力が合成される。   In the embodiment, when the shift output of the hydraulic continuously variable transmission 90 is the highest, the output shaft 13 is in the lowest rotation state (0, zero), and the shift output of the hydraulic continuously variable transmission 90 is the lowest (0, zero). The planetary gear mechanism 80 is configured so that the output shaft 13 is sometimes in the maximum rotation state. That is, in the planetary gear mechanism 80 of the embodiment, the shift output of the hydraulic continuously variable transmission 90 is synthesized in a direction in which the rotational power of the engine 7 is canceled (decelerated).

油圧ポンプ９１の可動斜板９１ａの斜板角が最大傾斜状態のとき、油圧無段変速機９０の変速出力が最高になる。遊星ギヤ機構８０において、油圧無段変速機９０の最高の変速出力がエンジン７の回転動力（減速出力大ギヤ７６に伝わった回転動力）と合成されて互いに打ち消し合う結果、出力軸１３が最低回転状態（０、ゼロ）になる。すなわち、プロペラ５の回転が略停止した状態になる。   When the swash plate angle of the movable swash plate 91a of the hydraulic pump 91 is in the maximum tilt state, the shift output of the hydraulic continuously variable transmission 90 is maximized. In the planetary gear mechanism 80, the maximum speed change output of the hydraulic continuously variable transmission 90 is combined with the rotational power of the engine 7 (rotational power transmitted to the reduction output large gear 76) and cancels each other. As a result, the output shaft 13 rotates at the minimum speed. State (0, zero). That is, the rotation of the propeller 5 is substantially stopped.

油圧ポンプ９１の可動斜板９１ａの斜板角が最小傾斜状態（０、ゼロ）のとき、油圧無段変速機９０の変速出力が最低（０、ゼロ）になる。この場合、油圧無段変速機９０側からの変速出力は最低（０、ゼロ）だから、エンジン７の回転動力（減速出力大ギヤ７６に伝わった回転動力）が遊星ギヤ機構８０経由でそのまま出力軸１３に伝達され、出力軸１３が最高回転状態になる。すなわち、プロペラ５がエンジン７の回転動力だけで回転する状態になる。   When the swash plate angle of the movable swash plate 91a of the hydraulic pump 91 is in the minimum inclination state (0, zero), the shift output of the hydraulic continuously variable transmission 90 is the lowest (0, zero). In this case, since the speed change output from the hydraulic continuously variable transmission 90 side is the lowest (0, zero), the rotational power of the engine 7 (rotational power transmitted to the reduction output large gear 76) is directly output to the output shaft via the planetary gear mechanism 80. 13 and the output shaft 13 reaches the maximum rotation state. That is, the propeller 5 is rotated only by the rotational power of the engine 7.

上記の説明から分かるように、通常航行時は、油圧ポンプ９１の可動斜板９１ａの斜板角を最小傾斜状態（０、ゼロ）にして油圧無段変速機９０の変速出力を発生させない。微速航行時は、油圧ポンプ９１の可動斜板９１ａの斜板角を変更調節して油圧無段変速機９０の変速出力を発生させるのである。   As can be seen from the above description, during normal navigation, the swash plate angle of the movable swash plate 91a of the hydraulic pump 91 is set to the minimum inclination state (0, zero), and the shift output of the hydraulic continuously variable transmission 90 is not generated. During slow speed navigation, the swash plate angle of the movable swash plate 91a of the hydraulic pump 91 is changed and adjusted to generate a shift output of the hydraulic continuously variable transmission 90.

次に、従前の図に加えて図３を参照しながら、減速逆転機８の油圧回路２０構造を説明する。減速逆転機８の油圧回路２０は、エンジン７の回転動力にて駆動する作動油ポンプ２１を備えている。作動油ポンプ２１は、前進クラッチ１４及び後進クラッチ１６等に作動油を供給するものである。作動油ポンプ２１の吸入側は、作動油こし器２３を介して作動油タンク２２に接続している。実施形態では、減速逆転機８のハウジング９内に作動油を貯留していて、ハウジング９が作動油タンク２２としても機能している。   Next, the structure of the hydraulic circuit 20 of the speed reduction reverser 8 will be described with reference to FIG. 3 in addition to the previous drawings. The hydraulic circuit 20 of the speed reduction reverser 8 includes a hydraulic oil pump 21 that is driven by the rotational power of the engine 7. The hydraulic oil pump 21 supplies hydraulic oil to the forward clutch 14 and the reverse clutch 16. The suction side of the hydraulic oil pump 21 is connected to the hydraulic oil tank 22 via the hydraulic oil strainer 23. In the embodiment, the hydraulic oil is stored in the housing 9 of the reduction reverse rotation machine 8, and the housing 9 also functions as the hydraulic oil tank 22.

作動油ポンプ２１の吐出側に接続した作動油路５１は、後述する斜板角調節装置５５を介して油圧ポンプ９１の調節ピストン９４に向かうパイロット油路５４と、前進位置Ｆ、中立位置Ｎ及び後進位置Ｒの３位置切換式に構成された前後進切換弁２５を介して、前進クラッチ１４に向かう前進油路５２と、後進クラッチ１６に向かう後進油路５３とに接続している。前後進切換弁２５は、クラッチ機構１７の切換作動を制御する。すなわち前後進切換弁２５は、前後進レバー２６の切換操作によって、前進クラッチ１４に作動油を供給する前進位置Ｆと、後進クラッチ１６に作動油を供給する後進位置Ｒと、クラッチ１４，１６双方への作動油の供給を停止する中立位置Ｎとの３位置に切換可能に構成している。   The hydraulic oil passage 51 connected to the discharge side of the hydraulic oil pump 21 includes a pilot oil passage 54 directed to the adjustment piston 94 of the hydraulic pump 91 via a swash plate angle adjusting device 55 described later, a forward position F, a neutral position N, and A forward oil passage 52 directed to the forward clutch 14 and a reverse oil passage 53 directed to the reverse clutch 16 are connected via a forward / reverse switching valve 25 configured in a three-position switching type of a reverse position R. The forward / reverse switching valve 25 controls the switching operation of the clutch mechanism 17. That is, the forward / reverse switching valve 25 includes both a forward position F for supplying hydraulic oil to the forward clutch 14, a reverse position R for supplying hydraulic oil to the reverse clutch 16, and the clutches 14, 16 by switching operation of the forward / reverse lever 26. It is possible to switch to three positions with a neutral position N at which the supply of hydraulic oil to is stopped.

作動油路５１のうち作動油ポンプ２１と前後進切換弁２５との間からは、各クラッチ１４，１６に潤滑油としての作動油を注油する潤滑油路３５を延出させている。潤滑油路３５には、上流側から順に、油圧保持用のリリーフ弁である作動油圧調整弁３６と、作動油（潤滑油）を冷却する潤滑油クーラー３７と、潤滑油圧調整弁３８と、潤滑油こし器３９とを設けている。作動油圧調整弁３６を通過した後の作動油は、潤滑油クーラー３７を通過して潤滑油圧調整弁３８で低圧にした状態で、潤滑油こし器３９を介して、前進クラッチ１４及び後進クラッチ１６に潤滑油として供給される。不要な作動油は潤滑油圧調整弁３８から作動油タンク２２に戻される。なお、作動油圧調整弁３６と並列して作動油路５１と潤滑油路３５とをつなぐ迂回油路４２には安全弁４３を設けている。   From the hydraulic oil passage 51 between the hydraulic oil pump 21 and the forward / reverse switching valve 25, a lubricating oil passage 35 for extending the hydraulic oil as the lubricating oil to the clutches 14 and 16 is extended. In the lubricating oil passage 35, in order from the upstream side, an operating hydraulic pressure adjustment valve 36 that is a relief valve for holding hydraulic pressure, a lubricating oil cooler 37 that cools the hydraulic oil (lubricating oil), a lubricating hydraulic pressure adjustment valve 38, and lubrication An oil strainer 39 is provided. The hydraulic oil that has passed through the hydraulic pressure adjusting valve 36 passes through the lubricating oil cooler 37 and is reduced to a low pressure by the lubricating hydraulic pressure adjusting valve 38, and then the forward clutch 14 and the reverse clutch 16 are passed through the lubricating oil strainer 39. Supplied as lubricating oil. Unnecessary hydraulic oil is returned to the hydraulic oil tank 22 from the lubricating hydraulic pressure adjustment valve 38. In addition, a safety valve 43 is provided in a bypass oil path 42 that connects the hydraulic oil path 51 and the lubricating oil path 35 in parallel with the hydraulic pressure adjustment valve 36.

作動油圧調整弁３６には、これを用いて前進切換時又は後進切換時のクラッチ接続によるショックを緩和させる緩嵌入弁４０を設けている。緩嵌入弁４０は、前後進切換弁２５から導入される背圧で前進クラッチ１４又は後進クラッチ１６への作動油圧を徐々に上昇させ、前進又は後進切換時のクラッチ接続によるショックを緩和させるものである。   The operating hydraulic pressure adjustment valve 36 is provided with a slow insertion valve 40 that uses this to relieve shock caused by clutch connection at the time of forward switching or reverse switching. The loose insertion valve 40 gradually increases the hydraulic pressure to the forward clutch 14 or the reverse clutch 16 by the back pressure introduced from the forward / reverse switching valve 25, and alleviates the shock caused by the clutch connection at the time of forward or reverse switching. is there.

緩嵌入弁４０の作用をおおまかに説明する。前後進切換弁２５が中立位置Ｎのとき、緩嵌入弁４０の背室はドレンされている。作動油圧調整弁３６はリリーフばね４１で圧縮されずに低圧力設定状態で開弁している。前後進切換弁２５を前進位置Ｆ又は後進位置Ｒに切換駆動させると、オリフィス及び前後進切換弁２５経由で作動油が緩嵌入弁４０に緩慢に流入し、緩嵌入弁４０が徐々にリリーフばね４１を圧縮することによって、作動油圧調整弁３６は漸増的に高圧力設定状態に移行する。このため、前進クラッチ１４又は後進クラッチ１６の作動油圧が徐々に増大し、前進クラッチ１４若しくは後進クラッチ１６を徐々に接続状態（係合状態）にする。その結果、各クラッチ１４〜１６接続時のショックが緩和されることになる。   The operation of the loose insertion valve 40 will be roughly described. When the forward / reverse switching valve 25 is in the neutral position N, the back chamber of the loose insertion valve 40 is drained. The hydraulic pressure adjusting valve 36 is not compressed by the relief spring 41 and is opened in a low pressure setting state. When the forward / reverse switching valve 25 is driven to be switched to the forward position F or the reverse position R, the working oil slowly flows into the slow insertion valve 40 via the orifice and the forward / backward switching valve 25, and the slow insertion valve 40 gradually becomes a relief spring. By compressing 41, the hydraulic pressure adjusting valve 36 gradually shifts to the high pressure setting state. For this reason, the hydraulic pressure of the forward clutch 14 or the reverse clutch 16 gradually increases, and the forward clutch 14 or the reverse clutch 16 is gradually brought into the connected state (engaged state). As a result, the shock when the clutches 14 to 16 are connected is alleviated.

作動油路５１のうち作動油ポンプ２１と前後進切換弁２５との間からは、潤滑油路３５以外に、パイロット油路５４を分岐させている。パイロット油路５４には、油圧ポンプ９１の調節ピストン９４に対する作動油圧を調節する斜板角調節装置５５を設けている。斜板角調節装置５５は、作動油圧を減圧して油圧ポンプ９１の調節ピストン９４に供給可能な減圧弁５６と、減圧弁５６へのパイロット圧供給の有無を選択する直結電磁弁５７と、トローリングダイヤル６２の操作量に応じて減圧弁５６の出力油圧を制御する比例電磁弁５８とを備えている。直結電磁弁５７は、トローリングスイッチ６１に電気的に接続し、比例電磁弁５８は、コントローラ６０に電気的に接続している。直結電磁弁５７は、トローリングスイッチ６１がオンのときに作動する。また、コントローラ６０は、トローリングダイヤル６２の操作量に応じて、比例電磁弁５８を制御する。   In addition to the lubricating oil path 35, the pilot oil path 54 is branched from the hydraulic oil path 51 between the hydraulic oil pump 21 and the forward / reverse switching valve 25. The pilot oil passage 54 is provided with a swash plate angle adjusting device 55 for adjusting the operating oil pressure with respect to the adjusting piston 94 of the hydraulic pump 91. The swash plate angle adjusting device 55 includes a pressure reducing valve 56 that can reduce the operating hydraulic pressure and supply it to the adjusting piston 94 of the hydraulic pump 91, a direct connection electromagnetic valve 57 that selects whether or not pilot pressure is supplied to the pressure reducing valve 56, and trolling. And a proportional solenoid valve 58 for controlling the output hydraulic pressure of the pressure reducing valve 56 in accordance with the operation amount of the dial 62. The direct connection solenoid valve 57 is electrically connected to the trolling switch 61, and the proportional solenoid valve 58 is electrically connected to the controller 60. Directly connected solenoid valve 57 operates when trolling switch 61 is on. Further, the controller 60 controls the proportional solenoid valve 58 according to the operation amount of the trolling dial 62.

直結電磁弁５７は、トローリングスイッチ６１の入り切り状態に応じた電磁ソレノイドの励磁及び消磁によって、減圧弁５６にパイロット圧を供給する減圧位置と、減圧弁５６にパイロット圧を供給しない直結位置との２位置に切換可能に構成している。比例電磁弁５８はトローリングダイヤル６２の操作量に応じてデューティ制御される。   The direct connection solenoid valve 57 is divided into two positions: a decompression position where pilot pressure is supplied to the pressure reducing valve 56 by excitation and demagnetization of the electromagnetic solenoid according to the on / off state of the trolling switch 61, and a direct connection position where pilot pressure is not supplied to the pressure reduction valve 56. The position can be switched. The proportional solenoid valve 58 is duty-controlled according to the operation amount of the trolling dial 62.

トローリングスイッチ６１の入り操作に応じた直結電磁弁５７の電磁ソレノイドの励磁によって直結電磁弁５７が減圧位置に切換作動すると、比例電磁弁５８がトローリングダイヤル６２の操作量に応じて開度調節され、減圧弁５６の内部スプールをスライド移動させる。減圧弁５６の内部スプールのスライド移動量に応じて、パイロット油路５４からの作動油圧が減圧されて油圧ポンプ９１の調節ピストン９４に供給される。減圧弁５６において作動油圧の減圧程度を調節することによって、油圧ポンプ９１の調節ピストン９４が伸縮動し、油圧ポンプ９１の可動斜板９１ａの斜板角が変更調節される。その結果、油圧モータ９２への作動油の吐出量が変更されて、油圧モータ９２のモータ軸９７回転速度が任意に調節され、油圧無段変速機９０の変速出力が変更される。従って、油圧無段変速機９０の変速出力量はトローリングダイヤル６２の操作量に応じて定まる。   When the direct connection solenoid valve 57 is switched to the decompression position by the excitation of the electromagnetic solenoid of the direct connection solenoid valve 57 according to the turning-on operation of the trolling switch 61, the opening of the proportional solenoid valve 58 is adjusted according to the operation amount of the trolling dial 62, The internal spool of the pressure reducing valve 56 is slid. In accordance with the amount of sliding movement of the internal spool of the pressure reducing valve 56, the hydraulic pressure from the pilot oil passage 54 is reduced and supplied to the adjustment piston 94 of the hydraulic pump 91. The adjustment piston 94 of the hydraulic pump 91 expands and contracts by adjusting the degree of pressure reduction of the hydraulic pressure in the pressure reducing valve 56, and the swash plate angle of the movable swash plate 91a of the hydraulic pump 91 is changed and adjusted. As a result, the amount of hydraulic oil discharged to the hydraulic motor 92 is changed, the rotational speed of the motor shaft 97 of the hydraulic motor 92 is arbitrarily adjusted, and the shift output of the hydraulic continuously variable transmission 90 is changed. Accordingly, the shift output amount of the hydraulic continuously variable transmission 90 is determined according to the operation amount of the trolling dial 62.

トローリングスイッチ６１の切り操作に応じた直結電磁弁５７の電磁ソレノイドの消磁によって直結電磁弁５７が直結位置に切換作動すると、パイロット油路５４からの作動油圧が減圧されることなく油圧ポンプ９１の調節ピストン９４に供給され、油圧ポンプ９１の可動斜板９１ａの斜板角が最小傾斜状態（０、ゼロ）になる。従って、エンジン７の回転動力（減速出力大ギヤ７６に伝わった回転動力）が遊星ギヤ機構８０経由でそのまま出力軸１３に伝達され、出力軸１３が最高回転状態（プロペラ５がエンジン７の回転動力だけで回転する状態）になる。   When the direct solenoid valve 57 is switched to the direct coupling position by demagnetization of the electromagnetic solenoid of the direct solenoid valve 57 according to the turning operation of the trolling switch 61, the hydraulic pump 91 is adjusted without reducing the hydraulic pressure from the pilot oil passage 54. Supplied to the piston 94, the swash plate angle of the movable swash plate 91a of the hydraulic pump 91 becomes the minimum inclined state (0, zero). Accordingly, the rotational power of the engine 7 (rotational power transmitted to the reduction output large gear 76) is directly transmitted to the output shaft 13 via the planetary gear mechanism 80, and the output shaft 13 is in the highest rotational state (the propeller 5 is the rotational power of the engine 7). Just rotating).

以上の構成において、キャビン３内の前後進レバー２６を中立操作した場合、クラッチ機構１７（前進クラッチ１４及び後進クラッチ１６）は遮断状態になる一方、油圧ポンプ９１の調節ピストン９４に作業油圧が作用せずに、油圧ポンプ９１の可動斜板９１ａの斜板角は最大傾斜状態になる。ただし、クラッチ機構１７が遮断状態であり、減速出力大ギヤ７６やポンプギヤ９６にエンジン７の回転動力が伝わらないので、油圧無段変速機９０の変速出力は発生しない。   In the above configuration, when the forward / reverse lever 26 in the cabin 3 is neutrally operated, the clutch mechanism 17 (the forward clutch 14 and the reverse clutch 16) is disconnected, while the working hydraulic pressure is applied to the adjustment piston 94 of the hydraulic pump 91. Without this, the swash plate angle of the movable swash plate 91a of the hydraulic pump 91 is in the maximum inclined state. However, since the clutch mechanism 17 is in the disconnected state and the rotational power of the engine 7 is not transmitted to the large deceleration output gear 76 and the pump gear 96, the shift output of the hydraulic continuously variable transmission 90 is not generated.

このような中立状態での惰行航行時や曳航時に、周囲の水流によってプロペラ５ひいては出力軸１３が回転（遊転）しようとしても、油圧無段変速機９０や遊星ギヤ機構８０の存在が負荷となるため、従来技術のような中立ブレーキがなくても、プロペラ５ひいては出力軸１３の遊転を抑制できる。また、クラッチ機構１７の箇所にある作動油によって出力軸１３ひいてはプロペラ５が連れ回りしようとしても、油圧無段変速機９０や遊星ギヤ機構８０の存在が負荷となるため、出力軸１３ひいてはプロペラ５の連れ回りを防止できる。従って、中立ブレーキ関連の部品をなくせる。   During coasting or towing in such a neutral state, the presence of the hydraulic continuously variable transmission 90 and the planetary gear mechanism 80 is a load even if the propeller 5 and thus the output shaft 13 are rotated (swing) by the surrounding water flow. Therefore, even if there is no neutral brake as in the prior art, the propeller 5 and thus the rotation of the output shaft 13 can be suppressed. Further, even if the output shaft 13 and thus the propeller 5 try to rotate with the hydraulic oil at the clutch mechanism 17, the presence of the hydraulic continuously variable transmission 90 and the planetary gear mechanism 80 becomes a load, so the output shaft 13 and thus the propeller 5. Can be prevented. Therefore, the parts related to the neutral brake can be eliminated.

前後進レバー２６を前後進操作した場合、前進クラッチ１４又は後進クラッチ１６は接続状態になる。その上でトローリングスイッチ６１を入り操作すれば、直結電磁弁５７の電磁ソレノイドの励磁によって直結電磁弁５７が減圧位置に切換作動する。そうすると、比例電磁弁５８がトローリングダイヤル６２の操作量に応じて開度調節され、減圧弁５６の内部スプールをスライド移動させ、当該スライド移動量に応じてパイロット油路５４からの作動油圧が減圧されて油圧ポンプ９１の調節ピストン９４に供給される。その結果、油圧ポンプ９１の可動斜板９１ａの斜板角が変更調節されて、油圧無段変速機９０の変速出力が変更される。そして、遊星ギヤ機構８０によって、エンジン７の回転動力を打ち消す（減速させる）方向に油圧無段変速機９０の変速出力が合成され、出力軸１３、推進軸６ひいてはプロペラ５が低回転になり、船舶１が微速航行する。   When the forward / reverse lever 26 is operated forward and backward, the forward clutch 14 or the reverse clutch 16 is in a connected state. Then, when the trolling switch 61 is turned on and operated, the direct connection solenoid valve 57 is switched to the decompression position by excitation of the electromagnetic solenoid of the direct connection solenoid valve 57. Then, the opening degree of the proportional solenoid valve 58 is adjusted according to the operation amount of the trolling dial 62, the internal spool of the pressure reducing valve 56 is slid, and the hydraulic pressure from the pilot oil passage 54 is reduced according to the amount of sliding movement. To the adjustment piston 94 of the hydraulic pump 91. As a result, the swash plate angle of the movable swash plate 91a of the hydraulic pump 91 is changed and adjusted, and the shift output of the hydraulic continuously variable transmission 90 is changed. Then, the planetary gear mechanism 80 synthesizes the shift output of the hydraulic continuously variable transmission 90 in the direction to cancel (decelerate) the rotational power of the engine 7, and the output shaft 13, the propulsion shaft 6 and thus the propeller 5 are rotated at a low speed. Ship 1 navigates at a slow speed.

また、トローリングスイッチ６１を切り操作すれば、直結電磁弁５７の電磁ソレノイドの消磁によって直結電磁弁５７が直結位置に切換作動する。そうすると、パイロット油路５４からの作動油圧が減圧されることなく油圧ポンプ９１の調節ピストン９４に供給され、油圧ポンプ９１の可動斜板９１ａの斜板角が最小傾斜状態（０、ゼロ）になる。従って、エンジン７の回転動力（減速出力大ギヤ７６に伝わった回転動力）が遊星ギヤ機構８０経由でそのまま出力軸１３に伝達され、エンジン７の回転に連動して出力軸１３、推進軸６ひいてはプロペラ５が高回転になり、船舶１が通常航行する。   If the trolling switch 61 is turned off, the direct connection solenoid valve 57 is switched to the direct connection position by demagnetization of the electromagnetic solenoid of the direct connection solenoid valve 57. Then, the operating oil pressure from the pilot oil passage 54 is supplied to the adjusting piston 94 of the hydraulic pump 91 without being reduced, and the swash plate angle of the movable swash plate 91a of the hydraulic pump 91 becomes the minimum inclined state (0, zero). . Accordingly, the rotational power of the engine 7 (rotational power transmitted to the deceleration output large gear 76) is directly transmitted to the output shaft 13 via the planetary gear mechanism 80, and in conjunction with the rotation of the engine 7, the output shaft 13 and the propulsion shaft 6 are extended. The propeller 5 is rotated at a high speed, and the ship 1 normally navigates.

従って、クラッチ機構１７のスリップ係合（油圧クラッチの半クラッチ係合）をしなくても、油圧無段変速機９０及び遊星ギヤ機構８０を利用して微速航行が可能であり、クラッチ機構１７の長寿命化を図ったりできる。油圧無段変速機９０及び遊星ギヤ機構８０によって確実にプロペラ５を低回転させて微速航行でき、操船性能も向上する。また、各航行状態に応じた最適な動力伝達を実現できる。例えばプロペラ回転数が３０ｍｉｎ−１以下のような微速であっても、安定的な速度維持ができる。 Therefore, even if the clutch mechanism 17 is not slip-engaged (half-clutch engagement of the hydraulic clutch), the hydraulic continuously variable transmission 90 and the planetary gear mechanism 80 can be used to travel at a low speed. Longer life can be achieved. By the hydraulic continuously variable transmission 90 and the planetary gear mechanism 80, the propeller 5 can be reliably rotated at a low speed, and the marine vessel maneuvering performance can be improved. Moreover, the optimal power transmission according to each navigation state is realizable. For example, a stable speed can be maintained even if the speed of the propeller is as low as 30 min −1 or less.

なお、本願発明における各部の構成は図示の実施形態に限定されるものではなく、本願発明の趣旨を逸脱しない範囲で種々変更が可能である。   In addition, the structure of each part in this invention is not limited to embodiment of illustration, A various change is possible in the range which does not deviate from the meaning of this invention.

１ 漁船（船舶）
２ 船体
７ エンジン（主機関）
８ 減速逆転機
１４ 前進クラッチ
１６ 後進クラッチ
１７ クラッチ機構
２０ 油圧回路
２１ 作動油ポンプ
２５ 前後進切換弁
５５ 斜板角調節装置
５６ 減圧弁
５７ 直結電磁弁
５８ 比例電磁弁
７６ 減速出力大ギヤ
８０ 遊星ギヤ機構
９０ 油圧無段変速機 1 Fishing boat (ship)
2 hull 7 engine (main engine)
8 Deceleration reverse gear 14 Forward clutch 16 Reverse clutch 17 Clutch mechanism 20 Hydraulic circuit 21 Hydraulic pump 25 Forward / reverse switching valve 55 Swash plate angle adjusting device 56 Pressure reducing valve 57 Directly connected solenoid valve 58 Proportional solenoid valve 76 Deceleration output large gear 80 Planetary gear Mechanism 90 Hydraulic continuously variable transmission

Claims (4)

船体に搭載した主機関の動力をプロペラに伝達する出力軸を備える減速逆転機において、
油圧ポンプ油圧モータ式の油圧無段変速機と、前記主機関の回転動力と前記油圧無段変速機の変速出力とを合成する遊星ギヤ機構とを備え、
前記遊星ギヤ機構の合成出力を前記出力軸に伝達するように構成している、
減速逆転機。 In a speed reducer with an output shaft that transmits the power of the main engine mounted on the hull to the propeller,
A hydraulic continuously variable transmission of a hydraulic pump hydraulic motor type, and a planetary gear mechanism that combines the rotational power of the main engine and the shift output of the hydraulic continuously variable transmission,
The combined output of the planetary gear mechanism is configured to be transmitted to the output shaft.
Reduction reverse rotation machine. 前記油圧無段変速機の変速出力が最高のときに前記出力軸が最低回転状態になり、前記油圧無段変速機の変速出力が最低のときに前記出力軸が最高回転状態になるように、前記遊星ギヤ機構を構成している、
請求項１に記載の減速逆転機。 When the shift output of the hydraulic continuously variable transmission is highest, the output shaft is in the lowest rotation state, and when the shift output of the hydraulic continuously variable transmission is lowest, the output shaft is in the highest rotation state. Constituting the planetary gear mechanism,
The reduction reverse rotation machine according to claim 1. 前記遊星ギヤ機構よりも動力伝達上流側に減速出力大ギヤを配置し、
前記減速出力大ギヤよりも動力伝達上流側に、前記主機関の回転動力を前進、中立又は後進の出力に切り換えるクラッチ機構を配置している、
請求項１に記載の減速逆転機。 A reduction output large gear is arranged on the upstream side of power transmission from the planetary gear mechanism,
A clutch mechanism for switching the rotational power of the main engine to forward, neutral, or reverse output is disposed on the upstream side of power transmission with respect to the large deceleration output gear.
The reduction reverse rotation machine according to claim 1. 前記油圧無段変速機の前記油圧ポンプは、前記減速出力大ギヤの回転によって駆動するように構成している、
請求項３に記載の減速逆転機。 The hydraulic pump of the hydraulic continuously variable transmission is configured to be driven by rotation of the deceleration output large gear.
The reduction reverse rotation machine according to claim 3.
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