JP4091734B2

JP4091734B2 - Power transmission device for rotating drum drive

Info

Publication number: JP4091734B2
Application number: JP2000266523A
Authority: JP
Inventors: 文雄阿部
Original assignee: Hitachi Nico Transmission Co Ltd
Current assignee: Hitachi Nico Transmission Co Ltd
Priority date: 2000-09-04
Filing date: 2000-09-04
Publication date: 2008-05-28
Anticipated expiration: 2020-09-04
Also published as: JP2002080190A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、グラブ浚渫船やクレーン等の回転ドラム駆動用の動力伝達装置に関するもので、回転ドラムの回転速度を制御するためのスリッピングクラッチ付きトルクコンバータと逆転歯車機構とを備えた動力伝達装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
一般的に、トルクコンバータの出力トルク特性は、インペラホイルの回転速度が一定でインペラホイルとタービンホイルの回転方向が同じ場合、タービンホイルの回転速度が速くなればタービントルクが小さくなり、タービンホイルの回転速度が遅くなればタービントルクが大きくなる。また、インペラホイルとタービンホイルの回転方向が逆の場合、タービンホイルの回転速度が速くなればタービントルクが大きくなり、タービンホイルの回転速度が遅くなればタービントルクが小さくなる特性を有する。さらに同一のタービンホイル回転速度においては、タービンホイルの回転方向にかかわらず、インペラホイルの回転速度が速くなればタービントルクが大きくなり、インペラホイルの回転速度が遅くなればタービントルクが小さくなる特性を有している。
【０００３】
従来のグラブ浚渫船やクレーン等の巻き上げ作業機械においては、ドラム駆動用の動力伝達装置に、上記のようなトルクコンバータの出力トルク特性を利用したスリッピングクラッチ付きトルクコンバータが使用されている。例えば、浚渫船のバケット昇降用として特開平１−８３７２８号公報に記載された装置がある。
この装置では、バケットの昇降は、スリッピングクラッチのクラッチ板を押圧するクラッチ作動油圧の調整により、クラッチの結合度合い（以下、「スリップ率」という。）を制御することによって行われる。すなわち、エンジンの回転速度を所定値にセットした状態において、クラッチ作動油圧を上昇させていくと、クラッチのスリップ率が減少してクラッチの出力回転速度、すなわち、インペラホイルの回転速度が大きくなることから、トルクコンバータのタービントルクが増加し、負荷トルクより大きくなった時点でトルクコンバータの入出力軸が同一方向に回転してバケットが上昇する。
【０００４】
逆にクラッチ作動油圧を低下させてスリップ率を増加し、クラッチの出力回転速度を減少させると、タービントルクが減少してバケット側から廻される負荷トルクより小さくなり、トルクコンバータ内でタービンホイルが逆転し始め、タービンホイルの回転速度に応じたブレーキトルク（タービンブレーキ）が作用した状態でバケットが下降するようになる。また、この上昇と下降が切り替わる中間の作動油圧にするとタービントルクと負荷トルクがバランスしてバケットを静止状態に保持することができる。
【０００５】
このように、スリッピングクラッチ付きトルクコンバータは、エンジンの回転速度を変化させなくても、クラッチ作動油圧の調整だけでインペラホイルの回転速度を変えることができ、容易に荷重の上昇速度及び下降速度が制御できると共に、下降時にはタービンブレーキが作用することから、浚渫船やクレーン等の巻き上げ作業機械に広く用いられている。
しかし、前記スリッピングクラッチ付きトルクコンバータでは、上記のように巻き下げ時には、吊り荷側から吊り荷の自重でタービンホイルを廻すことになるため、軽荷重の場合には吊り荷とトルクコンバータとの間に配置されたドラムや減速機歯車列の慣性の影響を強く受け、下降し始めるまでの応答性に難があった。
この欠点を改良したものとして、前記スリッピングクラッチ付きトルクコンバータの出力軸に逆転歯車機構を設けた動力伝達装置が提供されている。
【０００６】
図５は、逆転歯車機構を設けた従来の一般的な回転ドラム駆動用の動力伝達装置１００を示すもので、スリッピングクラッチ１０１付きトルクコンバータ１０２と、前記トルクコンバータ１０２の出力軸１０２Ｂに設けられる逆転歯車機構１０３とから主要部が構成される。エンジンの出力軸はスリッピングクラッチ１０１の入力軸１０１Ａに結合され、逆転歯車機構１０３の出力軸１０３Ｂには減速機を介して回転ドラムが連結され、さらに回転ドラムには、荷重を吊り上げ及び吊り下げるためのワイヤが巻き掛けられている。
逆転歯車機構１０３の駆動軸１０３ＤＡには逆転クラッチＲＣ、中間軸１０３ＭＡには正転クラッチＮＣが設けられており、駆動軸１０３ＤＡには、逆転クラッチＲＣの駆動側部材であるアウターリングと一体に形成された駆動歯車１０４が固定されていて、正転クラッチＮＣのアウターリングと一体に形成され、中間軸１０３ＭＡに固定された被動歯車１０５と噛み合っている。前記正転クラッチＮＣに対向する駆動軸１０３ＤＡの端部には、ケーシングに固定されたインナーリング１０９と被制動部材となる駆動歯車１０４と一体に形成されたアウターリングとを作動油圧によって結合して駆動軸１０３ＤＡに制動力を付与する油圧多板ブレーキＯＢが設けてある。
また、駆動軸１０３ＤＡ及び中間軸１０３ＭＡには、それぞれ軸受けを介して逆転ピニオン１０６と正転ピニオン１０７が回転自在に支持され、各ピニオンは出力軸１０３Ｂに固定された出力歯車１０８に噛み合っているので、逆転クラッチＲＣを結合することにより逆転ピニオン１０６と駆動歯車１０４が一体に回転し、正転クラッチＮＣを結合することにより正転ピニオン１０７と被動歯車１０５が一体に回転する。従って、これらのクラッチを切り換えることにより出力軸１０３Ｂの回転方向は反転する。
【０００７】
このように構成される従来の回転ドラム駆動用の動力伝達装置１００における荷重の巻き上げ速度及び巻き下げ速度は、以下のように制御されていた。
（１）荷重の巻き上げ速度の制御
吊り荷（荷重）の重量の大小に拘らず、正転クラッチＮＣを結合し、逆転クラッチＲＣを切り離した状態において、スリッピングクラッチ１０１の作動油圧（押圧力）を制御することによってスリッピングクラッチ１０１のスリップ率を制御し、スリッピングクラッチ１０１の出力側回転速度、すなわち、トルクコンバータ１０２の入力回転速度を制御することによってトルクコンバータ１０２のインペラホイルＩＷの回転速度を制御し、任意に巻き上げ速度をコントロールする。ここで、スリッピングクラッチ１０１の作動油圧を制御する方法は、比例電磁弁を用いて電気信号により制御する等の従来から使用されている公知の手段を用いる。
【０００８】
（２）荷重の巻き下げ速度の制御
吊り荷（荷重）の重量によって巻き下げ速度の制御を以下のように使い分けている。
▲１▼重荷重の場合は、巻き上げ時と同様に正転クラッチＮＣを結合し、逆転クラッチＲＣを切り離した状態において、スリッピングクラッチ１０１のスリップ率を制御することによりインペラホイルＩＷの回転速度を変えて、タービンホイルＴＷの逆転速度を調節することにより降下速度をコントロールする。また、インペラホイルＩＷの回転速度をある速度まで下げると、逆転しているタービンホイルＴＷのブレーキトルク（タービントルク）が一定となり、降下速度が一定になってしまうので、さらに吊り荷を急速降下させる場合にはトルクコンバータ１０２内の油を排出することにより行う。
▲２▼軽荷重の場合は、応答性を早くするため、インペラホイルＩＷとタービンホイルＴＷを同方向に回転させた状態で巻き下げを行う。すなわち、逆転クラッチＲＣを結合し、正転クラッチＮＣを切り離して、エンジンのトルクによってドラムを巻き上げ時と逆の方向に回転させてワイヤを強制的に繰り出し、吊り荷を降ろす。この時の降下速度の制御は、スリッピングクラッチ１０１のスリップ率を制御することにより行うが、スリッピングクラッチ１０１の入力側回転速度、すなわち、エンジンの回転速度は重荷重時の負荷トルクにも対応できるよう高い回転速度にセットしておく必要があるので、油圧多板ブレーキＯＢを作動させてトルクコンバータ１０２の出力側に補助的な負荷（ブレーキ負荷）を作用させ、降下速度が速くなり過ぎるのを防止している。
【０００９】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、従来の回転ドラム駆動用の動力伝達装置１００は以下のような問題があった。
（１）軽荷重時の巻き下げ応答性を良くするために独立した油圧多板ブレーキＯＢを設置している。このため逆転歯車機構１０３を設けたギアボックス１００Ｃの長手方向の寸法が大きくなり、重量も大きくなる欠点がある。
（２）また、トルクコンバータ１０２の入力軸１０２Ａに配置されたスリッピングクラッチ１０１のスリップ率の制御によりトルクコンバータ１０２のインペラホイルＩＷの回転速度が制御され、トルクコンバータ１０２内の油、すなわち、流体の運動エネルギを介して動力伝達装置１００の出力軸１０３Ｂの回転速度が制御されるので、インペラホイルＩＷの回転速度が変化してもタービンホイルＴＷの回転速度は瞬時には追従せず、微少量の巻き上げ、巻き下げ作業が困難である。
（３）さらに、吊り荷を急速降下させた場合は、トルクコンバータ１０２内の油が排出されるので、その後の巻上げ作業でトルクコンバータ１０２内に油を充満させる必要があり、その間巻上げが開始されず、応答性がよくない。
このように、従来の動力伝達装置１００では、特定の使用条件における巻き上げ、巻き下げの制御応答性に問題があり、動力伝達装置１００自体も大型になる欠点があった。
【００１０】
本発明は、前記課題を解決するためになされたものであって、逆転歯車機構を収納したギアボックスが小型、軽量であって、吊り荷の微小量巻き上げ、巻き下げができ、かつ、急速降下させた後の巻き上げ応答性が良くなる構造を有する回転ドラム駆動用の動力伝達装置を提供することを目的とする。
【００１１】
【課題を解決するための手段】
前記課題を解決するための請求項１に記載された発明は、トルクコンバータの入力軸には、クラッチ作動油圧の制御によりスリップ運転が可能な第１のスリッピングクラッチを備え、前記トルクコンバータの出力軸には、正転切り換え用クラッチと逆転切り換え用クラッチによりその出力軸に取り付けられる回転ドラムの回転方向を切り換える逆転歯車機構を備えた回転ドラム駆動用の動力伝達装置において、前記正転切り換え用クラッチをクラッチ作動油圧の制御によりスリップ運転が可能な第２のスリッピングクラッチで構成し、前記逆転切り換え用クラッチを湿式多板油圧クラッチにより構成して、前記第１のスリッピングクラッチと前記第２のスリッピングクラッチとの結合の組み合わせと、前記第１のスリッピングクラッチおよび前記第２のスリッピングクラッチに供給される作動油圧を負荷の大小に応じて制御すること、とにより前記逆転歯車機構の出力軸の回転速度が制御されるように構成したものである。
【００１２】
このように、前記逆転切り換え用クラッチを湿式多板油圧クラッチで構成し、前記正転切り換え用クラッチを第２のスリッピングクラッチにより構成して、前記第１のスリッピングクラッチと前記第２のスリッピングクラッチとを組み合わせて前記逆転歯車機構の出力軸の回転速度が任意に制御されるように構成したことにより以下の作用・効果が得られる。
（１）軽荷重巻き下げ用のブレーキ負荷の付与機構を別個に設置することなく応答性が改善され、逆転歯車機構の構成部品が減少して動力伝達装置全体が軽量・小型化される。
（２）吊り荷を急速降下させる際に、トルクコンバータ内の油を排出させる必要がないので、その後の巻き上げ応答時間が短縮される。
（３）トルクコンバータを介さず、トルクコンバータの出力側に配置された逆転歯車機構の正転切り換え用クラッチ（第２のスリッピングクラッチ）のスリップ率を調整することによりドラムの回転速度を直接制御できるので、従来は困難だった微小量の巻き上げ、巻き下げを瞬時に行うことができる。
【００１３】
【発明の実施の形態】
本発明に係る回転ドラム駆動用の動力伝達装置の実施の形態について図面を参照して説明する。図１は、本発明に係る回転ドラム駆動用の動力伝達装置の一実施の形態を示す縦断面図、図２は、本発明に係る逆転歯車機構の構造を説明するための解説図である。また、図３は、本発明に係る回転ドラム駆動用の動力伝達装置を操作する場合の制御概念説明図、図４は、本発明に係る回転ドラム駆動用の動力伝達装置の概略油圧系統図である。
【００１４】
最初に、本発明に係る回転ドラム駆動用の動力伝達装置の一実施の形態について図１及び図２を参照して説明する。
本発明に係る回転ドラム駆動用の動力伝達装置１は、図１に示すように、
入力軸３Ａに第１のスリッピングクラッチ２が接続されたトルクコンバータ３と、
前記トルクコンバータ３の出力軸３Ｂに接続され、出力軸ＯＳに減速機を介して連結される回転ドラムの回転方向を切り換える逆転歯車機構４と、
前記第１のスリッピングクラッチ２、前記トルクコンバータ３、前記逆転歯車機構４がそれぞれ内部に収容され、第１のスリッピングクラッチ２の入力軸２Ａと逆転歯車機構４の出力軸ＯＳをその外部に突出させたケーシング５と、
から主要部が構成される。
【００１５】
第１のスリッピングクラッチ２は、ケーシング５に軸受けを介して回動自在に軸支された湿式多板油圧タイプであり、入力軸２Ａと一体のクラッチハブＳＴにスプライン嵌合された円板状の複数の入力側クラッチ板２Ｘと、出力軸２Ｂと一体のクラッチドラムＣＥにスプライン嵌合されると共に入力軸クラッチ板２Ｘと交互に配列された円板状の複数の出力軸クラッチ板２Ｗとから成り立っている。これらの入出力側クラッチ板２Ｘ，２Ｗは、油圧ポンプから油圧制御弁を経て供給される圧油を、環状のピストン室ＣＳに与えてクラッチピストンＣＰを押圧することにより結合され、入出力側クラッチ板２Ｘ，２Ｗの摩擦面にはスリップによる発熱を冷却するための潤滑油が供給されている。そして、油圧制御弁により前記ピストン室ＣＳに供給されるクラッチ作動油圧を変える事によって、入出力側クラッチ板間におけるスリップ率が制御される。すなわち、クラッチ作動油圧を低圧にすると入出力軸側クラッチ間の結合力が弱くなって出力軸２Ｂの回転速度が低下し、逆にクラッチ作動油圧を高圧にすると入出力側クラッチ板間の結合力が増大して出力軸２Ｂの回転速度は入力軸２Ａの回転速度に近づく。クラッチ作動油圧を所定圧力以上に上げると、クラッチのスリップが無くなって直結状態になるので、入力軸２Ａの回転速度と出力軸２Ｂの回転速度は同一になる。また、クラッチ作動油圧の制御は、例えば、図４に示すように比例電磁弁４０を用いて電気信号により制御される。尚、後述する正転クラッチである第２のスリッピングクラッチは、第１のスリッピングクラッチと同様な構造・機能を有している。
【００１６】
トルクコンバータ３は、ケーシング５内に保持され、入力軸３Ａは、第１のスリッピングクラッチ２の出力軸２Ｂと、出力軸３Ｂは、スプラインＳＰを介して逆転歯車機構４の駆動軸ＤＳと接続している。
トルクコンバータ３は、インペラホイルＩＷ、タービンホイルＴＷ、及びインペラホイルＩＷとタービンホイルＴＷの間に設けられるステータＳＲより構成され、これらを密閉したハウジングＣＨ内に収容して、インペラホイルＩＷに与えられた機械的エネルギを、流体（油）の速度エネルギに変換したのち、タービンホイルＴＷで再び機械的エネルギに戻すことによって、動力をインペラホイルＩＷからタービンホイルＴＷに伝達する。
【００１７】
次に、逆転歯車機構４について説明する。尚、以下、正転切り換え用クラッチを正転クラッチ、逆転切り換え用クラッチを逆転クラッチという。
逆転歯車機構４は、図１及び図２に示すように、
トルクコンバータ３の出力軸３Ｂの端部の内壁面に設けられたスプラインＳＰと噛み合い、駆動歯車ＤＳ１と逆転クラッチＤＳ２及び逆転ピニオンＤＳ３とを順番に備え、両端部を回動自在に軸支された駆動軸ＤＳと、
前記逆転ピニオンＤＳ３と噛み合う出力歯車ＯＳ１を有し、２点で回動自在に軸支され、その一端部に減速機を介して回転ドラムを取り付けるための取り付け部をケーシング５の外部に突出させた出力軸ＯＳと、
前記駆動歯車ＤＳ１と噛み合う被動歯車ＭＳ１と正転クラッチＭＳ２及び出力歯車ＯＳ１と噛み合う正転ピニオンＭＳ３とを順番に備え、両端部を回動自在に軸支された中間軸ＭＳと、
から主要部が構成される。
尚、駆動軸ＤＳ、出力軸ＯＳ及び中間軸ＭＳはそれぞれ並行に配置され、かつ、駆動軸ＤＳに対して出力軸ＯＳは水平方向の位置に、中間軸ＭＳは斜め下方位置に配置されている。逆転歯車機構４は、ケーシング５の部屋５Ａ内に収容される。
【００１８】
次に、これらから構成される回転ドラム駆動用の動力伝達装置の作用について図１及び図２を参照して説明する。
（１）エンジンの動力は、クラッチ作動油圧により入出力側クラッチ板２Ｘ，２Ｗが押圧されてスリップ率（結合度合い）が設定される第１のスリッピングクラッチ２の入力軸２Ａに伝達される。このスリッピングクラッチ２の出力軸２Ｂにトルクコンバータ３の入力軸３Ａが連結される。
（２）トルクコンバータ３の入力軸３Ａは、インペラホイルＩＷに一体に結合されており、トルクコンバータ３の出力軸３Ｂは、タービンホイルＴＷに一体に結合されている。インペラホイルＩＷ及びタービンホイルＴＷは流体を充満した密閉ハウジングＣＨ内に収容されており、スリッピングクラッチ２の出力トルクは油を介してインペラホイルＩＷからタービンホイルＴＷに伝達され、トルクコンバータ３の出力軸３Ｂに伝達される。トルクコンバータ３の出力軸３Ｂに伝達されたトルクはさらに後段に設けられた逆転歯車機構４へと伝達される。
（３）トルクコンバータ３の出力軸３Ｂは、逆転歯車機構４の駆動軸ＤＳにスプラインＳＰを介して結合され、駆動軸ＤＳには、中間軸ＭＳと一体に形成された被動歯車ＭＳ１に噛み合う駆動歯車ＤＳ１が一体に固定されている。
（４）逆転歯車機構４の駆動軸ＤＳ及び中間軸ＭＳ上には、それぞれ軸受ＤＪ，ＭＪを介して逆転ピニオンＤＳ３及び正転ピニオンＭＳ３が回転自在に支持されていて、湿式多板油圧クラッチからなる逆転クラッチＤＳ２及び正転クラッチＭＳ２を結合することによりそれぞれが軸と一体に回転する。
（５）逆転歯車機構４の出力軸ＯＳには、出力歯車ＯＳ１が固定されていて、前記逆転ピニオンＤＳ３及び正転ピニオンＭＳ３と噛み合っている。
従って正転クラッチＭＳ２を結合した場合と逆転クラッチＤＳ２を結合した場合とでは、出力軸ＯＳの回転方向が逆になる。
（６）正転クラッチＭＳ２は、クラッチ作動油圧を制御することによってスリップ運転が可能な第２のスリッピングクラッチで構成し、逆転クラッチＤＳ２は、完全結合または完全離脱状態で使用するために、一般的なオン・オフ専用の湿式多板油圧クラッチを使用している。
このように構成することで、トルクコンバータ３から伝達されたトルクは、
（Ａ）逆転クラッチＤＳ２を結合した時には、駆動軸ＤＳの駆動歯車ＤＳ１、逆転クラッチＤＳ２、逆転ピニオンＤＳ３を経由して出力軸ＯＳの出力歯車ＯＳ１に伝達され、出力軸ＯＳの回転方向は、駆動軸ＤＳの回転方向と逆方向に回転される。
（Ｂ）一方、正転クラッチＭＳ２を結合した時には、駆動軸ＤＳの駆動歯車ＤＳ１、中間軸ＭＳの被動歯車ＭＳ１、正転クラッチＭＳ２、正転ピニオンＭＳ３を経由して出力軸ＯＳの出力歯車ＯＳ１に伝達され、出力軸ＯＳの回転方向は、駆動軸ＤＳの回転方向と同方向に回転される。
尚、正転クラッチＭＳ２の結合時において、駆動軸ＤＳの回転方向は、巻き上げ時と巻き下げ時で反転するので、トルクコンバータ３の入力軸３Ａ、すなわち、エンジンの回転方向に対し出力軸ＯＳは巻き上げ時同方向に、巻き下げ時逆方向に回転する。
【００１９】
次に、これらの構成と作用を有する回転ドラム駆動用の動力伝達装置を使用して吊り荷（荷重）の巻き上げ作業及び巻き下げ作業を行う場合のクラッチの結合について図３及び図４を参照して詳細に説明する。
最初に図３及び図４について簡単に説明する。
図３は、回転ドラム駆動用の動力伝達装置を操作する場合の制御概念説明図で、エンジンの回転速度一定状態で巻き上げ及び巻き下げ作業を行う際のグリップの位置とそのときの第１のスリッピングクラッチ、トルクコンバータ、正転クラッチ（第２のスリッピングクラッチ）、逆転クラッチの各作動油圧を対応させた図である。図３の（ａ）は、重荷重及び軽荷重の巻上げ作業時と重荷重の巻き下げ作業時を示し、図３の（ｂ）は、軽荷重の巻き下げ作業時を示すものである。
図４は、逆転クラッチＤＳ２がＯＦＦ、正転クラッチＭＳ２がＯＮであり吊り荷が重荷重のときの巻き上げ、巻き下げ時の概略油圧系統図である。１台の油圧ポンプでクラッチ系統とトルクコンバータ３へ油を供給しており、第１のスリッピングクラッチ２及び第２のスリッピングクラッチＭＳ２へは比例電磁弁４０，４３を介して指示圧に減圧された作動油圧が供給される。
一方、トルクコンバータ３内へは、トルクコンバータ油圧調整弁を介して油が供給され、油の一部は、各部の潤滑に使用される。トルクコンバータ３の内圧は内圧コントロールバルブ４４で調整される。
【００２０】
１）荷重の巻き上げ時の速度制御
巻き上げ速度の制御は従来の動力伝達装置と同じである。
すなわち、吊り荷の重量の大小に拘らず、図３及び図４に示すように、正転クラッチＭＳ２の作動油圧を定格圧力、逆転クラッチＤＳ２の油圧を０として、正転クラッチＭＳ２を完全に結合して、第１のスリッピングクラッチ２の作動油圧を例えば比例電磁弁４０を使用して制御する。また、トルクコンバータ３の内圧は、内圧コントロールバルブ４４によって定格圧力に保持される。
このように、正転クラッチ（第２のスリッピングクラッチ）ＭＳ２を完全に結合し、逆転クラッチを離脱状態にして、第1のスリッピングクラッチ２の作動油圧を調整することによりトルクコンバータ３の入力軸３Ａの回転速度が変化し、それに伴って出力軸３Ｂの回転速度が変化するので、入力軸３Ａの回転速度を増加、すなわち、第１のスリッピングクラッチ２の作動油圧を高圧にすることによって吊り荷の巻き上げ速度が速くなり、逆に作動油圧を低圧にすることによって吊り荷の巻き上げ速度が遅くなる。
【００２１】
２）荷重の巻き下げ時の速度制御
図３の制御概念説明図に示す通り、重荷重の巻き下げと軽荷重の巻き下げとでは油圧の制御を切り換え、次のように制御を行う。
２―１）重荷重を急速降下させる場合は、図３（ａ）の左側に示すように、第１のスリッピングクラッチ２の作動油圧を低圧の一定値に保持してインペラホイルＩＷの回転速度を下げると同時に、トルクコンバータ３の内圧を予め設定された低圧値まで下げ、正転クラッチＭＳ２の作動油圧を吊り荷の重量に見合った低圧値以下まで下げ、正転クラッチＭＳ２をスリップさせることにより急速降下させる。この時、逆転クラッチの油圧は０であり、逆転クラッチは完全に離脱した状態に保持される。尚、トルクコンバータ３の内圧は、内部の油量が十分に保持される低圧値に設定する。
【００２２】
２−２）重荷重を通常の速度で降下させる場合は、正転クラッチＭＳ２の作動油圧及びトルクコンバータ３の内圧を定格圧力に保持した状態で、第１のスリッピングクラッチ２の作動油圧を漸次低下させることにより行う。この時、逆転クラッチＤＳ２の油圧は０であり、逆転クラッチは、完全に離脱した状態に保持される。
【００２３】
２−３）軽荷重を降下させる場合は、吊り荷を宙吊り状態にした後、手動スイッチもしくは操作レバーに連動させて制御を軽荷重の巻き下げ（図３の（ｂ））に切り換えることにより行う。この切り換えにより、図４に示す逆転電磁弁４２が励磁されて逆転クラッチＤＳ２に作動油圧が供給されると同時に、第１のスリッピングクラッチ２の作動油圧が予め設定された低圧値に切り換わる。
このとき、トルクコンバータ３の内圧及び正転クラッチＭＳ２の作動油圧は定格油圧であり、切り換え前後で変わらない。従って、正転クラッチＭＳ２の結合に加えて切り換え後は逆転クラッチＤＳ２も完全に結合された状態になり、ドラムの回転は機械的に静止状態に保持される。その状態において操作レバーを巻き下げ側に操作すると、正転クラッチＭＳ２に供給されている作動油圧が、図４に示す比例電磁弁４３により定格油圧から低圧の所定値に変化し、正転クラッチＭＳ２が完全に結合した状態からスリップ結合に切り換わって、トルクコンバータ３の出力側に補助負荷（ブレーキ力）として作用すると同時に、ドラムが巻き下げ方向に回転し始める。
その後、レバーを操作することによって漸次第１のスリッピングクラッチ２の作動油圧が上昇し、トルクコンバータ３の入力回転速度（インペラホイルＩＷの回転速度）が増加して出力トルクが増大し、降下速度が大となる。尚、正転クラッチＭＳ２の作動油圧の設定値を変えて補助負荷の大きさを変えてやることにより、荷重に応じた降ろし速度の微調整を行うことができる。
【００２４】
２−４）微小量の巻き上げ、巻き下げの制御は、図３の制御概念説明図には記載していないが、微小量制御を行う吊り荷の位置において、正転クラッチＭＳ２の作動油圧を制御し、正転クラッチＭＳ２のスリップ率を変化させることにより、ドラムの回転速度を調整することが可能になり、微小量の移動を瞬時に実現することができる。この時の正転クラッチＭＳ２の作動油圧は、次のように制御される。
２−４−１）重荷重及び軽荷重を巻き上げ中の場合は、正転クラッチ（第２のスリッピングクラッチ）ＭＳ２を経由して荷重が引き上げられるので、微小量制御を行う位置に近づいたら、まず作動油圧を低下させて正転クラッチＭＳ２をスリップさせ、負荷トルクと正転クラッチＭＳ２の伝達トルクをバランスさせて吊り荷を宙づり状態に保持し、その後、作動油圧を上昇させることにより正転クラッチ（第２のスリッピングクラッチ）ＭＳ２の伝達トルクが増加して微小の上昇速度が得られ、作動油圧を低下させることにより微小の下降速度が得られる。また、重荷重を巻き下げ中の場合は、微小量制御を行う位置に近づいたら、まず第１のスリッピングクラッチ作動油圧を上昇させ、負荷トルクとタービントルク（ブレーキトルク）をバランスさせて吊り荷を宙づり状態に保持し、その後、正転クラッチＭＳ２の作動油圧を低下させることにより正転クラッチＭＳ２の伝達トルクが低下してタービントルク（ブレーキトルク）が減少し、微小の下降速度が得られる。
【００２５】
２−４−２）軽荷重の巻き下げは、逆転クラッチＤＳ２の完全結合により強制的に繰り出すトルクと、正転クラッチＭＳ２のスリップ結合によるブレーキトルクとの差が巻き下げ力のベースとなっているので、正転クラッチＭＳ２の作動油圧を上昇させることにより繰り出すトルクが小さくなって、微小の下降速度が得られ、作動油圧を低下させることにより繰り出すトルクが大きくなって微小の上昇速度が得られる。
【００２６】
本発明は、以上説明した実施の形態に限定されるものではなく、本発明の技術的範囲を逸脱しない範囲で適宜変更して実施可能である。
例えば、本発明の回転ドラム駆動用の動力伝達装置は、グラブ浚渫船やクレーン以外の昇降機、建設機械等にも適用できる。
【００２７】
【発明の効果】
以上の構成と作用からなる請求項１の本発明によれば、以下の発明の効果を奏する。
（１）軽荷重巻き下げ用のブレーキ負荷の付与機構を別個に設置することなく応答性が改善され、逆転歯車機構の構成部品が減少して動力伝達装置全体が軽量・小型化される。
（２）吊り荷を急速降下させる際に、トルクコンバータ内の油を排出させる必要がないので、その後の巻き上げ応答時間が短縮される。
（３）トルクコンバータを介さず、トルクコンバータの出力側に配置された逆転歯車機構の正転切り換え用クラッチ（第２のスリッピングクラッチ）のスリップ率を調整することによりドラムの回転速度を制御できるので、従来は困難だった微小量の巻き上げ巻き下げを瞬時に行うことができ、建設現場などにおけるクレーンによる組立作業が容易になる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に係る回転ドラム駆動用の動力伝達装置の一実施の形態を示す縦断面図である。
【図２】本発明に係る逆転歯車機構の構造を説明するための解説図である。
【図３】本発明に係る回転ドラム駆動用の動力伝達装置を操作する場合の制御概念説明図である。
【図４】本発明に係る回転ドラム駆動用の動力伝達装置の概略油圧系統図である。
【図５】従来の回転ドラム駆動用の動力伝達装置を示す縦断面図である。
【符号の説明】
１動力伝達装置
２第１のスリッピングクラッチ
２Ａ入力軸
２Ｂ出力軸
３トルクコンバータ
３Ａ入力軸
３Ｂ出力軸
４逆転歯車機構
５ケーシング
ＤＳ２逆転クラッチ（逆転切り換え用クラッチ）
ＭＳ２正転クラッチ（正転切り換え用クラッチ）
ＯＳ出力軸[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a power transmission device for driving a rotary drum such as a grab dredger or a crane, and relates to a power transmission device including a torque converter with a slipping clutch and a reverse gear mechanism for controlling the rotational speed of the rotary drum. .
[0002]
[Prior art]
In general, the output torque characteristics of the torque converter are such that when the impeller wheel rotation speed is constant and the impeller wheel and turbine wheel rotation directions are the same, the turbine wheel torque decreases as the turbine wheel rotation speed increases, and the turbine wheel The turbine torque increases as the rotational speed decreases. Further, when the rotation directions of the impeller wheel and the turbine wheel are opposite, the turbine torque increases as the rotation speed of the turbine wheel increases, and the turbine torque decreases as the rotation speed of the turbine wheel decreases. Furthermore, at the same turbine wheel rotation speed, regardless of the turbine wheel rotation direction, the turbine torque increases as the impeller wheel rotation speed increases, and the turbine torque decreases as the impeller wheel rotation speed decreases. Have.
[0003]
In a conventional hoisting machine such as a grab dredger or a crane, a torque converter with a slipping clutch using the output torque characteristic of the torque converter as described above is used for a power transmission device for driving a drum. For example, there is an apparatus described in JP-A-1-83728 for raising and lowering a bucket of a dredger.
In this apparatus, raising and lowering of the bucket is performed by controlling the clutch engagement degree (hereinafter referred to as “slip rate”) by adjusting the clutch operating hydraulic pressure that presses the clutch plate of the slipping clutch. That is, if the clutch operating oil pressure is increased while the engine speed is set to a predetermined value, the clutch slip ratio decreases and the clutch output speed, that is, the impeller wheel speed increases. Therefore, when the turbine torque of the torque converter increases and becomes larger than the load torque, the input / output shaft of the torque converter rotates in the same direction and the bucket rises.
[0004]
Conversely, if the clutch operating oil pressure is decreased to increase the slip ratio and decrease the clutch output rotational speed, the turbine torque decreases and becomes smaller than the load torque rotated from the bucket side, and the turbine wheel is reversed in the torque converter. Then, the bucket descends in a state where a brake torque (turbine brake) corresponding to the rotational speed of the turbine wheel is applied. Further, when the hydraulic pressure is intermediate between the rising and lowering, the turbine torque and the load torque are balanced and the bucket can be held stationary.
[0005]
Thus, the torque converter with a slipping clutch can change the rotation speed of the impeller wheel only by adjusting the clutch operating oil pressure without changing the rotation speed of the engine. Can be controlled, and the turbine brake acts when descending, so it is widely used in hoisting machines such as dredgers and cranes.
However, in the torque converter with a slipping clutch, the turbine wheel is rotated by the weight of the suspended load from the suspended load side when being lowered as described above. It was strongly affected by the inertia of the drum and gear train arranged between them, and there was a difficulty in responsiveness until it began to descend.
As an improvement of this drawback, a power transmission device is provided in which a reverse gear mechanism is provided on the output shaft of the torque converter with a slipping clutch.
[0006]
FIG. 5 shows a conventional general power transmission device 100 for driving a rotating drum provided with a reverse gear mechanism, and is provided on a torque converter 102 with a slipping clutch 101 and an output shaft 102B of the torque converter 102. The main part is composed of the reverse gear mechanism 103. The output shaft of the engine is coupled to the input shaft 101A of the slipping clutch 101, the rotating shaft is connected to the output shaft 103B of the reverse gear mechanism 103 via a speed reducer, and a load is lifted and suspended from the rotating drum. The wire for is wound.
The drive shaft 103DA of the reverse gear mechanism 103 is provided with a reverse clutch RC, and the intermediate shaft 103MA is provided with a forward clutch NC. The drive shaft 103DA is formed integrally with an outer ring which is a drive side member of the reverse clutch RC. The driven gear 104 is fixed, is integrally formed with the outer ring of the forward rotation clutch NC, and meshes with the driven gear 105 fixed to the intermediate shaft 103MA. An inner ring 109 fixed to the casing and an outer ring formed integrally with a drive gear 104 serving as a brake member are coupled to the end of the drive shaft 103DA facing the forward clutch NC by operating hydraulic pressure. A hydraulic multi-plate brake OB for applying a braking force to the drive shaft 103DA is provided.
Further, the drive shaft 103DA and the intermediate shaft 103MA each support a reverse pinion 106 and a forward rotation pinion 107 through bearings so as to be rotatable, and each pinion meshes with an output gear 108 fixed to the output shaft 103B. The reverse rotation pinion 106 and the drive gear 104 rotate integrally by connecting the reverse rotation clutch RC, and the normal rotation pinion 107 and the driven gear 105 rotate integrally by connecting the normal rotation clutch NC. Therefore, the rotation direction of the output shaft 103B is reversed by switching these clutches.
[0007]
In the conventional power transmission device 100 for driving a rotating drum configured as described above, the hoisting speed and lowering speed of the load are controlled as follows.
(1) Control of load hoisting speed
Regardless of the weight of the suspended load (load), the slipping clutch 101 is controlled by controlling the hydraulic pressure (pressing force) of the slipping clutch 101 in a state in which the forward clutch NC is connected and the reverse clutch RC is disconnected. The slip rate of the slipping clutch 101, that is, the rotational speed of the impeller wheel IW of the torque converter 102 is controlled by controlling the rotational speed of the output of the slipping clutch 101, that is, the input rotational speed of the torque converter 102. To control. Here, as a method of controlling the hydraulic pressure of the slipping clutch 101, a conventionally known means such as a control using an electric signal using a proportional solenoid valve is used.
[0008]
(2) Control of load lowering speed
Depending on the weight of the suspended load (load), the control of the lowering speed is properly used as follows.
(1) In the case of a heavy load, the rotational speed of the impeller wheel IW is controlled by controlling the slip ratio of the slipping clutch 101 in the state where the forward rotation clutch NC is connected and the reverse rotation clutch RC is disconnected as in the case of winding. Alternatively, the descent speed is controlled by adjusting the reverse speed of the turbine wheel TW. Further, when the rotation speed of the impeller wheel IW is lowered to a certain speed, the brake torque (turbine torque) of the turbine wheel TW that is reversed becomes constant and the descending speed becomes constant, so that the suspended load is further lowered rapidly. In this case, the oil in the torque converter 102 is discharged.
(2) In the case of a light load, the impeller wheel IW and the turbine wheel TW are wound down in the same direction in order to speed up the response. That is, the reverse clutch RC is connected, the forward clutch NC is disconnected, the drum is rotated in the direction opposite to that when the engine is wound up, the wire is forcibly fed, and the suspended load is lowered. The descending speed at this time is controlled by controlling the slip ratio of the slipping clutch 101, but the input side rotational speed of the slipping clutch 101, that is, the engine rotational speed also corresponds to the load torque under heavy load. Since it is necessary to set the rotation speed as high as possible, the hydraulic multi-plate brake OB is operated to apply an auxiliary load (brake load) to the output side of the torque converter 102, and the descending speed becomes too fast. Is preventing.
[0009]
[Problems to be solved by the invention]
However, the conventional power transmission device 100 for driving a rotating drum has the following problems.
(1) An independent hydraulic multi-plate brake OB is installed in order to improve the lowering response at light load. For this reason, the longitudinal dimension of the gear box 100C provided with the reverse gear mechanism 103 is increased, and there is a disadvantage that the weight is increased.
(2) Further, the rotational speed of the impeller wheel IW of the torque converter 102 is controlled by controlling the slip ratio of the slipping clutch 101 disposed on the input shaft 102A of the torque converter 102, so that oil in the torque converter 102, that is, fluid Because the rotational speed of the output shaft 103B of the power transmission device 100 is controlled through the kinetic energy of the turbine wheel TW, even if the rotational speed of the impeller wheel IW changes, the rotational speed of the turbine wheel TW does not follow instantaneously, and a very small amount. The winding and unwinding work is difficult.
(3) Furthermore, when the suspended load is lowered rapidly, the oil in the torque converter 102 is discharged, so it is necessary to fill the torque converter 102 with oil in the subsequent winding operation, and the winding is started during that time. Not responsive.
As described above, the conventional power transmission device 100 has a problem in the control responsiveness of the hoisting and lowering in a specific use condition, and the power transmission device 100 itself has a drawback of becoming large.
[0010]
The present invention has been made to solve the above-described problems, and a gear box containing a reverse gear mechanism is small and lightweight, can lift and lower a minute amount of a suspended load, and rapidly descends. It is an object of the present invention to provide a power transmission device for driving a rotary drum having a structure that improves the winding response after the rotation.
[0011]
[Means for Solving the Problems]
According to a first aspect of the present invention for solving the above problem, an input shaft of a torque converter includes: Slip operation is possible by controlling the clutch hydraulic pressure A rotary drum having a first slipping clutch, and having a reverse gear mechanism for switching a rotation direction of a rotary drum attached to the output shaft by a forward rotation switching clutch and a reverse rotation switching clutch on an output shaft of the torque converter In the power transmission device for driving, the forward rotation switching clutch is Slip operation is possible by controlling the clutch hydraulic pressure Combining the first slipping clutch and the second slipping clutch with a second slipping clutch, the reverse switching clutch being a wet multi-plate hydraulic clutch And controlling the hydraulic pressure supplied to the first slipping clutch and the second slipping clutch according to the magnitude of the load, Thus, the rotational speed of the output shaft of the reverse gear mechanism is controlled.
[0012]
In this way, the reverse switching clutch is constituted by a wet multi-plate hydraulic clutch, the forward switching clutch is constituted by a second slipping clutch, and the first slipping clutch and the second slipping clutch are constituted. The following actions and effects can be obtained by combining the ripping clutch and arbitrarily controlling the rotational speed of the output shaft of the reverse gear mechanism.
(1) Responsiveness is improved without separately installing a brake load application mechanism for lowering the light load, and the number of components of the reverse gear mechanism is reduced, and the entire power transmission device is reduced in weight and size.
(2) Since it is not necessary to drain the oil in the torque converter when the suspended load is rapidly lowered, the subsequent winding response time is shortened.
(3) The rotation speed of the drum is directly controlled by adjusting the slip ratio of the forward rotation switching clutch (second slipping clutch) of the reverse gear mechanism arranged on the output side of the torque converter without using the torque converter. Therefore, it is possible to instantaneously perform a minute amount of winding and lowering, which has been difficult in the past.
[0013]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
An embodiment of a power transmission device for driving a rotating drum according to the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 1 is a longitudinal sectional view showing an embodiment of a power transmission device for driving a rotating drum according to the present invention, and FIG. 2 is an explanatory diagram for explaining the structure of a reverse gear mechanism according to the present invention. FIG. 3 is an explanatory diagram of a control concept when operating the power transmission device for driving the rotating drum according to the present invention, and FIG. 4 is a schematic hydraulic system diagram of the power transmission device for driving the rotating drum according to the present invention. is there.
[0014]
First, an embodiment of a power transmission device for driving a rotating drum according to the present invention will be described with reference to FIGS.
As shown in FIG. 1, a power transmission device 1 for driving a rotary drum according to the present invention
A torque converter 3 having a first slipping clutch 2 connected to the input shaft 3A;
A reverse gear mechanism 4 that is connected to the output shaft 3B of the torque converter 3 and that switches the rotation direction of a rotary drum that is connected to the output shaft OS via a speed reducer;
The first slipping clutch 2, the torque converter 3, and the reverse gear mechanism 4 are housed inside, respectively, and the input shaft 2A of the first slipping clutch 2 and the output shaft OS of the reverse gear mechanism 4 are externally provided. A protruding casing 5;
The main part consists of
[0015]
The first slipping clutch 2 is a wet multi-plate hydraulic type pivotally supported on a casing 5 via a bearing, and is a disc-like shape that is spline-fitted to a clutch hub ST integrated with the input shaft 2A. And a plurality of disc-shaped output shaft clutch plates 2W which are spline-fitted to the clutch drum CE integral with the output shaft 2B and arranged alternately with the input shaft clutch plates 2X. It is made up. these Enter The output side clutch plates 2X and 2W are coupled by applying pressure oil supplied from a hydraulic pump via a hydraulic control valve to the annular piston chamber CS and pressing the clutch piston CP. Lubricating oil for cooling the heat generated by the slip is supplied to the 2 W friction surface. The slip ratio between the input / output clutch plates is controlled by changing the clutch operating oil pressure supplied to the piston chamber CS by the hydraulic control valve. That is, when the clutch operating oil pressure is reduced, the coupling force between the input / output shaft side clutches is weakened and the rotational speed of the output shaft 2B is reduced. Conversely, when the clutch operating oil pressure is increased, the coupling force between the input / output side clutch plates is reduced. Increases and the rotational speed of the output shaft 2B approaches the rotational speed of the input shaft 2A. When the clutch operating hydraulic pressure is increased to a predetermined pressure or higher, the clutch slip is eliminated and a direct connection state is established, so that the rotational speed of the input shaft 2A and the rotational speed of the output shaft 2B are the same. The clutch hydraulic pressure is controlled by an electrical signal using a proportional solenoid valve 40 as shown in FIG. 4, for example. Note that the second slipping clutch, which is a forward rotation clutch described later, has the same structure and function as the first slipping clutch.
[0016]
The torque converter 3 is held in the casing 5, the input shaft 3A is connected to the output shaft 2B of the first slipping clutch 2, and the output shaft 3B is connected to the drive shaft DS of the reverse gear mechanism 4 via the spline SP. is doing.
The torque converter 3 includes an impeller wheel IW, a turbine wheel TW, and a stator SR provided between the impeller wheel IW and the turbine wheel TW. The torque converter 3 is housed in a sealed housing CH and is given to the impeller wheel IW. After the mechanical energy is converted into fluid (oil) velocity energy, power is transmitted from the impeller wheel IW to the turbine wheel TW by returning it to mechanical energy again in the turbine wheel TW.
[0017]
Next, the reverse gear mechanism 4 will be described. Hereinafter, the forward rotation switching clutch is referred to as a forward rotation clutch, and the reverse rotation switching clutch is referred to as a reverse rotation clutch.
As shown in FIG. 1 and FIG.
The torque converter 3 meshes with a spline SP provided on the inner wall surface at the end of the output shaft 3B. The drive gear DS1, the reverse clutch DS2, and the reverse pinion DS3 are provided in order, and both ends are pivotally supported. Drive shaft DS;
An output gear OS1 meshing with the reverse rotation pinion DS3 is provided. The output gear OS1 is pivotally supported at two points, and a mounting portion for mounting the rotating drum is projected to the outside of the casing 5 through a speed reducer at one end thereof. An output shaft OS;
An intermediate shaft MS having a driven gear MS1 meshed with the drive gear DS1, a forward rotation clutch MS2 and a forward rotation pinion MS3 meshed with the output gear OS1 in turn, and rotatably supported at both ends;
The main part consists of
The drive shaft DS, the output shaft OS, and the intermediate shaft MS are disposed in parallel, and the output shaft OS is disposed at a horizontal position with respect to the drive shaft DS, and the intermediate shaft MS is disposed at an obliquely lower position. . The reverse gear mechanism 4 is accommodated in a room 5 </ b> A of the casing 5.
[0018]
Next, the operation of the power transmission device for driving the rotating drum constituted as described above will be described with reference to FIGS.
(1) The power of the engine is transmitted to the input shaft 2A of the first slipping clutch 2 in which the input / output side clutch plates 2X and 2W are pressed by the clutch operating oil pressure and the slip ratio (coupling degree) is set. An input shaft 3A of the torque converter 3 is connected to the output shaft 2B of the slipping clutch 2.
(2) The input shaft 3A of the torque converter 3 is integrally coupled to the impeller wheel IW, and the output shaft 3B of the torque converter 3 is integrally coupled to the turbine wheel TW. The impeller wheel IW and the turbine wheel TW are housed in a sealed housing CH filled with fluid, and the output torque of the slipping clutch 2 is transmitted from the impeller wheel IW to the turbine wheel TW via oil, and the output of the torque converter 3 It is transmitted to the shaft 3B. The torque transmitted to the output shaft 3B of the torque converter 3 is further transmitted to the reverse gear mechanism 4 provided at the subsequent stage.
(3) The output shaft 3B of the torque converter 3 is coupled to the drive shaft DS of the reverse gear mechanism 4 via a spline SP, and the drive shaft DS is engaged with a driven gear MS1 formed integrally with the intermediate shaft MS. The gear DS1 is fixed integrally.
(4) A reverse rotation pinion DS3 and a normal rotation pinion MS3 are rotatably supported on the drive shaft DS and the intermediate shaft MS of the reverse rotation gear mechanism 4 via bearings DJ and MJ, respectively. By connecting the reverse rotation clutch DS2 and the normal rotation clutch MS2, each rotates integrally with the shaft.
(5) The output gear OS1 is fixed to the output shaft OS of the reverse gear mechanism 4 and meshes with the reverse pinion DS3 and the forward pinion MS3.
Therefore, the rotation direction of the output shaft OS is reversed between when the forward rotation clutch MS2 is coupled and when the reverse rotation clutch DS2 is coupled.
(6) The forward rotation clutch MS2 is composed of a second slipping clutch capable of slip operation by controlling the clutch operating hydraulic pressure, and the reverse rotation clutch DS2 is generally used for use in a fully coupled or completely disengaged state. We are using a wet type multi-plate hydraulic clutch dedicated to on / off.
With this configuration, the torque transmitted from the torque converter 3 is
(A) When the reverse clutch DS2 is coupled, the rotation is transmitted to the output gear OS1 of the output shaft OS via the drive gear DS1, the reverse clutch DS2, and the reverse pinion DS3 of the drive shaft DS. It is rotated in the direction opposite to the rotation direction of the axis DS.
(B) On the other hand, when the forward rotation clutch MS2 is coupled, the output gear OS1 of the output shaft OS passes through the drive gear DS1 of the drive shaft DS, the driven gear MS1 of the intermediate shaft MS, the forward rotation clutch MS2, and the forward rotation pinion MS3. The rotation direction of the output shaft OS is rotated in the same direction as the rotation direction of the drive shaft DS.
When the forward clutch MS2 is engaged, the rotation direction of the drive shaft DS is reversed between winding and lowering. Therefore, the output shaft OS of the input shaft 3A of the torque converter 3, that is, the rotation direction of the engine is It rotates in the same direction when winding up and in the reverse direction when winding down.
[0019]
Next, referring to FIG. 3 and FIG. 4, the clutch coupling when the lifting and lowering operation of the suspended load (load) is performed using the power transmission device for driving the rotary drum having these configurations and operations. Will be described in detail.
First, FIG. 3 and FIG. 4 will be briefly described.
FIG. 3 is an explanatory diagram of a control concept when operating the power transmission device for driving the rotary drum. The grip position and the first scan at that time when the hoisting and lowering operations are performed at a constant engine speed. FIG. 5 is a diagram corresponding to each hydraulic pressure of a ripping clutch, a torque converter, a forward rotation clutch (second slipping clutch), and a reverse rotation clutch. FIG. 3A shows a heavy load and a light load lifting operation and a heavy load lowering operation, and FIG. 3B shows a light load lowering operation.
FIG. 4 is a schematic hydraulic system diagram at the time of hoisting and lowering when the reverse clutch DS2 is OFF and the forward clutch MS2 is ON and the suspended load is heavy. Oil is supplied to the clutch system and the torque converter 3 with one hydraulic pump, and the first slipping clutch 2 and the second slipping clutch MS2 are reduced to the indicated pressure via the proportional solenoid valves 40 and 43. The working hydraulic pressure is supplied.
On the other hand, oil is supplied into the torque converter 3 via a torque converter hydraulic pressure adjusting valve, and a part of the oil is used for lubricating each part. The internal pressure of the torque converter 3 is adjusted by an internal pressure control valve 44.
[0020]
1) Speed control when winding the load
The control of the winding speed is the same as that of the conventional power transmission device.
That is, regardless of the weight of the suspended load, as shown in FIGS. 3 and 4, the normal pressure clutch MS2 is completely connected with the operating pressure of the normal clutch MS2 set to the rated pressure and the hydraulic pressure of the reverse clutch DS2 to zero. Then, the hydraulic pressure of the first slipping clutch 2 is controlled using, for example, the proportional solenoid valve 40. The internal pressure of the torque converter 3 is maintained at the rated pressure by the internal pressure control valve 44.
In this way, the input of the torque converter 3 is adjusted by completely coupling the forward rotation clutch (second slipping clutch) MS2 and disengaging the reverse rotation clutch and adjusting the hydraulic pressure of the first slipping clutch 2. Since the rotation speed of the shaft 3A changes and the rotation speed of the output shaft 3B changes accordingly, the rotation speed of the input shaft 3A is increased, that is, by increasing the hydraulic pressure of the first slipping clutch 2 The lifting speed of the suspended load is increased, and conversely, the lifting speed of the suspended load is decreased by lowering the operating hydraulic pressure.
[0021]
2) Speed control when lowering the load
As shown in the explanatory diagram of the control concept in FIG. 3, the hydraulic control is switched between the heavy load lowering and the light load lowering, and the control is performed as follows.
2-1) When the heavy load is lowered rapidly, as shown on the left side of FIG. 3A, the operating oil pressure of the first slipping clutch 2 is held at a constant low pressure, and the rotational speed of the impeller wheel IW At the same time, the internal pressure of the torque converter 3 is lowered to a preset low pressure value, the hydraulic pressure of the forward clutch MS2 is lowered to a lower pressure value corresponding to the weight of the suspended load, and the forward clutch MS2 is slipped. Descent quickly. At this time, the hydraulic pressure of the reverse clutch is 0, and the reverse clutch is kept completely disengaged. The internal pressure of the torque converter 3 is set to a low pressure value at which the internal oil amount is sufficiently maintained.
[0022]
2-2) When lowering the heavy load at a normal speed, the hydraulic pressure of the first slipping clutch 2 is gradually increased while maintaining the hydraulic pressure of the forward clutch MS2 and the internal pressure of the torque converter 3 at the rated pressure. This is done by lowering. At this time, the hydraulic pressure of the reverse clutch DS2 is 0, and the reverse clutch is held in a completely disengaged state.
[0023]
2-3) When lowering the light load, after the suspended load is suspended, the control is switched to the light load lowering (FIG. 3B) in conjunction with a manual switch or an operating lever. . By this switching, the reverse solenoid valve 42 shown in FIG. 4 is excited and the working oil pressure is supplied to the reverse clutch DS2, and at the same time, the working oil pressure of the first slipping clutch 2 is switched to a preset low pressure value.
At this time, the internal pressure of the torque converter 3 and the operating hydraulic pressure of the forward rotation clutch MS2 are rated hydraulic pressures and do not change before and after switching. Therefore, after switching in addition to the forward clutch MS2, the reverse clutch DS2 is also completely engaged, and the drum rotation is mechanically held stationary. When the operating lever is operated to the lowering side in this state, the operating hydraulic pressure supplied to the forward rotation clutch MS2 is changed from the rated hydraulic pressure to a predetermined value of low pressure by the proportional electromagnetic valve 43 shown in FIG. Is switched from slip coupling to slip coupling and acts as an auxiliary load (braking force) on the output side of the torque converter 3, and at the same time, the drum starts to rotate in the lowering direction.
Thereafter, by operating the lever, the hydraulic pressure of the first slipping clutch 2 gradually increases, the input rotational speed of the torque converter 3 (the rotational speed of the impeller wheel IW) increases, the output torque increases, and the lowering speed Becomes big. Note that the lowering speed according to the load can be finely adjusted by changing the set value of the hydraulic pressure of the forward rotation clutch MS2 to change the magnitude of the auxiliary load.
[0024]
2-4) Control of minute amount winding and lowering is not described in the control conceptual diagram of FIG. 3, but the hydraulic pressure of the forward clutch MS2 is controlled at the position of the suspended load where minute amount control is performed. Then, by changing the slip ratio of the forward rotation clutch MS2, it is possible to adjust the rotation speed of the drum, and a minute amount of movement can be realized instantaneously. The hydraulic pressure of the forward clutch MS2 at this time is controlled as follows.
2-4-1) When the heavy load and the light load are being wound up, the load is pulled up via the forward rotation clutch (second slipping clutch) MS2, so when approaching the position where minute amount control is performed, First, the operating hydraulic pressure is lowered to slip the forward rotation clutch MS2, the load torque and the transmission torque of the normal rotation clutch MS2 are balanced to hold the suspended load in a suspended state, and then the operating hydraulic pressure is increased to increase the forward rotation clutch. (Second slipping clutch) The transmission torque of MS2 is increased to obtain a minute ascending speed, and by reducing the operating oil pressure, a minute descending speed is obtained. Also, when the heavy load is being lowered, the first slipping clutch operating hydraulic pressure is first raised to reach the position where the minute amount control is performed, and the load torque and the turbine torque (brake torque) are balanced to suspend the load. Is maintained in a suspended state, and then the operating oil pressure of the forward rotation clutch MS2 is lowered, whereby the transmission torque of the forward rotation clutch MS2 is reduced, the turbine torque (brake torque) is reduced, and a minute lowering speed is obtained.
[0025]
2-4-2) The lowering of the light load is based on the difference between the torque forcibly delivered by complete coupling of the reverse clutch DS2 and the brake torque caused by slip coupling of the forward clutch MS2. Therefore, the torque to be delivered is reduced by increasing the operating hydraulic pressure of the forward rotation clutch MS2, and a small descending speed is obtained. The torque to be delivered is increased and the minute increasing speed is obtained by reducing the operating hydraulic pressure.
[0026]
The present invention is not limited to the embodiments described above, and can be implemented with appropriate modifications without departing from the technical scope of the present invention.
For example, the power transmission device for driving the rotating drum of the present invention can be applied to elevators, construction machines, etc. other than grab dredgers and cranes.
[0027]
【The invention's effect】
According to the first aspect of the present invention having the above configuration and action, the following effects can be obtained.
(1) Responsiveness is improved without separately installing a brake load application mechanism for lowering the light load, and the number of components of the reverse gear mechanism is reduced, and the entire power transmission device is reduced in weight and size.
(2) Since it is not necessary to drain the oil in the torque converter when the suspended load is rapidly lowered, the subsequent winding response time is shortened.
(3) The rotation speed of the drum can be controlled by adjusting the slip ratio of the forward rotation switching clutch (second slipping clutch) of the reverse gear mechanism disposed on the output side of the torque converter without using the torque converter. Therefore, it is possible to instantaneously perform a minute amount of winding and lowering, which has been difficult in the past, and the assembly work by a crane at a construction site or the like becomes easy.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a longitudinal sectional view showing an embodiment of a power transmission device for driving a rotary drum according to the present invention.
FIG. 2 is an explanatory diagram for explaining a structure of a reverse gear mechanism according to the present invention.
FIG. 3 is an explanatory diagram of a control concept when operating a power transmission device for driving a rotary drum according to the present invention.
FIG. 4 is a schematic hydraulic system diagram of a power transmission device for driving a rotary drum according to the present invention.
FIG. 5 is a longitudinal sectional view showing a conventional power transmission device for driving a rotary drum.
[Explanation of symbols]
1 Power transmission device
2 First slipping clutch
2A input shaft
2B output shaft
3 Torque converter
3A input shaft
3B output shaft
4 Reverse gear mechanism
5 Casing
DS2 Reverse clutch (reverse switching clutch)
MS2 Forward clutch (Forward switching clutch)
OS output shaft

Claims

トルクコンバータの入力軸には、クラッチ作動油圧の制御によりスリップ運転が可能な第１のスリッピングクラッチを備え、前記トルクコンバータの出力軸には、正転切り換え用クラッチと逆転切り換え用クラッチによりその出力軸に取り付けられる回転ドラムの回転方向を切り換える逆転歯車機構を備えた回転ドラム駆動用の動力伝達装置において、
前記正転切り換え用クラッチをクラッチ作動油圧の制御によりスリップ運転が可能な第２のスリッピングクラッチで構成し、
前記逆転切り換え用クラッチを湿式多板油圧クラッチにより構成して、
前記第１のスリッピングクラッチと前記第２のスリッピングクラッチとの結合の組み合わせと、前記第１のスリッピングクラッチおよび前記第２のスリッピングクラッチに供給される作動油圧を負荷の大小に応じて制御すること、とにより前記逆転歯車機構の出力軸の回転速度が制御されるように構成したことを特徴とする回転ドラム駆動用の動力伝達装置。The torque converter input shaft is provided with a first slipping clutch capable of slip operation by controlling the clutch operating oil pressure, and the output shaft of the torque converter is output by a forward switching clutch and a reverse switching clutch. In the power transmission device for driving the rotating drum provided with the reverse gear mechanism for switching the rotating direction of the rotating drum attached to the shaft,
The forward rotation switching clutch is constituted by a second slipping clutch capable of slip operation by control of clutch operating hydraulic pressure ,
The reverse switching clutch is constituted by a wet multi-plate hydraulic clutch,
The combination of the first slipping clutch and the second slipping clutch and the hydraulic pressure supplied to the first slipping clutch and the second slipping clutch according to the magnitude of the load. control is possible, and the power transmission device for a rotary drum drive, characterized in that the rotational speed of the output shaft of the reversing gear mechanism is configured to be controlled.