JPH0142688Y2 - - Google Patents
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- JPH0142688Y2 JPH0142688Y2 JP1983093997U JP9399783U JPH0142688Y2 JP H0142688 Y2 JPH0142688 Y2 JP H0142688Y2 JP 1983093997 U JP1983093997 U JP 1983093997U JP 9399783 U JP9399783 U JP 9399783U JP H0142688 Y2 JPH0142688 Y2 JP H0142688Y2
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- General Details Of Gearings (AREA)
- Gear-Shifting Mechanisms (AREA)
Description
【考案の詳細な説明】
この考案は、油圧クラツチを備えた舶用推進装
置に、関するものである。[Detailed Description of the Invention] This invention relates to a marine propulsion device equipped with a hydraulic clutch.
油圧クラツチを備えた舶用推進装置において、
油圧クラツチに対する作動油の給排を制御する切
換弁を中立位置に移し油圧クラツチないしその油
圧作動筒から作動油を排出させて、油圧クラツチ
の運転を停止させようとする場合に従来、エンジ
ン回転数が低い範囲で特に原動側の摩擦エレメン
トの回転に追随して流動する潤滑油に引きずられ
て従動側の摩擦エレメントが回転し、油圧クラツ
チの完全な運転停止、したがつて船舶の完全な停
止が得がたかつた。この理由は、油圧クラツチを
作動させるための油圧を設定する一次調圧弁から
のリリーフ油が潤滑油として用いられるのに対
し、エンジンの回転数が低い範囲では作動油と潤
滑油とを兼ねた油の温度が低く維持され、そのよ
うに油温が低いことから逆に油の粘性が高くて、
上記のような引きずり現象が起るためである。 In a marine propulsion system equipped with a hydraulic clutch,
Conventionally, when stopping the operation of the hydraulic clutch by moving the switching valve that controls the supply and discharge of hydraulic oil to and from the hydraulic clutch to the neutral position and discharging the hydraulic oil from the hydraulic clutch or its hydraulic cylinder, the engine speed is In a low range, especially when the driving side friction element rotates, the driven side friction element rotates due to being dragged by the flowing lubricating oil, causing the hydraulic clutch to completely stop, and therefore the ship to completely stop. It was worth it. The reason for this is that the relief oil from the primary pressure regulating valve, which sets the oil pressure for operating the hydraulic clutch, is used as a lubricating oil, whereas at low engine speeds, oil that functions as both hydraulic oil and lubricating oil is used as a lubricating oil. The temperature of the oil is kept low, and because the oil temperature is low, the viscosity of the oil is high,
This is because the above-mentioned dragging phenomenon occurs.
そして上記した現象は特に、例えばタグボート
のように船舶の前後進切替えを、プロペラを含む
推進装置終端部分の回動変位によるプロペラの向
き変更で行なうようにされた船舶であつて1個の
油圧クラツチしか備えていない推進装置を設置し
てある船舶とか、大きな推進力を要求される船舶
前進方向でのトルク伝達を司どる前進用油圧クラ
ツチの個数を後進用油圧クラツチの個数よりも多
くしてある船舶とかにおいて、著しく、船舶の発
進前にエンジンをアイドリングさせている状態で
不測の船舶発進が起きるとか、船舶の接岸時にエ
ンジン回転数を落すと共に油圧クラツチの運転を
停止したにも拘らずプロペラの回転が継続し船体
が岸壁に衝突するとかの、事態がみられていた。 The above-mentioned phenomenon is especially true for vessels such as tugboats, which change the direction of the propeller by rotating the terminal end of the propulsion device, including the propeller, in which the forward and backward movement of the vessel is performed by changing the direction of the propeller. In some vessels, the number of forward hydraulic clutches that control torque transmission in the forward direction of the vessel, which requires a large propulsive force, is greater than the number of reverse hydraulic clutches. When it comes to ships, there are cases where the ship starts unexpectedly when the engine is idling before starting, or when the ship approaches the berth, the engine speed is reduced and the hydraulic clutch stops operating, but the propeller does not start properly. There was a situation where the ship continued to rotate and the ship collided with the quay.
そこでこの考案は、エンジン低速回転時におけ
る油圧クラツチでの上記のような引きずり現象が
自動的に避けられることとする、新規な舶用推進
装置を提供して、安全を図ろうとするものであ
る。 Therefore, this invention aims to improve safety by providing a new marine propulsion system that automatically avoids the above-mentioned dragging phenomenon in the hydraulic clutch when the engine rotates at low speed.
図示の実施例について、この考案に係る舶用推
進装置の構成を説明すると、第1図が第1の実施
例を示しており、第1図において、1はクラツチ
部、2はその出力軸である。クラツチ部1には1
個のみの多板式の油圧クラツチ3、つまり原動側
の摩擦エレメント3aと従動側の摩擦エレメント
3bとを油圧作用によるピストン3cのリターン
バネ3d力に抗しての前進により摩擦係合させる
ことで、クラツチ係合を得るように構成されてい
る多板式の油圧クラツチ3が、設けられている。
出力軸2は通例のように図外のプロペラ軸へと、
連動連結されている。 Regarding the illustrated embodiment, the structure of the marine propulsion device according to the invention will be explained. FIG. 1 shows the first embodiment, and in FIG. 1, 1 is a clutch portion, and 2 is its output shaft. . 1 for clutch part 1
By frictionally engaging the multi-disc hydraulic clutch 3, that is, the friction element 3a on the driving side and the friction element 3b on the driven side by advancing the piston 3c by hydraulic action against the force of the return spring 3d. A multi-disc hydraulic clutch 3 is provided which is configured to provide clutch engagement.
The output shaft 2 is connected to the propeller shaft (not shown) as usual.
Linked together.
同様に第1図に示すように、油タンク4からサ
クシヨンフイルタ5を介し作動油を吸入して吐出
する油圧ポンプ6の吐出回路7端には、油圧クラ
ツチ3に対する作動油の給排を制御する切換弁8
を接続してあり、この切換弁8は、油圧クラツチ
3方向に作動油を供給する作用位置Iと油圧クラ
ツチ3方向から作動油を排出し排油回路9を介し
油タンク4へと戻す中立位置Nとを備えた、2ポ
ジシヨンのバルブに構成されている。上記吐出回
路7に接続して設けたドレン回路10には、油圧
クラツチ3に対する正規作用油圧を設定する一次
調圧弁11と潤滑油圧を設定する二次調圧弁12
とを、この順で挿入設置してあり、両調圧弁1
1,12間でドレン回路10からは、油圧クラツ
チ3の摩擦エレメント3a,3b部及びクラツチ
部1の軸受部その他の軸受部である被潤滑部Lに
対し潤滑油を供給する潤滑油供給回路13が導き
出されている。 Similarly, as shown in FIG. 1, a discharge circuit 7 end of a hydraulic pump 6 that sucks and discharges hydraulic oil from an oil tank 4 via a suction filter 5 controls the supply and discharge of hydraulic oil to and from a hydraulic clutch 3. switching valve 8
This switching valve 8 has two positions: an operating position I that supplies hydraulic oil to the hydraulic clutch 3, and a neutral position that discharges hydraulic oil from the hydraulic clutch 3 and returns it to the oil tank 4 via an oil drain circuit 9. It is configured as a two-position valve with N. A drain circuit 10 connected to the discharge circuit 7 includes a primary pressure regulating valve 11 for setting the normal operating oil pressure for the hydraulic clutch 3 and a secondary pressure regulating valve 12 for setting the lubricating oil pressure.
are inserted and installed in this order, and both pressure regulating valves 1
1 and 12, a lubricating oil supply circuit 13 supplies lubricating oil from the drain circuit 10 to the friction elements 3a, 3b of the hydraulic clutch 3, the bearing portion of the clutch portion 1, and other lubricated portions L. is derived.
上記した各調圧弁11,12の油圧設定用スプ
リング11a,12aは特に、制御ピストン11
b,12bに受けさせてあり、各制御ピストン1
1b,12bの位置変更により各スプリング11
a,12aのバネ荷重を変更することで、各調圧
弁11,12にて設定される油圧を変更可能とさ
れている。そしてエンジン14の回転数検出手段
としてガバナー15を設け、このガバナー15に
より位置を変更されるピストン16aを備えた油
圧制御用シリンダ16と上記制御ピストン11
b,12b背後間を閉回路17により接続して、
ガバナー15にて検出されるエンジン回転数に応
じ油圧制御用シリンダ16のピストン16a位置
を変更し、もつて閉回路17を介し制御ピストン
11a,11bの位置を変更することとしてあ
る。 The oil pressure setting springs 11a and 12a of the pressure regulating valves 11 and 12 described above are particularly suitable for the control piston 11.
b, 12b, each control piston 1
By changing the position of 1b and 12b, each spring 11
By changing the spring loads of a and 12a, the oil pressure set by each pressure regulating valve 11 and 12 can be changed. A governor 15 is provided as means for detecting the rotational speed of the engine 14, and a hydraulic control cylinder 16 includes a piston 16a whose position is changed by the governor 15, and the control piston 11.
b, 12b are connected behind each other by a closed circuit 17,
The position of the piston 16a of the hydraulic control cylinder 16 is changed according to the engine speed detected by the governor 15, and the positions of the control pistons 11a and 11b are changed via the closed circuit 17.
より具体的に説明すると、先ずガバナー15
は、摺動可能に支持されたロツド18上に遊嵌し
た中空軸19を設けて、この中空軸19をエンジ
ン14にて回転駆動される回転軸20に対しギヤ
21,22により連動連結すると共に、中空軸1
9に形成した鍔部19aに支点ピン23まわりで
回動自在に支持させた適当数のベルクランク状の
アーム24の一端に重錘25を取付け、アーム2
4の他端をロツド18の鍔部18aに接当させて
あるものに、構成されている。また油圧制御用シ
リンダ16は、前記ピストン16aを1対のスプ
リング16b,16cにより一方向及び他方向に
移動附勢して設けると共に、ガバナー15側に形
成した油室16dを前記閉回路17へと接続して
あるものに、構成されている。 To explain more specifically, first, the governor 15
A hollow shaft 19 is provided which is loosely fitted onto a slidably supported rod 18, and this hollow shaft 19 is interlocked and connected to a rotating shaft 20 rotationally driven by an engine 14 through gears 21 and 22. , hollow shaft 1
A weight 25 is attached to one end of an appropriate number of bell crank-shaped arms 24 which are rotatably supported around a fulcrum pin 23 by a flange 19a formed in the arm 2.
The other end of the rod 4 is in contact with the flange 18a of the rod 18. The hydraulic control cylinder 16 is provided with the piston 16a biased to move in one direction and the other direction by a pair of springs 16b and 16c, and an oil chamber 16d formed on the governor 15 side is connected to the closed circuit 17. It is configured by what is connected to it.
そして上記したロツド18は油圧制御用シリン
ダ16内へと臨ませてピストン16aへと接当さ
せてあり、シリンダ16内の一方のスプリング1
6bのバネ荷重を他方のスプリング16cのバネ
荷重より適当量大として、ロツド18とピストン
16aとの接当を維持させてある。これよりし
て、エンジン14の回転数が大きいほどアーム2
4が矢印S方向により大きく回動変位せしめられ
ることに基づき、エンジン14の回転数が高めら
れるとロツド18が矢印A方向に摺動変位し逆に
同回転数が低められるとロツド18が矢印B方向
に摺動変位して、スプリング16b力により該ロ
ツド18の変位に追随するピストン16aの変位
で油室16dの容積が変更されることと、してあ
る。したがつてエンジン14の回転数が高められ
ると油室16dから閉回路17へ油が流出するこ
とで各調圧弁11,12における制御ピストン1
1b,12bが各油圧設定用スプリング11a,
12aのバネ荷重を高める方向に変位せしめら
れ、逆にエンジン14の回転数が低められると閉
回路17から油室16d内へと油が流入すること
で上記した各油圧設定用スプリング11a,12
aのバネ荷重が低められることとなつている。 The above-mentioned rod 18 faces into the hydraulic control cylinder 16 and is brought into contact with the piston 16a, and one spring 1 inside the cylinder 16 is placed in contact with the piston 16a.
The spring load of the spring 6b is set to be an appropriate amount larger than the spring load of the other spring 16c to maintain contact between the rod 18 and the piston 16a. Based on this, the higher the rotation speed of the engine 14, the more the arm 2
4 is rotated more largely in the direction of arrow S, when the rotational speed of the engine 14 increases, the rod 18 slides in the direction of arrow A, and conversely, when the rotational speed decreases, the rod 18 moves in the direction of arrow B. The volume of the oil chamber 16d is changed by the displacement of the piston 16a which follows the displacement of the rod 18 by the force of the spring 16b. Therefore, when the rotational speed of the engine 14 increases, oil flows out from the oil chamber 16d to the closed circuit 17, causing the control piston 1 in each pressure regulating valve 11, 12 to
1b and 12b are each oil pressure setting spring 11a,
When the spring 12a is displaced in the direction of increasing the spring load, and conversely, the rotational speed of the engine 14 is decreased, oil flows from the closed circuit 17 into the oil chamber 16d, causing the above-mentioned oil pressure setting springs 11a, 12
The spring load of a is to be reduced.
すなわちガバナー15はエンジン14の回転数
をロツド18の位置でもつて検出するものに構成
され、油圧制御用シリンダ16と閉回路17は、
そのようなガバナー15と設定油圧可変型の調圧
弁11,12間を接続して、エンジン14の回転
数が小さいほど各調圧弁11,12による設定油
圧を低めることとする。第1図において26,2
7はそれぞれ、前記潤滑油供給回路13に挿入し
て設けたラインフイルタ及びオイルクーラーであ
る。 That is, the governor 15 is configured to detect the rotational speed of the engine 14 at the position of the rod 18, and the hydraulic control cylinder 16 and the closed circuit 17 are configured to:
Such a governor 15 is connected to the pressure regulating valves 11 and 12 of variable oil pressure setting type, so that the lower the rotation speed of the engine 14, the lower the oil pressure set by each pressure regulating valve 11 and 12. 26,2 in Figure 1
Reference numerals 7 denote a line filter and an oil cooler, respectively, which are inserted into the lubricating oil supply circuit 13.
第1図に図示の舶用推進装置は、以上に説明し
たように構成されているから、二次調圧弁12に
て設定される潤滑油の油圧は、エンジン14の回
転数が小さいほど低められることとなる。したが
つてエンジン14の回転数が低いほぼ、二次調圧
弁12にてリリーフされ油タンク14へと戻され
る油量が増し、これよりして潤滑油供給回路13
を介し前記摩擦エレメント3a,3b部を含む被
潤滑部Lへと供給される潤滑油の油量が減らされ
る。このように摩擦エレメント部3a,3bへ供
給される潤滑油の油量が少ないと、油圧クラツチ
3において原動側の摩擦エレメント3aの回転に
追随して流動することとなる油の量が減らされる
ことからして、従動側の摩擦エレメント3bが潤
滑油に引きずられて回転しようとする傾向が減ら
される。したがつてガバナー15の重錘25のウ
エイトとか油圧制御用シリンダ16のスプリング
16b,16cのバネ荷重とかを適当に設定して
おけば、エンジン14の低速回路域で従来みられ
ていた前記引きずり現象を無くしうるのであり、
実際の設計にあたつてはそのように配慮される。 Since the marine propulsion system shown in FIG. 1 is configured as described above, the oil pressure of the lubricating oil set by the secondary pressure regulating valve 12 is lowered as the rotation speed of the engine 14 is lower. becomes. Therefore, when the rotational speed of the engine 14 is low, the amount of oil that is relieved by the secondary pressure regulating valve 12 and returned to the oil tank 14 increases, and as a result, the amount of oil that is returned to the oil tank 14 increases.
The amount of lubricating oil supplied to the lubricated parts L including the friction elements 3a and 3b is reduced. If the amount of lubricating oil supplied to the friction element parts 3a and 3b is small in this way, the amount of oil that flows in the hydraulic clutch 3 following the rotation of the driving side friction element 3a is reduced. Therefore, the tendency of the driven side friction element 3b to rotate due to being dragged by the lubricating oil is reduced. Therefore, if the weight of the weight 25 of the governor 15 and the spring loads of the springs 16b and 16c of the hydraulic control cylinder 16 are appropriately set, the above-mentioned dragging phenomenon conventionally observed in the low-speed circuit region of the engine 14 can be avoided. It is possible to eliminate
This consideration will be taken in actual design.
第1図に図示の第1の実施例において、エンジ
ン14の回転数が低いほど一次調圧弁11による
設定油圧も低くなることとしたことによつては、
切換弁8の作用位置Iにおいて負荷の大小に応じ
た油圧が油圧クラツチ3に作用せしめられること
となり、油圧ポンプ6の駆動に余分のエネルギー
を要せずして、ロス馬力が少なくなる。 In the first embodiment shown in FIG. 1, the lower the rotational speed of the engine 14, the lower the set oil pressure by the primary pressure regulating valve 11.
At the operating position I of the switching valve 8, hydraulic pressure corresponding to the magnitude of the load is applied to the hydraulic clutch 3, and no extra energy is required to drive the hydraulic pump 6, reducing horsepower loss.
次に第2図に図示の第2の実施例について説明
すると、この第2の実施例では、二次調圧弁12
の弁体12Aが、ポンプポート12cの油圧を背
後の油室12dに作用せしめられ鎖線図示の位置
まで前進変位せしめられるとポンプポート12c
からタンクポート12dへと油をリリーフするも
のに構成され、また前記制御ピストン12b相当
の制御ピストン12bが、油圧設定用スプリング
12aの他に別のスプリング12fによつても後
退附勢されているのに対し、前記のもの同様に構
成されたガバナー15のロツド18を二次調圧弁
12の制御ピストン12bに対し、矢印A方向へ
のロツド18変位により油圧設定用スプリング1
2aのバネ荷重を大とする向きに制御ピストン1
2bが変位せしめられるように、接当させてい
る。したがつてエンジン14の回転数が小さいほ
どロツド18が矢印B方向に変位せしめられるこ
とで、油圧設定用スプリング12aのバネ荷重が
小さくされて二次調圧弁12による設定油圧が低
められる。 Next, the second embodiment shown in FIG. 2 will be explained. In this second embodiment, the secondary pressure regulating valve 12
When the valve body 12A is caused to move forward to the position shown by the chain line by applying the hydraulic pressure of the pump port 12c to the rear oil chamber 12d, the pump port 12c
The control piston 12b, which corresponds to the control piston 12b, is biased backward by another spring 12f in addition to the oil pressure setting spring 12a. On the other hand, by displacing the rod 18 of the governor 15, which is configured similarly to the one described above, in the direction of arrow A with respect to the control piston 12b of the secondary pressure regulating valve 12, the oil pressure setting spring 1
Control piston 1 in the direction that increases the spring load of 2a.
2b is brought into contact so as to be displaced. Therefore, as the rotational speed of the engine 14 decreases, the rod 18 is displaced in the direction of arrow B, thereby reducing the spring load of the oil pressure setting spring 12a and lowering the oil pressure set by the secondary pressure regulating valve 12.
なお第2の実施例では一次調圧弁11の制御ピ
ストン11bの背後に対し、切換弁8と油圧クラ
ツチ3間の油給排回路29の油圧を、絞り30を
挿入した油圧作用回路31により作用させてあ
る。したがつて切換弁8を中立位置Nから作用位
置Iへ移したときは、絞り30を介しての徐々の
油圧作用で制御ピストン11bが徐々に前進せし
められて一次調圧弁11による設定油圧、したが
つて油圧クラツチ3に対する作用油圧が徐々に高
められ、油圧クラツチ3が緩衝的にエンゲージン
グせしめられて行く。一次調圧弁11には制御ピ
ストン11bの最前進位置を規制するストツパー
11cが設けられており、また上記絞り30に並
列接続して、切換弁8が作用位置Iから中立位置
Nに移されたときに制御ピストン11b背後から
の迅速な油圧ドレーンを行なわせる逆止弁32
が、設けられている。 In the second embodiment, the hydraulic pressure of the oil supply/discharge circuit 29 between the switching valve 8 and the hydraulic clutch 3 is applied to the back of the control piston 11b of the primary pressure regulating valve 11 by a hydraulic pressure application circuit 31 in which a throttle 30 is inserted. There is. Therefore, when the switching valve 8 is moved from the neutral position N to the operating position I, the control piston 11b is gradually advanced by the gradual hydraulic action through the throttle 30, and the hydraulic pressure set by the primary pressure regulating valve 11 is reached. The hydraulic pressure applied to the hydraulic clutch 3 is gradually increased, and the hydraulic clutch 3 is engaged in a buffering manner. The primary pressure regulating valve 11 is provided with a stopper 11c that regulates the most advanced position of the control piston 11b, and is connected in parallel to the throttle 30, so that when the switching valve 8 is moved from the operating position I to the neutral position N. check valve 32 to allow rapid hydraulic drain from behind the control piston 11b.
However, it is provided.
第2図に図示の第2の実施例でも、エンジン1
4の回転数に応じて位置を変更されるロツド18
がエンジン回転数検出手段であるガバナー15と
設定油圧可変型の二次調圧弁12とを、エンジン
14の回転数が小さいほど二次調圧弁12にて設
定される油圧が低められるように接続して、エン
ジン14の低速回転域では油圧クラツチ3の摩擦
エレメント3a,3b部へ供給される潤滑油の油
量が減らされ、前記の引きずり現象が無くされ
る。 In the second embodiment shown in FIG.
Rod 18 whose position is changed according to the rotation speed of 4
The governor 15, which is an engine rotational speed detection means, and the secondary pressure regulating valve 12 of variable oil pressure setting type are connected in such a way that the lower the rotational speed of the engine 14, the lower the oil pressure set by the secondary pressure regulating valve 12. Therefore, in the low speed rotation range of the engine 14, the amount of lubricating oil supplied to the friction elements 3a, 3b of the hydraulic clutch 3 is reduced, thereby eliminating the above-mentioned dragging phenomenon.
次に第3図に図示の第3の実施例について説明
すると、この第3の実施例では一次調圧弁11及
び二次調圧弁12が共に、電磁比例圧力制御弁に
て構成されている。そして前記のもの同様の回転
軸20に嵌着した歯輪35aと該歯輪35aに対
設したマグネチツク・ピツクアツプ35bとでも
つて、エンジン14の回転数を検出する回転数検
出手段である回転数検出器35が構成されてお
り、この回転数検出器35を各調圧弁11,12
のソレノイド部に対し電気的な接続手段36によ
りエンジン14の回転数が小さいほど各調圧弁1
1,12にて設定される油圧が低められるよう
に、接続している。 Next, the third embodiment shown in FIG. 3 will be described. In this third embodiment, both the primary pressure regulating valve 11 and the secondary pressure regulating valve 12 are constructed of electromagnetic proportional pressure control valves. Then, a rotation speed detection means that detects the rotation speed of the engine 14 by a gear ring 35a fitted on the rotating shaft 20 and a magnetic pickup 35b installed opposite to the gear ring 35a. The rotation speed detector 35 is connected to each pressure regulating valve 11, 12.
The electrical connection means 36 connects the solenoid portion of each pressure regulating valve 1 to the lower rotational speed of the engine 14.
They are connected so that the oil pressure set at 1 and 12 can be lowered.
すなわち第3図に示すように二次調圧弁12は
電磁比例圧力制御弁一般がそうであるように、ソ
レノイドコイルSLCに導通される電流値により位
置を変更調節されるプランジヤ12bによつて油
圧設定用スプリング12aの基端を受けさせてあ
るものとされているが、前記した電気的な接続手
段36は回転数検出器35の出力信号に応じソレ
ノイドコイルSLCに導通する電流値を変更制御し
て、エンジン回転数が小さいほどプランジヤ12
bがスプリング12aのバネ荷重を小さくする位
置をとるようにプランジヤ12bの位置変更を行
なうものとされている。なお同様に電磁比例圧力
制御弁に構成されている一次調圧弁11について
も、同様に図られている。 That is, as shown in FIG. 3, the secondary pressure regulating valve 12, like general electromagnetic proportional pressure control valves, has hydraulic pressure set by a plunger 12b whose position is changed and adjusted by the current value conducted to the solenoid coil SLC. The electrical connection means 36 changes and controls the current value conducted to the solenoid coil SLC in accordance with the output signal of the rotation speed detector 35. , the lower the engine speed, the lower the plunger 12.
The position of the plunger 12b is changed so that the plunger b assumes a position that reduces the spring load of the spring 12a. Note that the same arrangement is also applied to the primary pressure regulating valve 11, which is similarly configured as an electromagnetic proportional pressure control valve.
以上よりして第3図に図示の第3の実施例は、
第1図に図示の第1の実施例について説明したの
と同様に機能することとなる。 Based on the above, the third embodiment shown in FIG.
It will function in the same manner as described for the first embodiment shown in FIG.
以上の説明から明らかなように、この考案の舶
用推進装置は、油圧クラツチ3を備えた舶用推進
装置において、油圧クラツチ3の摩擦エレメント
3a,3b部に供給される潤滑油の油圧を設定す
る二次調圧弁12における油圧設定用スプリング
12aの基端を、該スプリング12aのバネ荷重
を変更調節するための可動調節部材12bに受け
させると共に、エンジン14の回転数を検出する
回転数検出手段15,35を設けて、この回転数
検出手段15,35と上記可動調節部材12bと
を、回転数検出手段15,35の出力信号に応じ
エンジン14の回転数が小さいほど可動調節部材
12bが上記スプリング12aのバネ荷重を小さ
くする位置に変位されるように接続したことを特
徴としてなる構成のものであつて、次のような長
所を備えている。 As is clear from the above description, the marine propulsion system of this invention is a marine propulsion system equipped with a hydraulic clutch 3, in which the oil pressure of the lubricating oil supplied to the friction elements 3a and 3b of the hydraulic clutch 3 is set. The base end of the oil pressure setting spring 12a in the next pressure regulating valve 12 is received by a movable adjustment member 12b for changing and adjusting the spring load of the spring 12a, and a rotation speed detection means 15 for detecting the rotation speed of the engine 14; 35, the rotation speed detecting means 15, 35 and the movable adjustment member 12b are arranged such that the movable adjustment member 12b adjusts the speed of the spring 12a as the rotation speed of the engine 14 is lower. This structure is characterized by being connected so as to be displaced to a position that reduces the spring load of the spring, and has the following advantages.
すなわちこの考案の舶用推進装置は、上記した
構成によりエンジンの回転数が小さいほど二次調
圧弁12による設定油圧を低くし、二次調圧弁1
2による油リリーフ量を高めて逆に、油圧クラツ
チ3の摩擦エレメント3a,3b部に供給される
潤滑油の油量が減らされることとしているから、
エンジンの回転数が低い範囲では、原動側の摩擦
エレメント3aの回転に追随して流動し従動側の
摩擦エレメント3bを引きずり回転させようとす
る潤滑油の油量が減らされ、これよりしてエンジ
ンの低回転数域で従来みられていた引きずり現象
が無くされて、そのような引きずり現象に基づく
船舶の不測の移動を無くすこととする。 That is, in the marine propulsion system of this invention, the lower the engine speed is, the lower the set oil pressure by the secondary pressure regulating valve 12 is, due to the above-described configuration.
2, the amount of lubricating oil supplied to the friction elements 3a, 3b of the hydraulic clutch 3 is reduced.
In a range where the engine speed is low, the amount of lubricating oil that flows following the rotation of the driving side friction element 3a and tries to drag and rotate the driven side friction element 3b is reduced, and as a result, the engine This eliminates the drag phenomenon that was conventionally observed in the low rotational speed range of the engine, thereby eliminating unexpected movement of the ship due to such drag phenomenon.
第1図、第2図及び第3図はそれぞれ、この考
案の第1、第2及び第3の実施例を示す機構図兼
油圧回路図である。
3……油圧クラツチ、3a,3b……摩擦エレ
メント、10……ドレン回路、11……一次調圧
弁、12……二次調圧弁、12a……油圧設定用
スプリング、12b……制御ピストン、13……
潤滑油供給回路、14……エンジン、15……ガ
バナー(回転数検出手段)、16……油圧制御用
シリンダ、16a……ピストン、16b,16c
……スプリング、16d……油室、17……閉回
路、18……ロツド、18a……鍔部、19……
中空軸、24……アーム、25……重錘、35…
…回転数検出器(回転数検出手段)、35a……
歯輪、35b……マグネチツク・ピツクアツプ。
FIGS. 1, 2, and 3 are mechanical and hydraulic circuit diagrams showing first, second, and third embodiments of this invention, respectively. 3... Hydraulic clutch, 3a, 3b... Friction element, 10... Drain circuit, 11... Primary pressure regulating valve, 12... Secondary pressure regulating valve, 12a... Oil pressure setting spring, 12b... Control piston, 13 ……
Lubricating oil supply circuit, 14...Engine, 15...Governor (rotation speed detection means), 16...Hydraulic pressure control cylinder, 16a...Piston, 16b, 16c
... Spring, 16d ... Oil chamber, 17 ... Closed circuit, 18 ... Rod, 18a ... Flange, 19 ...
Hollow shaft, 24... Arm, 25... Weight, 35...
...Rotation speed detector (rotation speed detection means), 35a...
Gear ring, 35b...magnetic pick-up.
Claims (1)
油圧クラツチの摩擦エレメント部に供給される潤
滑油の油圧を設定する二次調圧弁12における油
圧設定用スプリング12aの基端を、該スプリン
グのバネ荷重を変更調節するための可動調節部材
12bに受けさせると共に、エンジンの回転数を
検出する回転数検出手段15,35を設けて、こ
の回転数検出手段と上記可動調節部材とを、回転
数検出手段の出力信号に応じエンジンの回転数が
小さいほど可動調節部材が上記スプリングのバネ
荷重を小さくする位置に変位されるように接続し
たことを特徴としてなる舶用推進装置。 In a marine propulsion system equipped with a hydraulic clutch,
The base end of the oil pressure setting spring 12a in the secondary pressure regulating valve 12 that sets the oil pressure of lubricating oil supplied to the friction element portion of the hydraulic clutch is received by a movable adjustment member 12b for changing and adjusting the spring load of the spring. At the same time, rotation speed detection means 15, 35 for detecting the engine rotation speed are provided, and the rotation speed detection means and the movable adjustment member are adjusted so that the lower the engine rotation speed is, the lower the engine rotation speed is. A marine propulsion device characterized in that the movable adjustment member is connected to be displaced to a position that reduces the spring load of the spring.
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP1983093997U JPS602047U (en) | 1983-06-17 | 1983-06-17 | Marine propulsion system |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP1983093997U JPS602047U (en) | 1983-06-17 | 1983-06-17 | Marine propulsion system |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPS602047U JPS602047U (en) | 1985-01-09 |
JPH0142688Y2 true JPH0142688Y2 (en) | 1989-12-13 |
Family
ID=30225228
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP1983093997U Granted JPS602047U (en) | 1983-06-17 | 1983-06-17 | Marine propulsion system |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JPS602047U (en) |
Families Citing this family (2)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JPS6268876U (en) * | 1985-10-21 | 1987-04-30 | ||
JPH0426304Y2 (en) * | 1986-10-30 | 1992-06-24 |
Citations (2)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JPS4921167A (en) * | 1972-04-17 | 1974-02-25 | ||
JPS575981A (en) * | 1980-06-06 | 1982-01-12 | Nippon Synthetic Chem Ind | Warp yarn sinzing composition and method |
-
1983
- 1983-06-17 JP JP1983093997U patent/JPS602047U/en active Granted
Patent Citations (2)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JPS4921167A (en) * | 1972-04-17 | 1974-02-25 | ||
JPS575981A (en) * | 1980-06-06 | 1982-01-12 | Nippon Synthetic Chem Ind | Warp yarn sinzing composition and method |
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
JPS602047U (en) | 1985-01-09 |
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