JPH0723753B2 - Pressure regulator with loose fitting valve for marine reduction / reversing machine - Google Patents
Pressure regulator with loose fitting valve for marine reduction / reversing machineInfo
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- JPH0723753B2 JPH0723753B2 JP62108044A JP10804487A JPH0723753B2 JP H0723753 B2 JPH0723753 B2 JP H0723753B2 JP 62108044 A JP62108044 A JP 62108044A JP 10804487 A JP10804487 A JP 10804487A JP H0723753 B2 JPH0723753 B2 JP H0723753B2
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Description
【発明の詳細な説明】 産業上の利用分野 この発明は、舶用減速逆転機の緩嵌入弁付調圧装置に関
する。Description: TECHNICAL FIELD The present invention relates to a pressure regulator with a loose fitting valve for a marine speed reduction / reversing machine.
従来の技術 第４図は、この種の緩嵌入弁付調圧装置を備えた舶用減
速逆転機の油圧回路図を示している。2. Description of the Related Art FIG. 4 shows a hydraulic circuit diagram of a marine reduction / reversing machine equipped with a pressure regulator with a loose fitting valve of this type.
図において、（１）は、適宜手段によって駆動される油
圧ポンプ、（２）は、この油圧ポンプ（１）の下流側に
設置された前後進切換弁を示している。この前後進切換
弁（２）の上流側でメイン通路（３）から分岐したサブ
通路（４）には、緩嵌入弁付調圧装置を構成する緩嵌入
弁付調圧器（５）が設置されている。そして、この緩嵌
入弁付調圧器（５）から排出された圧油が、潤滑用に供
せられるようになっている。In the figure, (1) shows a hydraulic pump driven by appropriate means, and (2) shows a forward / reverse switching valve installed on the downstream side of the hydraulic pump (1). A sub-passage (4) branched from the main passage (3) upstream of the forward / reverse switching valve (2) is provided with a pressure regulator (5) with a loose fitting valve, which constitutes a pressure regulating device with a loose fitting valve. ing. The pressure oil discharged from the pressure regulator with a loose fitting valve (5) is provided for lubrication.
また、前後進切換弁（２）には、前進クラッチ（６）へ
至る前進作動油通路（７）、同じく後進クラッチ（８）
へ至る後進作動油通路（９）及び前記の緩嵌入弁付調圧
器（５）へ至る連絡通路（10）が各々接続されている。Further, the forward / reverse switching valve (2) has a forward hydraulic oil passage (7) leading to the forward clutch (6) and a reverse clutch (8).
A reverse working oil passage (9) leading to and a connecting passage (10) leading to the pressure regulator with a loose fitting valve (5) are respectively connected.
ところで、上記の緩嵌入弁付調圧器（５）としては、例
えば第５図に示されるようなものが従来から使用されて
いた。その構造を概略的に説明すると、（11）は、有底
筒状のバブルケース（12a）と、そのバルブケース（12
a）の開口部分を塞ぐ前蓋（12b）とからなる調圧器本体
を示している。バルブケース（12a）の後端側には、調
圧弁（13）が前後摺動自在に内挿されている。（14）
は、上記のサブ通路（４）へ通じるポンプポート、（1
5）は、このポンプポート（14）へ流入した圧油を逃が
すための潤滑油ポートを示している。By the way, as the pressure regulator with a loose fitting valve (5), for example, one as shown in FIG. 5 has been conventionally used. The structure of the bubble case (12) includes a bottomed cylindrical bubble case (12a) and a valve case (12).
The pressure regulator main body which consists of the front cover (12b) which closes the opening part of a) is shown. A pressure regulating valve (13) is inserted in the rear end side of the valve case (12a) so as to be slidable back and forth. (14)
Is a pump port leading to the sub-passage (4) above, (1
5) shows a lubricating oil port for releasing the pressure oil that has flowed into this pump port (14).
一方、バルブケース（12a）の前端側には、緩嵌入弁（1
6）が前後摺動自在に内挿されており、この緩嵌入弁（1
6）と上記の調圧弁（13）との間には、コイルばね部材
からなる調圧ばね（17）が介装されている。また、その
バルブケース（12a）の開口部分を塞ぐ前蓋（12b）に
は、前記の連絡通路（10）へ通じる油通路（18）が形成
されており、この油通路（18）の端部は、緩嵌入弁（1
6）の背面側に形成された背圧室（19）に臨んで開口し
ている。On the other hand, on the front end side of the valve case (12a), the loose fitting valve (1
6) is inserted so that it can slide back and forth, and this loose fitting valve (1
A pressure adjusting spring (17) made of a coil spring member is interposed between the pressure adjusting valve (13) and the pressure adjusting valve (13). An oil passage (18) communicating with the communication passage (10) is formed in the front lid (12b) that closes the opening of the valve case (12a), and the end of the oil passage (18) is formed. Is a loose fitting valve (1
It is open to the back pressure chamber (19) formed on the back side of 6).
なお、前後進切換弁（２）の切換レバー（20）が中立位
置のときには、前記のメイン通路（３）と連絡通路（1
0）とは、第４図に示されるように遮断された状態とな
っている。このような中立状態では、前記の緩嵌入弁
（16）の背面側の背圧室（19）には圧油が供給されない
から、その緩嵌入弁（16）と調圧弁（13）との間に介装
された調圧ばね（17）が、第５図に示されるように伸張
した状態となる。したがって、前記のサブ通路（４）及
びポンプポート（14）を経由して調圧弁室（21）に流入
したメイン通路（３）の圧油は、調圧弁（13）を簡単に
押し除けて潤滑油ポート（15）へ流出することとなり、
メイン通路（３）の作動油圧が低圧に設定されることに
なる。そして、上記の緩嵌入弁（16）が右方へ移動する
と、それによって調圧ばね（17）が押し縮められて付勢
力が高まるから、それによって調圧弁室（21）に連通す
るメイン通路（３）の作動油圧が上昇することになる。When the switching lever (20) of the forward / reverse switching valve (2) is in the neutral position, the main passage (3) and the communication passage (1
0) means the state of being cut off as shown in FIG. In such a neutral state, since pressure oil is not supplied to the back pressure chamber (19) on the back side of the loose fitting insertion valve (16), the loose fitting insertion valve (16) and the pressure regulating valve (13) are not provided. The pressure regulating spring (17) interposed in the state is in the expanded state as shown in FIG. Therefore, the pressure oil in the main passage (3) that has flowed into the pressure regulating valve chamber (21) via the sub passage (4) and the pump port (14) can easily push the pressure regulating valve (13) and lubricate it. It will flow out to the oil port (15),
The operating oil pressure of the main passage (3) is set to a low pressure. Then, when the loose fitting valve (16) moves to the right, the pressure adjusting spring (17) is compressed and the urging force is increased thereby, so that the main passage communicating with the pressure adjusting valve chamber (21) ( The operating oil pressure of 3) will rise.
次ぎに、前記の緩嵌入弁付調圧器（５）の働きについて
若干の説明をする。前記の切換レバー（20）を、例えば
前進位置に倒すと、前記のメイン通路（３）が、前進作
動油通路（７）及び連絡通路（10）の双方に連通する。
第６図には、切換操作後からの油圧及びプロペラ軸回転
数の時間変化を示してある。すなわち、切換操作直後で
は、前後進切換弁（２）へ供給された圧油が、前進作動
油通路（７）を経由して前進クラッチ（６）へ供給され
る。それゆえ、第６図における上図の実線で示したメイ
ン通路（３）の元圧曲線は、切換操作直後に一旦低下す
る。Next, the operation of the pressure regulator with a loose fitting valve (5) will be briefly described. For example, when the switching lever (20) is tilted to the forward position, the main passage (3) communicates with both the forward hydraulic oil passage (7) and the communication passage (10).
FIG. 6 shows the changes over time in hydraulic pressure and propeller shaft rotation speed after the switching operation. That is, immediately after the switching operation, the pressure oil supplied to the forward / reverse switching valve (2) is supplied to the forward clutch (6) via the forward hydraulic oil passage (7). Therefore, the source pressure curve of the main passage (3) shown by the solid line in the upper part of FIG. 6 once drops immediately after the switching operation.
なお、前進作動油通路（７）及びそれに接続した前進ク
ラッチ（６）に圧油が初期充填されてからは、前進作動
油通路側の作動油圧は、同じく上図の１点鎖線で示すよ
うに急激に立ち上がっているが、メイン通路（３）の作
動油圧を示す元圧曲線は殆ど変化しない。これは、切換
レバー（20）の操作によって連絡通路（10）と連通状態
となったメイン通路（３）の作動油が、その連絡通路
（10）の途中に設けられた絞り（22）によって絞られ、
その絞られた作動油が緩嵌入弁付調圧器（５）の背圧室
（19）に流入することにより、緩嵌入弁（16）の移動速
度が遅くなってメイン通路（３）の油圧上昇が遅延する
ことによる。なお、切換レバー（20）を中立位置に戻し
たときには、前記の背圧室（19）の圧油は、上記絞り
（22）と並列状態に設置した逆止弁（23）を通って急速
に排出される。After the forward hydraulic oil passage (7) and the forward clutch (6) connected to the forward hydraulic oil passage (7) are initially filled with the pressure oil, the hydraulic oil pressure on the forward hydraulic oil passage side is also as shown by the one-dot chain line in the above figure. Although it rises sharply, the source pressure curve showing the operating oil pressure of the main passage (3) hardly changes. This is because the hydraulic oil in the main passage (3), which is in communication with the communication passage (10) by operating the switching lever (20), is throttled by the throttle (22) provided in the middle of the communication passage (10). The
The throttled hydraulic oil flows into the back pressure chamber (19) of the pressure regulator (5) with a loose fitting valve, so that the moving speed of the loose fitting valve (16) slows down and the hydraulic pressure in the main passage (3) rises. Due to the delay. When the switching lever (20) is returned to the neutral position, the pressure oil in the back pressure chamber (19) rapidly passes through the check valve (23) installed in parallel with the throttle (22). Is discharged.
前進作動油通路（７）を介して前進クラッチ（６）へ供
給される作動油圧が或程度上昇した時（t1）には、作動
油の粘性によって前進クラッチ（６）にトルクが伝達さ
れ始め、それによってプロペラ軸が回転し始める。プロ
ペラ軸回転数は、第６図の下図に示すように、前進クラ
ッチ圧力が上昇するに従って急激に上昇する。When the hydraulic pressure supplied to the forward clutch (6) via the forward hydraulic oil passage (7) rises to some extent (t 1 ), torque starts to be transmitted to the forward clutch (6) due to the viscosity of the hydraulic oil. , Which causes the propeller shaft to start rotating. As shown in the lower diagram of FIG. 6, the propeller shaft rotational speed rapidly increases as the forward clutch pressure increases.
そして、前進クラッチ側圧力が元圧に一致した前進クラ
ッチ完全嵌入時（t2）には、下図のように一定のプロペ
ラ軸回転数となる。Then, when the forward clutch is fully engaged (t 2 ) when the forward clutch side pressure matches the original pressure, the propeller shaft rotation speed becomes constant as shown in the figure below.
ところで、この種の舶用減速逆転機が搭載される船舶で
は、前記の前後進切換弁（２）の切換レバー（20）を前
進位置から後進位置に急激に倒すクラッシュアスターン
操作が行なわれることがある。By the way, in a ship equipped with this type of speed reducer / reverse gear, a crash astern operation may be performed in which the switching lever (20) of the forward / reverse switching valve (2) is rapidly tilted from the forward position to the reverse position. is there.
第７図は、この従来例におけるクラッシュアスターン操
作時における作動油圧とプロペラ軸回転数の時間変化を
示している。すなわち、メイン通路（３）の元圧は、上
図のようにクラッシュアスターン開始時（t3）から急速
に降下するが、プロペラ軸回転数は、上記の切換レバー
（20）を中立位置から後進位置に倒しても、下図に示さ
れるように、船速に影響されて中々低下しない。そのた
め、後進クラッチ（８）の作動油圧が上図の１点鎖線の
ようにある程度上昇して、後進クラッチ（８）へトルク
が伝達され始めたトルク伝達開始時（t4）でも、プロペ
ラ軸回転数は零にはならず高速回転することになる。FIG. 7 shows the changes over time in the operating oil pressure and the propeller shaft rotation speed during a crash astern operation in this conventional example. That is, the source pressure of the main passage (3) rapidly drops from the start of the crash astern (t 3 ) as shown in the above figure, but the propeller shaft speed changes from the neutral position of the switching lever (20). Even when the vehicle is moved to the reverse position, it does not decrease significantly due to the ship speed, as shown in the figure below. Therefore, the operating oil pressure of the reverse clutch (8) rises to some extent as shown by the one-dot chain line in the above figure, and even when torque is started to be transmitted to the reverse clutch (8) (t 4 ), the propeller shaft rotates. The number will not be zero and will rotate at high speed.
したがって、後進クラッチ側圧力が元圧に一致した後進
クラッチ完全嵌入時（t5）でも、後進クラッチ（８）の
被動板（8a）（8a）……と駆動板（8b）（8b）……の相
対回転は零にはならず、互いに擦れ合いながら回転する
ことになる。それゆえ、プロペラ軸回転数が零になる前
後進反転時（t6）には、高圧の作動油圧が後進クラッチ
（８）に作用することになり、それによって大きな嵌入
時ショックを発生したり、後進クラッチ（８）に“鳴
き”と称する現象が生じたり、最悪の場合にはエンジン
ストップを招来するという種々の問題点がある。Therefore, even when the reverse clutch side pressure matches the original pressure, even when the reverse clutch is completely engaged (t 5 ), the driven plates (8a) (8a) of the reverse clutch (8) and the drive plates (8b) (8b) ... Relative rotation of does not become zero, but it will rotate while rubbing against each other. Therefore, when the propeller shaft rotation speed becomes zero (t 6 ), the high working hydraulic pressure acts on the reverse clutch (8), which causes a large shock at the time of engagement, There are various problems that a phenomenon called "squeal" occurs in the reverse clutch (8), and in the worst case, it causes an engine stop.
従来、このようなクラッシュアスターン時のトラブルを
防止する試みとしては、下記のような二通りの方法が考
えられていた。Conventionally, the following two methods have been considered as attempts to prevent such troubles during crash astern.
その一つは、エンジン回転数センサからの検出信号に応
じて動作する“エンスト防止用リレー”により、前後進
切換弁（２）の切換レバー（20）を操作するための操作
機構を作動させるようにすることである。すなわち、エ
ンジンが停止する寸前に、上記の“エンスト防止用リレ
ー”をON状態にして、それによって切換レバー（20）を
一旦中立位置に戻す一方、エンジン回転数が再上昇した
ときには、“エンスト防止用リレー”をOFF状態にし
て、それによって切換レバー（20）を再び後進位置に倒
して逆推力を掛け、このような操作がエンジンストップ
を生じない船速まで繰り返して行なうようにされてい
る。One of them is to operate an operating mechanism for operating the switching lever (20) of the forward / reverse switching valve (2) by an "engine stall prevention relay" that operates according to a detection signal from the engine speed sensor. Is to In other words, just before the engine stops, the "Enisting prevention relay" is turned on and the switching lever (20) is once returned to the neutral position, while when the engine speed rises again, "Engine stall prevention" is performed. The "relay" is turned off, the switch lever (20) is tilted to the reverse position again to apply reverse thrust, and such an operation is repeated until the engine speed does not cause engine stop.
しかしながら、その間には、後進クラッチ（８）の駆動
板（8b）（8b）……と被動板（8a）（8a）……とが半ク
ラッチ状態で接触するから、どうしても無理が掛り早期
に摩耗してメンテナンス期間が短くなるのみならず、船
速が充分に低下する迄長時間要するという不都合があ
る。However, during that time, the drive plates (8b) (8b) of the reverse clutch (8) and the driven plates (8a) (8a) contact with each other in a half clutch state. In addition to shortening the maintenance period, it takes a long time for the ship speed to sufficiently decrease.
そのため、従来では、緩嵌入弁付調圧器（５）として、
第８図に示すようなものが使用されている。このもので
は、調圧器本体（11）を構成するバルブケース（12a）
に内蔵された緩嵌入弁（16）に、そのバルブケース（12
a）の開口部分を塞ぐ前蓋（12b）を貫通して突出する中
空状の軸部（16a）が設けられるとともに、その中間部
分に大小のばね受け段部（24a）（24b）を有する螺子棒
（24）が、上記軸部（16a）へ挿入状態に螺合されてい
る。そして、外側のばね受け段部（24a）と調圧弁（1
3）との間には、ばね定数の小さい中立時作動油圧設定
用ばね（25）が介装されるとともに、その中立時作動油
圧設定用ばね（25）の内側に、ばね定数の大きいクラッ
チ嵌入時圧力設定用ばね（26）が配置されている。この
クラッチ嵌入時圧力設定用ばね（26）は、中立時には内
側のばね受け段部（24b）から離れて完全に伸び切った
状態となっている。Therefore, conventionally, as a pressure regulator (5) with a loose fitting valve,
The one shown in FIG. 8 is used. In this case, the valve case (12a) that composes the pressure regulator body (11).
The loose fitting valve (16) built into the
A screw having a hollow shaft portion (16a) protruding through the front lid (12b) for closing the opening portion of a) and having large and small spring receiving step portions (24a) (24b) in the middle portion thereof. The rod (24) is screwed into the shaft portion (16a) in an inserted state. Then, the outer spring receiving step (24a) and the pressure regulating valve (1
A neutral pressure hydraulic pressure setting spring (25) with a small spring constant is interposed between the 3) and the neutral hydraulic pressure setting spring (25), and a clutch with a large spring constant is fitted inside the spring. An hour pressure setting spring (26) is arranged. When the clutch is engaged, the pressure setting spring (26) is in a completely extended state when separated from the inner spring receiving step portion (24b) at the time of neutrality.
したがって、このものでは、前記の切換レバー（20）を
例えば中立位置から前進位置に倒す通常操作時において
は、外側の中立時作動油圧設定用ばね（25）の働きによ
り、第９図に示すように、前進クラッチ完全嵌入時
（t2）を過ぎてから暫くの間は元圧曲線が変化せずに、
若干の遅延時間（Δｔ）が経過して、前記の緩嵌入弁
（16）と一体的に移動する螺子棒（24）の内側のばね受
け段部（24b）が、ばね応力の大きいクラッチ嵌入時圧
力設定用ばね（26）に当接してから、そのクラッチ嵌入
時圧力設定用ばね（26）の付勢力が中立時作動油圧設定
用ばね（25）の付勢力に付加することにより、元圧曲線
が急速に立ち上がるようになっている。Therefore, in this one, as shown in FIG. 9, during the normal operation of tilting the switching lever (20) from the neutral position to the forward position, the outer neutral operating hydraulic pressure setting spring (25) works. In addition, the source pressure curve does not change for a while after the forward clutch is completely engaged (t 2 ),
When a slight delay time (Δt) has passed and the spring receiving step portion (24b) inside the screw rod (24) that moves integrally with the loose fitting valve (16) has a large spring stress, when the clutch is fitted. After contacting the pressure setting spring (26), the urging force of the clutch setting pressure setting spring (26) is added to the urging force of the neutral operating hydraulic pressure setting spring (25) to obtain the original pressure curve. Is starting to rise rapidly.
それゆえ、クラッシュアスターン操作時での前後進反転
時（t6′）を、第７図の下図に示すように、後進クラッ
チ完全嵌入時（t5）から或程度遅延させることができ
る。Therefore, the forward / reverse reversal (t 6 ′) during the crash astern operation can be delayed to some extent from the reverse clutch complete engagement (t 5 ) as shown in the lower diagram of FIG. 7.
発明が解決しようとする問題点 しかし、このようにしても、大きな嵌入時ショックが発
生したり、後進クラッチ（８）に“鳴き”が生じたり、
エンジンストップが発生するというトラブルは、依然と
して改善されなかった。Problems to be Solved by the Invention However, even in such a case, a large shock is generated at the time of insertion, or "squeal" occurs in the reverse clutch (8),
The trouble of engine stop still remained.
このようなトラブルは、第９図において、遅延時間（Δ
ｔ）の間の圧力変化（Δｐ）を少なくすればよいのだ
が、そのためには前記の中立時作動油圧設定用ばね（2
5）のばね定数を小さくする必要がある。Such a trouble is shown in FIG. 9 by the delay time (Δ
It suffices to reduce the pressure change (Δp) during t). To do so, the neutral operating hydraulic pressure setting spring (2
It is necessary to reduce the spring constant of 5).
ところで、中立時作動油圧設定用ばね（25）等に使用す
るコイルばね部材のばね定数を小さくするには、．ば
ね材の線径を細くするか、．巻数を増やすか、．コ
イルの平均径を大きくするかすればよいことは判明して
いる。By the way, in order to reduce the spring constant of the coil spring member used for the neutral operating hydraulic pressure setting spring (25) and the like ,. Reduce the wire diameter of the spring material, or. Increase the number of turns ,. It has been found that it is sufficient to increase the average diameter of the coil.
しかながら、中立時作動油圧設定用ばね（25）を１本と
したまま線径を落とせば、許容荷重の関係から中立圧が
低くなり過ぎるから、機構的に成り立たないという不都
合がある。一方、線径を落とさずに同一コイル径のまま
巻数をふやせば、密着長さが長くなり弁仕組が大型化す
るという難点がある。それでは、巻数を増やさずにコイ
ル径を大きくしようとすれば、充分なばね定数を得るた
めにはコイル径が非常に大きくなり、同じく弁仕組が大
型化するという難点がある。However, if the wire diameter is reduced while the number of the neutral operating hydraulic pressure setting springs (25) is reduced, the neutral pressure becomes too low due to the allowable load, which is a mechanical failure. On the other hand, if the number of windings is increased with the same coil diameter without reducing the wire diameter, the contact length becomes long and the valve mechanism becomes large. Then, if an attempt is made to increase the coil diameter without increasing the number of turns, the coil diameter becomes very large in order to obtain a sufficient spring constant, and the valve mechanism also becomes large.
この発明は、このような問題点に鑑みて成されたもの
で、緩嵌入弁が作動し始めてからの元圧の圧力上昇が極
力少ない緩嵌入弁付調圧装置を提供することを目的とし
ている。The present invention has been made in view of such problems, and an object thereof is to provide a pressure regulator with a loose fitting valve in which a rise in the original pressure after the loose fitting valve starts to operate is minimized. .
問題点を解決するための手段 上記目的を達成するための手段をこの発明の一実施例に
対応する第１図を用いて説明する。すなわち、この発明
では、調圧弁（13）と緩嵌入弁（16）との間に、クラッ
チ嵌入時圧力設定用ばね（26）と中立時作動油圧設定用
ばね（25）をバルブケース（12a）の軸に平行に設け、
クラッチ嵌入時圧力設定用ばね（26）はその自然長が中
立時の調圧弁（13）と緩嵌入弁（16）とが対向する内面
間の距離より短く設定されたものであり、中立時作動油
圧設定用ばね（25）はその軸心をクラッチ嵌入時圧力設
定用ばね（26）の軸心と同心とする複数のばね（25a）
（25b）を並列に設けた合成ばねの形をとるとともに、
その合成ばねを構成する各ばねの両端のそれぞれを常
時、調圧弁（13）と緩嵌入弁（16）の内面に当接させて
いる。Means for Solving the Problems Means for achieving the above object will be described with reference to FIG. 1 corresponding to one embodiment of the present invention. That is, according to the present invention, the clutch fitting pressure setting spring (26) and the neutral working hydraulic pressure setting spring (25) are provided between the pressure regulating valve (13) and the loose fitting valve (16) in the valve case (12a). Installed parallel to the axis of
The natural length of the clutch engagement pressure setting spring (26) is set to be shorter than the distance between the inner surfaces of the pressure regulating valve (13) and the loose engagement valve (16) facing each other when the neutral position is set. A plurality of springs (25a) whose hydraulic pressure setting spring (25) has its axis concentric with that of the clutch engaging pressure setting spring (26).
(25b) in parallel with the shape of a synthetic spring,
Both ends of each spring constituting the composite spring are always brought into contact with the inner surfaces of the pressure regulating valve (13) and the loose fitting valve (16).
作用 複数の中立時作動油圧設定用ばね部材（25a）（25b）を
並列させることにより、ばね材の付勢力を落とすことな
く、合成したばね定数を低下させることができる。Action By arranging a plurality of neutral-time operating hydraulic pressure setting spring members (25a) (25b) in parallel, the combined spring constant can be reduced without reducing the biasing force of the spring material.
実施例 以下、この発明の一実施例を図面に基づいて説明する。
なお、使用する符号については、変更を要しないものに
は、以前使用したものをそのまま使用する。Embodiment An embodiment of the present invention will be described below with reference to the drawings.
As for the codes to be used, the ones that have been used before are used as they are for those that do not need to be changed.
すなわち、この実施例でも、調圧器本体（11）を構成す
るバルブケース（12a）の一端側には、調圧弁（13）が
前後摺動自在に内挿されており、その調圧弁（13）を環
状に取り囲む調圧弁室（27）には、潤滑油ポート（15）
が接続されている。すなわち、第４図に示すサブ通路
（４）に通じるポンプポート（14）から流入した圧油
が、上記の調圧弁（13）を押しのけて調圧弁室（27）に
流入した後、その調圧弁室（27）に連続した潤滑油ポー
ト（15）から排出されるようになっている。That is, also in this embodiment, the pressure regulating valve (13) is inserted in one end side of the valve case (12a) constituting the pressure regulator main body (11) so that the pressure regulating valve (13) can slide forward and backward. The pressure regulating valve chamber (27) that surrounds the
Are connected. That is, the pressure oil flowing from the pump port (14) leading to the sub-passage (4) shown in FIG. 4 pushes the pressure regulating valve (13) into the pressure regulating valve chamber (27) and then the pressure regulating valve. It is designed to be discharged from the lubricating oil port (15) continuous to the chamber (27).
一方、バルブケース（12a）の他端側に前後摺動自在に
内挿された緩嵌入弁（16）には、この発明に係る大小２
本の中立時作動油圧設定用ばね（25a）（25b）の各一端
側が当接している。これらの中立時作動油圧設定用ばね
（25a）（25b）は、それぞれの平均コイル径を大きくす
ることにより、単位あたりのばね定数が小さいものとな
っている。それゆえ、この２個の中立時作動油圧設定用
ばね（25a）（25b）を組み合わせた合成ばね定数は、許
容荷重による制限を受けることなく小さなものとなって
いる。しかも、外側の中立時作動油圧設定用ばね（25
a）の内側に、もう１本の中立時作動油圧設定用ばね（2
5b）が収納されているから、１本のばね材について平均
コイル径を大きくする場合よりも大きなスペースを必要
とせず、コンパクトに納めることができることになる。On the other hand, the loose fitting insertion valve (16) inserted in the other end side of the valve case (12a) so as to be slidable in the front-rear direction has a large size 2
One end side of each of the neutral operating hydraulic pressure setting springs (25a, 25b) is in contact with the book. The springs (25a) and (25b) for setting the neutral operating hydraulic pressure have a small spring constant per unit by increasing the average coil diameter of each spring. Therefore, the combined spring constant obtained by combining the two neutral operating hydraulic pressure setting springs (25a, 25b) is small without being restricted by the allowable load. Moreover, the outside neutral operating hydraulic pressure setting spring (25
Inside the a), there is another spring (2
Since 5b) is housed, it does not require a larger space than the case where the average coil diameter is increased for one spring material, and can be housed compactly.
上記の緩嵌入弁（16）の中空状の軸部（16a）に挿通状
態に螺合された螺子棒（24）の中間部分には、上記中立
時作動油圧設定用ばね（25a）（25b）の内側に配置され
たクラッチ嵌入時圧力設定用ばね（26）が着座するフラ
ンジ状ばね受け部（28）が形成されている。このクラッ
チ嵌入時圧力設定用ばね（26）は、平均コイル径を小さ
くすることによって大きなばね定数を得ている。At the intermediate portion of the screw rod (24) screwed into the hollow shaft portion (16a) of the loose fitting valve (16) in the inserted state, the neutral operating hydraulic pressure setting springs (25a) (25b) are provided. A flange-shaped spring bearing portion (28) on which a clutch fitting pressure setting spring (26) disposed inside the seat is seated. The clutch engagement pressure setting spring (26) obtains a large spring constant by reducing the average coil diameter.
また、バルブケース（12a）の開口部分を塞ぐ前蓋（12
b）には、この前蓋（12b）を貫通して突出する前記の軸
部（16a）の軸端部分を保護するための保護キャップ（2
9）が取り付けられている。なお、前記軸部（16a）を貫
通して突出した螺子棒（24）の軸端部分には横溝（30）
が形成されている。この横溝（30）に保護キャップ（2
9）に設けた開口部（31）から差し込んだドライバー等
を係止して、螺子棒（24）だけを軸方向に回動すること
により、前記のフランジ状ばね受け部（28）が緩嵌入弁
（16）に対して相対的に軸方向へ進退するようになって
いる。In addition, the front cover (12) that closes the opening of the valve case (12a)
In b), a protective cap (2) for protecting the shaft end portion of the shaft portion (16a) protruding through the front lid (12b).
9) is attached. In addition, a lateral groove (30) is formed on the shaft end portion of the screw rod (24) protruding through the shaft portion (16a).
Are formed. Protective cap (2
By locking a screwdriver etc. inserted through the opening (31) provided in 9) and rotating only the screw rod (24) in the axial direction, the flange-shaped spring receiving portion (28) is loosely inserted. It is adapted to move back and forth in the axial direction relative to the valve (16).
前記の調圧弁（13）には、大中小のばね受け部（13a）
（13b）（13c）が相対峙する緩嵌入弁（16）と向き合う
ように設けられており、最も内側のばね受け部（13c）
には、クラッチ嵌入時圧力設定用ばね（26）の他端側が
着座する一方、外側の二つのばね受け部（13a）（13b）
には、中立時作動油圧設定用ばね（25a）（25b）の各他
端側が着座するようになっている。そして、前記のクラ
ッチ嵌入時圧力設定用ばね（26）は、通常状態ではフラ
ンジ状ばね受け部（28）から離れた“遊び”の状態にあ
る。したがって、中立時においては、２個の中立時作動
油圧設定用ばね（25a）（25b）による付勢力が、緩嵌入
弁（16）を介して調圧弁（13）に作用することになる。The pressure regulating valve (13) includes large, medium and small spring receiving portions (13a).
(13b) and (13c) are provided so as to face the loose fitting insertion valve (16) which is relatively opposed, and the innermost spring receiving portion (13c).
The other end of the pressure setting spring (26) for clutch engagement is seated on the other side, while the two outer spring receiving portions (13a) (13b) are seated.
The other end of each of the neutral operating hydraulic pressure setting springs (25a, 25b) is seated in the seat. The clutch engaging pressure setting spring (26) is in a "play" state in which it is separated from the flange-shaped spring receiving portion (28) in a normal state. Therefore, in the neutral state, the urging forces of the two neutral-state operating hydraulic pressure setting springs (25a) and (25b) act on the pressure regulating valve (13) via the loose fitting valve (16).
また、前記のバルブケース（12a）の前後中間部分に
は、第４図の連絡通路（10）へ通じる背圧ポート（32）
が設けられおり、この背圧ポート（32）に連続した油通
路（33）には、逆止弁を構成する逆止弁部材（34）が前
後摺動自在に内挿されている。この逆止弁部材（34）
は、前記の背圧ポート（32）から油が流入したときに、
その圧力によって油通路（33）に設置した環状座（35）
に当接して、この油通路（33）を閉鎖するようになって
いる。また、バルブケース（12a）には、第２図に示さ
れるように、上記の逆止弁部材（34）とは位相状態が異
なったところに軸穴（36）が形成されており、この軸穴
（36）に可変絞り機構を構成する軸部材（37）が進退自
在に螺子されている。上記の軸穴（36）の底部には、前
記の逆止弁部材（34）の上流側の油通路（33）に臨んで
開口する横穴（38）の他端側が接続されている。そし
て、その横穴（38）から流入した油は、上記軸部材（3
7）の先端部分に設けたテーパー部（39）と軸穴（36）
との間の隙間を通る間に絞られ、その絞られた油が前記
の前蓋（12b）と緩嵌入弁（16）との間に形成される周
側室（40）へ通じる横穴（41）を通り、第１図に示すよ
うに上記の周側室（40）へ流入した後、上記の前蓋（1
3）に設けられた切欠（42）を介して、緩嵌入弁（16）
の背面側に前記軸部（16a）を取り囲んで形成された背
圧室（43）へ流入するようになっている。なお、背圧室
（43）への圧油の供給量は、前記の軸部材（37）を回動
させてテーパー部（39）を進退させることによって調節
されるようになっている。また、上記の周側室（40）に
は、前記の油通路（33）が別径路で接続されている。し
たがって、背圧室（43）の油が排出されるときには、前
記の逆止弁部材（34）が押しのけられて速やかに排出さ
れることになる。Further, the back pressure port (32) leading to the communication passage (10) shown in FIG.
A check valve member (34) forming a check valve is inserted in the oil passage (33) continuous with the back pressure port (32) so as to be slidable back and forth. This check valve member (34)
When oil flows in through the back pressure port (32),
The annular seat (35) installed in the oil passageway (33) by the pressure.
And the oil passage (33) is closed. As shown in FIG. 2, a shaft hole (36) is formed in the valve case (12a) at a position different in phase from the check valve member (34). A shaft member (37) that constitutes a variable diaphragm mechanism is screwed into the hole (36) so as to be movable back and forth. To the bottom of the shaft hole (36) is connected the other end of the lateral hole (38) that opens toward the oil passage (33) on the upstream side of the check valve member (34). Then, the oil that flows in through the lateral hole (38) flows into the shaft member (3
Tapered part (39) and shaft hole (36) provided at the tip of 7)
A horizontal hole (41) that is squeezed while passing through a gap between the squeezed oil After passing through the peripheral chamber (40) as shown in FIG. 1, the front lid (1
Loose fitting valve (16) through the notch (42) provided in 3)
The back pressure chamber (43) is formed so as to surround the shaft portion (16a) on the back side thereof. The amount of pressure oil supplied to the back pressure chamber (43) is adjusted by rotating the shaft member (37) to move the taper portion (39) forward and backward. Further, the oil passage (33) is connected to the circumferential chamber (40) through another path. Therefore, when the oil in the back pressure chamber (43) is discharged, the check valve member (34) is pushed away and quickly discharged.
第３図は、この実施例のものについての、クラッシュア
スターン操作時における作動油圧とプロペラ軸回転数の
時間変化を示している。この第３図からも明らかよう
に、クラッシュアスターン開始時（t3）から後進クラッ
チ完全嵌入時（t5）迄の時間は、従来のものに比べて殆
ど変化しないが、後進クラッチ完全嵌入時（t5）を過ぎ
てからクラッチ嵌入時圧力設定用ばね（26）が作用しは
じめるまでの低圧保持時間（T1）が、従来のものに比べ
て格段に長くなっている。しかも、その間の圧力変化
（Δｐ）は、前記の中立時作動油圧設定用ばね（25a）
（25b）の合成ばね定数を小さくしたことにより、非常
に少なくなっていることが判る。それゆえ、プロペラ軸
回転数が零になる前後進反転時（t6）においても、元圧
が中立圧と殆ど変わらないから、後進クラッチ（８）が
滑らかに接続されて、嵌入時ショックが著しく低減され
るとともに、クラッチ鳴きを生じることもない。しか
も、後進クラッチ（８）が滑らかに接続されるから、エ
ンジンストップを生じることもなく、船体が速やかに後
進状態となる。FIG. 3 shows the changes over time in the operating oil pressure and the propeller shaft rotational speed during the crash astern operation for this embodiment. As is clear from FIG. 3, the time from the start of the crash astern (t 3 ) to the complete engagement of the reverse clutch (t 5 ) does not change much compared to the conventional one, but when the reverse clutch is fully engaged. The low-pressure holding time (T 1 ) after (t 5 ) until the pressure setting spring (26) for engaging the clutch starts to operate is significantly longer than that of the conventional one. Moreover, the pressure change (Δp) during that time is determined by the spring (25a) for setting the neutral working hydraulic pressure.
It can be seen that the synthetic spring constant of (25b) has been reduced to a very low level. Therefore, even when the propeller shaft speed becomes zero (t 6 ), the original pressure is almost the same as the neutral pressure, so the reverse clutch (8) is smoothly connected and the shock at the time of engagement is remarkable. It is reduced and the clutch does not squeal. Moreover, since the reverse clutch (8) is smoothly connected, the engine is not stopped, and the hull is immediately in the reverse state.
なお、嵌入時の作動油圧力は、前記の緩嵌入弁（16）の
軸部（16a）を貫通して突出する螺子棒（24）の軸端部
分を、前蓋（12b）に取り付けた保護キャップ（29）の
開口部（31）からドライバー等を差し込んで回動操作す
ることによって自由に調整することができる。The hydraulic oil pressure at the time of fitting is such that the shaft end portion of the screw rod (24) protruding through the shaft portion (16a) of the loose fitting valve (16) is attached to the front lid (12b). It can be freely adjusted by inserting a screwdriver or the like through the opening (31) of the cap (29) and rotating the same.
また、上記の低圧保持時間（T2）は、前記の軸部材（3
7）を進退させることにより、自由に変更することがで
きる。Further, the above low pressure holding time (T 2 ) is the same as the above-mentioned shaft member (3
It can be changed freely by advancing and retracting 7).
発明の効果 以上のように、この発明では、バルブケース内に摺動可
能に配設される調圧弁と緩嵌入弁とを備え、油圧クラッ
チの前後進切換操作時に、中立時の低圧状態からクラッ
チ嵌入時の高圧状態への圧力変化を遅延させる舶用減速
逆転機の緩嵌入弁付調圧装置において、 前記調圧弁と緩嵌入弁との間に、第１のばねと第２のば
ねがバルブケースの軸に平行に設けられ、第１のばねは
その自然長が中立時の前記調圧弁と緩嵌入弁とが対向す
る内面間の距離より短く設定されており、第２のばねは
その軸心を第１のばねの軸心と同心とする複数のばねを
並列に設けた合成ばねの形をとるとともに、その合成ば
ねを構成する各ばねの両端のそれぞれを常時、前記調圧
弁と緩嵌入弁の内面に当接させていることにより、１本
のばねによって実現されるばね定数と略同等の合成ばね
定数が、最も外側のばねの平均コイル半径が同一素材を
用いた１本のばねによる場合よりもはるかに小さい条件
の下で実現できることになるから、平均コイル半径の増
加も少なくて済むのみならず、各単位のばねについて巻
数を増やさずに済むから、密着長さの増加も抑えられる
ことになり、装置全体を大型化せずに中立圧を低圧に設
定しつつ、緩嵌入弁動作状態での圧力変化が少ない低圧
保持時間を長くすることが可能となる。したがって、こ
の種の緩嵌入弁付調圧装置が使用される舶用減速逆転機
について、特にクラッシュアスターン操作時でのクラッ
チ鳴きが防止されて耐久性が向上するとともに、嵌入時
ショックを軽減されるばかりでなく、更にはクラッチ接
続時でのトルク変動が少なくなってエンジンストップが
防止され、ひいては短時間で船体を後進させることがで
きるという効果が得られる。As described above, according to the present invention, the pressure regulating valve and the loose fitting valve, which are slidably disposed in the valve case, are provided, and when the hydraulic clutch is switched between forward and backward, the clutch is changed from a low pressure state at neutral to a clutch state. In a pressure regulator with a loose fitting valve for a marine reduction / reversing machine, which delays a pressure change to a high pressure state during fitting, a first case and a second spring are provided between the pressure adjusting valve and the slow fitting valve. Is provided parallel to the axis of the first spring, the natural length of the first spring is set to be shorter than the distance between the inner surfaces of the pressure regulating valve and the loose fitting valve that face each other in the neutral state, and the second spring has its axial center. Is in the form of a composite spring in which a plurality of springs concentric with the shaft center of the first spring are provided in parallel, and both ends of each spring constituting the composite spring are constantly provided with the pressure regulating valve and the loose fitting valve. Realized by a single spring by contacting the inner surface of The average spring radius can be achieved under the condition that the average spring radius of the outermost spring is much smaller than that of a single spring made of the same material. Not only does this increase the number of turns, but also the number of turns for each unit of spring does not need to be increased, the increase in the contact length can be suppressed, and the neutral pressure is set to a low pressure without increasing the size of the entire device. At the same time, it is possible to lengthen the low pressure holding time in which the pressure change in the loose fitting valve operation state is small. Therefore, in a marine speed reducer / reverser in which this type of pressure regulator with a loose fitting valve is used, clutch squeal is prevented particularly during a crash astern operation, durability is improved, and shock during fitting is reduced. Not only that, but also the torque fluctuation when the clutch is engaged is reduced, engine stop is prevented, and the hull can be moved backward in a short time.
第１図は、この発明の一実施例を示す緩嵌入弁付調圧器
の全体断面図、第２図は、絞り機構付近の緩嵌入弁付調
圧器の一部断面図、第３図は、この実施例におけるクラ
ッシュアスターン操作時での作動油圧とプロペラ軸回転
数の時間変化を示すグラフ、第４図は、緩嵌入弁付調圧
装置を備えた舶用減速逆転機の油圧回路図、第５図は、
従来例を示す全体断面図、第６図は、第５図従来例にお
ける通常操作時での作動油圧とプロペラ軸回転数の時間
変化を示すグラフ、第７図は、同じく第６図従来例にお
けるクラッシュアスターン操作時での作動油圧とプロペ
ラ軸回転数の時間変化を示すグラフ、第８図は、別の従
来例を示す全体断面図、第９図は、第８図従来例におけ
る通常操作時での作動油圧とプロペラ軸回転数の時間変
化を示すグラフである。 （25a）（25b）……中立時作動油圧設定用ばね、（26）
……クラッチ嵌入時圧力設定用ばね、FIG. 1 is an overall sectional view of a pressure regulator with a loose fitting valve, showing an embodiment of the present invention, FIG. 2 is a partial sectional view of the pressure regulator with a loose fitting valve near the throttle mechanism, and FIG. FIG. 4 is a graph showing changes with time in hydraulic pressure and propeller shaft rotational speed during a crash astern operation in this embodiment. FIG. 4 is a hydraulic circuit diagram of a marine speed reducer / reverse gear equipped with a pressure regulator with a loose fitting valve. Figure 5 shows
FIG. 6 is an overall cross-sectional view showing a conventional example, FIG. 6 is a graph showing changes over time in operating oil pressure and propeller shaft rotation speed during normal operation in FIG. 5, conventional example, and FIG. Fig. 8 is a graph showing changes over time in operating oil pressure and propeller shaft rotation speed during crash astern operation, Fig. 8 is an overall sectional view showing another conventional example, and Fig. 9 is Fig. 8 during normal operation in the conventional example. 5 is a graph showing changes over time in operating hydraulic pressure and propeller shaft rotation speed. (25a) (25b) ...... Spring for setting hydraulic pressure at neutral, (26)
... Spring for setting pressure when clutch is engaged,
Claims (3)
圧弁と緩嵌入弁とを備え、油圧クラッチの前後進切換操
作時に、中立時の低圧状態からクラッチ嵌入時の高圧状
態への圧力変化を遅延させる舶用減速逆転機の緩嵌入弁
付調圧装置において、 前記調圧弁と緩嵌入弁との間に、第１のばねと第２のば
ねがバルブケースの軸に平行に設けられ、第１のばねは
その自然長が中立時の前記調圧弁と緩嵌入弁とが対向す
る内面間の距離より短く設定されており、第２のばねは
その軸心を第１のばねの軸心と同心とする複数のばねを
並列に設けた合成ばねの形をとるとともに、その合成ば
ねを構成する各ばねの両端のそれぞれを常時、前記調圧
弁と緩嵌入弁の内面に当接させていることを特徴とする
舶用減速逆転機の緩嵌入弁付調圧装置。1. A pressure regulating valve and a loose fitting valve, which are slidably disposed in a valve case, are provided to shift from a low pressure state at a neutral state to a high pressure state at a clutch engaging state during a forward / reverse switching operation of a hydraulic clutch. In a pressure regulator with a loose fitting valve for a marine reduction / reversing machine, which delays a pressure change, a first spring and a second spring are provided in parallel with the axis of the valve case between the pressure regulating valve and the loose fitting valve. , The natural length of the first spring is set shorter than the distance between the inner surfaces of the pressure regulating valve and the loose fitting valve that face each other when the spring is neutral, and the second spring has its axis centered on the axis of the first spring. It takes the form of a composite spring in which a plurality of springs that are concentric with each other are provided in parallel, and both ends of each spring that constitutes the composite spring are always in contact with the inner surfaces of the pressure regulating valve and the loose fitting valve. A pressure regulator with a loose fitting valve for a marine reduction / reversing machine.
調節部材を有する特許請求の範囲第１項記載の舶用減速
逆転機の緩嵌入弁付調圧装置。2. The pressure adjusting device with a loose fitting valve for a marine speed reducer / reverser according to claim 1, further comprising an adjusting member for adjusting the urging force of the first spring.
節するための可変絞り機構を有する特許請求の範囲第１
項又は第２項記載の舶用減速逆転機の緩嵌入弁付調圧装
置。3. A variable throttle mechanism for adjusting the flow rate of hydraulic oil during forward / reverse switching operation.
The pressure regulator with a loose fitting valve for a marine reduction / reversing machine according to the item 1 or 2.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP62108044A JPH0723753B2 (en) | 1987-04-30 | 1987-04-30 | Pressure regulator with loose fitting valve for marine reduction / reversing machine |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP62108044A JPH0723753B2 (en) | 1987-04-30 | 1987-04-30 | Pressure regulator with loose fitting valve for marine reduction / reversing machine |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS63275864A JPS63275864A (en) | 1988-11-14 |
| JPH0723753B2 true JPH0723753B2 (en) | 1995-03-15 |
Family
ID=14474515
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP62108044A Expired - Fee Related JPH0723753B2 (en) | 1987-04-30 | 1987-04-30 | Pressure regulator with loose fitting valve for marine reduction / reversing machine |
Country Status (1)
| Country | Link |
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| JP (1) | JPH0723753B2 (en) |
Families Citing this family (4)
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|---|---|---|---|---|
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| EP1903238B1 (en) * | 2006-09-21 | 2013-03-27 | Schaeffler Technologies AG & Co. KG | Hydraulic system |
| WO2019142258A1 (en) * | 2018-01-17 | 2019-07-25 | 三菱電機株式会社 | Scroll compressor |
Family Cites Families (4)
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| JPS5765467A (en) * | 1980-10-09 | 1982-04-21 | Komatsu Ltd | Relief valve |
| JPS5821073A (en) * | 1981-07-29 | 1983-02-07 | Shikoku Kakoki Co Ltd | Pressure regulator valve |
| JPS5911946U (en) * | 1982-07-15 | 1984-01-25 | 株式会社稲坂歯車製作所 | Valve device for hydraulic clutch control |
-
1987
- 1987-04-30 JP JP62108044A patent/JPH0723753B2/en not_active Expired - Fee Related
Also Published As
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| JPS63275864A (en) | 1988-11-14 |
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