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Cette invention se rapporte aux systèmes de propulsion marine, com- prenant des engrenages pour la marche avant et pour la marche arrière, avec des embrayages positifs, possédant par exemple des dents d'embrayage à mâchoires, pour embrayer sélectivement les engrenages en vue de l'entraînement de l'hélice en marche avant ou en marche arrière, et dans lesquels il est désirable que l'ar- bre de l'hélioe et le système d'engrenages soient sensiblement à l'arrêt quand ces embrayages sont manoeuvrés.
Afin d'amener l'hélice à l'arrêt en un temps réduit, un frein puis- sant, appliqué de préférence par un servo-moteur, actionné par exemple par la pression d'un fluide, est nécessaire. Ce frein est toutefois indésirable s'il est prévu pour être appliqué avec la même pression pour toute la gamme de vites- ses de l'arbre de l'hélice, par exemple depuis la vitesse de fonctionnement nor- male jusqu'à une vitesse 'nulle$ particulièrement dans le cas d'hélices de grand diamètre avec une vitesse normale de rotation relativement faible, car le frein doit être suffisamment puissant-pour vaincre le couple élevé développé par l'hé- lice lorsqu'on l'amène à l'arrêt, pendant que le navire est en mouvement à une vi- tesse relativement élevée.
Cette action de freinage est indûment sévère si le frein est appliqué à pleine puissance lorsque le navire et l'hélice sont en mou- vement à faible vitesse par exemple pendant les manoeuvres en avant et en arriè- re, en raison du fait que le couple de l'hélice varie très approximativement com- me le carré de la vitesse.
Le but de l'invention est d'éviter ces difficultés, et suivant celle- ci la pression d'application du frein, par exemple la pression du fluide action- nant un servo-moteur de freinage, est automatiquement proportionnée à la vites- se de l'arbre de l'hélice, sur au moins une partie de l'étendue de la gamme de vi- tesses de l'hélice, la pression du frein étant plus grande à une vitesse;plus éle- vée de l'arbre de 1!hélice qu'à une vitesse inférieure de cet arbre.
La pression d'application du frein peut être prévue pour décroître de manière continue avecla diminution de la vitesse de l'arbre de l'hélice, sur l'étendue de la gamme de vitesses de cette hélice, ou une partie de cette éten- due. Alternativement, la pression d'application du frein peut avoir une valeur relativement élevée, sensiblement constante, pour une partie supérieure de l'é- tendue de la gamme de vitesses de l'hélice pour laquelle le frein est efficace, et une valeur inférieure, sensiblement constante, dans la partie inférieure de la gamme de vitesses de l'hélice comprenant la position d'arrêt.
Il peut être anti-économique d'employer un frein très puissante pour l'appliquer dans la partie supérieure de la gamme de vitesses de l'arbre de l'hé- lice, et il peut être désirable (après que la puissance du moteur a été réduite jusqu'à la position de ralenti) de permettre à la vitesse de l'arbre de l'hélice de tomber sans freinage, jusqu'à une vitesse à laquelle on puisse utilement appli- quer un frein de dimension économique. Suivant une autre caractéristique de l'in- vention, des dispositifs sont prévus pour retarder l'application du frein jusqu'à ce que la vitesse de l'arbre de l'hélice tombe à une valeur prédéterminée, qui sera la limite supérieure de la gamme de vitesses pour laquelle le frein est ef- ficace .
Dans la partie inférieure de la gamme de vitesses de l'hélice compre- nant la position d'arrêt, la pression du frein peut être prévue sensiblement con- stante. Un tel résultat sera obtenu en fait si la pression du frein prend diffé- rentes valeurs sensiblement constantes pour différentes gammes de vitesses de l'hé- lice, comme mentionné ci-dessus.
Il peut également être atteint dans le cas où la pression du frein décroît de manière continue après la vitesse de l'hélice pour une partie de la gamme de vitesses de celle-ci, en prévoyant que sous cette., partie de la gamme, la pression du frein conserve une valeur constante, position d'arrêt comprise
Pour faciliter le fonctionnement des embrayages positifs, le système comprend de préférence un dispositif de marche en sens inverse, associé à l'arbre
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d'entrée du train d'engrenages.
Ce dispositif convient pour l'emploi avec des embrayages avant et arrière, possédant des griffes à extrémités aplaties, tels que décrits dans le brevet anglais N 762.901 ou avec des embrayages avant ou arrière, possédant des faces terminales chanfreinées tels qu'on les emploie ha- bituellement dans les systèmes d'engrenages à embrayages sélectifs. Ce disposi- tif de rotation en sens inverse est spécialement utile dans les'cas où le moteur développe un couple de freinage important lorsqu'il est amené à la position de ralenti, et ce dispositif décharge l'embrayage engagé, pour permettre son dégage- ment après que l'arbre de l'hélice a été arrêté.
Ce dispositif fait également tourner l'autre embrayage jusqu'à la position angulaire relative dans laquelle il peut être engagée au cas où il n'est pas dans la position appropriée pour embra- yer avec la denture, lorsque l'arbre de l'hélice est à l'arrêt.
Suivant une autre caractéristique de l'invention,, on prévoit un sys- tème de propulsion marine comprenant un train d'engrenages avant et arrière, avec des embrayages positifs pour positionner sélectivement les engrenages en vue d'en- trainer l'hélice en avant ou en arrière, un frein pouvant être actionné pour ame- ner l'hélice au repos, des moyens de contrôler la pression d'application du frein, suivant la vitesse de l'arbre de l'hélice, pour au moins une partie de la gamme de vitesses de celle-ci, avec le résultat que la pression d'application du frein est plus grande à une vitesse plus élevée de l'arbre de l'hélice, qu'à une vites- se inférieure de celui-ci, et des moyens pour faire tourner en sens inverse l'ar- bre d'entrée du train d'engrenages avant et arrière.
Le fonctionnement de ce dispositif de marche en sens inverse peut être sous le contrôle de la vitesse de l'hélice, de manière qu'il puisse fonction- ner seulement quand la vitesse de l'arbre est nulle, ou sensiblement nulle. Quand le servo-moteur actionnant le frein de l'arbre de l'hélice est commandé par la pression du fluide fourni par une pompe entraînée par cet arbre,la pression du liquide obtenue de cette manière peut être utilisée pour déterminer le moment du fonctionnement de ce dispositif de rotation en sens inverse.
Le frein d'arrêt de l'arbre de l'hélice doit être suffisamment puis- sant pour vaincre le couple élevé dû au fait que l'hélice se comporte comme une roue à aube, après que la puissance qui l'entraîne a été supprimée, et pendant que le navire continue son,mouvement à une vitesse relativement élevéeo Le frein doit également être suffisamment puissant pour vaincre l'inertie de la turbine, et du train d'engrenages qu'elle entraîne, aussi bien que l'inertie de l'hélice et de son arbre, pour amener l'ensemble des arbres à l'arrêt endéans par exemple 5 à 15 secondes, suivant la vitesse.
Dans le cas où la turbine est une turbine à gaz alimenté par un gaz sous pression venant d'un générateur, tel qu'un générateur à piston libre, ce gaz sous pression, normalement évacué et perdu dans la position de ralenti de la tur- bine, peut être employé pour aider à dissiper l'énergie cinétique de la turbine et de l'ensemble des arbres qu'elle entraîne, avant que le frein de l'arbre de l'hélice soit en fonctionnement, ou pendant ce fonctionnement, ce qui permet de réduire la dimension du frein.
La turbine peut être munie d'un rotor de freinage possédant une ou plusieurs rangées d'aubes et de tuyères disposées pour ralentir la rotation de la turbine et du système d'arbre, et de dispositifs de contrôle pour l'admission du fluide de fonctionnement sous pression, par exemple du gaz dans le cas mentionné ci-dessus, vers le rotor de freinage, quand la puissance de la turbine est réduite avant le fonctionnement du frein d'arrêt de l'arbre, et/ ou pendant son fonctionnement. Le rotor de freinage de la turbine est, de préfé- rence, la dimension relativement faible, de manière que les pertes par cavitation pendant le fonctionnement normal de la turbine soient faibles par rapport à la puissance totale de celle-ci.
Afin que l'invention soit clairement comprise, et facilement mise à profit, elle sera maintenant décrite en plus de détails en se reportant aux des- sins annexés, dans lesquels:
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La figure 1 est une illustration schématique d'un système de propul- sion marine suivant l'invention; la figure 2 est une vue en coupe, à une échelle plus grande que la fi- gure 1, montrant la soupape de réglage de la pression d'air du système qu'illus- tre la figure 1, la soupape de contrôle du frein d'arrêt,et la soupape de commande de l'embrayage de marche arrière; la figure 3 est une vue en coupe de l'embrayage à friction pour la marche arrière ; la figure 4 est une vue en coupe d'une forme de soupape de réglage de la pression d'air,qui peut être employée au lieu de la soupape de réglage que montrent les figures 1 et 2;
la figure 5 montre des courbes se rapportant à la vitesse de l'hélice à la vitesse de la pompe de commande, et à la pression d'application du frein à l'arbre de l'hélice.
En se reportant aux figures 1 à 3 le système de propulsion marine il- lustré comprend un arbre d'entrée 1, disposé pour être entraîné par une turbine (non indiquée), dans un certain sens de rotation (en sens inverse des aiguilles d'une montre lorsqu'il est vu du côté gauche de la figure 1). La turbine d'en- traînement est une turbine de puissance'séparée, avec une source sous pression qui peut être une chaudière à vapeur, ou un oompresseur entraîné par une turbine, ou un générateur à piston libre.
Sur l'arbre d'entrée 1, on a fixé un premier pignon réducteur 2, qui engrène avec une roue dentée 3, sur un arbre intermédiaire 4 de marche avant, portant un second pignon réducteur 5 de marche avanto La roue dentée 3 engrène avec une roue dentée 6 sur un arbre intermédiaire 7 de marche arrières-portant un second pignon réducteur 8 de marche arrière. Les pignons avant et arrière 5 et 8 engrènent avec une roue dentée de sortie 9, fixée sur un arbre d'hélice 10.
Entre la roue dentée 3 et l'arbre intermédiaire 4 de marche avant, on a prévu un embrayage de marche avant C1 (qui peut être un embrayage synchrone autocoulissant) qui comprend, dans l'exemple indiqué, un élément Il d'embrayage à mâchoires, por- té par la roue dentée 3, et un élément 12 d'embrayage à mâchoires;
agissant con- jointement et déplaçable axialement, monté sur un prolongement de l'arbre inter- médiaire 4 de marche avanto Entre la roue dentée 6 et l'arbre intermédiaire 7 de marche arrière, on a prévu un embrayage C2 de marche arrière (qui peut être également un embrayage synchrone autocoulissant) qui comprend un élément 11' d'embrayage à mâchoires, porté par la roue dentée 6, et un élément 12' d'embraya- ge à mâchoires, mobile et agissant conjointement, monté sur un prolongement de l'arbre intermédiaire 7 de marche arrière.
Les éléments d'embrayage 12 et 12' portent des rainures annulaires respectives 21 et 21',dans lesquels s'engagent des tétons 22 et 22', portés par des fourchettes à ressort A et B, dont les tringles de commande 23 et 23' sont re- liées par des bielles à un levier 24 pivotant en 25, et portant une saillie 26 et une manette 27.
Le levier 24 peut être placé au moyen de la manette 27 en trois posi- tions différentes, avant, neutre et arrière (I, II et III dans le dessin). Dans la position neutre, la saillie 26 engage l'extrémité élargie d'un piston 37, pou- vant glisser dans un cylindre 38, et repoussé vers l'extérieur par un ressort de compression 39. Le piston 37 possède une partie 40 de diamètre réduit, et consti- tue avec le cylindre 38 et le ressort 39 une soupape de manoeuvre dont la fonction sera expliquée ci-après. Une extrémité d'une tringle 50 guidée longitudinalement est reliée en 51, de manière à pouvoir pivoter, à un levier 52 commandant l'ali- mentation de la turbine à gaz, monté, de manière à pouvoir pivoter en 53.
La tringle 50 porte sur l'extrémité supérieure de la tige 54 d'un piston 55, pouvant se déplacer dans un cylindre 56, et elle possède une entaille 57 dans laquelle l'extrémité supérieure de la tige de piston 54 peut pénétrer, lorsque le levier
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commandant l'alimentation 52 est déplacé, depuis la position d'alimentation in- diquée en trait plein jusqu'à la position de ralenti indiquée en trait interrom- pu. Un ressort de compression 58 repousse le piston 53 vers le bas. Les parties 54, 55, 56 et 58 forment une commande d'enclenchement, dont la fonction sera dé- crite ci-après. Lorsque le levier 52 commandant l'alimentation est déplacé jus- qu'à la position de ralenti, le levier 50 enclenche l'interrupteur 49 commandant un moteur de lancement.
Un moteur 59 est prévu, sur l'arbre 60 duquel on a fixé une vis sans fin 61 qui fonctionne conjointement avec une roue à vis- tangente 62, fixée sur un arbre 63. Lorsque le moteur 59 est mis sous tension, cet arbre 63 tourne len- tement en sens inverse de la rotation normale de l'arbre d'entrée 1. Ce mécanis- me sert de moteur de lancement pour la turbine, c'est-à-dire pour l'équilibrage thermique du rotor de la turbine lorsqu'il s'est échauffé après avoir fonctionné.
Entre l'arbre 63 et l'arbre d'entrée 1, on a prévu un embrayage à friction C., pour la marche arrière actionné par la pression d'un fluide. L'alimentation de cet embrayage C3 en fluide sous pression se trouve sous le contrôle d'une soupape V1 (figure.1) qui comprend, comme le montre la figure 2, un piston 65, se déplaçant dans un cylindre 66, et une tige de piston 67, se déplaçant dans un cylindre 68, et comprenant une partie 69 de diamètre réduit. 'Un ressort de compression 70 est prévu entre la tige de piston 69 et l'extrémité du cylin- dre 68.
On a fixé, sur l'arbre de l'hélice la, une roue dentée 71, engrenant avec une roue dentée 72 portée par l'arbre 73 d'une pompe à huile 74, par exem- ple une pompe radiale à piston, fonctionnant dans l'un et l'autre sens de rota- tion et aspirant dans un carter. Le liquide, par exemple de l'huile, fourni par la pompe 74, s'écoule par un tuyau 75, portant une dérivation 76 retournant au carter et présentant un passage étrangle 77. Le tuyau 75 porte un autre branche- ment 78 conduisant à une soupape'de sûreté, comprenant un piston 79 commandé par un ressort, susceptible de se déplacer en réponse à une pression excessive dans le tuyau 75, pour permettre l'écoulement de l'huile de ce dernier vers le carter, par un tuyau 80.
Le tuyau 75 conduit vers un tuyau 81 menant lui-même à une soupape de contrôle de la pression d'air V2, qui, comme le montre la figure 2, comprend un élément de soupape 13, relié à un diaphragme 14, et pressé contre son siège par un ressort 15. Le tuyau 81 conduit également à un tuyau 83, menant lui-même aux tuyaux 84 et 85. Le tuyau 84 conduit à un cylindre 66 de la soupape de con- trôle V1 du mécanisme de lancement, et le tuyau 85 conduit au cylindre 86 d'une soupape de contrôle V du frein d'arrêt de l'arbre de l'hélice.
Comme le montre la figure 2, cette soupape V comprend un piston 87 pouvant se déplacer dans le . cylindre 86, et une tige de iston 88, pouvant se déplacer dans un cylindre 89, et possédant une partie 90 de diamètre réduit, un ressort de compression 91 étant prévu entre la tige de piston 88 et l'extrémité fermée du cylindre 89. Un tuyau 92 conduit du cylindre 89 à un amplificateur de pression d'huile 93, alimenté en huile par un réservoir 94. L'amplificateur comprend un piston 16, se déplaçant dans un cylindre 17, et un plongeur 18, se déplaçant dans un cylindre 19, alimen- té en huile par le réservoir 94 à travers une soupape à clapet 20.
Le débit de l'amplificateur 93 est amené par les tuyaux 95 aux cylindres 96 du frein d'arrêt de l'arbre de l'hélice, indiqué comme étant un frein à disque de forte puissance.
La pression appliquée par les cylindres 96 aux garnitures de friction 97 pousse celles-ci contre un disque 98, calé sur l'arbre de sortie 10, les cylindres 96, les garnitures 97 et le disque 98 constituant le frein d'arrêt de l'arbre de sor- tie.
La soupape de manoeuvre 37 à 40 est reliée par un tuyau à air 100 à une source d'air comprimé (non indiquée) et par les conduites d'air 101 et 102 aux cylindres 56 de la commande d'enclenchement 54 à 58, et à la conduite d'air 103. De là, elle est reliée par la conduite 104, à la soupape de contrôle V1
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de l'embrayage à friction, et par la canalisation 1059 à la soupape V de commande du freino Dans la figure 1, le système est montré dans la position où l'hé- lice est entraînée en marche arrière,.par l'intermédiaire de l'arbre d'entrée 1, le-premier pignon réducteur 2, la roue dentée 3, la roue dentée 6, l'embrayage C , l'arbre intermédiaire de marche arrière 7, le second pignon réducteur de marche arrière 8,
la roue dentée de sortie 9 et l'arbre de l'hélice 10. Le levier 52 commandant l'alimentation de la turbine à gaz se trouve dans la position de gauche indiquée en trait plein, position qui correspond à la pleine puissance de la turbine. La manette 27 du levier 24 se trouve dans la position de marche ar- rière III.
Pendant l'entraînement en marche arrière, le piston 37\de la soupape de manoeuvre obture le tuyau 100, de manière qu'aucune pression d'air n'agisse sur la soupape V par l'intermédiaire du tuyau 104, ou sur la soupape V2 via le tuyau 103, ou sur la soupape V3 via le tuyau 105, ou sur le cylindre 56 de la commande d'enclenchement par le tuyau 1020
Les tuyaux 104 et 105 sont en outre obturés par les pistons de soupa- pe 65 et 87, qui sont repoussés respectivement vers la gauche et vers la droite, sous l'action de la pression d'huile engendrée par la pompe 74, dans les tuyaux 75 83, 84 et 85. L'embrayage à friction C, pour la rotation en sens inverse à faible vitesse, est par conséquent dégagé, et le frein d'arrêt 96 à 98 de l'arbre de sortie est ouvert. L'embrayage O1de marche avant est en position dégagée.
L'interrupteur 49 est en position ouverte, en sorte que le moteur 59 de marche arrière n'est plus sous tension o
La séquence des opérations pour le changement de marche arrière en marche avant est la suivante.
Le levier 52 commandant l'alimentation de la turbine à gaz est dépla- cé jusqu'à la position indiquée en trait interrompu, qui correspond à la marche au ralenti de la turbine. La force entraînant la turbine à gaz étant ainsi sup- primée, le navire et l'arbre d'hélice 10 commencent immédiatrement à ralentir.
Pendant le déplacement du levier 52 commandant l'alimentation dans la position de ralenti, la tige de commande 50 actionne un commutateur 49 et met sous tension le moteur 59 de marche arrière.
La manette de commande-27 est alors déplacée jusqu'à la position neu- tre II, comprimant ainsi la fourchette à ressort B et tendant à forcer l'élément d'embrayage 12' hors d'engagement, la saillie 26 actionnant également la soupape 37 à 40, pour admettre l'air comprimé de la source (non indiquée) par le tuyau 100 aux tuyaux 101, 102, 103, 104 et 105. Aucun mouvement de l'élément d'embra- yage 12' ne peut toutefois se produire si la transmission du couple d'entraînement par l'intermédiaire de l'embrayage C2 le maintient engagé.
L'admission d'air comprimé au tuyau 102 provoque l'action de la pres- sion sur le côté inférieur du piston 55 du cylindre d'enclenchement, de manière à le soulever et à entraîner la pénétration de l'extrémité supérieure de la tige de piston 54 dans l'entaille 57 de la tringle 50, bloquant ainsi le levier 52 de la commande d'alimentation dans la position de ralenti. L'admission d'air compri- mé dans le tuyau 104 n'a aucun effet immédiàt, en sorte que l'embrayage à fric- tion 64 pour la marche arrière ne peut pas encore s'engager. L'admission d'air comprimé dans le tuyau 105 n'a pas non plus d'effet immédiat, de manière que le frein d'arrêt 96, 97.et 98 de l'arbre de sortie reste pour le moment dégagé.
La diminution de la vitesse du navire et l'inversion qui s'ensuit de la commande par l'intermédiaire de l'embrayage arrière C peuvent permettre à l'embrayage 12' de se déplacer vers la gauche sous l'action de la fourchette à ressort .B, dégageant ainsi le système d'arbre de la turbine du système d'arbre de l'hélice, ainsi qu'il est exigé avant d'engager.l'embrayage C1de marche avant.
Aussi longtemps que la vitesse de l'hélice dépasse une valeur prédé- terminée, qui peut être disons 60 % de la pleine vitesse, la pression de l'huile
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venant de la pompe 74, dans les tuyaux 84 et 95, est suffisante pour maintenir fermées les soupapes V et V-, et la même pression dans le tuyau 81 agit sur la soupape V2 pour maintenir à une valeur élevée la pression d'air dans les tuyaux 101 et 103. L'huile fournie par la pompe 74 retourne au carter par le tuyau 76 et l'orifice 77.
La vitesse de l'hélice diminuant, la pression d'huile fournie par la pompe 74 baisse également, et lorsque la vitesse de l'hélice a atteint cette valeur prédéterminée, par exemple 60 % de la pleine vitesse, la pression d'huile dans le tuyau 85 est tombée à une valeur à laquelle la soupape de comman- de V s'ouvrira sous l'action du ressort 91 qui déplace la tige de piston 88 vers la gauche, afin d'amener la partie 90 de diamètre réduit dans une position où elle est en mesure d'établir la communication entre les tuyaux 105 et 92. L'air comprimé venant du tuyau 105 agit ainsi sur l'amplificateur 93, l'actionnant pour appliquer l'huile à haute pression (déterminée par la soupape V de commande d'air) aux cylindres 96 du frein d'arrêt de l'arbre9 de manière à poursuivre le ralentissement de l'hélice, des engrenages et de la turbine à gaz.
En raison du grand diamètre du piston 65 de la soupape 61, par comparaison avec le piston 87, la pression d'huile réduite dans le tuyau 84 est encore suffisante pour maintenir la soupape Vfermée, de manière que l'embrayage à friction 64 pour la marche arrière reste dégagé.
La vitesse de l'arbre de l'hélice diminuant, la pression dans la ca- nalisation 81 due à la pompe de commande 74, tombe.progressivement, et en consé- quence, en raison de l'action de la soupape V,., une réduction progressive de la pression d'air se produit dans les tuyaux 1032 104 et 1050 La réduction de pres- sion dans le tuyau 105 a pour résultat une réduction proportionnelle de la pres- sion d'huile dans les canalisations 95 actionnant le frein d'arrêt de l'arbre de l'hélice. Lorsque la vitesse de cet arbre est sensiblement nulle, il n'y a plus de pression d'huile dans la canalisation 81 mais la poussée du ressort 15 con- serve la pression dans les canalisations 103, 104 et 105, qui continue à mainte- nir appliqué le frein d'arrêt de l'arbre.
La soupape de commande V du frein à friction reste fermée sous l'ac- tion de la pression régnant dans le tuyau 84, jusqu'à ce qu'un point soit atteint où la rotation de l'hélice est presque arrêtée et où la pression établie par la pompe de commande dans la canalisation 84 est à peu près nulleo A ce moment, la soupape de commande V1est ouverte par le ressort 70 pour admettre la pression d'air du tuyau 104 sur l'embrayage à friction 64 de marche arrière,embrayant ainsi l'arbre 63 tournant lentement et l'arbre d'entrée 1, et faisant tourner le rotor de la turbine en sens inverse en vue d'égaliser la température.
La rotation en sens inverse de l'arbre d'entrée 1 a pour résultat de forcer les roues dentées 3 et 6 à tourner en sens inverse, et si l'embrayage de marche arrière 0 est encore maintenu engagé par un couple positif la rotation en sens inverse de la roue dentée 6 annulera le couple appliqué à l'élément d'em- brayage 12', qui sera dégagé par la fourchette à ressort B.
La manette de commande 27 est maintenant déplacée de la position neutre à la position de marche avant I, obligeant ainsi l'élément d'embrayage 12, par l'intermédiaire de la fourchette à ressort A, à s'engager avec l'élément d'embra- yage 11, tournant lentement en sens inverse, et,provoquant également l'éloigne- ment de la saillie 26 du piston 37, qui se déplace sous l'action du ressort 39 pour mettre les tuyaux 101, 102, 103, 104 et 105- à l'échappement. La pression ac- tionnant le frein 96 à 98, et l'embrayage de marche arrière C tombera ainsi progressivement à o, l'air s'échappant par l'orifice 99 et par la partie restreinte 40 du piston 37.
Le relâchement de la pression d'air dans la canalisation 101 ré- duit la pression dans le cylindre 56, de manière que le piston 55 se déplace vers le bas sous l'action du ressort 58, retirant ainsi la tige 54 de l'entaille 57, et libérant le levier 52 commandant l'alimentation, qui peut maintenant être rame- né en arrière vers la position de pleine puissance de la turbine indiquée par le trait plein. - Le mouvement du levier 52 permet à l'interrupteur 49 de se placer dans sa position ouverte dans laquelle le moteur 59 de marche arrière est arrêté.
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La remise en marche de la turbine entraîne la rotation dans le sens normal de l'arbre d'entrée 1, l'arbre 10 de l'hélice étant entraîné dans le sens avant par l'intermédiaire de l'embrayage de marche avant C1.
Il est clair que la séquence des opérations pour passer de la marche avant à la marche arrière est similaire à celle décrite ci-dessus.
En remplacement de la soupape de commande V2 (indiquée dans la figure 2), qui fournit une pression d'air progressivement reduite aux tuyaux 103, 104 et 105 en réponse à une réduction progressive de la pression d'huile dans la canalisation 81, et par conséquent une pression d'application du frein progres- sivement réduite, on peut employer une soupape V4 (que montre la figure 4) qui produit une réduction par gradins de la pression d'air dans les tuyaux 103, 104 et 105 en réponse à une réduction progressive de la pression d'huile dans la ca- nalisation 81, et par conséquent, une réduction par étages de la pression d'ap- plication du frein La soupape que montre la figure 4 comprend un tiroir cylin- drique 106 dans un corps de cylindre 107, avec un ressort 108 repoussant la sou- pape 106 vers la droite,
contre la pression d'huile établie par la pompe de com- mande 74, agissant par l'intermédiaire de la canalisation 81 sur un diaphragme 106'. Un orifice d'admission d'air 109 est relié à la canalisation 103, et un orifice d'échappement d'air 110 est relié par l'intermédiaire d'un orifice 111 à un tuyau d'échappement 112. L'orifice 111 a pour la commodité une surface si- milaire à celle de l'orifice 99, par l'intermédiaire duquel le tuyau 103 est ali- menté à partir du tuyau 101.
L'hélice tournant à vitesse élevée, la pression établie par la pompe 74 de commande d'huile, dans les tuyaux 75, 83 et 85 est suffisamment élevée pour fermer la soupape de commande V , et empêcher ainsi l'application du frein 96, 97, 98, par l'intermédiaire de l'amplificateur 93 et de la canalisation 95.
Lorsque la vitesse de l'hélice est réduite à environ 60 %, le ressort 91 ouvre la soupape V et le frein est appliqué avec une forte pression par l'intermédiaire de l'amplificateur 93, cette pression étant proportionnèlle à la pleine pression régnant dans la canalisation d'air 105. La vitesse de l'hélice diminuant, la pression d'huile établie par la pompe à huile 74 dans la canalisation 81 tombe, et le ressort 108 déplace progressivement le tiroir 106 vers la droite, jusqu'à ce qu'un point soit atteint, à une vitesse de l'hélice d'environ 30 %, où le ti- roir cylindrique 106 découvre l'orifice d'admission d'air 109, et le mette en communication avec l'orifice d'échappement 110.
La pression d'air dans la canali- sation 103 peut ainsi tomber à une valeur inférieure, déterminée par la dimen- sion des orifices-99 et 111 fonctionnant en série, avec une chute correspondante de la pression établie par l'amplificateur 93 dans la canalisation 95, et action- nant le frein d'arrêt de l'arbre de l'hélice.
L'embrayage à friction 64 pour la marche arrière, figure 3, comprend un carter 114, calé sur l'arbre 63, avec lequel la roue à vis tangente 62 forme une chambre 115 à laquelle est relié le tuyau 104' venant de la soupape V de commande de l'embrayage. Le carter 114 est relié à un plateau 116 tourillonnant sur un manchon 117 claveté sur l'arbre d'entrée 1, et portant un disque d'embra- yage 118 muni de garnitures de friction sur ses deux faces. Une plaque de pres- sion 119, pouvant.glisser axialement, est prévue entre le disque d'embrayage 11 8 et une enveloppe annulaire 120 en matériau souple, qu'une canalisation d'air 121 relie à la chambre 115.
L'enveloppe 120 est gonflée ou dégonflée, de manière à engager, ou à dégager,l'embrayage à friction C suivant que la soupape de commande V1 fonctionne pour fournir de l'air au uyau 104', ou pour permettre à l'air ,de s'en échapper.
Dans la figure 5, le graphique supérieur montre la relation existant- entre la vitesse de la pompe 74, telle qu'elle est déterminée par la vitesse de l'hélice, et la pression développée par la pompe dans la canalisation 75, et ap- pliquée aux soupapes V2 ou V4 contrôlant la pression du frein.
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Le graphique inférieur de la figure 5 montre la pression appliquée au frein de l'arbre de sortie en fonction de la vitesse de l'arbre 10 de l'hélice.
La courbe B est obtenue avec la soupape V contrôlant la pression du frein, que montre la figure 1. Dans la gamme des vitesses de l'arbre de l'hélice allant de la pleine vitesse à 60 % de celle-ci, la pression dans la canalisation 85 est suf- fisante pour maintenir le piston 87 de la valve de contrôle V3 du frein d'arrêt dans une position où il n'existe aucune communication entre les canalisations 105 et 92, et où par conséquent l'amplificateur 93 n'est pas actionné pour éta- blir une pression dans les canalisations 95, et où la pression d'application du frein de l'arbre de sortie est par conséquent nulle.
A 60 % de la pleine vitesse de l'arbre de l'hélice, la pression dans la canalisation 85 est tombée à une va- leur à laquelle le ressort 91 déplace le piston 87 et la tige de piston 90 vers la gauche, pour mettre en communication les canalisations 105 et 92, et l'ampli- ficateur est soumis à une pression d'air élevée, qui dépend de l'action combinée, sur le diaphragme 14, du ressort 15 et de la pression relativement élevée repré- sentée par le point B' de la courbe B.
La vitesse de l'arbre de l'hélice dimi- nuant, la pression"dans la canalisation 81 tombe, conformément à la courbe A, de manière que l'action du diaphragme 14 sur l'élément de soupape 13 se modifie gra- duellement, avec le résultat que l'effort appliquant l'élément de soupape 13 sur son siège diminue progressivement et que la pression dans les canalisations 103 et 105 se réduit de même graduellement. La pression d'air décroissante sur l'am- plicaté ur 93 a pour résultat une pression d'application du frein graduellement dé- croissante, jusqu'à ce qu'à une vitesse nulle de l'arbre de l'hélice, la pression d'application du frein est tombée à une valeur représentée par le point B'', qui résulte de la seule action du ressort 15, puisque la pression de la pompe dans la canalisation 81 est maintenant nulle.
La courbe D de la figure 5 montre les variations de la pression d'ap- plication du frein avec une vitesse décroissante de l'arbre de l'hélice, lorsqu'on emploie une soupape de réglage de la pression du frein, au lieu de la soupape V2 que montre la figure 1. Dans ce cas, la pression d'application du frein est de nouveau nulle, jusqu'à ce que la vitesse de l'arbre de l'hélice'tombe à 60 % de la pleine vitesse, la soupape de réglage du frein d'arrêt agissant alors pour ap- pliquer une pression relativement élevée à l'amplificateur 93.
Le frein d'arrêt de l'arbre de sortie est appliqué avec une pression représentée par le point D', cette pression continuant à être appliquée jusqu'à ce que la vitesse de l'arbre de l'hélice soit tombée à 30 %, la pression d'application du frein tombant alors à la valeur représentée par le point D", le frein restant appliqué à cette pres- sion pour la gamme de vitesse de l'arbre de l'hélice s'étendant de 30 % à Oo
REVENDICATIONS.
1. - Système de propulsion marine, caractérisé en ce qu'il comprend des engrenages de marche avant et arrière, avec des embrayages positifs pour dis- poser sélectivement les engrenages en vue de l'entraînement de l'hélice en marche avant ou en marche arrière, et un frein pouvant être actionné pour amener l'arbre de l'hélice à l'arrêt, des dispositifs étant prévus pour régler la pression d'ap- plication du frein suivant la vitesse de l'arbre de l'hélice pour une partie au moins de la gamme de vitesses de celle-ci, avec le résultat que la pression d'ap- plication du frein est plus élevée à une vitesse de l'arbre de l'hélice plus gran- de, qu'à une vitesse inférieure de cet arbre.
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This invention relates to marine propulsion systems, comprising gears for forward and reverse, with positive clutches, for example having jaw clutch teeth, for selectively engaging the gears for rotation. The propeller is driven forward or in reverse, and in which it is desirable that the propeller shaft and the gear system be substantially stationary when these clutches are operated.
In order to bring the propeller to a standstill in a short time, a powerful brake, preferably applied by a servomotor, actuated for example by the pressure of a fluid, is necessary. This brake is, however, undesirable if it is intended to be applied with the same pressure for the whole range of speeds of the propeller shaft, for example from the normal operating speed up to a speed. nil $ particularly in the case of large diameter propellers with a relatively low normal speed of rotation, since the brake must be sufficiently powerful to overcome the high torque developed by the propeller when brought to the stop, while the vessel is moving at a relatively high speed.
This braking action is unduly severe if the brake is applied at full power when the vessel and the propeller are in motion at low speed, for example during forward and reverse maneuvers, due to the fact that the torque of the propeller varies very approximately as the square of the speed.
The object of the invention is to avoid these difficulties, and according to the latter the pressure of application of the brake, for example the pressure of the fluid actuating a braking servomotor, is automatically proportional to the speed. of the propeller shaft, over at least part of the full range of propeller speeds, the brake pressure being greater at one speed; higher of the propeller shaft. 1! Propeller than at a lower speed of this shaft.
The brake application pressure may be expected to decrease continuously with the decrease in the speed of the propeller shaft, over the extent of the speed range of that propeller, or part of that extent. . Alternatively, the brake application pressure may have a relatively high value, substantially constant, for an upper part of the extended range of the propeller speeds for which the brake is effective, and a lower value, substantially constant, in the lower part of the propeller speed range including the stop position.
It may be uneconomical to employ a very powerful brake to apply it in the upper end of the propeller shaft speed range, and it may be desirable (after the engine power has reduced to the idle position) to allow the speed of the propeller shaft to drop without braking, to a rate at which a brake of economical size can be usefully applied. According to another feature of the invention, devices are provided for delaying the application of the brake until the speed of the propeller shaft falls to a predetermined value, which will be the upper limit of the brake. range of speeds for which the brake is effective.
In the lower part of the propeller speed range including the stop position, brake pressure can be expected to be substantially constant. Such a result will in fact be obtained if the brake pressure assumes different substantially constant values for different ranges of propeller speeds, as mentioned above.
It can also be achieved in the case where the brake pressure decreases continuously after the speed of the propeller for a part of the speed range of the latter, by providing that under this., Part of the range, the brake pressure maintains a constant value, including stop position
To facilitate the operation of the positive clutches, the system preferably includes a reverse direction device associated with the shaft.
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input of the gear train.
This device is suitable for use with front and rear clutches, having claws with flattened ends, as described in UK Patent No. 762,901 or with front or rear clutches, having chamfered end faces as used in ha - usually in gear systems with selective clutches. This reverse rotation device is especially useful in cases where the engine develops a large braking torque when brought to the idle position, and this device unloads the engaged clutch, to allow its disengagement. ment after the propeller shaft has been stopped.
This device also rotates the other clutch to the relative angular position in which it can be engaged in case it is not in the proper position to engage with the toothing, when the propeller shaft is stationary.
According to another characteristic of the invention, a marine propulsion system is provided comprising a front and rear gear train, with positive clutches for selectively positioning the gears with a view to driving the propeller forward. or rearward, a brake operable to bring the propeller to rest, means for controlling the brake application pressure, according to the speed of the propeller shaft, for at least part of the speed range thereof, with the result that the brake application pressure is greater at a higher speed of the propeller shaft, than at a lower speed thereof, and means for rotating the input shaft of the front and rear gear train in the opposite direction.
The operation of this reverse running device can be under the control of the propeller speed, so that it can operate only when the shaft speed is zero, or substantially zero. When the servomotor operating the propeller shaft brake is controlled by the pressure of the fluid supplied by a pump driven by that shaft, the fluid pressure obtained in this way can be used to determine the time of operation of the propeller. this device of reverse rotation.
The propeller shaft holding brake must be strong enough to overcome the high torque caused by the propeller behaving like a paddlewheel after the power driving it has been removed. , and while the ship continues to move at a relatively high speed o The brake must also be strong enough to overcome the inertia of the turbine, and the gear train it drives, as well as the inertia of the turbine. 'propeller and its shaft, to bring all the shafts to a standstill within for example 5 to 15 seconds, depending on the speed.
In the case where the turbine is a gas turbine supplied with a pressurized gas coming from a generator, such as a free piston generator, this pressurized gas, normally evacuated and lost in the idle position of the turbine. bine, can be used to help dissipate the kinetic energy of the turbine and all of the shafts it drives, before the propeller shaft brake is in operation, or during operation, this which makes it possible to reduce the size of the brake.
The turbine may be provided with a braking rotor having one or more rows of vanes and nozzles arranged to slow the rotation of the turbine and of the shaft system, and controls for the admission of the operating fluid. under pressure, for example gas in the case mentioned above, to the braking rotor, when the power of the turbine is reduced before the operation of the holding brake of the shaft, and / or during its operation. The brake rotor of the turbine is preferably the relatively small size, so that the cavitation losses during normal operation of the turbine are small compared to the total power thereof.
In order for the invention to be clearly understood, and easily put to use, it will now be described in more detail with reference to the accompanying drawings, in which:
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Figure 1 is a schematic illustration of a marine propulsion system according to the invention; Figure 2 is a sectional view, on a larger scale than Figure 1, showing the system air pressure adjusting valve shown in Figure 1, the brake control valve 'stop, and the reverse clutch control valve; Figure 3 is a sectional view of the friction clutch for reverse gear; Figure 4 is a sectional view of one form of air pressure regulating valve, which may be employed in place of the regulating valve shown in Figures 1 and 2;
FIG. 5 shows curves relating to the speed of the propeller at the speed of the control pump, and to the pressure at which the brake is applied to the propeller shaft.
With reference to Figures 1 to 3 the illustrated marine propulsion system comprises an input shaft 1, arranged to be driven by a turbine (not shown), in a certain direction of rotation (counterclockwise). a watch when viewed from the left side of Figure 1). The drive turbine is a separate power turbine, with a pressurized source which may be a steam boiler, or a turbine driven compressor, or a free piston generator.
On the input shaft 1, a first reduction pinion 2 has been fixed, which meshes with a toothed wheel 3, on a forward intermediate shaft 4, carrying a second forward reduction pinion 5 o The toothed wheel 3 meshes with a toothed wheel 6 on an intermediate shaft 7 for reverse gear carrying a second reduction gear 8 for reverse gear. The front and rear gears 5 and 8 mesh with an output toothed wheel 9, fixed to a propeller shaft 10.
Between the toothed wheel 3 and the forward intermediate shaft 4, there is provided a forward clutch C1 (which can be a self-sliding synchronous clutch) which comprises, in the example shown, a jaw clutch element II , carried by toothed wheel 3, and a jaw clutch element 12;
acting jointly and axially displaceable, mounted on an extension of the forward intermediate shaft 4 o Between the toothed wheel 6 and the reverse intermediate shaft 7, a reverse gear C2 clutch (which can be also a self-sliding synchronous clutch) which comprises a jaw clutch element 11 ', carried by the toothed wheel 6, and a jaw clutch element 12', movable and acting jointly, mounted on an extension of the 'reverse intermediate shaft 7.
The clutch elements 12 and 12 'carry respective annular grooves 21 and 21', in which the pins 22 and 22 'engage, carried by spring forks A and B, including the control rods 23 and 23' are connected by connecting rods to a lever 24 pivoting at 25, and carrying a projection 26 and a lever 27.
The lever 24 can be placed by means of the lever 27 in three different positions, forward, neutral and rear (I, II and III in the drawing). In the neutral position, the protrusion 26 engages the enlarged end of a piston 37, slidable in a cylinder 38, and pushed outwards by a compression spring 39. The piston 37 has a portion 40 of diameter. reduced, and together with the cylinder 38 and the spring 39 constitute an operating valve, the function of which will be explained below. One end of a rod 50 guided longitudinally is connected at 51, so as to be able to pivot, to a lever 52 controlling the supply of the gas turbine, mounted so as to be able to pivot at 53.
The rod 50 bears on the upper end of the rod 54 of a piston 55, movable in a cylinder 56, and it has a notch 57 into which the upper end of the piston rod 54 can penetrate, when the the sink
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controlling the feed 52 is moved from the feed position shown in solid lines to the idle position indicated in broken lines. A compression spring 58 pushes the piston 53 down. The parts 54, 55, 56 and 58 form a closing control, the function of which will be described below. When the lever 52 controlling the feed is moved to the idle position, the lever 50 engages the switch 49 controlling a starter motor.
A motor 59 is provided, on the shaft 60 of which an endless screw 61 has been attached which functions in conjunction with a viscous wheel 62, fixed on a shaft 63. When the motor 59 is energized, this shaft 63 rotates slowly in the opposite direction to the normal rotation of the input shaft 1. This mechanism serves as a starter motor for the turbine, that is to say for thermal balancing of the turbine rotor when it has warmed up after running.
Between the shaft 63 and the input shaft 1, a friction clutch C. is provided for reverse gear actuated by the pressure of a fluid. The supply of this clutch C3 with pressurized fluid is under the control of a valve V1 (figure 1) which comprises, as shown in figure 2, a piston 65, moving in a cylinder 66, and a rod piston 67, moving in a cylinder 68, and comprising a portion 69 of reduced diameter. A compression spring 70 is provided between the piston rod 69 and the end of the cylinder 68.
A toothed wheel 71 has been fixed on the shaft of the propeller 1a, meshing with a toothed wheel 72 carried by the shaft 73 of an oil pump 74, for example a radial piston pump, operating. in either direction of rotation and sucking into a housing. The liquid, for example oil, supplied by the pump 74, flows through a pipe 75, carrying a bypass 76 returning to the crankcase and having a throttle passage 77. The pipe 75 carries a further branch 78 leading to a safety valve, comprising a piston 79 actuated by a spring, capable of moving in response to excessive pressure in the pipe 75, to allow the flow of oil from the latter to the crankcase, through a pipe 80 .
Pipe 75 leads to pipe 81 itself leading to an air pressure control valve V2, which, as shown in Figure 2, includes a valve member 13, connected to a diaphragm 14, and pressed against its seat by a spring 15. The pipe 81 also leads to a pipe 83, itself leading to the pipes 84 and 85. The pipe 84 leads to a cylinder 66 of the control valve V1 of the launch mechanism, and the pipe 85 leads to cylinder 86 of a control valve V of the propeller shaft holding brake.
As shown in Figure 2, this valve V comprises a piston 87 capable of moving in the. cylinder 86, and an iston rod 88, movable in a cylinder 89, and having a portion 90 of reduced diameter, a compression spring 91 being provided between the piston rod 88 and the closed end of the cylinder 89. A pipe 92 leads from cylinder 89 to an oil pressure amplifier 93, supplied with oil from a reservoir 94. The amplifier comprises a piston 16, moving in a cylinder 17, and a plunger 18, moving in a cylinder 19 , supplied with oil from the reservoir 94 through a flap valve 20.
Flow from amplifier 93 is supplied through pipes 95 to cylinders 96 of the propeller shaft stop brake, referred to as a high power disc brake.
The pressure applied by the cylinders 96 to the friction linings 97 pushes them against a disc 98, wedged on the output shaft 10, the cylinders 96, the linings 97 and the disc 98 constituting the stopping brake of the. output tree.
The maneuvering valve 37 to 40 is connected by an air hose 100 to a source of compressed air (not shown) and by the air lines 101 and 102 to the cylinders 56 of the engagement control 54 to 58, and to the air line 103. From there, it is connected by the line 104, to the control valve V1
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friction clutch, and through line 1059 to the brake control valve V In figure 1 the system is shown in the position where the propeller is driven in reverse, via the input shaft 1, the-first reduction gear 2, the toothed wheel 3, the toothed wheel 6, the clutch C, the reverse intermediate shaft 7, the second reverse reduction gear 8,
the output toothed wheel 9 and the propeller shaft 10. The lever 52 controlling the supply of the gas turbine is in the left position indicated in solid lines, position which corresponds to the full power of the turbine . The handle 27 of the lever 24 is in reverse gear position III.
During the drive in reverse, the piston 37 \ of the operating valve closes the pipe 100, so that no air pressure acts on the valve V through the pipe 104, or on the valve. V2 via pipe 103, or on valve V3 via pipe 105, or on cylinder 56 of the interlocking control via pipe 1020
The pipes 104 and 105 are further closed by the valve pistons 65 and 87, which are pushed respectively to the left and to the right, under the action of the oil pressure generated by the pump 74, in the pipes. pipes 75, 83, 84 and 85. The friction clutch C, for reverse rotation at low speed, is therefore disengaged, and the holding brake 96-98 of the output shaft is opened. The forward clutch O1 is in the disengaged position.
Switch 49 is in the open position, so that the reverse gear motor 59 is no longer powered o
The sequence of operations for changing from reverse to forward is as follows.
The lever 52 controlling the supply of the gas turbine is moved to the position indicated in broken lines, which corresponds to the idling of the turbine. With the force driving the gas turbine removed, the vessel and propeller shaft 10 immediately begin to slow.
During movement of the lever 52 controlling the feed to the idle position, the control rod 50 actuates a switch 49 and energizes the reverse motor 59.
The control handle 27 is then moved to the neutral position II, thereby compressing the spring fork B and tending to force the clutch element 12 'out of engagement, the projection 26 also actuating the valve. 37 to 40, to admit the compressed air from the source (not indicated) by the pipe 100 to the pipes 101, 102, 103, 104 and 105. No movement of the clutch element 12 'can however take place. produce if transmitting drive torque through clutch C2 keeps it engaged.
The admission of compressed air to the pipe 102 causes the action of pressure on the lower side of the piston 55 of the engagement cylinder, so as to lift it and cause the penetration of the upper end of the rod. piston 54 in the notch 57 of the rod 50, thus locking the lever 52 of the feed control in the idle position. The intake of compressed air into the pipe 104 has no immediate effect, so the friction clutch 64 for reverse gear cannot yet engage. The intake of compressed air into the pipe 105 also has no immediate effect, so that the holding brake 96, 97 and 98 of the output shaft remains free for the moment.
The decrease in vessel speed and the ensuing reversal of the control via the rear clutch C can allow the clutch 12 'to move to the left under the action of the shift fork. spring .B, thereby disengaging the turbine shaft system from the propeller shaft system, as required before engaging the forward clutch C1.
As long as the propeller speed exceeds a predetermined value, which can be say 60% of full speed, the oil pressure
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coming from the pump 74, in the pipes 84 and 95, is sufficient to keep the valves V and V- closed, and the same pressure in the pipe 81 acts on the valve V2 to keep the air pressure in the air pressure high. pipes 101 and 103. The oil supplied by pump 74 returns to the crankcase through pipe 76 and orifice 77.
As the propeller speed decreases, the oil pressure supplied by pump 74 also drops, and when the propeller speed has reached this predetermined value, for example 60% of full speed, the oil pressure in the pipe 85 has fallen to a value at which the control valve V will open under the action of the spring 91 which moves the piston rod 88 to the left, in order to bring the portion 90 of reduced diameter into a position where it is able to establish communication between the pipes 105 and 92. The compressed air coming from the pipe 105 thus acts on the amplifier 93, activating it to apply the oil at high pressure (determined by the valve Air control V) to the cylinders 96 of the shaft stop brake 9 so as to continue slowing down the propeller, gears and gas turbine.
Due to the large diameter of the piston 65 of the valve 61, compared to the piston 87, the reduced oil pressure in the pipe 84 is still sufficient to keep the valve V closed, so that the friction clutch 64 for the release. reverse gear remains clear.
As the speed of the propeller shaft decreases, the pressure in the pipe 81 due to the control pump 74 falls gradually, and consequently, due to the action of the valve V. , a gradual reduction in air pressure occurs in pipes 1032 104 and 1050 The pressure reduction in pipe 105 results in a proportional reduction in oil pressure in pipes 95 actuating the brake propeller shaft stopper. When the speed of this shaft is substantially zero, there is no longer any oil pressure in the line 81 but the thrust of the spring 15 keeps the pressure in the lines 103, 104 and 105, which continues at this time. The shaft holding brake is applied.
The friction brake control valve V remains closed under the action of the pressure in the pipe 84, until a point is reached where the rotation of the propeller is almost stopped and the pressure is reached. established by the control pump in line 84 is about zero At this time, the control valve V1 is opened by the spring 70 to admit the air pressure from the pipe 104 to the friction clutch 64 in reverse, thus engaging the slowly rotating shaft 63 and the input shaft 1, and causing the turbine rotor to rotate in the opposite direction in order to equalize the temperature.
Counterclockwise rotation of input shaft 1 results in forcing cogwheels 3 and 6 to turn in the opposite direction, and if reverse clutch 0 is still held engaged by positive torque then reverse rotation. the reverse direction of the toothed wheel 6 will cancel the torque applied to the clutch element 12 ', which will be released by the spring fork B.
The control handle 27 is now moved from the neutral position to the forward position I, thus forcing the clutch element 12, via the spring fork A, to engage with the element d. 'clutch 11, slowly rotating in the opposite direction, and, also causing the projection 26 to move away from the piston 37, which moves under the action of the spring 39 to put the pipes 101, 102, 103, 104 and 105- to the exhaust. The pressure actuating the brake 96 to 98, and the reverse clutch C will thus gradually drop to o, the air escaping through the port 99 and through the restricted portion 40 of the piston 37.
Releasing the air pressure in line 101 reduces the pressure in cylinder 56, so that piston 55 moves downward under the action of spring 58, thereby removing rod 54 from the notch. 57, and releasing the feed control lever 52, which can now be pulled back to the full power position of the turbine indicated by the solid line. - The movement of the lever 52 allows the switch 49 to be placed in its open position in which the reverse motor 59 is stopped.
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Restarting the turbine causes rotation in the normal direction of the input shaft 1, the propeller shaft 10 being driven in the forward direction by means of the forward clutch C1.
It is clear that the sequence of operations for switching from forward to reverse is similar to that described above.
As a replacement for the V2 control valve (shown in figure 2), which supplies progressively reduced air pressure to pipes 103, 104 and 105 in response to a gradual reduction in oil pressure in line 81, and As a result of a progressively reduced brake application pressure, a valve V4 (shown in Figure 4) can be employed which produces a stepwise reduction in the air pressure in the pipes 103, 104 and 105 in response to a gradual reduction in the oil pressure in the pipe 81, and consequently a stepwise reduction in the brake application pressure. The valve shown in FIG. 4 comprises a cylindrical spool 106 in a cylinder body 107, with a spring 108 pushing the valve 106 to the right,
against the oil pressure established by the control pump 74, acting through the pipe 81 on a diaphragm 106 '. An air intake port 109 is connected to the line 103, and an air exhaust port 110 is connected through a port 111 to an exhaust pipe 112. The port 111 has for convenience a surface area similar to that of port 99, through which pipe 103 is fed from pipe 101.
With the propeller rotating at high speed, the pressure established by the oil control pump 74 in the pipes 75, 83 and 85 is high enough to close the control valve V, and thus prevent the application of the brake 96, 97, 98, through amplifier 93 and line 95.
When the propeller speed is reduced to about 60%, the spring 91 opens the valve V and the brake is applied with high pressure through the amplifier 93, this pressure being proportional to the full pressure prevailing in the air line 105. As the propeller speed decreases, the oil pressure established by the oil pump 74 in the line 81 falls, and the spring 108 gradually moves the spool 106 to the right, until that a point is reached, at a propeller speed of about 30%, where the cylindrical nozzle 106 discovers the air intake port 109, and places it in communication with the air inlet port. exhaust 110.
The air pressure in line 103 can thus drop to a lower value, determined by the size of ports-99 and 111 operating in series, with a corresponding drop in the pressure set by amplifier 93 in line. line 95, and actuating the propeller shaft holding brake.
The friction clutch 64 for reverse gear, Figure 3, comprises a housing 114, wedged on the shaft 63, with which the worm wheel 62 forms a chamber 115 to which is connected the pipe 104 'coming from the valve. Clutch control V. The housing 114 is connected to a plate 116 journalled on a sleeve 117 keyed to the input shaft 1, and carrying a clutch disc 118 provided with friction linings on its two faces. A pressure plate 119, which can slide axially, is provided between the clutch disc 118 and an annular casing 120 of flexible material, which an air duct 121 connects to the chamber 115.
The casing 120 is inflated or deflated, so as to engage, or disengage, the friction clutch C depending on whether the control valve V1 is operating to supply air to the hose 104 ', or to allow air. , to escape.
In figure 5, the upper graph shows the relationship between the speed of pump 74, as determined by the speed of the propeller, and the pressure developed by the pump in line 75, and ap- plied to the V2 or V4 valves controlling the brake pressure.
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The lower graph of Figure 5 shows the pressure applied to the output shaft brake as a function of the speed of the propeller shaft 10.
Curve B is obtained with the valve V controlling the brake pressure, shown in figure 1. In the range of propeller shaft speeds from full speed to 60% of it, the pressure in line 85 is sufficient to hold piston 87 of parking brake control valve V3 in a position where there is no communication between lines 105 and 92, and therefore amplifier 93 is not is not actuated to build pressure in lines 95, and where the output shaft brake application pressure is therefore zero.
At 60% of full propeller shaft speed, the pressure in line 85 has dropped to a value at which spring 91 moves piston 87 and piston rod 90 to the left, to set. in communication with the pipes 105 and 92, and the amplifier is subjected to a high air pressure, which depends on the combined action, on the diaphragm 14, of the spring 15 and the relatively high pressure represented by point B 'of curve B.
As the speed of the propeller shaft decreases, the pressure "in line 81 falls, in accordance with curve A, so that the action of diaphragm 14 on valve member 13 changes gradually. , with the result that the force applying the valve element 13 to its seat gradually decreases and the pressure in the lines 103 and 105 likewise gradually decreases. The decreasing air pressure on the amplifier 93 results in a gradually decreasing brake application pressure, until at zero propeller shaft speed the brake application pressure has dropped to a value represented by the point B '', which results from the sole action of the spring 15, since the pump pressure in the pipe 81 is now zero.
Curve D in figure 5 shows the variations in brake application pressure with decreasing propeller shaft speed, when a brake pressure adjusting valve is used, instead of the valve V2 shown in figure 1. In this case, the brake application pressure is again zero, until the speed of the propeller shaft falls to 60% of full speed, the holding brake adjustment valve then acting to apply a relatively high pressure to the amplifier 93.
The output shaft holding brake is applied with a pressure represented by point D ', this pressure continuing to be applied until the speed of the propeller shaft has fallen to 30%, the brake application pressure then falling to the value represented by point D ", the brake remaining applied at this pressure for the range of propeller shaft speeds extending from 30% to 0o
CLAIMS.
1. - Marine propulsion system, characterized in that it comprises forward and reverse gears, with positive clutches to selectively arrange the gears with a view to driving the propeller in forward or in motion. rear, and a brake operable to bring the propeller shaft to a standstill, devices being provided to adjust the brake application pressure according to the speed of the propeller shaft for a at least part of the speed range thereof, with the result that the brake application pressure is higher at a higher propeller shaft speed, than at a higher propeller shaft speed. lower part of this tree.