WO2001017849A1 - Procede permettant de commander hydrauliquement un dispositif marin reducteur de vitesse et inverseur dans une manoeuvre arriere de detresse - Google Patents

Procede permettant de commander hydrauliquement un dispositif marin reducteur de vitesse et inverseur dans une manoeuvre arriere de detresse Download PDF

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reverse
setting
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Toshio Imanaka
Kazuyoshi Harada
Takashi Miyamoto
Takayuki Sakamoto
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Yanmar Diesel Engine Co., Ltd.
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Definitions

  • the present invention is directed to a hydraulic control method for a marine deceleration reversing machine during a crash aster operation for switching a clutch in a marine deceleration reversing machine from a forward setting state to a reverse setting state in order to quickly stop a ship traveling forward.
  • a hydraulic control method for a marine deceleration reversing machine during a crash aster operation for switching a clutch in a marine deceleration reversing machine from a forward setting state to a reverse setting state in order to quickly stop a ship traveling forward.
  • the ship's deceleration reverser clutch is instantaneously switched from the forward setting to the reverse setting to quickly stop the moving ship and, in some cases, switch from forward cruising to reverse cruising.
  • Switching (more precisely, it temporarily changes to the neutral state momentarily between the forward setting state and the reverse setting state)
  • An operation called crash astern is performed.
  • the clutch for reverse drive the reverse drive force is applied to the propeller that is rotating forward to apply braking, but when switching from the neutral state on the way to the reverse setting state, a load is suddenly applied to the engine. There is a danger of once stall.
  • a threshold value for avoiding engine stop is set for each of the set engine speeds during the execution of the crash astern, and if the actual engine speed is lower than this threshold value, the reverse is set.
  • the clutch which had been switched to the normal state, was returned to the neutral state, and after waiting for the engine speed to rise to some extent, the clutch was switched to the reverse setting state.
  • a predetermined threshold value for the engine load is set, the engine load state is detected, and when the clutch is switched to the reverse setting, the engine load may exceed the threshold value and the engine may be stopped. If so, the clutch was returned to the neutral state, and the clutch was returned to the reverse setting after the engine load was released from the overload state.
  • the present invention provides a marine deceleration reversing machine for a crash astern operation in which the operating means of a hydraulic clutch mechanism provided in a marine deceleration reversing machine is switched from a forward setting to a reverse setting at a stretch in order to suddenly stop a ship traveling forward.
  • the hydraulic clutch control method when it is determined that there is a risk of an engine stalling due to an impact caused by the clutch switching by the operation, the engagement pressure of the reverse drive clutch is set between the minimum value and the maximum value. An appropriate standby clutch pressure is maintained for a while to avoid the engine stalling, and when it is determined that there is no risk of engine stalling, the engagement pressure of the reverse drive clutch is increased. In this way, the clutch is not completely brought into the neutral state while the engine stall is being avoided, but the reverse drive clutch performs 3 ⁇ 4 ⁇ with the standby clutch pressure. The force is applied as braking force, which can reduce the time required to stop the ship.
  • the hydraulic drive of the reverse drive clutch is determined.
  • the fitting pressure is raised to its maximum value as a target, and in the process, when it is determined that there is a risk of engine stall, the fitting pressure is reduced to the standby clutch pressure.
  • a threshold value of the engine speed is set as a determination factor of the state where the engine may be stuck, and the detected engine speed is compared with the threshold value.
  • a threshold value of the load on the engine is set, and the detected magnitude of the load on the engine is compared with the threshold value.
  • the engine speed and the hull speed are detected. Then, a stepwise braking force may be applied to the propeller, and the load on the engine may be gradually removed.
  • the increase in the fitting pressure of the reverse drive clutch based on the determination of the state where there is no possibility of the engine stall may be performed in response to an increase in the engine speed or a reduction in the engine load.
  • the hydraulic pressure of the reverse drive clutch is automatically controlled to increase the pressure, eliminating the need for valve switching operation, and fitting the reverse drive clutch with the best pressure increase
  • the reverse drive force as a braking force can be effectively applied to the vehicle.
  • the present invention also provides a crash astern operation in which the operating means of the hydraulic clutch mechanism provided in the marine deceleration reverser is switched from the forward setting to the reverse setting at a stretch in order to suddenly stop from the forward running, before switching to the reverse setting.
  • the initial engagement pressure of the reverse drive clutch is calculated in advance from a certain judgment factor in the ship, and when the vehicle is switched to the reverse setting, the reverse drive clutch is set to the calculated initial engagement pressure.
  • the determination for avoiding the engine stall is made earlier than the reverse setting, thereby avoiding a delay in the control.
  • the initial fitting pressure calculated by the fitting pressure of the reverse drive clutch is calculated.
  • the engine stall can be avoided and the reverse drive force, which is effective as a braking force, can be applied to the propeller to reduce the time required for stopping the ship.
  • the above-mentioned judgment factor is determined as the propeller rotation speed when the clutch mechanism is switched from the forward setting to the neutral state by the crash astern operation, so that it is possible to make a determination for avoiding the engine stalling before the reverse setting.
  • the calculation of the initial fitting pressure is performed based on a setting map of the initial fitting pressure corresponding to the number of rotations of the propeller detected in the neutral state, and the map is created based on a load characteristic peculiar to the hull. It is. In other words, only by detecting the engine state, such as the engine load and the number of revolutions, it is possible to judge the difference in the amount of decrease in the number of revolutions of the engine when the reverse drive clutch is engaged due to the different hull load characteristics of each ship. As a result, there is a possibility that a deviation may occur between the calculated initial fitting pressure and the actual appropriate value for each ship. According to the present invention, by creating the map based on the load characteristics specific to the hull, Can be realized.
  • the initial fitting pressure is increased to a maximum value in accordance with the increase in the engine speed, and the hydraulic pressure of the reverse drive clutch is automatically increased in this manner.
  • the valve switching operation can be eliminated, and the reverse drive clutch can be fitted with the best boost pattern to effectively apply the reverse drive force as a braking force to the propeller.
  • the estimated load characteristics specific to the hull are determined by using the reverse drive clutch. The correction is made according to the actual amount of decrease in the engine speed when the initial fitting pressure is set, and the map is corrected accordingly.
  • the correction of the load characteristic inherent in the hull is repeated until the amount of decrease in the actual engine speed when the reverse drive clutch is set to the initial engagement pressure converges to a target range, thereby providing more accurate High-quality maps to achieve effective crash asterns.
  • FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram of a marine reduction reversing machine suitable for crash astern control according to the present invention.
  • FIG. 2 is a block diagram and a configuration diagram showing a crash astern control structure according to the present invention.
  • FIG. 3 shows the engine speed and crankshaft during a conventional crash astern operation.
  • FIG. 4 is a time chart of the engine speed and the clutch oil pressure at the time of the crash astern operation when the engine speed detection is used.
  • FIG. 5 is a flowchart of clutch hydraulic pressure control at the time of a crush dust operation based on the engine speed detection according to the present invention.
  • FIG. 6 is a time chart of the clutch lever signal value, the engine load, and the clutch oil pressure during the crash astern operation when the engine load is detected.
  • FIG. 7 is a flowchart of clutch hydraulic pressure control at the time of a crash start operation based on engine load detection according to the present invention.
  • FIG. 8 is a time chart of the clutch lever signal value, the hull speed, and the clutch oil pressure at the time of operating the crash swirl when the engine speed and the hull speed are detected.
  • FIG. 9 is a time chart of the clutch hydraulic pressure when the standby clutch pressure is fluctuated up and down.
  • FIG. 10 is a flowchart of clutch hydraulic pressure control at the time of a crash astern operation based on the detection of the engine speed and the hull speed according to the present invention.
  • FIG. 11 is a time chart of the clutch lever signal value, the engine speed, and the hull load (hull speed) for explaining when to judge the standby clutch or the initial engagement pressure for avoiding engine stall.
  • FIG. 12 is a setting map of the initial fitting pressure with respect to the propeller speed at the time of transition to neutral in the crash astern operation created based on the characteristics of the hull load.
  • FIG. 13 is a control block diagram for performing clutch hydraulic pressure control by setting an initial fitting pressure based on a hull load.
  • FIG. 14 shows a crash astern operation according to the present invention, in which the initial engagement pressure is set based on the detected propeller rotation speed and the reverse clutch pressure is controlled using a map based on the hull load before the reverse setting.
  • 6 is a flowchart of clutch pressure control of FIG.
  • FIG. 15 is a time chart of the engine speed and the reverse clutch pressure during the neutral setting and the reverse setting during the crash astern.
  • FIG. 16 is a graph of engine speed over time showing the amount of decrease in engine speed.
  • FIG. 17 is a view showing the progress of the value for each correction operation of the engine speed drop and the initial fitting pressure for converging the engine speed drop in the target range.
  • FIG. 18 is a flowchart showing a mode in which a map correction flow based on the correction of the hull load by reading the drop amount of the engine speed is added to the control flow of FIG. Best mode for implementing
  • the clutch mechanism 100 is configured by installing a forward drive clutch (forward clutch 100) and a reverse drive clutch (reverse clutch) 90 in parallel.
  • the forward clutch 10 and the reverse clutch 90 are both clutches that are brought into a connected state by supplying hydraulic oil, and are provided with a forward / reverse switching valve 2 (the external appearance is shown in FIG. 2).
  • the clutch mechanism 100 By switching the position of the forward / reverse switching valve 2 by operating the clutch lever 2a of the first clutch and switching the supply destination of the hydraulic oil, the clutch mechanism 100 is connected with the forward clutch 10 and the reverse clutch 9 0 In the forward setting state in which the reverse clutch 90 is connected and the forward clutch 10 is separated in the forward setting state, and in the neutral state in which both clutches 10-90 are separated without supplying hydraulic pressure. It is possible to switch between the three states.
  • Each clutch is a wet-type multi-plate clutch in which steel plates 12 and friction plates 13 are alternately arranged.
  • the hydraulic piston 11 is operated by the pressure oil supplied from the forward / reverse switching valve 2. Then, each steel plate 12 is pressed against each friction plate 13.
  • the hydraulic piston 11 returns to the initial position by force, and the steel plates 12 are separated from the friction plates 13 respectively. All the friction plates 13 in each clutch 10 ⁇ 90 are connected to the inner gear (pinion gear) 15, and the steel plate 12 is the outer gear 14, which rotates with the engine power regardless of whether the clutch is connected or disconnected.
  • the clutch is joined, that is, the steel plate 12 and the friction plate 13 are pressed together. Then, rotate the large gear 16 that is combined with the inner gear 15.
  • the large gear 16 is fixed to the output shaft 17 of the marine deceleration / reversing machine 1, and as shown in FIG. It is connected to the input end of a propeller shaft 6 having a propeller 7.
  • the rotation of the large gear 16 is transmitted to the propeller 7. That is, the power of the engine 8 shown in FIG. 2 is transmitted to the propeller 7 via either the forward clutch 10 or the reverse clutch 90 in the clutch mechanism 100.
  • the forward clutch 10 and the reverse clutch 90 each have the pressing force of the hydraulic piston 11
  • the friction plate 13 By adjusting (clutch oil pressure), the friction plate 13 can be slipped with respect to the steel plate 12 to be in a half-clutch state.
  • the clutch hydraulic pressure is controlled by an electronic trolling device 20 having a direct-coupled solenoid valve 3, a proportional solenoid valve 4, and a low-speed valve 5.
  • the oil discharged from the oil pump 22 is supplied to the electronic trolling device 20 after the oil pressure is adjusted via the clutch oil pressure adjusting valve 24. Excess pressure oil is supplied as lubricating oil from the clutch hydraulic pressure adjusting valve 24 to the clutches 10 and 90 via the oil cooler 26 and the lubricating hydraulic pressure adjusting valve 27.
  • the position of the clutch hydraulic pressure adjusting valve 24 is controlled by the hydraulic control of the loose fitting valve 25 so that the specified valve opening pressure is adjusted.
  • the loose fitting valve 25 is hydraulically connected to the forward / reverse switching valve 2, and returns to the initial position when the forward / backward switching valve 2 is in the neutral position, and neutralizes the valve opening regulation pressure of the clutch hydraulic pressure adjusting valve 24.
  • part of the oil delivered from the forward / backward switching valve 2 is gradually sent to the loose fitting valve 25, and the forward / backward movement is performed.
  • Gradually increase the specified valve opening pressure of switching valve 2 and eventually increase it to the specified valve opening pressure during normal forward and backward cruising.
  • reference numeral 21 denotes a strainer
  • reference numeral 23 denotes a safety valve for returning the oil discharged from the oil pump 22 to the strainer 21 in an emergency.
  • the engine 8 is provided with an engine speed sensor 31 for detecting its actual rotation speed, and a rack position sensor 32 for detecting the position of a control rack of a governor attached to the engine 8. ing. Further, a black smoke sensor 33 for detecting the amount of black smoke in the exhaust gas is provided at the exhaust pipe of the engine 8. Rack position signal detected by the black position sensor 32, a signal indicating the amount of black smoke detected by the black smoke sensor 33, and a load indicating the magnitude of the load on the engine 8 calculated based on these sensors and the like. The signal is input to the engine condition analysis circuit 41. The threshold of each signal is set in the engine state analysis circuit 41, and when each detection signal value exceeds the threshold, the detection signal is transmitted from the engine state analysis circuit 41 to the main controller 42.
  • the transmission means includes, for example, wireless data communication.
  • the main controller 42 performs various controls based on detection signals regarding various engine states transmitted from the engine state analysis circuit 41. As one of them, a control signal based on the detection signal of the engine state analysis circuit 41 is transmitted to the trolling controller 43.
  • the controller 43 for the toro ring has a set propeller speed signal S5 representing the set value of the propeller speed by the toro ring dial 9, and a clutch signal sensor 3 (4) Position detection signal of clutch lever —2a of forward / reverse selector valve (2) (clutch lever position signal) LS, Propeller speed sensor attached to output shaft 17 3 Output speed detected by 5 (Propeller speed PN ) Signal Power input.
  • the trolling controller 43 sends a trolling 0 N ⁇ 0 FF signal to the direct connection solenoid valve 3 (the trolling 0 FF signal is for setting the direct connection solenoid valve 3 to the above-described direct connection setting position).
  • the to ring ON signal is a signal that sets the direct-coupled solenoid valve 3 to a position on the opposite side of the direct-coupled set position so that the clutch hydraulic pressure can be adjusted by the proportional solenoid valve 4.)
  • the duty value for determining the valve opening is output to the proportional solenoid valve 4.
  • the crash astern control of the present invention is performed when the clutch hydraulic pressure of the reverse clutch 90, which can be variously set by the direct-coupled solenoid valve 3 or the proportional solenoid valve 4, is switched to the reverse position by the clutch lever 2a.
  • the clutch mechanism 100 can quickly come out of the neutral state without any stalling, and can run in reverse.
  • the clutch lever position signal value LS changes from the signal value F indicating the state where the clutch lever 2a is in the forward position to the state where the clutch lever 2a is in the forward position by the crash astern operation with the passage of time t.
  • the signal is switched to the signal value R indicating the reverse position through the signal value N indicated.
  • the clutch hydraulic pressure Pr of the reverse clutch 90 is the lowest value when the forward setting is set and when the neutral position is set (similarly, it is set to 0 for convenience), and once the clutch lever 2a switches to the reverse position, Although the clutch is engaged at the maximum value Pm, there are some conditions that may cause the engine to stall, that is, the engine speed is below the threshold, the engine is overloaded, or the forward speed has not yet dropped sufficiently.
  • the clutch hydraulic pressure Pr is reduced to the standby clutch hydraulic pressure (standby clutch hydraulic pressure) Pw.
  • the clutch oil pressure Pr of the reverse clutch 90 during standby is set to 0 (that is, neutral state). In this state, no external force other than water resistance acts on the hull. Therefore, the hull (propeller 7) does not have enough braking force and it takes time to stop.
  • the clutch lever 2a is returned to the neutral position N at a time, and the engine speed is increased to some extent, and when the engine load is reduced to some extent, the clutch lever 2a is moved to the reverse position. Manual operation to switch to R was necessary, which was complicated.
  • the requirement for determining whether to reduce the clutch hydraulic pressure Pr to the value for standby is the actual engine speed E N, but the requirement also applies to the engine load.
  • the engine stall can be avoided by setting the standby clutch pressure P w to a value higher than 0 as long as the engine stall can be avoided. In other words, as a result, it is possible to shorten the time required to stop the ship.
  • Fig. 4 shows the transition of the engine speed and clutch pressure when performing clutch hydraulic pressure Pr control during crash astern based on the detection of the engine speed
  • Fig. 5 is a flowchart of the control.
  • a map of the set value of the standby clutch hydraulic pressure Pw at the reverse clutch pressure Pr based on the detected engine speed E N is stored.
  • the detected value of the engine speed sensor 31 is input to the engine state analyzing circuit 41, and if the detected value EN is smaller than the threshold value EN s, the clutch is transmitted to the main controller 42 based on the map.
  • the hydraulic pressure Pr is used as the standby clutch pressure Pw, the force, the power, and the set value of the standby clutch pressure Pw based on the map are transmitted.
  • the trolling controller 43 is sent from the main controller 42.
  • the switching signal of the direct-coupled solenoid valve 3 and the duty value of the solenoid valve 4 are output via this.
  • step 101 while the clutch lever 2a is in the forward position (step 101), that is, while the forward clutch 10 is engaged, the engine speed is determined based on the set engine speed. Then, the threshold value EN s of the engine speed for avoiding the engine stop is determined.
  • Step 102 when the clutch lever 2a at the forward position F is switched to the reverse position R (Step 102), the clutch hydraulic pressure Pr is increased to the maximum value Pm to engage the reverse clutch 90. (Step 103).
  • step 104 If the actual engine speed EN (detected by the engine speed sensor 31), which is reduced by the engagement of the clutch, does not reach the threshold EN s for avoiding the engine stop (step 104), the reverse clutch is left as it is. Raise hydraulic pressure Pr to maximum value Pm. If the detected engine speed EN drops below the threshold value EN s (step 105), a signal indicating the state is transmitted from the engine state detection circuit 41 to the main controller 42, at which point the main controller A control signal is sent from 4 2 to the solenoid valve 4 via the trolling controller 4 3, the clutch hydraulic pressure Pr is reduced to the standby clutch pressure P w (step 106), and the engine speed EN is waited for to increase. .
  • the reverse clutch oil pressure Pr is the standby clutch pressure P s, the clutch hydraulic pressure Pr is again raised to the maximum value Pm (step 108). If the engine speed EN decreases due to the increase in the oil pressure, and if EN ENs again, the reverse clutch pressure Pr is reduced again to the standby clutch pressure Pw, and the engine speed is waited for.
  • the standby clutch pressure Pw may be set to be constant, or may be set according to the engine speed EN detected by the engine speed sensor 31. That is, if the engine speed EN is large, the standby clutch pressure Pw is set to a higher value, and the clutch oil pressure Pr is maximized when the engine speed EN rises sufficiently after that, exceeding Es. With the value Pm, the waiting time until the reverse clutch 90 is formally engaged is shortened, and there is no shock when the clutch is engaged. When the engine speed EN is small, the standby clutch pressure Pw is set low, and the load applied to the engine from the reverse clutch 90 during standby is reduced as much as possible to further reduce the engine speed. Avoid and prevent stalling.
  • the reverse clutch pressure Pr which has once been reduced to the standby clutch pressure Pw
  • the reverse clutch pressure Pr is gradually increased in accordance with the increasing value of the engine speed EN. Is also good.
  • the optimum pressure increase pattern is automatically performed without manual valve switching.
  • the above-described correlation map between the engine speed EN and the standby clutch pressure Pw may be used to apply the value of the standby clutch pressure Pw corresponding to the increasing engine speed EN to the reverse clutch pressure Pr. .
  • the determination factor of the standby clutch pressure Pw may be the engine load EL detected by the rack position sensor 32 or the black smoke sensor 33 instead of the engine speed EN. That is, in the engine state analysis circuit 41 described above, the load threshold EL s (if it exceeds this, The set value of the standby clutch pressure Pw corresponding to the signal value of the engine load detected by the sensor 32, 33, or the like is stored. In this case as well, the standby clutch pressure Pw may be set according to the magnitude of the engine load exceeding the load threshold EL s, and the higher the engine load, the smaller the set value of the standby clutch pressure Pw. However, the transmission rate of the load from the propeller 7 side to the engine side can be reduced.
  • Fig. 6 shows changes in engine load and clutch pressure in clutch oil pressure control during crash astern based on engine load detection
  • Fig. 7 is a control flowchart.
  • the reverse clutch Pr is started to the maximum value Pm (step 203), and the engine load EL is reduced by the shock at the time of the engagement. If it is determined that the engine has become overloaded because the load threshold value EL s has been exceeded (step 205), a command to reduce the clutch pressure Pr of the reverse clutch 90 to the standby clutch pressure Pw is output to the main clutch 42.
  • the switching signal of the direct-coupled solenoid valve 3 and the duty value of the solenoid valve 4 are output from the main controller 42 via the trolling controller 43, and the clutch pressure Pr of the reverse clutch 90 is set to the standby clutch pressure Pw ( In step 206), the standby clutch pressure Pw is held until the detected engine load EL decreases to a certain reference value ELt (step 207). If the detected engine load EL falls below the EL force reference value ELt, the reverse clutch pressure Pr is raised to the maximum value Pm (step 208).
  • the reverse clutch pressure Pr is engaged with the maximum value Pm (step 203), and if the engine load EL exceeds the load threshold EL s, the reverse clutch pressure Pr is re-engaged.
  • the standby clutch pressure Pw is reduced to Pw (step 205), and if not exceeded, the pressure is increased to the maximum value Pm (step 204).
  • the holding time of the standby clutch pressure Pw may be controlled by a timer without using the engine load reference value ELt. Conceivable.
  • the reverse clutch pressure P r in the control of the reverse clutch pressure Pr based on the engine load, when the reverse clutch pressure Pr once reduced to the standby clutch pressure P w is increased to the maximum pressure P m, the reverse clutch pressure P r according to the low engine load EL Automatically without the need for switching valves.
  • the standby clutch pressure P w is changed according to the engine load EL as described above, a correlation map between the engine load EL and the standby clutch pressure P w is used to correspond to the rising engine load EL.
  • the value of the standby clutch pressure Pw may be applied to the reverse clutch pressure Pr.
  • FIG. 8 shows the transition of the clutch oil pressure at the time of the crash astern based on the correlation value between the engine speed E N and the hull speed V.
  • the forward hull speed V f is large, engine stall becomes difficult if the engine speed E N is large.
  • the engine speed EN threshold value EN s can be reduced, and the reverse clutch pressure Pr is set to the standby clutch pressure P It is not necessary to lower it to w, that is, it is more likely to fit the maximum value P m.
  • the engine state analysis circuit 41 stores a function map for obtaining a threshold value EN s of the engine speed EN using the hull speed V (forward hull speed V f) as a factor, and stores the function map in this function map. Based on this, it is determined whether the reverse clutch pressure Pr should be increased to the maximum value Pm or the standby clutch pressure Pw should be reduced when the reverse is set. Further, a map for setting the optimum standby clutch pressure P w according to each threshold value E N s may be stored.
  • the controller 50 previously stores a setting map of the standby clutch pressure Pw based on the engine speed EN and the forward hull speed Vf (step 301), and stores the map of the clutch lever 2a.
  • the engine speed EN From the reading of the hull speed V (forward hull speed Vf) and the map described above, the engine speed threshold value EN s is obtained, and the standby clutch Pw is calculated (step 304).
  • the engagement pressure Pr of the clutch 90 is set to the standby clutch pressure Pw (step 300), and after the hull speed V becomes 0 (step 300), the reverse clutch 9 is applied regardless of the threshold value EN s. 0 inset
  • the P r is raising the maximum value P m (Step 3 0 7).
  • the reverse clutch 90 is always operated even if the fitting pressure is small.
  • the propeller 7 is in a state of being retracted, and a slight reverse drive force is applied to the propeller 7 even during standby to avoid the engine. It is possible to shorten the time required to stop the ship by applying load and braking.
  • the initial engagement pressure of the reverse clutch pressure Pr is set in advance based on a certain judgment factor at the time of forward cruising.
  • the clutch operating means is set to the reverse setting position, and the reverse clutch pressure Pr is first set to the initial engagement pressure. That is, when the clutch lever detection value LS shown in FIG. 11 shifts from the forward value F to the neutral value N, t! Is the detection time of the judgment element for controlling the reverse clutch pressure Pr, and as soon as the clutch lever 2a switches to the reverse position, the reverse clutch pressure Pr is calculated based on the detection of the initial engagement pressure. Be Po.
  • the load applied to the hull due to water resistance or engine driving at a certain hull speed is used as an element for predicting the initial engagement pressure of the reverse clutch pressure Pr.
  • Characteristics (Hull load) SL is used.
  • the hull load S L is calculated as a value proportional to the hull speed V, where V is the hull speed and K is a hull-specific constant.
  • the hull-specific constant K is determined in consideration of the propeller shape, hull shape and weight, engine torque, etc., which are characteristics of the hull. If this hull load SL is obtained, a drop in the engine speed E N when the reverse clutch 90 is engaged from the neutral state can be roughly predicted.
  • the amount of decrease in the engine speed EN when the reverse clutch 90 is engaged by the crash astern operation is determined. Is the hull load SL.
  • This hull load SL is proportional to the hull speed V (V f) as described above,
  • V f the hull load SL when the reverse clutch is engaged is calculated from the neutral state in proportion to the neutral propeller speed PN between the forward setting and the reverse setting.
  • the number of rotations EN can be predicted.
  • the initial engagement pressure Po of the reverse clutch pressure Pr can be determined so that the engine speed EN, which is reduced by the engagement of the clutch, does not decrease to an engine danger zone. Therefore, in the clutch mechanism 100, when the forward clutch 10 shifts from the engaged state to the neutral state, if the propeller rotation speed PN in the neutral state is detected, the optimum value of the reverse clutch pressure Pr is determined accordingly. Can be calculated. Therefore, as shown in Fig.
  • a correlation map between the propeller rotation speed PN during the neutral operation during the crash astern operation and the initial engagement pressure Po of the reverse clutch pressure Pr is obtained for each ship. It is created according to the characteristic of the unique hull load SL, and is stored in the control controller 50 of the clutch mechanism 100 shown in FIG.
  • the initial engagement pressure Po is set so that the engine speed E N that decreases due to the initial engagement of the reverse clutch 90 does not decrease to the danger of engine stall.
  • the higher the propeller speed PN the greater the drop in the engine speed EN.Therefore, reduce the initial engagement pressure P o to reduce the load applied from the propeller side to the engine side when the reverse clutch 90 is initially engaged. I try to reduce it.
  • the initial fitting pressure Po is set to the maximum value Pm of the reverse clutch Pr.
  • the smaller the propeller speed PN the lower the hull speed Vf.Therefore, there is no need to apply a large amount of reverse driving force, which is the propeller braking force.Therefore, the initial fitting pressure Po is reduced. You can do it.
  • FIG. 13 shows a simple block diagram for performing the present hydraulic control.
  • the clutch control controller 50 is equipped with an engine speed sensor 31 attached to the engine 8, a clutch lever position sensor 34 attached to the deceleration reverser 1, and a propeller shaft 6.
  • a detection signal is input from the propeller speed sensor 35, and an output signal is sent from the controller 50 to the direct-coupled solenoid valve 3 and the proportional solenoid valve 4 of the speed reduction / reversing machine 1, and the forward clutch pressure P f And the reverse clutch pressure Pr is controlled.
  • 4 shows the relationship between the engine speed EN and the reverse clutch pressure Pr before switching from the state to the reverse drive state. First, it is assumed that the reverse clutch pressure Pr at the time of neutral is substantially zero as described above.
  • the initial engagement pressure P o of the reverse clutch 90 corresponding to the propeller speed PN which is the value detected by the propeller speed sensor 34, Is determined.
  • an output control signal is output from the controller 50 to the direct-coupled solenoid valve 3 and the proportional solenoid valve 4, and the reverse clutch 90 is required until the position of the clutch lever 2a moves from the neutral position N to the reverse position R.
  • the clutch lever 2a When the clutch lever 2a reaches the reverse setting R, the engine speed E N decreases and then increases by the initial engagement of the reverse clutch 90.
  • the reverse clutch 90 force immediately reaches the initially set initial engagement pressure Po. Due to this fitting pressure, the engine speed EN temporarily decreases, but since the reverse clutch Pr has the initial fitting pressure P 0 calculated in advance based on the map based on the hull load SL described above, there is no control delay, and the engine The rotation speed EN falls within the range L, where there is a risk of engine stalling.
  • the rotational speed is increased in accordance with the increase in the rotational speed (step 407), and the rotational speed is raised to the maximum value Pm, the reverse clutch 90 is smoothly engaged, and the reverse drive force is applied to the propeller 7 to effectively brake.
  • FIG. 15 is a time chart of the engine speed EN and the reverse clutch pressure Pr through the neutral state of the clutch mechanism 100 and the reverse setting state during the crash astern operation.
  • the reverse clutch pressure Pr is raised to the initial engagement pressure P 0 before the clutch lever detection value LS switches from the neutral value N to the reverse value R, and is temporarily increased after the clutch lever detection value LS switches to the reverse value R. It remains as Po.
  • the engine speed EN decreases as soon as the clutch lever 2a is switched to the reverse position R and the reverse clutch 90 is fitted with the initial fitting pressure Po, but is fitted with the initial fitting pressure Po.
  • the reverse driving force applied to the propeller 7 via the reverse clutch 90 does not apply a load that would cause the engine 8 to stall. Therefore, the engine speed EN eventually increases, but the reverse clutch pressure Pr is increased so as to follow this rising pattern, so that the reverse driving force is effectively applied to the propeller ⁇ as a braking force. It is.
  • the estimated hull load SL may deviate from the actual value.
  • the clutch mechanism 100 is switched to the reverse setting, the number of engine openings The number of opening of the engine EN It is conceivable to make it possible to correct the map of the initial insertion pressure Po for the PN.
  • the engine speed EN drops.
  • the drop ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ changes according to the magnitude of the hull load SL. Therefore, based on this drop amount ⁇ ⁇ ⁇ , the hull load SL is corrected, and based on this, the map of the initial insertion pressure Po against the propeller speed PN is corrected, and as a result, the initial insertion pressure Po can be corrected to an appropriate value.
  • the corrected initial fitting pressure Po calculated from the corrected hull load SL is obtained, for example, as follows.
  • is the actual drop in engine speed
  • is the drop in engine speed ⁇ ⁇ used to estimate the hull load SL before correction
  • ⁇ ! Is the hull load SL before correction.
  • the initial insertion pressure P o is calculated based on the difference between the estimated amount of decrease in engine speed and the actual value. Even if the reverse clutch pressure Pr is higher or lower than the appropriate pressure, the estimated initial engagement pressure Po, is immediately corrected to the appropriate Po, and the braking force is effectively applied while avoiding the engine.
  • the reverse clutch 90 can be engaged so that it can be engaged.
  • This correction of the hull load SL by reading the drop amount EN of the engine speed may be repeated until it converges to a certain target range. That is, the drop amount ⁇ of the engine speed EN decreases as the initial engagement pressure Po of the reverse clutch 90 decreases, and increases as the initial engagement pressure Po increases. This is because the higher the initial engagement pressure Po, the higher the load on the engine due to the engagement of the clutch. Therefore, as shown in FIG. 17, a drop amount of the engine speed at which the initial engagement pressure Po of the reverse clutch 90 becomes an appropriate value is set in advance as a constant target drop amount range ⁇ r. The aforementioned correction of the hull load SL is repeated so that the engine speed drop ⁇ EN converges within the target drop range ⁇ ENr. By changing the setting map of the insertion pressure, the initial insertion pressure P0 is adjusted to an appropriate value.
  • the initial fitting pressure P 0 is reduced at the next correction, and the engine speed is reduced. If the drop amount ⁇ is smaller than the lower limit of the target range ⁇ r, the initial fitting pressure Po is adjusted to increase at the next correction. You.
  • the horizontal axis n in FIG. 17 indicates the correction frequency.
  • the number of corrections n may be set in advance.
  • the hull load SL changes due to aging of the hull and the propeller 7, etc., and again falls outside the range ⁇ ENr.
  • the hull load SL is corrected again, and the initial insertion pressure Po is adjusted so that the engine speed drop ⁇ converges within the range ⁇ r.
  • the flowchart of FIG. 18 is obtained by adding a process of correcting the initial fitting pressure P 0 (step 408) by correcting the map in reading the drop amount ⁇ to the flow diagram of FIG. The correction is repeated until EN converges on the target range ⁇ r (steps 409-410). Availability of m ⁇
  • the present invention provides an effective hydraulic clutch control method when performing a crash astern operation on a ship equipped with a marine deceleration reverser having a hydraulic forward clutch and a reverse clutch. is there.

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Description

クラッシュアスターン時の舶用減速逆転機の油圧制御方法 技術分野
本発明は、 前進航走中の船舶を速やかに停船させるベく、 舶用減速逆転機にお けるクラッチを前進設定状態から後進設定状態に切り換えるクラッシュアスター ン操作時における舶用減速逆転機の油圧制御方法に関する。 背景技術
航走中の船舶を速やかに停船させ、 また、 場合によっては前進航走から後退航 走へと切り換えるのに、 従来より、 舶用減速逆転機のクラッチを前進設定状態か ら後進設定状態に瞬時に切り換える (正確には、 前進設定状態と後進設定状態と の間で、一旦、 瞬間的に中立状態になる) クラッシュアスターンと呼ばれる操作 が行われている。 即ち、 クラッチを後進駆動用に切り換えることで、 前進回転し ているプロペラに後進駆動力をかけて制動するのであるが、 途中の中立状態から 後進設定状態に切り換わる際に急激にェンジンに負荷がかかつてエンストのおそ れがある。 そこで、 従来は、 クラッシュアスターン実行時における設定エンジン 回転数の大きさ毎にエンス卜回避のための閾値を設定しておき、 実際エンジン回 転数がこの閾値を下回るようであれば、 後進設定状態に切り換えていたクラッチ を中立状態に戻し、 ある程度実際エンジン回転数が上昇するのを待って、 クラッ チを後進設定状態に切り換えるように制御していた。 或いは、 エンジン負荷に関 する一定の閾値を設定しておき、 エンジン負荷の状態を検出して、 クラッチが後 進設定に切り換わつた時にェンジン負荷が閾値を超えてエンス卜のおそれのある 過負荷の状態を示しているようであれば、 同じくクラッチを中立状態に戻し、 ェ ンジン負荷の状態が過負荷の状態を脱するのを待ってクラッチを後進設定に戻し ていた。
しかし、 これらの方法では、 クラッチを後進設定状態に戻した時に再び実際ェ ンジン回転数が閾値を超えたり、 或いはェンジンが再び過負荷の状態を示すよう 外力が作用しない。 即ち、 制動力が働かない。 このようにして、 実際エンジン回 転数が充分に上昇するまで、 或いはエンジンの過負荷状態を脱するまで、 クラッ チの係脱を繰り返すので、 停船するまでに相当な時間がかかってしまい、 本来の クラッシュアスターンにおける急速な停船という目的を充分には達成できないも のとなつていた。 発明の開示
本発明は、 前進航走中の船舶を急停止すべく、 舶用減速逆転機に設けられた油 圧式クラッチ機構の操作手段を前進設定から一気に後進設定に切り換えるクラッ シュアスターン操作時の舶用減速逆転機の油圧クラッチ制御方法として、 該操作 によるクラッチ切換に伴う衝撃でェンストのおそれがある状態が判断されると、 後進駆動用クラッチの嵌入圧を、 その最小値と最大値との間で設定した、 エンス 卜を回避するのに適正な待機クラッチ圧に暫時保持し、 エンス卜のおそれがない 状態が判断されると、 該後進駆動用クラッチの嵌入圧を昇圧するものである。 このように、 エンスト回避中に完全にクラッチを中立状態にするのではなく、 後進駆動用クラッチが該待機クラッチ圧で ¾λしているので、 前進回転している プロペラにはこのクラッチ嵌入による後進駆動力が制動力として加わり、 停船ま での時間を短縮できるのである。
後進駆動用クラッチの油圧制御及びエンス卜の判断時期としては、 第一の方策 として、 クラッシュアスターン操作で前記油圧式クラッチ機構の操作手段が後進 設定に切り換わった時に、 先ず後進駆動用クラッチの嵌入圧を、 その最大値を目 標に昇圧し、 その過程でエンストのおそれがある状態が判断されると、該嵌入圧 を、 前記の待機クラッチ圧に低下する。
そして、 前記のエンストのおそれのある状態の判断要素として、 エンジン回転 数の閾値を設定し、 検出したエンジン回転数と該閾値とを比較する。
或いは、 エンジンにかかる負荷の閾値を設定し、 検出したエンジンにかかる負 荷の大きさと該閾値とを比較する。
或いは、 エンジン回転数と船体速度とを検出する。 させて、 段階的な制動力をプロペラにかけ、 また、 エンジンにかかる負荷を段階 的に取り除くようにしてもよい。
また、 前記のエンストのおそれがない状態の判断に基づく後進駆動用クラッチ の嵌入圧の昇圧は、 エンジン回転数の上昇、 或いは、 エンジン負荷の低減に対応 して行うものとしてもよい。 このように後進駆動用クラッチの作動油圧を自動的 に昇圧制御するようにして、 バルブ切換えの操作の手間をなくすことができ、 最 良の昇圧ノ ターンで後進駆動用クラッチを嵌入して、 プロペラに制動力としての 後進駆動力を有効にかけることができる。
本発明は、 また、 前進航走から急停止すべく、 舶用減速逆転機に設けられた油 圧式クラッチ機構の操作手段を前進設定から一気に後進設定に切り換えるクラッ シュアスターン操作に際し、 後進設定に切り換える前に予め、 船舶における或る 判断要素から、 後進駆動用クラッチの初期嵌入圧を算出しておき、 後進設定に切 り換わつた時に後進駆動用クラッチを算出した初期嵌入圧にする。
これにより、 エンスト回避のための判断が後進設定よりも前になり、 制御の遅 れを回避するものであり、 後進設定に切り換わるや否や、 後進駆動用クラッチの 嵌入圧が算出した初期嵌入圧になって、 エンストを回避できるとともに、 制動力 として有効な後進駆動力をプロペラにかけて、 停船までの時間を短縮することが できる。
そして、 前記判断要素を、 クラッシュアスターン操作によりクラッチ機構が前 進設定から中立状態に切り換わった時のプロペラ回転数として、 後進設定前にお けるエンス ト回避のための判断が可能となる。
更に、 この初期嵌入圧の算出は、 中立状態にて検出するプロペラ回転数に対応 する初期嵌入圧の設定マップに基づいてなされ、 該マップは、 船体固有の負荷特 性に基づいて作成されるものである。 すなわち、 エンジンの負荷や回転数等、 ェ ンジン状態の検出だけでは、 船舶毎に船体負荷の特性が異なることによる後進駆 動用クラッチ嵌入時のェンジン回転数の落ち込み量等の相違を判断することがで きず、 算出した初期嵌入圧と実際の適正値との間に船舶毎のずれが生じるおそれ がある。 本発明は、 船体固有の負荷特性に基づく前記マップを作成することで、 を実現できるのである。
なお、 後進設定後は、 前記初期嵌入圧を、 エンジン回転数の上昇に応じて、 最 大値へと上昇させるものとし、 このように後進駆動用クラッチの作動油圧を自動 的に昇圧制御するようにして、 バルブ切換えの操作の手間をなくすことができ、 最良の昇圧パターンで後進駆動用クラッチを嵌入して、 プロペラに制動力として の後進駆動力を有効にかけることができる。
なお、 船体固有の負荷特性が特定不可能である場合や、 推定値と実際値とのず れがある場合に対応して、 推定される前記船体固有の負荷特性は、 後進駆動用ク ラッチを初期嵌入圧とした時の実際のエンジン回転数の落ち込み量に応じて修正 され、 これに応じて前記マップを修正するものとする。
更に、 前記の船体固有の負荷特性の修正は、 後進駆動用クラッチを初期嵌入圧 とした時の実際のエンジン回転数の落ち込み量が、 目標の範囲内に収束するまで 繰り返されるものとして、 より精度の高いマップを作成して、 有効なクラッシュ アスターンを実現することができる。 この場合、 船体固有の負荷特性の修正回数 を予め設定しておくことも考えられる。
また、 船体の経時変化等に応じて船体固有の負荷特性が変化することが考えら れる。 そこで、 一旦、 目標の範囲内に収束したエンジン回転数の落ち込み量が再 び目標範囲から外れた場合に、 再度、 船体固有の負荷特性の修正を行うものとす 本発明の以上の、 また、 その他の目的、 特徴、 効果については、 添付の図面を 基にした以下の説明において明らかになるであろう。 図面の簡単な説明
第 1図は、 本発明に係るクラッシュアスターン制御に適する舶用減速逆転機の 油圧回路図である。
第 2図は、 本発明に係るクラッシュアスターン制御構造を示すプロック図及び 構成図である。
第 3図は、 従来のクラッシュアスターン操作時におけるエンジン回転数及びク 第 4図は、 ェンジン回転数の検出を用いた場合のクラッシュアスターン操作時 におけるエンジン回転数及びクラッチ油圧の経時図である。
第 5図は、 本発明に係るェンジン回転数の検出をもとにしたクラッシュァスタ -ン操作時におけるクラッチ油圧制御のフローチャートである。
第 6図は、 ェンジン負荷の検出を用 L、た場合のクラッシュアスターン操作時に おけるクラッチレバ一信号値、 ェンジン負荷及びクラッチ油圧の経時図である。 第 7図は、 本発明に係るェンジン負荷の検出をもとにしたクラッシュアスター ン操作時におけるクラッチ油圧制御のフローチャートである。
第 8図は、 ェンジン回転数及び船体速度の検出を用いた場合のクラッシュァス 夕―ン操作時におけるクラッチレバー信号値、 船体速度及びクラッチ油圧の経時 図である。
第 9図は、 待機クラッチ圧を上下変動させる場合のクラッチ油圧の経時図であ
。o
第 1 0図は、 本発明に係るエンジン回転数及び船体速度の検出をもとにしたク ラッシュアスターン操作時におけるクラッチ油圧制御のフローチャートである。 第 1 1図は、 エンスト回避のための待機クラッチ或いは初期嵌入圧の判断時を 説明するための、 クラッチレバー信号値、 エンジン回転数及び船体負荷 (船体速 度) の経時図である。
第 1 2図は、 船体負荷の特性をもとに作成したクラッシュアスターン操作にお ける中立移行時のプロペラ回転数に対する初期嵌入圧の設定マップである。 第 1 3図は、 船体負荷をもとに初期嵌入圧を設定してクラッチ油圧制御を行う ための制御ブロック図である。
第 1 4図は、 本発明に係る、 後進設定前に船体負荷をもとにしたマップを用い て、 検出プロペラ回転数により初期嵌入圧を設定し、 後進クラッチ圧を制御する クラッシュアスターン操作時のクラッチ圧制御のフローチャートである。
第 1 5図は、 クラッシュアスターン中の中立設定時から後進設定時にかけての エンジン回転数及び後進クラッチ圧の経時図である。
第 1 6図は、 エンジン回転数の落ち込み量を示すエンジン回転数の経時図であ 第 1 7図は、 エンジン回転数の落ち込み量を目標範囲内に収束させるためのェ ンジン回転数の落ち込み量及び初期嵌入圧の修正操作毎の値の経過を示す図であ 。
第 1 8図は、 第 1 4図の制御の流れに、 エンジン回転数の落ち込み量の読取に よる船体負荷の修正に基づくマップ修正の流れを追加した様態のフローチヤ一ト であ" &。 発明を実施するための最良の形態
先ず、 第 1図に示す舶用減速逆転機 1 (第 2図に外観を図示してある。 ) の油 圧回路図について説明する。 前進駆動用クラッチ (前進クラッチ 1 0 ) と後進駆 動用クラッチ (後進クラッチ) 9 0とを並列に設置して、 クラッチ機構 1 0 0を 構成している。 前進クラッチ 1 0及び後進クラッチ 9 0は、 いずれも、 圧油を供 給されることにより接合状態となるクラッチであり、 前後進切換弁 2 (第 2図で 外観を図示してある。 ) 付設のクラッチレバー 2 aの操作で前後進切換弁 2の位 置を切り換えて、 圧油の供給先を切り換えることで、 クラッチ機構 1 0 0は、 前 進クラッチ 1 0が接合して後進クラッチ 9 0が離間する前進設定状態と、 後進ク ラッチ 9 0が接合して前進クラッチ 1 0が離間する後進設定状態と、 両クラッチ 1 0 - 9 0とも圧油力供給されずに離間している中立状態の三つの状態に切換え 可能となっている。
前進クラッチ 1 0及び後進クラッチ 9 0共通の構造を詳説する。 各クラッチは スチールプレート 1 2と摩擦板 1 3とを交互に配置してなる湿式多板クラッチで あり、 前述のように前後進切換弁 2より供給された圧油で油圧ピストン 1 1を作 動して、 各スチールプレート 1 2を各摩擦板 1 3に押接させる。 圧油が前後進切 換弁 2へと抜かれると、 油圧ピストン 1 1は 力で初期位置に戻り、 各スチー ルプレート 1 2が各摩擦板 1 3より離間する。 各クラッチ 1 0 · 9 0における全 摩擦板 1 3は内側ギア (ピニオンギア) 1 5に連結され、 スチールプレー卜 1 2 は、 クラッチの断接に関係なくエンジン動力にて回転する外側ギア 1 4に連結さ れている。 クラッチが接合、 即ち、 スチールプレート 1 2と摩擦板 1 3とが押接 し、 内側ギア 1 5と嚙合する大ギア 1 6を回転させる。 大ギア 1 6は、 舶用減速 逆転機 1の出力軸 1 7に固設されており、 第 2図に示すように舶用減速逆転機 1 より外方に突出する出力軸 1 7の出力端と、 プロペラ 7を具備するプロペラ軸 6 の入力端とを連結している。 こうして、 大ギア 1 6の回転がプロペラ 7へと伝達 される。 即ち、 第 2図に示すエンジン 8の動力が、 クラッチ機構 1 0 0における 前進クラッチ 1 0または後進クラッチ 9 0のいずれかを介してプロペラ 7に伝達 されるのである。
前進クラッチ 1 0及び後進クラッチ 9 0は各々、 油圧ピストン 1 1の押付け力
(クラッチ油圧) を加減することにより、 摩擦板 1 3をスチールプレート 1 2に 対してスリップさせて半クラッチ状態にすることができる。 このクラッチ油圧は 直結電磁弁 3、 電磁比例弁 4及び低速弁 5を具備する電子トローリング装置 2 0
(第 1図にて二点鎖線で囲み、 第 2図で外観を図示してある。 ) により制御され る。 この構成について説明する。
オイルポンプ 2 2の吐出油は、 クラッチの前進または後進設定時、 即ち、 前後 進切換弁 2のクラッチレバー 2 aを前進位置または後進位置にしている時、 低速 弁 5及び前後進切換弁 2を介して、 前進クラッチ 1 0 '後進クラッチ 9 0のうち のいずれかに圧油が供給される。 この時、 第 1図に示すように直結電磁弁 3を直 結設定位置にして ると、 該直結電磁弁 3から送出される圧油をパイロッ 卜油圧 として、 低速弁 5は、 その送出圧が規定のクラッチ油圧に対応するものとなって おり、 圧油供給される前進クラッチ 1 0または後進クラッチ 9 0には、 スチール プレー卜 1 2と摩擦板 1 3とがスリップすることなく押接し合うだけの充分な規 定のクラッチ油圧力生じて完全に油圧ピストン 1 1が押圧され、 外側ギア 1 4か らの動力が内側ギア 1 5に完全に伝達される。
そして、 直結電磁弁 3を第 1図に示した位置とは反対側の位置にしていると、 低速弁 5には、 電磁比例弁 4を通じて圧油が導入される。 これがパイロッ ト油圧 となって、 低速弁 5は、 電磁比例弁 4のデューティ制御にて送出量を調整され、 圧油供給される前進クラッチ 1 0または後進クラッチ 9 0のクラッチ油圧が規定 圧以下で調整されて、 スチールプレート 1 2に対する摩擦板 1 3のスリップの度 整により、 前進クラッチ 1 0または後進クラッチ 9 0の嵌入圧が調整されるので める。
また、 オイルポンプ 2 2の吐出油は、 クラッチ油圧調整弁 2 4を介して油圧を 調整されてから、 電子トローリング装置 2 0に供給される。 余剰圧油はクラッチ 油圧調整弁 2 4からオイルクーラー 2 6及び潤滑油圧調整弁 2 7を介して、 両ク ラッチ 1 0 · 9 0に潤滑油として供給される。
なお、 クラッチ油圧調整弁 2 4は緩嵌入弁 2 5の油圧制御により位置制御され てその開弁規定圧が調節されるものである。 緩嵌入弁 2 5は前後進切換弁 2と油 圧連結されており、 前後進切換弁 2が中立位置の時に初期位置に戻って、 該クラ ツチ油圧調整弁 2 4の開弁規定圧を中立時の小さなものとし、 前後進切換弁 2が 前進位置または後進位置に切り換わつた直後から、 徐々に前後進切換弁 2の送出 油の一部が緩嵌入弁 2 5に送られ、 前後進切換弁 2の開弁規定圧を徐々に大きく し、 最終的に通常の前後進航走時の開弁規定圧にまで高める。 これにより、 運転 モードが中立状態から前進航走設定または後進航走設定に切り換わった時に、 ク ラッチ 1 0または 9 0の油圧は徐々に立ち上がるので、 急発進を防止できるので ある。 なお、 クラッシュアスターン時には、 前進航走設定から後進航走設定に切 り換える途中に中立状態を経過するものの、 瞬時なので、 この中立状態時に緩嵌 入弁 2 5が初期位置に戻ってしまうことはなく、 従って、 後進航走設定に切り換 わった際にも緩嵌入弁 2 5の位置は、 前進航走設定時と変わっておらず、 後進ク ラッチ 9 0のクラッチ油圧の立ち上げを遅らせてしまうことはない。
なお、 第 1図において、 2 1はストレーナ、 2 3は緊急時にオイルポンプ 2 2 の吐出油をストレーナ 2 1に戻す安全弁である。
次に、 本発明に係るクラッシュアスターン制御を可能とする舶用減速逆転機の クラッチ制御構造について第 2図により説明する。
エンジン 8には、 その実際回転数を検出するエンジン回転数センサ 3 1が付設 されており、 また、 該エンジン 8に付設されるガバナのコントロールラック位置 を検出するラック位置センサ 3 2力く付設されている。 更に、 エンジン 8の排気管 にて、 排気中の黒煙の量を検出する黒煙センサ 3 3力く付設されている。 ク位置センサ 3 2の検出するラック位置信号、 黒煙センサ 3 3の検出する黒煙量 を表す信号、 また、 これらのセンサ等に基づいて算出されるエンジン 8に掛かる 負荷の大きさを示す負荷信号が、 エンジン状態分析回路 4 1に入力される。 ェン ジン状態分析回路 4 1においては各信号の閾値が設定されており、各検出信号値 がその閾値を超えると、 エンジン状態分析回路 4 1よりメインコントローラ 4 2 にその検出信号を発信する。 その発信手段としては、 例えば無線等のデータ通信 がある。
メインコントローラ 4 2は、 エンジン状態分析回路 4 1より送信されたェンジ ンの各種状態に関しての検出信号をもとに様々な制御を行う。 その一つとして、 ェンジン状態分析回路 4 1力、らの検出信号をもとにした制御信号をトローリング 用コントローラ 4 3に発信する。
トロ一リング用コン卜ローラ 4 3には、 メインコントロ一ラ 4 2からの信号の 他、 トロ一リングダイヤル 9によるプロペラ回転数の設定値を表す設定プロペラ 回転数信号 S 5、 クラッチ信号センサ 3 4による前後進切換弁 2のクラッチレバ —2 aの位置検出信号 (クラッチレバー位置信号) L S、 出力軸 1 7に付設され たプロペラ回転数センサ 3 5の検出する出力回転数 (プロペラ回転数 P N ) 信号 力く入力される。 そして、 トロ一リング用コントローラ 4 3より、 直結電磁弁 3に 対してトローリングの 0 N · 0 F F信号 (トローリング 0 F F信号とは、 直結電 磁弁 3を前述の直結設定位置にするものであり、 トロ一リング O N信号とは、 直 結電磁弁 3を該直結設定位置と反対側の位置にして、 電磁比例弁 4によるクラッ チ油圧調整を可能な状態にするものである。 ) を出力し、 電磁比例弁 4に対して その開弁度を決定するデューティ値を出力する。
本発明のクラッシュアスターン制御は、 前述の如く直結電磁弁 3や電磁比例弁 4にて様々に設定可能な後進クラッチ 9 0のクラッチ油圧を、 クラッチレバー 2 aが後進位置に切り換わつた時の様々な状況に基づいて決定することにより、 ェ ンストすることなく、 力、つ迅速にクラッチ機構 1 0 0の中立状態を脱し、 後進航 走ができるようにするものである。
まず、 クラッチ機構 1 0 0が後進設定状態に切り換わった時 (クラッチレバー 従来及び本発明に係るクラッシュアスターン制御について、 第 3図乃至第 5図よ り説明する。
第 3図等の如く、 クラッチレバー位置信号値 L Sは、 時間 tの経過とともに、 クラッシュアスターン操作により、 クラッチレバー 2 aが前進位置にある状態を 示す信号値 Fから、 中立位置にある状態を示す信号値 Nを通って、 後進位置にあ る状態を示す信号値 Rへと切り換わる。
このようなクラッチレバー 2 aによるクラッシュアスターン操作を通じて、 前 進クラッチ 1 0のクラッチ油圧 P f は、 前進航走時に最大値 P mであった状態か ら、 後進航走時にはクラッチ中立状態を維持する最小値 (便宜上、 0とする。 ) となり、 その後は、 P f = 0で推移する。
一方、 後進クラッチ 9 0のクラッチ油圧 P rは、 前進設定時及び中立時には最 低値 (同様に、 便宜上、 0とする。 ) であり、 クラッチレバー 2 aが後進位置に 切り換わると、 一旦、 最大値 P mにしてクラッチ嵌入するものの、 エンストのお それのある条件、 即ち、 エンジン回転数が閾値を下回ったり、 エンジンが過負荷 であったり、 或いは前進速度がまだ充分に落ちていなかつたりという状況が検出 された時には、 クラッチ油圧 P rを待機用のクラッチ油圧 (待機クラッチ油圧) P wにまで引き下げるのである。
従来は、 第 3図のように、 待機時の後進クラッチ 9 0のクラッチ油圧 P rは 0 (即ち、 中立状態) としており、 この状態の時、 船体には水の抵抗以外の外力が 作用しないので、 船体 (プロペラ 7 ) に制動力が充分に働かず、 停船までに時間 がかかる。 また従来は、 クラッチ油圧 P rを 0にするのに、 一々クラッチレバー 2 aを中立位置 Nに戻し、 エンジン回転数がある程度増大する力、、 エンジン負荷 がある程度低下したらクラッチレバー 2 aを後進位置 Rに切り換えるという手動 操作が必要であり、 煩雑であった。 なお、 第 3図の場合、 クラッチ油圧 P rを待 機用の値に引き下げるか否かの判断要件を、 実際エンジン回転数 E Nとしている が、 エンジン負荷を要件とする場合も然りである。
これに対して、 本発明では、 第 4図等のように、 エンストを回避できる範囲内 で、 0よりも高い値に待機クラッチ圧 P wを設定することで、 エンスト回避のた まり、 結果として停船までの時間を短縮できるようにしているのである。
第 4図は、 エンジン回転数の検出に基づいてクラッシュアスターン時のクラッ チ油圧 P r制御を行う場合のェンジン回転数とクラッチ圧の推移を示しており、 第 5図はその制御フローチャートである。 前述のエンジン状態分析回路 4 1にお いては、 検出ェンジン回転数 E Nに基づく後進クラッチ圧 P rにおける待機クラ ツチ油圧 P wの設定値のマップが記憶されている。 エンジン回転数センサ 3 1の 検出値が該エンジン状態分析回路 4 1に入力され、 その検出値 E Nが閾値 E N s を下回っていると、 該マップに基づき、 メインコントローラ 4 2に対して、 クラ ツチ油圧 P rを待機クラッチ圧 P wとすること、 力、つ、 該マップに基づく待機ク ラッチ圧 P wの設定値を伝達し、 これに基づいて、 メインコントローラ 4 2より トローリング用コントローラ 4 3を介して、 直結電磁弁 3の切換信号及び電磁比 例弁 4のデューティ値が出力されるものである。
第 5図に示す油圧制御の流れを、 第 4図のグラフを参照しながら説明する。 ェ ンジン状況検出回路 4 1において、 クラッチレバー 2 aが前進位置にある間 (ス テツプ 1 0 1 ) 、 即ち、 前進クラッチ 1 0が嵌合している間に、 設定エンジン回 転数に基づいて、 エンス卜回避のためのエンジン回転数の閾値 E N sが決定され る。 クラッシュアスターンで、 前進位置 Fにあったクラッチレバー 2 aが後進位 置 Rに切り換わると (ステップ 1 0 2 ) 、 後進クラッチ 9 0を係合すべくクラッ チ油圧 P rを最大値 P mに向けて昇圧する (ステップ 1 0 3 ) 。 このクラッチ嵌 合にて低減する実際エンジン回転数 E N (エンジン回転数センサ 3 1にて検出) が、 エンス卜回避のための閾値 E N sに達しなければ (ステップ 1 0 4 ) 、 その まま後進クラッチ油圧 P rを最大値 P mに立ち上げる。 検出ェンジン回転数 E N が閾値 E N s以下にまで低下すれば (ステップ 1 0 5 ) 、 エンジン状態検出回路 4 1より、 その状態を表す信号がメインコントローラ 4 2に発信され、 その時点 で、 メインコントローラ 4 2からトローリングコントローラ 4 3を介して電磁比 例弁 4に制御信号が発信され、 クラッチ油圧 P rを待機クラッチ圧 P wまで下げ て (ステップ 1 0 6 ) 、 エンジン回転数 E Nの上昇を待つ。 エンジン回転数 E N が基準値 E N tまで上昇しない限り、 後進クラッチ油圧 P rは待機クラッチ圧 P sに達したら、 再びクラッチ油圧 P rを最大値 Pmへと立ち上げる (ステップ 1 08) 。 この油圧上昇によるエンジン回転数 ENの低下で、 もし再び EN EN sとなれば、 再度、 後進クラッチ圧 P rを待機クラッチ圧 Pwに低下し、 ェンジ ン回転数の上昇を待つのである。
なお、 後進クラッチ油圧 P rを待機クラッチ圧 Pwから最大値 Pmへと立ち上 げるのに、 前述の如く上昇したエンジン回転数 ENの基準値 EN tを用いるだけ でなく、 タイマー制御とすることも考えられる。 即ち、 後進クラッチ油圧 P rを 待機クラッチ圧 P wに保持し、 適当な時間が経過したら最大値 P mへと上昇させ るのである。
また、 待機クラッチ圧 Pwは一定に設定しておいてもよいが、 エンジン回転数 センサ 3 1にて検出したエンジン回転数 ENに応じて設定してもよい。 即ち、 ェ ンジン回転数 ENが大きければ、 待機クラッチ圧 Pwを高めに設定して、 ェンジ ン回転数 E Nがその後に E sを上回って充分に立ち上がつた時点でクラッチ油 圧 P rを最大値 Pmにて後進クラッチ 90を正式に嵌入するまでの待機時間を短 期間にし、 かつ、 クラッチ嵌入時のショックのないようにする。 そして、 ェンジ ン回転数 ENが小さい場合には、 待機クラッチ圧 Pwを低めに設定し、 待機時に おいて後進クラッチ 90側からエンジンにかかる負荷をできるだけ抑えてそれ以 上のエンジン回転数の低下を回避し、 エンストを防ぐ。
また、 一旦、 待機クラッチ圧 Pwまで低下させた後進クラッチ圧 P rを昇圧す るのに際し、 該後進クラッチ圧 P rを、上昇するエンジン回転数 ENの値に応じ て徐々に昇圧させるようにしてもよい。 これにより、 最適の昇圧パターンが、 手 動によるバルブの切換えなしに自動的に行われる。 この場合、 前述のエンジン回 転数 ENと待機クラッチ圧 Pwとの相関マップを使用し、上昇するエンジン回転 数 ENに対応する待機クラッチ圧 Pwの値を後進クラッチ圧 P rに当てはめてい けばよい。
待機クラッチ圧 Pwの判断要素を、 エンジン回転数 ENに代えて、 ラック位置 センサ 32や黒煙センサ 33により検出されるエンジン負荷 E Lとしてもよい。 即ち、 前述のエンジン状態分析回路 4 1にて、 負荷閾値 EL s (これを超えると ンサ 32 · 3 3等によって検出されるエンジン負荷の信号値に対応する待機クラ ツチ圧 Pwの設定値が記憶されている。 この場合にも、 負荷閾値 EL sを超える エンジン負荷の大きさに応じて待機クラッチ圧 Pwを設定してもよく、 該ェンジ ン負荷が高いほど、 待機クラッチ圧 Pwの設定値を小さくすることで、 プロペラ 7側からェンジン側への負荷の伝達率を小さくすることができる。
第 6図は、 ェンジン負荷の検出に基づくクラッシュアスターン時のクラッチ油 圧制御におけるェンジン負荷とクラッチ圧の推移を示しており、 第 7図はその制 御フローチヤ一トである。 クラッシュアスターン時において、 後進クラッチ 90 が嵌入した後 (ステップ 20 1〜202 ) 、 後進クラッチ P rを最大値 Pmへと 立ち上げ (ステップ 2 03 ) 、 この嵌入時のショックにより、 エンジン負荷 EL が負荷閾値 EL sを超えて、 エンジンが過負荷状態になったことが判明すると ( ステップ 205 ) 、 後進クラッチ 90のクラッチ圧 P rを待機クラッチ圧 Pwに 低下する指令がメインクラッチ 42に出力されて、 メインコントローラ 42より トローリング用コントローラ 43を介して、 直結電磁弁 3の切換信号及び電磁比 例弁 4のデューティ値が出力され、 後進クラッチ 9 0のクラッチ圧 P rを待機ク ラッチ圧 Pwとし (ステップ 206 ) 、 検出エンジン負荷 ELが一定の基準値 E L tまで低下するまで待機クラッチ圧 Pwが保持される (ステップ 207 ) 。 検 出エンジン負荷 EL力基準値 EL tを下回れば、 後進クラッチ圧 P rを最大値 P mへと立ち上げる (ステップ 208 ) 。 この油圧立ち上げにて、 再び上昇するェ ンジン負荷 ELが負荷閾値 EL sを超えなければ、 後進クラッチ圧 P rを最大値 Pmで嵌合させ (ステップ 203 ) 、 負荷閾値 EL sを超えれば再び待機クラッ チ圧 Pwに低下させ (ステップ 205 ) 、 超えなければ最大値 Pmへと昇圧させ る (ステップ 204 ) 。 なお、 後進クラッチ圧 P rを待機クラッチ圧 Pwから最 大値 Pmへと上昇させるのに、 エンジン負荷基準値 EL tを用いず、 タイマーに て待機クラッチ圧 P wの保持時間を制御することも考えられる。
また、 このエンジン負荷に基づく後進クラッチ圧 P rの制御においても、 一旦 待機クラッチ圧 P wまで低下させた後進クラッチ圧 P rを最大圧 P mへと昇圧す るのに際し、 該後進クラッチ圧 P rを、 低'减するエンジン負荷 ELの値に応じて によるバルブの切換えなしに自動的に行われる。 前述のように待機クラッチ圧 P wをエンジン負荷 E Lに応じて変化させるようにしている場合は、 エンジン負荷 E Lと待機クラッチ圧 P wとの相関マップを使用し、 上昇するエンジン負荷 E L に対応する待機クラッチ圧 P wの値を後進クラッチ圧 P rに当てはめていくよう にしてもよい。
第 8図は、 ェンジン回転数 E Nと船体速度 Vとの相関値をもとにしてのクラッ シュアスターン時におけるクラッチ油圧の推移を示すものである。 クラッシュァ スターン操作の実行開始時点での前進船体速度 V f が大きいほど、 クラッチを前 進から後進に切り換える際におけるプロペラ 7に掛かる負荷が大きくなる。 しか し該前進船体速度 V f が大きくても、 エンジン回転数 E Nが大きければエンスト はしにくくなる。 逆に言えば、 船体速度が充分に減速されていれば、 エンジン回 転数 E Nの閾値 E N sを小さくすることができ、 クラッチの後進設定時にて、 後 進クラッチ圧 P rを待機クラッチ圧 P wまで下げずにすむ、 即ち、 最大値 P mに 嵌入させる可能性が高まるのである。
そこで、 前記エンジン状態分析回路 4 1にて、 船体速度 V (前進船体速度 V f ) とを因数として、 エンジン回転数 E Nの閾値 E N sを求める関数マップを記憶 しておいて、 この関数マップに基づいて、 後進設定時に後進クラッチ圧 P rを最 大値 P mへと上昇させる力、、 待機クラッチ圧 P wに低下させるかを判断するもの とする。 また、 各閾値 E N sに応じて最適な待機クラッチ圧 P wを設定するため のマツプを記憶しておいてもよい。
なお、 第 8図に図示の制御においては、 更に、 クラッチの後進設定中に、 船体 速度 V (前進船体速度 V f ) が 0になるまで、 待機クラッチ圧 P wに保持する制 御がなされている。 即ち、 前述のように、 ある期間、 後進クラッチ P rを待機ク ラッチ圧 P wに保持しては、 最大値 P mに上昇させるという制御は行わない。 但 し、 これでは後進設定中に後進クラッチ圧 P rが低い待機クラッチ圧 P wのまま で推移するので、 プロペラ 7に有効な後進駆動力による制動力を掛けることがで きない。 そこで、 第 9図のように、 待機クラッチ圧 P wを中心に後進クラッチ圧 P rを波状に上下変動させることが考えられる。 これにより、 プロペラ 7に段階 なお、 このようなクラッチ圧の波状の上下変動は、 第 4図及び第 5図の油圧制 御や、 第 6図及び第 7図の油圧制御に採用してもよい。
更に、 本制御は、 船体速度 V = 0になつた時点で、 後進クラッチ圧 P rを待機 クラッチ圧 P wから最大値 P mへと上昇させる制御を行っている。 V = 0の時点 では、 それまで前進回転していたプロペラ 7が停止した状態なので、 後進クラッ チ圧 P rを最大値 P mへと引き上げることで、 プロペラ 7に有効に後進駆動力が 掛かって、 停船した後、 ショックなく後進航走に移行できる (即ち、 後進速度 V rが増大する) のである。
第 8図を参照しながら、 第 1 0図に示すクラッチ油圧制御の流れを説明する。 コントローラ 5 0には、 前述の如く、 予め、 エンジン回転数 E N及び前進船体速 度 V f に基づく待機クラッチ圧 P wの設定マップが記憶されており (ステップ 3 0 1 ) 、 クラッチレバー 2 aの位置検出によって、 クラッシュアスターン、 即ち クラッチ位置センサ値 L S = Fの状態 (ステップ 3 0 2 ) から L S = Rの状態に 移行したことが確認されると (ステップ 3 0 3 ) 、 エンジン回転数 E N及び船体 速度 V (前進船体速度 V f ) の読み込みと前述のマップにより、 エンジン回転数 閾値 E N sが求められるとともに、 待機クラッチ P wが算出され (ステップ 3 0 4 ) 、 これに基づいて、 後進クラッチ 9 0の嵌入圧 P rを待機クラッチ圧 P wに し (ステップ 3 0 5 ) 、 船体速度 Vが 0になってからは (ステップ 3 0 6 ) 、 閾 値 E N sに関係なく後進クラッチ 9 0の嵌入圧 P rを最大値 P mに上昇させるの である (ステップ 3 0 7 ) 。
以上のように、 本発明の方法を用いることで、 クラッシュアスターン実行中に は、 一旦、 クラッチレバー 2 aを後進位置にしてからは、 少ない嵌入圧であって も、 常に後進クラッチ 9 0が入っている状態になっており、 プロペラ 7には、 ェ ンスト回避のための待機中にも、 若干の後進駆動力が掛かっているので、 ェンジ ンにかかる負荷を軽減しながらも徐々にプロペラに負荷を掛けていって制動し、 停船までの時間を従来より短くすることができるのである。
以上の三つのクラッシュアスターン時のクラッチ制御方法では、 クラッチ操作 手段 (クラッチレバー 2 a ) を後進設定位置にした時に、 一旦、 後進クラッチ圧 いて、 場合によっては後進クラッチ圧 P rをエンストを回避するための待機クラ ツチ圧 P wに低下させるという制御方法であった。 即ち、 第 1 1図に示すように 後進クラッチ圧 P r制御用の検出 (例えばエンジン回転数、 エンジン負荷等) 時 期カ、 クラッチレバー 2 aを中立位置から後進位置に切り換えた時 t 2 である。 し力、し、 この制御方法では、 後進クラッチ圧 P rを待機クラッチ圧 P wに低下 させるかどうかの判断要素であるェンジン状態の検出が遅く、 制御が遅れる場合 が考えられる。
これに対し、 次に説明する制御方法は、 クラッシュアスターン操作に臨んで、 前進航走時にてその時の或る判断要素をもとに、 予め後進クラッチ圧 P rの初期 嵌入圧を設定しておき、 クラッチ操作手段が後進設定位置になるとともに、 該後 進クラッチ圧 P rを先ず該初期嵌入圧にセッ卜するものである。 即ち、 第 1 1図 に示すクラッチレバ一検出値 L Sが前進値 Fから中立値 Nに移行した時 t! を、 後進クラッチ圧 P r制御用の判断要素の検出時期としており、 これにより、 クラ ツチレバー 2 aが後進位置に切り換わるや否や、 後進クラッチ圧 P rが該検出に 基づいて算出した初期嵌入圧 P oになる。
ここで、 本制御方法では、 後進クラッチ圧 P rの初期嵌入圧の予想判断要素と して、 ある船体速度の時に水の抵抗やエンジンの駆動等で船体にかかる負荷、 即 ち船体固有の負荷特性 (船体負荷) S Lを用いる。 船体負荷 S Lは、 船体速度を V、 船体固有の定数を Kとすると、 S L = V x K、 即ち、 船体速度 Vに比例する 値として求められる。 船体固有の定数 Kは、 その船体の特徵としてのプロペラ形 状、 船体の形状や重量、 エンジントルク等を勘案して求められる。 この船体負荷 S Lが求められれば、 中立状態から後進クラッチ 9 0が嵌入した時のエンジン回 転数 E Nの落ち込みが大体予想できる。
即ち、 前進時に、 あるエンジン回転数 E N、 及び、 あるプロペラ回転数 P Nで 運転されている状態で、 クラッシュアスターン操作による後進クラッチ 9 0の嵌 入時のエンジン回転数 E Nの落ち込み量を決定付けるものは、 船体負荷 S Lであ る。
この船体負荷 S Lは、 前述の如く船体速度 V (V f ) に比例するものであり、 ン操作においては、 前進設定と後進設定との間の中立時のプロペラ回転数 P Nを 求めれば、 比例的に、 中立状態から後進クラッチ嵌入時の船体負荷 S Lが求めら れ、 これに基づいてエンジン回転数 E Nの落ち込み量が予測できる。 そして、 こ のクラッチ嵌入により低下するエンジン回転数 E Nがエンス卜危険域にまで低下 しないように、 後進クラッチ圧 P rの初期嵌入圧 P oを求めることができる。 従って、 クラッチ機構 1 0 0において、 前進クラッチ 1 0の嵌入状態から中立 状態に移行した時に、 該中立状態におけるプロペラ回転数 P Nを検出すれば、 そ れに応じて、 後進クラッチ圧 P rにおける最適の初期嵌入圧 P oを算出できる。 そこで、 第 1 2図に示すような、 クラッシュアスターン操作中の中立時におけ るプロペラ回転数 P Nと、 後進クラッチ圧 P rの初期嵌入圧 P oとの相関マップ が、 船舶毎に、 その船舶固有の船体負荷 S Lの特性に応じて作成され、 第 1 3図 に示すクラッチ機構 1 0 0の制御用コントローラ 5 0に記憶されている。
この初期嵌入圧 P oは、 後進クラッチ 9 0の初期嵌入により低下するエンジン 回転数 E Nがエンスト危 ,にまで低下しないように設定されている。 プロペラ 回転数 P Nが高いほど、 エンジン回転数 E Nの落ち込み度は大きくなるので、 初 期嵌入圧 P oを小さくして、 後進クラッチ 9 0の初期嵌入にてプロペラ側からェ ンジン側に掛かる負荷を軽減するようにしている。 プロペラ回転数 P nが極めて 低い場合には、 初期嵌入圧 P oを、 後進クラッチ P rの最大値 P mとしている。 また、 プロペラ回転数 P Nが小さければ、 それだけ船体速度 V f も低下している ので、 プロペラ制動力となる後進駆動力をさほど掛ける必要もないので、 それだ け、 初期嵌入圧 P oを小さくすることができるのである。
第 1 3図は、 本油圧制御を行うための簡単なブロック図が図示されている。 こ の場合のクラッチ制御用コン卜ローラ 5 0には、 エンジン 8に付設されるェンジ ン回転数センサ 3 1、 減速逆転機 1に付設されるクラッチレバー位置センサ 3 4 及び、 プロペラ軸 6に付設されるプロペラ回転数センサ 3 5より検出信号が入力 され、 該コントローラ 5 0より、 減速逆転機 1の直結電磁弁 3及び電磁比例弁 4 に対して出力信号が送られて、 前進クラッチ圧 P f 及び後進クラッチ圧 P rの制 御がなされるのである。 態から後進駆動状態に切り換わるまでのエンジン回転数 E Nと後進クラッチ圧 P rとの関係を示している。 まず、 中立時における後進クラッチ圧 P rを、 前述の 如く実質的に 0であるものとする。 前述の如く、 中立時において、 第 1 3図に示 すマップをもとに、 プロペラ回転数センサ 3 4からの検出値であるプロペラ回転 数 P Nに対応する後進クラッチ 9 0の初期嵌入圧 P oが決定される。 これに基づ き、 コントローラ 5 0より直結電磁弁 3及び電磁比例弁 4に出力制御信号が出さ れ、 クラッチレバー 2 aの位置が中立位置 Nから後進位置 Rに移るまでに後進ク ラッチ 9 0を初期嵌入圧 P oに立ち上げる。
クラッチレバー 2 aが後進設定 Rになると、 後進クラッチ 9 0の初期嵌入で、 エンジン回転数 E Nは減少し、 次いで増加に転じる。 エンジン回転数 E Nが高い ほど、 エンス卜のおそれなくプロペラ 7に対して制動力となる後進駆動力を掛け ることができるので、 ェンジン回転数 E Nとともに後進クラッチ圧 P rを高めて いき、 プロペラ 7に対して、 一層の制動力を付加し、 停船までの時間を短縮する のである。
以上の一連の制御の流れを、 第 1 4図の流れ図により説明する。 コントローラ 5 0には、 前述のように予め船体負荷 S Lの特性に基づくプロペラ回転数 P Nに 対応する後進クラッチ圧 P rの初期嵌入圧 P oのマップが記憶されており (ステ ップ 4 0 1 ) 、 クラッチレバー位置センサ値 L S力く前進値 Fから中立値 Nに変化 した時に (ステップ 4 0 2〜4 0 3 ) 、 その時のプロペラ回転数 P Nを求め、 該 マップによって後進クラッチ圧 P rの初期嵌入圧 P 0を求める (ステップ 4 0 4 ) 。 そして、 クラッチレバー位置センサ値 L Sが中立値 Nから後進値 Rに変化す るまでに、 後進クラッチ圧 P r (それまで P r = 0 ) を初期嵌入圧 P oに上昇さ せる (ステップ 4 0 5 ) 。 そのため、 クラッチレバ一 2 aが後進位置 Rにセッ卜 された時点 (ステップ 4 0 6 ) で、 後進クラッチ 9 0力 速やかに設定された初 期嵌入圧 P oになる。 この嵌入圧により、 エンジン回転数 E Nは一旦低下するが 該後進クラッチ P rが予め前記の船体負荷 S Lに基づくマップにて算出した初期 嵌入圧 P 0となっているので、 制御の遅れなく、 エンジン回転数 E Nは、 エンス 卜のおそれのな L、範囲内で低下する。 その回転数上昇に応じて上昇させ (ステップ 4 0 7 ) 、 最大値 P mへと引き上げ て、 円滑に後進クラッチ 9 0を嵌入させ、 有効に後進駆動力をプロペラ 7にかけ て制動するのである。
第 1 5図は、 クラッシュアスターン操作時におけるクラッチ機構 1 0 0の中立 状態、 及び後進設定状態を通じてのエンジン回転数 E Nと後進クラッチ圧 P rの 経時図を示している。 後進クラッチ圧 P rは、 クラッチレバー検出値 L Sが中立 値 Nから後進値 Rに切り換わるまでに初期嵌入圧 P 0に立ち上げられており、 後 進値 Rに切り換わってから暫時初期嵌入圧 P oのままで推移する。 この間、 ェン ジン回転数 E Nは、 クラッチレバー 2 aが後進位置 Rに切り換わって、 後進クラ ツチ 9 0が初期嵌入圧 P oで嵌入するや否や低下するが、 初期嵌入圧 P oで嵌入 している後進クラッチ 9 0を介してプロペラ 7に掛かる後進駆動力は、 エンジン 8にエンストするほどの負荷をかけるものではない。 従って、 やがてエンジン回 転数 E Nは上昇するが、 この上昇パターンに追従するように、 後進クラッチ圧 P rを昇圧しているので、 有効にプロペラ Ίに制動力としての後進駆動力力付加さ れるのである。
なお、前記のように船体負荷 S Lの特性を求めることが困難な場合がある。 即 ち、 前述の S L = V X Kにおいて、 定数 Kを求めることができない場合がある。 或いは、 推定した船体負荷 S Lが実際値からずれている場合もある。 この場合に 対処するため、 クラッチ機構 1 0 0が後進設定に切り換わった時に、 エンジン開 店数 E Nの落ち込み量 Δ E Nをもとにして、 推定した船体負荷の特性に基づくプ 口ペラ回転数 P Nに対する初期嵌入圧 P oのマツプを修正することができるよう にすることが考えられる。
第 1 6図のように、 クラッチ機構 1 0 0を中立状態から後進駆動状態に切り換 えると (クラッチレバー 2 aを中立位置 Nから後進位置 Rへと切り換えると) 、 エンジン回転数 E Nが落ち込むが、 この落ち込み量 Δ Ε Νは、 船体負荷 S Lの大 きさに応じて変化する。 そこで、 この落ち込み量 Δ Ε Νをもとにして、 船体負荷 S Lを修正し、 これに基づいてプロペラ回転数 P Nに対する初期嵌入圧 P oのマ ップを修正して、 結果として、 初期嵌入圧 P oを適正な値に補正することができ 修正した船体負荷 S Lにより算出される修正初期嵌入圧 P oは、 例えば、 以下 のように求められる。
P o = (ΔΕΝι —厶 EN。 ) xPo, x a
ここで、 ΔΕΝ, は実際のエンジン回転数の落ち込み量を、 ΔΕΝοは修正前 の船体負荷 S Lを推定するのに用いたエンジン回転数 ΕΝの落ち込み量を、 また Ρθ! は修正前の船体負荷 S Lにより検出された初期嵌入圧 Poを、 そして、 a はゲイン定数を示している。
このようにして船体負荷 S Lの推定値を修正し、 これに基づいて初期嵌入圧 P oを算出することで、 推定のエンジン回転数の落ち込み量と実際のそれとのずれ により、 初期嵌入圧 P oとした後進クラッチ圧 P rが適正圧より高かつたり低か つたりした場合にも、 直ちに推定初期嵌入圧 Po, を適正な Poに是正して、 ェ ンストを回避しながら有効に制動力をかけることのできるように、 後進クラッチ 90を嵌入することができるのである。
このエンジン回転数の落ち込み量厶 ENの読取による船体負荷 S Lの修正は、 ある目標範囲に収束するまで繰り返すものとしてもよい。 即ち、 エンジン回転数 ENの落ち込み量 ΔΕΝは、 後進クラッチ 90の初期嵌入圧 Poが低くなると小 さくなり、 高くなると大きくなる。 初期嵌入圧 Poが高いほど、 クラッチ嵌入に よりエンジンにかかる負荷が高くなるからである。 そこで、 第 1 7図に示すよう に、 後進クラッチ 90の初期嵌入圧 Poが適正な値となるようなエンジン回転数 の落ち込み量を、 一定の目標落ち込み量範囲 ΔΕΝ rとして予め設定しておき、 ェンジン回転数落ち込み量 Δ E Nがこの目標落ち込み範囲 Δ E N r内に収束する ように、 前述の船体負荷 S Lの修正を繰り返して、 最終的に、 第 1 2図に示すプ 口ペラ回転数に対する初期嵌入圧の設定マップを変更して、 初期嵌入圧 P 0を適 正値に調整するのである。
例えば、 第 1 7図に示すように、 エンジン回転数の落ち込み量 ΔΕΝが目標範 囲 Δ E N rの上限よりも大きければ、 次回の修正時にて初期嵌入圧 P 0を下げる よう、 また、 エンジン回転数の落ち込み量 ΔΕΝが目標範囲 ΔΕΝ rの下限より も小さければ、 次回の修正時にて初期嵌入圧 P oを上げるよう調整することで、 る。 なお、 第 1 7図の横軸 nは、 修正度数を示す。
こうして、 エンジン回転数の落ち込み量 ΔΕΝが適正範囲 ΔΕΝ r内に収まる ように、 船体負荷 S Lの修正を繰り返して初期嵌入圧 P oを調整することで、 ク ラッシュアスターンにおける確実なエンス卜の回避及び効率的な急停止が可能と なるのである。
なお、 エンジン回転数の落ち込み量厶 ENが適正範囲 ΔΕΝ r内に収まるまで の船体負荷 S Lの修正回数が大凡一定である場合には、 修正回数 nを予め設定し ておいてもよい。
そして、 エンジン回転数の落ち込み量 ΔΕΝが目標範囲 ΔΕΝ rに一旦収束し た後に、 船体やプロペラ 7の経年変化等で船体負荷 S Lが変化して、 再び該範囲 Δ E N rから外れるようになつた場合は、 再度、 船体負荷 S Lの修正を行って、 エンジン回転数の落ち込み量 ΔΕΝを該範囲 ΔΕΝ r内に収束させるよう、 初期 嵌入圧 P oを調整するのである。
第 1 8図の流れ図は、 第 14図の流れ図に、 この落ち込み量 ΔΕΝの読取での マップ修正による初期嵌入圧 P 0の修正過程 (ステップ 408 ) が追加されたも のであり、 エンジン落ち込み量厶 ENが目標範囲 ΔΕΝ rに収束するまで修正が 繰り返される (ステップ 409 - 4 1 0) のである。 産 m±の利用可能性
以上のように、 本発明は、 油圧式の前進クラッチ及び後進クラッチを有する舶 用減速逆転機を搭載する船舶をクラッシュアスターン操作する場合に、 有効な油 圧クラッチの制御方法を提供するものである。

Claims

1 . 前進航走中の船舶を急停止すベく、 舶用減速逆転機に設けられた油圧式クラ ツチ機構の操作手段を前進設定から一気に後進設定に切り換えるクラッシュアス ターン操作を行った場合に、 該操作によるクラッチ切換に伴う衝撃でエンス卜の おそれがある状態が判断されると、 後進駆動用クラッチの嵌入圧を、 その最小値 と最大値との間で設定した、 エンス卜を回避するのに適正な待機クラッチ圧に暫 時保持し、 エンス卜のおそれがない状態力《判断されると、 該後進駆動用クラッチ の嵌入圧を昇圧することを特徴とするクラッシュアスターン時の舶用減速逆転機 の油圧クラッチ制御方法。
2 . クラッシュアスターン操作で前記油圧式クラッチ機構の操作手段が後進設定 に切り換わった時に、 先ず後進駆動用クラッチの嵌入圧を、 その最大値を目標に 昇圧し、 その過程でエンストのおそれがある状態が判断されると、 該嵌入圧を、 前記の待機クラッチ圧に低下することを特徴とする請求の範囲第 1項記載のクラ ッシュアスターン時の舶用減速逆転機の油圧クラッチ制御方法。
3 . 前記のエンストのおそれのある状態の判断要素として、 エンジン回転数の閾 値を設定し、 検出したエンジン回転数と該閾値とを比較することを特徴とする請 求の範囲第 1項または第 2項記載のクラッシュアス夕一ン時の舶用減速逆転機の 油圧制御方法。
4 . 前記のエンス卜のおそれのある状態の判断要素として、 エンジンにかかる負 荷の閾値を設定し、 検出したエンジンにかかる負荷の大きさと該閾値とを比較す ることを特徴とする請求の範囲第 1項または第 2項記載のクラッシュアスターン 時の舶用減速逆転機の油圧制御方法。
5 . 前記のエンス トのおそれのある状態の判断要素として、 エンジン回転数と船 体速度とを検出することを特徴とする請求の範囲第 1項または第 2項記載のクラ
6 . 前記クラッチ機構の操作手段を後進設定にした場合における、 エンジン状態 がエンス卜の可能性のある状態から脱するまでの前記待機クラッチ圧を、 クラッ チ嵌入圧の最大値を上限として繰り返し上下させることを特徴とする請求の範囲 第 1項記載のクラッシュアスターン時の舶用減速逆転機の油圧制御方法。
7 . 前記のエンス卜のおそれがない状態の判断に基づく後進駆動用クラッチの嵌 入圧の昇圧は、 ェンジン回転数の上昇に対応して行うことを特徴とする請求の範 囲第 1項記載のクラッシュアスターン時の舶用減速逆転機の油圧制御方法。
8 . 前記のエンス卜のおそれがない状態の判断に基づく後進駆動用クラッチの嵌 入圧の昇圧は、 ェンジン負荷の低減に対応して行うことを特徴とする請求の範囲 第 1項記載のクラッシュアスターン時の舶用減速逆転機の油圧制御方法。
9 . 前進航走から急停止すベく、 舶用減速逆転機に設けられた油圧式クラッチ機 構の操作手段を前進設定から一気に後進設定に切り換えるクラッシュアスターン 操作に際し、 後進設定に切り換える前に予め、 船舶における或る判断要素から、 後進駆動用クラッチの初期嵌入圧を算出しておき、 後進設定に切り換わつた時に 後進駆動用クラッチを算出した初期嵌入圧にすることを特徴とするクラッシュァ スターン時の舶用減速逆転機の油圧制御方法。
1 0 . 前記判断要素を、 クラッシュアスターン操作によりクラッチ機構が前進設 定から中立状態に切り換わった時のプロペラ回転数とすることを特徴とする請求 の範囲第 9項記載のクラッシュアスターン時の舶用減速逆転機の油圧制御方法。
1 1 . 前記の初期嵌入圧の算出は、 中立状態にて検出するプロペラ回転数に対応 する初期嵌入圧の設定マップに基づいてなされ、 該マップは、 船体固有の負荷特 性に基づいて作成されるものであることを特徴とする請求項 1 0記載のクラッシ
1 2 . 前記初期嵌入圧を、 エンジン回転数の上昇に応じて、 最大値へと上昇させ ることを特徴とする請求の範囲第 9項記載のクラッシュアスターン時の舶用減速 逆転機の油圧制御方法。
1 3 . 推定される前記船体固有の負荷特性は、 後進駆動用クラッチを初期嵌入圧 とした時の実際のェンジン回転数の落ち込み量に応じて修正され、 これに応じて 前記マップを修正することを特徴とする請求の範囲第 1 1項記載のクラッシュァ スターン時の舶用減速逆転機の油圧制御方法。
1 . 前記の船体固有の負荷特性の修正は、 後進駆動用クラッチを初期嵌入圧と した時の実際のェンジン回転数の落ち込み量が、 目標の範囲内に収束するまで繰 り返されることを特徴とする請求の範囲第 1 3項記載のクラッシュアスターン時 の舶用減速逆転機の油圧制御方法。
1 5 . 前記の船体固有の負荷特性の修正回数を予め設定しておくことを特徴とす る請求の範囲第 1 項記載のクラッシュアスターン時の舶用減速逆転機の油圧制 御方法。
1 6 . 一旦目標の範囲内に収束したエンジン回転数の落ち込み量が再び目標範囲 から外れた場合に、 再度、 船体固有の負荷特性の修正を行うことを特徴とする請 求の範囲第 1 4項記載のクラッシュアスターン時の舶用減速逆転機の油圧制御方 法。
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