JP2004003612A

JP2004003612A - シリンダ駆動システム及びそのエネルギ回生方法

Info

Publication number: JP2004003612A
Application number: JP2003059148A
Authority: JP
Inventors: Hiroaki Inoue; 井上　宏昭; Noboru Kanayama; 金山　登; Koichiro Ito; 伊藤　光一郎; Hikosaburo Hiraki; 平木　彦三郎; Hideaki Saito; 斎藤　秀明
Original assignee: Komatsu Ltd
Current assignee: Komatsu Ltd
Priority date: 2002-04-09
Filing date: 2003-03-05
Publication date: 2004-01-08
Also published as: CN1303330C; CN1450272A

Abstract

【課題】油圧シリンダのヘッド室とボトム室との流量差異を吸収するための油圧機器の数を低減でき、エネルギ損失量を低減できるシリンダ駆動システム及びそのエネルギ回生方法を提供する。
【解決手段】油圧シリンダ（３）のボトム室の油を供給又は排出する第１のポート（Ｂ）と、ヘッド室の油を排出又は供給する第２のポート（Ｈ）と、タンク（５）の油の排出又は供給する第３のポート（Ｔ）との３つの吸入、吐出ポートを有し、第１のポート（Ｂ）の吸入量、吐出量は第２のポート（Ｈ）及び第３のポート（Ｔ）のそれぞれの吐出量、吸入量の和とした油圧ポンプ（１）と、油圧ポンプ（１）を駆動する駆動源（２）とを備えた。油圧ポンプ（１）の吐出量、吸入量、及び吐出方向の制御は、駆動源（２）の回転数及び回転方向の制御により、又は、前記油圧ポンプ（１）を両傾転型として該傾転角の制御により行なう。
【選択図】　　　　図１

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、シリンダ駆動システム及びそのエネルギ回生方法に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、建設機械、作業車両及び産業機械等に多く使われている油圧シリンダの流量を制御する方式の一つに、油圧ポンプの回転数及び回転方向を制御する方式と、両傾転型（斜軸式、斜板式等）油圧ポンプの傾転角度を制御する方式とが知られている。
【０００３】
上記の油圧ポンプの回転数及び回転方向を制御する方式の従来技術として、例えば国際公開ＷＯ０１／８８３８１号に記載されたものがあり、図１３には同公報に記載された駆動回路図の要部を示している。図１３において、２個の油圧ポンプ４１，４２は電動機２で駆動され、第１の油圧ポンプ４１の一方の出力ポートは、管路５０を経由して油圧シリンダ３のヘッド室に、他方の出力ポートは管路５１を経由して油圧シリンダ３のボトム室にそれぞれ接続されている。また第２の油圧ポンプ４２の一方の出力ポートは管路５１に、他方の出力ポートは開閉弁４４及び管路５３を経由してアキュムレータ４３にそれぞれ接続されている。管路５０は、第１の安全弁４５ａ及び第１のチェック弁４６ａを経由し、管路５２を介してアキュムレータ４３に接続されている。また同様に管路５１は、第２の安全弁４５ｂ及び第２のチェック弁４６ｂを経由し、管路５２を介してアキュムレータ４３に接続されている。
【０００４】
上記構成によると、油圧シリンダ３を縮小するときには、電動機２で油圧ポンプ４１，４２を縮小方向へ回転させると、ボトム室の圧油は管路５１を経由して、一部の流量が第１の油圧ポンプ４１に吸入され、この油圧ポンプ４１から吐出されて管路５０を経由してヘッド室に流入する。また、他の余分な圧油は第２の油圧ポンプ４２に吸入され、この油圧ポンプ４２から吐出されて開閉弁４４及び管路５３を経由してアキュムレータ４３に蓄圧される。一方、油圧シリンダ３を伸長するときには、電動機２で油圧ポンプ４１，４２を伸長方向へ回転させると、第１の油圧ポンプ４１はヘッド室の圧油を管路５０を経由して吸入し、これを管路５１を経由してボトム室に吐出する。このとき、ボトム室の流量不足分の圧油は、第２の油圧ポンプ４２がアキュムレータ４３から管路５３及び開閉弁４４を経由して吸入して吐出し、管路５１を経由して流入する。油圧シリンダ３のボトム室とヘッド室の受圧面積の差異により生じる各室の圧油の流入量及び流出量の差分を吸収する必要があるが、上記構成により、ボトム室とヘッド室の流量差分を２個の油圧ポンプ４１，４２とアキュムレータ４３とで吸収することができるとしている。
【０００５】
また、両傾転型油圧ポンプの傾転角度を制御する方式の従来技術として、実開昭６０−１２２５７９号公報に記載された図１４に示すようなシリンダ駆動回路がある。図１４において、両傾転型の油圧ポンプ６４の２つのポートは、制御用バルブ７１を経由して油圧シリンダ６１のボトム室及びヘッド室にそれぞれ接続されている。油圧シリンダ６１のロッドは、プレス６２のスライドに連結されている。また、パイロットポンプ６５からパイロット油を供給されるレギュレータ６６により、油圧ポンプ６４の吐出方向の切換が制御されている。制御用バルブ７１には、タンク７３がパイプラインを介して連結している。また、油圧シリンダ６１のボトム室（スライド下降側）とタンク７３との間にはプレフィル弁７２が設けてあり、プレス６２の作動時に油圧ポンプ６４からの送油量が追従できない時には、このタンク７３よりプレフィル弁７２を経由して油を供給するようになっている。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上記の従来技術には次のような問題がある。
前記国際公開ＷＯ０１／８８３８１号に記載されたシリンダ駆動システムでは、油圧シリンダ３のヘッド室とボトム室との流量差分を吸収するために、２個の油圧ポンプ４１，４２及びアキュムレータ４３を設けなければならず、従って配管作業時間が長くかかり、また製造コストが嵩む。
また、実開昭６０−１２２５７９号公報に記載されたシリンダ駆動回路においては、同公報に詳細は記載されていないものの、スライド上昇時、油圧シリンダ６１のボトム室から吐出された油はその一部（ヘッド室側容量よりも余分な油量）が制御用バルブ７１からタンク７３に戻される。このため、圧油の制御用バルブ７１でのエネルギ損失が大きく、油圧シリンダによる効率的な作業ができないという問題がある。
【０００７】
本発明は、上記の問題点に着目してなされ、油圧シリンダのヘッド室とボトム室との流量差異を吸収するための油圧機器の数を低減でき、しかもエネルギ損失量を低減できるシリンダ駆動システム及びそのエネルギ回生方法を提供することを目的としている。
【０００８】
【課題を解決するための手段、作用及び効果】
上記目的を達成するため、第１発明は、油圧シリンダと、該油圧シリンダのボトム室へ油を供給する又は前記ボトム室から油を排出する第１のポートと、油圧シリンダのヘッド室から油を排出する又は前記ヘッド室へ油を供給する第２のポートと、タンクから油を排出する又は前記タンクへ油を供給する第３のポートとの３つの吸入・吐出ポートを有し、第１のポートの吸入量は第２のポート及び第３のポートのそれぞれの吐出量の和とし、又は第１のポートの吐出量は第２のポート及び第３のポートのそれぞれの吸入量の和とした油圧ポンプと、油圧ポンプを駆動する駆動源とを備えたことを特徴とするシリンダ駆動システムである。
【０００９】
第１発明によると、油圧シリンダを伸張するときには、第２のポートからヘッド室の油を吸入して第１のポートからボトム室に吐出すると共に、ボトム室とヘッド室の流量差分を第３のポートでタンクから吸入し、また油圧シリンダを縮小するときには、第１のポートからボトム室の油を吸入して第２のポートからヘッド室に吐出すると共に、余分な油は第３のポートからタンクへ戻すことにより、１個の油圧ポンプでボトム室とヘッド室の流量差分を吸収して油圧シリンダを閉回路で駆動できる。この結果、国際公開ＷＯ０１／８８３８１号に記載の従来技術では２つの油圧ポンプとアキュムレータとを用いていたが、本発明ではこれが１個の油圧ポンプでよく、回路構成を簡単化できる。また実開昭６０−１２２５７９号公報に記載の従来技術では制御用バルブ（切換弁）でのエネルギ損失が大きかったが、本発明では切換弁が不要となるので切換弁でのエネルギ損失を無くすことができ、さらに第１のポート及び第２のポートのいずれかの圧油で電動機を回転させるため、油圧ポンプでのエネルギ損失を低減できる。
【００１０】
第２発明は、第１発明において、前記油圧ポンプの吐出量、吸入量、及び吐出方向の制御は、前記駆動源の回転数及び回転方向の制御により、又は、前記油圧ポンプを両傾転型として該傾転角の制御により行なう構成としている。
【００１１】
第２発明によると、前記油圧ポンプの吐出量、吸入量、及び吐出方向の制御を駆動源の回転数及び方向の制御により行なうので、斜板や斜軸等の傾転角制御方式に比して回路構成を簡単化できる。また、前記油圧ポンプを両傾転型として該傾転角の制御により行なう場合には、吐出方向切換の制御の応答性がよく、方向切換を頻繁に行なう用途に有効であり、加えて、駆動源を一定方向回転で運転可能である。
【００１２】
第３発明は、油圧シリンダのボトム室へ油を供給する又は前記ボトム室から油を排出する第１のポートと、油圧シリンダのヘッド室から油を排出する又は前記ヘッド室へ油を供給する第２のポートと、タンクから油を排出する又は前記タンクへ油を供給する第３のポートとの３つの吸入・吐出ポートを有し、かつ第１のポートの吸入量は第２のポート及び第３のポートのそれぞれの吐出量の和とし、又は第１のポートの吐出量は第２のポート及び第３のポートのそれぞれの吸入量の和とした油圧ポンプの回転数及び回転方向を、電動機で制御し、電動機を介して油圧ポンプの回生制動時の回生エネルギを回収することを特徴とするシリンダ駆動システムのエネルギ回生方法である。
【００１３】
第３発明によると、１個の油圧ポンプで油圧シリンダ駆動システムの閉回路が構成でき、油圧シリンダの回生制動時の回生エネルギを電動機を介して回収できるので、エネルギ効率を向上できる。
【００１４】
【発明の実施の形態】
以下に、本発明の実施形態を図面を参照して説明する。
まず、図１により、本発明に係るシリンダ駆動システムの基本回路を説明する。図１において、電動機２で駆動される両方向吐出型の油圧ポンプ１は３つの吸入、吐出ポートＢ，Ｈ，Ｔを有しており、ポートＢは油圧シリンダ３のボトム室に、ポートＨは油圧シリンダ３のヘッド室に、そしてポートＴはタンク５にそれぞれ接続されている。ここで、油圧ポンプ１の３つのポートＢ，Ｈ，Ｔの流量をそれぞれＱＢ，ＱＨ，ＱＴとし、また油圧シリンダ３のボトム室受圧面積Ｓｂとヘッド室受圧面積Ｓｈの比（Ｓｂ／Ｓｈ）をαとするとポートＢ，Ｈ，Ｔの流量の関係は、以下の２つの式を満たしている。
ＱＢ＝ＱＨ＋ＱＴ　　　　　　　　　　　　　　（１）式
ＱＢ／ＱＨ＝Ｓｂ／Ｓｈ＝α　　　　　　　　　（２）式
【００１５】
このような関係の３つのポートＢ，Ｈ，Ｔを有する油圧ポンプ１は、例えばピストンポンプによって構成することができ、図２は第１実施形態に係る該ピストンポンプの要部構成を表す斜視一部断面図である。
図２において、円筒形状のシリンダブロック１１には軸線方向に平行な所定個数（ｎ個）のシリンダが形成されており、該シリンダ内にそれぞれピストン１２が組み込まれている。このシリンダブロック１１の、ピストン１２と反対側の端面には、それぞれのピストン１２に連通する所定個数の外側ポートＰｏと内側ポートＰｉとが形成され、この端面はバルブプレート１３に当接している。バルブプレート１３には、軸心を中心にして一側にポートＢをなす円弧状の長孔１５Ｂが形成され、他側の外側にポートＨをなす円弧状の長孔１５Ｈ、その内側にポートＴをなす円弧状の長孔１５Ｔが周方向に並列に形成されており、前記長孔１５Ｂは外側ポートＰｏと内側ポートＰｉに、長孔１５Ｈは外側ポートＰｏに、そして長孔１５Ｔは内側ポートＰｉにそれぞれ連通するようになっている。また、それぞれのピストン１２は、図示しないポンプハウジングに所定の傾転角θ（以下、斜板角という）で固定されているスワッシュプレート１４に摺動自在に当接している。シリンダブロック１１は図示しないシャフトに取付けられており、このシャフト及びシリンダブロック１１は前記ポンプハウジングに回動自在に支持されている。
【００１６】
次に、図２を参照して上記ピストンポンプ型の油圧ポンプ１の作動を説明する。油圧ポンプ１のシャフトを回転させると、シリンダブロック１１が回転し、シリンダブロック１１に組み込まれたピストン１２は前記斜板角θで傾いたスワッシュプレート１４に追従して往復運動し、吸入、吐出のポンプ作用を繰り返す。この時、図示の矢印１６の方向にシリンダブロック１１が回転すると、バルブプレート１３の長孔１５Ｂ（ポートＢ）に接しているピストン１２は吸入行程となり、長孔１５Ｈ（ポートＨ），１５Ｔ（ポートＴ）に接しているピストン１２は吐出行程となる。電動機２によってシリンダブロック１１を連続的に回転させると、連続的に、ポートＢから油を吸入し、ポートＨ及びポートＴから詳細は後述する所定比率で分流した油を吐出する。上記と反対の方向にシリンダブロック１１を連続的に回転させると、連続的に、ポートＨ及びポートＴから所定比率で油を吸入し、ポートＢからその合流した油を吐出する。
【００１７】
ここで、ピストンポンプの全シリンダ数をｎ、ポートＨに連通する（即ち外側ポートＰｏに対応する）シリンダ数をｎＨ、ポートＴに連通する（即ち内側ポートＰｉに対応する）シリンダ数をｎＴ、ポートＢに連通する（即ち外側ポートＰｏ及び内側ポートＰｉに対応する）シリンダ数をｎＢとすると、
ｎ＝ｎＨ＋ｎＴ＝ｎＢ　　　　　　　　　　　　（３）式
となる。また、前述のように油圧シリンダ３のボトム室受圧面積Ｓｂとヘッド室受圧面積Ｓｈの比（Ｓｂ／Ｓｈ）をαとすると、（３）式より
α＝ｎ／ｎＨ＝１＋ｎＴ／ｎＨ
となるから、
ｎＴ／ｎＨ＝α−１　　　　　　　　　　　　　（４）式
が得られる。
即ち、ポートＨに連通するシリンダ数ｎＨ、及びポートＴに連通するシリンダ数ｎＴは、油圧シリンダ３の前記受圧面積比αに基づいて設定する必要がある。
【００１８】
次に、いくつかの構成例を挙げて説明する。１番目の例として、前記受圧面積比α＝２の場合、即ち「ボトム室受圧面積Ｓｂ＝２×ヘッド室受圧面積Ｓｈ」の場合（一般的な油圧シリンダでは多い）には、（４）式よりｎＴ／ｎＨ＝１となるので、シリンダ数ｎＨ及びシリンダ数ｎＴは等しく設定し、例えば全シリンダ数ｎを１０個とすると図３に示すような配列のピストンポンプを構成すればよい。また、２番目の例として、前記受圧面積比α＝３／２の場合、即ち「ボトム室受圧面積Ｓｂ＝（３／２）×ヘッド室受圧面積Ｓｈ」の場合には、（４）式よりｎＴ／ｎＨ＝１／２となるので、例えば全シリンダ数ｎを９個として図４に示すような配列のピストンポンプを構成すればよい。なお、図３、図４のＨはポートＨに連通するシリンダを、ＴはポートＴに連通するシリンダをそれぞれ表す。
【００１９】
上記構成による作動を、図１及び図２を参照して説明する。
まず、電動機２により油圧ポンプ１を図２に示す矢印１６の方向に回転すると、ポートＢから油圧シリンダ３のボトム室の油を吸入し、その一部の、前記受圧面積比αに応じた流量の圧油をポートＨから吐出してヘッド室に供給し、他の流量をポートＴからタンク５へドレーンする。一方、油圧ポンプ１を図２に示す矢印１６と反対方向に回転すると、ポートＨから油圧シリンダ３のヘッド室の油を吸入するとともに、ポートＴからタンク５の油を吸入し、両ポートの油を合流させて前記受圧面積比αに応じた流量の圧油をポートＢから吐出してボトム室に供給する。
【００２０】
上記のような構成としたので、次のような効果が得られる。
油圧シリンダのヘッド室とボトム室との受圧面積の差異による供給量と排出量との間の差分をバランスさせるために、油圧ポンプ１の吸入と吐出のポート数の比を油圧ポンプの回転方向に応じて１：２又は２：１とし、その吸入量と吐出量のそれぞれの総量を等しくし、かつボトム室に接続したポートの流量とヘッド室に接続したポートの流量との比をボトム室とヘッド室の受圧面積比αと等しくした両方向吐出型の油圧ポンプ１を用い、この油圧ポンプ１の回転数を制御して油圧シリンダ３への吐出量を制御するようにしたので、１個の油圧ポンプにより閉回路で制御可能となり、従来のように油圧シリンダのヘッド室とボトム室への流量をバランスさせるための他の油圧ポンプ、アキュムレータ等は不要となる。従って、回路構成が簡単になり、部品点数が減少するので、安いコストででき、また信頼性を向上できる。
【００２１】
油圧ポンプ１と油圧シリンダ３との間に、前記実開昭６０−１２２５７９号公報に記載されたシリンダ駆動回路の制御用バルブのような流量切換弁が無く、この流量切換弁でのエネルギ損失が無くなる。また、油圧ポンプ１のポートＢ又はポートＨから吸入する圧油で電動機２を回転させ、回生エネルギを得ることができる。従って、駆動回路全体でのエネルギ効率を向上できる。
さらに、油圧ポンプ１の流量と吐出方向切換の制御を電動機２の回転数及び回転方向の制御により行なっているため、斜板角制御方式の場合のようなレギュレータやレギュレータ用パイロットポンプなどが不要となるので、簡単な構成でできる。
【００２２】
なお、本発明に係る油圧ポンプ１の吐出方向の制御は、電動機２の回転方向を切り換えて行っているが、これに限定されず、油圧ポンプ１を両傾転型（斜板式、又は斜軸式）で構成して、その傾転角の制御により吐出方向を制御してもよいことは勿論である。
【００２３】
次に、図５により、本発明に係るシリンダ駆動システムを建設機械の一例の油圧ショベルに適用した実施形態について説明する。図５は、本実施形態の回路ブロック図である。ブーム、アーム、バケットの各作業機毎に対応して油圧シリンダ３Ｂ，３Ａ，３Ｋ（以下、特に区別しないときには単に油圧シリンダ３と記す）を備え、それぞれの油圧シリンダを駆動する油圧ポンプ１Ｂ，１Ａ，１Ｋ（以下、同様に単に油圧ポンプ１と記す）、及び該油圧ポンプ１Ｂ，１Ａ，１Ｋを回転駆動する電動機２Ｂ，２Ａ，２Ｋ（以下、同様に単に電動機２と記す）を備えている。油圧ポンプ１は、前記図１に示した基本回路のものと同様の吸入、吐出量特性の３つのポートＢ，Ｈ，Ｔを有するものである。これらのブーム、アーム、バケットの各作業機に対応したシリンダ駆動回路ＣＢ，ＣＡ，ＣＫは同じ構成であり、以下ではブームのシリンダ駆動回路ＣＢについて述べる。
【００２４】
油圧ポンプ１ＢのポートＨは第１の開閉弁２４ａ及び管路２５ａを経由して油圧シリンダ３Ｂのヘッド室に接続され、油圧ポンプ１ＢのポートＢは第２の開閉弁２４ｂ及び管路２５ｂを経由して油圧シリンダ３Ｂのボトム室に接続されている。油圧ポンプ１ＢのポートＴはタンク５に接続されている。また、管路２５ａとタンク５の間には第１安全弁２２ａ及び第１チェック弁２３ａが設けられ、管路２５ｂとタンク５の間には第２安全弁２２ｂ及び第２チェック弁２３ｂが設けられている。第１安全弁２２ａ及び第２安全弁２２ｂのソレノイドには、コントローラ２０の安全弁設定圧信号が入力されている。
【００２５】
また、本実施形態では、旋回軸は電動機２Ｒで直接（多くは減速機を介して）駆動されており、旋回駆動回路ＣＲを構成する。なお、電動機２Ｒの出力軸に両吐出方向型の油圧ポンプを介して油圧モータを設け、この油圧モータにより旋回軸を駆動してもよい。
【００２６】
各電動機２Ｂ，２Ａ，２Ｋ，２Ｒは例えば三相誘導モータ等のＡＣモータで構成され、インバータ４Ｂ，４Ａ，４Ｋ，４Ｒ（以下、特に区別しないときには単にインバータ４と記す）によりそれぞれ速度制御されている。それぞれのインバータ４の電源入力端子は、エンジン６により駆動される発電機７の出力三相交流電圧を整流器７ａで直流電圧に変換した直流電圧ライン２９に接続されている。さらに、直流電圧ライン２９には、バッテリやキャパシタ（大容量充放電可能な電池）等からなる２次電池８が接続されている。
【００２７】
それぞれのインバータ４は、コントローラ２０から各作業機の速度指令を入力し、この速度指令と各電動機２の速度センサからの速度信号との偏差値を零にするように、トルク（モータ電流）を制御する。また、インバータ４は、速度制御中に回生制動をかけている時（例えば、ブーム、アームを下降制御している時、又は旋回を制動停止している時など）には、各電動機２が回生した電気エネルギを直流電圧ライン２９に送電している。この回生エネルギは２次電池８に充電されたり、又は他の作業機用の電動機２を駆動する際に消費される。
【００２８】
本構成による油圧ショベルの作業機駆動回路の作動を説明する。
各油圧シリンダ３の伸縮速度及び伸縮方向の制御が、それぞれ対応する電動機２で油圧ポンプ１の回転数及び吐出方向を制御することによって行われるのは前記実施形態と同様である。油圧シリンダ３のボトム室とヘッド室との受圧面積の差異による流量の差分は、油圧ポンプ１のポートＢとポートＨとの吸入量、吐出量の比により吸収される。
【００２９】
管路２５ａ内の油圧が第１安全弁２２ａの設定圧以上に上昇したときには、第１安全弁２２ａが開き、管路２５ａをタンク５に連通させて管路２５ａ内の異常圧の発生を防止する。また、同様に管路２５ｂ内の油圧が第２安全弁２２ｂの設定圧以上に上昇したときには、第２安全弁２２ｂが開き、管路２５ｂをタンク５に連通させて管路２５ｂ内の異常圧の発生を防止する。従って、掘削作業時に油圧シリンダ３のボトム室、ヘッド室に設定圧以上の異常圧が発生しても、設定圧以下に抑えられるので、油圧機器を保護できる。
また、油圧シリンダ３のボトム室又はヘッド室に異常圧が発生すると、その反対側のヘッド室又はボトム室には負圧（又は真空）が発生する。このとき、第１チェック弁２３ａはヘッド室とタンク５とを連通し、又は第２チェック弁２３ｂはボトム室とタンク室とを連通して、負圧（又は真空）が発生したヘッド室又はボトム室に油を流入させ、負圧（又は真空）を防止する。これにより、油圧シリンダ３を安定して作動させることができる。
【００３０】
また、油圧ポンプ１の回動を停止しているとき、作業機（ブーム、アーム、バケット）の自重によって油圧シリンダ３が伸縮する方向に、即ち作業機が下降する方向に外力を受ける場合がある。このとき、油圧シリンダ３のボトム室内の油、又はヘッド室内の油が油圧ポンプ１内を経由して反対側のヘッド室又はボトム室に移行しようとする。従って、第１の開閉弁２４ａ及び第２の開閉弁２４ｂを遮断することにより、上記のような作業機の自重による下降を防止する。
【００３１】
本実施形態によると、以下の効果が得られる。
油圧ポンプ１の２つのポートＢ，Ｈの流量の比（即ち一方の吸入量と他方の吐出量の比）を、それぞれ油圧シリンダ３のボトム室とヘッド室との受圧面積比に応じて構成し、この２つのポートＢ，Ｈを油圧シリンダ３のボトム室、ヘッド室にそれぞれ接続し、この吸入量と吐出量の差分を吸入又は吐出する他の１つのポートＴをタンクに接続している。そして、該油圧ポンプ１の吐出量及び吐出方向を電動機２で制御すると、油圧シリンダ３を閉回路で駆動できる。このため、油圧ポンプ１のポートＢ又はポートＨから吸入する圧油で電動機２を回転させ、回生エネルギを得ることができる。また、作業機の速度制御を行う、即ち油圧ポンプ１の吐出量制御を行う際、例えばブーム、アームの下降時や旋回の制動停止時などには、電動機２による回生制動が行われることになる。この結果、この回生したエネルギを２次電池に充電したり、他の作業機駆動時に消費することにより、エネルギを有効に活用でき、エネルギ損失が少なく、エネルギ効率を高めることができる。
【００３２】
尚、上記閉回路における油量不足によるキャビテーションを防止するために、別途チャージポンプを使用して各油圧機器での漏れ分程度の油を閉回路中に補充するようにしても構わない。
また、上記実施形態では、各軸の電動機により速度制御を行なう例で説明したが、これに限らず、トルク制御等で行ってもよいのは云うまでもない。
【００３３】
次に、図６〜図８により、第２実施形態を説明する。図６は第２実施形態に係る油圧ポンプの断面図、図７は同油圧ポンプの要部の斜視一部断面図、図８は同油圧ポンプのシリンダブロックの説明図である。
【００３４】
図６において、斜軸ポンプ３０は、ハウジング３１内に駆動軸３２を回動可能に支承し、該駆動軸３２の一端部にディスク３３を設けている。駆動軸３２と反対側の前記ディスク３３の面には、ハウジング３１との間にシリンダ回転軸３６が連結されており、該シリンダ回転軸３６の軸心は前記駆動軸３２の軸心に対して所定の傾転角度θだけ傾斜させて設けられている。シリンダ回転軸３６の一端側は前記ディスク３３の面の回動中心部に連結され、他端側はハウジング３１に回動自在に支持されている。また、シリンダ回転軸３６の外周部には、シリンダブロック３５が回動方向に位置決めされた状態で嵌挿されている。図８に示すように、このシリンダブロック３５には、前記シリンダ回転軸３６の周りに略等間隔で、かつシリンダ回転軸３６と平行に所定数のシリンダ穴３８が形成されており、それぞれのシリンダ穴３８内にはピストン３４が挿入されている。ピストン３４の先端部は前記ディスク３３のシリンダ回転軸３６側の面に摺動自在に連結されている。以上の構成により、駆動軸３２の回転駆動によるディスク３３の回動で、シリンダ回転軸３６を介してシリンダブロック３５がシリンダ回転軸３６を中心に回動し、ピストン３４がシリンダブロック３５のシリンダ穴３８内を往復運動するようになっている。また、シリンダブロック３５の底面には、ハウジング３１に固定されたバルブプレート３７が摺動自在に当接している。
【００３５】
シリンダブロック３５に形成された各シリンダ穴３８は、図８に示すようにそれぞれポートＨとポートＴ（図１参照）に対応しており、本例では前記第１実施形態の図３に示したシリンダ構成と同じ構成としている。また、図６、図７に示すように、ポートＨおよびポートＴにそれぞれ対応した各シリンダ穴３８の底部には、該シリンダ穴３８とシリンダブロック３５の底面とを連通させる外側ポートＰｏおよび内側ポートＰｉがそれぞれ形成されている。また、バルブプレート３７には、軸心を中心にして一側にポートＢをなす円弧状の長孔３７Ｂが形成され、他側の外側にポートＨをなす円弧状の長孔３７Ｈ、その内側にポートＴをなす円弧状の長孔３７Ｔが周方向に並列に形成されている。そして、前記長孔３７Ｂは外側ポートＰｏと内側ポートＰｉに、前記長孔３７Ｈは外側ポートＰｏに、また前記長孔３７Ｔは内側ポートＰｉにそれぞれ連通するようになっている。
【００３６】
本実施形態においては、ポートＨおよびポートＴに対応するそれぞれのシリンダ穴３８の径は、駆動対象の油圧シリンダのボトム室受圧面積Ｓｂとヘッド室受圧面積Ｓｈとの比αに応じて設定されている。すなわち、前記（３）式のように「ｎ＝ｎＨ＋ｎＴ」（本例では、全シリンダ数ｎ＝１０、ｎＨ＝ｎＴ＝５である。）とし、ポートＨに対応する各シリンダ穴３８の受圧面積をそれぞれＳ１Ｈ、Ｓ２Ｈ、…ＳｎＨとし、ポートＴに対応する各シリンダ穴３８の受圧面積をそれぞれＳ１Ｔ、Ｓ２Ｔ、…ＳｎＴとすると、次の式を満たすように各シリンダ穴３８の径が加工される。
α＝｛（Ｓ１Ｈ＋Ｓ２Ｈ＋…＋ＳｎＨ）＋（Ｓ１Ｔ＋Ｓ２Ｔ＋…＋ＳｎＴ）｝／（Ｓ１Ｈ＋Ｓ２Ｈ＋…＋ＳｎＨ）＝１＋（Ｓ１Ｔ＋Ｓ２Ｔ＋…＋ＳｎＴ）／（Ｓ１Ｈ＋Ｓ２Ｈ＋…＋ＳｎＨ）
【００３７】
なお、それぞれのシリンダ穴３８の径は、ポートＨ、ポートＴ毎に同一としてもよいし、一部のみ異なる径としても構わない。図８では、５個のポートＨのうち、２個のポートＨのシリンダ穴３８ａの径を、他のポートＨおよびポートＴのシリンダ穴３８ｂの径よりも小さい値に設定した例で示している。
【００３８】
第２実施形態の構成によると、第１実施形態での効果に加えて、次の効果が得られる。
本実施形態では各シリンダ穴３８の径の大きさを調整するので、油圧シリンダのボトム・ヘッド間の受圧面積比αに応じて、油圧ポンプのポートＨ，Ｔ間の吸入量または吐出量の比を精度良く設定できる。したがって、油圧シリンダのボトム・ヘッド間の受圧面積比αが異なる多種の油圧シリンダに容易に、精度良く対応できる。また、１ポンプでダブルポンプの機能を有するから小形化できるとともに、本発明を適用した斜軸ポンプによると高速化が可能となるため、コスト低減および車両搭載性の改善が図れる。さらに、各シリンダを容積効率最大で使用できるので、本油圧ポンプを効率良く使用できる。
【００３９】
次に、図９により第３実施形態を説明する。図９は、第３実施形態に係るシリンダブロックの要部断面図である。
上記第２実施形態において、各シリンダ穴３８の径を調整するのに穴径自体を目標の比αに応じて加工して調整していたが、本実施形態においては、シリンダ穴３８内に、目標の比αに応じた所定の内径を有するスリーブ３９を挿入することで調整するようにしている。目標の比αに応じた大まかな調整は前述の第１実施形態に述べたように、ポートＨに対応するシリンダ数ｎＨと、ポートＴに対応するシリンダ数ｎＴとの調整によって行い、細かな微調整を、内径を調整したスリーブ３９を所定のシリンダ穴３８に挿入して行う。
【００４０】
シリンダ穴３８の径として本油圧ポンプの適用範囲をカバーできるような最大径を予め有するシリンダブロックを共通部品とし、これを備えた油圧ポンプを在庫することが、在庫管理コスト、生産コストの点で好ましい。こうすることにより、スリーブ３９の内径を油圧シリンダに適合させて調整してシリンダ穴３８内に挿入するだけでよいので、汎用性が高まる。
【００４１】
この構成によると、スリーブ３９の内径を調整するだけでよいので、油圧シリンダのボトム・ヘッド間の受圧面積比αに適合させた、ダブルポンプ同等機能の油圧ポンプを容易に、かつ精度良く構成できる。また、スリーブ３９を交換するだけで、ボトム・ヘッド間の受圧面積比αが異なる他の油圧シリンダに適用できるので、汎用性を向上できる。さらに、上記オーバーサイズのシリンダ穴径を有するシリンダブロックを装着した油圧ポンプを共通化部品として在庫することができるので、在庫管理コスト、生産コストを安くできる。なお、その他の効果は前述までの実施形態と同様であるから説明を省く。
【００４２】
次に、第４実施形態を説明する。図１０は、第４実施形態に係る油圧ポンプのバルブプレートの平面図である。適用機として、第２実施形態の図６に示したものと同様の斜軸ポンプを例に説明する。なお、図６〜図８に示した構成と略同一の機能を有する構成には同一符号を付して、説明を省く。
【００４３】
図１０において、バルブプレート３７は２つのプレート３７ａ，３７ｂを有し、一方のプレート３７ａには、前記ポートＢをなす円弧状の長孔３７Ｂと、前記ポートＴをなす円弧状の長孔３７Ｔとが形成されており、他方のプレート３７ｂには、前記ポートＨをなす円弧状の長孔３７Ｈが形成されている。一方のプレート３７ａは、長孔３７Ｂを設けた側に、シリンダブロック３５と略同じ外径を有する略半円形状の大径部を有し、長孔３７Ｔを設けた側に、長孔３７Ｔの外径と長孔３７Ｈの外径との略中間の外径を有する略半円形状の小径部を有している。また、他方のプレート３７ｂは、シリンダブロック３５と略同じ外径を有する外周円部と、上記プレート３７ａの小径部の外径よりもやや大き目の内径を有する内周円部とを備えた、半円環状をなしている。そして、２つのプレート３７ａ，３７ｂは、互いに前記小径部と前記内周円部とを周方向に摺動自在に当接させ、かつシリンダブロック３５の底面を常に覆って油漏れがないように周方向端部に一部重複部を設けてある。なお、この重複部における両プレート３７ａ，３７ｂ間の厚み方向の隙間を塞ぐために、両プレート３７ａ，３７ｂのいずれか一方に側壁部（図示せず）が形成されている。また、他方のプレート３７ｂには、一方のプレート３７ａに対して所定角度だけ回転させ、位置決め可能とする電動モータ等の回動手段（図示せず）が設けられている。
【００４４】
本実施形態の作用を説明する。２つのプレート３７ａ，３７ｂを周方向に相対的にずらすと、長孔３７Ｈ（ポートＨ）と長孔３７Ｔ（ポートＴ）との相対位置が変わるので、ずらしたポートＨの吸入または吐出のタイミングが変わる。これによって、ポートＨに対応するシリンダの容積効率が変化する、すなわち等価的に吸入または吐出の容積が変わることになる。したがって、目標の比αを満たすように長孔３７Ｈ（ポートＨ）と長孔３７Ｔ（ポートＴ）との相対位置を調整することによって、シリンダ容積が微調整される。
【００４５】
これにより、第２実施形態での効果以外に、以下の効果が得られる。バルブプレート３７を構成する２つのプレート３７ａ，３７ｂのポートＨ、Ｔの相対角度を調整することにより、任意に容積効率を変えて油圧シリンダに適合する比αになるように微調整ができる。したがって、同一の油圧ポンプを多種の油圧シリンダに適用可能となり、汎用性を向上でき、油圧ポンプを共通化できるため、在庫管理コストおよび生産コストを安くすることができる。
【００４６】
次に、第５実施形態を、図１１、図１２により説明する。図１１は、第５実施形態に係る油圧ポンプのバルブプレートの平面図であり、図１２は、図１１のＡ−Ａ断面図である。適用機として、第２実施形態の図６に示したものと同様の斜軸ポンプを例に説明する。なお、図６〜図８に示した構成と略同一の機能を有する構成には同一符号を付して、説明を省く。
【００４７】
バルブプレート３７ｃは、ポートＨをなす長孔３７Ｈの周方向開口角度β１がポートＴをなす長孔３７Ｔの周方向開口角度β２よりも所定角度だけ小さく形成されている。そして、前記長孔３７Ｈと同一半径の円周上に、前記長孔３７Ｔと連通する円弧状の長孔３７Ｔａが形成されている。また、シリンダ回転軸３６を挟んで長孔３７Ｈ、長孔３７Ｔａおよび長孔３７Ｔと反端側には、ポートＢをなす円弧状の長孔３７Ｂが形成されている。バルブプレート３７ｃ以外の構成は、前記第１〜第３実施形態と同様であるからここでの説明を省く。
【００４８】
本実施形態の構成による作用を説明する。シリンダブロック３５が回転している際、シリンダ穴３８が外側ポートＰｏを経由して長孔３７Ｈと連通しているときには、該シリンダ穴３８のピストン３４はポートＨ用として機能し、長孔３７Ｔａと連通しているときには、該シリンダ穴３８のピストン３４はポートＴ用として機能する。このため、長孔３７Ｈ、長孔３７Ｔａおよび長孔３７Ｔが油圧ポンプの吐出行程側にある場合には、外側ポートＰｏを有するシリンダ穴３８の中の油の大部分が長孔３７Ｈを経由してポートＨから吐出され、その残りの油が長孔３７Ｔａおよび長孔３７Ｔを経由してポートＴから吐出される。一方、内側ポートＰｉを有するシリンダ穴３８の中の油は、長孔３７Ｔを経由してポートＴから吐出される。なお、吸入行程の場合には、上記の逆の油流入方向となる。したがって、長孔３７Ｈを通過する油量がポートＨのシリンダ容量となり、長孔３７Ｔａおよび長孔３７Ｔを通過する油量がポートＴのシリンダ容量となるので、長孔３７Ｈ、長孔３７Ｔａおよび長孔３７Ｔのうち少なくともいずれか一つの周方向開口角度βや開口面積を調整することにより、前記油圧シリンダのボトム・ヘッド間の受圧面積比αが調整される。
【００４９】
これにより、第２実施形態での効果の他に、次の効果が得られる。すなわち、前記油圧シリンダのボトム・ヘッド間の受圧面積比αの大まかな設定は外側ポートＰｏを有するポートＨ用のシリンダ数ｎＨと内側ポートＰｉを有するポートＴ用のシリンダ数ｎＴとの調整によって行われ、この調整では困難な微調整をバルブプレート３７ｃの長孔３７Ｈ、長孔３７Ｔａおよび長孔３７Ｔのうち少なくともいずれか一つの周方向開口角度βや開口面積の調整によって行うことができる。したがって、前記油圧シリンダのボトム・ヘッド間の受圧面積比αが異なる多種の油圧シリンダに容易に、精度良く対応でき、また、前記同様にポンプの小形化、高速化が可能となるため、コスト低減および車両搭載性の改善が図れる。
【００５０】
なお、上記第２実施形態〜第５実施形態では本発明が適用される油圧ポンプの例として斜軸ポンプを挙げて説明したが、これに限定されず、斜板式ポンプに適用してもよいことは言うまでもない。
【００５１】
以上説明したように、本発明により次の効果を奏する。
油圧ポンプの３つのポートが、第１ポートの吐出量（吸入量）は第２ポートと第３ポートのそれぞれの吸入量（吐出量）の和とし、第１ポートの吐出量（吸入量）と第２ポートの吸入量（吐出量）の比は油圧シリンダのボトム室とヘッド室の受圧面積比である関係を有するように構成される。この油圧ポンプの第１ポートをボトム室に、第２ポートをヘッド室に、第３ポートをタンクにそれぞれ接続し、該油圧ポンプの回転数及び回転方向の制御により吐出量及び吐出方向を制御することにより、１個の油圧ポンプで閉回路の駆動システムを構成できる。従って、回路構成が簡単で、安いコストで構成できる。また、流量制御用の切換弁を無くしてエネルギ損失を低減できるとともに、油圧シリンダのボトム室又はヘッド室の圧油で油圧ポンプを介して電動機を回転させるので、回生エネルギを得ることが可能となる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に係るシリンダ駆動システムの基本回路である。
【図２】第１実施形態に係るピストンポンプの要部の斜視一部断面図である。
【図３】ピストンポンプの第１のシリンダ構成例である。
【図４】ピストンポンプの第２のシリンダ構成例である。
【図５】本発明を油圧ショベルに適用した実施形態の回路ブロック図である。
【図６】第２実施形態に係る油圧ポンプの断面図である。
【図７】同油圧ポンプの要部の斜視一部断面図である。
【図８】同油圧ポンプのシリンダブロックの説明図である。
【図９】第３実施形態に係るシリンダブロックの要部断面図である。
【図１０】第４実施形態に係る油圧ポンプのバルブプレートの平面図である。
【図１１】第５実施形態に係る油圧ポンプのバルブプレートの平面図である。
【図１２】図１１のＡ−Ａ断面図である。
【図１３】第１の従来技術に係るシリンダ駆動回路図の要部である。
【図１４】第２の従来技術に係るシリンダ駆動回路図である。
【符号の説明】
１，１Ｂ，１Ａ，１Ｋ，１Ｒ…油圧ポンプ、２，２Ｂ，２Ａ，２Ｋ，２Ｒ…電動機、３，３Ｂ，３Ａ，３Ｋ…油圧シリンダ、４，４Ｂ，４Ａ，４Ｋ，４Ｒ…インバータ、５…タンク、６…エンジン、７…発電機、７ａ…整流器、８…２次電池、１１…シリンダブロック、１２…ピストン、１３…バルブプレート、１４…スワッシュプレート、１５Ｂ，１５Ｈ，１５Ｔ…長孔、１６…矢印、２０…コントローラ、２２ａ，２２ｂ…安全弁、２３ａ，２３ｂ…チェック弁、２４ａ，２４ｂ…開閉弁、２５ａ，２５ｂ…管路、２９…直流電圧ライン、３０…斜軸ポンプ、３２…駆動軸、３３…ディスク、３４…ピストン、３５…シリンダブロック、３６…シリンダ回転軸、３７，３７ｃ…バルブプレート、３７ａ，３７ｂ…プレート、３７Ｂ，３７Ｈ，３７Ｔ…長孔、３８，３８ａ，３８ｂ…シリンダ穴、３９…スリーブ。
α…ボトム室受圧面積とヘッド室受圧面積の比、Ｂ，Ｈ，Ｔ…ポート、Ｐｏ…外側ポート、Ｐｉ…内側ポート。

Claims

シリンダ駆動システムにおいて、
油圧シリンダ（３）と、
該油圧シリンダ（３）のボトム室へ油を供給する又は前記ボトム室から油を排出する第１のポート（Ｂ）と、油圧シリンダ（３）のヘッド室から油を排出する又は前記ヘッド室へ油を供給する第２のポート（Ｈ）と、タンク（５）から油を排出する又は前記タンク（５）へ油を供給する第３のポート（Ｔ）との３つの吸入・吐出ポートを有し、第１のポート（Ｂ）の吸入量は第２のポート（Ｈ）及び第３のポート（Ｔ）のそれぞれの吐出量の和とし、又は第１のポート（Ｂ）の吐出量は第２のポート（Ｈ）及び第３のポート（Ｔ）のそれぞれの吸入量の和とした油圧ポンプ（１）と、
油圧ポンプ（１）を駆動する駆動源（２）と
を備えたことを特徴とするシリンダ駆動システム。
請求項１記載のシリンダ駆動システムにおいて、
前記油圧ポンプ（１）の吐出量、吸入量、及び吐出方向の制御は、前記駆動源（２）の回転数及び回転方向の制御により、又は、前記油圧ポンプ（１）を両傾転型として該傾転角の制御により行なう
ことを特徴とするシリンダ駆動システム。
シリンダ駆動システムのエネルギ回生方法において、
油圧シリンダ（３）のボトム室へ油を供給する又は前記ボトム室から油を排出する第１のポート（Ｂ）と、油圧シリンダ（３）のヘッド室から油を排出する又は前記ヘッド室へ油を供給する第２のポート（Ｈ）と、タンク（５）から油を排出する又は前記タンク（５）へ油を供給する第３のポート（Ｔ）との３つの吸入・吐出ポートを有し、かつ第１のポート（Ｂ）の吸入量は第２のポート（Ｈ）及び第３のポート（Ｔ）のそれぞれの吐出量の和とし、又は第１のポート（Ｂ）の吐出量は第２のポート（Ｈ）及び第３のポート（Ｔ）のそれぞれの吸入量の和とした油圧ポンプ（１）の回転数及び回転方向を、電動機（２）で制御し、
電動機（２）を介して油圧ポンプ（１）の回生制動時の回生エネルギを回収する
ことを特徴とするシリンダ駆動システムのエネルギ回生方法。