JP2005282577A - 液圧装置 - Google Patents

Abstract

【課題】 信頼性が高いと同時に、エネルギの消費量が有利な程に少ない、内燃機械用の液圧装置を提案すること。
【解決手段】 数個の燃料ポンプと、数個の排気弁とを有する内燃機関であり、少なくとも１つの高圧ポンプが、燃料ポンプ用のポンプ駆動体及び排気弁用の液圧アクチュエータのような液圧駆動装置１に対し加圧した液圧流体からのエネルギを供給する。該液圧装置は、回転速度が前記回転軸の回転速度に対して所定の比で変化し、前記回転軸と同時にその方向を変化させるように、前記回転軸により駆動される少なくとも一つの主ポンプ６を備える。
【選択図】 図１

Description

発明の詳細な説明

発明の属する技術分野

本発明は、両方向に回転可能な回転軸を有する可逆式の内燃機関に備えられ、燃料ポンプ用のポンプ駆動体や排気弁用の液圧アクチュエータ等の液圧駆動装置（１）に対し加圧した液圧流体を供給する少なくとも１つの高圧ポンプを具備する液圧装置に関する。

従来の技術

過去、長年に亙って、大型の２行程クロスヘッドエンジンの燃料ポンプ及び排気弁は、極めて周知のカム軸駆動型ではなくて、液圧駆動とすべきとの種々の提案が為されている。１９２９年以降から、当該出願人のデンマーク国特許第４１０４６号は、液圧駆動の燃料ポンプを提案しており、また、近年以降は、液圧駆動の燃料ポンプに関するデンマーク国特許第１５１１４５号、及び電子式に制御され且つ液圧作動される排気弁に関するデンマーク国特許第１４８６６４号を挙げることができる。

大型の２行程クロスヘッドエンジンにおける排気弁及び燃料ポンプを液圧だけで作動させることに関する提案は、液圧装置へ高圧の液圧流体の供給を保つために必要とされる、多量のエネルギ消費と相俟って、液圧供給装置が複雑化するため、エンジンにて同時に実用化されるまでには至っていない。カム軸が無い、即ち、燃料ポンプ及び排気弁を機械的に作動させない、内燃機関を商業的に製造するための前提条件は、液圧駆動装置が運転上、信頼性が高く、しかも、エネルギ消費の点にて合理的な設計の液圧供給装置を備えることである。内燃機関が船の主機に使用される場合、信頼性も重要となる。

駆動装置の液圧流体の必要条件の特徴は、エンジンの負荷が大きいとき、時間当りより多量の液圧流体を使用することである。高圧ポンプが全エンジン負荷のとき、装置の必要容積を賄い得る設計とされているならば、より小さい負荷のとき、余剰な多量の容積が生ずる。

また、内燃機関としては、回転方向が一定であり、このため、大型の２行程クロスヘッドエンジンに関して、そのエンジンが発電所の静止型の駆動エンジンであるか、又は可変ピッチプロペラに接続された船用エンジンの何れかであることを意味するもの、又は、固定ピッチプロペラに接続された船用エンジンの場合のように、エンジンが最大出力にて且つ略同一の状態にて両方の回転方向に回転することのできる型式のものが公知である。ディーゼル型の船用エンジンの大多数を占める可逆エンジンは、主ポンプの駆動軸が全負荷にて両方向に回転可能であるとき、主ポンプの信頼性及び十分に高い効率を実現することが難しいから、本発明に関連して特別な問題点を生じさせる。駆動軸と個々の主ポンプとの間に、可逆歯車及びクラッチを介在させることが可能であるが、これは、主ポンプが直接、軸駆動されるという利点を少なくする。

本発明の目的は、信頼性が高いと同時に、エネルギの消費量が有利な程に少ない液圧装置を提案することである。

この目的を達成するため、本発明は、液圧装置が、回転速度が前記回転軸の回転速度に対して所定の比で変化し、前記回転軸と同時にその方向を変化させるように、前記回転軸により駆動される少なくとも一つの主ポンプを備え、前記主ポンプは、低圧導管及び高圧導管に接続されていることを特徴としている。

内燃機関の回転速度は負荷の変化に応じて変化するが、本発明によれば、主ポンプは内燃機関の回転軸によって駆動され、内燃機関の回転速度が変化したとき、主ポンプの回転速度及び吐出量が変化するので、各時点での負荷に応じた吐出量の部分的調整が自動的に行われる。これにより、高圧に加圧された液圧流体の供給において、エネルギの消費量を小さく抑えることができる。

一実施形態においては、主ポンプは、２つの結合部の間にて導管部分内に取り付けられ、その結合部の双方が、液圧流体が結合部に向けた方向へのみ流動することを許容するそれぞれの逆止め弁を介して低圧導管に接続され、その２つの結合部が、液圧流体が結合部から反対方向への流れのみを許容するそれぞれの逆止め弁を介して高圧導管に接続される。

駆動軸の回転方向が変化することに関して、その両端にて低圧導管及び高圧導管の双方に接続された導管部分内にポンプの各々を配置することにより、主ポンプは、回転方向が独立的となる。ポンプが一端から流体を吸引し、他端から流体を吐出するか、又はその逆であるかどうかを問わずに、主ポンプに向けた液圧流体の流れは、低圧導管から得られ、主ポンプからの加圧した液圧流体の流れは、その流体の流れが２つの逆止め弁を通るため、高圧導管に吐出される。ポンプ軸の関連した制御を行うクラッチ要素及び逆転歯車と異なり、逆止め弁を使用することの顕著な利点は、外部から制御されずに該戻し弁の信頼性及び機能が極めて高い点であり、それは、弁の前方及び後方の流体圧力が、弁が開き位置にあるか又は閉じた位置にあるかを判断するからである。主ポンプがその回転方向を変更すると流体の圧力が変化し、４つの全ての逆止め弁は、自動的に反対側の位置に切り換わり、これにより、主ポンプにより流体が導管部分を通って反対方向に流れるようにする。従って、主ポンプは、上述したものと同じように最適な設計とすることができ、また、両回転方向に向けて全容量にて運転することができ、これにより、駆動装置が両回転方向にて液圧流体を消費する程度が等しいようにすることを可能にする。

更に他の実施形態において、液圧装置は、複数の主ポンプを備えてもよい。吐出量を複数のポンプに分散することは、１つのポンプが故障しても、吐出量が著しく減少したり、又は補助ポンプが存在しない運転モードになることがないため、エンジン全体の信頼性が高まることになる。また、少なくとも２つのポンプが、軸駆動の主ポンプで、電子式に駆動される制御ポンプよりも遥かに簡単な個別の設計であり、更に公知のポンプ駆動体の内で信頼性が最も高い軸に直接接続されたポンプ駆動体の１つであることで、信頼性が著しく増す。このように、主ポンプを軸接続することは、内燃機関の軸が回転しているとき、液圧流体を吐出するときの信頼性を確保することになる。

エネルギの点から見て、数個の有利な点が実現される。第一に、ポンプの仕事を数個のポンプに分散することにより、ポンプの各々の吐出量の変化が小さくなるから、個々のポンプをその最適な運転状態に近い設計点近くで運転することが一層可能となることである。第二に、より多数のポンプがあるとき、ポンプから吐出量をより細かいステップにて接続し且つ接続を外すことが可能となる。第三に、主ポンプの軸接続部の伝達損失が有利な程に少なくなる。電気的に駆動される制御ポンプは、駆動装置の現下の液圧流体の必要量に合うように吐出量を微調整することを更に可能にし得る。制御ポンプは電気的に駆動されるから、その吐出量は内燃機関の運転モードと完全に独立的に制御することができる。

高圧ポンプの信頼性が高いこと、及びそのエネルギ消費量が比較的少ないことは、特に、船の推進エンジンとして使用される、大型の２行程クロスヘッドエンジン内の従来のカム軸に代えて、関連する駆動装置を備える液圧装置を使用することを可能にする。

本発明によれば、その回転速度のため、制御可能であることに加えて、容積可変である主ポンプを使用することが可能であるが、主ポンプの各々は、軸の１回転当り一定の吐出量を提供することが好ましい。このことは、例えば、標準的な定容積の軸ピストンポンプのように、数個の構成要素を備えるポンプ設計とすることを可能にするから、信頼性を増すものである。

主ポンプの少なくとも一部は、一定の回転速度にて容積可変である必要はないため、これらのポンプは、運転条件に合うように一層、最適なものとすることができ、このため、容積可変形で且つより複雑な設計の制御ポンプの場合よりも著しく優れた効率が得られる。

エネルギ消費を更に最適化するため、制御ポンプは、モータ／発電機装置に接続し、また、電気モータにより駆動されて、加圧した液圧流体を吐出するポンプモードから、加圧流体を消費し且つ発電機を駆動するモータモードに制御可能であることが好ましい。このことは、制御ポンプの寸法を小さくし、これに応じて、より効率的な主ポンプの寸法を大きくすることを可能にする。これは、制御ポンプは、主ポンプからの吐出量に対して正負双方の調節を行い得るからである。主ポンプが必要以上の液圧流体を吐出するならば、制御ポンプは、その余剰な量を消費し且つ電気を発生させ、また、必要量よりも少ない吐出量であるならば、制御ポンプがその差を吐出する。

一つの更に好適な実施の形態において、制御ポンプは、主ポンプの容量の４０乃至６０％の範囲、好ましくは、約５０％の容量を有し、また、主ポンプは、略同一の容量を有するようにする。このポンプ寸法の相互の分配は、制御ポンプにより吐出される流体の量を最小値まで減少させ、制御ポンプが最大出力にてポンプ又はモータとして作動するとき、全体の吐出量を著しく変化させることなく、主ポンプから吐出の接続及び接続解除をステップ状に行うことを可能にする。

好ましくは、少なくとも４つの主ポンプと、少なくとも２つの制御ポンプとがあるようにする。このことは、全てのポンプが同時に故障する虞れが極めて少ないことと相俟って、適宜に小さいポンプ寸法であることを可能にする。

以下の説明は、可逆型エンジンの基本的な設計、及び内燃機関が一定の回転方向を有する基本的な設計の双方に適用可能な実施の形態に関する。
一つの好適な実施の形態において、主ポンプの各々は、可調節型のバイパス弁と並列に接続されており、該可調節型のバイパス弁は、ポンプから吐出された液圧流体の全て又はその一部を上記ポンプの吸引側に戻し、また、高圧導管への主ポンプから圧力導管内にて、高圧導管と、バイパス弁を有する戻し導管との間に逆止め弁が配置されている。主ポンプからの吐出量が不要であるとき、バイパス弁は完全に開いて、主ポンプの圧力導管内の圧力を低圧導管の圧力に略等しい程度まで降下させる。これは、高圧導管とバイパス弁との間の逆止め弁が主ポンプ及びバイパス弁からの高圧導管の圧力を遮断するために可能である。この状況において、主ポンプの吸引側と吐出側との圧力差は、低圧導管から主ポンプを通って非戻し導管を通じて戻る循環ループ内の流れ抵抗によってのみ生ずる。この圧力差は極めて小さく、このため、主ポンプはこのようにして非接続状態とされることにより、その消費エネルギは、無視し得る程度に少ない。

その最も簡単な設計において、バイパス弁は、閉じ位置と開き位置とを有する遮断弁である。また、該遮断弁は、主ポンプからの吐出圧力を制御する制御弁として形成することも可能である。この制御は、全ての主ポンプに共通するものとし、高圧導管内の圧力が、液圧流体を加圧するのに不要なエネルギが全く供給されることなく、有利な程に簡単な仕方にて調節可能である。

一つの好適な実施の形態において、高圧導管内の圧力は、制御ポンプの吐出量を調節する弁により電子的に制御される。吐出量、即ち、制御弁により消費される量を変化させ、従って、主ポンプにより吐出される現下の量と現下の消費量との間の差を補うことにより、ポンプから高圧導管への吐出圧力の全部を利用し得ないことに起因する、液圧装置内のエネルギ損を最小にすることができる。吐出圧力は、連続的に調整して、現下の最小の吐出圧力を当該運転モードにて最高の吐出圧力を必要とする液圧駆動装置に対して等しくなるようにする。

液圧装置が、内燃機関内の燃料ポンプの液圧ポンプ駆動体及び排気弁用の液圧アクチュエータに供給する場合、高圧ポンプからの吐出圧力は、上記内燃機関における負荷が７０％以下であるとき、最高でも内燃機関の１００％の負荷時における吐出圧力の７５％である。このようにすれば、液圧の高圧ポンプを駆動するエネルギ量の著しい節約となる。

この液圧装置は、次のような有利な設計することもできる。即ち、第一の電子式制御装置が、少なくとも１つの制御ポンプと、少なくとも１つの主ポンプのバイパス弁とを制御することと、第二の電子式制御装置が、少なくとも第二の制御ポンプと、少なくとも第二の主ポンプのバイパス弁とを制御するようにすることとが可能な設計にすることができる。電子式制御装置を使用して制御する目的は、ポンプから液圧流体消費装置への現下の吐出量を調節すること、また、好ましくは、その吐出圧力を調節することとを第一に且つ最先に行うことである。信頼性を考慮して、制御が失われたとき、最大圧力にて全吐出量が供給されるようにすることが好ましい。主ポンプ及び制御ポンプの双方を制御する、数個の制御装置を適用することで、液圧装置が完全に故障した場合も極めて高度の安全性が確保される。

発明の実施の形態

以下、２行程クロスヘッドエンジン用の液圧装置の簡略化した線図を示す、概略図を参照しつつ、本発明の実施の形態に関して以下に更に詳細に説明する。
液圧装置（油圧装置）は、２行程クロスヘッドエンジンにおける液圧装置に加圧した液圧流体を供給する。このエンジンは、燃料ポンプ用のポンプ駆動体及び排気弁用の液圧アクチュエータのような液圧駆動装置１が設けられた多数のシリンダを備えている。これら２つの型式は、異なるエンジン負荷にて液圧流体の消費量が相互に相違し、また、最小の液圧に関するその必要性も又、相違する。最小限、該液圧装置は、最大の全消費量となる最大のエンジン負荷における必要量に合った吐出量を提供し得るものであることを要する。通常、この最大のエンジン負荷は最大の吐出圧力であることを必要とする。

液圧流体は、貯蔵タンクから供給することができ、該液圧流体は、例えば、標準的な作動油とすることができるが、エンジンの潤滑油が液圧流体として供給され、液圧装置はエンジンの油溜め２から供給されることが好ましい。主ポンプ３は、４つの主ポンプ６及び２つの制御ポンプ７が接続された低圧導管５に対して少なくとも１つのろ過装置４を通じて液圧流体を供給する。この主ポンプは、例えば、低圧導管内の圧力を１乃至５バールの過圧力の範囲、典型的には、約２バールの過圧力に保ち、主ポンプが、キャビテーションを打ち消し且つポンプがドライ状態で運転されるのを防止する正の起動圧力の液圧流体で満たされた状態を保つ利点が得られる。その結果、主ポンプが自己起動型である必要はない。

図面に図示した実施の形態は、船内の可逆型２行程クロスヘッドエンジンに対し液圧流体を供給する。この船用エンジンは、従来のカム軸が全く存在せず、その排気弁及び燃料ポンプは液圧駆動され且つ電子的に制御される。また、燃料の共用の高圧供給源に対し一定の圧力を付与すること（一般的なレール装置）、及び、個々のシリンダに別個の燃料ポンプを設けることを不要にすることが可能であるが、液圧駆動の燃料ポンプとすることが好ましい。更に、液圧流体が供給される液圧駆動装置は、制御弁及びポンプのようなその他の型式とすることができる。

主ポンプ６は、歯車を介して、船用機関内の１つ以上の軸、典型的に、エンジンのクランク軸により直接、駆動される。この歯車比は、船用エンジンが通常の全負荷にて運転しているとき、主ポンプの適当な回転速度が得られるように選択される。シリンダ内径が５００ｍｍで、１００％負荷における回転速度が約１２５ｒｐｍの船用エンジンの場合、主ポンプの回転速度は、駆動するクランク軸の回転速度よりも１１倍も速い。より大型の船用エンジンは、回転速度がより遅く、従って、主ポンプの歯車比を更に大きくすることを許容する。主ポンプは、高効率が得られるように選択することができる。例えば、ドイツのメーカである、マンネスマン−レクスロス（Ｍａｎｎｅｓｍａｎｎ−Ｒｅｘｒｏｔｈ）ＧｍｂＨのポンプ効率が約η＝０．９５である、主型式Ａ４ＦＭの軸ピストンポンプを選択することができる。これは、一定の排出量を有する、定容積形ポンプである、即ち、このポンプの容量は、ポンプ軸の回転速度にのみ依存する。その設計が簡単であり、高度の効率及び信頼性が得られる点で、定容積形ポンプを選択することが有利である。

船用エンジンは、可逆型であるから、その回転速度もエンジン負荷に従って変化し、低負荷における低回転速度の結果、主ポンプからの吐出量が自動的により少なくなり、これと同時に、液圧流体の消費量も減少するから、このことは、主ポンプに関連して特に有利なことである。主ポンプからの吐出量は、船用エンジンの回転速度に比例して変化する一方、消費量は、回転速度に比例する程度以上に変化する。その高効率のため、１００％のエンジン負荷のときにエンジンにより消費される液圧流体の量をそのポンプが正確に賄い得るように主ポンプの全容量を適宜に選択することができる。

該主ポンプは、供給導管１０及び排出導管１１に対する２つの接続部９の間を伸長する導管部分８内に取り付けられている。この接続部にて、導管は共に溶接し、又は、例えば、Ｔ字形継手にボルト止めするといったその他の方法で接続することができる。また、該導管は、ブロック形の本体に穿孔した通路として形成することもでき、この場合、該接続部は、１つの通路が他の通路と交わる位置に配置される。供給導管１０は、低圧導管５から開始して、接続部９にて２つの管に分岐する１本の導管とすることができる。これと代替的に、該接続部９は、低圧の導管に対するそれぞれの供給導管を有するようにしてもよい。低圧導管５と接続部９の各々との間に逆止め弁１２、１２′が配置されており、これらの逆止め弁は、低圧導管から主ポンプまで流体が一方向にのみ流れることを許容する。排出側にて、２つの排出導管は、高圧導管１４に接続する前に、一体として１本の排出導管とすることが好ましい。主ポンプから高圧導管まで一方向にのみ流体が流動するのを許容する逆止め弁１３、１３′は、一体とされて１本の導管となる前に、排出導管の各々の内部に配置される。

低圧導管及び高圧導管に対して主ポンプを上記の方法にて接続する結果、主ポンプの回転方向に関係なく、低圧導管から高圧導管への流れが生じる。主ポンプが一方向に回転するとき、液圧流体は逆止め弁１２′を有する供給導管の枝管を通って流れ、図面の左方向の導管部分８を通り、逆止め弁１３を有する排出導管の枝管を介して高圧導管に供給される。主ポンプが反対方向に作動するとき、液圧流体は、逆止め弁１２を有する供給導管の枝管を通って流れ、図面の左方向の導管部分８を通り、逆止め弁１３′を有する排出導管の枝管を介して高圧導管に供給される。エンジンが可逆型でないならば、関連する逆止め弁１２、１２′、１３、１３′を有する供給導管及び排出導管の枝管は省略し、導管１０、１１を主ポンプ６に直接、接続するようにしてもよい。

主ポンプの各々には、戻し導管１５が配置されており、この戻し導管は、少なくとも２つの位置を有する電子的に作動される制御弁の形態をしたバイパス弁１６を備え、該制御弁には、戻し導管が遮断される、図面に図示した極端な位置に対しばね負荷が加えられる。制御信号によりバイパス弁が作動されると、該バイパス弁は、戻し導管が開く他の位置に切り換わる。戻し導管は、排出導管１１から開始して、低圧導管５又は主ポンプの吸引側の他の接続箇所に導く。排出導管内の逆止め弁１７は、戻し導管の枝管と高圧導管１４との間に配置されている。逆止め弁１７は、導管１４内の高圧が戻し導管の枝管領域まで広がるのを防止する。

図示しない一つの代替的な実施の形態において、バイパス弁は、調節可能な開弁圧力を有する過圧弁として形成されている。現下の消費に供給される液圧流体の量を調節し得るように関連した主ポンプの作動を終了し／開始することが望まれるならば、開弁圧力は、それぞれ低圧導管内の圧力以下まで降下させるか、又は高圧導管内の圧力よりも高い開弁圧力に上昇させることができる。

制御ポンプ７は、電気的に駆動され、電子的に制御される軸ピストンポンプである。例えば、全吐出量にて最大効率がη＝０．９０である、ドイツ国のメーカのマンネスマン−レクスロス・ＧｍｂＨの主型式Ａ４ＶＳＯの軸ピストンポンプを選択することができる。より少ない吐出量のとき、実質的により低効率となる。これは、可変排出量の定容積形ポンプであり、ポンプピストンがディスクの上に回動可能に取り付けられ、該ディスクは、ポンプ軸により回転され、同時に回転するドラム内のシリンダ内にて変位可能であり、該ドラムの長手方向軸線は、ポンプ軸の長手方向軸線に対して向かい合ってその角度が調節可能である。長手方向に変位可能なスライダにより、シリンダに対するドラムの傾斜角度は、ピストンの行程距離が変化するように変化させることが可能である。該ドラムは、ピストンの行程距離が零であるようにポンプ軸の伸長部内に同軸状に配置される中立位置を有している。ドラムの正の傾斜角度を設定することにより、ポンプの吐出量を制御することに加えて、ドラムの傾斜角度は、中立位置の反対側に配置し得るように変更することができる。このようにして、該ポンプは、ポンプではなくて、モータとして機能するように調節することができる、即ち、該ポンプは、いわゆる負の吐出量に設定し、高圧導管からの液圧流体を消費し、その流体を低圧導管に吐出するようにすることもできる。

制御ポンプは、電気モータ／発電機装置１９と軸接続されている。該電気モータ／発電機装置１９は、高圧導管１４に流体を吐出するとき、制御ポンプを駆動し、上記ポンプが高圧導管から流体を消費するとき、ポンプを制御し且つ発電を行う。該制御ポンプは、電子制御式の比例弁１８により調節され、該比例弁は、ドラムの傾斜角度を設定し、これにより、制御ポンプの作動位置を設定する。制御ポンプは、弁１８の調節を介して高圧導管内の圧力を制御し、このため、該弁１８は、圧力制御弁と称することができる。この調節は、例えば、制御電圧、即ち、圧力導管内の圧力を上昇させる、より高圧の電圧に基づくことができる。大型の２行程クロスヘッドエンジンの場合、高圧導管内の圧力を適宜に制御して、１２５バール乃至３００バールの範囲で変化し得るようにし、アイドリング時に低圧が付与され、１００％のエンジン負荷にて２５０バールの高圧となるようにする。低いエンジン負荷のとき、圧力を降下させることにより、導管１４内の高圧の流体を加圧するためにエンジン装置から得るエネルギを節約することができる。

制御弁２０は、ポンプ７と高圧導管１４との間に配置されている。制御弁は、２つの位置を有し、その１つの位置にて、弁は逆止め弁を配置し、この弁は、高圧導管への流路内にて高圧導管の方向への流れのみを許容し、また、他の位置において、流路を開いた状態に保ち、このため、制御ポンプ７は、高圧導管からの液圧流体を消費することができる。制御弁２０は、第一の位置を占め得るようにばね負荷が加えられるが、第二の位置を占め得るように電子的に作動させることができる。電子式制御装置が故障した場合、制御弁２０は、作用可能な逆止め弁に対する位置に付勢され、これにより、高圧導管からの圧力損を防止する。この高圧導管は、図示しない安全弁を備えており、この安全弁は、制御ポンプ７からの圧力を制御せずに、主ポンプにより発生された圧力が、例えば、３１０バールという所定の高圧圧力を超えるときに、流体を排出することができる。電子式制御装置の全体が故障したとき、全ての主ポンプは、強制的に接続されて、制御ポンプの接続が強制的に外されて、その結果、消費量に関係なく、液圧流体の全量が吐出される。消費されなかった全ての液圧流体は、高圧導管内の安全弁を介して排出される。

制御弁２０を使用することの代替例として、又は更なる安全策として、制御ポンプには、ブレーキブロックを有するディスクブレーキのような電子式に制御される、機械式ブレーキを設けることができる。このブレーキブロックは、励磁電流によりブレーキディスクから分離されている。電子装置が故障した場合、励磁電流は消失し、このため、機械的な圧縮ばねは、ブレーキブロックをブレーキディスクと当接する作用可能なブレーキ位置に配置し、これにより、制御ポンプを停止させる。

液圧装置の制御は、２つの電子式制御装置２１を介して行われる。該２つの電子式制御装置の各々は、２つの主ポンプと、制御ポンプ、即ち、バイパス弁１６と、比例弁１８と、制御弁２０とを制御する。図面において、関連する装置を有する制御装置２１は、点線で囲ってある。制御装置２１の１つのみが故障したならば、その他の制御装置は、高圧導管１４内にて圧力の制御状態を保つことができる。

圧力制御装置と接続して使用するため、制御装置２１は、低圧導管５における圧力センサ２２及び高圧導管１４における圧力センサ２３からの測定信号と、現下のエンジン負荷に関する信号とを受け取る。

内燃機関が停止し且つ開始モードを開始する状態にあるとき、制御ポンプ７の１つが始動され、このため、高圧導管１４の加圧が為される。比例弁１８が制御装置２１から制御電圧を受け取らないならば、制御ポンプ７は、開始位置に設定することができ、この開始位置にて、制御ポンプは所定の量、例えば、制御ポンプの全吐出量の約２０％の量の油を高圧導管内に圧送する。この吐出量は、内燃機関を始動させるのに十分であり、その後、主ポンプによる吐出が開始される。逆転すれば、制御ポンプは最低の回転速度の領域にて液圧圧力を保つことができる。

主ポンプ６の周りの全ての導管８、１０、１１は、例えば、より大型のブロック型本体における穿孔通路のようなマニホルドにおける流路として形成することができる。その結果、管接続部、取り付け部等の数が少なくなる。また、かかるマニホルド内に制御ポンプ７を一体化させることも可能である。この装置を２つの主ポンプと、単一の制御ポンプと、単一の制御装置２１とのみを備える構造とすることも可能であるが、４つ以上の主ポンプとすることが好ましい。信頼性を考慮して、それぞれの制御装置により制御される少なくとも２つの制御ポンプ７とすることが好ましい。

２行程クロスヘッドエンジン用の液圧装置の簡略化した線図を示す、概略図である。

符号の説明

１ 液圧駆動装置 ２ 油溜め
３ 主ポンプ ４ ろ過装置
５ 低圧導管 ６ 主ポンプ
７ 制御ポンプ ８ 導管部分
９ 接続部 １０ 供給導管
１１ 排出導管 １２、１２′ 逆止め弁
１３、１３′ 逆止め弁 １４ 高圧導管
１５ 戻し導管 １６ バイパス弁
１７ 逆止め弁 １８ 比例弁
１９ 電気モータ／発電機装置２０ 制御弁
２１ 制御装置 ２２、２３ 圧力センサ

Claims (12)

1. 両方向に回転可能な回転軸を有する可逆式の内燃機関に備えられ、燃料ポンプ用のポンプ駆動体や排気弁用の液圧アクチュエータ等の液圧駆動装置（１）に対し加圧した液圧流体を供給する少なくとも１つの高圧ポンプを具備する液圧装置において、
   回転速度が前記回転軸の回転速度に対して所定の比で変化し、前記回転軸と同時にその方向を変化させるように、前記回転軸により駆動される少なくとも一つの主ポンプ（６）を備え、
   前記主ポンプは、低圧導管（５）及び高圧導管（１４）に接続されていることを特徴とする液圧装置。
2. 前記主ポンプ（６）が、２つの結合部（９）の間にて導管部分（８）内に取り付けられ、その結合部の双方が、液圧流体が結合部に向けた方向へのみ流動することを許容するそれぞれの逆止め弁（１２、１２′）を介して低圧導管（５）に接続され、その２つの結合部が、液圧流体が結合部から反対方向への流れのみを許容するそれぞれの逆止め弁（１３、１３′）を介して高圧導管（１４）に接続されることを特徴とする液圧装置。
3. 請求項１又は請求項２に記載の液圧装置において、前記液圧装置は、複数の前記主ポンプを備えることを特徴とする液圧装置。
4. 請求項１から請求項３の何れか一つに記載の液圧装置において、前記主ポンプ（６）の各々が、可調節型のバイパス弁（１６）と並列に接続され、該バイパス弁（１６）が、前記ポンプから吐出された液圧流体の全て又はその一部を該ポンプの吸引側に戻すことができ、高圧導管とバイパス弁を有する戻し導管（１５）の間にて高圧導管への主ポンプ（６）の圧力導管内に逆止め弁（１７）が配置されることを特徴とする液圧装置。
5. 請求項４に記載の液圧装置において、前記高圧導管内の圧力が、制御ポンプ（７）からの吐出量を調節する弁（１８）により電子的に制御されることを特徴とする液圧装置。
6. 請求項１から請求項５の何れか一つに記載の液圧装置において、内燃機関の負荷が７０％以下であるとき、前記高圧ポンプ（６、７）からの吐出圧力が、最高でも該内燃機関の１００％の負荷時における吐出圧力の７５％であることを特徴とする液圧装置。
7. 請求項５又は請求項６に記載の液圧装置において、第一の電子式制御装置（２１）が、少なくとも１つの制御ポンプ（７）と、少なくとも１つの主ポンプのバイパス弁（１６）とを制御し、第二の電子式制御装置が、少なくとも１つの第二の制御ポンプと、少なくとも１つの第二の主ポンプのバイパス弁を制御することを特徴とする液圧装置。
8. 請求項１から請求項７のいずれか一つに記載の液圧装置において、前記主ポンプ（６）の各々は、前記回転軸の回転毎に一定の吐出量を有することを特徴とする液圧装置。
9. 請求項５から請求項７のいずれか一つに記載の液圧装置において、前記主ポンプ（６）は、前記制御ポンプ（７）よりも高効率であることを特徴とする液圧装置。
10. 請求項５及び請求項７から請求項９のいずれか一つに記載の液圧装置において、前記制御ポンプ（７）は、電気モータ／発電機装置に接続され、前記電気モータによって駆動されて加圧液圧流体を供給するポンプモードと、加圧液圧流体の供給を受けて前記電気モータを駆動するモータモードとの間で切り換え制御され得ることを特徴とする液圧装置。
11. 請求項５及び請求項７から請求項１０のいずれか一つに記載の液圧装置において、前記制御ポンプ（７）は、前記主ポンプの４０％から６０％の範囲の容量を有することを特徴とする液圧装置。
12. 請求項５及び請求項７から請求項１１のいずれか一つに記載の液圧装置において、少なくとも４つの主ポンプ（６）と、少なくとも２つの制御ポンプ（７）を備えたことを特徴とする液圧装置。

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