JP2016196847A - 可変容量型液圧ポンプとその制御方法 - Google Patents

Abstract

【課題】汎用の液圧シリンダを使用して、必要なポンプ性能を容易に実現することができ、かつポンプ効率を低下させることなく吐出流量の可変調節ができる可変容量型液圧ポンプとその制御方法を提供する。
【解決手段】複動形の液圧シリンダ１２と、ピストンロッド１２ｂの他端を液圧シリンダ１２の軸方向に往復動させる偏心駆動機構１４と、シリンダ室１２ｃと作動液１の吸込ライン２１及び吐出ライン２２の間に設けられその間の連通を開閉する切換バルブ１６と、切換バルブ１６をデジタル制御する制御装置１８と、を備える。吸込ライン２１から作動液１を吸い込む吸込行程から、シリンダ室１２ｃから吐出ライン２２に作動液１を吐出する吐出行程への切換えタイミングを可変制御する。
【選択図】図１

Description

本発明は、吐出流量の可変調節ができる可変容量型液圧ポンプとその制御方法に関する。

液圧ポンプは、ロータの回転により液体を加圧する回転式と、ピストンの往復運動により液体を加圧する往復式とがある。回転式液圧ポンプには、例えば歯車ポンプ、ベーンポンプ、ねじポンプ、等があり、往復式液圧ポンプには、例えばアキシアルピストンポンプ、ラジアルピストンポンプ、レシプロピストンポンプ、等がある。
往復式液圧ポンプは、例えば特許文献１、２に開示されている。

特許文献１の「流体作動機械」は、周期的に容積を変えるシリンダのような第１作動チャンバーと、第１作動チャンバーの低圧マニホールド及び高圧マニホールドへの接続を制御する第１弁とを備える。この機械は、周期的に容積を変える第２作動チャンバーと、第２チャンバーが作動している状態で第２チャンバーを第１チャンバーに連通させ、第２チャンバーがアイドリングの状態で第２チャンバーを第１チャンバーから切り離す第２弁とを備える。

特許文献２の「油圧機械および風力発電装置」は、シリンダと、ピストンと、ピストンの往復運動と連動して回転しクランクピン又は偏心カムをそれぞれ含む第１機械要素及び第２機械要素と、一端側がピストンに回動自在に連結され他端側が第１機械要素に係合する第１リンク部と、一端側がピストンに回動自在に連結され他端側が第２機械要素に係合する第２リンク部とを備える。第１機械要素と第２機械要素がピストンの軸線に対して線対称に配置されており、ピストンの往復運動に対応して、第１リンク部と第２リンク部とが軸線に対して線対称に動作する。

特表２００８−５３６０５３号公報 特開２０１４−１８１６７５号公報

種々の再生可能なエネルギ（例えば、風、波、又は潮）の利用分野において、液圧変速機がエネルギ変換システムとして検討されている。エネルギ損失を低減し高い動力変換効率を実現するために、デジタル制御が提案されている。
図１６は、高トルク、低速の液圧ポンプ２と低トルク、高速の液圧モータ３との組み合わせからなる液圧変速システムの模式図である。この図において、風力により風車４が回転し、風車４により液圧ポンプ２を駆動して加圧された作動液１を吐出し、この作動液１で液圧モータ３を駆動し、液圧モータ３で発電機５を回転駆動する。この構成により低速の液圧ポンプ２で発電機５を高速で回転駆動することができる。

一般的に、これらのシステムをデジタル制御しようとしたとき、高速切換えバルブが必要になる。しかし、高速切換えバルブは、高価であり、かつ、高精度の制御が不可欠となる。

特許文献１の液圧ポンプは、必要なポンプ性能に基づいて設計製作されたポンプ構造であり、ポンプ性能が大きく異なる場合には，ポンプ構造の見直しが必要になる。また、ポペット形式のバルブを使用するため、その切換に要する操作力が大きく、ポンプ効率を低下させる要因となる。

特許文献２の液圧ポンプは、ピストンのストロークが一定であり、シリンダからの吐出流量を可変制御できない。そのため、吐出流量を調節するには、高圧液を低圧側に無駄にバイパスさせるなどが必要となり、ポンプ効率が大幅に悪化する。

本発明は、上述した問題点を解決するために創案されたものである。すなわち、本発明の目的は、汎用の液圧シリンダを使用して、必要なポンプ性能を容易に実現することができ、かつポンプ効率を低下させることなく吐出流量の可変調節ができる可変容量型液圧ポンプとその制御方法を提供することにある。

本発明によれば、軸線に沿って往復動するピストンと、該ピストンに一端が連結され外部まで軸方向に延びるピストンロッドと、前記ピストンのロッド側及びヘッド側のシリンダ室とを有する複動形の液圧シリンダと、
軸心を中心に回転駆動される駆動軸と、前記軸心に対して偏心した偏心点を中心とする偏心軸とを有し、前記ピストンロッドの他端を前記液圧シリンダの軸方向に往復動させる偏心駆動機構と、
前記シリンダ室と作動液の吸込ライン及び吐出ラインの間に設けられその間の連通を開閉する切換バルブと、
前記切換バルブをデジタル制御する制御装置と、を備え、
前記吸込ラインから前記シリンダ室に作動液を吸い込む吸込行程から、前記シリンダ室から前記吐出ラインに作動液を吐出する吐出行程への切換えタイミングを可変制御する、ことを特徴とする可変容量型液圧ポンプが提供される。

前記制御装置は、前記シリンダ室の圧力と前記駆動軸の回転角度に基づき、前記吸込行程を前記シリンダ室の容積が減少し続ける圧縮行程まで保持し、該圧縮行程の途中で吐出行程へ切換える。

前記吸込行程において、前記シリンダ室と前記吐出ラインとの連通を全閉し、次いで、前記シリンダ室の圧力が前記吸込ラインの圧力又はそれ以下のときに、前記シリンダ室を前記吸込ラインと連通させ、
前記吐出行程において、前記シリンダ室と前記吸込ラインとの連通を全閉し、次いで、前記シリンダ室の圧力が前記吐出ラインの圧力又はそれ以上のときに、前記シリンダ室を前記吐出ラインと連通させる。

前記偏心駆動機構は、前記偏心軸の外周面に沿って回転可能に支持された中空円筒形のリング部材と、
前記リング部材の前記軸心まわりの回転を阻止し、かつ前記偏心に伴う搖動を許容する回転防止機構と、を有し、
前記ピストンロッドの他端は、前記リング部材に揺動可能に固定されている。

前記回転防止機構は、半径方向に延びる棒状部材であり、
前記棒状部材の内方端は前記リング部材に前記偏心軸に直交する回転軸を中心に揺動可能に固定され、他端は本体フレームに球面軸受を介して固定されており、
前記球面軸受は、前記棒状部材の外方端部を揺動可能かつ長手方向に摺動可能に支持する。

前記切換バルブは、スプールがサーボモータにより位置制御された３方弁又は２方弁であり、スプールランドにシールを有する。

前記切換バルブは、前記吸込ラインから前記シリンダ室に作動液を流し前記シリンダ室の負圧化を防止する吸込側チェック弁と、
前記シリンダ室から前記吐出ラインに作動液を流しその閉じ込めを防止する吐出側チェック弁と、を有する。

前記吐出ラインに、ピストンタイプとブラダタイプの２種のアキュムレータを備える。

また本発明によれば、軸線に沿って往復動するピストンと、該ピストンに一端が連結され外部まで軸方向に延びるピストンロッドと、前記ピストンのロッド側及びヘッド側のシリンダ室とを有する複動形の液圧シリンダと、
軸心を中心に回転駆動される駆動軸と、前記軸心に対して偏心した偏心点を中心とする偏心軸とを有し、前記ピストンロッドの他端を前記液圧シリンダの軸方向に往復動させる偏心駆動機構と、
前記シリンダ室と作動液の吸込ライン及び吐出ラインの間に設けられその間の連通を開閉する切換バルブと、を備えた可変容量型液圧ポンプの制御方法であって、
前記吸込ラインから前記シリンダ室に作動液を吸い込む吸込行程から、前記シリンダ室から前記吐出ラインに作動液を吐出する吐出行程への切換えタイミングを可変制御する、ことを特徴とする可変容量型液圧ポンプの制御方法が提供される。

前記シリンダ室の圧力と前記駆動軸の回転角度に基づき、前記吸込行程を前記シリンダ室の容積が減少し続ける圧縮行程まで保持し、該圧縮行程の途中で吐出行程へ切換える。

上述した本発明によれば、複動形の液圧シリンダと偏心駆動機構の組合せで液圧シリンダのピストンを軸線に沿って往復動するので、汎用の液圧シリンダを使用して、必要なポンプ性能を容易に実現することができる。

また、切換バルブをデジタル制御する制御装置を備え、吸込行程から吐出行程への切換えタイミングを可変制御するので、ポンプ効率を低下させることなく吐出流量の可変調節ができる。

本発明による可変容量型液圧ポンプの全体構成図である。 （Ａ）切換バルブを備えた液圧回路図と（Ｂ）駆動軸の模式図である。 切換バルブの説明図である。 単一のヘッド側のシリンダ室と、これに設けられた切換バルブを示す構成図である。 図４の構成によるポンプの作動特性を示す図である。 切換バルブの制御方法を示すフロー図である。 （Ａ）本発明のポンプと（Ｂ）ラジアルエンジンの比較図である。 最大容量制御モードにおけるポンプのシュミュレーション結果である。 部分容量制御モードにおけるポンプのシュミュレーション結果である。 最大負荷において最大容量制御モードにおけるポンプの作動特性を示す図である。 吸込行程から吐出行程への切換え時の最大容量制御モードにおける単一の液圧シリンダの作動特性を示す図である。 吐出行程から吸込行程への切換え時の最大容量制御モードにおける単一の液圧シリンダの作動特性を示す図である。 負荷出口圧力が低く、かつ最大容量の約５０％の部分容量制御モードにおけるポンプの作動特性を示す図である。 吸込行程から吐出行程への切換え時の部分容量制御モードにおける単一の液圧シリンダの作動特性を示す図である。 吐出行程から吸込行程への切換え時の部分容量制御モードにおける単一の液圧シリンダの作動特性を示す図である。 液圧ポンプと液圧モータとの組み合わせからなる液圧変速システムの模式図である。

以下、本発明の好ましい実施形態を添付図面に基づいて詳細に説明する。なお、各図において共通する部分には同一の符号を付し、重複した説明を省略する。

図１は、本発明による可変容量型液圧ポンプ１０の全体構成図であり、（Ａ）は全体側面図、（Ｂ）は液圧シリンダ１２の模式図である。
この図において、本発明による可変容量型液圧ポンプ１０（以下、単に「ポンプ１０」と呼ぶ）は、液圧シリンダ１２、偏心駆動機構１４、切換バルブ１６、及び制御装置１８を備える。

液圧シリンダ１２は、複動形であり、軸線に沿って往復動するピストン１２ａと、ピストン１２ａに一端が連結され外部まで軸方向に延びるピストンロッド１２ｂと、ピストン１２ａのロッド側及びヘッド側のシリンダ室１２ｃとを有する。ロッド側及びヘッド側のシリンダ室１２ｃは、単一のシリンダ１３を構成する。

この例において、５本の液圧シリンダ１２が放射状に等間隔に配置されている。各液圧シリンダ１２のヘッド側（外側）は、５角形に構成された本体フレーム１１の各頂点に揺動可能に固定され、各ピストンロッド１２ｂの他端（内方端）は、リング部材１９（後述する）に揺動可能に固定されている。
なお本発明はこの構成に限定されず、液圧シリンダ１２は１本でも、２本以上でもよい。

偏心駆動機構１４は、軸心Ｏを中心に回転駆動される駆動軸１４ａ（破線で示す）と、偏心軸１４ｂとを有し、ピストンロッド１２ｂの他端（図で内方端）を液圧シリンダ１２の軸方向に往復動させるようになっている。
偏心軸１４ｂは、軸心Ｏに対して偏心量ｅだけ偏心した偏心点Ｅを中心とする円筒軸であり、駆動軸１４ａと一体に連結されている。
上述した構成により、外部動力（例えば風車）により、軸心Ｏを中心に駆動軸１４ａを回転駆動することにより、偏心軸１４ｂの偏心点Ｅを軸心Ｏから偏心量ｅの半径で回転させることができる。

図１において、偏心駆動機構１４は、中空円筒形のリング部材１９と回転防止機構２０を有する。
中空円筒形のリング部材１９は、偏心軸１４ｂの外周面に沿って軸受を介して回転可能に支持されている。また、リング部材１９の外縁部に各ピストンロッド１２ｂの他端（内方端）が揺動可能に固定されている。

回転防止機構２０は、図で半径方向に延びる棒状部材２０ａである。棒状部材２０ａの内方端（図で上端）は、リング部材１９に偏心軸１４ｂに直交する回転軸を中心に揺動可能に固定され、外方端（図で下端）は、本体フレーム１１に球面軸受２３を介して固定されている。球面軸受２３は、棒状部材２０ａの外方端部を揺動可能かつ長手方向に摺動可能に支持する。
この構成により、回転防止機構２０は、リング部材１９の軸心Ｏまわりの回転を阻止し、かつ偏心軸１４ｂの偏心運動に伴う搖動を許容することができる。

上述したように、軸心Ｏを中心に駆動軸１４ａを回転駆動することにより、偏心軸１４ｂの偏心点Ｅは軸心Ｏから偏心量ｅの半径で回転する。
またこの際に、上述した偏心駆動機構１４の構成により、リング部材１９の軸心Ｏまわりの回転を阻止しながら、リング部材１９を軸心Ｏから偏心量ｅの半径で軸心Ｏまわりに揺動させることができる。
この揺動により、各液圧シリンダ１２のピストン１２ａは、その軸線に沿って偏心量ｅの２倍のストロークで往復運動する。

切換バルブ１６は、液圧シリンダ１２の各シリンダ室１２ｃと作動液１の吸込ライン２１及び吐出ライン２２の間に設けられその間の連通を開閉する。切換バルブ１６は、各液圧シリンダ１２のロッド側及びヘッド側のシリンダ室１２ｃ毎に設けられている。作動液１は、油圧装置用の作動油であるのが好ましい。
なお、各切換バルブ１６は、この例では本体フレーム１１の一部（図示せず）に各液圧シリンダ１２に隣接して固定されているが、切換バルブ１６の設置位置は、それ以外でもよい。

制御装置１８は、好ましくはコンピュータ（ＰＣ）であり、入力装置、出力装置、記憶装置、及び演算装置を備え、切換バルブ１６をデジタル制御する。可変制御の切換えタイミングは、入力装置を介して記憶装置に入力される。制御装置１８による制御内容の詳細は後述する。

図２は、（Ａ）切換バルブ１６を備えた液圧回路図と（Ｂ）駆動軸１４ａの模式図である。
図２（Ａ）において、上述したように、切換バルブ１６は、各液圧シリンダ１２のロッド側及びヘッド側のシリンダ室１２ｃ毎に設けられている。

各切換バルブ１６は、この例では３方弁１６ａを有し、３方弁１６ａは、吸込位置ａ、全閉位置ｂ、吐出位置ｃの３位置にデジタル制御される。

吸込位置ａでは、シリンダ室１２ｃと吐出ライン２２との連通を全閉し、かつ、シリンダ室１２ｃと吸込ライン２１が連通する。
全閉位置ｂでは、すべてのラインが全閉する。
吐出位置ｃでは、シリンダ室１２ｃと吸込ライン２１との連通を全閉し、かつ、シリンダ室１２ｃと吐出ライン２２が連通する。

図２（Ａ）において、各切換バルブ１６は、吸込側チェック弁１７ａと吐出側チェック弁１７ｂを有する。
吸込側チェック弁１７ａは、吸込ライン２１とシリンダ室１２ｃの間に設けられ、吸込ライン２１からシリンダ室１２ｃに作動液１を流しシリンダ室１２ｃの負圧化を防止する。
吐出側チェック弁１７ｂは、シリンダ室１２ｃと吐出ライン２２の間に設けられ、シリンダ室１２ｃから吐出ライン２２に作動液１を流しその閉じ込めを防止する。

図２（Ａ）において、この液圧回路は、吐出ライン２２にさらにピストンタイプとブラダタイプの２種のアキュムレータ２４ａ、２４ｂを備える。
ピストンタイプのアキュムレータ２４ａは、低圧で与圧され、低圧範囲（例えば０．５〜５ＭＰａ）の作動液１の脈動を吸収する。
ブラダタイプのアキュムレータ２４ｂは、高圧で与圧され、高圧範囲（例えば５〜５０ＭＰａ）の作動液１の脈動を吸収する。

図２（Ｂ）に示すように、ポンプ１０は、駆動軸１４ａの回転位置を検出する回転位置センサ１５ａ、１５ｂを有しており、駆動軸１４ａの回転角度（以下、「駆動軸角度θ」と呼ぶ）を常時検出するようになっている。
回転位置センサ１５ａは、この例では駆動軸１４ａに設けられた基準位置を検出する位置センサであり、回転位置センサ１５ｂは、駆動軸角度θを直接検出する位置センサである。
回転位置センサ１５ａ、１５ｂの検出出力は、上述した制御装置１８に入力される。

図３は、切換バルブ１６の説明図であり、（Ａ）は模式図、（Ｂ）は構造図である。

図３（Ａ）において、シリンダ室１２ｃと切換バルブ１６の間には圧力検出器１５ｃが設けられ、シリンダ室１２ｃの圧力を検出するようになっている。圧力検出器１５ｃの検出圧力は、上述した制御装置１８に入力される。

図３（Ｂ）において、３方弁１６ａは、内部にスプール２６ａ（弁体）を有する。スプール２６ａは、３方弁１６ａの本体内に設けられた円筒形の流路内を軸方向に移動可能である。またスプール２６ａのスプールランド（スプール２６ａの弁作用を営む滑り面）にシール２６ｂを有しており、シール位置での漏れを防止している。
この構成により、スプール２６ａをその軸方向に移動することにより、上述した吸込位置ａ、全閉位置ｂ、吐出位置ｃの３位置にスプール２６ａを位置決めすることができる。

図３（Ｂ）において、切換バルブ１６は、さらにサーボモータ２７ａ、ボールネジ２７ｂ、及びボールナット２７ｃを有し、サーボモータ２７ａの回転をボールネジ２７ｂとボールナット２７ｃでスプール２６ａの軸方向移動に変換する。
上述した切換バルブ１６の構成により、スプール２６ａの軸方向位置をデジタル制御することができる。

図４は、単一のヘッド側のシリンダ室１２ｃと、これに設けられた切換バルブ１６を示す構成図である。
また、図５は、図４の構成によるポンプ１０の作動特性を示す図である。この図において、（Ａ）はピストン位置、（Ｂ）は容積、（Ｃ）は圧力の変化を示す。

以下、１つのシリンダ室１２ｃについて、本発明の作動原理を説明する。なお、ロッド側のシリンダ室１２ｃの作動も同様であり、その他の液圧シリンダ１２のロッド側及びヘッド側のシリンダ室１２ｃの作動も同様である。

図５（Ａ）に示すように、ピストン位置Ｙは、駆動軸１４ａの回転角度（駆動軸角度θ）により曲線を描く。すなわち、この例において、１で示すピストン位置Ｙを原点として１→２→３→４→１の順で往復運動し、原点においてＹ＝０、θ＝０とする。この場合、駆動軸角度θは０〜３６０°であり、ピストン１２ａは、偏心量ｅの２倍のストロークで往復運動する。

図５（Ｂ）に示すように、シリンダ室１２ｃの容積Ｖは、行程２→３→４では増加し、行程４→１→２では減少する。
以下、容積Ｖが増加する行程を「膨張行程」、容積Ｖが減少する行程を「圧縮行程」と呼ぶ。

図５（Ｃ）は、シリンダ室１２ｃ内の圧力Ｐを示している。作動液１は非圧縮性流体とみなすことができるので、膨張行程２→３→４（好ましくは２の位置）で３方弁１６ａを全閉位置ｂにし、次いで吸込位置ａにすることで、圧力Ｐを吸込圧まで下げることができる。
すなわち、吸込ライン２１から作動液１を吸い込む吸込行程は、シリンダ室１２ｃと吐出ライン２２との連通を全閉し、次いで、シリンダ室１２ｃの圧力Ｐが吸込ライン２１の圧力又はそれ以下のときに、シリンダ室１２ｃを吸込ライン２１と連通させることで開始する。これにより、吸込ライン２１への逆流を防止することができる。
この吸込行程は、圧縮行程４→１→２が開始する４の位置まで継続することができる。

また、図５（Ｃ）において、作動液１は非圧縮性流体とみなすことができるので、圧縮行程４→１→２（好ましくは４の位置）で３方弁１６ａを全閉位置ｂにし、次いで吐出位置ｃにすることで、圧力Ｐを吐出圧まで上げることができる。
すなわち、シリンダ室１２ｃから吐出ライン２２に作動液１を吐出する吐出行程は、シリンダ室１２ｃと吸込ライン２１との連通を全閉し、次いで、シリンダ室１２ｃの圧力が吐出ライン２２の圧力又はそれ以上のときに、シリンダ室１２ｃを吐出ライン２２と連通させることで開始する。これにより、吐出ライン２２からの逆流を防止することができる。
この吐出行程は、膨張行程２→３→４が開始する２の位置まで継続することができる。

図５（Ｃ）に、ポンプ１０が部分容量で運転するときの、シリンダ室１２ｃ内の圧力Ｐを破線で示す。
この図に示すように、本発明のポンプ１０は、部分容量で運転するときに、吸込行程から吐出行程への切換えタイミングを可変制御する。可変制御の切換えタイミングは、制御装置１８の入力装置を介して記憶装置に入力される。

すなわち、制御装置１８は、シリンダ室１２ｃの圧力Ｐと駆動軸１４ａの回転角度（駆動軸角度θ）に基づき、吸込行程をシリンダ室１２ｃの容積が減少し続ける圧縮行程４→１→２まで保持し、圧縮行程の途中で吐出行程へ切換える。
この結果、吐出行程は、圧縮行程４→１→２が始まる４の位置より遅れ、その切換えタイミングにより、吐出容量を最大容量より少ない任意の容量に可変調節することができる。なお吐出圧は制御装置１８で設定されるので、最大容量で運転するときと同じである。

圧縮行程４→１→２が始まる４の位置より遅れた吸込行程では、容積Ｖが減少を開始しているが、吸込ライン２１とシリンダ室１２ｃが連通しているため、シリンダ室１２ｃから吸込ライン２１に作動液１が低圧のまま逆流する。そのため、この逆流による圧力損失はほとんど発生しない。

上述したように、本発明では、切換バルブ１６をデジタル制御する制御装置１８を備え、吸込行程から吐出行程への切換えタイミングを可変制御するので、ポンプ効率を低下させることなく吐出流量の可変調節ができる。

図６は、切換バルブ１６の制御方法を示すフロー図であり、（Ａ）はポンプの始動から停止までの基本フロー図、（Ｂ）はポンプ動作の詳細フロー図である。図６（Ａ）において、本発明の方法では、切換バルブ１６をＳ１〜Ｓ４の順で制御する。

停止状態（Ｓ１）では、各液圧シリンダ１２の系統における全ての切換バルブ１６は、それぞれ吸込側（吸込位置ａ）に切り換えられている。駆動軸１４ａは、全ての切換バルブ１６が吸込側に切り替わった状態から駆動を開始する。

ポンプ始動時（Ｓ２）では、各系統の切換バルブ１６は、ピストン１２ａの位置にかかわらず、吸込側に切り替わった状態で往復動作を開始し、最初の吸込から吐出への行程の切り替わりが発生するタイミングでバルブ切換操作を開始してポンプ動作時（Ｓ３）のバルブ制御シーケンスに移行する。

ポンプ動作時（Ｓ３）では、各切換バルブ１６は、各系統のシリンダ室１２ｃの圧力と駆動軸１４ａの回転角度に基づき、図６（Ｂ）のＴ１〜Ｔ６のシーケンスによる動作を繰り返す。

吸込閉（Ｔ１）では、切換バルブ１６の吸込側（吸込位置ａ）から全閉（全閉位置ｂ）への切換操作により、全閉位置ｂですべてのラインを全閉し、液圧シリンダ１２による吸込行程を完了させる。
吸込閉（Ｔ１）のバルブ操作を行うタイミングは、駆動軸角度θにより決定し、切換バルブ１６の作動速度等による切換時間を考慮して、吸込行程完了のタイミングで切換バルブ１６が閉じるように、その切換操作のタイミング調整を行う。
このタイミング調整は、駆動軸１４ａの回転速度に応じたデータテーブルにより定義し、その設定は、吸込行程完了のタイミングで切換バルブ１６が閉じるように、シミュレーションおよび試運転により調整して決定する。

吐出待機（Ｔ２）では、切換バルブ１６の全閉により吸込行程が完了した後、吐出行程に移行する前に、ポンピング動作に伴い圧縮された液圧シリンダ内の作動液１がポンプ吐出口の圧力レベルに到達するまで、切換バルブ１６を全閉位置ｂで待機する。これにより、ポンプ吐出口からシリンダ内への作動液１の逆流による流量損失およびサージ圧の発生を回避する。

吐出開（Ｔ３）では、切換バルブ１６の全閉（全閉位置ｂ）から吐出側（吐出位置ｃ）への切換操作により、吐出行程に移行して、液圧シリンダ１２から作動液１を吐出する。
吐出開（Ｔ３）のバルブ操作を行うタイミングは、液圧シリンダ内の圧力状態により決定する。
なお、バルブ切換操作のタイミング調整は、上述の場合と同様である。

吐出閉（Ｔ４）では、切換バルブ１６の吐出側（吐出位置ｃ）から全閉（全閉位置ｂ）への切換操作により、吐出行程を完了させる。
吐出閉（Ｔ４）のバルブ操作を行うタイミングは、駆動軸角度θにより決定する。
なお、バルブ切換操作のタイミング調整は、上述の場合と同様である。

吸込待機（Ｔ５）では、切換バルブ１６の閉（全閉位置ｂ）への切換えにより吐出行程を完了した後、吸込行程に移行する前に、吐出行程時の圧力が残存するシリンダ内圧力が、ポンピング動作に伴いポンプ吸込口の圧力レベルに低下するまで、切換バルブ１６を閉の状態（全閉位置ｂ）で待機する。これにより、シリンダ室内からポンプ吸込口への作動液１の逆流による流量損失およびシリンダ室内の作動液１の閉じ込みによる負圧発生を回避する。

吸込開（Ｔ６）では、切換バルブ１６の全閉（全閉位置ｂ）から吸込側（吸込位置ａ）への切換操作により、吸込行程に移行して、液圧シリンダ１２への作動液１を供給する。
吸込開（Ｔ６）のバルブ操作を行うタイミングは、液圧シリンダ内の圧力状態により決定する。
なお、バルブ切換操作のタイミング調整は、上述の場合と同様である。

本発明の方法では、上述した吸込行程から吐出行程への切換えタイミングを可変制御する。
すなわち、図５（Ｃ）に破線で示したように、本発明の方法では、シリンダ室１２ｃの圧力Ｐと駆動軸１４ａの回転角度に基づき、吸込行程をシリンダ室１２ｃの容積Ｖが減少し続ける圧縮行程４→１→２まで保持し、圧縮行程の途中で吐出行程へ切換える。

ポンプ停止時（Ｓ４）には、各系統の全ての切換バルブ１６を吸込側（吸込位置ａ）に切り換えた状態で、駆動軸１４ａの回転を停止して停止状態に移行させる。
このため、ポンプ停止時には、ポンプ動作時のバルブ操作シーケンスにおいて、各系統の切換バルブ１６毎に、吸込位置ａに移行したタイミングでバルブ操作を停止する。これにより、駆動軸１４ａの回転に伴い切換バルブ１６が吸込側に順次切り換わり、全ての切換バルブ１６が吸込側に切り換わった後に、停止状態に移行する。

図７は、（Ａ）本発明のポンプ１０と（Ｂ）ラジアルエンジン３０の比較図である。
ラジアルエンジン３０は、放射状にピストン３３が配置されており、この点では本発明のポンプ１０と同じである。
しかし、本発明のポンプ１０はラジアルエンジン３０と種々の異なる構造を有し、その結果、本発明のポンプ１０は以下に示す特徴を有する。

（１）ラジアルエンジン３０は、シリンダ３１の中心軸とマスターロッド３２との間に角度を有する。従って、圧力で発生した力がピストン３３を介して摩擦力としてシリンダ壁に作用する。一方、本発明のポンプ１０のシリンダ１３の中心軸は常にその中心軸方向に向いている。その結果、ピストン１２ａはシリンダ壁を押し付けず、摩擦力による摩擦損失は発生しない。
（２）また、本発明のポンプ１０は、ロッド側にもシリンダ室１２ｃを有するため、ロッド側でもポンピングが可能であり、ポンプ１０がコンパクトになる。
（３）ラジアルエンジン３０のマスターロッド３２はピストン３３で支持され、マスターロッド３２はピストン３３とクランクピン３４に連結されている。従って、クランクピン３４を中心とするマスターロッド３２の回転力はシリンダ壁に伝達され、シリンダ壁を強固に保持する必要がある。
一方、本発明のポンプ１０は、各液圧シリンダ１２のヘッド側（外側）が、本体フレーム１１に揺動可能に固定されているため、本体フレーム１１には回転力が作用しないため、本体フレーム１１を軽量化できる。またその結果、本発明のポンプ１０は同じ仕様の標準シリンダで構成することができ、製造コストを大幅に低減することができる。
（４）さらに、本発明のポンプ１０は、同一平面上に複数の液圧シリンダ１２を配置できるので、複数の液圧シリンダ１２からなる１ユニットを薄くでき、これを軸方向に積層することにより、定格容量を容易に増大でき、かつ全体をコンパクトにできる。

上述したように、本発明のポンプ１０には、各シリンダ室１２ｃに切換バルブ１６が設けられる。切換バルブ１６は好ましくは３方弁１６ａであり、吸込位置ａ、全閉位置ｂ、吐出位置ｃの３位置に切換えられる。また作動液１の脈動をなくすために、ピストンタイプとブラダタイプの２種類のアキュムレータ２４ａ，２４ｂが吐出ライン２２に設けられる。

一般的にブラダタイプのアキュムレータ２４ｂは、圧力比が制限され、広い圧力範囲では機能しない。従って、低圧で与圧したピストンタイプと高圧で与圧したブラダタイプの２種類のアキュムレータ２４ａ，２４ｂを採用している。低圧範囲（例えば０．５〜５ＭＰａ）ではピストンタイプが機能するがブラダタイプはその与圧レベルにより機能しない。一方、高圧範囲（例えば５〜５０ＭＰａ）では、ピストンタイプは機能しないがブラダタイプが機能する。従って、異なるタイプのアキュムレータ２４ａ，２４ｂの組合せにより、広い圧力範囲で作動液１の脈動をなくすことができる。

上述したように、切換バルブ１６は、スプールランドにシール２６ｂを持った３方弁１６ａであり、シール２６ｂは中心位置（全閉位置ｂ）で漏れを無くすように機能する。一方、両側（吸込位置ａ、吐出位置ｃ）において、大流量の流路が形成されるため、低い圧力損失が得られかつ切換バルブ１６の作動力を小さくできる。スプール２６ａはサーボモータ２７ａにより位置制御され、スプール２６ａの切換え位置とその作動タイミングは正確に制御される。さらに、切換バルブ１６でロックされた状態で吐出行程又は吸込行程が発生したときに、シリンダ室１２ｃの異常圧を防止するために、吸込側チェック弁１７ａと吐出側チェック弁１７ｂが切換バルブ１６をバイパスして並列に設けられている。

上述したように、駆動軸１４ａの回転により、各ピストン１２ａは往復運動をし、各液圧シリンダ１２に設けられた切換バルブ１６の切換えによりポンピング機能が実現する。各切換バルブ１６は以下の行程を独立して繰り返す。

１．吸込行程
シリンダ室１２ｃが吸込側（吸込ライン２１）に接続され、作動液１がシリンダ室１２ｃに供給される。
２．吐出行程
バルブ位置が中心（全閉位置ｂ）に位置し、シリンダ室１２ｃを出力圧レベルまで圧縮する。
３．吐出行程
シリンダ室１２ｃが出口側（吐出ライン２２）に接続され、作動液１が吐出ライン２２に吐出される。
４．非吐出行程
バルブ位置が中心（全閉位置ｂ）に位置し、シリンダ室１２ｃを吸込圧レベルまで減圧する。

上述した行程により、各シリンダ室１２ｃから吐出行程において加圧された作動液１を吐出ライン２２に吐出することができる。また、本発明では、制御装置１８により、吸込行程から吐出行程への切換えタイミングを可変制御するので、ポンプ効率を低下させることなく吐出流量の可変調節ができ、可変容量機能が実現できる。

図８は、最大容量制御モードにおけるポンプ１０のシュミュレーション結果であり、図９は、部分容量制御モードにおけるポンプ１０のシュミュレーション結果である。
図８、図９において、（Ａ）は駆動軸角度、（Ｂ）はシリンダストローク、（Ｃ）はバルブストローク、（Ｄ）は吐出圧力、（Ｅ）は吐出流量である。また各図における横軸は時間である。
図８、図９から、最大容量制御モードと部分容量制御モードにおいて、吐出圧力は同一であり、部分容量制御モードの吐出流量は最大容量制御モードより少なくなっている、ことがわかる。

上述した可変容量型液圧ポンプ１０を製作し、性能試験を実施した。試験した装置の仕様を表１に示す。

（最大容量制御モード）
各切換バルブ１６は、駆動軸１４ａの回転角度とシリンダ室１２ｃの圧力により独立に作動する。理想的には、スプール２６ａを駆動するサーボモータ２７ａの指令信号は、適切なタイミングでバルブ位置を切り替えるように制御しなければならないが、実際には誤差が発生する。指令信号が適切なタイミングから遅れると、切換バルブ１６に設けられたチェック弁１７ａ、１７ｂがその遅れを補償する。

図１０は、最大負荷において最大容量制御モードにおけるポンプ１０の作動特性を示す図である。この図において、（Ａ）は駆動軸角度、（Ｂ）は吐出流量、（Ｃ）は第１シリンダの圧力変化である。各図における横軸は時間である。また、第２シリンダから第５シリンダの圧力変化は、第１シリンダの圧力変化と同様であった。

図１１、図１２は、最大容量制御モードにおける単一の液圧シリンダ１２の作動特性を示す図であり、図１１は、吸込行程から吐出行程への切換え時、図１２は、吐出行程から吸込行程への切換え時である。
図１１、図１２において、（Ａ）は駆動軸角度、（Ｂ）はシリンダ動作速度、（Ｃ）はバルブ動作信号、（Ｄ）はバルブ動作、（Ｅ）はシリンダ室１２ｃの応答圧力である。各図における横軸は時間である。

図１１、図１２において、シリンダ室１２ｃの吸込と吐出の指令信号は適切なタイミングから遅れているが、吸込と吐出の作動はチェック弁１７ａ、１７ｂの機能により正しく作動している。

（部分容量制御モード）
図１３は、負荷出口圧力が低く、かつ最大容量の約５０％の部分容量制御モードにおけるポンプ１０の作動特性を示す図である。この図において、（Ａ）は駆動軸角度、（Ｂ）は吐出流量、（Ｃ）は第１シリンダの圧力変化である。各図における横軸は時間である。また、第２シリンダから第５シリンダの圧力変化は、第１シリンダの圧力変化と同様であった。

図１４、図１５は、部分容量制御モードにおける単一の液圧シリンダ１２の作動特性を示す図であり、図１４は、吸込行程から吐出行程への切換え時、図１５は、吐出行程から吸込行程への切換え時である。
図１４、図１５において、（Ａ）は駆動軸角度、（Ｂ）はシリンダ動作速度、（Ｃ）はバルブ動作信号、（Ｄ）はバルブ動作、（Ｅ）はシリンダ室１２ｃの応答圧力である。各図における横軸は時間である。

部分容量制御モードにおける切換バルブ１６は、ピストン１２ａが最大速度で作動している圧縮行程の途中で切換えられる。また、吸込圧から吐出圧までシリンダ室１２ｃで圧縮される時間も非常に短い。そのため、部分容量制御モードはバルブ制御と作動液１の脈動にとって最も厳しい状況である。それにも係らず、図１３〜図１５から、本発明のポンプ１０が問題なく正しく作動していることがわかる。

上述した試験結果から、切換バルブ１６のスプール２６ａの移動時間は約６５ｍｓｅｃであり、指令信号から移動開始までに約１５ｍｓｅｃの不作動時間がある。従って指令信号から移動終了までの全体の切換え遅れは約８０ｍｓｅｃであった。しかしその応答特性は負荷条件にかかわらず安定しており、各切換バルブ１６はほとんど同じタイミングを有するので、応答遅れを考慮して指令信号のタイミングを容易に調整することができる。スプール２６ａの作動力は、モータトルクから換算すると、最大駆動力は加速を含めて約１２００Ｎであった。

また、最大容量制御モードと部分容量制御モードにおける効率は、従来の通常の可変容量ポンプと比較して、部分容量条件で効率が低下する点は同じであるが、部分容量条件における効率低下は比較的小さく、比較的広い作動範囲において高効率が実現できる。

上述した本発明によれば、複動形の液圧シリンダ１２と偏心駆動機構１４の組合せでピストン１２ａを軸線に沿って往復動するので、汎用の液圧シリンダ１２を使用して、必要なポンプ性能を容易に実現することができる。

また、切換バルブ１６をデジタル制御する制御装置１８を備え、吸込行程から吐出行程への切換えタイミングを可変制御するので、ポンプ効率を低下させることなく吐出流量の可変調節ができる。

なお、本発明は上述した実施形態に限定されず、特許請求の範囲の記載によって示され、さらに特許請求の範囲の記載と均等の意味および範囲内でのすべての変更を含むものである。
例えば、上述した３方弁１６ａを２つ２方弁に置き換えて、それぞれを独立に制御してもよい。この構成により切換バルブ１６の切換えタイミングをより精密に制御することができる。

ａ 吸込位置、ｂ 全閉位置、ｃ 吐出位置、ｅ 偏心量、
Ｅ 偏心点、Ｏ 軸心、θ 駆動軸角度、１ 作動液、
２ 液圧ポンプ、３ 液圧モータ、４ 風車、５ 発電機、
１０ 可変容量型液圧ポンプ（ポンプ）、１１ 本体フレーム、
１２ 液圧シリンダ、１２ａ ピストン、１２ｂ ピストンロッド、
１２ｃ シリンダ室、１３ シリンダ、１４ 偏心駆動機構、
１４ａ 駆動軸、１４ｂ 偏心軸、１５ａ，１５ｂ 回転位置センサ、
１５ｃ 圧力検出器、１６ 切換バルブ、１６ａ ３方弁、
１７ａ 吸込側チェック弁、１７ｂ 吐出側チェック弁、
１８ 制御装置、１９ リング部材、２０ 回転防止機構、
２０ａ 棒状部材、２１ 吸込ライン、２２ 吐出ライン、
２３ 球面軸受、２４ａ，２４ｂ アキュムレータ、
２６ａ スプール（弁体）、２６ｂ シール、２７ａ サーボモータ、
２７ｂ ボールネジ、２７ｃ ボールナット、３０ ラジアルエンジン、
３１ シリンダ、３２ マスターロッド、３３ ピストン、
３４ クランクピン

Claims (10)

1. 軸線に沿って往復動するピストンと、該ピストンに一端が連結され外部まで軸方向に延びるピストンロッドと、前記ピストンのロッド側及びヘッド側のシリンダ室とを有する複動形の液圧シリンダと、
   軸心を中心に回転駆動される駆動軸と、前記軸心に対して偏心した偏心点を中心とする偏心軸とを有し、前記ピストンロッドの他端を前記液圧シリンダの軸方向に往復動させる偏心駆動機構と、
   前記シリンダ室と作動液の吸込ライン及び吐出ラインの間に設けられその間の連通を開閉する切換バルブと、
   前記切換バルブをデジタル制御する制御装置と、を備え、
   前記吸込ラインから前記シリンダ室に作動液を吸い込む吸込行程から、前記シリンダ室から前記吐出ラインに作動液を吐出する吐出行程への切換えタイミングを可変制御する、ことを特徴とする可変容量型液圧ポンプ。
2. 前記制御装置は、前記シリンダ室の圧力と前記駆動軸の回転角度に基づき、前記吸込行程を前記シリンダ室の容積が減少し続ける圧縮行程まで保持し、該圧縮行程の途中で吐出行程へ切換える、ことを特徴とする請求項１に記載の可変容量型液圧ポンプ。
3. 前記吸込行程において、前記シリンダ室と前記吐出ラインとの連通を全閉し、次いで、前記シリンダ室の圧力が前記吸込ラインの圧力又はそれ以下のときに、前記シリンダ室を前記吸込ラインと連通させ、
   前記吐出行程において、前記シリンダ室と前記吸込ラインとの連通を全閉し、次いで、前記シリンダ室の圧力が前記吐出ラインの圧力又はそれ以上のときに、前記シリンダ室を前記吐出ラインと連通させる、ことを特徴とする請求項１に記載の可変容量型液圧ポンプ。
4. 前記偏心駆動機構は、前記偏心軸の外周面に沿って回転可能に支持された中空円筒形のリング部材と、
   前記リング部材の前記軸心まわりの回転を阻止し、かつ前記偏心に伴う搖動を許容する回転防止機構と、を有し、
   前記ピストンロッドの他端は、前記リング部材に揺動可能に固定されている、ことを特徴とする請求項１に記載の可変容量型液圧ポンプ。
5. 前記回転防止機構は、半径方向に延びる棒状部材であり、
   前記棒状部材の内方端は前記リング部材に前記偏心軸に直交する回転軸を中心に揺動可能に固定され、他端は本体フレームに球面軸受を介して固定されており、
   前記球面軸受は、前記棒状部材の外方端部を揺動可能かつ長手方向に摺動可能に支持する、ことを特徴とする請求項４に記載の可変容量型液圧ポンプ。
6. 前記切換バルブは、スプールがサーボモータにより位置制御された３方弁又は２方弁であり、スプールランドにシールを有する、ことを特徴とする請求項１に記載の可変容量型液圧ポンプ。
7. 前記切換バルブは、前記吸込ラインから前記シリンダ室に作動液を流し前記シリンダ室の負圧化を防止する吸込側チェック弁と、
   前記シリンダ室から前記吐出ラインに作動液を流しその閉じ込めを防止する吐出側チェック弁と、を有する、ことを特徴とする請求項１に記載の可変容量型液圧ポンプ。
8. 前記吐出ラインに、ピストンタイプとブラダタイプの２種のアキュムレータを備える、ことを特徴とする請求項１に記載の可変容量型液圧ポンプ。
9. 軸線に沿って往復動するピストンと、該ピストンに一端が連結され外部まで軸方向に延びるピストンロッドと、前記ピストンのロッド側及びヘッド側のシリンダ室とを有する複動形の液圧シリンダと、
   軸心を中心に回転駆動される駆動軸と、前記軸心に対して偏心した偏心点を中心とする偏心軸とを有し、前記ピストンロッドの他端を前記液圧シリンダの軸方向に往復動させる偏心駆動機構と、
   前記シリンダ室と作動液の吸込ライン及び吐出ラインの間に設けられその間の連通を開閉する切換バルブと、を備えた可変容量型液圧ポンプの制御方法であって、
   前記吸込ラインから前記シリンダ室に作動液を吸い込む吸込行程から、前記シリンダ室から前記吐出ラインに作動液を吐出する吐出行程への切換えタイミングを可変制御する、ことを特徴とする可変容量型液圧ポンプの制御方法。
10. 前記シリンダ室の圧力と前記駆動軸の回転角度に基づき、前記吸込行程を前記シリンダ室の容積が減少し続ける圧縮行程まで保持し、該圧縮行程の途中で吐出行程へ切換える、ことを特徴とする請求項９に記載の可変容量型液圧ポンプの制御方法。

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