JP3922577B2 - 両回転形液圧ポンプ装置 - Google Patents

Description

本発明は、可変速モータ（ＡＣサーボモータ、インバータ制御モータ）と両回転ポンプを使用し、省エネ、高精度を計る油圧システムに関し、可変速モータの容量を小さくし、システム全体の省エネ・コンパクト化を実現するための技術に関する。

可変速モータと両回転ポンプを使用する油圧システムにおいて、使用する両回転ポンプには例えば特許文献１に記載のように種々の組み合わせがある。また、かかる油圧システムでは流量、圧力及びモータ容量の関係は次のようである。モータの回転数で制御されるポンプの吐出流量で、シリンダー等のアクチュエータの速度・荷重を制御する。速度制御は、Ｖ（速度）＝Ｑ（流量）／Ａ（断面積）の式よりポンプ吐出量とシリンダーの受圧面積で決まる。荷重制御は、Ｆ（荷重）＝Ｐ（圧力）×Ａ（断面積）の式より、シリンダー等の保持圧力と断面積で決まる。この時、ポンプはシリンダ等のアクチュエータ等のシステム内の漏れを補い保圧に必要な流量分しか吐出しない。よって、モータは低速でしか回転しないため、常時モータが定回転する従来のシステムに対し、省エネが計れる。吐出量はモータの回転数Ｎで制御するため、このシステムでのポンプは、通常、定容量形ポンプが使用される。システム内のポンプ、可変速モータ選定については、速度制御時に必要な吐出量より、ポンプ容量を決定する。計算式は Ｑ（吐出量）＝ｑ（ポンプ容量）×Ｎ（回転数）となる。その後、荷重制御時に必要なトルクより可変速モータを選定する。但し、トルクは、Ｔ＝Ｐ（保圧力）×ｑ（ポンプ容量）となり、ポンプ容量が大きくなると可変速モータの容量も大きくなる問題がある。また、荷重制御時必要な吐出量は、システム上のリーク分で非常に少いため、モータ回転数も低速になる。低速回転ではポンプ効率が低下するため、高速回転で使用する場合に対し、ポンプ効率が悪い分だけ、モータ容量を大きくする必要がある。
特開昭６３−２３００２号公報 第１図、第１３図、第１８図

そこで、特許文献１においては、ポンプ／シリンダの組合わせの場合ポンプを可変容量型に置き変えると出力一定の法則よりポンプの吐出量大のときはピストンの高速動作（但し加圧力は弱い）、吐出量小のときは大加圧力の特性が得られることが開示されており、これによりモータ容量を小さくすることができる。しかしながら、特許文献１においては、定馬力型の圧力・流量特性のグラフが開示されているのみで可変容量型のポンプの具体的な例については記載がない。また、定馬力型の場合は、負荷圧力によりポンプ容量が変化するので、安定した回転数や高い応答性を得ることができない。また、制御方法も複雑になり、かかるシステムには使用が困難であるという問題があった。また、モータ容量を小さくするために使用される回路として、低圧大容量固定ポンプと高圧小容量固定ポンプを直結したいわゆる高低圧回路、あるいは二圧二流量特性の可変容量ポンプ回路が知られている。しかし、かかる回路の両回転形液圧ポンプ装置への適用さらにはその具体的な内容については開示されていない。

本発明の課題は前述した問題点に鑑みて、二圧二流量の可変容量ポンプを用い可変速モータ容量を小さくした両回転形液圧ポンプ装置提供することである。

本発明においては、相互に液体を吸入排出可能にされた一組の吸排口を有する両回転形液圧ポンプと、前記両回転形液圧ポンプを駆動する可変速モータと、前記可変速モータの回転方向及び回転数を制御し前記両回転形液圧ポンプの吸排出量を制御するようにされた制御装置と、を備えた両回転形液圧ポンプ装置であって、前記両回転形液圧ポンプは、斜板の傾転角の増減により一回転当たり吐出量が増減する斜板式可変容量型ピストンポンプであり、前記斜板の傾斜角を増す方向に付勢するスプリングと、を有しており、外部からの供給圧力を受けて前記斜板の傾斜角を減ずる方向へ付勢する圧力ピストンと、供給されるポンプの負荷圧力が所定圧力より高い時に前記圧力ピストンに前記負荷圧力を供給し、所定圧より低いときに前記圧力ピストン内の供給圧力をタンク側へ開放するようにされた二位置弁と、を一組として、二組設け、前記一組の吸排口のそれぞれから、前記二位置弁のそれぞれの組にポンプ負荷圧力を供給するようにされた二圧二流量可変ピストンポンプである両回転形液圧ポンプ装置を提供することにより前述した課題を解決した。

即ち、供給されるポンプの負荷圧力が所定圧力より高い時に圧力ピストンに負荷圧力を供給し、所定圧より低いときに圧力ピストン内の供給圧力をタンク側へ開放するようにする二位置弁により、斜板の傾転角を切換可能にした従来と同様な二圧二流量可変容量ポンプを用い、吸排口の高い方の圧力をポンプの負荷圧として導くように二組の圧力ピストンと二位置弁を用いた。これにより、ポンプ回転方向にかかわらず高圧側の負荷によりポンプ傾転角を規制できる。

さらに、一組の吸排口の吐出圧力に対する高低圧の切換時圧力を別々に設定できる。

本発明によれば、二組の圧力ピストンと二位置弁を用いて、一組の吸排口の吐出圧力に対する高低圧の切換時圧力を別々に設定できるようにしたので、モータ容量を小さくするばかりでなく、シリンダ等のアクチュエータの作動方向により制御速度や、制御圧力が大きく異なる場合に有用なものとなった。なお、ポンプをピストンポンプとしたのは低回転数から高回転数に渡って容積効率、機械効率がよく可変機構も比較的簡単であり、本発明の可変速モータ制御に適しているからである。

本発明の実施の形態について図を参照して説明する。まず、図１は二圧二流量可変ピストンポンプにシャトル弁を用いた両回転形液圧ポンプ装置の油圧回路図、図３は二圧二流量可変ピストンポンプの圧力−流量特性である。図１において、両回転形液圧ポンプ装置２１は、相互に液体を吸入排出可能にされた一組の吸排口１，２を有する両回転形液圧ポンプ３と、両回転形液圧ポンプを駆動する可変速モータ４と、可変速モータの回転方向及び回転数を制御し両回転形液圧ポンプの吸排出量を制御するようにされた制御装置５とを備えている。吸排口１，２はそれぞれアクチュエータである両ロッドシリンダ１１の配管ポート１２ｈ、１２ｒに接続されている。両ロッドシリンダの一方のロッド１２ａの先端には荷重を検出するロードセル１３と、速度を検出するリニアスケール１４が設けられており、圧力、速度信号を制御装置５にフィードバックすることにより可変速モータ４をフィードバック制御し、両ロッドシリンダの動きを制御するようにされている。

両回転形液圧ポンプ３は、斜板６の傾転角の増減により一回転当たり吐出量が増減する斜板式可変容量型ピストンポンプであり、斜板６の傾斜角を増す方向に付勢するスプリング７と、外部からの供給圧力を受けて前記斜板の傾斜角を減ずる方向へ付勢する圧力ピストン８と、供給されるポンプの負荷圧力Ｐが所定圧力Ｐ１より高い時にｂ位置となり前記圧力ピストンに負荷圧力を供給し、所定圧より低いときにａ位置となり圧力ピストン内の供給圧力をタンク側へ開放するようにされた二位置弁９とが設けられている。所定圧力Ｐ１はスプリング１９により調整可能にされる。なお、スプリング７、圧力ピストン８、二位置弁９を総称して圧力コンペンセータと呼ばれる。また、二位置弁９に一組の吸排口１，２の高い方の圧力をポンプの負荷圧Ｐとして導くようにされたシャトル弁１１が接続されている。

かかる二圧二流量ピストンポンプ３の圧力−流量特性は図３に示すように、二位置弁に供給される負荷圧力Ｐが所定圧力のＰ１までは、二位置弁９はａ位置であり、圧力ピストン８とタンク１０と連通されており、スプリング７により斜板６の傾転角が最大位置にされポンプの一回転当たり吐出量がｑ１ｃｃ／ｒｅｖとされる。負加圧力Ｐが高くなり所定圧力のＰ１を超えると二位置弁９はｂ位置となり、圧力ピストンに負荷圧力Ｐを供給し、スプリング７に抗して斜板６傾転角を最小位置とし、ポンプの一回転当たり吐出量がｑ２ｃｃ／ｒｅｖとするようにされている。可変速モータが必要なトルクは、従来の定容量形ポンプを使用した場合Ｐ２×ｑ１／（２×π×η２）であるが、二圧二流量ピストンポンプによりトルクがＰ２×ｑ２／（２×π×η２）又はＰ１×ｑ１／（２×π×η１）と小さくなり、モータ容量が小さくできる。また、シャトル弁１１を用い、負加圧力Ｐの高い方を二位置弁９に供給するようにしているので、両回転方向での二圧二流量制御ができる。

また、図１において、例えば、二圧二流量ピストンポンプ３は、軸１５で直結した可変速モータ４で回転させ、図で上側の吸排口１から油を吐出し、シリンダ１２のロッド１２ａを図でみて下方向に作動させる。負荷がない場合は高速で送る速度制御を行う。この時のシリンダ速度はシリンダ断面積とポンプの吐出量とで決定される。負荷圧力Ｐは圧力損失、摺動抵抗により吸排口１側が２側よりもやや高くシャトル弁１１により吸排口１側の圧力が二位置弁９に供給される。負荷圧力ＰはＰ１より低いので、二位置弁９はａ位置のまま、速度制御が行われる。圧力が低いのでポンプ吐出量もｑ１と大きいので、可変速モータの負荷トルクは大きいが回転数は低い値でよく、可変速モータの必要出力も少ない。ワーク等に達するとシリンダ圧力が上昇し、荷重制御あるいは保圧制御が行われる。荷重制御時はポンプ吐出側１の負加圧力Ｐが上昇しＰ１を超えるとスプリング１９に抗して二位置弁９がｂ位置となり負荷圧力Ｐを圧力ピストン８に供給しスプリング７に抗して斜板６の傾転角を最小にしポンプ掃出量をｑ２と小さくなる。圧力は高くなるがポンプ容量が低くなるため可変速モータ回転数の回転数低下を少なくすることができ、ピストンポンプの効率低下を低減する。また、可変速モータの必要出力も小さくできる。これにより、可変速モータの容量を小さくでき、低回転時の回転数をできるだけ大きくしたので電気、油圧共効率のよりよい状態で使用できる。

回転方向を逆にした場合には、シャトル弁１１により吸排口２の負荷圧力が二位置弁９に供給されるので、同様な作動が可能である。このように、シャトル弁１１を追加するだけで従来の二圧二流量可変ピストンポンプの両回転形液圧ポンプ装置への適用が容易にできる。なお、シール、ポート形状等固定容量型ピストンポンプを両回転形に変更すると同様な変更が必要であることはいうまでもない。また、両ロッドシリンダの場合について述べたが、片ロッドシリンダの場合にも適用できる。この場合は、シリンダとポンプの容量差によって生じる油の過不足を補うためバキュームチェックバルブ等を適宜設ける。また、油圧モータ等の他のアクチュエータにも適用できる。

次に、本発明の実施の形態について図を参照して説明する。図２は本発明の実施の形態を示す二圧二流量可変ピストンポンプを用いた両回転形液圧ポンプ装置の油圧回路図である。図２に示すものは、前述したシャトル弁１１で切り換える方法ではなく、ポンプ３の各（吸排口）ポート１，２に圧力ピストン８ａ，８ｂ及びスプリング７及び二位置弁９ａ，９ｂを取り付けたもので図１と同様な部分については、同符号を付し説明の一部を省略する。図２において、両回転形液圧ポンプ３は、斜板６の傾転角の増減により一回転当たり吐出量が増減する斜板式可変容量型ピストンポンプであり、斜板の傾斜角を増す方向に付勢するスプリング７を有しており、外部からの供給圧力を受けて斜板６の傾斜角を減ずる方向へ付勢する圧力ピストン８ａ，８ｂと、供給されるポンプの負荷圧力Ｐが所定圧力より高い時に圧力ピストンに負荷圧力を供給し、所定圧より低いときに圧力ピストン内の供給圧力をタンク側へ開放するようにされた二位置弁９ａ，９ｂを一組として、二組設け、一組の吸排口１，２のそれぞれから、二位置弁９ａ，９ｂのそれぞれの組にポンプ負荷圧力Ｐを供給するようにされている。シャトル弁の場合は、高低圧の切換時の圧力は一組の吸排口のどちらも同じ圧力設定しかできないが、この例では別々に設定でき、ロッドの作動方向での負荷状況の変化に応じて制御の自由度が増す。

二圧二流量可変ピストンポンプにシャトル弁を用いた両回転形液圧ポンプ装置の油圧回路図である。 本発明の実施の形態を示す二圧二流量可変ピストンポンプを用いた両回転形液圧ポンプ装置の油圧回路図である。 二圧二流量可変ピストンポンプの圧力−流量特性である。

符号の説明

１、２ 吸排口
３ 両回転形液圧ポンプ（斜板式二圧二流量可変容量型ピストンポンプ）
４ 可変速モータ
５ 制御装置
６ 斜板
７ スプリング
８ａ、８ｂ 圧力ピストン
９ａ、９ｂ 二位置弁
１０ タンク
２１、３１ 両回転形液圧ポンプ装置
Ｐ 負荷圧力
Ｐ１ 所定圧力

Claims (1)

1. 相互に液体を吸入排出可能にされた一組の吸排口を有する両回転形液圧ポンプと、前記両回転形液圧ポンプを駆動する可変速モータと、前記可変速モータの回転方向及び回転数を制御し前記両回転形液圧ポンプの吸排出量を制御するようにされた制御装置と、を備えた両回転形液圧ポンプ装置であって、前記両回転形液圧ポンプは、斜板の傾転角の増減により一回転当たり吐出量が増減する斜板式可変容量型ピストンポンプであり、前記斜板の傾斜角を増す方向に付勢するスプリングと、を有しており、外部からの供給圧力を受けて前記斜板の傾斜角を減ずる方向へ付勢する圧力ピストンと、供給されるポンプの負荷圧力が所定圧力より高い時に前記圧力ピストンに前記負荷圧力を供給し、所定圧より低いときに前記圧力ピストン内の供給圧力をタンク側へ開放するようにされた二位置弁と、を一組として、二組設け、前記一組の吸排口のそれぞれから、前記二位置弁のそれぞれの組にポンプ負荷圧力を供給するようにされた二圧二流量可変ピストンポンプであることを特徴とする両回転形液圧ポンプ装置。

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