WO2020105559A1 - 液圧システム - Google Patents

液圧システム

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WO2020105559A1
WO2020105559A1 PCT/JP2019/044915 JP2019044915W WO2020105559A1 WO 2020105559 A1 WO2020105559 A1 WO 2020105559A1 JP 2019044915 W JP2019044915 W JP 2019044915W WO 2020105559 A1 WO2020105559 A1 WO 2020105559A1
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WO
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pump
rotary
rotary pump
cylinder
hydraulic system
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PCT/JP2019/044915
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哲弘 近藤
広明 三井
敏久 豊田
弘毅 壬生
隆 中辻
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川崎重工業株式会社
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    • F15B7/00—Systems in which the movement produced is definitely related to the output of a volumetric pump; Telemotors
    • F15B7/005—With rotary or crank input
    • F15B7/006—Rotary pump input

Definitions

  • the present invention relates to a hydraulic system including a cylinder.
  • a hydraulic system incorporated in a press machine includes a single rod cylinder that moves a movable object such as a movable type along a vertical direction, and a rotary pump connected to form a closed circuit with the cylinder.
  • a movable object such as a movable type along a vertical direction
  • a rotary pump connected to form a closed circuit with the cylinder.
  • Both rotary pumps are usually driven by servomotors.
  • Patent Document 1 discloses a hydraulic system 100 incorporated in a press machine as shown in FIG.
  • the hydraulic system 100 includes a single rod cylinder 110 arranged so that a rod 112 projects downward from a tube 111 whose both ends are closed. That is, the moving object (movable type) 160 is lowered by the extension of the rod 112, and the moving object 160 is raised by the shortening of the rod 112.
  • the rod-side chamber 113 of the cylinder 110 is connected to both rotary pumps 140 by a first supply / discharge line 120, and the head-side chamber 114 of the cylinder 110 is connected to both rotary pumps 140 by a second supply / discharge line 130.
  • a counter balance valve 121 is provided in the first supply / discharge line 120.
  • a bypass line 122 is connected to the first supply / discharge line 120 so as to bypass the counter balance valve 121, and a speed switching valve 123 is provided in this bypass line 122.
  • the descending speed of the moving object 160 is switched by the speed switching valve 123 between a relatively fast approaching speed and a relatively slow processing speed. That is, at the time of pressing, the counterbalance valve 121 gives a reaction force to the extension of the rod.
  • cylinder speed, stroke or thrust (hereinafter abbreviated as cylinder speed, etc.) Can be controlled stably.
  • energy loss occurs because the hydraulic fluid passes through the counterbalance valve.
  • the counter balance valve may be used to give a reaction force to the shortening of the rod.
  • the counterbalance valve in order to stably control the speed and the like of the cylinder, the counterbalance valve, even when the rod projects upward from the tube as opposed to FIG. 5, or when the axial direction of the single rod cylinder is horizontal, It may be used to give a reaction force to the extension or contraction of the rod. Even with such a configuration, energy loss occurs because the hydraulic fluid passes through the counter balance valve. Further, the counterbalance valve may be used to give a reaction force to the relative movement of the rod with respect to the tube in order to stably control the speeds of both rod cylinders and the like.
  • an object of the present invention is to provide a hydraulic system that can stably control the cylinder speed and the like without using a counterbalance valve.
  • the hydraulic system of the present invention is a cylinder in which the inside of a tube is partitioned into a first pressure chamber and a second pressure chamber by a piston, and the first pressure chamber by a first supply / discharge line.
  • a first rotary pump connected to the first rotary pump, a second rotary pump connected to the second pressure chamber by a second supply / discharge line, and a second rotary pump connected to the first rotary pump to transmit torque.
  • An electric motor for driving the both rotary pumps or the second both rotary pumps, and at least one of the first both rotary pumps and the second both rotary pumps is capable of arbitrarily changing a discharge capacity per one rotation. It is a variable displacement pump.
  • the second both rotary pumps are connected to the first both rotary pumps so that torque can be transmitted, either the first both rotary pumps or the second both rotary pumps are driven by the electric motor. For example, both of them are driven. Since at least one of the first both rotary pumps and the second both rotary pumps is a variable displacement pump in which the discharge capacity per one rotation can be arbitrarily changed, the first both rotary pumps and the second both rotary pumps are Even if the rotation speed ratio is constant, the discharge capacity ratio between the first both rotary pumps and the second both rotary pumps can be appropriately set.
  • the fact that the second rotary pump is connected to the first rotary pump so that torque can be transmitted has a special effect.
  • the first rotary pump and the second rotary pump the one into which the hydraulic fluid discharged from the cylinder flows
  • the potential energy of a moving object can be recovered in the form of rotational torque.
  • the driving force of one of the first rotary pump and the second rotary pump is changed to a torque shape for generating a reaction force against extension or contraction of the rod. Can be collected at. Therefore, it is possible to assist the driving of the other of the first rotary pump and the second rotary pump regardless of the moving direction of the moving object.
  • One of the first rotary pump and the second rotary pump is a variable displacement pump whose discharge capacity per rotation can be arbitrarily changed.
  • the first rotary pump and the second rotary pump The other is a fixed displacement pump in which the discharge capacity per revolution cannot be changed, or a variable capacity in which the discharge capacity per revolution is selectively switched between a first fixed value and a second fixed value.
  • a pump of any type According to this configuration, the cost can be reduced as compared with the case where both the first both rotary pumps and the second both rotary pumps are variable displacement pumps.
  • both the first rotary pump and the second rotary pump may be variable displacement pumps whose discharge capacity per revolution can be arbitrarily changed. According to this structure, more flexible flow rate control is performed as compared with the case where one of the first rotary pump and the second rotary pump is a fixed displacement pump or a variable displacement pump of a discharge displacement switching type. be able to.
  • the first rotary pump includes a cylinder-side port (a pump port whose connection destination is a cylinder) and a non-cylinder-side port (a pump port whose connection destination is not a cylinder) having a diameter larger than that of the cylinder-side port
  • the second both rotary pumps may include a cylinder side port and an anti-cylinder side port having a larger diameter than the cylinder side port.
  • the cylinder may be a double rod cylinder or a single rod cylinder.
  • the hydraulic system described above includes an introduction line connecting the relay line and the tank, and a check provided in the introduction line, which allows a flow from the tank to the relay line but prohibits the reverse flow.
  • the cylinder speed and the like can be stably controlled without using a counter balance valve.
  • FIG. 1 shows a hydraulic system 1A according to the first embodiment of the present invention.
  • the hydraulic system 1A is incorporated in, for example, a press machine.
  • the hydraulic fluid used in the hydraulic system 1A is typically oil, but may be water or the like.
  • the hydraulic system 1A includes a cylinder 5.
  • the cylinder 5 is the single rod cylinder 5 that moves the moving object 10 along the vertical direction.
  • the axial direction of the cylinder 5 does not need to be completely parallel to the vertical direction, and may be slightly inclined (for example, the angle with respect to the vertical direction is 10 degrees or less) with respect to the vertical direction.
  • the axial direction of the cylinder 5 may be horizontal or diagonal.
  • the hydraulic system 1A includes a first both rotary pump 3 and a second both rotary pump 4 which are connected to the cylinder 5 so as to form a closed circuit.
  • the closed circuit is connected to the tank 60 by an inlet line 64 and an outlet line 66.
  • the cylinder 5 has a tube 55 whose both ends are closed by a head cover and a rod cover, a piston 56 that partitions the inside of the tube 55 into a first pressure chamber 51 on the head cover side and a second pressure chamber 52 on the rod cover side, and a piston 56.
  • a rod 57 extending through the rod cover. That is, in this embodiment, the first pressure chamber 51 is the head side chamber and the second pressure chamber 52 is the rod side chamber.
  • the moving object 10 is attached to the tip of the rod 57.
  • the cylinder 5 is arranged so that the rod 57 projects downward from the tube 55. That is, the first pressure chamber 51 is located on the upper side and the second pressure chamber 52 is located on the lower side, and the second pressure chamber is pressurized by the weight of the rod 57 and the moving object 10.
  • the cylinder 5 may be arranged such that the rod 57 projects upward from the tube 55, the second pressure chamber 52 may be located on the upper side, and the first pressure chamber 51 may be located on the lower side.
  • the first both rotary pump 3 includes a cylinder side port 31 and an anti-cylinder side port 32 that are switched between an intake port and a discharge port depending on the rotation direction of the pump.
  • the cylinder side port 31 is connected to the first pressure chamber 51 of the cylinder 5 by a first supply / discharge line 61.
  • the cylinder side port 31 is designed to withstand high pressure, and the non-cylinder side port 32 is kept at low pressure. Therefore, the non-cylinder side port 32 has a larger diameter than the cylinder side port 31.
  • the second both-direction rotary pump 4 includes a cylinder side port 41 and an anti-cylinder side port 42 that are switched between an intake port and a discharge port depending on the rotation direction of the pump.
  • the cylinder side port 41 is connected to the second pressure chamber 52 of the cylinder 5 by a second supply / discharge line 62.
  • the cylinder side port 41 is designed to withstand high pressure, and the non-cylinder side port 42 is kept at low pressure. Therefore, the non-cylinder side port 42 has a larger diameter than the cylinder side port 41.
  • the anti-cylinder side port 42 of the second rotary pump 4 is connected to the anti-cylinder side port 32 of the first rotary pump 3 by a relay line 63. As a result, the hydraulic fluid discharged from one of the first rotary pump 3 and the second rotary pump 4 is guided to the other through the relay line 63.
  • the above-mentioned introduction line 64 and derivation line 66 connect the relay line 63 and the tank 60.
  • the introduction line 64 is provided with a check valve 65
  • the derivation line 66 is provided with a derivation valve 67.
  • the check valve 65 allows the flow from the tank 60 toward the relay line 63, but prohibits the reverse flow.
  • the outlet valve 67 allows a flow from the relay line 63 to the tank 60 when the pressure in the relay line 63 becomes higher than a set value (for example, 0.1 to 2 MPa), and otherwise, the relay line 63. Inhibit flow between the tank and the tank 60.
  • the outlet valve 67 is a check valve in which the cracking pressure is set slightly higher, but the outlet valve 67 may be a relief valve.
  • the first both rotary pumps 3 and the second both rotary pumps 4 are connected so that torque can be transmitted.
  • the first rotary pump 3 and the second rotary pump 4 are coaxially arranged.
  • the rotating shaft of the first both rotary pumps 3 and the rotating shaft of the second both rotary pumps 4 are directly connected by a coupling or the like.
  • a plurality of gears are provided between the rotary shaft of the first rotary pump 3 and the rotary shaft of the second rotary pump 4, and the first rotary pump 3 and the second rotary pump 4 are arranged in parallel. May be done. In this case, the rotation speed of the first both rotary pumps 3 and the rotation speed of the second both rotary pumps 4 may be different.
  • the first rotary pump 3 is a variable displacement pump (swash plate pump or slant shaft pump) whose discharge capacity per rotation can be arbitrarily changed
  • the second rotary pump 4 is It is a fixed displacement pump whose discharge capacity per revolution cannot be changed.
  • the tilt angle that defines the discharge capacity of the first both rotary pumps 3 is adjusted by the regulator 35.
  • the regulator 35 may electrically change the hydraulic pressure acting on the servo piston connected to the swash plate of the first rotary pump 3.
  • an electric actuator connected to the swash plate of the first both rotary pumps 3 may be used.
  • the second both rotary pumps 4 selectively have a discharge capacity per one rotation of either a first fixed value q1 or a second fixed value q2 larger than the first fixed value q1.
  • It may be a variable displacement pump (swash plate pump or swash shaft pump) that can be switched.
  • the speed of the cylinder 5 can be switched between low speed and high speed.
  • the tilt angle that defines the discharge capacity of the second both rotary pumps 4 is adjusted by the regulator 45.
  • the regulator 45 may electrically change the hydraulic pressure acting on the servo piston connected to the swash plate of the second both rotary pumps 4.
  • it may be an electric actuator connected to the swash plate of the second both rotary pumps 4.
  • the first both rotary pumps 3 are driven by the electric motor 2.
  • the rotary shaft of the first both rotary pumps 3 and the rotary shaft of the electric motor 2 are directly connected by a coupling or the like.
  • the rotary shaft of the electric motor 2 may be connected to the rotary shaft of the second rotary pump 4, and the second rotary pump 4 may be driven by the electric motor 2.
  • a servo motor as the electric motor 2
  • a general motor may be used.
  • the first both rotary pumps 3 are connected by the electric motor 2. Is driven, the second both rotary pumps 4 are also driven.
  • the first rotary pump 3 is a variable displacement pump in which the discharge capacity per revolution can be arbitrarily changed, so that even if the rotational speed ratio between the first rotary pump 3 and the second rotary pump 4 is constant.
  • the discharge capacity ratio of the first both rotary pumps 3 and the second both rotary pumps 4 can be appropriately set according to the area difference between the first pressure chamber 51 and the second pressure chamber 52 of the cylinder 5.
  • the first rotary pump 3 is a variable displacement type pump
  • the respective pressures of the supply / discharge lines 61, 62 can be further improved despite the influence of the compressibility of the two supply / discharge lines 61, 62. It can be controlled appropriately. This makes it possible to apply a reaction force to the extension of the cylinder 5 without using the counter balance valve. As a result, the speed of the cylinder 5 and the like can be stably controlled.
  • the potential energy of the moving object 10 can be recovered by the second rotary pump 4 in the form of rotational torque.
  • the second both rotary pumps 4 are connected to the first both rotary pumps 3 so that torque can be transmitted, the drive of the first both rotary pumps 3 can be assisted by the potential energy of the moving object 10. Therefore, the potential energy of the moving object 10 is suppressed from disappearing as heat, and energy is saved. Further, since the calorific value of the hydraulic fluid is reduced, deterioration of the hydraulic fluid when the hydraulic fluid is oil hardly occurs.
  • the effect of being able to assist the driving of the first both rotary pumps 3 can also be obtained when the cylinder 5 moves the moving object 10 along the horizontal direction.
  • the reason is that the driving force of the first both rotary pumps 3 can be recovered in the form of a torque for generating a reaction force against the extension of the rod 57.
  • the non-cylinder side ports 32 and 42 of the first both rotary pumps 3 and the second both rotary pumps 4 are always kept at a low pressure. Therefore, general pumps can be used as the first both rotary pumps 3 and the second both rotary pumps 4. When such two general pumps are used, the cost can be reduced as compared with the hydraulic system 100 using a special pump and a counter balance valve.
  • the respective anti-cylinder side ports (32 or 42) of the first both rotary pumps 3 and the second both rotary pumps 4 are larger in diameter than the cylinder side ports (31 or 41), Since the passage in each pump that communicates with the anti-cylinder side port receives only a lower pressure than the passage that communicates with the cylinder side port, strength that can withstand high pressure is unnecessary and a large passage area can be secured. .. Therefore, it is possible to suppress the pressure loss generated when the hydraulic fluid passes through the passage.
  • the introduction line 64 provided with the check valve 65 and the derivation line 66 provided with the derivation valve 67 are adopted, the first both rotary pumps 3 or the second both rotary pumps 4 are It is possible to prevent the suction flow rate from becoming insufficient and the pressure in the relay line 63 from becoming too high.
  • the second rotary pump 4 is a variable displacement pump in which the discharge capacity per rotation can be arbitrarily changed, and the first rotary pump 3 cannot change the discharge capacity per rotation.
  • a fixed displacement pump may be used.
  • the first rotary pump 3 has a discharge capacity per revolution of a first fixed value q1. It may be a variable displacement pump that can be selectively switched to either the second fixed value q2 or the second fixed value q2.
  • both the first both rotary pumps 3 and the second both rotary pumps 4 may be variable displacement pumps in which the discharge capacity per one rotation can be arbitrarily changed.
  • the flow rate control is more flexible than in the case where one of the first both rotary pumps 3 and the second both rotary pumps 4 is a fixed displacement type pump or a discharge displacement switching type variable displacement type pump. It can be performed.
  • one of the first rotary pump 3 and the second rotary pump 4 is a fixed displacement pump or a discharge displacement variable displacement pump, The cost can be reduced as compared with the case where both the rotary pump 3 and the second both rotary pumps 4 are variable displacement pumps in which the discharge capacity per one rotation can be arbitrarily changed.
  • FIG. 4 shows a hydraulic system 1B according to the second embodiment of the present invention.
  • the same components as those in the first embodiment are designated by the same reference numerals, and the duplicated description will be omitted.
  • a plurality (two in the illustrated example) of cylinders 5 are adopted, and they are double rod cylinders. That is, the two ends of the tube 55 of each cylinder 5 are closed by the two rod covers, and the two rods 57 penetrate the rod covers.
  • all the rods 57 are fixed, and the tubes 55 of all the cylinders 5 are connected by the movable table 15.
  • the moving object 10 is attached to the upper surface and the lower surface of the movable table 15.
  • the first double rotary pump 3 and the second double rotary pump 4 is a variable displacement pump in which the discharge volume per one rotation can be arbitrarily changed, the same as in the first embodiment.
  • the rotational speed ratio between the first rotary pump 3 and the second rotary pump 4 is constant (for example, a ratio other than 1: 1)
  • the discharge capacity of the first rotary pump 3 and the second rotary pump 4 is The ratio can be set appropriately.
  • the pressure of the pressure is reduced despite the influence of the compressibility of the two supply / discharge lines 61, 62.
  • the potential energy of the moving object 10 can be collected by the second both rotary pumps 4 in the form of rotational torque to assist the driving of the first both rotary pumps 3. It is similar to that of the first embodiment.

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Abstract

液圧システムは、チューブの内部がピストンによって第１圧力室と第２圧力室とに仕切られたシリンダと、第１給排ラインにより第１圧力室と接続された第１両回転ポンプと、第２給排ラインにより第２圧力室と接続されるとともに、第１両回転ポンプとトルク伝達可能に連結された第２両回転ポンプと、第１両回転ポンプと第２両回転ポンプの一方から排出された作動液を他方へ導くように第１両回転ポンプと第２両回転ポンプとを接続する中継ラインと、第１両回転ポンプまたは第２両回転ポンプを駆動する電動モータと、を備え、第１両回転ポンプと第２両回転ポンプの少なくとも一方は、一回転当りの吐出容量が任意に変更可能な可変容量型のポンプである。

Description

液圧システム
　本発明は、シリンダを含む液圧システムに関する。
　例えば、プレス機械などに組み込まれる液圧システムには、可動型などの移動物を鉛直方向に沿って移動させる片ロッドシリンダと、このシリンダと閉回路を形成するように接続された両回転ポンプを含むものがある。両回転ポンプは、通常、サーボモータにより駆動される。
　例えば、特許文献１には、図５に示すようなプレス機械に組み込まれる液圧システム１００が開示されている。この液圧システム１００は、両端が閉塞されたチューブ１１１からロッド１１２が下向きに突出するように配置された片ロッドシリンダ１１０を含む。すなわち、ロッド１１２の伸長によって移動物（可動型）１６０が下降され、ロッド１１２の短縮によって移動物１６０が上昇される。
　シリンダ１１０のロッド側室１１３は第１給排ライン１２０により両回転ポンプ１４０と接続されており、シリンダ１１０のヘッド側室１１４は第２給排ライン１３０により両回転ポンプ１４０と接続されている。第１給排ライン１２０には、カウンターバランス弁１２１が設けられている。さらに、第１給排ライン１２０には、カウンターバランス弁１２１をバイパスするようにバイパスライン１２２が接続されており、このバイパスライン１２２に速度切換弁１２３が設けられている。
　移動物１６０の下降速度は、速度切換弁１２３により比較的に速い接近速度と比較的に遅い加工速度との間で切り換えられる。すなわち、プレス時には、カウンターバランス弁１２１によってロッドの伸長に対して反力が与えられる。
特許第４４０２８３０号公報
　図５に示す液圧システム１００のように、プレス時にカウンターバランス弁によってロッドの伸長に対して反力が与えられる構成では、シリンダの速度、ストロークあるいは推力（以下、シリンダの速度等と略する）を安定して制御することができる。しかしながら、この構成では、作動液がカウンターバランス弁を通過するためにエネルギーロスが発生する。なお、カウンターバランス弁は、ロッドの短縮に対して反力を与えるように用いられることもある。
　あるいは、カウンターバランス弁は、図５とは逆にロッドがチューブから上向きに突出する場合でも、片ロッドシリンダの軸方向が水平である場合でも、シリンダの速度等を安定して制御するために、ロッドの伸長または短縮に対して反力を与えるように用いられることがある。このような構成でも、作動液がカウンターバランス弁を通過するためにエネルギーロスが発生する。さらに、カウンターバランス弁は、両ロッドシリンダの速度等を安定して制御するために、チューブに対するロッドの相対移動に対して反力を与えるように用いられることもある。
　そこで、本発明は、カウンターバランス弁を用いずにシリンダの速度等を安定して制御することができる液圧システムを提供することを目的とする。
　前記課題を解決するために、本発明の液圧システムは、チューブの内部がピストンによって第１圧力室と第２圧力室とに仕切られたシリンダと、第１給排ラインにより前記第１圧力室と接続された第１両回転ポンプと、第２給排ラインにより前記第２圧力室と接続されるとともに、前記第１両回転ポンプとトルク伝達可能に連結された第２両回転ポンプと、前記第１両回転ポンプと前記第２両回転ポンプの一方から排出された作動液を他方へ導くように前記第１両回転ポンプと前記第２両回転ポンプとを接続する中継ラインと、前記第１両回転ポンプまたは前記第２両回転ポンプを駆動する電動モータと、を備え、前記第１両回転ポンプと前記第２両回転ポンプの少なくとも一方は、一回転当りの吐出容量が任意に変更可能な可変容量型のポンプである、ことを特徴とする。
　上記の構成によれば、第２両回転ポンプが第１両回転ポンプとトルク伝達可能に連結されているので、電動モータによって第１両回転ポンプと第２両回転ポンプのどちらかが駆動されれば、それらの双方が駆動される。そして、第１両回転ポンプと第２両回転ポンプの少なくとも一方は一回転当りの吐出容量が任意に変更可能な可変容量型のポンプであるので、第１両回転ポンプと第２両回転ポンプの回転数比が一定でも、第１両回転ポンプと第２両回転ポンプとの吐出容量比を適切に設定することができる。これにより、カウンターバランス弁を用いずに、シリンダが片ロッドシリンダの場合はロッドの伸長または短縮に対して、シリンダが両ロッドシリンダの場合はチューブに対するロッドの相対移動に対して反力を与えることができる。その結果、シリンダの速度等を安定して制御することができる。
　さらに、第２両回転ポンプが第１両回転ポンプとトルク伝達可能に連結されていることは、特別な効果を奏する。例えば、シリンダが移動物を鉛直方向に沿って移動させる場合は、移動物の下降時に、第１両回転ポンプと第２両回転ポンプの一方（シリンダから排出される作動液が流入する方）によって移動物の位置エネルギを回転トルクの形で回収することができる。あるいは、シリンダが移動物を水平方向に沿って移動させる場合でも、第１両回転ポンプと第２両回転ポンプの一方の駆動力を、ロッドの伸長または短縮に対する反力を生み出すためのトルクの形で回収することができる。従って、移動物の移動方向に拘らずに、第１両回転ポンプと第２両回転ポンプの他方の駆動をアシストすることができる。
　前記第１両回転ポンプと前記第２両回転ポンプの一方は、一回転当りの吐出容量が任意に変更可能な可変容量型のポンプであり、前記第１両回転ポンプと前記第２両回転ポンプの他方は、一回転当りの吐出容量が変更不能な固定容量型のポンプであるか、一回転当りの吐出容量が第１固定値と第２固定値のどちらかに選択的に切り換えられる可変容量型のポンプであってもよい。この構成によれば、第１両回転ポンプと第２両回転ポンプの双方が可変容量型のポンプである場合に比べて、コストを低減することができる。
　あるいは、前記第１両回転ポンプと前記第２両回転ポンプの双方が、一回転当りの吐出容量が任意に変更可能な可変容量型のポンプであってもよい。この構成によれば、第１両回転ポンプと第２両回転ポンプの一方が固定容量型のポンプまたは吐出容量切換式の可変容量型のポンプである場合に比べて、よりフレキシブルな流量制御を行うことができる。
　前記第１両回転ポンプは、シリンダ側ポート（接続先がシリンダであるポンプポート）と、このシリンダ側ポートよりも大径の反シリンダ側ポート（接続先がシリンダではないポンプポート）を含み、前記第２両回転ポンプは、シリンダ側ポートと、このシリンダ側ポートよりも大径の反シリンダ側ポートを含んでもよい。この構成によれば、第１両回転ポンプおよび第２両回転ポンプのそれぞれにおいて、反シリンダ側ポートと連通するポンプ内の通路はシリンダ側ポートと連通する通路と比較して低い圧力しか受けないので、高い圧力に耐えられる強度は不要となり、通路面積を大きく確保することができる。従って、作動液が通路を通過するときに発生する圧力損失を小さく抑えることができる。
　例えば、前記シリンダは、両ロッドシリンダであってもよいし、片ロッドシリンダであってもよい。
　上記の液圧システムは、前記中継ラインとタンクとを接続する導入ラインと、前記導入ラインに設けられた、前記タンクから前記中継ラインに向かう流れは許容するがその逆の流れは禁止する逆止弁と、前記中継ラインとタンクとを接続する導出ラインと、前記導出ラインに設けられた、前記中継ラインの圧力が設定値よりも高くなったときに前記中継ラインから前記タンクへ向かう流れを許容する導出弁と、をさらに備えてもよい。この構成によれば、第１両回転ポンプまたは第２両回転ポンプの吸入流量が不足すること、および中継ラインの圧力が高くなり過ぎることを防止することができる。
　本発明によれば、カウンターバランス弁を用いずにシリンダの速度等を安定して制御することができる。
本発明の第１実施形態に係る液圧システムの概略構成図である。 第１実施形態の変形例の液圧システムの概略構成図である。 第１実施形態の別の変形例の液圧システムの概略構成図である。 本発明の第２実施形態に係る液圧システムの概略構成図である。 従来の液圧システムの概略構成図である。
　（第１実施形態）
　図１に、本発明の第１実施形態に係る液圧システム１Ａを示す。この液圧システム１Ａは、例えば、プレス機械などに組み込まれる。液圧システム１Ａで用いられる作動液は、典型的には油であるが、水などであってもよい。
　液圧システム１Ａは、シリンダ５を含む。本実施形態では、シリンダ５が、移動物１０を鉛直方向に沿って移動させる片ロッドシリンダ５である。シリンダ５の軸方向は、鉛直方向と完全に平行である必要はなく、鉛直方向に対して僅かに（例えば、鉛直方向に対する角度が１０度以下で）傾いていてもよい。あるいは、シリンダ５の軸方向は水平方向または斜め方向であってもよい。
　さらに、液圧システム１Ａは、シリンダ５と閉回路を形成するように接続された第１両回転ポンプ３および第２両回転ポンプ４を含む。その閉回路は、導入ライン６４および導出ライン６６によりタンク６０と接続されている。
　シリンダ５は、ヘッドカバーおよびロッドカバーにより両端が閉塞されたチューブ５５と、チューブ５５の内部をヘッドカバー側の第１圧力室５１とロッドカバー側の第２圧力室５２とに仕切るピストン５６と、ピストン５６からロッドカバーを貫通して延びるロッド５７を含む。つまり、本実施形態では、第１圧力室５１がヘッド側室、第２圧力室５２がロッド側室である。そして、ロッド５７の先端に移動物１０が取り付けられている。
　本実施形態では、シリンダ５がロッド５７がチューブ５５から下向きに突出するように配置されている。すなわち、第１圧力室５１が上側、第２圧力室５２が下側に位置し、第２圧力室がロッド５７および移動物１０の自重により加圧される。ただし、シリンダ５がロッド５７がチューブ５５から上向きに突出するように配置され、第２圧力室５２が上側、第１圧力室５１が下側に位置してもよい。
　第１両回転ポンプ３は、当該ポンプの回転方向によって吸入ポートとなるか吐出ポートとなるかが切り換わるシリンダ側ポート３１および反シリンダ側ポート３２を含む。シリンダ側ポート３１は、第１給排ライン６１によりシリンダ５の第１圧力室５１と接続されている。シリンダ側ポート３１は高圧に耐えられるように設計され、反シリンダ側ポート３２は低圧に保たれる。このため、反シリンダ側ポート３２はシリンダ側ポート３１よりも大径である。
　第２両回転ポンプ４は、当該ポンプの回転方向によって吸入ポートとなるか吐出ポートとなるかが切り換わるシリンダ側ポート４１および反シリンダ側ポート４２を含む。シリンダ側ポート４１は、第２給排ライン６２によりシリンダ５の第２圧力室５２と接続されている。シリンダ側ポート４１は高圧に耐えられるように設計され、反シリンダ側ポート４２は低圧に保たれる。このため、反シリンダ側ポート４２はシリンダ側ポート４１よりも大径である。
　第２両回転ポンプ４の反シリンダ側ポート４２は、中継ライン６３により第１両回転ポンプ３の反シリンダ側ポート３２と接続されている。これにより、第１両回転ポンプ３と第２両回転ポンプ４の一方から排出された作動液が中継ライン６３を通じて他方へ導かれる。
　上述した導入ライン６４および導出ライン６６は、中継ライン６３とタンク６０とを接続する。導入ライン６４には逆止弁６５が設けられており、導出ライン６６には導出弁６７が設けられている。逆止弁６５は、タンク６０から中継ライン６３に向かう流れは許容するがその逆の流れは禁止する。
　導出弁６７は、中継ライン６３の圧力が設定値（例えば、０．１～２ＭＰａ）よりも高くなったときに中継ライン６３からタンク６０へ向かう流れを許容し、それ以外のときは中継ライン６３とタンク６０との間の流れを禁止する。本実施形態では、導出弁６７が、クラッキング圧が少し高く設定された逆止弁であるが、導出弁６７はリリーフ弁であってもよい。
　第１両回転ポンプ３と第２両回転ポンプ４とは、トルク伝達可能に連結されている。本実施形態では、第１両回転ポンプ３と第２両回転ポンプ４とが同軸上に配置されている。例えば、第１両回転ポンプ３の回転軸と第２両回転ポンプ４の回転軸とがカップリングなどにより直接的に連結される。
　ただし、第１両回転ポンプ３の回転軸と第２両回転ポンプ４の回転軸との間に複数のギアが設けられ、第１両回転ポンプ３と第２両回転ポンプ４とが並列に配置されてもよい。この場合、第１両回転ポンプ３の回転数と第２両回転ポンプ４の回転数とを異ならせてもよい。
　本実施形態では、第１両回転ポンプ３が、一回転当りの吐出容量が任意に変更可能な可変容量型のポンプ（斜板ポンプまたは斜軸ポンプ）であり、第２両回転ポンプ４が、一回転当りの吐出容量が変更不能な固定容量型のポンプである。第１両回転ポンプ３の吐出容量を規定する傾転角は、レギュレータ３５により調整される。例えば、レギュレータ３５は、第１両回転ポンプ３が斜板ポンプである場合、第１両回転ポンプ３の斜板と連結されたサーボピストンに作用する油圧を電気的に変更するものであってもよいし、第１両回転ポンプ３の斜板と連結された電動アクチュエータであってもよい。
　なお、第２両回転ポンプ４は、図２に示すように、一回転当りの吐出容量が第１固定値ｑ１と第１固定値ｑ１よりも大きな第２固定値ｑ２のどちらかに選択的に切り換えられる可変容量型のポンプ（斜板ポンプまたは斜軸ポンプ）であってもよい。この構成によれば、シリンダ５の速度を低速にするか高速にするかを切り換えることができる。この場合、第２両回転ポンプ４の吐出容量を規定する傾転角は、レギュレータ４５により調整される。例えば、レギュレータ４５は、第２両回転ポンプ４が斜板ポンプである場合、第２両回転ポンプ４の斜板と連結されたサーボピストンに作用する油圧を電気的に変更するものであってもよいし、第２両回転ポンプ４の斜板と連結された電動アクチュエータであってもよい。
　図１に戻って、本実施形態では、第１両回転ポンプ３が、電動モータ２によって駆動される。例えば、第１両回転ポンプ３の回転軸と電動モータ２の回転軸とがカップリングなどにより直接的に連結される。ただし、第２両回転ポンプ４の回転軸に電動モータ２の回転軸が連結され、第２両回転ポンプ４が電動モータ２によって駆動されてもよい。電動モータ２としては、サーボモータを用いることが望ましいが、一般的なモータが用いられてもよい。
　以上説明したように、本実施形態の液圧システム１Ａでは、第２両回転ポンプ４が第１両回転ポンプ３とトルク伝達可能に連結されているので、電動モータ２によって第１両回転ポンプ３が駆動されれば、第２両回転ポンプ４も駆動される。そして、第１両回転ポンプ３は一回転当りの吐出容量が任意に変更可能な可変容量型のポンプであるので、第１両回転ポンプ３と第２両回転ポンプ４の回転数比が一定でも、第１両回転ポンプ３と第２両回転ポンプ４との吐出容量比をシリンダ５の第１圧力室５１と第２圧力室５２との面積差に応じて適切に設定することができる。さらに、第１両回転ポンプ３が可変容量型のポンプであることにより、二つの給排ライン６１，６２の圧縮性等による影響にも拘らず、給排ライン６１，６２のそれぞれの圧力をより適切に制御することができる。これにより、カウンターバランス弁を用いずにシリンダ５の伸長に対して反力を与えることができる。その結果、シリンダ５の速度等を安定して制御することができる。
　さらに、本実施形態では、移動物１０の下降時に、第２両回転ポンプ４によって移動物１０の位置エネルギを回転トルクの形で回収することができる。しかも、第２両回転ポンプ４は第１両回転ポンプ３とトルク伝達可能に連結されているので、移動物１０の位置エネルギにより第１両回転ポンプ３の駆動をアシストすることができる。従って、移動物１０の位置エネルギが熱となって消失することが抑制され、省エネルギとなる。また、作動液の発熱量が減少することから、作動液が油である場合の作動液の劣化が生じ難い。
　なお、上記の第１両回転ポンプ３の駆動をアシストすることができるという効果は、シリンダ５が移動物１０を水平方向に沿って移動させる場合にも得ることができる。その理由は、第１両回転ポンプ３の駆動力を、ロッド５７の伸長に対する反力を生み出すためのトルクの形で回収することができるからである。
　ところで、図５に示すような従来の液圧システム１００では、両回転ポンプ１４０の両ポートが同時ではないにせよ、高圧になる場合があるので、両回転ポンプ１４０として特殊なポンプを用いる必要があり、コストが高い。
　これに対し、本実施形態では、第１両回転ポンプ３および第２両回転ポンプ４の反シリンダ側ポート３２，４２が常に低圧に保たれる。従って、第１両回転ポンプ３および第２両回転ポンプ４として一般的なポンプを用いることができる。このような一般的な２つのポンプを用いた場合には、特殊なポンプとカウンターバランス弁を用いた液圧システム１００に比べてコストを低減することができる。
　特に、本実施形態のように第１両回転ポンプ３および第２両回転ポンプ４のそれぞれの反シリンダ側ポート（３２または４２）がシリンダ側ポート（３１または４１）よりも大径であれば、反シリンダ側ポートと連通する各ポンプ内の通路はシリンダ側ポートと連通する通路と比較して低い圧力しか受けないので、高い圧力に耐えられる強度は不要となり、通路面積を大きく確保することができる。従って、作動液が通路を通過するときに発生する圧力損失を小さく抑えることができる。
　さらに、本実施形態では、逆止弁６５が設けられた導入ライン６４および導出弁６７が設けられた導出ライン６６が採用されているので、第１両回転ポンプ３または第２両回転ポンプ４の吸入流量が不足すること、および中継ライン６３の圧力が高くなり過ぎることを防止することができる。
　＜変形例＞
　図３に示すように、第２両回転ポンプ４が一回転当りの吐出容量が任意に変更可能な可変容量型のポンプであり、第１両回転ポンプ３が一回転当りの吐出容量が変更不能な固定容量型のポンプであってもよい。あるいは、第２両回転ポンプ４が一回転当りの吐出容量が任意に変更可能な可変容量型のポンプである場合、第１両回転ポンプ３は、一回転当りの吐出容量が第１固定値ｑ１と第２固定値ｑ２のどちらかに選択的に切り換えられる可変容量型のポンプであってもよい。
　または、第１両回転ポンプ３と第２両回転ポンプ４の双方が、一回転当りの吐出容量が任意に変更可能な可変容量型のポンプであってもよい。この構成によれば、第１両回転ポンプ３と第２両回転ポンプ４の一方が固定容量型のポンプまたは吐出容量切換式の可変容量型のポンプである場合に比べて、よりフレキシブルな流量制御を行うことができる。ただし、図１または図３に示すように第１両回転ポンプ３と第２両回転ポンプ４の一方が固定容量型のポンプまたは吐出容量切換式の可変容量型のポンプであれば、第１両回転ポンプ３と第２両回転ポンプ４の双方が一回転当りの吐出容量が任意に変更可能な可変容量型のポンプである場合に比べて、コストを低減することができる。
　（第２実施形態）
　図４に、本発明の第２実施形態に係る液圧システム１Ｂを示す。なお、本実施形態において、第１実施形態と同一構成要素には同一符号を付し、重複した説明は省略する。
　本実施形態の液圧システム１Ｂでは、複数（図例では２つ）のシリンダ５が採用され、それらは両ロッドシリンダである。つまり、各シリンダ５のチューブ５５の両端は２つのロッドカバーによりが閉塞されており、それらのロッドカバーを２つのロッド５７がそれぞれ貫通している。
　また、本実施形態では、全てのロッド５７が固定され、全てのシリンダ５のチューブ５５同士が可動テーブル１５で連結されている。そして、この可動テーブル１５の上面および下面に、移動物１０が取り付けられている。
　このような構成でも、第１両回転ポンプ３と第２両回転ポンプ４の少なくとも一方が一回転当りの吐出容量が任意に変更可能な可変容量型のポンプであれば、第１実施形態と同様に、第１両回転ポンプ３と第２両回転ポンプ４の回転数比が一定（例えば、１：１以外の比）でも、第１両回転ポンプ３と第２両回転ポンプ４との吐出容量比を適切に設定することができる。さらに、第１両回転ポンプ３と第２両回転ポンプ４の少なくとも一方が可変容量型のポンプであることにより、二つの給排ライン６１，６２の圧縮性等による影響にも拘らず、圧力の高さの違いによりポンプ内部漏れ量が変化したとしても、給排ライン６１，６２のそれぞれの圧力をより適切に制御することができる。これにより、カウンターバランス弁を用いずにチューブ５５に対するロッド５７の相対移動に対して反力を与えることができる。その結果、シリンダ５の速度等を安定して制御することができる。
　なお、移動物１０の下降時に、第２両回転ポンプ４によって移動物１０の位置エネルギを回転トルクの形で回収して、第１両回転ポンプ３の駆動をアシストすることができる点は、第１実施形態と同様である。
　（その他の実施形態）
　本発明は上述した実施形態に限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲で種々の変形が可能である。
　１Ａ，１Ｂ　液圧システム
　２　　電動モータ
　３　　第１両回転ポンプ
　４　　第２両回転ポンプ
　５　　シリンダ
　５１　第１圧力室
　５２　第２圧力室
　５５　チューブ
　５６　ピストン
　６０　タンク
　６１　第１給排ライン
　６２　第２給排ライン
　６３　中継ライン
　６４　導入ライン
　６５　逆止弁
　６６　導出ライン
　６７　導出弁

Claims (7)

  1. 　チューブの内部がピストンによって第１圧力室と第２圧力室とに仕切られたシリンダと、
    　第１給排ラインにより前記第１圧力室と接続された第１両回転ポンプと、
    　第２給排ラインにより前記第２圧力室と接続されるとともに、前記第１両回転ポンプとトルク伝達可能に連結された第２両回転ポンプと、
    　前記第１両回転ポンプと前記第２両回転ポンプの一方から排出された作動液を他方へ導くように前記第１両回転ポンプと前記第２両回転ポンプとを接続する中継ラインと、
    　前記第１両回転ポンプまたは前記第２両回転ポンプを駆動する電動モータと、を備え、
    　前記第１両回転ポンプと前記第２両回転ポンプの少なくとも一方は、一回転当りの吐出容量が任意に変更可能な可変容量型のポンプである、液圧システム。
  2. 　前記第１両回転ポンプと前記第２両回転ポンプの一方は、一回転当りの吐出容量が任意に変更可能な可変容量型のポンプであり、
    　前記第１両回転ポンプと前記第２両回転ポンプの他方は、一回転当りの吐出容量が変更不能な固定容量型のポンプであるか、一回転当りの吐出容量が第１固定値と第２固定値のどちらかに選択的に切り換えられる可変容量型のポンプである、請求項１に記載の液圧システム。
  3. 　前記第１両回転ポンプと前記第２両回転ポンプの双方が、一回転当りの吐出容量が任意に変更可能な可変容量型のポンプである、請求項１に記載の液圧システム。
  4. 　前記第１両回転ポンプは、シリンダ側ポートと、このシリンダ側ポートよりも大径の反シリンダ側ポートを含み、
    　前記第２両回転ポンプは、シリンダ側ポートと、このシリンダ側ポートよりも大径の反シリンダ側ポートを含む、請求項１～３の何れか一項に記載の液圧システム。
  5. 　前記シリンダは、両ロッドシリンダである、請求項１～４の何れか一項に記載の液圧システム。
  6. 　前記シリンダは、片ロッドシリンダである、請求項１～４の何れか一項に記載の液圧システム。
  7. 　前記中継ラインとタンクとを接続する導入ラインと、
    　前記導入ラインに設けられた、前記タンクから前記中継ラインに向かう流れは許容するがその逆の流れは禁止する逆止弁と、
    　前記中継ラインとタンクとを接続する導出ラインと、
    　前記導出ラインに設けられた、前記中継ラインの圧力が設定値よりも高くなったときに前記中継ラインから前記タンクへ向かう流れを許容する導出弁と、
    をさらに備える、請求項１～６の何れか一項に記載の液圧システム。
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