JP2006118478A - Pump - Google Patents

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a pump capable of effectively suppressing response delay by considering an eddy current loss and a natural frequency. <P>SOLUTION: This pump can solve problems on responsiveness by determining the diameter or thickness D of a first ultra magnetostrictive element (first actuator part) and a second ultra magnetostrictive element (second actuator part) 2b so that an expression f≥68710/D<SP>2</SP>can be established for a requested frequency f when the diameter or the thickness is D mm. <P>COPYRIGHT: (C)2006,JPO&NCIPI

Description

本発明は、ポンプに関し、特に小型で流体を微量にかつ高圧高精度に吐出する超磁歪ポンプに好適なポンプに関するものであり、例えば、高速回転を目的とした工作機械主軸用のための微量潤滑ポンプ、燃費向上を目的として高圧高精度に燃料を噴射するガソリンエンジン用もしくは燃料電池用の燃料噴射ポンプ、もしくは排出ガスの環境基準を満たすために高圧に燃料を噴射するディーゼルエンジンの燃料噴射ポンプ、および小型で高精度の位置決め精度を要する油圧アクチュエータを構成する小型油圧ポンプなどに利用されると好適なポンプに関する。   The present invention relates to a pump, and more particularly to a pump suitable for a giant magnetostrictive pump that discharges a small amount of fluid with a high pressure and high accuracy, for example, a micro lubrication for a machine tool spindle for high-speed rotation. A fuel injection pump for a gasoline engine or a fuel cell that injects fuel with high pressure and high precision for the purpose of improving fuel efficiency, or a fuel injection pump for a diesel engine that injects fuel at a high pressure to meet the environmental standards of exhaust gas, The present invention also relates to a pump that is suitable for use in a small hydraulic pump that constitutes a small hydraulic actuator that requires high precision positioning accuracy.

ポンプは、流体機械であり、本来的に、流体に圧力もしくは速度を与え、移動させることを目的としている、その性能は、ポンプの吐出圧力Ｐ、吐出流量Ｑ、および吐出揚程Ｈなどで評価される。ポンプは、一般にモータやエンジン等の原動機を駆動源とすることが多く、ポンプの性能もその駆動源の能力に左右されることが多い。   The pump is a fluid machine, and is originally intended to give pressure or speed to the fluid and move it. Its performance is evaluated by the pump discharge pressure P, the discharge flow rate Q, and the discharge head H. The In general, a pump is often driven by a prime mover such as a motor or an engine, and the performance of the pump is often influenced by the capability of the drive source.

駆動源の機械的仕事をポンプの仕事に変換する際の効率を考えると、最も損失の少ない仕組みにすることが非常に重要であり、例えば、駆動源が低速で高トルクのモータである場合には、吐出圧力Ｐが小さく吐出流量Ｑが大きいという特性を持つポンプを設計するよりも、駆動源の特性を活かして吐出圧力Ｐが大きく吐出流量Ｑが小さいという特性を備えたポンプを設計すると、損失が少なく高効率なポンプを開発できるということがある。   Considering the efficiency of converting the mechanical work of the drive source into the work of the pump, it is very important to make the mechanism with the least loss, for example, when the drive source is a low speed and high torque motor Rather than designing a pump having the characteristic that the discharge pressure P is small and the discharge flow rate Q is large, by utilizing the characteristics of the drive source, a pump having the characteristic that the discharge pressure P is large and the discharge flow rate Q is small is designed. In some cases, it is possible to develop a highly efficient pump with low loss.

新しく開発された駆動源を用いてポンプを設計する場合でも、駆動源の性能に合わせたポンプを設計することにより、高い効率を達成でき、他の駆動源によって達成できないようなポンプ性能を獲得できるなら、新技術として定着する可能性がある。   Even when designing a pump with a newly developed drive source, by designing the pump to match the performance of the drive source, high efficiency can be achieved, and pump performance that cannot be achieved by other drive sources can be obtained. Then, there is a possibility of becoming established as a new technology.

ここで、超磁歪素子とは、古くから知られているＦｅ、Ｎｉ、Ｃｏのような磁性材料に磁場を印加すると生じる磁歪現象よりも、遙かに大きな超磁歪現象を生じさせる素子のことをいい、例えば任意の希土類元素Ｒと鉄Ｆｅの原子比が１：２（ＲＦｅ_２）からなる組成を持つ素子が知られており、代表的な例としてＴｂ_０．３Ｄｙ_０．７Ｆｅ_２がある。 Here, the giant magnetostrictive element refers to an element that causes a giant magnetostriction phenomenon much larger than a magnetostriction phenomenon that occurs when a magnetic field is applied to a magnetic material such as Fe, Ni, and Co that has been known for a long time. For example, an element having a composition in which the atomic ratio of an arbitrary rare earth element R and iron Fe is 1: 2 (RFe ₂ ) is known. As a typical example, Tb _0.3 Dy _0.7 Fe ₂ is is there.

このような超磁歪素子の磁歪現象を、アクチュエータの駆動源として用いる試みがある。かかるアクチュエータの場合、電磁コイルに電流を流し、磁界の強さＨを得、磁歪Δｌ／１を発生させるが、その歪みはＴｂ_０．３Ｄｙ_０．７Ｆｅ_２の場合、磁界の強さＨが８０ｋＡ／ｍ以上になると最大値に飽和し、その時のひずみの値は１５００〜２０００ｐｐｍ程度と非常に小さい。例えば１０ｍの超磁歪素子に、８０ｋＡ／ｍの磁界を加えた場合、歪みは１５〜２０μｍ程度である。ところが、８０ｋＡ／ｍの磁界を加え、変位が生じないように固定すると圧縮応力のみ発生し、その値は６０〜８４ＭＰａ程度と非常に大きくなる。また、圧縮応力に対する破壊限は７００ＭＰａと大きく耐久性もある。一方で、超磁歪素子の応答速度は、電磁コイルの応答速度に依存する。すなわち超磁歪素子を駆動源に用いたアクチュエータは、低速高トルク型の機能を有することとなる。従って、超磁歪素子を駆動源とするアクチュエータをポンプに用いる場合、なるべく高圧小流量な特性を持つようにポンプ設計をした方が高効率を得ることができ、他を駆動源とするポンプでは達成できない性能を発揮する可能性があるといえる。 There is an attempt to use such a magnetostrictive phenomenon of a giant magnetostrictive element as a drive source for an actuator. In the case of such an actuator, a current is passed through the electromagnetic coil to obtain a magnetic field strength H, and a magnetostriction Δl / 1 is generated. However, when the strain is Tb _0.3 Dy _0.7 Fe ₂ , the magnetic field strength H Is 80 kA / m or more, the maximum value is saturated, and the strain value at that time is as small as about 1500 to 2000 ppm. For example, when a magnetic field of 80 kA / m is applied to a 10 m giant magnetostrictive element, the strain is about 15 to 20 μm. However, when a magnetic field of 80 kA / m is applied and fixed so as not to be displaced, only compressive stress is generated, and the value thereof is as large as about 60 to 84 MPa. Moreover, the fracture limit with respect to compressive stress is as large as 700 MPa and has durability. On the other hand, the response speed of the giant magnetostrictive element depends on the response speed of the electromagnetic coil. That is, an actuator using a giant magnetostrictive element as a drive source has a low speed and high torque type function. Therefore, when an actuator using a giant magnetostrictive element as a drive source is used for a pump, it is possible to obtain higher efficiency by designing the pump so as to have characteristics of high pressure and small flow rate as much as possible. It can be said that there is a possibility of exhibiting performance that cannot be done.

超磁歪素子の競合技術として知られている圧電素子を用いる場合、電磁コイルにおける時定数の大きさなどの影響に左右されること無く、非常に高速で運転できるという利点がある。その一方で、超磁歪素子のように大きな変位、大きな応力を得ることは困難とされており、駆動源の性能としては高速低トルク型といえ、比較的低圧大流量な特性を持つポンプが多く設計され、実用化されているものもある。   When a piezoelectric element known as a competing technique for giant magnetostrictive elements is used, there is an advantage that it can be operated at a very high speed without being influenced by the influence of the time constant of the electromagnetic coil. On the other hand, it is difficult to obtain a large displacement and a large stress like a giant magnetostrictive element, and it can be said that the performance of the drive source is a high-speed, low-torque type, and there are many pumps with relatively low pressure and large flow characteristics. Some are designed and put to practical use.

近年、このような圧電素子や超磁歪素子等の電圧や磁場で駆動される素子を用いて、各種のアクチュエータおよびそれを利用したポンプなどの開発が盛んである。   In recent years, various actuators and pumps using the same have been actively developed using elements driven by voltage or magnetic field such as piezoelectric elements and giant magnetostrictive elements.

圧電素子を用いたポンプで実用化されているものとしては、バイモルポンプ（極光株式会社製）などがある。これは、圧電バイモルフ振動子を用いたダイヤフラム形式のポンプであって、小型で軽量であること、流量調節が容易であること、非磁性であること等を特徴としている。   As a pump that uses a piezoelectric element, there is a bimol pump (manufactured by Genko Inc.). This is a diaphragm-type pump using a piezoelectric bimorph vibrator, and is characterized by being small and light, easily adjusting the flow rate, non-magnetic, and the like.

一方、超磁歪素子を用いたポンプとしては、例えば、以下の特許文献１に示すように、一つのシリンダと吐出用と吸入用の二つの逆止弁を備え、超磁歪素子に与える磁界を調節することでリエアアクチュエータを構成し、例えば、ダイヤフラム、プランジャ、べローズ等のシリンダ容積を可変とする形式とした容積型のポンプなどがある。   On the other hand, as a pump using a giant magnetostrictive element, for example, as shown in Patent Document 1 below, one cylinder and two check valves for discharge and suction are provided to adjust the magnetic field applied to the giant magnetostrictive element. Thus, a rear air actuator is configured, and for example, there is a positive displacement pump or the like in which a cylinder volume such as a diaphragm, a plunger, or a bellows is variable.

通常、このようなポンプの吐出揚程Ｈ_ｐは、ベルヌーイの法則によるとシリンダ内の圧力Ｐとピストンの速度ｖに依存する。数１に、一般的なべルヌーイの法則を示す。 Usually, the discharge lift H _p of such a pump, according to the Bernoulli principle depends on the pressure P and the piston velocity v in the cylinder. Equation 1 shows a general Bernoulli law.

ここで、
γ：密度×重力加速度
ｇ：重力加速度
ζ：位置（高さ）
である。

here,
γ: density × gravity acceleration g: gravity acceleration ζ: position (height)
It is.

数１から明らかなように、べルヌーイの法則によると、ポンプ自体の吐出揚程Ｈ_ｐは、流体圧力と流体の速度ｖに依存する。流体を圧縮する性能は、流体の体積を変化させる機能すなわちピストン速度と弁の機能に影響され、またシリンダ内の流体速度は、ピストン速度すなわち電磁コイルの性能に依存する。 As apparent from Equation 1, according to Bernoulli's law, the discharge head H _p of the pump itself depends on the fluid pressure and the fluid velocity v. The ability to compress the fluid is affected by the ability to change the volume of the fluid, i.e. the piston speed and the valve function, and the fluid speed in the cylinder depends on the piston speed, i.e. the performance of the electromagnetic coil.

容積型ポンプに用いられる逆止弁は、流体の流れる方向を制御する機能を備えるが、例えば、ばねとボール弁を組み合わせてシリンダ内の圧力Ｐが、ある一定の圧力Ｐｃになった時点で弁を開くという、いわゆるチェック弁機能を持たせるように設計することがある（例えば以下の特許文献２参照）。   The check valve used for the positive displacement pump has a function of controlling the flow direction of the fluid. For example, when the pressure P in the cylinder becomes a certain pressure Pc by combining a spring and a ball valve, the check valve is used. May be designed so as to have a so-called check valve function (see, for example, Patent Document 2 below).

ポンプのシリンダに、この形式のチェック弁を用いて作動流体を吸入する場合、吸入側リザーバの流体が正圧になる、もしくはシリンダ内の流体が負圧になることにより、ボールに作用する力とばねによる反発力が釣り合った状態で、初めて弁が開くという機構になっており、吐出する場合はシリンダ内の圧力がボールに作用する力と、ばねの反発力が釣り合った状態で、初めて吐出が可能となる。   When the working fluid is sucked into the pump cylinder using this type of check valve, the force acting on the ball is reduced by the positive pressure of the fluid in the suction side reservoir or the negative pressure of the fluid in the cylinder. The mechanism is such that the valve opens for the first time in a state where the repulsive force of the spring is balanced, and when discharging, the discharge is not performed for the first time in the state where the force acting on the ball and the repulsive force of the spring are balanced. It becomes possible.

従って、シリンダ内の圧力が、所定値を下回らないもしくは超えない限り、かかる逆止弁を介して流体の吸入もしくは吐出を開始しないので、シリンダを密閉できる圧縮行程を長く出来、それにより容積型ポンプの吐出揚程を大きく出来る。   Therefore, unless the pressure in the cylinder falls below or exceeds a predetermined value, the suction or discharge of fluid does not start through such a check valve, so that the compression stroke that can seal the cylinder can be lengthened, and thereby the positive displacement pump The discharge head can be increased.

しかるに、これらの従来の技術によるポンプでは、チェック弁機能の設定圧力、すなわち逆止弁の開弁圧は、ばねの反発力により決められるので、吐出揚程を更に大きくしたい場合、よりバネ常数の大きいばねを選択する必要がある。   However, in the pumps according to these conventional techniques, the set pressure of the check valve function, that is, the check valve opening pressure is determined by the repulsive force of the spring, so that when the discharge head is further increased, the spring constant is larger. It is necessary to select a spring.

圧縮コイルばねに限らず、通常、バネ常数を大きくするためには、寸法の大きいものを選択せざるを得ず、ポンプ自体が大きくなってしまうという問題がある。   Not only the compression coil spring, but usually, in order to increase the spring constant, one having a large size must be selected, and there is a problem that the pump itself becomes large.

金属材料の弾性を利用したばねを用いるとした場合、適当な形状、例えば単純円筒状にすると、バネ常数の極めて高いばねを構成できる。この場合、設定圧力が高く出来、高圧噴射が可能となるが、吐出圧もしくは吐出流量の制御範囲が非常に狭くなり、また応力が高くなるので破壊に到る可能性もある。   If a spring using the elasticity of a metal material is used, a spring having an extremely high spring constant can be formed by using an appropriate shape, for example, a simple cylindrical shape. In this case, the set pressure can be increased and high-pressure injection can be performed. However, the control range of the discharge pressure or the discharge flow rate becomes very narrow, and the stress becomes high, which may lead to destruction.

このように、ボールとばねにより構成される逆止弁のチェック弁機能では、ポンプの小型化と吐出揚程の向上を同時に達成するのは非常に困難であるといえる。又、金属材料の弾性をばねとして使用すると、ポンプ性能範囲が狭くなり制御性が喪失されることが予想される。   As described above, it can be said that it is very difficult to simultaneously achieve downsizing of the pump and improvement of the discharge head by the check valve function of the check valve constituted by the ball and the spring. Moreover, when the elasticity of a metal material is used as a spring, it is expected that the pump performance range is narrowed and the controllability is lost.

一方、吐出揚程を向上させるためのもう一つの方法としてピストンの速度を大きくすることが考えられる。これは、上記数１のｖを大きくすることに相当する。   On the other hand, it is conceivable to increase the piston speed as another method for improving the discharge head. This corresponds to increasing v in the above equation (1).

ピストン速度は、超磁歪現象の速度と一致しており、超磁歪現象の速度は、すなわち磁界の変化速度と、超磁歪現象の磁界の変化に対する応答速度の和である。一般に後者は、ｎ−μｓｅｃと非常に小さく、磁界の変化速度に比べると無視できる。従って、ピストン速度を大きくするには、磁界の発生速度を大きくする必要がある。磁界は電磁コイルに流れる電流により発生するため、電磁コイルに電圧を印加して電流が流れるまでの時間を短くする必要がある。一般に、電磁コイルに電圧Ｖｅを印加した時の電磁コイルに流れる電流の時間的な変化Ｉ（ｔ）は、以下の数２式で表される。   The piston speed matches the speed of the giant magnetostriction phenomenon, and the speed of the giant magnetostriction phenomenon is the sum of the change speed of the magnetic field and the response speed of the giant magnetostriction phenomenon to the change of the magnetic field. In general, the latter is very small, n-μsec, and can be ignored compared to the change rate of the magnetic field. Therefore, in order to increase the piston speed, it is necessary to increase the generation speed of the magnetic field. Since the magnetic field is generated by the current flowing through the electromagnetic coil, it is necessary to shorten the time until the current flows after applying a voltage to the electromagnetic coil. In general, the temporal change I (t) of the current flowing through the electromagnetic coil when the voltage Ve is applied to the electromagnetic coil is expressed by the following equation (2).

数２式より、電磁コイルの応答速度を大きくするためには、時定数τ_Ｌを小さくするか、印加電圧Ｖｅを大きくすることが必要とされる。一般には電磁コイルの体積が決まっていれば、時定数τ_Ｌを変化させることは難しいので、印加電圧を大きくする手法が取られる。しかし、それによれば、低電圧で駆動できるという超磁歪素子の特徴を活かすことが出来なくなる。 From Equation 2, in order to increase the response speed of the electromagnetic coil, it is necessary to decrease the time constant τ _L or increase the applied voltage Ve. In general, if the volume of the electromagnetic coil is determined, it is difficult to change the time constant τ _L , so a method of increasing the applied voltage is taken. However, this makes it impossible to make use of the characteristics of the giant magnetostrictive element that can be driven at a low voltage.

このように超磁歪アクチュエータを用いた従来の技術では、超磁歪アクチュエータを用いて、より小型で、より高圧に吐出できるポンプを設計することは難しくなっており、超磁歪素子の特性を十分に活かせないという実情がある。   As described above, in the conventional technology using the giant magnetostrictive actuator, it is difficult to design a pump that can discharge at a higher pressure by using the giant magnetostrictive actuator, and the characteristics of the giant magnetostrictive element can be fully utilized. There is a fact that there is no.

これらの技術に対して、２つの超磁歪アクチュエータを用いたポンプに関する発明もなされており（例えば、特許文献３，特許文献４等）、具体的な技術も多く開示されている。
特開平５−６００５９号公報 特開平６−１０１６３１号公報 特開２００２−２１７１５号公報 特開２００２−１０２７７０号公報 In contrast to these techniques, inventions related to pumps using two giant magnetostrictive actuators have been made (for example, Patent Documents 3 and 4), and many specific techniques are also disclosed.
JP-A-5-60059 Japanese Patent Laid-Open No. 6-101631 JP 2002-21715 A JP 2002-102770 A

例えば、特許文献３には、接着剤やクリームはんだ、蛍光体、グリースなどの高精度な定量吐出を目的としたディスぺンサー用のポンプが開示されている。かかるポンプは、上部、下部のアクチュエータと可動スリーブとピストンにより構成されてなり、可動スリーブは下部のアクチュエータにより駆動され、ピストンは上部のアクチュエータにより駆動される。その動作時には、上下のアクチュエータを相対的に駆動することによってシリンダ内に、吐出する流体を吸入し、可動スリーブにより流体を閉じ込める。更に、ピストンのみを動かしてシリンダ内の流体を吐出することができる。かかるポンプにより、高精度な流量制御が可能な定量ディスぺンサーが実現できたとされている。   For example, Patent Document 3 discloses a dispenser pump for the purpose of high-precision quantitative discharge of adhesives, cream solder, phosphors, grease, and the like. Such a pump is composed of upper and lower actuators, a movable sleeve, and a piston. The movable sleeve is driven by the lower actuator, and the piston is driven by the upper actuator. During the operation, the upper and lower actuators are relatively driven to suck the fluid to be discharged into the cylinder, and the fluid is confined by the movable sleeve. Further, only the piston can be moved to discharge the fluid in the cylinder. With such a pump, it is said that a quantitative dispenser capable of highly accurate flow rate control has been realized.

一方、特許文献４にも、ディスぺンサー用のポンプが開示されている。かかるポンプは、ピストンを吐出口が密閉可能なニードル弁に変更し、可動スリーブとハウジングのスキマを小さくしているところに特徴がある。その動作時には、吸入行程ではニードル弁により吐出口を閉じ、可動スリーブを上方に移動させスキマより流体を吸入する。その後、まずニードル弁を開いて、その後にピストンを押して、シリンダ容積を圧縮する。可動スリーブとハウジングのスキマよりも吐出口の方が大きいので、流体は吐出口より吐出されるようになっている。かかるポンプにより、流体を高速で吐出し遮断することが可能になったとされている。   On the other hand, Patent Document 4 also discloses a dispenser pump. Such a pump is characterized in that the piston is changed to a needle valve whose discharge port can be sealed, and the clearance between the movable sleeve and the housing is reduced. During the operation, the discharge port is closed by the needle valve in the suction stroke, and the movable sleeve is moved upward to suck the fluid from the gap. Thereafter, the needle valve is first opened, and then the piston is pushed to compress the cylinder volume. Since the discharge port is larger than the gap between the movable sleeve and the housing, the fluid is discharged from the discharge port. Such a pump is said to be able to discharge and shut off fluid at high speed.

しかるに、このディスペンサー用のポンプは、二つの超磁歪アクチュエータの動きを組み合わせて、定量に吐出できるポンプを作成した例であるが、超磁歪素子特有の周波数応答に関わる応答性の問題を内包している。これを具体的に説明する。   However, this dispenser pump is an example of creating a pump that can dispense quantitatively by combining the movements of two giant magnetostrictive actuators, but it contains the problem of responsiveness related to the frequency response unique to giant magnetostrictive elements. Yes. This will be specifically described.

超磁歪素子は印加される磁場によって歪を生じる。今、超磁歪素子に磁場を印加したとすると、１０^−６ｓｅｃ後には歪を生じるとされている。すなわち、超磁歪素子は１０^６Ｈｚ程度の周波数応答性を有していることになる。ところが、実際に電磁コイル等を用いて磁場を周期的に印加した場合、超磁歪素子は、導体であるので磁場の変化に対して渦電流が生じる。この渦電流は、超磁歪素子の表面に印加された磁場を打ち消しあうような方向に流れるため、超磁歪現象に対しては損失が生じることとなる。渦電流は、磁場の変化速度が速いほどすなわち磁界の周波数が高いほど大きな損失をもたらし、結果として渦電流により限界周波数が決定されてしまう。上記特許文献を含めた従来技術では、渦電流損失に対して何ら対策を施していないので高周波応答が望めないという問題がある。 The giant magnetostrictive element is distorted by an applied magnetic field. Now, assuming that a magnetic field is applied to the giant magnetostrictive element, it is assumed that distortion occurs after 10 ⁻⁶ sec. That is, the giant magnetostrictive element has a frequency response of about 10 ⁶ Hz. However, when a magnetic field is actually applied periodically using an electromagnetic coil or the like, since the giant magnetostrictive element is a conductor, an eddy current is generated with respect to a change in the magnetic field. Since this eddy current flows in a direction that cancels out the magnetic field applied to the surface of the giant magnetostrictive element, a loss occurs with respect to the giant magnetostrictive phenomenon. The eddy current causes a larger loss as the change speed of the magnetic field is higher, that is, the higher the frequency of the magnetic field. As a result, the limit frequency is determined by the eddy current. The conventional techniques including the above-mentioned patent documents have a problem that a high frequency response cannot be expected because no countermeasure is taken against eddy current loss.

更に、従来技術のポンプには、他にも応答性に与える影響が大きい要素が存在する。ピストンやバルブ部材、逆止弁の系の固有振動数の問題である。しかし、上記特許文献を含めた従来技術では、周波数応答性が求められた場合の最適な設計緒元は何ら示されていない。   Furthermore, there are other factors in the prior art pump that have a great influence on the responsiveness. This is a problem of the natural frequency of the piston, valve member, and check valve system. However, the prior art including the above-mentioned patent documents does not show any optimum design specifications when frequency response is required.

本発明は、かかる従来技術の問題に鑑みてなされたものであり、渦電流損失や固有振動数を考慮することで、応答遅れを効果的に抑制できるポンプを提供することを目的とする。   The present invention has been made in view of such problems of the prior art, and an object of the present invention is to provide a pump capable of effectively suppressing a response delay by considering eddy current loss and natural frequency.

本発明の２自由度アクチュエータは、
第１のコイルと、
超磁歪素子よりなる第１のアクチュエータと、
第２のコイルと、
超磁歪素子よりなる第２のアクチュエータと、
強磁性体からなり、前記第１のコイルおよび前記第１のアクチュエータと、前記第２のコイルおよび前記第２のアクチュータとの間に配置され、前記第１及び前記第２のアクチュエータを磁気的に分離する分離板とを備え、
前記第１のアクチュエータは、強磁性体からなるハウジングに形成された第１のシリンダ内を摺動する強磁性体の第１のピストンを駆動し、
前記第２のアクチュエータは、前記第１のピストンを貫通し且つ前記第１のシリンダと外部とを連通する吐出孔を開閉する非磁性のバルブ部材と、前記ハウジングに形成された第２のシリンダ内を摺動する第２のピストンとを駆動し、
前記第１のアクチュエータ及び前記第２のアクチュエータの直径又は厚みをＤ（ｍｍ）としたときに、以下の式が成り立つことを特徴とする。
ｆ≧６８７１０／Ｄ^２
但し、ｆは、アクチュエータに必要とされる応答周波数である。 The two-degree-of-freedom actuator of the present invention is
A first coil;
A first actuator comprising a giant magnetostrictive element;
A second coil;
A second actuator comprising a giant magnetostrictive element;
It is made of a ferromagnetic material and is disposed between the first coil and the first actuator, and the second coil and the second actuator, and the first and second actuators are magnetically A separation plate for separating,
The first actuator drives a first piston made of a ferromagnetic material that slides in a first cylinder formed in a housing made of a ferromagnetic material.
The second actuator includes a non-magnetic valve member that opens and closes a discharge hole that passes through the first piston and communicates the first cylinder with the outside, and an inside of the second cylinder formed in the housing. And a second piston that slides
When the diameter or thickness of the first actuator and the second actuator is D (mm), the following equation is established.
f ≧ 68710 / D ²
Here, f is a response frequency required for the actuator.

本発明のポンプには様々な用途が考えられるが、工作機械などの潤滑油を吐出するためのポンプやディスペンサーとして用いる場合には、粘度の高い潤滑油やグリースなどを適量吐出すればよいので、あまり周波数応答性は問題とならないものの、１００Ｈｚ程度の周波数応答を有していることが望ましい。   Although various uses can be considered for the pump of the present invention, when used as a pump or dispenser for discharging lubricating oil such as machine tools, it is sufficient to discharge a suitable amount of lubricating oil or grease with high viscosity, Although frequency response is not a problem, it is desirable to have a frequency response of about 100 Hz.

しかし、ガソリンエンジンの燃料噴射装置に用いられるガソリン吐出用ポンプに適用する場合には、数百Ｈｚ程度の応答性が必要であり、余裕を見て１０００Ｈｚ程度の周波数応答性を有していることが望ましい、   However, when applied to a gasoline discharge pump used in a fuel injection device of a gasoline engine, a response of about several hundred Hz is necessary, and a frequency response of about 1000 Hz is required with a margin. Is desirable,

更に、電動油圧アクチュエータ等に用いる場合には、吐出量が周波数応答性に依存してくるので、１００００Ｈｚ以上の周波数応答性を持っていることが望ましい。   Furthermore, when used for an electrohydraulic actuator or the like, since the discharge amount depends on the frequency response, it is desirable to have a frequency response of 10000 Hz or more.

従って、本発明のポンプに求められている周波数応答性は、高ければ高いほど良いが少なくともｌ００Ｈｚ好ましくは１０００Ｈｚ更に好ましくは１００００Ｈｚの周波数応答性を達成することを目標とする。それを達成するための構成について説明する。   Therefore, the higher the frequency response required for the pump of the present invention, the better, but the goal is to achieve a frequency response of at least 100 Hz, preferably 1000 Hz, more preferably 10,000 Hz. A configuration for achieving this will be described.

（１）渦電流限界周波数に対する対策
通常、磁歪アクチュエータに対する渦電流限界周波数に対する対策は確立されており、本発明にも採用できる。より具体的には、「超磁歪材料」（江田弘、Ａ・Ｅ・クラーク著、日刊工業新聞社発行）によると、渦電流限界周波数ｆｃは超磁歪素子の直径Ｄによって決定される。渦電流限界周波数ｆｃと直径Ｄの関係は数３のとおりである。又、図１に、縦軸に周波数、横軸に直径Ｄをとった時の渦電流限界周波数のグラフを示す。 (1) Measures against eddy current limit frequency Normally, measures against eddy current limit frequency for magnetostrictive actuators have been established and can be adopted in the present invention. More specifically, according to the “giant magnetostrictive material” (Hiroshi Eda, A.E. Clark, published by Nikkan Kogyo Shimbun), the eddy current limit frequency fc is determined by the diameter D of the giant magnetostrictive element. The relationship between the eddy current limit frequency fc and the diameter D is as shown in Equation 3. FIG. 1 shows a graph of the eddy current limit frequency when the vertical axis represents frequency and the horizontal axis represents diameter D.

すなわち、前記第１のアクチュエータ及び前記第２のアクチュエータの直径又は厚みをＤ（ｍｍ）としたときに、要求される周波数ｆに対して、以下の式が成り立つように、直径又は厚みＤを決定することで、応答性の問題をクリアすることができる。
ｆ≧６８７１０／Ｄ^２ That is, when the diameter or thickness of the first actuator and the second actuator is D (mm), the diameter or thickness D is determined so that the following expression holds for the required frequency f. By doing so, the problem of responsiveness can be cleared.
f ≧ 68710 / D ²

図１によると、超磁歪素子の径もしくは厚みが、１インチ（２５．４ｍｍ）以下であると、渦電流に対する限界周波数は約１００Ｈｚであり、０．３インチ（７．６２ｍｍ）では約ｌｋＨｚであり、０．１インチ（２．５４ｍｍ）では約１０ｋＨｚとなることがわかる。   According to FIG. 1, when the diameter or thickness of the giant magnetostrictive element is 1 inch (25.4 mm) or less, the limit frequency for eddy current is about 100 Hz, and about 0.3 kHz (7.62 mm) is about 1 kHz. It can be seen that 0.1 inch (2.54 mm) is about 10 kHz.

（２）各要素の応答性
前記第１のアクチュエータ、前記第２のアクチュエータ、逆止弁等は、２自由度アクチュエータを高周波で駆動させようとした場合、いずれも強制的に周波数振動を与えられ、変位に応じた反作用力が作用しており、速度に応じた流体抵抗や摩擦抵抗等が存在する。従って、いずれの要素も、一般的な強制振動系の問題として考えることが出来る。一般的な強制振動の運動方程式は、簡単のため強制力が時間に対してｓｉｎ波に応じて周期的に発生すると仮定すると、数４に示すものとなる。 (2) Responsiveness of each element The first actuator, the second actuator, the check valve, etc. are all forcedly subjected to frequency vibration when the two-degree-of-freedom actuator is driven at a high frequency. A reaction force corresponding to the displacement acts, and there is a fluid resistance, a friction resistance, or the like corresponding to the speed. Therefore, any element can be considered as a problem of a general forced vibration system. A general equation of motion of forced vibration is shown in Equation 4 assuming that the forced force is periodically generated according to the sine wave with respect to time for the sake of simplicity.

数４式は、力学問題の基礎として既に答えが求められている（例えば「機械力学」、三輪修三 坂田勝共著、コロナ社発行）。それによると、固有振動数ω_ｎと減衰比ζは、数５〜数７のように表せる。 Mathematical formula 4 has already been sought as a basis for dynamic problems (for example, “Mechanical Mechanics”, Shuzo Miwa, Katsutoshi Sakata, Corona Publishing). According to this, the natural frequency ω _n and the damping ratio ζ can be expressed as in Formula 5 to Formula 7.

固有振動数ω_ｎと強制振動の振動数ωが一致した場合には共振を発生し、破損に到る場合があるので、なるべく大きな値に設定するのが一般的である。また、共振時の振幅比は、以下の数８で表される。 When the natural frequency ω _n and the frequency ω of the forced vibration coincide with each other, resonance may occur and damage may be caused. Therefore, the value is generally set as large as possible. Moreover, the amplitude ratio at the time of resonance is expressed by the following formula 8.

ここで、ｘ_{０，ｍａｘ}は共振時の振幅、ｘ_ｓは静たわみを示す。参考文献によると、減衰比ζが０．５以下になるように設計すると、振幅が静たわみに比べて小さくなることは無い。すなわち、固有振動数ω_ｎをなるだけ大きく、減衰比ζを０．５以下に設計すればよい。図２は、強制振動の周波数特性を示すグラフである。 Here, x _{0, max} is the amplitude at resonance, and x _s is the static deflection. According to the reference, if the damping ratio ζ is designed to be 0.5 or less, the amplitude does not become smaller than the static deflection. That is, the natural frequency ω _n may be set as large as possible and the damping ratio ζ may be designed to be 0.5 or less. FIG. 2 is a graph showing frequency characteristics of forced vibration.

ζは、流体抵抗や摩擦抵抗の関数であって、具体的な設計緒元として提案するには至っていないが、各摺動部の摩擦抵抗や流体が穴を通過する時などの抵抗を減じればよい。   ζ is a function of fluid resistance and frictional resistance, and has not been proposed as a concrete design model, but it can reduce the frictional resistance of each sliding part and resistance when fluid passes through a hole. That's fine.

本発明における作動流体を吸入するための逆止弁は、ボールとばねより構成されている。従って、数５式におけるｋは、逆止弁を構成するばねのばね定数ｋ_ａであり、ｍはボールの質量ｍ_ａである。従って、逆止弁の固有振動数ω_ｎａは、数９を用いて容易に求められる。 The check valve for sucking the working fluid in the present invention is composed of a ball and a spring. Thus, the k in Equation 5 wherein the spring constant k _a of the spring constituting the check valve, m is the mass m _a of the ball. Therefore, the natural frequency ω _na of the check valve can be easily obtained using _Equation 9.

第１のアクチュエータで駆動される第１のピストンの剛性を決定しているのは、予圧ばねと作動流体の圧縮性である。従って、予圧ばねの剛性ｋ_ｂ１と作動流体の剛性ｋ_ｂ２が並列につながっている構造とみなせる。作動流体の剛性ｋ_ｂ２は、第１のシリンダ内の作動流体の体積弾性係数Ｋ_１を用いて以下のように表される。 It is the compressibility of the preload spring and the working fluid that determines the rigidity of the first piston driven by the first actuator. Therefore, it can be regarded as a structure in which the rigidity k _{b1 of the} preload spring and the rigidity k _{b2 of the} working fluid are connected in parallel. Stiffness k _b2 of the working fluid is represented as follows using the bulk modulus K ₁ of the working fluid in the first cylinder.

但し、Ａ_１は第１のシリンダの断面積で、ｌ_１は第１のシリンダの長さである。

However, A ₁ is the cross-sectional area of the first cylinder, l ₁ is the length of the first cylinder.

尚、作動流体の圧縮性は圧縮行程のみ有効なので、ばねの剛性ｋ_ｂ１が単独で作用している場合と作動流体の圧縮性も考慮に入れた場合の両方を考える必要がある。まず、予圧ばねだけで考えると、数５式における剛性はｋ_ｂ１で、質量はピストンの質量ｍ_ｂで決定される。従って固有振動数ω_ｎ、ｂ１は、数１１で表せる。 Since the compressibility of the working fluid is effective only in the compression stroke, it is necessary to consider both the case where the stiffness k _{b1 of} the spring is acting alone and the case where the compressibility of the working fluid is also taken into consideration. First, considering only the preload spring, the rigidity in Equation 5 is determined by k _b1 and the mass is determined by the mass m _b of the piston. Therefore, the natural frequency ω _{n, b1} can be expressed by Equation 11.

次に、作動流体の圧縮性も考慮すると数５式における剛性は、ｋ_ｂ１＋ｋ_ｂ２となる。従って固有振動数ω_ｎ、ｂ２は、数１２で表せる。 Next, considering the compressibility of the working fluid, the rigidity in Equation 5 is k _b1 + k _b2 . Accordingly, the natural frequency ω _{n, b2} can be expressed by Equation 12.

第２のアクチュエータでバルブ部材兼第２のピストンが駆動される場合、質量はバルブ部材の質量ｍ_ｃ１と、第２の超磁歪素子の質量と、第２のピストンの質量の和ｍ_ｃ２を足した値ｍ_ｃ１＋ｍ_ｃ２で考えればよく、ばね定数ｋ_ｃは、第１のピストンと同様に第２のシリンダ内の作動流体における体積弾性係数Ｋ_２、を用いて数１３のように表される。 When the second actuator is driven by the second actuator, the mass is obtained by adding the mass m _{c1 of the} valve member, the mass of the second giant magnetostrictive element, and the mass m _c2 of the second piston. may be considered in the value m _{c1 +} m _c2, the spring constant k _c is represented as the first piston and a few with _bulk modulus K ₂ in the working fluid in the second cylinder as well 13 .

ここで、第２のシリンダの断面積をＡ_２、第２のシリンダの長さをｌ_２とする。

Here, the cross-sectional area of the second cylinder is A ₂ , and the length of the second cylinder is l ₂ .

従って、第２のピストンの固有振動数ω_ｎ、ｃは、数１４のように表される。 Therefore, the natural frequency ω _{n, c} of the second piston is expressed as shown in Equation 14.

以上で示した各国有振動数ω_ｎが、ポンプに作用させたい周波数ｆ（例えば１００Ｈｚ）よりも大きく設計することが必要である。 The national frequency ω _n shown above needs to be designed to be larger than the frequency f (for example, 100 Hz) to be applied to the pump.

（３）弁と吐出口の接触部形状
更に、本発明における２自由度アクチュエータポンプは、吐出口を弁で開閉するようになっており、バルブ部材を閉じた時の接触状態によっては摩擦を増大させるためポンプ自身の応答性に影響する。バルブ部材に要求される性能には二つあって、第１のシリンダに流体圧力が発生した場合に流体圧力の合成力が弁を押しのけるような形状であることと、及び第１のシリンダ内の流体圧力が設定圧力以下である場合に吐出口を密封できることである。 (3) Shape of the contact portion between the valve and the discharge port Further, the two-degree-of-freedom actuator pump in the present invention opens and closes the discharge port with the valve, and increases the friction depending on the contact state when the valve member is closed. This affects the responsiveness of the pump itself. There are two performances required for the valve member, and when the fluid pressure is generated in the first cylinder, the shape is such that the combined force of the fluid pressure pushes the valve, and in the first cylinder The discharge port can be sealed when the fluid pressure is equal to or lower than the set pressure.

まず、第一の条件として、シリンダ内流体圧力をバルブ部材の運動方向の力に変換するという点から考えられるバルブ部材端部の形状には、前記吐出口に対向する端部が円錐形状となっている円錐型（図５（ａ）参照）、前記吐出口に対向する端部が球面形状となっている球面型（図５（ｂ）参照）、前記吐出口に対向する端部が平板形状となっている平板型（図５（ｃ）参照）がある。但し、平板型のバルブ部材を用いる場合、吐出口の周囲に***部を設けて面圧を高める必要がある。   First, as a first condition, the shape of the valve member end that can be considered from the viewpoint of converting the fluid pressure in the cylinder into a force in the direction of movement of the valve member has a conical shape at the end facing the discharge port. A conical type (see FIG. 5A), a spherical type whose end facing the discharge port is spherical (see FIG. 5B), and an end facing the discharge port having a flat plate shape There is a flat plate type (see FIG. 5C). However, when a flat valve member is used, it is necessary to provide a raised portion around the discharge port to increase the surface pressure.

次に、第２の条件である密封性を保つための吐出口の形状には、バルブ部材側に面取りを施さない円筒状（図６（ａ）参照）、バルブ部材側に面取りを施した円錐状（図６（ｂ）参照）及びドーナツ型（図６（ｃ）参照）の３種類が考えられる。ここで、円錐状とは円筒穴形状の端部にＣ面取りを施したものに相当し、ドーナツ型とはＲ面取りを施したものに相当する。   Next, the shape of the discharge port for maintaining the sealing property, which is the second condition, is a cylindrical shape without chamfering on the valve member side (see FIG. 6A), and a cone with chamfering on the valve member side. There are three types: a shape (see FIG. 6B) and a donut shape (see FIG. 6C). Here, the conical shape corresponds to a C-chamfered end of a cylindrical hole shape, and the donut shape corresponds to an R-chamfered portion.

以上の弁形状と吐出口形状の中から、最も応答性に優れた組み合わせを選び出すことがポンプの応答性向上につながる、ポンプの応答性を考えた場合に、バルブ部材の端部形状と吐出口の接触部形状で重要なのは、摩擦摩耗を極力少なくすることである。摩擦摩耗に対して絶対的な評価方法は確立されていないが、面圧と滑り速度を掛け合わせたいわゆるＰＶ値が低いほど、摩擦摩耗に対して有利だと考えられている、この場合速度は、どの場合も同じなので、面圧Ｐが問題となる。面圧から耐摩擦摩耗性を考え、○、△、×で各々の組み合わせについて評価した。かかる評価結果を表１に示す。   From the above valve shape and discharge port shape, selecting the combination with the most responsiveness leads to improved pump responsiveness.When considering the pump response, the end shape of the valve member and the discharge port It is important to reduce frictional wear as much as possible in the contact portion shape. Although an absolute evaluation method for frictional wear has not been established, it is considered that the lower the so-called PV value obtained by multiplying the surface pressure and the sliding speed, the more advantageous for frictional wear. Since it is the same in any case, the surface pressure P becomes a problem. Considering the frictional wear resistance from the surface pressure, each combination was evaluated with ○, Δ, and ×. The evaluation results are shown in Table 1.

吐出口に円筒穴（図６（ａ）参照）を採用した場合、いずれもバルブ部材は吐出口の角部で接触することになり、エッジロードが発生することによって面圧は非常に大きくなる。円錐形状とＣ面取りの組み合わせにおいても同様である。   In the case where a cylindrical hole (see FIG. 6A) is adopted as the discharge port, in any case, the valve member comes into contact with the corner portion of the discharge port, and the surface pressure becomes very large due to the occurrence of edge load. The same applies to the combination of the conical shape and C-chamfer.

また、球面形状のバルブ部材（図５（ｂ）参照）弁とＲ面取りを施した吐出口（図６（ｃ）参照）の組み合わせ、平板型のバルブ部材（図５（ｃ）参照）とＣ面取りを施した吐出口（図６（ｂ）参照）の組み合わせには、面取りの量にもよるが面圧が高くなりがちであるので注意が必要である、   Further, a combination of a spherical valve member (see FIG. 5 (b)) and an R chamfered discharge port (see FIG. 6 (c)), a flat valve member (see FIG. 5 (c)) and C The combination of chamfered discharge ports (see FIG. 6B) requires attention because the surface pressure tends to be high depending on the amount of chamfering.

表１中、○印がついているものは、理想的なバルブ部材と吐出口の接触部を形成する。特に平板型のバルブ部材（図５（ｃ）参照）とＲ面取りの吐出口（図６（ｃ）参照）の組み合わせでは、理想的に接触した場合、面圧が非常に小さくなることが予測される。   In Table 1, those marked with ○ form an ideal contact portion between the valve member and the discharge port. In particular, in the case of a combination of a flat valve member (see FIG. 5C) and an R chamfered discharge port (see FIG. 6C), it is predicted that the surface pressure will be very small when contacted ideally. The

（４）密封手段
更に、本発明のポンプにおける密封手段に求められる性能としては、密封性と低摩擦性がある。密封性を考慮した場合、一般に使用されるゴム製のＯ−リングを使用してよい。しかし、低摩擦特性に優れたＰＴＦＥ（ポリテトラフルオロエチレン）シールを用いることも出来る。Ｏ−リングの密封性とＰＴＦＥシールの低摩擦特性の両方を活かすために両方を組み合わせても良い。この場合だと摺動部分はＰＴＦＥシールで接触しており低摩擦が達成でき、溝はＯ−リングで接触しており密封性が保たれる。 (4) Sealing means Furthermore, the performance required for the sealing means in the pump of the present invention includes sealing performance and low friction. In consideration of sealing performance, a generally used rubber O-ring may be used. However, a PTFE (polytetrafluoroethylene) seal excellent in low friction characteristics can also be used. Both may be combined to take advantage of both the O-ring seal and the low friction properties of the PTFE seal. In this case, the sliding portion is in contact with the PTFE seal and low friction can be achieved, and the groove is in contact with the O-ring, so that the sealing performance is maintained.

ここで、本発明におけるポンプの動作を達成するのに必要な基本原理を簡単に説明する。
（磁歪現象）
一般に、超磁歪素子の歪みΔｌ／ｌは磁界の強さＨと機械的な応力Ｔによって決定される。歪みΔｌ／ｌ、磁界の強さＨ、機械的な応力Ｔの関係を示す方程式は以下の数１５式のようになるとされている。（「超磁歪材料」、江田弘、Ａ・Ｅ・クラーク著、日刊工業新聞社発行） Here, the basic principle necessary to achieve the operation of the pump in the present invention will be briefly described.
(Magnetostriction phenomenon)
In general, the strain Δl / l of the giant magnetostrictive element is determined by the magnetic field strength H and the mechanical stress T. The equation indicating the relationship between the strain Δl / l, the magnetic field strength H, and the mechanical stress T is expressed as the following equation (15). ("Super Magnetostrictive Material" by Hiroshi Eda, A.E. Clark, published by Nikkan Kogyo Shimbun)

ここでｓ_Ｈは、電磁コイルが開放回路時の弾性係数すなわちヤング率の逆数で（２．８５〜４．００×１０^−ｌｌ程度である）、ｄは磁歪定数（１．５０×１０^−８）である。またｌは磁歪素子の長さ、Δｌは磁歪素子の変形量である。 Here _{s H,} the electromagnetic coil (a 2.85 to 4.00 × ^{10 -ll} about) by the inverse of the elastic coefficients or the Young's modulus at open circuit, d is the magnetostriction constant (1.50 × ^{10 -8} ). Further, l is the length of the magnetostrictive element, and Δl is the deformation amount of the magnetostrictive element.

数１５式におけるＴは、磁歪素子に働く機械的な応力であり、圧縮応力が作用した場合には、負の値になり、引っ張り応力が作用する場合、正の値を取る（「超磁歪材料」、江田弘、Ａ・Ｅ・クラーク著、日刊工業新聞社発行）。   T in Equation 15 is a mechanical stress acting on the magnetostrictive element, and takes a negative value when compressive stress is applied, and takes a positive value when tensile stress is applied (“giant magnetostrictive material” "Hiroshi Eda, A.E. Clark, published by Nikkan Kogyo Shimbun).

このように、超磁歪素子は、磁界の強さＨにより歪みΔｌ／ｌを生じるが、磁歪に影響を及ぼさなくなる限界の磁界が存在する。磁界と磁歪の関係を示す図３によれば、磁界Ｈがゼロ近傍では、急激に磁歪λが変化するのに対し、磁界Ｈがある程度大きくなると、磁歪λの変化はほとんどなくなることがわかる。これを磁歪の飽和現象といい、数１５式が成立する範囲は、図３に示す磁界Ｈ‐歪みλ（＝Δｌ／ｌ−ｓ_Ｈ×Ｔ）線図における線形領域のみである、 As described above, the giant magnetostrictive element generates the strain Δl / l due to the magnetic field strength H, but there is a limit magnetic field that does not affect the magnetostriction. According to FIG. 3 showing the relationship between the magnetic field and magnetostriction, it can be seen that when the magnetic field H is near zero, the magnetostriction λ changes abruptly, but when the magnetic field H increases to some extent, the change of the magnetostriction λ is almost eliminated. This is called a magnetostriction saturation phenomenon, and the range in which Equation 15 is satisfied is only the linear region in the magnetic field H-strain λ (= Δl / l−s _H × T) diagram shown in FIG.

図３には、超磁歪材料にある程度の圧縮応力を予圧荷重として与えた場合のＨ−λ線図（Ｂ〜Ｅ）も示しており、予圧荷重を大きくすることにより線形領域が大きくなることを示している。但し、図３では予圧荷重を与え、磁界Ｈが０Ａ／ｍの場合の初期状態を歪みλが０としている。   FIG. 3 also shows an H-λ diagram (B to E) when a certain amount of compressive stress is applied to the giant magnetostrictive material as a preload, and it is shown that the linear region increases by increasing the preload. Show. However, in FIG. 3, the strain λ is 0 in the initial state when a preload is applied and the magnetic field H is 0 A / m.

従って、超磁歪素子に与える磁界Ｈを０Ａ／ｍとした場合に、ある程度の圧縮応力が作用するように超磁歪材料よりも剛性の小さい皿ばね等を用いて予圧を設定して、アクチュエータ等を設計するのが一般的である。   Therefore, when the magnetic field H applied to the giant magnetostrictive element is set to 0 A / m, a preload is set using a disc spring or the like having a rigidity smaller than that of the giant magnetostrictive material so that a certain amount of compressive stress acts, so It is common to design.

また、ピストンやバルブ部材などに使用される材料における歪は、数１５式において磁界により影響を受ける項を無視すれば良い。更に各部材に作用する力方向に対する寸法が小さければその弾性変位は無視できる。鋼の場合、ｓ＝４．７６×１０^−１２ Ｐａ^−ｌ程度である。このとき数１５式は、以下の数１６式とみなせる。 Further, as for the strain in the material used for the piston, the valve member, etc., the term affected by the magnetic field in the formula 15 may be ignored. Furthermore, if the dimension with respect to the force direction acting on each member is small, the elastic displacement can be ignored. For steel, it is s = 4.76 × ¹⁰ -12 ^{Pa -l} about. At this time, Equation 15 can be regarded as the following Equation 16.

（流体の圧縮性）
密閉された空間に流体が存在する場合、その圧力Ｐは、体積Ｖとその変化ΔＶに応じて、以下の数１７式に従って変化する。 (Compressibility of fluid)
When a fluid is present in the sealed space, its pressure P changes according to the following equation 17 according to the volume V and its change ΔV.

ここで、ΔＶは体積が縮小する場合には負の値を取り、膨張する場合には正の値を取る。従って、密閉された空間が圧縮される場合には、流体の圧力は大きくなり、膨張する場合には圧力は小さくなる。Ｋは体積弾性係数と呼ばれ、２０℃、１０１．３ｋＰａの雰囲気で作動油の場合１．８６×１０^９Ｐａ程度とされている。 Here, ΔV takes a negative value when the volume decreases, and takes a positive value when the volume expands. Therefore, when the sealed space is compressed, the pressure of the fluid increases, and when it expands, the pressure decreases. K is called a bulk modulus, and is about 1.86 × 10 ⁹ Pa in the case of hydraulic oil in an atmosphere of 20 ° C. and 101.3 kPa.

（磁界の発生）
電磁コイルは、銅線などの巻線とコイルの芯となるボビンにより構成されており、磁界Ｈの発生は、電流Ｉとコイルの巻数Ｎおよびコイルの長さｌによって、以下の数１８式のように表される。 (Generation of magnetic field)
The electromagnetic coil is composed of a winding such as a copper wire and a bobbin serving as a core of the coil, and the generation of the magnetic field H depends on the current I, the number of turns N of the coil, and the length l of the coil according to the following equation (18). It is expressed as follows.

この式は簡単のため、コイルの半径方向の厚み成分を無視しているが、設計段階では十分な精度で磁界Ｈの発生を表現出来る。本発明のポンプは、上記の現象を有効に利用することで、所望のごとく動作するものである。   Since this equation is simple and ignores the thickness component in the radial direction of the coil, the generation of the magnetic field H can be expressed with sufficient accuracy at the design stage. The pump of the present invention operates as desired by effectively utilizing the above phenomenon.

尚、前記第１のアクチュエータ及び前記第２のアクチュエータの直径又は厚みＤ（ｍｍ）は、２５．４ｍｍ以下であると好ましい。   The diameter or thickness D (mm) of the first actuator and the second actuator is preferably 25.4 mm or less.

又、前記第２のアクチュエータが駆動する前記バルブ部材と前記第２のピストンとは一体となってい移動すると好ましい。   The valve member driven by the second actuator and the second piston are preferably moved together.

又、外部より前記シリンダ室内に流体を吸引する通路に、逆止弁を設けており、前記逆止弁の固有振動数ω_ｎａが少なくともｌ００Ｈｚ以上であると好ましい。 Further, it is preferable that a check valve is provided in a passage for sucking fluid into the cylinder chamber from the outside, and the natural frequency ω _{na of the} check valve is at least 100 Hz or more.

又、前記第１のピストンの固有振動数ω_ｎ、ｂ１および作動流体の圧縮性を考慮した固有振動数ω_{ｎ、ｂ２’}と、前記第２のバルブ部材の固有振動数ω_ｎ、ｃとが少なくとも１００Ｈｚ以上であると好ましい。 Further, the natural frequency ω _{n, b2 ′} considering the natural frequency ω _{n, b1 of} the first piston and the compressibility of the working fluid, and the natural frequency ω _{n, c of} the second valve member are obtained. It is preferable that the frequency is at least 100 Hz.

又、前記バルブ部材は、前記吐出口に対向する端部が円錐形状となっていると好ましい。   The valve member preferably has a conical shape at the end facing the discharge port.

又、前記バルブ部材は、前記吐出口に対向する端部が球面形状となっていると好ましい。   Further, it is preferable that the valve member has a spherical end at the end facing the discharge port.

又、前記バルブ部材は、前記吐出口に対向する端部が平板形状となっていると好ましい。   Moreover, it is preferable that the valve member has a flat plate at an end facing the discharge port.

又、前記吐出口の前記バルブ部材側端部には面取りが形成されていると好ましい。   Further, it is preferable that a chamfer is formed at an end of the discharge port on the valve member side.

又、前記第１のピストンと前記第１のシリンダ、及び前記第２のピストンと前記第２のシリンダとの少なくとも一方の間には、流体を密封する密封手段を設けており、前記密封手段は、Ｏ−リング及びＰＴＦＥシールの少なくとも一方であると好ましい。   A sealing means for sealing a fluid is provided between at least one of the first piston and the first cylinder, and the second piston and the second cylinder. , O-rings and / or PTFE seals are preferred.

又、前記超磁歪素子がＴｂ_ｘＤｙ_{（１−ｘ）}Ｆｅ_ｙ（ｘは０．３〜０．４、ｙは２±０．１）の化合物を主体として構成されると好ましいが、これに限られることなく種々の超磁歪素子が用いられる。 The giant magnetostrictive element is preferably composed mainly of a compound of Tb _x Dy _(1-x) Fe _y (x is 0.3 to 0.4, y is 2 ± 0.1). Various giant magnetostrictive elements are used without limitation.

以下、図面を参照して本発明の実施の形態について詳細に説明する。
図４は、本実施の形態にかかる磁歪材料を用いたポンプの断面図である。図４において、本実施の形態のポンプは、円筒状の本体１ａの軸線方向両端を、上部円盤部１ｂと下部円盤部１ｃとで挟持するように連結した構成を有する。本体１ａと、円盤部１ｂ、１ｃとで、強磁性体であるハウジング１を構成する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
FIG. 4 is a sectional view of a pump using the magnetostrictive material according to the present embodiment. In FIG. 4, the pump of the present embodiment has a configuration in which both ends in the axial direction of a cylindrical main body 1a are connected so as to be sandwiched between an upper disc portion 1b and a lower disc portion 1c. The main body 1a and the disk portions 1b and 1c constitute a housing 1 that is a ferromagnetic material.

ハウジング１の内部には、略ペンシル状のバルブ部材２が同軸に配置されている。バルブ部材２は、ＳＵＳなどの非磁性体もしくは常磁性体から形成された上部円盤部１ｂ側の上方部２ａと、下部円盤部１ｃ側の超磁歪素子からなる第２のアクチュエータ部（第２の超磁歪素子）２ｂとから形成されている。下部円盤部１ｃ内において、第２のアクチュエータ部２ｂを包囲するようにして、第２のコイルである電磁コイル３が配置されている。電磁コイル３は、外部のバッテリＢＴ２に接続可能となっており、不図示の制御装置を介して、所定の電圧が付与されると、それに応じた磁界を発生するようになっている。   Inside the housing 1, a substantially pencil-shaped valve member 2 is arranged coaxially. The valve member 2 includes an upper portion 2a on the upper disk portion 1b side made of a nonmagnetic material such as SUS or a paramagnetic material, and a second actuator portion (second second portion) composed of a giant magnetostrictive element on the lower disk portion 1c side. Giant magnetostrictive element) 2b. In the lower disk portion 1c, an electromagnetic coil 3 as a second coil is disposed so as to surround the second actuator portion 2b. The electromagnetic coil 3 can be connected to an external battery BT2, and when a predetermined voltage is applied via a control device (not shown), a magnetic field corresponding to the voltage is generated.

又、下方部２ｂの下端には、円板状のピストン（第２のピストン）４が固定取り付けされている。ピストン４は、下部円盤部１ｃの円筒状の凹部（第２のシリンダ）１ｄ内に挿入されている。ピストン４の外周面に形成された周溝４ａ内には、密封手段であるＯ−リング５Ａ及び摺動面に当接するＰＴＦＥシール５Ｂが二重に配置されており、ピストン４の外周面と凹部１ｄの内周面との間を、流体漏れがないよう密封している。尚、ピストン４は、バルブ部材２に含まれるものとする。   A disk-like piston (second piston) 4 is fixedly attached to the lower end of the lower portion 2b. The piston 4 is inserted into a cylindrical recess (second cylinder) 1d of the lower disk portion 1c. In the circumferential groove 4a formed on the outer circumferential surface of the piston 4, an O-ring 5A serving as a sealing means and a PTFE seal 5B contacting the sliding surface are disposed in a double manner. The space between the inner peripheral surface of 1d is sealed so that there is no fluid leakage. The piston 4 is included in the valve member 2.

下部円盤部１ｃにおいて、その外周面と凹部１ｄの底部近傍とを連通するように、通路１ｆが形成されている。通路１ｆは、図４では一カ所しか示されていないが、作動流体の流入通路と流出通路として機能させるべく、２つ配置されていると好ましい。通路１ｆは、蓋部材６により閉止される。   In the lower disk portion 1c, a passage 1f is formed so that the outer peripheral surface thereof communicates with the vicinity of the bottom of the concave portion 1d. Although only one passage 1 f is shown in FIG. 4, it is preferable that two passages 1 f be arranged to function as an inflow passage and an outflow passage for the working fluid. The passage 1 f is closed by the lid member 6.

バルブ部材２の上方部２ａの周囲には、第１のピストンであるピストン部材７が配置されている。ピストン部材７は、図４で上部側に配置された略円盤状の強磁性体のピストン部７ａと、それに同軸に連結された円筒状の第１のアクチュエータ部（第１の超磁歪素子）７ｂとからなる。本体１ａ内において、第１のアクチュエータ部７ｂを包囲するようにして、第１のコイルである電磁コイル８が配置されている。電磁コイル８は、外部のバッテリＢＴ１に接続可能となっており、不図示の制御装置を介して、所定の電圧が付与されると、それに応じた磁界を発生するようになっている。   Around the upper portion 2a of the valve member 2, a piston member 7 as a first piston is arranged. The piston member 7 includes a substantially disc-shaped ferromagnetic piston portion 7a disposed on the upper side in FIG. 4 and a cylindrical first actuator portion (first giant magnetostrictive element) 7b coaxially connected thereto. It consists of. In the main body 1a, an electromagnetic coil 8 as a first coil is disposed so as to surround the first actuator portion 7b. The electromagnetic coil 8 can be connected to an external battery BT1, and when a predetermined voltage is applied via a control device (not shown), a magnetic field is generated accordingly.

ピストン部７ａは、ハウジングの本体１ａと上部円盤部１ｂとで形成する円筒状の凹部（第１のシリンダ）１ｇ内に挿入されている。ピストン部７ａの外周面に形成された周溝７ｃ内には、密封手段であるＯ−リング９Ａ及び摺動面に当接するＰＴＦＥシール９Ｂが二重に配置されており、ピストン部７ａの外周面と本体１ａの内周面との間を、流体漏れがないよう密封している。更に、ピストン部７ａの内周面に形成された周溝７ｄ内には、密封手段であるＯ−リング１０Ａ及び摺動面に当接するＰＴＦＥシール１０Ｂが二重に配置されており、ピストン部７ａの内周面と、バルブ部材２の外周面との間を、流体漏れがないよう密封している。   The piston portion 7a is inserted into a cylindrical recess (first cylinder) 1g formed by the main body 1a of the housing and the upper disk portion 1b. In the circumferential groove 7c formed on the outer peripheral surface of the piston portion 7a, an O-ring 9A serving as a sealing means and a PTFE seal 9B that contacts the sliding surface are doubled, and the outer peripheral surface of the piston portion 7a. And the inner peripheral surface of the main body 1a are sealed so that there is no fluid leakage. Further, in the circumferential groove 7d formed on the inner circumferential surface of the piston portion 7a, an O-ring 10A as a sealing means and a PTFE seal 10B that comes into contact with the sliding surface are doubled, and the piston portion 7a. Is sealed between the inner peripheral surface and the outer peripheral surface of the valve member 2 so that there is no fluid leakage.

ピストン部７ａは、第１のアクチュエータ部７ｂ側にフランジ７ｅを有している。フランジ７ｅと本体１ａの段部１ｈとの間に形成される空間内には、バネを構成するウェーブワッシャ（又は皿ばね）１１が配置され、ピストン部７ａを図４で下方に付勢している。   The piston part 7a has a flange 7e on the first actuator part 7b side. In a space formed between the flange 7e and the step portion 1h of the main body 1a, a wave washer (or a disc spring) 11 constituting a spring is arranged to urge the piston portion 7a downward in FIG. Yes.

本体１ａにおいて、その外周面と凹部１ｇの頂面近傍とを連通するように、通路１ｊが形成されている。通路１ｊは、その内部に逆止弁（ボールとバネとからなる公知の構成）１２を配置しており、また吸入用のコネクタ１３に接続している。   In the main body 1a, a passage 1j is formed so that the outer peripheral surface thereof communicates with the vicinity of the top surface of the recess 1g. The passage 1j is provided with a check valve (a known configuration comprising a ball and a spring) 12 and is connected to a connector 13 for suction.

本体１ａ内において、第１のアクチュエータ部７ｂ及び電磁コイル８と、第２のアクチュエータ部２ｂと電磁コイル３との間には、非磁性の遮蔽部材１４が設けられている。   In the main body 1a, a nonmagnetic shielding member 14 is provided between the first actuator portion 7b and the electromagnetic coil 8, and between the second actuator portion 2b and the electromagnetic coil 3.

本実施の形態において、バルブ部材２の先端（図４で上端）は、截頭円錐形状となっており、その頂面２ｃは平面である。一方、上部円盤部１ｂには、バルブ部材２に対向して、外部に向かって延在する細い吐出口１ｍが形成されている。吐出口１ｍのバルブ部材２側には、面取り部１ｋが形成されている。   In this Embodiment, the front-end | tip (upper end in FIG. 4) of the valve member 2 has a truncated cone shape, and the top surface 2c is a plane. On the other hand, the upper disk portion 1b is formed with a thin discharge port 1m that faces the valve member 2 and extends outward. A chamfered portion 1k is formed on the valve member 2 side of the discharge port 1m.

図４から明らかなように、バルブ部材２はピストン７を軸線方向に貫通しており、従って、一方の変位が他方の変位に影響することなく、両者を独立して駆動できるようになっている。   As is apparent from FIG. 4, the valve member 2 penetrates the piston 7 in the axial direction, so that one displacement can be driven independently without affecting the other displacement. .

下部円盤部１ｃ内に形成される凹部１ｄとピストン４とで密閉される空間には通路１ｆを介して外部より導入された任意の作動流体が封入されている。流体の種類により、その体積弾性係数Ｋを選択でき、或いはその封入量を調整することによって、弁の初期設定圧力や設定圧力特性を変化させることが出来る。例えば、開放位置にある頂面２ｃと、上部円盤部１ｂの下面との距離は、作動流体の封入量で調整することができる。   Arbitrary working fluid introduced from outside through a passage 1f is sealed in a space sealed by the recess 1d and the piston 4 formed in the lower disk portion 1c. Depending on the type of fluid, the bulk modulus K can be selected, or the initial set pressure and set pressure characteristics of the valve can be changed by adjusting the amount of the sealed fluid. For example, the distance between the top surface 2c in the open position and the lower surface of the upper disk portion 1b can be adjusted by the amount of working fluid enclosed.

本実施の形態の動作について説明する。電磁コイル８に電圧が印加されない場合、ピストン７は、ウェーブワッシャ（又は皿ばね）１１の付勢力により、図４に示すように下方（すなわち吸引位置）へと移動する。このとき、電磁コイル８にも電圧が印加されておらず、作動流体の圧力により、バルブ部材２の頂面２ｃが、上部円盤部１ｂの下面に押し付けられていれば、凹部１ｇ内の流体圧が低下するので、チェック弁１２が開弁し、コネクタ１３及び通路１ｊを介して、外部より凹部１ｇ内へと流体を吸引することができる。   The operation of this embodiment will be described. When no voltage is applied to the electromagnetic coil 8, the piston 7 moves downward (that is, the suction position) as shown in FIG. 4 by the urging force of the wave washer (or disc spring) 11. At this time, if no voltage is applied to the electromagnetic coil 8 and the top surface 2c of the valve member 2 is pressed against the lower surface of the upper disk portion 1b by the pressure of the working fluid, the fluid pressure in the recess 1g Therefore, the check valve 12 is opened, and fluid can be sucked into the recess 1g from the outside through the connector 13 and the passage 1j.

その後、不図示の制御装置の制御下で、バッテリＢＴ１から電磁コイル８に電圧Ｖ_ｅ１を印加すると、電磁コイル８は、強さＨ_１の磁界を発生する。それにより、第１のアクチュエータ部７ｂを構成する超磁歪素子に超磁歪現象による歪みが生じるので、これを利用して、ピストン部７ａを上部円盤部１ｂに向かって（すなわち圧縮位置へと）変位させ、凹部１ｇとピストン部７ａとで囲う空間の容積を減少させる。かかる圧縮行程は、空間内の圧力が設定圧力（開弁圧力）Ｐ１に達するまで行う。 Then, under the control of the control device (not shown), when a voltage is applied to V _e1 to the electromagnetic coil 8 from the battery BT1, the electromagnetic coil 8 generates a magnetic field strength H _1. As a result, distortion due to the giant magnetostriction phenomenon occurs in the giant magnetostrictive element constituting the first actuator part 7b. By using this, the piston part 7a is displaced toward the upper disk part 1b (that is, to the compression position). The volume of the space surrounded by the recess 1g and the piston portion 7a is reduced. Such a compression stroke is performed until the pressure in the space reaches a set pressure (valve opening pressure) P1.

開弁圧力Ｐ１に達したとき、不図示の制御装置の制御下で、バッテリＢＴ２から電磁コイル３に電圧Ｖ_ｅ２を印加すると、電磁コイル３は、強さＨ_２の磁界を発生する。それにより、バルブ部材２の第２のアクチュエータ部２ｂを構成する超磁歪素子に超磁歪現象によるΔ２の歪みが生じるので、これを利用して、バルブ部材２を開放位置へと変位させ、バルブ部材２の頂面２ｃを上部円盤部１ｂの下面から所定距離だけ離隔させる。それにより加圧された流体は、吐出口１ｍを介して外部へと吐出されるようになっている。 Upon reaching a valve opening pressure P1, under the control of the control device (not shown), when a voltage is applied to V _e2 to the electromagnetic coil 3 from the battery BT2, the electromagnetic coil 3 generates a magnetic field strength H _2. As a result, Δ2 distortion due to the giant magnetostriction phenomenon occurs in the giant magnetostrictive element constituting the second actuator portion 2b of the valve member 2, and this is used to displace the valve member 2 to the open position. 2 is separated from the lower surface of the upper disk part 1b by a predetermined distance. Thus, the pressurized fluid is discharged to the outside through the discharge port 1m.

凹部１ｇ内の圧力が設定圧力Ｐｃを下回ると吐出が完了し、電磁コイル３への電圧印加が中断され、凹部１ｄ内の作動流体圧により、バルブ部材２は閉止位置へと変位し、バルブ部材２の頂面２ｃが上部円盤部１ｂの下面に当接した状態に維持される。その後、電磁コイル８への電圧印加が中断されると、電磁コイル８の電流降下による復元作用を利用して、ピストン７は、流体の吸引を伴いながら図４に示す位置（吸引位置）へと戻る。以上で、吸引と圧縮の１サイクルが完了する。   When the pressure in the recess 1g falls below the set pressure Pc, the discharge is completed, the voltage application to the electromagnetic coil 3 is interrupted, and the valve member 2 is displaced to the closed position by the working fluid pressure in the recess 1d. 2 is maintained in a state in which the top surface 2c of 2 is in contact with the lower surface of the upper disk portion 1b. Thereafter, when the voltage application to the electromagnetic coil 8 is interrupted, the piston 7 is moved to the position (suction position) shown in FIG. Return. Thus, one cycle of suction and compression is completed.

ここで、凹部１ｄ内の流体容積を調整することで、バルブ部材２の頂面２ｃと上部円盤部１ｂの下面との距離よりも、第２のアクチュエータ部２ｂの歪みΔ２（飽和磁歪状態の歪）の方が大きくなるようにした場合、計算上は、バルブ部材２を閉止位置に変位させると、バルブ部材２の頂面２ｃと上部円盤部１ｂの下面との距離が負になるが、このときはバルブ部材２が弾性変形することで距離はゼロに維持され、それによりバルブ部材２の頂面２ｃと上部円盤部１ｂの下面との間に作用する押し付け力を、吐出孔１ｍを閉じる力として有効に用いることができる。   Here, by adjusting the fluid volume in the recess 1d, the strain Δ2 (saturation magnetostriction state strain) of the second actuator portion 2b is larger than the distance between the top surface 2c of the valve member 2 and the lower surface of the upper disk portion 1b. When the valve member 2 is displaced to the closed position, the distance between the top surface 2c of the valve member 2 and the lower surface of the upper disk portion 1b becomes negative. When the valve member 2 is elastically deformed, the distance is maintained at zero, so that the pressing force acting between the top surface 2c of the valve member 2 and the lower surface of the upper disk portion 1b is used to close the discharge hole 1m. Can be used effectively.

圧縮コイルばねを用いて設定する場合に比較して、本実施の形態では、弁または磁歪素子の弾性変形および作動流体の圧縮を利用していることから、この設定圧力Ｐｃを大きな値に設定することが出来る。尚、超磁歪素子と弁部の弾性変形のみを利用して設定圧力を決定する構成にも出来るが、弾性変形のみであると、作動流体の圧縮に比べて変形に対する応力の増加が敏感になるので、設定には注意が必要である。   Compared with the case of setting using a compression coil spring, in the present embodiment, since the elastic deformation of the valve or the magnetostrictive element and the compression of the working fluid are used, this set pressure Pc is set to a large value. I can do it. Although the set pressure can be determined by using only the elastic deformation of the giant magnetostrictive element and the valve portion, the increase in stress relative to the deformation becomes more sensitive than the compression of the working fluid if only the elastic deformation is used. Therefore, care must be taken in the setting.

更に、本実施の形態によれば逆止弁１２を、ボールと圧縮コイルばねの構成にし、ハウジング１内に収め、圧縮する流体の体積がなるべく小さくなるようにすることで流体の圧縮行程を効率よく行えるようにしてある。又、本体１ａ内において、第１のアクチュエータ部７ｂ及び電磁コイル８と、第２のアクチュエータ部２ｂと電磁コイル３との間に、強磁性体又は永久磁石から形成された遮蔽部材１４を配置したので、バルブ部材２をＳＵＳなどの非磁性体もしくは常磁性体から形成すれば、図４に示すように、遮蔽部材１４を共通する形で、電磁コイル３と電磁コイル８との間に、それぞれ独立した磁束ループＭＰが生じることとなる。電磁コイル３，８を接近して配置しても、磁束ループＭＰは互いに干渉することがないので、電磁コイル８の磁界が、アクチュエータ２ｂに影響を与えることが抑制され、且つ電磁コイル３の磁界が、アクチュエータ７ｂに影響を与えることが抑制され、それによりポンプの動作を確実に行わせるように機能する。   Furthermore, according to the present embodiment, the check valve 12 is configured as a ball and a compression coil spring, and is accommodated in the housing 1 so that the volume of the fluid to be compressed is as small as possible, thereby efficiently reducing the fluid compression stroke. It can be done well. Further, in the main body 1a, a shielding member 14 made of a ferromagnetic material or a permanent magnet is disposed between the first actuator portion 7b and the electromagnetic coil 8, and between the second actuator portion 2b and the electromagnetic coil 3. Therefore, if the valve member 2 is formed of a non-magnetic material such as SUS or a paramagnetic material, as shown in FIG. 4, the shielding member 14 is formed in common between the electromagnetic coil 3 and the electromagnetic coil 8, respectively. An independent magnetic flux loop MP is generated. Even if the electromagnetic coils 3 and 8 are arranged close to each other, the magnetic flux loops MP do not interfere with each other, so that the magnetic field of the electromagnetic coil 8 is suppressed from affecting the actuator 2b, and the magnetic field of the electromagnetic coil 3 is suppressed. However, it is possible to prevent the actuator 7b from being affected, thereby functioning to ensure the operation of the pump.

尚、従来から用いられている圧電素子は、一般的にセラミックス製なので加工しにくいというデメリットがあるが、超磁歪素子は、金属化合物であるため任意に切削加工でき、また焼結によって製作する場合には、型形状を工夫することで複雑な３次元形状でも容易に形成できるという特徴がある。従って、図４に示すように、ピストン部７ｂを貫通する孔などは、切削加工でも焼結でも容易に形成でき、コンパクトなポンプ構成を実現できる。   Conventionally used piezoelectric elements are generally made of ceramics, so there is a demerit that they are difficult to process. However, since giant magnetostrictive elements are metal compounds, they can be cut arbitrarily and are manufactured by sintering. Has a feature that even a complicated three-dimensional shape can be easily formed by devising a mold shape. Therefore, as shown in FIG. 4, the hole or the like penetrating the piston portion 7b can be easily formed by either cutting or sintering, and a compact pump configuration can be realized.

（実施例）
図４に示すポンプにおいて、本発明者らが行ったシミュレーション結果を表２に示す。表２に示すパラメータを用いることで、表２（ｃ）に示すような固有振動数ω_ｎを得ることができた。これによれば、ポンプの十分な応答性を確保できる。 (Example)
Table 2 shows the simulation results performed by the present inventors in the pump shown in FIG. By using the parameters shown in Table 2, it was possible to obtain natural frequencies ω _n as shown in Table 2 (c). According to this, sufficient responsiveness of the pump can be secured.

図７は、別な実施の形態にかかるポンプのホルダを示す図であり、図７（ａ）は正面図であり、図７（ｂ）は側面図である。図７において、円筒状のホルダ２０は、中央に貫通口２０ａを有し、その周囲に６つの貫通口２０ｂを有している。ＰＴＦＥ製のホルダ２０は、図４に示す第１のアクチュエータ部７ｂの代わりに用いることができる。すなわち、中央の貫通口２０ａにバルブ部材２を貫通させ、周囲の貫通孔２０ｂには、直径Ｄ：３ｍｍの円筒状の超磁歪素子（不図示）を嵌入させることができる。   FIG. 7 is a view showing a holder of a pump according to another embodiment, FIG. 7 (a) is a front view, and FIG. 7 (b) is a side view. In FIG. 7, the cylindrical holder 20 has a through-hole 20a at the center and six through-holes 20b around it. The PTFE holder 20 can be used instead of the first actuator portion 7b shown in FIG. That is, the valve member 2 can be passed through the central through-hole 20a, and a cylindrical giant magnetostrictive element (not shown) having a diameter D of 3 mm can be fitted into the surrounding through-hole 20b.

本実施の形態によれば、ＰＴＦＥの低摩擦性を利用することで、バルブ部材２の摺動抵抗を減らして、より応答性を高めることができると共に、渦電流の影響も抑えることができるので、より応答性が高まる。   According to the present embodiment, by utilizing the low friction property of PTFE, the sliding resistance of the valve member 2 can be reduced, and the response can be further improved, and the influence of eddy current can also be suppressed. More responsive.

以上、本発明を実施の形態を参照して説明してきたが、本発明は上記実施の形態に限定して解釈されるべきではなく、適宜変更・改良が可能であることはもちろんである。   The present invention has been described above with reference to the embodiments. However, the present invention should not be construed as being limited to the above-described embodiments, and can be modified or improved as appropriate.

本発明によれば、超磁歪素子の特性を活かし、バルブ及びその受圧部分をシリンダ内に収めることで高応答性を得ることができ、且つ、そのバルブを補助的に操作する第１のアクチュエータとバルブ部材を非磁性体もしくは常磁性体にし、２つのコイル間に強磁性体の分離板を介在させることで、磁気的に分離されながらも、比較的コンパクトに構成される高周波数で高圧微量吐出を可能とし、しかも細かい流量制御や吐出速度制御を行えるポンプを提供することが出来、更に渦電流損失や固有振動数を考慮することで、応答遅れを効果的に抑制できるポンプを提供することが出来た。   According to the present invention, by utilizing the characteristics of the giant magnetostrictive element, it is possible to obtain high responsiveness by accommodating the valve and the pressure receiving portion thereof in the cylinder, and the first actuator that operates the valve in an auxiliary manner. The valve member is made of non-magnetic material or paramagnetic material, and a ferromagnetic separator plate is interposed between the two coils. It is possible to provide a pump that can perform fine flow rate control and discharge speed control, and to provide a pump that can effectively suppress response delay by considering eddy current loss and natural frequency. done.

縦軸に周波数、横軸に直径Ｄをとった時の渦電流限界周波数のグラフである。It is a graph of eddy current limit frequency when the vertical axis represents frequency and the horizontal axis represents diameter D. 強制振動の周波数特性を示す図である。It is a figure which shows the frequency characteristic of forced vibration. 磁界と磁歪の関係を示す図である。It is a figure which shows the relationship between a magnetic field and magnetostriction. 本実施の形態にかかる磁歪材料を用いたポンプの断面図である。It is sectional drawing of the pump using the magnetostrictive material concerning this Embodiment. バルブ部材の先端形状を示す図である。It is a figure which shows the front-end | tip shape of a valve member. 吐出口の断面形状を示す図である。It is a figure which shows the cross-sectional shape of a discharge outlet. 別な実施の形態にかかるポンプのホルダを示す図である。It is a figure which shows the holder of the pump concerning another embodiment.

符号の説明Explanation of symbols

１ ハウジング
２ バルブ部材
３ 電磁コイル
４ （第２の）ピストン
７ （第１の）ピストン
８ 電磁コイル
１２ 逆止弁
１４ 遮蔽部材
２０ ホルダ
Reference Signs List 1 housing 2 valve member 3 electromagnetic coil 4 (second) piston 7 (first) piston 8 electromagnetic coil 12 check valve 14 shielding member 20 holder

Claims (11)

第１のコイルと、
超磁歪素子よりなる第１のアクチュエータと、
第２のコイルと、
超磁歪素子よりなる第２のアクチュエータと、
強磁性体からなり、前記第１のコイルおよび前記第１のアクチュエータと、前記第２のコイルおよび前記第２のアクチュータとの間に配置され、前記第１及び前記第２のアクチュエータを磁気的に分離する分離板とを備え、
前記第１のアクチュエータは、強磁性体からなるハウジングに形成された第１のシリンダ内を摺動する強磁性体の第１のピストンを駆動し、
前記第２のアクチュエータは、前記第１のピストンを貫通し且つ前記第１のシリンダと外部とを連通する吐出孔を開閉する非磁性のバルブ部材と、前記ハウジングに形成された第２のシリンダ内を摺動する第２のピストンとを駆動し、
前記第１のアクチュエータ及び前記第２のアクチュエータの直径又は厚みをＤ（ｍｍ）としたときに、以下の式が成り立つことを特徴とするポンプ。
ｆ≧６８７１０／Ｄ^２
但し、ｆは、アクチュエータに必要とされる応答周波数である。 A first coil;
A first actuator comprising a giant magnetostrictive element;
A second coil;
A second actuator comprising a giant magnetostrictive element;
It is made of a ferromagnetic material and is disposed between the first coil and the first actuator, and the second coil and the second actuator, and the first and second actuators are magnetically A separation plate for separating,
The first actuator drives a first piston made of a ferromagnetic material that slides in a first cylinder formed in a housing made of a ferromagnetic material.
The second actuator includes a non-magnetic valve member that opens and closes a discharge hole that passes through the first piston and communicates the first cylinder and the outside, and a second cylinder formed in the housing. And a second piston that slides
The pump is characterized in that the following equation holds when the diameter or thickness of the first actuator and the second actuator is D (mm).
f ≧ 68710 / D ²
Here, f is a response frequency required for the actuator. 前記第１のアクチュエータ及び前記第２のアクチュエータの直径又は厚みＤ（ｍｍ）は、２５．４ｍｍ以下であることを特徴とする請求項１に記載のポンプ。   2. The pump according to claim 1, wherein a diameter or thickness D (mm) of each of the first actuator and the second actuator is 25.4 mm or less. 前記第２のアクチュエータが駆動する前記バルブ部材と前記第２のピストンとは一体となってい移動することを特徴とする請求項１又は２に記載のポンプ。   The pump according to claim 1 or 2, wherein the valve member driven by the second actuator and the second piston move together. 外部より前記シリンダ室内に流体を吸引する通路に、逆止弁を設けており、前記逆止弁の固有振動数ω_ｎａが少なくともｌ００Ｈｚ以上であることを特徴とする請求項１乃至３のいずれかに記載のポンプ 4. A check valve is provided in a passage for sucking fluid into the cylinder chamber from the outside, and the natural frequency ω _na of the check valve is at least 100 Hz or more. The pump described in 前記第１のピストンの固有振動数ω_ｎ、ｂ１および作動流体の圧縮性を考慮した固有振動数ω_{ｎ、ｂ２’}と、前記第２のバルブ部材の固有振動数ω_ｎ、ｃとが少なくとも１００Ｈｚ以上であることを特徴とする請求項１乃至４のいずれかに記載のポンプ The natural frequency ω _{n, b2 ′} considering the natural frequency ω _{n, b1 of} the first piston and the compressibility of the working fluid, and the natural frequency ω _{n, c of} the second valve member are at least 100 Hz. It is the above, The pump in any one of Claims 1 thru | or 4 characterized by the above-mentioned. 前記バルブ部材は、前記吐出口に対向する端部が円錐形状となっていることを特徴とする請求項１乃至５のいずれかに記載のポンプ。   The pump according to any one of claims 1 to 5, wherein the valve member has a conical end portion facing the discharge port. 前記バルブ部材は、前記吐出口に対向する端部が球面形状となっていることを特徴とする請求項１乃至５のいずれかに記載のポンプ。   The pump according to any one of claims 1 to 5, wherein the valve member has a spherical shape at an end facing the discharge port. 前記バルブ部材は、前記吐出口に対向する端部が平板形状となっていることを特徴とする請求項１乃至５のいずれかに記載のポンプ。   The pump according to any one of claims 1 to 5, wherein the valve member has a flat plate-like end facing the discharge port. 前記吐出口の前記バルブ部材側端部には面取りが形成されていることを特徴とする請求項１乃至８のいずれかに記載のポンプ。   The pump according to any one of claims 1 to 8, wherein a chamfer is formed at an end of the discharge port on the valve member side. 前記第１のピストンと前記第１のシリンダ、及び前記第２のピストンと前記第２のシリンダとの少なくとも一方の間には、流体を密封する密封手段を設けており、前記密封手段は、Ｏ−リング及びＰＴＦＥシールの少なくとも一方であることを特徴とする請求項１乃至９のいずれかに記載のポンプ。   Sealing means for sealing a fluid is provided between at least one of the first piston and the first cylinder, and the second piston and the second cylinder. The pump according to claim 1, wherein the pump is at least one of a ring and a PTFE seal. 前記超磁歪素子がＴｂ_ｘＤｙ_{（１−ｘ）}Ｆｅ_ｙ（ｘは０．３〜０．４、ｙは２±０．１）の化合物を主体として構成されることを特徴とする請求項１乃至１０のいずれかに記載のポンプ。

Claim super-magnetostrictive element is _{Tb x Dy (1-x)} Fe y ( is x 0.3 to 0.4, y is 2 ± 0.1) characterized by being constituted of a compound of mainly 1 The pump in any one of thru | or 10.

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