JPH0524852Y2 - - Google Patents

Description

【考案の詳細な説明】 （産業上の利用分野） タンカータンク内の積荷流体を陸上のタンクに
移送するために、船内に設置された主機関駆動の
カーゴポンプの可変速駆動装置及びその制御装置
に関するものである。[Detailed description of the invention] (Industrial application field) A variable speed drive device and its control device for a cargo pump driven by a main engine installed in a ship to transfer cargo fluid in a tanker tank to a tank on land. It is related to.

（従来の技術） タンカーの主機関〓側の歯車式補機駆動装置に
接続したカーゴポンプによつて、タンカーのタン
クから陸上のタンクに積荷流体を移送する場合、
その流体の飽和蒸気圧が高いようなときは、移送
を続けて、タンカーのタンク内液面レベルが、ポ
ンプの設置レベル以下に低下してくると、ポンプ
の吸込揚程が増加、即ち、ポンプが利用できる
NPSH（Net Positive Suction Head絶対吸込揚
程）が減少する。そしてこのNPSHから流体の
飽和蒸気圧水頭を差引いた値がポンプの必要とす
るNPSHより小さくなると、ポンプ内で気泡を
発生して、キヤビテーシヨンを起し、騒音と振動
を生ずるとともにポンプや配管系が浸蝕を受けて
損傷のもとにもなり、ひどくなると圧送できない
場合もある。従来はこのような状態を避ける対策
として、主機関の出力回転速度を下げてポンプの
回転速度を減少させるか、或いは、ポンプの吐出
側のバルブを絞つて流量を減少させるかしてポン
プの必要NPSHを下げることがなされていた。(Prior art) When cargo fluid is transferred from a tanker tank to a tank on land by a cargo pump connected to a gear-type auxiliary drive device on the side of the tanker's main engine,
When the saturated vapor pressure of the fluid is high, if the liquid level in the tanker's tank drops below the pump installation level as the transfer continues, the suction head of the pump will increase, that is, the pump will stop moving. Available
NPSH (Net Positive Suction Head absolute suction head) decreases. When the value obtained by subtracting the saturated vapor pressure head of the fluid from this NPSH becomes smaller than the NPSH required by the pump, air bubbles are generated within the pump, causing cavitation, causing noise and vibration, and the pump and piping system. It can also become damaged due to erosion, and in severe cases, it may not be possible to pump it. Conventionally, measures to avoid this situation include lowering the output rotation speed of the main engine to reduce the rotation speed of the pump, or reducing the flow rate by throttling the valve on the discharge side of the pump. It was attempted to lower NPSH.

（考案が解決しようとする問題点） 上記のように主機関の回転速度を下げるような
場合、主機関と補機駆動装置の入力軸との間に弾
性継手を介設しても、設計上主機関のアイドル回
転数以下の一部の低回転速度域における運転では
駆動軸系全体にねじり振動を生じて、ポンプを含
めた駆動系が損傷を受けることがある。一般に弾
性継手は運転頻度の多い回転速度におけるねじり
振動の発生を回避するように設計されるもので、
その結果、ねじり振動は通常の運転回転速度外の
範囲に移動するが、ねじり振動を完全に除去する
ことはむずかしい。(Problem to be solved by the invention) When reducing the rotational speed of the main engine as described above, even if an elastic joint is interposed between the main engine and the input shaft of the auxiliary drive device, it is not possible due to the design. When operating in a low rotational speed range below the idle rotational speed of the main engine, torsional vibration may occur in the entire drive shaft system, which may damage the drive system including the pump. In general, elastic joints are designed to avoid torsional vibrations at rotational speeds that are frequently used.
As a result, torsional vibration moves to a range outside the normal operating rotational speed, but it is difficult to completely eliminate torsional vibration.

従来の主機関のガバナーのみによる回転速度の
制御では、上記のねじり振動の発生の他に、カー
ゴポンプの回転速度を高精度に制御することは不
可能であるという問題がある。従つて、主機関が
発電機などの他の補機を駆動しないようなとき
で、主機関によるカーゴポンプの可変速駆動が可
能でも可変速クラツチによる制御を併用する方が
正確な回転速度が得られるばかりでなく、可変速
クラツチのスリツプ率を小さくすることができ
る。特に定トルク特性を有するスクリユーポン
プ、ギアポンプなどの駆動については、主機関の
回転速度を上記ねじり振動の発生を避けた範囲で
可変速クラツチのスリツプ率をできるだけ小さく
保つことがスリツプ損失を小さくする事になり、
望ましい。又、このような補機駆動装置には、発
電機駆動用の出力軸が併設されているものもあ
り、その場合発電機、特に交流発電機は一定の回
転速度に維持する必要があるので、カーゴポンプ
との同時駆動時主機関の回転速度を変えることは
好ましくない。又、流量を減らすためポンプ吐出
側のバルブを絞るか、ポンプ循環量を増すことは
ポンプの動力損失が増加することから同様にして
好ましくないものである。このような従来の問題
点を解決するための駆動装置及びその制御装置を
開発するのが本考案の目的である。 In the conventional control of the rotational speed using only the governor of the main engine, there is a problem in addition to the generation of torsional vibration described above, in that it is impossible to control the rotational speed of the cargo pump with high precision. Therefore, when the main engine does not drive other auxiliary equipment such as a generator, even if variable speed drive of the cargo pump by the main engine is possible, it is better to use variable speed clutch control in combination to obtain more accurate rotation speed. Not only this, but also the slip rate of the variable speed clutch can be reduced. Particularly when driving screw pumps, gear pumps, etc. that have constant torque characteristics, it is important to keep the slip rate of the variable speed clutch as small as possible while keeping the rotational speed of the main engine within a range that avoids the generation of torsional vibrations to reduce slip loss. Something happened,
desirable. Also, some of these auxiliary drive devices are equipped with an output shaft for driving a generator, and in that case, the generator, especially the alternator, needs to be maintained at a constant rotational speed. It is not preferable to change the rotational speed of the main engine when it is driven simultaneously with the cargo pump. Furthermore, it is similarly undesirable to throttle the valve on the pump discharge side or increase the pump circulation rate in order to reduce the flow rate, as this increases the power loss of the pump. It is an object of the present invention to develop a drive device and a control device for the drive device to solve such conventional problems.

（解決するための手段） 上記のような問題点を解決するために本考案は
主機関の出力回転速度を一定に維持したもとで、
ポンプの吸込揚程が増大してきたときポンプが利
用できるNPSHの値をポンプが必要とする
NPSHの値以上に維持するように、油圧式可変
速クラツチを主機関とカーゴポンプとの間に設
け、カーゴポンプの回転速度を、ポンプの吸込揚
程と、ポンプの回転速度とから演算した操作信号
を、又は、ポンプの吸込側の圧力より演算した操
作信号を油圧制御弁に与えてクラツチ作動油圧を
制御するようにした油圧式可変速クラツチを介し
て自動的にカーゴポンプの回転速度を制御する構
成としたものである。(Means for Solving) In order to solve the above problems, the present invention maintains the output rotational speed of the main engine constant, and
The pump requires a value of NPSH that can be used by the pump when the pump's suction head increases.
A hydraulic variable speed clutch is installed between the main engine and the cargo pump to maintain the NPSH at or above the value, and the cargo pump's rotational speed is controlled by an operation signal calculated from the pump's suction head and the pump's rotational speed. Or, the rotational speed of the cargo pump is automatically controlled via a hydraulic variable speed clutch that controls the clutch operating oil pressure by giving an operating signal calculated from the pressure on the suction side of the pump to the hydraulic control valve. It is structured as follows.

（実施例） 第１図は本考案の１実施例の装置と制御回路の
簡単な構成を示したものである。FIG. 1 shows a simplified configuration of an apparatus and a control circuit according to an embodiment of the present invention.

第１図において、補機駆動装置１への動力は主
機関２から弾性継手３を介して入力軸４に伝えら
れ、この入力軸４と一体の入力歯車５が、出力軸
６及び７に回転自在に軸支したピニオン８及び９
にそれぞれかみ合い、このピニオン８及び９は油
圧式可変速クラツチ１０及び１１の入力側のハブ
部１２と一体に結合し、このハブ部１２の外周の
スプライン１３に軸方向摺動自在に嵌合した入力
側クラツチ板１４と、出力軸６と一体のクラツチ
キヤリア１５の内周スプライン１６に軸方向摺動
自在に嵌合した出力側クラツチ板１７とが、油圧
源１８から油圧制御弁１９を経てクラツチピスト
ン２０に与える油圧による押圧力を受けて係合す
ることによつて出力軸６及び７に、油圧式可変速
クラツチ１０及び１１を経て変速された回転が出
力され、そして、この出力軸６及び７には継手２
１及び２２を介してカーゴポンプ２３及び２４の
駆動軸２５及び２６をそれぞれ接続して伝達され
る構成になつている。 In FIG. 1, power to the auxiliary drive device 1 is transmitted from the main engine 2 to the input shaft 4 via the elastic joint 3, and an input gear 5 integrated with the input shaft 4 is rotated by the output shafts 6 and 7. Freely supported pinions 8 and 9
The pinions 8 and 9 are integrally connected to the hub portion 12 on the input side of the hydraulic variable speed clutches 10 and 11, and are fitted into the spline 13 on the outer periphery of the hub portion 12 so as to be slidable in the axial direction. The input side clutch plate 14 and the output side clutch plate 17, which is axially slidably fitted to the inner peripheral spline 16 of the clutch carrier 15 integrated with the output shaft 6, are connected to the clutch from a hydraulic source 18 via a hydraulic control valve 19. By engaging the piston 20 in response to the pressing force of the hydraulic pressure applied thereto, the output shafts 6 and 7 are output with speed-changed rotation via the hydraulic variable speed clutches 10 and 11. 7 has fitting 2
The drive shafts 25 and 26 of cargo pumps 23 and 24 are connected via terminals 1 and 22, respectively, and the transmission is transmitted.

又、上記のピニオン９は、中間軸２７と一体の
中間歯車２８を介して発電機駆動用の油圧式可変
速クラツチ２９の出力軸３０に回転自在に軸支し
たクラツチの入力側のピニオン３１とかみ合い、
次いでクラツチ出力側の出力軸３０と一体の歯車
３２は発電機駆動軸３３と一体の歯車３４とかみ
合い、更にこの駆動軸３３から継手３５を介して
発電機３６の軸３７に接続して、主機関２より油
圧式可変速クラツチ２９を経て発電機３６が一定
の回転速度で駆動される構成になつている。 The pinion 9 is connected to a pinion 31 on the input side of the clutch, which is rotatably supported on the output shaft 30 of a hydraulic variable speed clutch 29 for driving a generator via an intermediate gear 28 integrated with an intermediate shaft 27. interlocking,
Next, the gear 32 integrated with the output shaft 30 on the clutch output side meshes with the gear 34 integrated with the generator drive shaft 33, and is further connected to the shaft 37 of the generator 36 from the drive shaft 33 via the joint 35, so that the main The generator 36 is driven by the engine 2 via a hydraulic variable speed clutch 29 at a constant rotational speed.

尚、出力軸６及び７には、図示されていないブ
レーキが設けられていて、カーゴポンプを使用し
ていないときは、カーゴポンプの空転を防止する
ためにブレーキを作動するようになつている。 In addition, the output shafts 6 and 7 are provided with brakes (not shown), and when the cargo pump is not in use, the brakes are activated to prevent the cargo pump from running idly.

カーゴポンプ２３の吸込口３８は移送流体を貯
蔵するタンク４０内の底面の近くの開口３９とパ
イプ４１によつて接続され、吐出口４２は図示さ
れていない上甲板に設けた陸揚げ設備にパイプ４
３を介して接続されている。タンク４０にはタン
ク４０内の液面レベルを検出する浮子タイプのレ
ベル検出器４４が設置され、このレベル検出器４
４と、カーゴポンプ２３の回転速度検出器４５と
からのそれぞれの検出信号４６及び４７をコント
ローラ４８が受けて演算し、その演算信号４９を
油圧制御弁１９のソレノイドが受けて、油圧源１
８からライン５０を経て可変速クラツチ１０に与
えるクラツチ油圧を、カーゴポンプがキヤビテー
シヨンを発生しない所定の回転速度を維持するよ
うに制御する。 The suction port 38 of the cargo pump 23 is connected by a pipe 41 to an opening 39 near the bottom in a tank 40 storing the transfer fluid, and the discharge port 42 is connected by a pipe 41 to a landing facility provided on the upper deck (not shown).
Connected via 3. A float type level detector 44 is installed in the tank 40 to detect the liquid level in the tank 40.
4 and the rotation speed detector 45 of the cargo pump 23, the controller 48 receives and calculates the respective detection signals 46 and 47, and the calculated signal 49 is received by the solenoid of the hydraulic control valve 19, and the hydraulic power source 1
Clutch oil pressure applied from 8 to variable speed clutch 10 via line 50 is controlled so that the cargo pump maintains a predetermined rotational speed at which cavitation does not occur.

第２図に上記した実施例の駆動装置１をタンカ
ーに設置した概略図を示す。第２図において１が
カーゴポンプ２３及び２４を駆動する可変速クラ
ツチ１０及び１１を含む補機駆動装置で、主機関
２の〓側から、そして、プロペラ５１を減速機５
２、推進軸５３を経て、主機関２の〓側からそれ
ぞれ駆動する構成になつている。カーゴポンプ２
３及び２４にはタンク４０への吸込パイプ４１
と、陸揚げ用の吐出パイプ４３とが接続されてい
る。 FIG. 2 shows a schematic diagram of the drive device 1 of the above-described embodiment installed in a tanker. In FIG. 2, reference numeral 1 denotes an auxiliary drive device including variable speed clutches 10 and 11 that drive cargo pumps 23 and 24.
2. They are each driven from the bottom side of the main engine 2 via the propulsion shaft 53. cargo pump 2
3 and 24 have suction pipes 41 to the tank 40.
and a discharge pipe 43 for landing are connected.

上記のように構成したカーゴポンプ可変速駆動
装置の制御装置とその作動について説明する。 The control device for the cargo pump variable speed drive device configured as described above and its operation will be explained.

タンカーのタンク４０内にある積荷の流体を陸
上のタンク（図示せず）に、カーゴポンプ２３，
２４によつて移送する場合、タンク４０内の液面
レベルが充分高いうちは、ポンプ２３，２４の吸
込側の押込み圧が大きいので、可変速クラツチ１
０，１１を直結して、最高の回転速度で運転する
ことができる。しかし、時間が経過してタンク４
０内の液面が低下して、ポンプ２３，２４の吸込
口のレベルに近づくと吸込側の流れは押込みから
吸引に変り、液面レベルの低下につれて、漸次、
負圧が増加して吸込揚程が増加してくる。その結
果、移送流体が低い沸点の場合には、高い飽和蒸
気圧を示すことから、ポンプの吸込揚程は、その
飽和蒸気圧の水頭に相当する分だけ更に小さくな
り、この差がポンプの必要とする絶対吸込揚程
（NPSHreq）までに減少すると流体はポンプ内
で気泡を発生して、キヤビテーシヨンを起し、移
送不能にもなる。このポンプの必要とする絶対吸
込揚程は、ポンプ固有の特性として与えられてお
り、第３図に必要NPSHの値をパラメータとし
て流量と全揚程の関係についてその一実施例が示
されている。 Cargo pumps 23,
24, while the liquid level in the tank 40 is sufficiently high, the pushing pressure on the suction side of the pumps 23 and 24 is large, so the variable speed clutch 1
0 and 11 can be connected directly to operate at the highest rotational speed. However, as time passes, tank 4
When the liquid level in 0 decreases and approaches the level of the suction ports of the pumps 23 and 24, the flow on the suction side changes from pushing to suction, and as the liquid level decreases, gradually
As the negative pressure increases, the suction lift increases. As a result, when the transferred fluid has a low boiling point, it exhibits a high saturated vapor pressure, and the suction head of the pump becomes smaller by an amount corresponding to the head of the saturated vapor pressure, and this difference is used to reduce the required pumping head. When the fluid decreases to the absolute suction head (NPSHreq), the fluid will generate bubbles in the pump, causing cavitation and becoming unable to be transferred. The absolute suction head required by this pump is given as a characteristic unique to the pump, and FIG. 3 shows an example of the relationship between flow rate and total head using the required NPSH value as a parameter.

上記のような事態の発生を防止するために、本
考案では、タンク４０の液面レベルとポンプ２
３，２４の回転速度を検出した信号をあらかじめ
ポンプの性能曲線と取扱う流体の性状をメモリー
にインプツトしたマイクロコンピユータを含むコ
ントローラ４８に与えて、ポンプの吸込揚程、流
量、配管中の損失などを演算してポンプが利用で
きるNPSHを、NPSHava＝大気圧（ｍ）−吸込
実揚程（ｍ）−配管中の損失（ｍ）、の式から求
め、このNPSHavaから流体の操作温度における
飽和蒸気圧（ｍ）を差引いた値よりも小さいポン
プの必要とするNPSH（NPSHreq）、即ち、式
NPSHreq＜NPSHava−飽和蒸気圧（ｍ）の関
係を満足するようなNPSHreqを与えるまで配管
中の損失を減少した流量になるように回転速度を
制御する。このような制御は、タンク４０の液面
のレベル検出器４４と、ポンプ２３，２４の回転
速度検出器４５と、流体の温度検出器（図示せ
ず）とからの検出信号を、あらかじめ取扱う流体
についてメモリーに情報をインプツトしたマイク
ロコンピユータを有するコントローラ４８に与え
その演算信号を比例電磁弁である油圧制御弁１９
に与えて、可変速クラツチ１０，１１へのクラツ
チ作動油圧を制御してクラツチのスリツプを加減
することによつて達成される。 In order to prevent the above-mentioned situation from occurring, in the present invention, the liquid level of the tank 40 and the pump 2
The signals obtained by detecting the rotational speeds of Nos. 3 and 24 are sent to a controller 48 that includes a microcomputer that has the pump's performance curve and the properties of the fluid to be handled inputted into its memory in advance, and calculates the pump's suction head, flow rate, loss in piping, etc. The NPSH that can be used by the pump is determined from the formula: NPSHava = atmospheric pressure (m) - actual suction head (m) - loss in piping (m), and from this NPSHava, the saturated vapor pressure (m) at the operating temperature of the fluid is calculated. ) is less than the required NPSH of the pump (NPSHreq), i.e., the formula
The rotation speed is controlled so that the loss in the piping is reduced until a NPSHreq that satisfies the relationship: NPSHreq<NPSHava-saturated vapor pressure (m) is provided. Such control is based on the detection signals from the liquid level detector 44 of the tank 40, the rotational speed detector 45 of the pumps 23 and 24, and the fluid temperature detector (not shown) in advance. The calculated signal is sent to a controller 48 having a microcomputer that inputs information into a memory about the hydraulic pressure control valve 19, which is a proportional solenoid valve.
This is achieved by controlling the clutch actuation oil pressure to the variable speed clutches 10, 11 to increase or decrease clutch slip.

タンクのレベル検出器によつて求められるポン
プの吸込実揚程は、タンクの液面レベルがポンプ
の吸込口のレベルよりも上のときは−（負）の、
そして下のときは＋（正）の値を与える。 The actual pump suction head determined by the tank level detector is - (negative) when the liquid level in the tank is higher than the level at the pump suction port.
If it is below, a + (positive) value is given.

第３図は、縦軸に全揚程（ｍ）を、横軸に流量
（m³／ｈ）をとり、或る特定の流体をタンカーか
ら陸上のタンクに遠心式カーゴポンプを移送する
際の、ポンプの回転速度（回転比）をパラメータ
として、流量と全揚程の関係、即ち、ポンプの性
能曲線を実線で、ポンプの必要とするNPSHを
パラメータとして同様の関係を破線で図示したも
のである。 Figure 3 shows the total head (m) on the vertical axis and the flow rate (m ³ /h) on the horizontal axis, and shows how a certain fluid is transferred from a tanker to a tank on land using a centrifugal cargo pump. The relationship between flow rate and total head, that is, the performance curve of the pump, is shown as a solid line, using the rotational speed (rotation ratio) of the pump as a parameter, and the same relationship is shown as a broken line, using the NPSH required by the pump as a parameter.

第３図の全揚程は、全揚程（ｍ）＝吐出実揚程
（ｍ）＋吸込実揚程（ｍ）＋配管中の損失（ｍ）、の
関係式から算出される。但し、配管中の損失は、
流量を与えて計算される。 The total head in FIG. 3 is calculated from the relational expression: total head (m)=actual discharge head (m)+actual suction head (m)+loss in piping (m). However, the loss during piping is
Calculated given the flow rate.

ポンプの回転速度の自動制御システムにおいて
は、タンクの液面レベル検出信号と、ポンプの回
転速度検出信号とをコントローラ４８のマイクロ
コンピユータが受けて、あらかじめメモリーにイ
ンプツトされているポンプの性能曲線、吐出側及
び吸込側の配管中の損失−流量の関係、取扱う流
体の密度と飽和蒸気圧曲線などのデータを用いて
演算して、キヤビテーシヨンを起こさない流量に
するためのポンプ２３，２４の所要回転速度に調
整するスリツプ制御信号を、可変速クラツチ１
０，１１のクラツチ作動油圧を制御する油圧制御
弁１９に与えるように構成されている。 In the automatic pump rotational speed control system, the microcomputer of the controller 48 receives the tank liquid level detection signal and the pump rotational speed detection signal, and calculates the pump performance curve and discharge output that have been input into memory in advance. The required rotational speed of the pumps 23 and 24 is calculated using data such as the relationship between loss and flow rate in the side and suction side piping, the density of the fluid to be handled, and the saturated vapor pressure curve, etc., to achieve a flow rate that does not cause cavitation. The slip control signal to be adjusted to the variable speed clutch 1
It is configured to apply clutch operating oil pressures of 0 and 11 to a hydraulic pressure control valve 19 that controls the clutch operating oil pressure.

上記のように、液面レベル検出信号と、ポンプ
の回転速度検出信号とによる制御方式は、演算に
際して、必要とするデータ数が多くて演算も複雑
であるが、もつと簡単な別の制御方式もある。 As mentioned above, the control method using the liquid level detection signal and the pump rotational speed detection signal requires a large amount of data and is complicated to calculate, but there is another control method that is simpler. There is also.

それは、ポンプの吐出側及び吸込側に圧力検出
器５４及び５５を設け、圧力を検出した信号だけ
におるもので、全揚程は、上記の各々の検出圧か
ら、次いで、ポンプの利用できる NPSHは吸込圧力検出信号から式、 NPSHava＝大気圧（ｍ）−吸込揚程（ｍ）を用
いて簡単に求めることができ、これから、式
NPSHreq＜NPSHava−飽和蒸気圧（ｍ）の関
係が成立するように圧力の検出信号でポンプの回
転速度を制御することになるので、前記の如く配
管中の損失を演算する必要がなくなる。 Pressure detectors 54 and 55 are installed on the discharge side and suction side of the pump, and only the signals detected by the pressure are detected.The total head is calculated from each of the above detected pressures, and then the available NPSH of the pump is It can be easily determined from the suction pressure detection signal using the formula, NPSHava = atmospheric pressure (m) - suction head (m), and from this, the formula
Since the rotational speed of the pump is controlled by the pressure detection signal so that the relationship NPSHreq<NPSHava-saturated vapor pressure (m) holds, there is no need to calculate the loss in the piping as described above.

本考案のカーゴポンプ可変速駆動装置は上記の
実施例の遠心式ポンプに限定されるものでなく、
スクリユーポンプ、ピストンポンプ、ギアポンプ
など各種のポンプに対しても適用できる。 The cargo pump variable speed drive device of the present invention is not limited to the centrifugal pump of the above embodiment,
It can also be applied to various pumps such as screw pumps, piston pumps, and gear pumps.

カーゴポンプとして遠心ポンプを適用するとき
は、遠心ポンプが逓減トルク負荷特性を有し、第
４図に示す如く、主機関の出力、即ち、可変速ク
ラツチの入力馬力（主機関の定格馬力に対する％
表示）は、可変速クラツチの出力回転速度（入力
回転速度に対する％表示）に対して２次曲線a₁の
ように、又、出力馬力は３次曲線b₁のようにな
る。従つて可変速クラツチのスリツプ損失は両曲
線a₁及びb₁の差として求まり、その値は曲線C₁の
如くなり、出力回転速度が67％位のところで最大
値を示すが、全体に小さくて、スリツプによる発
生熱も少ないので全回転速度範囲にわたりスリツ
プ制御が容易である。しかし、スクリユーポン
プ、ギアポンプなどのように定トルク負荷特性の
場合は、第５図に示す如く、主機関の出力馬力、
即ち可変速クラツチの入力馬力は、出力回転速度
に関係なく一定となり（a₂）、一方、可変速クラ
ツチの出力馬力は、出力回転速度に比例して変動
するので（b₁）、この両直線a₂及びb₂の差がスリ
ツプ損失となるc₂、従つて出力回転速度が減少す
るとスリツプ率が増加してスリツプ損失が増加
し、動力損失の増大だけでなくクラツチ板が焼付
くこともあり得る。このようなことから定トルク
負荷特性のポンプを可変速クラツチを介して駆動
する場合は、スリツプ率をなるべく小さく維持す
るように、主機関による回転速度制御も合わせて
行うことがのぞましい。例えば、第５図に示す如
く、可変速クラツチ直結状態で主機関の回転速度
を20％下げると、入力馬力はa₂からa₃に減少し、
出力馬力はb₂と同じくb₃であるから、スリツプ損
失はc₂からc₃に減少する。しかし主機関による回
転速度の制御は、同時に駆動する補機の種類によ
つて、その範囲が制限されることもある。ねじり
振動上の問題もなく、主機関による回転速度の制
御が可能でも、可変速クラツチによる制御を併用
した方が、迅速な、高精度の制御が得られる。 When a centrifugal pump is used as a cargo pump, the centrifugal pump has a decreasing torque load characteristic, and as shown in Fig. 4, the output of the main engine, that is, the input horsepower of the variable speed clutch (% of the rated horsepower of the main engine)
The output rotational speed (displayed as a percentage of the input rotational speed) of the variable speed clutch is expressed as a quadratic curve _a1 , and the output horsepower is expressed as a cubic curve _b1 . Therefore, the slip loss of a variable speed clutch can be found as the difference between both curves a ₁ and b ₁ , and the value is as shown in curve C ₁ , which shows the maximum value at around 67% of the output rotation speed, but is small overall. Since less heat is generated due to slip, slip control is easy over the entire rotational speed range. However, in the case of constant torque load characteristics such as screw pumps and gear pumps, as shown in Figure 5, the output horsepower of the main engine,
In other words, the input horsepower of the variable speed clutch is constant regardless of the output rotational speed (a ₂ ), while the output horsepower of the variable speed clutch varies in proportion to the output rotational speed (b ₁ ). The difference between a ₂ and b ₂ is the slip loss c ₂ Therefore, when the output rotational speed decreases, the slip rate increases and the slip loss increases, which not only increases the power loss but also may cause the clutch plate to seize. obtain. For this reason, when a pump with constant torque load characteristics is driven via a variable speed clutch, it is desirable to also control the rotational speed of the main engine so as to keep the slip ratio as small as possible. For example, as shown in Figure 5, when the rotational speed of the main engine is reduced by 20% with the variable speed clutch directly connected, the input horsepower will decrease from a ₂ to a ₃ ,
Since the output horsepower is b ₃ as well as b ₂ , the slip loss decreases from c ₂ to c ₃ . However, the range of rotational speed control by the main engine may be limited depending on the types of auxiliary machines that are simultaneously driven. Even if there is no problem with torsional vibration and the rotational speed can be controlled by the main engine, faster and more accurate control can be obtained by using control with a variable speed clutch.

このような主機関及び可変速クラツチの回転速
度の同時制御は、可変速クラツチの出力回転速度
に合わせて手動で主機関の回転速度を制御するこ
とによつても達成できるが、この主機関の回転速
度を自動的に制御する場合は、例えば第６図に示
す如く、可変速クラツチの出力回転速度と、それ
に対応する主機関の回転速度に換算した関係を線
分ｄで示したような関係のもとで可変速クラツチ
の出力回転速度の適当な変動値C₀，C₁，C₂，及
びC₃に対応する主機関の回転速度よりも大きい
e₀，e₁，e₂，及びe₃を主機関と可変速クラツチと
の回転速度の関係が階段状の線分ｇで示されるよ
うに常時、可変速クラツチがスリツプ制御状態を
維持するように設定値として与えておき、可変速
クラツチ１０及び主機関２の出力側に回転速度検
出器４５，５６を設け、検出器４５からの検出信
号４７をコントローラ４８で、上記の設定信号と
比較し、いづれかの設定信号を越えて減少したと
きは、その設定信号に対応する回転速度を主機関
２が出力するように、コントローラ４８より主機
関２の電子ガバナー５７に主機関の出力回転速度
を制御する信号５８を出力する構成となつてい
る。 Such simultaneous control of the rotational speed of the main engine and the variable speed clutch can also be achieved by manually controlling the rotational speed of the main engine in accordance with the output rotational speed of the variable speed clutch. When controlling the rotational speed automatically, for example, as shown in Fig. 6, the relationship between the output rotational speed of the variable speed clutch and the corresponding rotational speed of the main engine converted into the relationship shown by the line segment d is established. Appropriate variation values of the output rotational speed of the variable speed clutch under C ₀ , C ₁ , C ₂ , and C ₃ are greater than the corresponding rotational speed of the main engine.
e ₀ , e ₁ , e ₂ , and e ₃ are set so that the variable speed clutch always maintains the slip control state so that the relationship between the rotational speeds of the main engine and the variable speed clutch is shown by the stepped line g. is given as a set value, rotational speed detectors 45 and 56 are provided on the output sides of the variable speed clutch 10 and the main engine 2, and the detection signal 47 from the detector 45 is compared with the above set signal by the controller 48. , when the output rotation speed of the main engine 2 is decreased by exceeding one of the setting signals, the controller 48 controls the electronic governor 57 of the main engine 2 to control the output rotation speed of the main engine so that the main engine 2 outputs the rotation speed corresponding to the setting signal. The configuration is such that a signal 58 is output.

このようにして、主機関の回転速度が、可変速
クラツチの出力回転速度に近似してやや大き目に
保たれることから、定トルク負荷特性のポンプの
場合も、動力損失を低減したもとで、主機関及び
可変速クラツチの回転速度の同時制御が可能にな
る。 In this way, the rotation speed of the main engine is kept close to the output rotation speed of the variable speed clutch, and therefore, even in the case of a pump with constant torque load characteristics, while reducing power loss, Simultaneous control of the rotational speed of the main engine and the variable speed clutch becomes possible.

上記のように制御される主機関の回転速度の下
限は、そのときの主機関の出力馬力が、カーゴポ
ンプの駆動馬力と可変速クラツチの損失馬力との
和の値に達したときであり、又、カーゴポンプ以
外に同時駆動される補機があるときは、その補機
の駆動馬力も加味したもので比較する。このよう
にして求めた限界値よりもやや大き目に主機関の
回転速度の限界値を設定し、その範囲内で、主機
関の段階的な回転速度の制御がなされる。その
際、主機関の回転速度の制御がなされる。その
際、主機関の回転速度制御範囲内では、ねじり振
動が発生しないよう設定する。 The lower limit of the rotation speed of the main engine controlled as described above is when the output horsepower of the main engine at that time reaches the sum of the drive horsepower of the cargo pump and the loss horsepower of the variable speed clutch, Also, if there is an auxiliary machine that is driven at the same time other than the cargo pump, the driving horsepower of that auxiliary machine is also taken into consideration for comparison. The limit value of the rotational speed of the main engine is set to be slightly larger than the limit value obtained in this way, and the rotational speed of the main engine is controlled in stages within that range. At this time, the rotational speed of the main engine is controlled. At this time, settings are made so that torsional vibration does not occur within the rotational speed control range of the main engine.

（考案の効果） 上記した如く、本考案は、タンカーにおいて、
主機軸から油圧式可変速クラツチを介してカーゴ
ポンプを駆動するようにしたので積荷流体の陸揚
げの際、タンク内の液面レベルが定価してポンプ
の吸込側の押込み圧が減少してきても、ポンプの
キヤビテーシヨンの発生を防止するために、主機
関の出力回転速度を直接に制御することなくし
て、単に、油圧式可変速クラツチにスリツプを与
えてポンプの回転速度を制御するようにしたの
で、発電機を同時駆動する場合のように主機関の
回転速度を一定に維持するときは当然のことであ
るが、主機関を直接、可変速制御するときも、主
機関を、ねじり振動が発生する範囲を避けた回転
速度に維持することにより、ねじり振動が避けら
れるので、これにともなうポンプを含めた駆動系
の損傷を未然に防ぎ、又、この主機関によつて同
時に発電機などの他の補機を駆動しているような
場合でも、他の補機の回転速度に影響を与えない
という効果がある。又、カーゴポンプの他に同時
に駆動される補機がない場合は主機関による回転
速度の制御も併用することによつて可変速クラツ
チのスリツプ損失が減少され、特に定トルク負荷
特性のスクリユーポンプ、ギアポンプなどではそ
の効果が大きい。又、逓減トルク負荷特性を有す
る遠心ポンプなどでは可変速クラツチの適用によ
つて、ポンプの吐出管、又は、循環ラインに絞り
弁を設けて、流量制御する場合に比較して、ポン
プ効率が向上するという効果もある。(Effects of the invention) As mentioned above, the present invention has the advantage that, in a tanker,
Since the cargo pump is driven from the main engine shaft via a hydraulic variable speed clutch, even when the cargo fluid is unloaded, even if the liquid level in the tank is at its normal level and the pumping pressure on the suction side of the pump is reduced. In order to prevent cavitation of the pump, the pump rotation speed was simply controlled by giving slip to the hydraulic variable speed clutch, without directly controlling the output rotation speed of the main engine. This is natural when maintaining the main engine's rotational speed constant, such as when driving a generator simultaneously, but when the main engine is directly controlled at variable speed, torsional vibrations occur in the main engine. By maintaining the rotational speed within this range, torsional vibration can be avoided, thereby preventing damage to the drive system including the pump, and also allowing the main engine to simultaneously operate other sources such as the generator. Even when an auxiliary machine is being driven, it has the effect of not affecting the rotational speed of other auxiliary machines. Additionally, if there is no auxiliary equipment driven at the same time other than the cargo pump, the slip loss of the variable speed clutch can be reduced by controlling the rotational speed of the main engine, especially for screw pumps with constant torque load characteristics. This effect is great for gear pumps, etc. In addition, by applying a variable speed clutch to centrifugal pumps that have a decreasing torque load characteristic, pump efficiency is improved compared to when a throttle valve is installed in the pump discharge pipe or circulation line to control the flow rate. There is also the effect of

【図面の簡単な説明】[Brief explanation of the drawing]

第１図は本考案のカーゴポンプ可変速駆動装置
の１実施例の簡単な構成と、その制御回路を、第
２図はタンカーに本考案の装置を設置した簡単な
構成を、第３図は一例として遠心式ポンプの性能
曲線を、第４，５図は可変速クラツチの出力回転
速度と入出力馬力、ロス馬力の関係をそして第６
図は可変速クラツチの出力回転速度と主機関の回
転速度の関係をそれぞれ図示したものである。 １……補機駆動装置、２……主機関、３……弾
性継手、４……入力軸、５，８，９……歯車、
６，７……出力軸、１０，１１……油圧式可変速
クラツチ、１９……油圧制御弁、２１，２２……
継手、２３，２４……カーゴポンプ、２５，２６
……駆動軸、４０……タンク、４４……レベル検
出器、４５，４６……回転速度検出器、４８……
コントローラ、５４，５５……圧力検出器、５７
……電子ガバナー。 Figure 1 shows a simple configuration of one embodiment of the cargo pump variable speed drive device of the present invention and its control circuit, Figure 2 shows a simple configuration of the device of the present invention installed on a tanker, and Figure 3 As an example, Figures 4 and 5 show the performance curve of a centrifugal pump.
The figures illustrate the relationship between the output rotational speed of the variable speed clutch and the rotational speed of the main engine. 1... Auxiliary drive device, 2... Main engine, 3... Elastic joint, 4... Input shaft, 5, 8, 9... Gear,
6, 7... Output shaft, 10, 11... Hydraulic variable speed clutch, 19... Hydraulic control valve, 21, 22...
Coupling, 23, 24...Cargo pump, 25, 26
... Drive shaft, 40 ... Tank, 44 ... Level detector, 45, 46 ... Rotation speed detector, 48 ...
Controller, 54, 55...Pressure detector, 57
...Electronic governor.

Claims (1)

【実用新案登録請求の範囲】 １ オイルタンカーの主機関に弾性継手を介して
補機駆動装置の入力軸を接続し、この入力軸に
増速歯車機構を介してかみ合う複数本の並行し
た補機駆動用の出力軸を設け、この出力軸の一
本及至複数本に、入力側と出力側との間を嵌脱
及びスリツプ運転可能にする油圧式可変速クラ
ツチを設け、この出力側の軸に継手を介してタ
ンク内の積荷流体を揚荷するカーゴポンプの駆
動軸を接続したことを特徴とするカーゴポンプ
の可変速駆動装置。 ２ オイルタンカーの主機関に弾性継手を介して
補機駆動装置の入力軸を接続し、この入力軸に
増速歯車機構を介してかみ合う複数本の並行し
た補機駆動用の出力軸を設け、この出力軸の一
本及至複数本に、入力側と出力側との間を嵌脱
及びスリツプ運転可能にする油圧式可変速クラ
ツチを設け、この出力側の軸に継手を介してタ
ンク内の積荷流体を揚荷するカーゴポンプの駆
動軸を接続したカーゴポンプの可変速駆動装置
において、タンクの液面レベル検出器と、カー
ゴポンプ回転速度検出器と、これらの検出信号
を受けて、カーゴポンプの吸込揚程を演算し
て、許容吸込揚程の設定値と比較し、この設定
値以下に維持するようなカーゴポンプの回転速
度を与える制御信号を出力するコントローラ
と、この制御信号を受けて油圧式可変速クラツ
チの作動油圧を制御する油圧制御弁とを設けた
カーゴポンプの可変速駆動制御装置。 ３ オイルタンカーの主機関に弾性継手を介して
補機駆動装置の入力軸を接続し、この入力軸に
増速歯車機構を介してかみ合う複数本の並行し
た補機駆動用の出力軸を設け、この出力軸の一
本及至複数本に、入力側と出力側との間を嵌脱
及びスリツプ運転可能にする油圧式可変速クラ
ツチを設け、この出力側の軸に継手を介してタ
ンク内の積荷流体を揚荷するカーゴポンプの駆
動軸を接続したカーゴポンプの可変速駆動装置
において、カーゴポンプの吸込圧力検出器と、
カーゴポンプ回転速度検出器と、これらの検出
信号を受けて、カーゴポンプの吸込揚程を演算
して、許容吸込揚程の設定値と比較し、この設
定値以下に維持するようなカーゴポンプの回転
速度を与える制御信号を出力するコントローラ
と、この制御信号を受けて油圧式可変速クラツ
チの作動油圧を制御する油圧制御弁とを設けた
カーゴポンプの可変速駆動制御装置。 ４ 実用新案登録請求の範囲第２項又は３項記載
のカーゴポンプの可変速駆動制御装置におい
て、主機関回転速度検出器を設け、その検出器
の検出信号と、カーゴポンプの回転速度検出信
号とを、段階的に設定された複数の主機関回転
速度設定値と比較し、油圧式可変速クラツチの
スリツプにもとづき、いづれかの設定値を越え
てカーゴポンプの回転速度が減少するとき、主
機関の回転速度をこの設定値に維持するように
主機関のガバナーに機関出力回転速度を制御す
る信号を与えるコントローラを設けたカーゴポ
ンプの可変速駆動制御装置。[Scope of Claim for Utility Model Registration] 1. An input shaft of an auxiliary equipment drive device is connected to the main engine of an oil tanker via an elastic joint, and a plurality of parallel auxiliary equipment mesh with this input shaft via a speed increasing gear mechanism. An output shaft for driving is provided, and a hydraulic variable speed clutch is provided on one or more of these output shafts to enable engagement and disengagement and slip operation between the input side and the output side. A variable speed drive device for a cargo pump, characterized in that a drive shaft of a cargo pump for lifting cargo fluid in a tank is connected via a joint. 2 Connect the input shaft of the auxiliary equipment drive device to the main engine of the oil tanker via an elastic joint, and provide a plurality of parallel output shafts for driving the auxiliary equipment that mesh with this input shaft via a speed increasing gear mechanism, A hydraulic variable speed clutch is installed on one or more of these output shafts to enable engagement and disengagement and slip operation between the input side and the output side. In a cargo pump variable speed drive device connected to the drive shaft of a cargo pump that lifts fluid, the cargo pump is activated by a tank liquid level detector and a cargo pump rotation speed detector. A controller that calculates the suction head, compares it with the set value of the allowable suction head, and outputs a control signal that gives the rotation speed of the cargo pump to maintain it below this set value. A variable speed drive control device for a cargo pump, which is equipped with a hydraulic control valve that controls the operating hydraulic pressure of a speed change clutch. 3 Connect the input shaft of the auxiliary equipment drive device to the main engine of the oil tanker via an elastic joint, and provide a plurality of parallel output shafts for driving the auxiliary equipment that mesh with this input shaft via a speed increasing gear mechanism, A hydraulic variable speed clutch is installed on one or more of these output shafts to enable engagement and disengagement and slip operation between the input side and the output side. In a cargo pump variable speed drive device connected to a drive shaft of a cargo pump for lifting fluid, a cargo pump suction pressure detector;
A cargo pump rotation speed detector receives these detection signals, calculates the suction head of the cargo pump, compares it with the set value of the allowable suction head, and determines the rotation speed of the cargo pump to maintain it below this set value. A variable speed drive control device for a cargo pump, which is provided with a controller that outputs a control signal that provides a control signal, and a hydraulic control valve that receives this control signal and controls the operating oil pressure of a hydraulic variable speed clutch. 4. In the variable speed drive control device for a cargo pump as set forth in claim 2 or 3 of the utility model registration claim, a main engine rotational speed detector is provided, and the detection signal of the detector and the rotational speed detection signal of the cargo pump are is compared with multiple main engine rotational speed settings set in stages, and when the cargo pump rotational speed decreases beyond any of the settings based on the slip of the hydraulic variable speed clutch, the main engine rotational speed is A variable speed drive control device for a cargo pump comprising a controller that provides a signal to a main engine governor to control the engine output rotational speed so as to maintain the rotational speed at this set value.