JPS62240480A - Fluid force feed method and device therefor - Google Patents

Abstract

PURPOSE:To maximally utilize the capacity of an electric motor, by retracting a cylinder according to a discharge load condition of a fluid, and driving a plunger engaged with the cylinder under an optimal engaged condition according to a desire flow rate and pressure. CONSTITUTION:A pinion 23 is mounted on a rotating shaft of an electric motor 22 fixed to a body 21 of the device, and is meshed with a spur gear 24. An eccentric cam 27 is rotatably provided at an eccentric position of the spur gear 24, and a recessed cam follower 29 is slidably engaged with the cam 27. The cam follower 29 is mounted to a slider 31 integrally formed with a plunger 33. The slider 31 is reciprocated by the rotation of the motor 22 to pressurize a grease supplied from a grease tank 43a to an inlet 42 and discharge the same through a check valve 50. At this time, a cylinder 46 enclosing a front end portion of the plunger 33 is retracted against a spring or the like according to a discharge load condition of the grease to thereby automatically adjust the flow rate and pressure of the grease.

Description

【発明の詳細な説明】 〔発明の目的） （産業上の利用分野） 本発明は、例えばベアリング等の内部にグリス等の高粘
度材を充填する場合等において利用する流体圧送方法お
よびその装置に関するものである。Detailed Description of the Invention [Object of the Invention] (Industrial Field of Application) The present invention relates to a fluid pressure feeding method and device used, for example, when filling a high viscosity material such as grease into a bearing or the like. It is something.

（従来の技術） 小形フェライトモータおよびバッテリの進歩にともなっ
てハンドツールの手動から電動化が可能となり始め、従
来の手動グリスポンプの領域においてもこの転換が行わ
れている。BACKGROUND OF THE INVENTION With advances in small ferrite motors and batteries, it has become possible to convert hand tools from manual to electric, and this transition is also occurring in the area of conventional manual grease pumps.

その電動化に伴う問題点は、全負荷の状態でモータ発熱
、機構の破壊、バッテリの消耗等が発生することである
。The problems associated with electrification are that the motor generates heat under full load, the mechanism is destroyed, and the battery is consumed.

その対策としては、高負荷領域での吐出圧を設定圧に押
えるリリーフ弁や、モータ負荷電流増を確認してｆｆｌ
源を切る半導体ブレーカを利用することが考えられる。As a countermeasure, there is a relief valve that suppresses the discharge pressure to the set pressure in the high load area, and checking the motor load current increase.
It is possible to use a semiconductor breaker to turn off the power.

（発明が解決しようとする問題点） しかし、前記リリーフ弁による場合は、最高圧力設定の
ためその設定圧に達すると対矛物に対する強力な流体圧
入が行えず、リリーフ弁から逃げる流ｍにより実質的な
吐出量は必然的に少ωとなり、全モータパワーが有効に
生かされない。一方、リリーフ弁の設定圧を高圧にして
おくと、後でも詳細に述べるようにプランジャがシリン
ダに突入して全ストロークの２０〜３０％の位置で最大
の吐出圧力を発生するが、このプランジャ位置ではプラ
ンジャの押圧力は回転・直線運動変換機横上低いので、
リリーフ弁を使っていても低負荷運転から高負荷運転へ
の変化に対応しきれず、前記プランジャ位置でノッキン
グを起しやすい。(Problems to be Solved by the Invention) However, in the case of using the above-mentioned relief valve, the maximum pressure is set, so when the set pressure is reached, strong fluid pressure cannot be applied to the opposing object, and the flow m escaping from the relief valve causes the The actual discharge amount will inevitably be small, and the full motor power will not be utilized effectively. On the other hand, if the set pressure of the relief valve is set to a high pressure, the plunger will plunge into the cylinder and generate the maximum discharge pressure at a position of 20 to 30% of the total stroke, as will be described in detail later. Then, since the plunger's pressing force is low on the side of the rotary/linear motion converter,
Even if a relief valve is used, it cannot cope with the change from low load operation to high load operation, and knocking is likely to occur at the plunger position.

またモータ負荷電流増を確認する半導体ブレーカを利用
する場合も、前記リリーフ弁を用いる場合と同様の問題
がある。Furthermore, when using a semiconductor breaker to check for an increase in motor load current, the same problem as when using the relief valve described above occurs.

さらにその他の方法として、特殊な減速手法を用いる場
合らあるがメカニズムが複雑化する問題があるし、また
プランジャ、シリンダ間をルーズに１矢合するとともに
大パワーのモータを使用する方法もあるが、モータエネ
ルギが無駄に消費される問題がある。Other methods include using a special deceleration method, but this poses the problem of complicating the mechanism, and there is also a method of loosely connecting the plunger and cylinder with one arrow and using a high-power motor. There is a problem that motor energy is wasted.

本発明の目的は、流体の吐出負荷状態に応じてシリンダ
が自動的に移動調整されて、このシリンダに対しプラン
ジャが流ｍ、圧力の必要性に応じた最適な嵌合状態で駆
動されるようにして、電動モータの能力を最大限に利用
できる簡便な構造の流体圧送方法およびその装置を提供
することにある。An object of the present invention is to automatically adjust the movement of a cylinder according to the discharge load state of the fluid, and drive the plunger with respect to the cylinder in an optimal fitted state according to the flow m and pressure requirements. Therefore, it is an object of the present invention to provide a fluid pressure feeding method and a device thereof, which have a simple structure and can make maximum use of the ability of an electric motor.

〔発明の構成〕[Structure of the invention]

（問題点を解決するための手段） 第１番目の本発明は、電動モータ２２による高速回転運
動を回転・直線運動変換機構２７．２９により直線運動
に変換して流体圧送を行うプランジャ・シリンダ系にお
いて、シリンダ４６を圧力上昇特性に合せて後退させる
ことにより、低負荷領域においてはフルストロークをも
って低圧入吐出？を得るとともに、高負荷領域において
は短ストロークをもって高圧率吐出３を実現し、さらに
モータトルク限界点では前記回転・直線運動変換機構よ
り必然的に生ずる前記プランジャ３３の上死点位置での
最大押圧力とプランジャ低速による吐出圧力の低下とに
よってシリンダ４６内でのプランジャ３３の空すべりを
達成させる流体圧送方法である。(Means for Solving the Problems) The first aspect of the present invention is a plunger-cylinder system that converts high-speed rotational motion by an electric motor 22 into linear motion by a rotational/linear motion conversion mechanism 27, 29 to perform fluid pressure feeding. By retracting the cylinder 46 according to the pressure increase characteristics, the cylinder 46 can be used for low pressure input and discharge with a full stroke in the low load region. At the same time, a high pressure rate discharge 3 is realized with a short stroke in a high load region, and furthermore, at the motor torque limit point, the maximum push of the plunger 33 at the top dead center position, which is inevitably generated by the rotary/linear motion conversion mechanism, is achieved. This is a fluid pressure feeding method in which empty sliding of the plunger 33 within the cylinder 46 is achieved by pressure and a reduction in discharge pressure due to low plunger speed.

第２番目の本発明は、第１番目の流体圧送方法の実施に
直接使用する流体圧送装置であり、電動モータ２２によ
る高速回転運動を回転・直線運動変換機構２７．２９に
より直線運動に変換して流体圧送を行うプランジャ・シ
リンダ系において、装置本体２１にシリンダ４６を軸方
向に移動自在に設け、このシリンダ４６をばね５５によ
ってプランジャ側に弾力的に付勢したものである。The second aspect of the present invention is a fluid pumping device that is used directly to implement the first fluid pumping method, and converts high-speed rotational motion by the electric motor 22 into linear motion by the rotational/linear motion conversion mechanism 27.29. In a plunger-cylinder system for pumping fluid, a cylinder 46 is provided in the device body 21 so as to be freely movable in the axial direction, and the cylinder 46 is elastically biased toward the plunger by a spring 55.

第３番目の本発明は、第１番目の流体圧送方法の実施に
直接使用する流体圧送装置であり、第２番目の本発明の
構成要件に加えて、低負荷領域から高負荷領域への移行
にともなってシリンダを強制変位させるシリンダ作動［
８を設けたものである。The third aspect of the present invention is a fluid pumping device that is used directly to carry out the first fluid pumping method, and in addition to the constituent features of the second aspect of the present invention, it is possible to transfer from a low load area to a high load area. Cylinder operation that forcibly displaces the cylinder due to
8.

第４番目の本発明は、第１番目の流体圧送方法の実施に
直接使用する流体圧送装置であり、第２番目の本発明の
構成要件に加えて、高負荷領域にて前記ばね５５に抗し
てプランジャ前進時に移動したシリンダ４６がプランジ
ャ後退時に戻ることを防止するシリンダ防振機構６１を
設けたものである。The fourth aspect of the present invention is a fluid pumping device that is used directly to implement the first fluid pumping method, and in addition to the constituent features of the second aspect of the present invention, the spring 55 resists resistance in a high load region. A cylinder vibration isolation mechanism 61 is provided to prevent the cylinder 46 that has moved when the plunger moves forward from returning when the plunger retreats.

（作用） 本発明は、流体供給開始時の低負荷領域ではプランジャ
３３のフルストロークの往復動により大流琵の流体が圧
送され、かつ流体供給が進んで高負荷領域に入るとプラ
ンジャ３３が吐出圧万人となるシリンダ内領域で作用す
るようにばね５５に抗してシリンダ４６が自動的に移動
調整され、そして流体供給の限界ではさらにプランジャ
・シリンダ間の嵌合距離が短くなるようにシリンダ４Ｇ
が自動調整され・プランジャ３３は空すべり状態で運転
される。シリンダ作動機構８１．９１またはシリンダ防
振機構６１．　１０１．　１１０がある場合は、前記シ
リンダ４６の移動状態がこの各機構により確実に保持さ
れる。(Function) In the present invention, in the low load region at the start of fluid supply, the fluid of the large flow pipe is pumped by the full stroke reciprocation of the plunger 33, and when the fluid supply progresses and enters the high load region, the plunger 33 discharges the fluid. The cylinder 46 is automatically adjusted to move against the spring 55 so as to act in the area within the cylinder where the plunger is compressed, and at the limit of the fluid supply the cylinder 46 is adjusted so that the engagement distance between the plunger and the cylinder is further reduced. 4G
is automatically adjusted and the plunger 33 is operated in a free sliding state. Cylinder operating mechanism 81.91 or cylinder vibration isolation mechanism 61. 101. 110, the moving state of the cylinder 46 is reliably maintained by these mechanisms.

次に第１９図おＪ：び第２０図を参照して本発明の基本
的原理を説明する。Next, the basic principle of the present invention will be explained with reference to FIGS. 19 and 20.

第２０図に示されるように電動モータの高速回転運動を
輻心カム１１簀を介し′ＣＣ棟線運動変換して液体圧送
を行うプランシト・シリンダ系には、往復運動を行わせ
る必要上プランジャ１２のシリンダ１３への突入時点で
はほぼ最大速度（押圧ツノは低）突入最大位置（上死点
位置）では速度０（押圧）〕は最大）の特性があり、ま
た粘性流体圧送のプランジャ速度と吐出圧との関係は、
粘性流体のプランジャ・シリンダ間リークを考慮して比
例関係にある。よって理論上はプランジ１７１２のシリ
ンダ１３への突入位置で前記リークが微小ならば直ちに
圧力上昇となるが、一般的にはプランジャ突入位置の増
加により前記リーク品が減少するとともに、回転・直線
運動変換機構上プランジャ速度が減少することにより、
最高叶出圧力発生位冒は第１９図に示されるように全ス
トロークの数２０〜３０％の位置にある。この位置では
プランジャ１２の押圧力が低くいにもかかわらず逆に電
動モータに最大の負荷を与えているから、従来のように
常にフルスト口−り使用の場合はリリーフ弁を使ってい
ても高負荷領域に入ったとたんにノッキングを起こし易
い。−またシリンダ内でのプランジｔνストロークが大
である稈、吐出流量が第１９図に示されるように大であ
ることは明らかである。As shown in FIG. 20, a plunger 12 is required to perform reciprocating motion in the plansite/cylinder system that converts the high-speed rotational motion of the electric motor into a CC ridge line motion via a radial cam 11 and pumps liquid. At the time of entry into the cylinder 13, there is a characteristic of almost the maximum speed (the pressure horn is low), and at the maximum entry position (top dead center position) the speed is 0 (pressure)] is the maximum), and the plunger speed and discharge of viscous fluid pumping. The relationship with pressure is
There is a proportional relationship considering the leakage of viscous fluid between the plunger and cylinder. Therefore, in theory, if the leakage is small at the position where the plunger 1712 enters the cylinder 13, the pressure will immediately rise, but generally speaking, as the plunger entry position increases, the leakage product decreases, and rotational/linear motion conversion By mechanically reducing plunger speed,
As shown in FIG. 19, the maximum pressure generation point is at a position of 20 to 30% of the total stroke. At this position, even though the pushing force of the plunger 12 is low, the maximum load is applied to the electric motor. As soon as it enters the load range, knocking is likely to occur. - Also, it is clear that when the plunge tν stroke within the cylinder is large, the discharge flow rate is large as shown in FIG.

そこで、この吐出圧力特性および流管特性を前１足にし
て、前半の低負荷領域においてはプランジャ１２のフル
ストローク（プランジャ最大突入位置Ａ）をもって低圧
大吐出量を、後半の高負荷領域においては短ストローク
（プランジャ最大突入位ｆ？１ｆＢ）で高圧率吐出■を
、シリンダ１３を圧力上昇特性に合Ｕて自動的に後退さ
せることにより実現し、さらにモータトルク限界点では
カム１１等を用いた回転・直線運動変換機構より必然的
に生ずる上死点位置（プランジャ最大突入（ｉ／、δＣ
）での最大押圧力とプランジャ低速による吐出圧力の低
下をもって空すべりを達成さＵ゛ればよいし、装置全体
としてはプランジｐ・シリンダ間で故意にリークさせる
必要がなく、プランジャ、シリンダ粘度向上により製品
性能を最大に発揮さゼることができる。Therefore, taking these discharge pressure characteristics and flow tube characteristics as a front, in the first half low load region, the full stroke of the plunger 12 (plunger maximum thrust position A) is used to achieve low pressure and large discharge amount, and in the second half high load region, the low pressure large discharge amount is achieved. High pressure rate discharge with a short stroke (maximum plunger plunge position f?1fB) is achieved by automatically retracting the cylinder 13 according to the pressure increase characteristics, and by using the cam 11 etc. at the motor torque limit point. The top dead center position (maximum plunger plunge (i/, δC
), and the discharge pressure is reduced due to the plunger's low speed, it is sufficient to achieve empty slippage, and as a whole, there is no need to intentionally create a leak between the plunger and the cylinder, and the viscosity of the plunger and cylinder is improved. This allows you to maximize product performance.

（実施例） 以下、本発明を図面に示されるグリスポンプを参照して
詳細に説明する。(Example) Hereinafter, the present invention will be described in detail with reference to a grease pump shown in the drawings.

第１図乃至第３図は本発明の第１実施例を示し、第１図
に示されるように装置本体２１に電動（直流）モータ２
２の本体が固定され、このモータ２２の回転軸にビニオ
ン２３が設けられ、このとニオン２３と噛合する平ギヤ
２４の中心の回転軸２５がベアリング２６を介して前記
装置本体２１の一部に回転自在に設けられている。第２
図に示されるように前記ギヤ２４の偏心位置には偏心カ
ム（ベアリング）２７が軸２８を介して回動自在に設け
られ、さらに前記偏心カム２７には凹型のカムフォロア
２９が摺動自在に嵌合され、このカムフォロア２９に【
よガイド３０によって摺動自在に保持されたスライダ３
１が一体に設けられている。このスライダ３１にはねじ
３２によってプランジャ３３が一体的に設けられている
。1 to 3 show a first embodiment of the present invention, and as shown in FIG.
The main body of the motor 22 is fixed, a pinion 23 is provided on the rotating shaft of the motor 22, and a rotating shaft 25 at the center of a spur gear 24 that meshes with the pinion 23 is connected to a part of the device main body 21 via a bearing 26. It is rotatably provided. Second
As shown in the figure, an eccentric cam (bearing) 27 is rotatably provided at the eccentric position of the gear 24 via a shaft 28, and a concave cam follower 29 is slidably fitted into the eccentric cam 27. and this cam follower 29 [
The slider 3 is slidably held by a guide 30.
1 is provided integrally. A plunger 33 is integrally provided on the slider 31 with a screw 32.

前記ギヤ２４、偏心カム２７、カムフォロア２９および
スライダ３１等からなる一連のａＷｉが回転・直線運動
変換機構である。A series of aWi consisting of the gear 24, eccentric cam 27, cam follower 29, slider 31, etc. is a rotation/linear motion conversion mechanism.

そうして、ハンドル３６に設けられたスイッチ３７をオ
ンにすると、ハンドル３６の内部に設けられたカドミウ
ム電池等により前記電動モータ２２が駆動され、このＩ
Ｆｌｉ動モータ２２の高速回転運動が平ギヤ２４に伝え
られ、そのギヤ軸２５を中心として偏心カム２１が回動
され、カムフォロア２９が軸方向に進退され、゛スライ
ダ３１を介してプランジャ３３に往復直線運動が与えら
れる。Then, when a switch 37 provided on the handle 36 is turned on, the electric motor 22 is driven by a cadmium battery or the like provided inside the handle 36, and this I
The high-speed rotational motion of the Fli motion motor 22 is transmitted to the spur gear 24, the eccentric cam 21 is rotated about the gear shaft 25, the cam follower 29 is moved back and forth in the axial direction, and the cam follower 29 is moved back and forth to the plunger 33 via the slider 31. Linear motion is given.

プランジャ３３と常時嵌合する部分にはパツキン４１が
設けられ、このパツキン４１により装置本体２１に穿設
されたグリス吸込口４２とプランジャを駆動する機構と
が完全に遮断されている。前記グリス吸込口４２は装置
本体２１の下部に設けられた容器４３内のグリスタンク
４３ａの内部に連通され、このタンク４３ａを圧縮する
図示されない下部スプリングの圧力によりこのタンク４
３ａから高粘度材であるグリスが前記吸込口４２に加圧
供給される。A gasket 41 is provided at a portion that is always fitted with the plunger 33, and the gasket 41 completely shuts off a grease suction port 42 formed in the device body 21 and a mechanism for driving the plunger. The grease suction port 42 communicates with the inside of a grease tank 43a in a container 43 provided at the lower part of the device main body 21, and the tank 4 is compressed by the pressure of a lower spring (not shown) that compresses the tank 43a.
Grease, which is a high viscosity material, is supplied under pressure to the suction port 42 from 3a.

前記プランジャ３３の先端に対向する位置ではこのプラ
ンジｔ３３と高精度で嵌合するブツシュタイプのシリン
ダ４６が装置本体２１に対し摺動自在に嵌合されている
。このシリンダ４Ｇは、装置本体２１の先端凸部２１ａ
に進退自在に嵌合された外側のスライド部材４１の内周
凸部４７ａと内側のバルブボディ４８の内端との間に挟
持されて両者の螺合により一体化されている。バルブボ
ディ４８の内部にはスプリング４９によって前記シリン
ダ側のバルブシート部４８ａに押圧された逆止弁５０が
設けられ、また前記バルブボディ４８の先端にはグリス
供給管５１が螺着されている。そうして前記プランジャ
３３の押圧作用によりシリンダ４Ｇ内から逆止弁５０を
開口して吐出されたグリスは管５１を経てベアリング等
のグリス供給対象物内に充填される。At a position facing the tip of the plunger 33, a bush type cylinder 46 that fits with the plunger t33 with high precision is slidably fitted into the device main body 21. This cylinder 4G has a tip convex portion 21a of the device main body 21.
The valve body 48 is held between the inner circumferential convex portion 47a of the outer slide member 41, which is fitted to the slide member 41 so as to be movable back and forth, and the inner end of the inner valve body 48, and is integrated by screwing the two together. A check valve 50 is provided inside the valve body 48 and is pressed against the cylinder-side valve seat portion 48a by a spring 49, and a grease supply pipe 51 is screwed onto the tip of the valve body 48. Then, the grease discharged from the cylinder 4G by the pressing action of the plunger 33 opens the check valve 50 and fills the object to be greased, such as a bearing, through the pipe 51.

前記スライド部材４７の左右両側には７ランジ　、５４
が一体的に形成され、さらに多数の皿ばね５５を嵌着し
てなるボルト５６が装置本体２１と一体のブラケット５
７に進退自在に挿入され、さらに前記フランジ５４に一
体に螺着されている。前記器ばね５５はワッシャ５８を
介してボルト５６を左方に押圧し、７ランジ５４を装置
本体２１に当接させている。したがってこのフランジ５
４と一体的に構成された前記シリンダ４６は前記ばね５
５の付勢力により第１図に示されるＩＱ置まで挿入され
ている。Seven lunges, 54 are provided on both the left and right sides of the slide member 47.
are integrally formed, and a bolt 56 formed by fitting a large number of disc springs 55 is attached to the bracket 5 which is integral with the device main body 21.
7 so as to be movable forward and backward, and is integrally screwed onto the flange 54. The spring 55 presses the bolt 56 to the left through the washer 58, causing the 7 langes 54 to come into contact with the main body 21 of the device. Therefore, this flange 5
The cylinder 46 integrally constructed with the spring 5
Due to the biasing force 5, it has been inserted up to the IQ position shown in FIG.

次にこの第１実施例の作用を説明すると、ベアリング等
のグリス充填対象物へのグリスの供給を開始したときは
吐出負荷が低いので、前記ばね５５の押圧力によりシリ
ンダ４６は最も左方に位置され、このためこの低負荷領
域ではシリンダ４６内でのプランジャ３３のフルストＯ
−り（第２０図では八で示される最大突入位置）の往復
動により大流ｍのグリスが前記対象物中に吐出供給され
る（第１９図にてａ領域）。したがって短時間で対宋物
中の大部分をグリスで満たすことができる。Next, the operation of the first embodiment will be explained. When the supply of grease to an object to be filled with grease, such as a bearing, is started, the discharge load is low, so the cylinder 46 is moved to the leftmost position by the pressing force of the spring 55. Therefore, in this low load region, the full stroke O of the plunger 33 in the cylinder 46 is
A large flow of grease m is discharged and supplied into the object (region a in FIG. 19) by the reciprocating motion of the reciprocating motion of the reciprocating motion of the reciprocating surface (the maximum entry position indicated by 8 in FIG. 20). Therefore, it is possible to fill most of the Sung goods with grease in a short period of time.

グリス充填の後半で吐出圧力が高まり高負荷領域（第１
９図にてｂで示される領域）に入ると、プランジャ３３
がシリンダ４６に突入する時に受ける抵抗も大ぎく、プ
ランジャ３３がシリンダ４６内に突入する毎にシリンダ
４６もばね５５に抗して自動的に移動される。そして、
プランジャ３３の吐出圧力特性で最も吐出圧万人となる
シリンダ内位置（第２０図ではＢで示される最大突入位
置）までプランジャ３３の最大突入位置（上死点位置−
ブランジャ押圧力最大位置）が相対的に後退される。こ
のときプランジャ３３の有効ストロークが小であるから
ポンプ吐出流量は小である。In the latter half of grease filling, the discharge pressure increases and the high load area (first
9), the plunger 33
The resistance encountered when the plunger 33 plunges into the cylinder 46 is also large, and the cylinder 46 is automatically moved against the spring 55 each time the plunger 33 plunges into the cylinder 46. and,
According to the discharge pressure characteristics of the plunger 33, the plunger 33 reaches its maximum plunge position (top dead center position -
The plunger pressing force maximum position) is relatively retracted. At this time, since the effective stroke of the plunger 33 is small, the pump discharge flow rate is small.

グリス供給の限界（モータトルク限界点）では、プラン
ジャ３３のシリンダ４６への突入距離がさらに短くなる
ように（第２０図ではＣで示される最大突入位置に）、
プランジャ３３の押圧によってシリンダ４６が移動され
、この状態では吐出圧力がやや下がるとともに吐出流量
がほぼＯの状態でプランジャ３３は空運転をしている（
第１９図おいてＣ領域）。At the limit of grease supply (motor torque limit point), the plunge distance of the plunger 33 into the cylinder 46 is further shortened (to the maximum plunge position indicated by C in FIG. 20).
The cylinder 46 is moved by the pressure of the plunger 33, and in this state, the discharge pressure slightly decreases and the discharge flow rate is approximately O, and the plunger 33 is running idly (
Area C in Figure 19).

最後に電動モータのスイッチを切りプランジ１？３３を
停止させると、ばね５５の復元力によりシリンダ４Ｇは
原位置に戻る。Finally, when the electric motor is switched off and the plunger 1?33 is stopped, the cylinder 4G returns to its original position due to the restoring force of the spring 55.

次に本発明の第２実施例を第４図および第５図を参照し
て肩線に説明する。なおプランジャ３３の往復駆ｅ機構
は第１実施例と同様であるからその説明を省略する。Next, a second embodiment of the present invention will be explained along the shoulder line with reference to FIGS. 4 and 5. Note that the reciprocating mechanism for the plunger 33 is the same as that in the first embodiment, so its explanation will be omitted.

装置本体２１のピストン穴７１にピストン部材７２を摺
動自在に液密嵌合し、この部材７２の内部にプランジャ
３３ど１択合するブツシュタイプのシリンダ４６を嵌着
し、ピストン部材７２に！！１着した筒部材７３により
前記シリンダ４６を固定する。前記筒部＠７３の内部に
はシリンダ４６の一端にスプリング７４によって付勢さ
れるボール７５が設けられている。さらに前記筒部材７
３に嵌合された皿ばね収容体７６が前記ピストン穴１１
の間口端に螺着され、この収容体７Ｇの内部に多数の皿
ばね７１が嵌合されている。この皿ばね群の一端は前記
筒部材７３に一体嵌着された係止板１８によって係止さ
れ、また前記皿ばね群の他端は前記収容体７６の開口端
に螺着された蓋板７９によって係止されている。A piston member 72 is slidably and liquid-tightly fitted into the piston hole 71 of the device main body 21, and a bush type cylinder 46 that is engaged with the plunger 33 is fitted inside this member 72. ! ! The cylinder 46 is fixed by the first cylindrical member 73. A ball 75 biased by a spring 74 is provided at one end of the cylinder 46 inside the cylindrical portion @73. Furthermore, the cylindrical member 7
3 is fitted into the piston hole 11.
A large number of disc springs 71 are screwed onto the frontage end of the housing body 7G, and a number of disc springs 71 are fitted inside the housing body 7G. One end of this disc spring group is locked by a locking plate 18 that is integrally fitted to the cylindrical member 73, and the other end of the disc spring group is a cover plate 79 that is screwed onto the open end of the housing body 76. It is locked by.

このようなばね内蔵型のものにおいて、低負荷領域から
高負荷領域への移行にともなってシリンダ４６を強制変
位させるシリンダ作動機構８１が設けられている。この
シリンダ作ａｍ構８１は、前記筒部材７３の先端部に前
記蓋板１９に対し接離自在の可動体８２が螺着され、こ
の可動体８２の吐出孔８３に高圧ホースの継手部８４が
接続され、また前記吐出孔８３に通孔８５を介して可動
体８２に穿設されたロッド孔８６の一端部が連通され、
この［１ツド孔８Ｇにロッド８７が摺動自在に液密嵌合
され、このロッド８７の周面の液密はパツキン８８によ
って保たれ、またこのロッド８７の先端は前記蓋板７９
の受は部８９に当接されたものである。Such a built-in spring type is provided with a cylinder actuating mechanism 81 that forcibly displaces the cylinder 46 as the load changes from a low load area to a high load area. In this cylinder am mechanism 81, a movable body 82 that can freely move toward and away from the cover plate 19 is screwed onto the tip of the cylindrical member 73, and a joint portion 84 of a high-pressure hose is connected to the discharge hole 83 of the movable body 82. and one end of a rod hole 86 bored in the movable body 82 is connected to the discharge hole 83 through a through hole 85,
A rod 87 is slidably and liquid-tightly fitted into this [1 hole 8G, the circumferential surface of this rod 87 is kept liquid-tight by a packing 88, and the tip of this rod 87 is connected to the cover plate 79.
The receiver is in contact with the portion 89.

そうして、前記プランジャ３３によるポンプ作用が進ん
で高負荷領域に入ると、高吐出圧が前記通孔８５を経て
ロッド８７の内端に強力に作用し、このロッド８７が前
記皿ばね１７に抗して可動体８２から押出され、この可
動体８２は、前記蓋板７９から離れて前方に移動する。Then, when the pump action by the plunger 33 progresses and enters a high load region, high discharge pressure acts strongly on the inner end of the rod 87 through the through hole 85, and this rod 87 is applied to the disc spring 17. The object is pushed out from the movable body 82, and the movable body 82 moves forward away from the cover plate 79.

この結果プランジャ３３と嵌合するシリンダ４６も前方
に移動し、プランジャ３３とシリンダ４Ｇとが嵌合する
範囲が短くなり（第２０図にて最大突入位＠Ａから最大
突入位＠Ｂに変化する）、吐出流ｍ小かつ吐出圧万人に
自動的に調整され（第１９図にてａ領域からｂ領域に移
行し）、最後は前記プランジャ３３が多くのリークを伴
う空すべり状態で運転されるから、この状態に入ったら
電動モータ２２のスイッチ３７を切る。As a result, the cylinder 46 that fits into the plunger 33 also moves forward, and the range in which the plunger 33 and cylinder 4G fit becomes shorter (changes from the maximum thrust position @A to the maximum thrust position @B in Fig. 20). ), the discharge flow m is automatically adjusted to be small and the discharge pressure is universal (transferring from area a to area b in FIG. 19), and finally the plunger 33 is operated in an idle slipping state with a lot of leakage. Therefore, when this state is entered, the switch 37 of the electric motor 22 is turned off.

次に本発明の第３実施例を第６図および第７図を参照し
て説明する。なお前記第１実施例および第２実施例と同
様の部分はその説明を省略する。Next, a third embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. 6 and 7. Note that explanations of the same parts as in the first and second embodiments will be omitted.

この第３実施例は第２実施例と同様に皿ばね内蔵型のも
のであるが、第２実施例と異なるカム式のシリンダ作動
機構９１が設けられている。このシリンダ作動機構９１
は、前記可動体８２の上部軸受部９２に偏心カム９３が
回動自在に軸支され、そのカム軸９４の一端部にウオー
ムホイール９５が一体的に設けられ、さらに前記軸受部
９２の上部のブラケット９Ｇにより回動自在に軸支され
たウオーム９７と前記ウオームホイール９５とが噛合さ
れ、ウオーム９７と一体の軸９８が装置本体２１上に固
定された４ノーボモータ９９の出力軸に接続されている
。このサーボモータ９９は、高負荷領域において電動モ
ータ２２の過大な負荷を電気的に検出する回路により駆
動される。The third embodiment has a built-in disc spring like the second embodiment, but is provided with a cam-type cylinder operating mechanism 91 that is different from the second embodiment. This cylinder operating mechanism 91
An eccentric cam 93 is rotatably supported on an upper bearing portion 92 of the movable body 82, a worm wheel 95 is integrally provided at one end of the cam shaft 94, and an eccentric cam 93 is rotatably supported on an upper bearing portion 92 of the movable body 82. A worm 97 rotatably supported by a bracket 9G and the worm wheel 95 are engaged with each other, and a shaft 98 integrated with the worm 97 is connected to the output shaft of a 4-novo motor 99 fixed on the device main body 21. . This servo motor 99 is driven by a circuit that electrically detects an excessive load on the electric motor 22 in a high load region.

そうして、ポンプ作用が高負荷領域に入ると、プランジ
ャ前進時に電動モータ２２の負荷も人となり、前記回路
によりサーボモータ９９が駆動されてウオーム９１およ
びつＡ−ムホイール９５の回転伝達経路を経て前記カム
９３が回動され、このカム９３が前記受は部８９と当接
する部分は小径から大径に変化するので、前記可動体８
２は前記ばね７７に抗し前記蓋板７９から離間して前方
に移動する。この結果、シリンダ４６も前方に移動され
、このシリンダ４Ｇに対するプランジャ３３の嵌合スト
ロークが短くなり、ポンプ出力は高圧かつ小吐出量に自
動調整される。Then, when the pumping action enters a high load region, the load on the electric motor 22 also increases when the plunger moves forward, and the servo motor 99 is driven by the circuit, and the servo motor 99 is driven through the rotation transmission path of the worm 91 and the arm wheel 95. When the cam 93 is rotated, the diameter of the portion where the cam 93 comes into contact with the receiving portion 89 changes from a small diameter to a large diameter, so that the movable body 8
2 moves forward against the spring 77 and away from the cover plate 79. As a result, the cylinder 46 is also moved forward, the fitting stroke of the plunger 33 with respect to the cylinder 4G is shortened, and the pump output is automatically adjusted to a high pressure and a small discharge amount.

さらに前記電動モータ２２を停止させるためにそのスイ
ッチ３７をオフにする時または次回のポンプ使用で前記
モータスイッチ３７をオンにする時に、僅かな時間では
あるが前記サーボモータ９９が逆転するようにこのモー
タの制御回路を構成しておくと、前記カム９３は、前記
受は部８９に当接する部分が大径部から小径部に変化す
るように回動するから、前記シリンダ４６は皿ばね７１
の刊勢力により第６図にて左方に８動して原位置に自動
復帰する。Further, when the switch 37 is turned off to stop the electric motor 22 or when the motor switch 37 is turned on the next time the pump is used, the servo motor 99 is rotated in the reverse direction for a short period of time. When the motor control circuit is configured, the cam 93 rotates so that the portion that contacts the receiver portion 89 changes from the large diameter portion to the small diameter portion, so that the cylinder 46 is rotated by the disk spring 71.
Due to the printing force, it moves eight times to the left in Figure 6 and automatically returns to its original position.

次に本発明の第４実施例を第８図および第９図を参照し
て説明する。この実施例は前記第１実施例に手動のシリ
ンダ作動機構を付けたものである。なお第１実施例と同
一の部分には同一符号を付しその説明は省略する。Next, a fourth embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. 8 and 9. This embodiment is the same as the first embodiment except that a manual cylinder operating mechanism is added. Note that the same parts as in the first embodiment are denoted by the same reference numerals, and the explanation thereof will be omitted.

前記装置本体２１の上面に軸１１３によりカム１３１が
回動自在に軸支され、このカム１３１の周面に前記ばね
５５によって前記ロー５１１２が押付けられている。前
記カム１３１にはこのカムを回動するための手動レバー
１３２が一体に固着され、またこのカム１３１の回動範
囲は装置本体２１から突設されたビン１３３よってほぼ
９０°に規制されている。A cam 131 is rotatably supported on the upper surface of the apparatus main body 21 by a shaft 113, and the row 5112 is pressed against the circumferential surface of the cam 131 by the spring 55. A manual lever 132 for rotating the cam is integrally fixed to the cam 131, and the rotation range of the cam 131 is restricted to approximately 90° by a pin 133 protruding from the device body 21. .

そうして、前記レバー１３２が第９図に示された状態（
カム１３１の小径部がローラ１１２に当接された状態）
で運転を開始し、ポンプ負荷状態が低負荷状態から高負
荷状態に移行するとシリンダ４６が振動を開始する（ス
ライド部材４７も当然振動する）ので、この現染が生じ
たら作業者は前記レバー１３２を操作して前記カム１３
１を第９図において時ｉｔ　Ａ向に９０°回動し、この
カム１３１の大径部によりローラ１１２を係止して前記
シリンダ４Ｇの原位置（左側）への戻りをなくし、第１
９図および第２０図にて説明したように高圧吐出が効果
的に冑られるようにする。Then, the lever 132 is in the state shown in FIG.
state in which the small diameter portion of the cam 131 is in contact with the roller 112)
When operation is started and the pump load state changes from a low load state to a high load state, the cylinder 46 starts to vibrate (naturally the slide member 47 also vibrates). by operating the cam 13
1 is rotated by 90° in the direction of time A in FIG.
As explained in FIG. 9 and FIG. 20, high pressure discharge is effectively suppressed.

次に本発明の第５実施例を第１０図乃至第１３図を参照
して茨明する。なお以前の実施例と同様の部分には同一
符号を付して、その説明を省略する。Next, a fifth embodiment of the present invention will be explained with reference to FIGS. 10 to 13. Note that the same parts as in the previous embodiment are given the same reference numerals, and their explanation will be omitted.

プランジャ３３の先端に対向する位置ではこのプランジ
ャ３３と高精度で嵌合するブツシュタイプのシリンダ４
６が装置本体２１の内部に摺動自在に嵌合されている。At a position facing the tip of the plunger 33, a bushing type cylinder 4 is fitted with the plunger 33 with high precision.
6 is slidably fitted inside the device main body 21.

このシリンダ４６は、装置本体２１の内部に摺動自在に
嵌合された外側のスライド部材４７および内側のバルブ
ボディ４８の内端間に挟持されて両者の螺合により一体
化されている。バルブボディ４８の内部にはスプリング
４９によって前記シリンダ側のバルブシートに押圧され
た逆止弁５０が設けられ、また前記バルブボディ４８の
先端には高圧ホースの継手部５１が螺着されている。そ
うして前記プランジャ３３の押圧作用によりシリンダ４
θ内から逆止弁５０を開口して吐出されたグリスは高圧
ホース等を経てベアリング等のグリス供給対象物内に充
填される。The cylinder 46 is held between the inner ends of an outer slide member 47 and an inner valve body 48, which are slidably fitted inside the device main body 21, and are integrated by screwing them together. A check valve 50 is provided inside the valve body 48 and is pressed against the cylinder-side valve seat by a spring 49, and a high-pressure hose joint 51 is screwed onto the tip of the valve body 48. Then, due to the pressing action of the plunger 33, the cylinder 4
Grease discharged from inside θ by opening the check valve 50 passes through a high-pressure hose or the like and is filled into an object to be greased, such as a bearing.

前記スライド部材４７とバルブボディ４８との間には装
置本体２１の外部においてフランジ５４が一体的に嵌着
され、第１２図に示されるようにパル１ボデイ４８の左
右両側に突出されている。さらに第１３図に示されるよ
うに多数の皿ばね５５を嵌着してなるポルＩ・５Ｇが装
置本体２１と一体のブラケット５７に進退自在に挿入さ
れ、さらに前記フランジ５４に一体に螺着されている。A flange 54 is integrally fitted between the slide member 47 and the valve body 48 on the outside of the device main body 21, and protrudes from both left and right sides of the PAL 1 body 48, as shown in FIG. Further, as shown in FIG. 13, a pole I/5G formed by fitting a large number of disc springs 55 is inserted into a bracket 57 integrated with the device main body 21 so as to be able to move forward and backward, and is further screwed integrally into the flange 54. ing.

前記皿ばね５５はワッシャ５８を介してボルト５６を第
１３図にて左方に押圧し、フランジ５４を装置本体２１
に当接させている。したがってこのフランジ５４と前記
スライド部材４７およびバルブボディ４８を介し一体の
前記シリンダ４６は前記ばね５５の付勢力により第１０
図に示される位置まで弾力的に挿入されている。The disc spring 55 presses the bolt 56 to the left in FIG.
It is in contact with the Therefore, the cylinder 46, which is integral with the flange 54, the slide member 47, and the valve body 48, is moved to the 10th position by the biasing force of the spring 55.
It is inserted elastically to the position shown in the figure.

第１０図に戻って前記装置本体２１にはシリンダ防振機
構６１が設けられている。このシリンダ防振機構６１は
、ポンプ吐出圧が高負荷領域において前記ばね５５に抗
してプランジャ前進時に移動したシリンダ４６がプラン
ジャ後退時に戻ることを防止するためのもので、ダシ１
ボット形式に構成する。Returning to FIG. 10, the apparatus main body 21 is provided with a cylinder vibration isolation mechanism 61. This cylinder vibration isolating mechanism 61 is for preventing the cylinder 46, which has moved when the plunger moves forward against the spring 55 in a high load region of the pump discharge pressure, from returning when the plunger retreats.
Configure into bot format.

すなわち前記装麿木体２１の上部にスプリング６２がら
抑圧力を受けるベローズタイプのオイルタンク６３を設
け、このタンク６３の内部に収容された低粘度のオイル
をオイルタンク６３の下側に設けられた逆止弁６４およ
び装δ本体内に形成された通路６５を経て前記スライド
部材４７のテーパ面６Ｇに供給できるようにする。この
テーパ面６６に供給されたオイルの漏洩はＯリング６７
、６８によって防止する。前記逆止弁６４は、そのボー
ルとバルブシートとの間に傷などの僅かな間隙が設けら
れており、通路６５側のオイルを前記逆止弁６４での僅
かなリークによって徐々に時間をかけてオイルタンク６
３に戻ずことが可能なものである。なおこの実施例のグ
リスのように高粘度流体を圧■する場合は前記低粘度オ
イルのタンク６３のようなものを設けたが、低粘度流体
がポンプ圧送される場合はその自演を例えば前記吸込口
４２の上部から前記逆止弁６４のような僅かなリークを
有する逆止弁を介して前記テーパ面６６に供給するよう
にしてもよい。That is, a bellows-type oil tank 63 is provided at the upper part of the wooden body 21 to receive a suppressing force from a spring 62, and a low-viscosity oil stored in this tank 63 is provided at the bottom of the oil tank 63. It is possible to supply the tapered surface 6G of the slide member 47 through a check valve 64 and a passage 65 formed in the main body of the δ device. The oil supplied to this tapered surface 66 leaks from the O-ring 67.
, 68. The check valve 64 has a slight gap such as a scratch between the ball and the valve seat, and the oil on the passage 65 side is gradually drained over time by a slight leak in the check valve 64. oil tank 6
It is possible to do so without returning to 3. In addition, when pressurizing a high viscosity fluid like grease in this embodiment, a tank 63 for low viscosity oil is provided, but when a low viscosity fluid is pumped, its performance is, for example, The fluid may be supplied from the upper part of the port 42 to the tapered surface 66 through a check valve with a slight leak, such as the check valve 64.

次にこの第１０図乃至第１３図に示される第５実施例の
作用を説明すると、ベアリング等のグリス充填対蒙物へ
のグリスの供給を開始したときは吐出負荷が低いので、
前記ばね５５の押圧力によりシリンダ４６Ｇ、ｔＷも左
方に位置され、このためこの低負荷領域ではシリンダ４
６内でのプランジャ３３のフルストローク（第２０図で
はＡで示される思大突入位ｎ）の往復動により大流出の
グリスが前記対象物中に吐出供給される（第１９図にて
ａ領域）。したがって短時間で対象物中の大部分をグリ
スで満たすことができる。Next, the operation of the fifth embodiment shown in FIGS. 10 to 13 will be explained. When the supply of grease to a grease-filled object such as a bearing is started, the discharge load is low.
Due to the pressing force of the spring 55, the cylinders 46G and tW are also positioned to the left, and therefore, in this low load region, the cylinder 4
6, a large amount of grease is discharged and supplied into the object (in area a in FIG. ). Therefore, most of the object can be filled with grease in a short time.

グリス充填の後半で吐出圧力が高まり高負荷領域（第１
９図にてｂで示される領域）に入ると、プランジャ３３
がシリンダ４Ｇに突入する時に受ける抵抗も大きく、プ
ランジャ３３がシリンダ４６内に突入する毎にシリンダ
４６もばね５５に抗して移動され、プランジャ３３の吐
出圧力特性で最も吐出圧万人どなるシリンダ内領域（第
２０図ではＢで示される最大突入位置）でプランジャ３
３が往復動するようにシリンダ４６が右方へ自動調整さ
れ、プランジャ３３の最大突入位置（上死点位置＝プラ
ンジャ押圧力忠犬位置）は相対的に左方へ移行される。In the latter half of grease filling, the discharge pressure increases and the high load area (first
9), the plunger 33
The resistance received when plunger 33 enters cylinder 4G is also large, and each time plunger 33 enters cylinder 46, cylinder 46 is also moved against spring 55. Plunger 3 in the region (maximum plunge position indicated by B in Fig. 20)
The cylinder 46 is automatically adjusted to the right so that the plunger 3 reciprocates, and the maximum thrust position of the plunger 33 (top dead center position = plunger pressing force faithful position) is relatively shifted to the left.

このときシリンダ４６が移動する毎にシリンダ防振機構
６１のオイルタンク６３から逆止弁６４を経て前記スラ
イド部材４７のテーパ面６６の空隙にオイルが吸込まれ
、このオイルによりプランジ１１後退時のシリンダ４Ｇ
の戻りが防止され（シリンダ４６の振動が防止され）、
前記自動調整されたシリンダ位置が保持される。At this time, each time the cylinder 46 moves, oil is sucked from the oil tank 63 of the cylinder vibration isolation mechanism 61 through the check valve 64 into the gap in the tapered surface 66 of the slide member 47, and this oil causes the cylinder to move when the plunger 11 retreats. 4G
is prevented from returning (vibration of the cylinder 46 is prevented),
The automatically adjusted cylinder position is maintained.

このとぎプランジャ３３の有効ストロークが小であるか
らポンプ吐出流♀は小である。Since the effective stroke of this sharpening plunger 33 is small, the pump discharge flow ♀ is small.

グリス供給の限界（モータ１〜ルク限界点）では、さら
にプランジャ３３のシリンダ４６への突入距離が短くな
るように（第２０図ではＣで示される最大突入位置に）
シリンダ４６が自ｆｆ１ｈ調整され、この状態では吐出
圧力がやや下がるとともに吐出流分がほぼ０の状態でプ
ランジャ３３は空すべり運転する（第１９図おいてＣＴ
４域）。At the limit of grease supply (motor 1 to torque limit point), the plunger 33 plunges into the cylinder 46 further shortened (to the maximum thrust position indicated by C in Fig. 20).
The cylinder 46 is adjusted to ff1h, and in this state, the discharge pressure is slightly lowered, and the plunger 33 is operated in an idle sliding state with the discharge flow being almost 0 (in Fig. 19, CT
Area 4).

最後に電動モータ２２のスイッチ３１を切りプランジャ
３３を停止させると、ばね５５の復元力によりシリンダ
４Ｇが最初の位置に戻る。このとき前記スライド部材４
７のテーパ面Ｇ６の空隙に吸込まれた前記オイルは前記
逆止弁６４に設けられた僅かな間隙（（ロ）を経てオイ
ルタンク６３の内部に戻され、前記テーパ面６６は装置
本体２１に密着される。Finally, when the switch 31 of the electric motor 22 is turned off and the plunger 33 is stopped, the cylinder 4G returns to its initial position due to the restoring force of the spring 55. At this time, the slide member 4
The oil sucked into the gap of the tapered surface G6 of No. 7 is returned to the inside of the oil tank 63 through a small gap ((b) provided in the check valve 64, Closely attached.

次に本発明の第６実施例を第１４図乃至第１６図を参照
して説明する。なお以前の実施例と同一の部分はその説
明を省略する。Next, a sixth embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. 14 to 16. Note that explanations of the same parts as in the previous embodiments will be omitted.

この実施例のシリンダ防振機ｊＩ４１０１は、前記可動
体８２の上部軸受部１０２に偏心カム１０３がこのカム
１０３ど一体のカム軸１０４を介して回動自在に軸支さ
れ、さらにこのカム軸１０４に巻ばね１０５が嵌着され
、この巻ばね１０５は一端が前記軸受部１０２に係着さ
れ他端がカム＠１０４に係着され、そしてこのばね１０
５ば前記カム１０３に対し前記受【プ部、８９（当接さ
れるカム而が小径から大径に変化する回動方向に弾力的
なＮＷ力を与えている。また前記カム軸１０４の一側に
は前記ばね１０５によって回りＪシた前記カム１０３を
元に戻すためのレバー１０６が一体形成されている。In the cylinder vibration isolator jI4101 of this embodiment, an eccentric cam 103 is rotatably supported on the upper bearing portion 102 of the movable body 82 via a cam shaft 104 integrated with the cam 103, and furthermore, the cam shaft 104 A coil spring 105 is fitted into the coil spring 105, one end of which is engaged with the bearing portion 102 and the other end of which is engaged with the cam @104.
5, the receiving portion 89 (the cam in contact with the cam 103 applies an elastic NW force in the direction of rotation in which the diameter changes from a small diameter to a large diameter. A lever 106 is integrally formed on the side for returning the cam 103 that has been rotated by the spring 105 to its original position.

そうして、低負荷領域では、ばねγｌの押圧力によって
シリンダ４６は図示する位置に保たれ、このシリンダ４
６に前記プランジャ３３が十分に挿入され（第２０図に
て最大突入位置Ａ）、吐出流ｍ大かつ吐出圧力小のポン
プ出力が得られる（第１９図にてＣ領域）。次にグリス
供給対像物の大部分にグリスが供給され高負荷領域に入
ると、プランジＶ３３が前進したときにシリンダ４６も
前記ばね１７に抗して前方に移動する。この結果プラン
ジャ１２の最大突入位置が相対的に徐々に後退しく第２
０図にて最大突入位置Ｂ）、プランジャ３３は吐出流最
小であるが吐出圧万人の出力を発揮する（第１９図にて
ｂ領域）。その間シリンダ４６が前進する毎に前記可動
体８２が蓋板７９から離間して前方へ移動するので、前
記カム１０３が前記界ばね１０５によって回動して可Ｉ
Ｔ！ＩＪ体８２の戻りを係止するように径変化する。Then, in the low load region, the cylinder 46 is maintained at the position shown in the figure by the pressing force of the spring γl.
6, the plunger 33 is fully inserted (maximum plunge position A in FIG. 20), and a pump output with a large discharge flow m and a small discharge pressure is obtained (region C in FIG. 19). Next, when most of the object to be greased is supplied with grease and enters a high load region, the cylinder 46 also moves forward against the spring 17 when the plunge V33 moves forward. As a result, the maximum thrust position of the plunger 12 is relatively gradually retracted and the second
At the maximum plunge position B in Figure 19), the plunger 33 has the minimum discharge flow but produces a maximum discharge pressure (region b in Figure 19). During this time, each time the cylinder 46 moves forward, the movable body 82 separates from the cover plate 79 and moves forward, so the cam 103 is rotated by the field spring 105 and the movable body 82 moves forward.
T! The diameter changes to prevent the IJ body 82 from returning.

そしてグリスの供給が完全に終った時点ではプランジャ
・シリンダ間の嵌合ストロークが僅かな距離になるまで
シリンダ４６が１１退され（第２０図にて最大突入位置
Ｃ）、吐出流串はほぼＯとなる（第１９図にてＣ領域）
。When the supply of grease is completely finished, the cylinder 46 is retracted by 11 degrees until the engagement stroke between the plunger and the cylinder becomes a short distance (maximum plunge position C in Fig. 20), and the discharge flow skewer reaches approximately O. (Area C in Figure 19)
.

次に本発明・の第７実施例を第１７図および第１８図を
参照して説明する。この第７実施例のシリンダ防振機構
１１０は、高負荷領域におけるシリンダの前進状態を係
止保持するカムを、プランジャ駆動モータ２２の逆転を
利用して自動的に復帰回動させる機能を備えている。な
おプランジャ３３の往復動ｍ４４およびシリンダ４６を
プランジ一側に弾力的に付勢する皿ばね５５の取（＝Ｉ
構造（外部取刊方式）は第１実施例とほぼ同様であるか
らその説明は省略する。Next, a seventh embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. 17 and 18. The cylinder vibration isolating mechanism 110 of the seventh embodiment has a function of automatically returning and rotating a cam that locks and maintains the forward state of the cylinder in a high load region by using the reverse rotation of the plunger drive motor 22. There is. Note that the reciprocating movement m44 of the plunger 33 and the arrangement of the disc spring 55 (=I) that elastically biases the cylinder 46 toward one side of the plunger
Since the structure (external publication system) is almost the same as that of the first embodiment, its explanation will be omitted.

第１実施例と異なるのは、スライド部材４７の上部にロ
ーラ軸支部１１１が一体形成され、この軸支部１１１に
よってローラ１１２が回動自在に軸支されている。さら
に前記装置本体２１の上面に軸１１３により下側のセク
タギＶ１１４および上側のカムプレート１１５がそれぞ
れ回動自在に軸支され、前記セクタギヤ１１４は電動モ
ータ２２のビニオン２３に平ギヤ２４とは反対側で噛合
され、またカムプレート１１５の軸支側にはカム１１６
が成形され、皿ばね５５によって前記ロー５１１２がこ
のカム１１６に押圧されている。また前記セクタギヤの
」−面には一方のピン１１７が突設され、このピン１１
７の上部がカムプレート１１５よりも上方に突出され、
さらにカムプレート１１５の上面に他方のピン１１８が
突設され、ピン１１７　、１１８間に引張ばね１１９が
張設されている。前記ピン１１７はカムプレート１１５
に切欠形成した凹溝１２０に嵌合する。前記セクタギヤ
１１４はバネ１２１によって時計方向に付勢され、逆転
時のピニオン２３と直ちに噛合できるように付勢されて
いる。The difference from the first embodiment is that a roller shaft support 111 is integrally formed on the upper part of the slide member 47, and a roller 112 is rotatably supported by this shaft support 111. Furthermore, a lower sector gear V114 and an upper cam plate 115 are rotatably supported by a shaft 113 on the upper surface of the device main body 21, and the sector gear 114 is connected to the pinion 23 of the electric motor 22 on the side opposite to the spur gear 24. and a cam 116 on the shaft support side of the cam plate 115.
is formed, and the row 5112 is pressed against the cam 116 by a disc spring 55. Further, one pin 117 is provided protruding from the negative side of the sector gear, and this pin 11
The upper part of 7 is projected above the cam plate 115,
Furthermore, the other pin 118 is provided protruding from the upper surface of the cam plate 115, and a tension spring 119 is provided between the pins 117 and 118. The pin 117 is connected to the cam plate 115
It fits into a groove 120 cut out in the. The sector gear 114 is biased clockwise by a spring 121 so that it can immediately mesh with the pinion 23 during reverse rotation.

そうしてポンプ作動時は、第１８図において前記ビニオ
ン２３が時Ｊ１方向に回転し、これと噛合するセクタギ
ヤ１１４は反時計方向に回動して噛合解除端で回動停止
する。このため前記ばね１１９が引伸ばされ、カムプレ
ート１１５にも反時計方向の弾力的なイ・」勢力が与え
られる。When the pump is in operation, the pinion 23 rotates in the J1 direction in FIG. 18, and the sector gear 114 that meshes with the pinion rotates counterclockwise and stops rotating at the disengaged end. Therefore, the spring 119 is stretched, and a counterclockwise elastic force is applied to the cam plate 115 as well.

このような状態で前記プランジャ３３の運動状態が低負
荷領域から高負荷領域に移行してブツシュタイプシリン
ダ４６が皿ばね５５に抗して前方に移動すると、前記ロ
ーラ１１２も一体的に前方に移動するので、前記引張ば
ね１１９により付勢されているカムプレート１１５は前
記ローラ１１２の前進力だけカム１１Ｇが小径から大径
に径変化するように回動して、プランジャ後退時のシリ
ンダ４６の戻りを防止することにより、このシリンダ４
６の振動を抑制する。In this state, when the motion state of the plunger 33 shifts from a low load region to a high load region and the bush type cylinder 46 moves forward against the disc spring 55, the roller 112 also moves forward integrally. As the cam plate 115 moves, the cam plate 115, which is biased by the tension spring 119, rotates by the forward force of the roller 112 so that the diameter of the cam 11G changes from a small diameter to a large diameter. By preventing return, this cylinder 4
6 vibrations are suppressed.

次にｌシ１記電動モータ２２を停止させるためにそのス
イッチをオフにする時または次回のポンプ使用で前記モ
ータスイッチをオンにする時に、任かな時間ではあるが
前記モータ２２が逆転するようにこのモータの制御回路
を構成しておくと、第１８図において前記ピニオン２３
は反時＝１方向に回転し、これと噛合するセクタギヤ１
１４は時計方向に回転し、そのピン１１１が前記カムプ
レート１１５の凹嵩１２０に嵌合した後、このカムプレ
ート１１５を時計方向に強制回動する。そのため前記カ
ム１１６は、前記ローラ１１２に通接する部分が大径部
から小径部に変化するように回動するから、前記シリン
ダ４６は皿ばね５５の付勢力により第１７図にて左方に
移動して原位置に自動復帰する。Next, when the switch is turned off to stop the electric motor 22, or when the motor switch is turned on the next time the pump is used, the motor 22 is rotated in reverse for an arbitrary period of time. By configuring the control circuit for this motor, the pinion 23 in FIG.
rotates in the counterclockwise direction, and sector gear 1 meshes with it.
14 rotates clockwise, and after its pin 111 fits into the recess 120 of the cam plate 115, the cam plate 115 is forcibly rotated clockwise. Therefore, the cam 116 rotates so that the portion in contact with the roller 112 changes from a large diameter portion to a small diameter portion, so the cylinder 46 moves to the left in FIG. 17 due to the biasing force of the disc spring 55. and automatically return to the original position.

なお第１図乃至第３国に示された第１実施例は、シリン
ダ作動ＩＮ’？またはシリンダ防振機構がないため、構
造的には最もシンプルなものとなっている。前記シリン
ダ作動Ｆａ　８４またはシリンダ防振ｉ構は、プランジ
ャ３３の高負荷状態での前進により前方に移動されたシ
リンダ４６がプランジｔ７侵返時に原位置に戻ることを
防止してシリンダ４６の振動を抑制し、プランジャ３３
のより高吐出圧での高負荷運転を可能にする働きがある
（実験ではシリンダ作動機構またはシリンダ防振機構の
ないものより吐出圧が２０〜２５％アップした）が、こ
のシリンダ作動機構またはシリンダ防振ｍ構は、なくて
はならないものでもない。In the first embodiment shown in FIGS. 1 to 3, the cylinder operation IN'? Also, since there is no cylinder vibration isolation mechanism, it is structurally the simplest type. The cylinder actuation Fa 84 or the cylinder vibration isolation structure prevents the cylinder 46, which has been moved forward due to the advance of the plunger 33 under a high load, from returning to its original position when the plunger t7 returns, thereby suppressing the vibration of the cylinder 46. restraint, plunger 33
(In experiments, the discharge pressure was increased by 20 to 25% compared to a cylinder without a cylinder actuation mechanism or cylinder vibration isolation mechanism.) The anti-vibration structure is not indispensable.

前記シリンダ作ｖＪ機構またはシリンダ防振機構がなく
ても、流体吐出負荷が高まるにしたがってプランジャの
最人前逆時（上死点位置での押圧力最大時）のシリンダ
位置が右方へ移動し、従来の最もフッ１．ングを起こし
やすい位置で上死点の近傍にあるプランジャが最大の力
を発揮することには変わりがないからである。Even without the cylinder operation VJ mechanism or the cylinder vibration isolation mechanism, as the fluid discharge load increases, the cylinder position moves to the right when the plunger is in the most forward position (at the maximum pressing force at the top dead center position), Most traditional 1. This is because the plunger located near the top dead center, which is a position where it is easy to cause a crash, exerts the maximum force.

〔発明の効果〕〔Effect of the invention〕

本発明の流体圧送方法によれば、流体の吐出負荷の上昇
に応じてシリンダが自動的に後退されるようにしたから
、固有の吐出流ｍ特性または吐出圧力特性を最大限に利
用する最適な状態にシリンダ・プランジャ間の嵌合状態
が自動調整され、流通が必要な運転初期はプランジャの
フルストロークの運転がなされ、またポンプ負荷が高ま
るにしたがってプランジャが最大の力を発揮し得るシリ
ンダ内位鐙にプランジャ最大突入位置（上死点位置）が
自動的に変化し、非常に高い吐出圧が得られる。したが
って′Ｆｉ動モータの能力を最大限に利用でき、ノッキ
ングを防止でき、高粘性の流動体を供給対象部に過給充
填できる。According to the fluid pressure feeding method of the present invention, the cylinder is automatically retracted in response to an increase in the fluid discharge load. The fitting state between the cylinder and plunger is automatically adjusted, and the plunger is operated at a full stroke during the initial stage of operation when circulation is required, and as the pump load increases, the plunger is at the inner position of the cylinder where it can exert its maximum force. The maximum thrust position of the plunger into the stirrup (top dead center position) changes automatically, resulting in extremely high discharge pressure. Therefore, the capability of the 'Fi motor can be utilized to the fullest, knocking can be prevented, and the portion to be supplied can be supercharged with a highly viscous fluid.

また本発明の流体圧送装置は、装置本体にシリンダを軸
方向に移動自在に設け、このシリンダをばねによってプ
ランジャ側に弾力的に付勢して、　構成したから、構造
が非常に筒便であって、製造が容易であるとともに装置
の信頼性も高い。Furthermore, the fluid pressure feeding device of the present invention has a cylinder that is movable in the axial direction in the main body of the device, and this cylinder is elastically biased toward the plunger by a spring, so that the structure is very simple. Therefore, it is easy to manufacture and the reliability of the device is high.

さらに本発明はシリンダ作動機構またはシリンダ防振機
構を設けることにより、より高角□荷状態において安定
した高吐出圧を得ることができる。４Furthermore, by providing a cylinder operating mechanism or a cylinder vibration isolating mechanism, the present invention can obtain a stable high discharge pressure in a higher angle □ loading state. 4

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

第１図は本発明の第１実施例を示す断面図、第２図は第
１図のＩＦ−Ｉｆ線断面図、第３図は第１図のばね取付
部の断面図、第４図は本発明の第２実施例を示す断面図
、第５図は第４図のｖ−ｖ線断面図、第６図は本発明の
第３実施例を示す断面　。 図、第７図は第６図の■−■線断面図、第８図は本発明
の第４実施例を示す断面図、第９ｔｆ！４はその平面図
、第１０図は本発明の第５実施例を示す断面図、第１１
図は第１０図のＸＩ−ＸＩ線断面図、第１２図は第１０
図の℃−■線断面図、第１３図は第１０図の■−ＸＡｎ
断面図、第１４図は本発明の第６実施例を示す断面図、
第１５図は第１４図の双−ＸＶＩ所面図、第１６図はそ
の要部の平面図、第１７図は本発明の第７実施例を示す
断面図、第１８図はその平面図、第１９図は本発明の作
動原理を説明するための流体特性のグラフ、第２０図は
本発明の作動原理を説明するためのプランジャ・シリン
ダ間の関係を示す説明図である。 ２１・・装置本体、２２・・運動モータ、２７．２９・
・回転・直線運動変換機構の謡心カムおよび力ムフ７Ｉ
［１ア、３３・・プランジャ、４６・・シリンダ、５５
・・ばね、８１．９１・・シリンダ作動機構、６１゜１
０１　、１１０　・・シリンダ防振機構。FIG. 1 is a cross-sectional view showing the first embodiment of the present invention, FIG. 2 is a cross-sectional view taken along the line IF-If in FIG. 1, FIG. 3 is a cross-sectional view of the spring mounting part in FIG. 1, and FIG. 5 is a sectional view showing a second embodiment of the invention, FIG. 5 is a sectional view taken along the line v-v in FIG. 4, and FIG. 6 is a sectional view showing a third embodiment of the invention. Figure 7 is a cross-sectional view taken along the line ■--■ in Figure 6, and Figure 8 is a cross-sectional view showing the fourth embodiment of the present invention, and Figure 9tf! 4 is a plan view thereof, FIG. 10 is a sectional view showing the fifth embodiment of the present invention, and FIG.
The figure is a sectional view taken along the line XI-XI of Figure 10, and Figure 12 is a cross-sectional view of Figure 10.
℃-■ line cross-sectional view in the figure, Figure 13 is the ■-XAn in Figure 10.
A sectional view, FIG. 14 is a sectional view showing a sixth embodiment of the present invention,
FIG. 15 is a double-XVI top view of FIG. 14, FIG. 16 is a plan view of the main parts, FIG. 17 is a sectional view showing the seventh embodiment of the present invention, and FIG. 18 is a plan view thereof. FIG. 19 is a graph of fluid characteristics for explaining the operating principle of the present invention, and FIG. 20 is an explanatory diagram showing the relationship between the plunger and cylinder for explaining the operating principle of the present invention. 21...Device main body, 22...Motor motor, 27.29.
・Rotary/linear motion conversion mechanism: Yoshin cam and power muff 7I
[1A, 33...Plunger, 46...Cylinder, 55
・・Spring, 81.91・・Cylinder operating mechanism, 61゜1
01, 110... Cylinder vibration isolation mechanism.

Claims (10)

【特許請求の範囲】[Claims] （１）電動モータによる高速回転運動を回転・直線運動
変換機構により直線運動に変換して流体圧送を行うプラ
ンジャ・シリンダ系において、シリンダを圧力上昇特性
に合せて後退させることにより、低負荷領域においては
フルストロークをもって低圧大吐出量を得るとともに、
高負荷領域においては短ストロークをもって高圧小吐出
量を実現し、さらにモータトルク限界点では前記回転・
直線運動変換機構より必然的に生ずる前記プランジャの
上死点位置での最大押圧力とプランジャ低速による吐出
圧力の低下とによってシリンダ内でのプランジャの空す
べりを達成させることを特徴とする流体圧送方法。(1) In a plunger-cylinder system that converts high-speed rotational motion by an electric motor into linear motion using a rotary/linear motion conversion mechanism and pumps fluid, the cylinder is retracted in accordance with the pressure increase characteristics, so that it can be used in low load areas. obtains low pressure and large discharge volume with a full stroke, and
In the high load region, a short stroke achieves high pressure and small discharge amount, and furthermore, at the motor torque limit point, the rotation and
A fluid pressure feeding method characterized by achieving idle sliding of the plunger within the cylinder by the maximum pressing force at the top dead center position of the plunger, which is inevitably generated by the linear motion conversion mechanism, and by the reduction in discharge pressure due to the low speed of the plunger. . （２）電動モータによる高速回転運動を回転・直線運動
変換機構により直線運動に変換して流体圧送を行うプラ
ンジャ・シリンダ系において、装置本体にシリンダを軸
方向に移動自在に設け、このシリンダをばねによってプ
ランジャ側に弾力的に付勢したことを特徴とする流体圧
送装置。(2) In a plunger-cylinder system that converts high-speed rotational motion by an electric motor into linear motion using a rotary/linear motion conversion mechanism and pumps fluid, a cylinder is provided in the main body of the device so as to be movable in the axial direction, and this cylinder is attached to a spring. A fluid pressure feeding device characterized in that the plunger is elastically biased by. （３）電動モータによる高速回転運動を回転・直線運動
変換機構により８線運動に変換して流体圧送を行うプラ
ンジャ・シリンダ系において、装置本体にシリンダを軸
方向に移動自在に設け、このシリンダをばねによってプ
ランジャ側に弾力的に付勢し、低負荷領域から高負荷領
域への移行にともなってシリンダを強制変位させるシリ
ンダ作動機構を設けたことを特徴とする流体圧送装置。(3) In a plunger-cylinder system that converts high-speed rotational motion by an electric motor into 8-line motion using a rotary/linear motion conversion mechanism and pumps fluid, a cylinder is provided in the main body of the device so as to be movable in the axial direction. 1. A fluid pressure feeding device comprising a cylinder actuating mechanism that is elastically biased toward a plunger by a spring and forcibly displaces a cylinder as it transitions from a low load area to a high load area. （４）シリンダ作動機構は、高負荷領域においてシリン
ダと共に移動する部材に、プランジャ前進時の吐出圧に
より装置本体と一体の係止部材に対し押出されるロッド
を摺動自在に設け、このロッドによりシリンダを強制変
位させることを特徴とする特許請求の範囲第３項記載の
流体圧送装置。(4) The cylinder operating mechanism is a member that moves together with the cylinder in a high load region, and is provided with a slidable rod that is pushed out against a locking member that is integrated with the device body by the discharge pressure when the plunger moves forward. The fluid pressure feeding device according to claim 3, characterized in that the cylinder is forcibly displaced. （５）シリンダ作動機構は、高負荷領域においてプラン
ジャが前進する毎に電動モータの負荷を検出して回動す
るカムによりシリンダを強制変位させることを特徴とす
る特許請求の範囲第３項記載の流体圧送装置。(5) The cylinder actuating mechanism detects the load of the electric motor every time the plunger moves forward in a high load region and forcibly displaces the cylinder by a rotating cam. Fluid pumping device. （６）シリンダ作動機構は、手動カムによりシリンダを
強制変位させることを特徴とする特許請求の範囲第３項
記載の流体圧送装置。(6) The fluid pressure feeding device according to claim 3, wherein the cylinder operating mechanism forcibly displaces the cylinder by a manual cam. （７）電動モータによる高速回転運動を回転・直線運動
変換機構により直線運動に変換して流体圧送を行うプラ
ンジャ・シリンダ系において、装置本体にシリンダを軸
方向に移動自在に設け、このシリンダをばねによってプ
ランジャ側に弾力的に付勢し、高負荷領域にてこのばね
に抗してプランジャ前進時に移動したシリンダがプラン
ジャ後退時に戻ることを防止するシリンダ防振機構を設
けたことを特徴とする流体圧送装置。(7) In a plunger-cylinder system that converts high-speed rotational motion by an electric motor into linear motion using a rotary/linear motion conversion mechanism and pumps fluid, a cylinder is provided in the main body of the device so as to be movable in the axial direction, and this cylinder is attached to a spring. The fluid is characterized by being provided with a cylinder vibration isolation mechanism that elastically biases the plunger toward the plunger side in a high load region and prevents the cylinder that moves when the plunger moves forward against this spring from returning when the plunger retreats. Pumping device. （８）シリンダ防振機構は、高負荷領域において高粘度
流体の場合は他の低粘度流体を低粘度流体の場合は自液
を僅かなリークを有する逆止弁を介してシリンダが吸込
むことを特徴とする特許請求の範囲第７項記載の流体圧
送装置。(8) The cylinder vibration isolation mechanism prevents the cylinder from sucking in other low-viscosity fluids in the case of high-viscosity fluids or its own liquid in the case of low-viscosity fluids through check valves that have a slight leak in high-load areas. A fluid pumping device according to claim 7, characterized in that: （９）シリンダ防振機構は、高負荷領域においてシリン
ダが前進する毎にカムばねにより回動するカムによりシ
リンダの前進状態を係止保持することを特徴とする特許
請求の範囲第７項記載の流体圧送装置。(9) The cylinder vibration isolating mechanism is characterized in that the cylinder is held in an advanced state by a cam rotated by a cam spring each time the cylinder advances in a high load region. Fluid pumping device. （１０）カムは、電動モータにより自動的に復帰回動さ
れることを特徴とする特許請求の範囲第９項記載の流体
圧送装置。(10) The fluid pumping device according to claim 9, wherein the cam is automatically rotated back by an electric motor.