JPS636752B2 - - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 本発明は互いに導管で接続される作動シリンダ
と可変容積油圧動力部とを複数組並列状に含みか
つ脈動を総合的に制御し、特に流体の圧力エネル
ギーまたは回転機械エネルギーの伝動または受承
に用いる可逆動力伝動装置に関するものである。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION The present invention includes a plurality of parallel sets of actuating cylinders and variable volume hydraulic power units connected to each other through conduits, and comprehensively controls pulsation, particularly when controlling fluid pressure energy or rotary mechanical energy. This invention relates to a reversible power transmission device used for transmission or reception of.

本発明の動力伝動装置を並列された複数の容積
式ポンプによる送液システムに適用するならば本
発明では、クランク機構の機械的配列により制限
されている現時点での技術的水準における並列ポ
ンプと比較して移送流体の脈動を最小にすること
ができる。 If the power transmission device of the present invention is applied to a liquid delivery system using a plurality of positive displacement pumps connected in parallel, the present invention will be compared with parallel pumps at the current technical level, which are limited by the mechanical arrangement of the crank mechanism. pulsation of the transferred fluid can be minimized.

ここに容積式ポンプとは通常、往復ピストンま
たはプランジヤポンプであり、シリンダ内でピス
トンまたはプランジヤが往復動して作動容積を増
減させる。逆止め弁でこの作動容積への流体の出
入を制御し、ピストンまたはプランジヤによる吸
込と排出の交互作用のもとで一定方向の流れをつ
くり出す。 A positive displacement pump is typically a reciprocating piston or plunger pump, in which a piston or plunger reciprocates within a cylinder to increase or decrease the working volume. A check valve controls the flow of fluid into and out of this working volume, creating a unidirectional flow under the alternating suction and discharge action of a piston or plunger.

排出流の脈動を滑らかにするために、作動容積
を２つ互いに対向させ、その間に共通のピストン
を設けて複動ポンプを形成することが多い。さら
に排出流の脈動は、排出パイプラインに短時間型
のアキユムレータを取付け、脈動のピークを消し
て谷を満たせばさらに滑らかにできる。さらに共
通の駆動装置によつて作動されるピストン・シリ
ンダを同じ系列にいくつか用い、しかも各ピスト
ンをシリンダ内で相互に異なる移動位置に設け
て、それらの排出行程をずらせて排出流全体を滑
らかにすることは一般的に行なわれることであ
る。 To smooth out the pulsations in the discharge flow, two working volumes are often placed opposite each other with a common piston between them to form a double-acting pump. Furthermore, the pulsation of the discharge flow can be further smoothed by installing a short-time accumulator in the discharge pipeline to eliminate the peaks of the pulsation and fill the valleys. Furthermore, several pistons and cylinders operated by a common drive device are used in the same series, and each piston is provided at a different movement position within the cylinder, so that their discharge strokes are staggered to smooth the entire discharge flow. It is common practice to do so.

このような容積式ポンプは多くの使い方ができ
るが、特に高圧の流体の大量輸送に適している。
典型的な用途は石油、ガスあるいは石炭、鉄鉱石
または石灰石等重いスラリのパイプ輸送である。
その他の典型的な用途は砂、砂利、沈泥及び粘土
の浚渫のための揚水及び気体の圧送である。 Although such positive displacement pumps can be used in many ways, they are particularly suited for transporting large volumes of fluid at high pressure.
Typical applications are pipe transport of heavy slurries such as oil, gas or coal, iron ore or limestone.
Other typical applications are water pumping and gas pumping for dredging sand, gravel, silt and clay.

ピストンまたはプランジヤの容積式ポンプの長
所は、良好な自己呼び水誘引性及び比較的高いエ
ネルギー効率であるが、このエネルギー効率は排
出流の脈動を除去することによつてさらにあげる
ことができる。複数のポンプを前述のように配列
すれば送出流を顕著に滑らかにできるが、まだ少
しの程度の脈動が残る。掘削泥等重い流体は、い
つたんそのコラム（パイプ中の柱状流体）が移動
しはじめるとかなりの運動量になり、大きなコラ
ムの送出し流の脈動はエネルギーの損失になる
が、流量を可及的に一定とすることによつて移動
コラムの運動量を利用すれば、脈動エネルギーを
吸収してパイプラインにおける損失を減少させ、
移送効率を上げることができる。しかしながら現
在のポンプ、特にそれが多機種にわたる場合に
は、ポンプサイトに広い場所が必要なこと、それ
らの支持構造物に安定のための大きな重量が必要
なこと等の欠点が伴う。 The advantages of piston or plunger positive displacement pumps are good self-priming attraction and relatively high energy efficiency, which can be further increased by eliminating pulsations in the discharge flow. Arranging multiple pumps as described above can significantly smooth the delivery flow, but some pulsation still remains. Heavy fluids such as drilling mud gain considerable momentum once their columns (column of fluid in pipes) begin to move, and the pulsation of the large column delivery flow results in a loss of energy, but it is important to keep the flow rate as low as possible. Harnessing the momentum of the moving column by keeping it constant absorbs pulsating energy and reduces losses in the pipeline,
Transfer efficiency can be increased. However, current pumps, especially when they are multi-model, suffer from drawbacks such as the need for a large area at the pump site and the need for their support structures to have significant weight for stability.

本発明は従来からのクランクシヤフトに連結さ
れた並列ポンプの短所の一部を克服する容積型ポ
ンプ（以下、単にポンプと呼ぶ。）に適用できる
動力伝動装置に関するものであり、本発明の目的
は脈動流に伴うエネルギー損失なしで、パイプラ
インに沿つて流体を効率的に輸送するなめらかな
そして一定の流れをつくり出すようにポンプに接
続される動力伝動装置を提供することである。 The present invention relates to a power transmission device applicable to a positive displacement pump (hereinafter simply referred to as a pump) that overcomes some of the disadvantages of conventional parallel pumps connected to a crankshaft. It is an object of the present invention to provide a power transmission device connected to a pump to create a smooth and constant flow that efficiently transports fluid along a pipeline without the energy loss associated with pulsating flow.

本発明の他の目的はポンプサイトに集中的に大
きな据付け場所を要しない動力伝動装置を提供す
ることである。 Another object of the invention is to provide a power transmission device that does not require a large amount of central installation space at the pump site.

本発明のその他の目的は支持構造物の寸法が小
さくてすむ動力伝動装置を提供することである。 Another object of the invention is to provide a power transmission device in which the size of the support structure is small.

本発明の別の目的は軸受、軸受台、クランク、
連接棒、スライダ等クランク機構のための機械的
部材を持たないために中心線整合の必要がほとん
どない油圧配管による接続を採用することによつ
て、機械の相互配置を可及的に簡単にした可逆動
力伝動装置を提供することである。 Another object of the present invention is a bearing, a bearing stand, a crank,
Since there are no mechanical parts for the crank mechanism such as connecting rods or sliders, there is little need for centerline alignment, making the mutual arrangement of machines as simple as possible by using hydraulic piping connections. An object of the present invention is to provide a reversible power transmission device.

本発明のさらに別の目的は低速から最高速まで
広い範囲で効率のよい変速駆動装置を用いて、所
望の速度でポンプを往復動させるために、最も効
率的な一定速度で作動する望ましい種々の動力源
により駆動可能なポンプに適用できる動力伝動装
置を提供することである。 Still another object of the present invention is to reciprocate the pump at a desired speed by using a variable speed drive system that is efficient over a wide range from low speed to maximum speed. An object of the present invention is to provide a power transmission device that can be applied to a pump that can be driven by a power source.

本発明の典型的な構成は、それぞれに独立した
伝動軸と１対の油圧ラインとを有し、かつそれぞ
れの伝動軸が共通の動力集配装置に接続されてい
る複数個の可変容積油圧動力部と、各油圧動力部
の前記１対の油圧ラインにそれぞれ連結されてい
る油圧シリンダと、各油圧シリンダの内部に密封
嵌合された往復ピストンと、外部の流体源に通ず
る流入導管と共通の送出管に通ずる流出導管とを
有する複数個の密封シリンダと、各密封シリンダ
の内に挿入されかつ往復ピストンの各個にそれぞ
れの外端で連結された往復プランジヤと、流入導
管及び流出導管にそれぞれ取り付けられた逆止め
弁と、複数個の油圧動力部の協同によつて得られ
る総合作動力が各個の作動力を相補的に統合する
ことによつて常に均一でなめらかであるように、
各油圧動力部の油圧ラインにおける圧力発生時間
を所定のプログラムによつて指令するため複数個
の油圧動力部に相関して配設された時間調整機構
とを含んで成り、複数個の油圧動力部が共通の動
力集配装置を介して外部からの原動力をそれぞれ
の伝動軸に加えられ、この動力を各油圧ラインを
介して往復ピストンに伝えて各プランジヤを駆動
し、外部流体源からの流入流体を共通の流出管に
定常的に排出する第１作動モードと、逆に外部流
体源から圧力流体が各密封シリンダに個別に圧
入・排出されて、密封シリンダ内でのプランジヤ
の往復動を生起し、この動力は各往復ピストンに
よつて油圧となつて各可変容積油圧動力部に伝え
られ、油圧動力部がそれぞれの伝動軸と共通の動
力集配装置とを介して一つの被動回転機を定常的
に駆動する第２作動モードとのいずれでも作動で
きることを特徴とする可逆動力伝動装置である。 A typical configuration of the present invention includes a plurality of variable displacement hydraulic power units each having an independent transmission shaft and a pair of hydraulic lines, each transmission shaft being connected to a common power distribution device. a hydraulic cylinder connected to said pair of hydraulic lines of each hydraulic power section, a reciprocating piston sealingly fitted within each hydraulic cylinder, and a common delivery conduit with an inflow conduit leading to an external fluid source. a plurality of sealed cylinders having outflow conduits leading to the tubes; a reciprocating plunger inserted within each sealed cylinder and connected at a respective outer end to each of the reciprocating pistons; and a reciprocating plunger respectively attached to the inflow and outflow conduits. In order to ensure that the total operating force obtained by the cooperation of the check valve and the multiple hydraulic power units is always uniform and smooth by integrating the individual operating forces in a complementary manner,
and a time adjustment mechanism disposed in correlation with the plurality of hydraulic power sections in order to command the pressure generation time in the hydraulic line of each hydraulic power section according to a predetermined program. An external motive force is applied to each transmission shaft through a common power collection and distribution device, and this power is transmitted through each hydraulic line to a reciprocating piston to drive each plunger, which receives incoming fluid from an external fluid source. a first mode of operation in which the pressure fluid is discharged steadily into a common outflow pipe; and conversely, pressure fluid is pressed into and discharged from each sealed cylinder individually from an external fluid source to cause a reciprocating movement of the plunger within the sealed cylinder; This power is converted into hydraulic pressure by each reciprocating piston and transmitted to each variable displacement hydraulic power section, and the hydraulic power section regularly drives one driven rotating machine via each transmission shaft and a common power distribution device. The reversible power transmission device is characterized in that it can operate in any of the second operation modes.

次に図面によつて一つの先行技術と本発明の好
適な実施例を順を追つて詳細に説明する。 Next, one prior art and a preferred embodiment of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.

第１図には典型的な先行技術によるポンプへの
動力伝動装置が略示してある。この装置ではモー
タまたはエンジン５００が変速機５０１の入力シ
ヤフトを回転させる。次にこの変速機５０１の出
力シヤフトの回転は減速機５０２内の一定比率の
減速歯車によつて減速され、次にこの減速機５０
２は連結されたクランクシヤフト５０３を回転さ
せる。このクランクシヤフト５０３には複数本の
連接棒５０４が揺動可能に軸支してあり、これら
の連接棒５０４はそれぞれスライダ５０６を介し
て各プランジヤ５０５に連結されている。スライ
ダ５０６がクランクシヤフト５０３の回転運動を
プランジヤ５０５の往復運動に変換し、このプラ
ンジヤ５０５が密封状シリンダ５１０に出入する
ので作動容積５０７が変化する。流通方向を異に
する２つの逆止め弁５０８が流体の作動容積５０
７内への出入を制御する。アキユムレータまたは
ダンパ５０９が排出ラインと連通しており、流れ
のピークにおいては排出流体の一部を取りこみ、
流れの谷においてはその蓄積流体の一部を放出す
ることによつて排出ライン内で発生する波動また
は脈動の一部を打消すのに使用されることもあ
る。 FIG. 1 schematically shows a typical prior art power transmission to a pump. In this device, a motor or engine 500 rotates an input shaft of a transmission 501. Next, the rotation of the output shaft of this transmission 501 is reduced by a constant ratio reduction gear in a reduction gear 502;
2 rotates the connected crankshaft 503. A plurality of connecting rods 504 are swingably supported on the crankshaft 503, and each of these connecting rods 504 is connected to each plunger 505 via a slider 506. The slider 506 converts the rotational movement of the crankshaft 503 into a reciprocating movement of the plunger 505, and as the plunger 505 moves in and out of the sealed cylinder 510, the working volume 507 changes. Two check valves 508 with different flow directions have a working volume 50 of fluid.
Controls entry and exit into the building. An accumulator or damper 509 communicates with the discharge line and captures a portion of the discharge fluid at peak flow;
It may also be used to counteract some of the waves or pulsations that occur in the discharge line by discharging some of its accumulated fluid in flow troughs.

第２図は第１図に示してあるプランジヤポンプ
が３つ並列された場合の排出流のグラフである。
この三重ポンプでは３組のプランジヤ５０５、シ
リンダ５１０が互いに隣接してライン内に設けて
あり、各連接棒５０４はクランクシヤフト５０３
の中心線のまわり120度おきのクランクピンに連
結してある。各プランジヤ５０５によりそれぞれ
の下死点から上死点までクランクが180度回転す
る間に各シリンダ５１０から排出流が発生する。
グラフに示してあるように第１プランジヤ５０５
はクランクが０度から180度まで回転する間に一
行程往動し、その排出流は０度で零、90度で最大
になり、180度で再び零になる。同じく、第２プ
ランジヤ５０５はクランクが120度から300度まで
回転する間に一行程往動し、第３プランジヤ５０
５はクランクが240度から60度まで回転する間に
一行程往動する。全排出流はクランクシヤフト５
０３がそれぞれの角度回転する間の、３つのシリ
ンダ５１０各々からの排出流を加えることによつ
て測定され、グラフ上に頂上線で示されている。
この頂上線によつて一回転する間の全排出流にお
ける６つの丘が明示される。クランクシヤフト５
０３が一回転する間の全排出流が確定され、平均
排出流値が斜線部の中間に示されている。排出流
は最大で平均より6.1％多く最小で平均より16.9
％少ない。すなわち平均排出流値からの全変動度
は23％である。 FIG. 2 is a graph of the discharge flow when three plunger pumps shown in FIG. 1 are connected in parallel.
In this triple pump, three sets of plungers 505 and cylinders 510 are provided adjacent to each other in a line, and each connecting rod 504 is connected to a crankshaft 503.
It is connected to crank pins every 120 degrees around the center line. A discharge flow is generated from each cylinder 510 while each plunger 505 rotates the crank 180 degrees from its respective bottom dead center to top dead center.
As shown in the graph, the first plunger 505
moves forward about one stroke while the crank rotates from 0 degrees to 180 degrees, and its discharge flow is zero at 0 degrees, maximum at 90 degrees, and zero again at 180 degrees. Similarly, the second plunger 505 moves forward about one stroke while the crank rotates from 120 degrees to 300 degrees, and the third plunger 50
5 moves forward about one stroke while the crank rotates from 240 degrees to 60 degrees. Total exhaust flow is from crankshaft 5
03 is measured by adding the exhaust flow from each of the three cylinders 510 during each angular rotation and is shown by the top line on the graph.
This crest line defines six hills in the total discharge flow during one revolution. crankshaft 5
The total discharge flow during one revolution of 03 is determined and the average discharge flow value is shown in the middle of the shaded area. Maximum discharge flow is 6.1% higher than average and minimum is 16.9% higher than average
%few. That is, the total variation from the average discharge flow value is 23%.

ポンプシステムにさらに４番目のシリンダ５１
０を取付けるならば、平均排出流値からの全変動
度はより大きくなり、32.5％になる。シリンダ５
１０を５つにすると、全変動度は7.1％に、６つ
にすると14.0％に、７つにすると4.0％になる。
このことからシリンダ５１０を奇数個組合わせる
と、平均排出流値からの変動度が偶数個の場合よ
り小さくなることが分かる。かくてシリンダ５１
０を９つにすると、排出流の平均排出流値からの
変動度はわずか2.2％になり、大部分の用途に関
して満足な成果が得られるが、関連する連接棒等
のハードウエアと配管とを伴うプランジヤ５０５
とシリンダ５１０とを９つずつにすると、ポンプ
の寸法と複雑さが不満足なものになるので、大部
分の用途に関して三重ポンプが使用される。 A fourth additional cylinder 51 in the pump system
If 0 is installed, the total variation from the average discharge flow value will be larger, 32.5%. cylinder 5
If you change 10 to 5, the total volatility becomes 7.1%, if you change 10 to 6, it becomes 14.0%, and if you change 10 to 7, it becomes 4.0%.
From this, it can be seen that when an odd number of cylinders 510 are combined, the degree of variation from the average discharge flow value becomes smaller than when an even number of cylinders 510 are combined. Thus cylinder 51
0 to 9 results in a discharge flow variation of only 2.2% from the average discharge flow value, which is satisfactory for most applications, but it is important to note that the associated connecting rods and other hardware and piping Accompanying plunger 505
and cylinders 510 would result in unsatisfactory pump size and complexity, so a triplex pump is used for most applications.

排出流はクランクシヤフト５０３に取付けた連
接棒５０４とクランクとの配列によつて決定され
る。なぜならば、排出流量はプランジヤ５０５の
移動量に正比例し、単位時間の排出流量はプラン
ジヤ５０５の線速度に正比例する。クランクの角
運動において上死点ではプランジヤ５０５の行程
の線移動はほとんどなく、90度の位置ではプラン
ジヤ５０５の線移動は最大になる。クランクが
180度の位置すなわち下死点に近付くと、その角
運動によるプランジヤ５０５の線移動は再び最小
になる。これはクランクシヤフトに駆動される従
来からの往復ポンプには固有の性質である。同じ
く、クランクシヤフト５０３における与えられた
一定のトルクに関して、プランジヤ５０５には死
点において最大直線力が加えられ、モーメントア
ームが最大である90度の位置では最小直線力が加
えられ、しかも直線力＝トルク／モーメントアー
ムであるから、プランジヤ５０５は単位時間当り
の流量が最小になる位置では圧力を最大に、同じ
く流量が最大になる位置では圧力を最小にでき
る。 The exhaust flow is determined by the arrangement of the crank and the connecting rod 504 attached to the crankshaft 503. This is because the discharge flow rate is directly proportional to the amount of movement of the plunger 505, and the discharge flow rate per unit time is directly proportional to the linear velocity of the plunger 505. In the angular movement of the crank, there is almost no linear movement of the stroke of the plunger 505 at the top dead center, and the linear movement of the plunger 505 is maximum at the 90 degree position. The crank
As it approaches the 180 degree position, or bottom dead center, the linear movement of plunger 505 due to its angular movement is again at a minimum. This is an inherent property of conventional reciprocating pumps driven by crankshafts. Similarly, for a given constant torque in crankshaft 503, plunger 505 experiences a maximum linear force at dead center and a minimum linear force at 90 degrees, where the moment arm is at its maximum, and linear force = Since it is a torque/moment arm, the plunger 505 can maximize the pressure at the position where the flow rate per unit time is the minimum, and can also minimize the pressure at the position where the flow rate is the maximum.

第３図は本発明の主要な要素を略示している。
ポンプは適当な原動機、例えばモータ、内燃機
関、タービン機関、蒸気機関によつて駆動され
る。モータ１０は伝動装置または動力分配装置１
２に接続してあり、この伝動装置または動力分配
装置１２は説明の便宜のために動力テイクオフシ
ヤフト１４，１６，１８を３本有する。明瞭のた
めに動力テイクオフシヤフト１４によつて駆動さ
れる装置のみが図示されている。なぜならば動力
テイクオフシヤフト１６，１８はそれぞれ同じ形
式の装置を駆動するからである。動力テイクオフ
シヤフト１４には２つのポート２２，２４を有す
る容積ポンプ型の可変容積油圧動力部２０が連結
されている。この油圧動力部２０は下文により詳
細に説明するように、指令によつてどちらか一方
のポート２２又は２４からの油圧排出流を零から
最大にまで変えることのできる装置である。 FIG. 3 schematically illustrates the main elements of the invention.
The pump is driven by a suitable prime mover, such as a motor, internal combustion engine, turbine engine, or steam engine. The motor 10 is a transmission device or a power distribution device 1
2, this transmission or power distribution device 12 has three power take-off shafts 14, 16, 18 for convenience of explanation. For clarity, only the equipment driven by the power take-off shaft 14 is shown. This is because the power take-off shafts 16, 18 each drive the same type of equipment. A variable displacement hydraulic power section 20 of the displacement pump type having two ports 22 and 24 is connected to the power take-off shaft 14 . The hydraulic power section 20 is a device that can vary the hydraulic exhaust flow from either port 22 or 24 from zero to maximum upon command, as will be explained in more detail below.

油圧ライン２６が油圧動力部２０のポート２２
をシリンダ３０の一端部に連結し、油圧ライン２
８がポート２４をシリンダ３０の反対の端部に連
結している。このシリンダ３０内にはピストン３
２が設けてあり、このピストン３２の両側部には
ピストンロツド３４，３６が取付けてあるので、
ピストン３２は複動ピストンを形成しており、油
圧動力部２０とともに閉じられたループ内で作動
する。ピストンロツド３４にはプランジヤ３８が
直結してあり、このプランジヤ３８は密封シリン
ダ４０に適合しており、この密封シリンダ４０に
は吸込管４４及び吐出管４６が取付けられてい
る。これらの吸込管４４及び吐出管４６にはそれ
ぞれ逆止め弁４２が設けてあり、密封シリンダ４
０に出入する流体の流れを制御する。 Hydraulic line 26 connects to port 22 of hydraulic power unit 20
is connected to one end of the cylinder 30, and the hydraulic line 2
8 connects port 24 to the opposite end of cylinder 30. Inside this cylinder 30 is a piston 3.
2 is provided, and piston rods 34 and 36 are attached to both sides of this piston 32.
The piston 32 forms a double-acting piston and operates in a closed loop with the hydraulic power unit 20. Directly connected to the piston rod 34 is a plunger 38, which fits into a sealed cylinder 40, to which a suction pipe 44 and a discharge pipe 46 are attached. Each of the suction pipe 44 and the discharge pipe 46 is provided with a check valve 42, and the sealed cylinder 4
Controls the flow of fluid into and out of the 0.

シリンダ３０内で複動ピストン３２が線移動す
ると、一直線上にある密封シリンダ４０内で同じ
長さだけプランジヤ３８が線移動する。ピストン
３２の行程速度は油圧動力部２０の作動油単位時
間送出量によつて制御される。この送出量は可変
であり、またその方向を送出か吸入に変えること
ができる。かくて各自が同型の駆動列によつて動
力分配装置１２の各テイクオフシヤフト１４，１
６，１８に連結してある３つのプランジヤ３８
は、それぞれに可変容積油圧動力部２０を有する
ことによつて、各々の移動位置及び行程速度にお
いては互いに独立しており、従つていかなる定着
された幾何学的関係（例えば従来のクランクシヤ
フト機構）によつても互いに拘束されないことは
いうまでもない。 When the double-acting piston 32 moves linearly within the cylinder 30, the plunger 38 moves linearly by the same length within the sealed cylinder 40, which is located in a straight line. The stroke speed of the piston 32 is controlled by the amount of hydraulic fluid delivered per unit time of the hydraulic power unit 20. The delivery amount is variable and the direction can be changed to delivery or inhalation. Thus each take-off shaft 14,1 of the power distribution device 12 is operated by a drive train of the same type.
Three plungers 38 connected to 6, 18
By having variable volume hydraulic power sections 20 in each, they are independent of each other in their respective travel positions and stroke speeds and are therefore independent of any fixed geometry (e.g., conventional crankshaft mechanism). It goes without saying that they are not bound to each other even by

第４図には、第３図に示した装置において、プ
ランジヤポンプに代えて同じピストンロツド３４
に連結可能な複動ピストンポンプの部分が示して
ある。すなわち、第４図のポンプではシリンダ５
０内にピストン４８が設けてあり、ピストン４８
の両側部にピストンロツド３４，５６が取付けら
れている。この片側のピストンロツド３４を第３
図のピストンロツド３４とみなすことによつてプ
ランジヤポンプを複動ピストンポンプに置き換え
た本発明の別の一実施例を構成できる。なお、シ
リンダ５０において、図示右側の油圧室には一つ
の方向弁５２を介して吸込管４４が接続されまた
一つの方向弁５４を介して吐出管４６が接続され
ており、図示左側の油圧室にはもう一つの方向弁
５４を介して吸込管４４が接続されまたもう一つ
の方向弁５２を介して吐出管４６が接続されてい
る。従つて第４図において、ピストン４８が右に
移動すると、方向弁５２は閉じられ、方向弁５４
は開く。ピストン４８が左に移動するならば、方
向弁５２は開かれ、方向弁５４は閉じられる。こ
れら４つの弁５２，５４はすべり弁であつて、ピ
ストンロツド３４が線移動するのに相関して作動
する。またこれらの弁５２，５４は逆止め弁ある
いは二方弁、三方弁、四方弁等この用途に適した
方向弁であつてもよい。また、ピストン４８は第
３図のピストン３２と寸法が同じなのでシリンダ
５０内に送り込まれた流体にはピストン４８によ
つてほぼ同じ圧力が加えられるが、第３図のプラ
ンジヤ３８はピストン３２よりも面積が小さいの
で密封シリンダ４０内の流体には、シリンダ３０
内においてピストン３２に加えられる油圧より単
位面積当り大きな圧力が加えられることは注意さ
れるべきである。だから２つのピストン３２，４
８の互いの寸法は意図された目的に合わせて変え
ることができ、従つてプランジヤ３８、単動ピス
トンまたは複動ピストンが目的に合わせてポンプ
の装置の終段を構成することとなる。下文では終
段はプランジヤ３８／密封シリンダ４０として言
及されて、油圧ピストン３２／シリンダ３０とは
つきりと区別するが、プランジヤに代えて単動又
は複動ピストンを用いるほかの実施例も可能であ
ることを意図していることは言うまでもない。 FIG. 4 shows the same piston rod 34 in place of the plunger pump in the device shown in FIG.
Parts of a double-acting piston pump that can be connected to are shown. That is, in the pump of FIG. 4, cylinder 5
A piston 48 is provided inside the piston 48.
Piston rods 34, 56 are attached to both sides of the piston. The piston rod 34 on one side is
By considering the piston rod 34 in the figure, another embodiment of the present invention can be constructed in which the plunger pump is replaced with a double-acting piston pump. In the cylinder 50, a suction pipe 44 is connected to the hydraulic chamber on the right side in the figure through one directional valve 52, and a discharge pipe 46 is connected through one directional valve 54, and the hydraulic chamber on the left side in the figure is connected to the suction pipe 44 through one directional valve 52. A suction pipe 44 is connected through another directional valve 54, and a discharge pipe 46 is connected through another directional valve 52. Thus, in FIG. 4, when piston 48 moves to the right, directional valve 52 is closed and directional valve 54 is closed.
opens. If piston 48 moves to the left, directional valve 52 is opened and directional valve 54 is closed. These four valves 52, 54 are slide valves and operate in correlation with the linear movement of the piston rod 34. Further, these valves 52 and 54 may be check valves or directional valves suitable for this purpose, such as two-way valves, three-way valves, or four-way valves. Also, since the piston 48 has the same dimensions as the piston 32 in FIG. Since the area is small, the fluid inside the sealed cylinder 40 is contained in the cylinder 30.
It should be noted that a greater pressure per unit area is applied within the piston 32 than the hydraulic pressure applied to the piston 32. So two pistons 32,4
The mutual dimensions of the pumps 8 can be varied depending on the intended purpose, so that the plunger 38, single-acting piston or double-acting piston constitutes the final stage of the pump arrangement according to the purpose. In the text below, the final stage will be referred to as plunger 38/sealed cylinder 40 to clearly distinguish it from hydraulic piston 32/cylinder 30, although other embodiments using single-acting or double-acting pistons in place of the plunger are also possible. It goes without saying that it is meant to be something.

第５図には典型的な油圧動力部２０の横断面が
示されていて、作動がよりはつきりと理解でき
る。ここには明瞭のために特定の動力部すなわち
カム面の角度を変えられるカム７０に連係された
同一面上の２つのピストン６４が図示してある。
入力シヤフト６０が胴６２にスプライン嵌合して
あり、この胴６２は複数の軸ピストン６４を支持
している。各ピストン６４の外端部は球形にして
あり、この球にはシユー６６がすえ込んであり、
このシユー６６は各ピストンの球上を自由に回
転・揺動する。シユー６６はスラストプレート６
８（当技術における熟練者はクリーププレートと
いうこともある）に圧接しており、このスラスト
プレート６８はカム７０の平面に圧接しており、
この平面は入力シヤフト６０の軸線に対してある
角度に傾けてある。スラストプレート６８は胴６
２とシユー６６が入力シヤフト６０と同じ速度で
回転するときに、ゆつくりと回転するので、シユ
ー６６とカム７０の間で摩耗が分散される。カム
７０はその背面７２を同形の弧状面に支承され、
かつ軸支してあるので、入力シヤフト６０ととも
に回転しないが、入力シヤフト６０の軸線に垂直
な軸線のまわりに傾斜させることができる。入力
シヤフト６０及び胴６２が回転すると、各ピスト
ン６４はカム７０の傾斜したカム面に沿つて移動
しながら滑らかに往復運動する。ピストン６４が
胴６２に形成してあるそれぞれの穴の深部へと移
動すると、流体は排出ポートから油圧ライン２８
へと移動し、各ピストン６４がそれぞれの穴から
抜け出るように移動すると、流体は油圧ライン２
６から引き込まれる。胴６２の端部には固定のポ
ートプレート７４が対設されている。このポート
プレート７４は第６図にその平面形状をよりはつ
きりと示してある。 FIG. 5 shows a cross-section of a typical hydraulic power section 20 to more clearly understand its operation. For purposes of clarity, two coplanar pistons 64 are shown associated with a cam 70 that allows the angle of the particular power section or cam surface to be varied.
An input shaft 60 is splined to a barrel 62 that supports a plurality of axial pistons 64. The outer end of each piston 64 is spherical, and a shoe 66 is embedded in the sphere.
This shoe 66 freely rotates and swings on the sphere of each piston. Show 66 is thrust plate 6
8 (sometimes referred to as a creep plate by those skilled in the art), this thrust plate 68 is in pressure contact with the plane of the cam 70,
This plane is inclined at an angle to the axis of the input shaft 60. The thrust plate 68 is
When the shoe 2 and the shoe 66 rotate at the same speed as the input shaft 60, the wear is distributed between the shoe 66 and the cam 70 because they rotate slowly. The cam 70 has its back surface 72 supported on an arcuate surface of the same shape,
In addition, since it is pivoted, it does not rotate together with the input shaft 60, but it can be tilted around an axis perpendicular to the axis of the input shaft 60. When the input shaft 60 and the barrel 62 rotate, each piston 64 smoothly reciprocates while moving along the inclined cam surface of the cam 70. As the pistons 64 move deep into their respective holes formed in the barrel 62, fluid flows from the exhaust port to the hydraulic line 28.
, and as each piston 64 moves out of its respective hole, the fluid flows into the hydraulic line 2.
Drawn in from 6. A fixed port plate 74 is provided opposite to the end of the barrel 62 . The planar shape of this port plate 74 is shown more clearly in FIG.

第６図に示すポートプレート７４には２つの弧
状ポート７６，７８が形成してあり、これらは平
面部８０によつて分離してある。ポート７６はラ
イン２６に連通しており、ポート７８はライン２
８に連通している。入力シヤフト６０及び胴６２
がポートプレート７４の側から見て反時計方向に
回転すると、ポート７６と連通している穴からピ
ストン６４が抜け出すように移動するので、ライ
ン２６から流体が引込まれ、ポート７８に連通し
ている穴へはピストン６４が押し込まれるように
移動するので、ライン２８から流体が排出され
る。ピストン６４は上死点及び下死点において軸
方向移動を中止し、この時、胴６２に形成してあ
る穴はそれぞれポートプレート７４に形成してあ
る平面部８０によつて、一時的にシールされる。
カム面の傾斜角によつて、ピストン行程の大きさ
及び油圧動力部２０の送出し流量が決定される。
カム７０の中心線が第５図におけるように左位置
Ｌにあると、第３図のピストン３２はライン２８
からの油圧によつて左に移動する。入力シヤフト
６０の軸線に対するカムの傾斜角が小さくなつて
零となり、カム７０の中心線が中立の位置Ｎに来
ると、動力部２０における２つのピストン６４は
往復動しなくなる。カムの中心線が位置Ｒまで逆
転してライン２６が送出ラインになり、ライン２
８が吸入ラインになると、第３図のピストン３２
は右に移動する。従つて入力シヤフト６０によつ
て胴６２が一定の回転速度で駆動される間に、油
圧動力部２０からの排出流は、カムの傾斜が中立
の位置を通つて中立の一方側から他方側へ移動す
るのに伴つて、一方向における最大値から一旦零
を通つて反対方向における最大値に滑らかに変わ
ることはいうまでもない。 The port plate 74 shown in FIG. 6 has two arcuate ports 76, 78 separated by a flat portion 80. Port 76 communicates with line 26 and port 78 communicates with line 2.
It is connected to 8. Input shaft 60 and barrel 62
When the piston 64 rotates counterclockwise when viewed from the side of the port plate 74, the piston 64 moves out of the hole communicating with the port 76, so fluid is drawn from the line 26 and communicates with the port 78. As the piston 64 is pushed into the hole, fluid is expelled from the line 28. The piston 64 stops moving in the axial direction at the top dead center and the bottom dead center, and at this time, the holes formed in the barrel 62 are temporarily sealed by the flat portions 80 formed in the port plate 74. be done.
The inclination angle of the cam surface determines the magnitude of the piston stroke and the delivery flow rate of the hydraulic power unit 20.
When the centerline of cam 70 is in left position L as in FIG. 5, piston 32 in FIG.
It moves to the left by hydraulic pressure from. When the inclination angle of the cam with respect to the axis of the input shaft 60 decreases to zero and the center line of the cam 70 reaches the neutral position N, the two pistons 64 in the power unit 20 no longer reciprocate. The center line of the cam is reversed to position R, line 26 becomes the delivery line, and line 2
8 becomes the suction line, the piston 32 in FIG.
moves to the right. Therefore, while the cylinder 62 is driven at a constant rotational speed by the input shaft 60, the exhaust flow from the hydraulic power section 20 is directed from one side of the neutral side to the other side through the position where the slope of the cam is neutral. Needless to say, as it moves, it smoothly changes from the maximum value in one direction, once passing through zero, to the maximum value in the opposite direction.

第７図及び第８図にはカム７０の角度の制御に
用いられる油圧サーボ１００が略示してある。作
動Ｕリンク８２がカム７０及び作動ピストン８４
を連結しており、作動ピストン８４が移動すると
カム７０が第８図に示す支軸７１を中心に揺動し
てカム７０面の角度が変化する。油圧ラインが作
動ピストン８４の両端部からサーボシリンダ８６
におけるポート９４，９６へ連通している。サー
ボシリンダ８６内には中空のサーボスリーブ８８
が設けてあり、このサーボスリーブ８８内にはサ
ーボスプール９０が設けてある。作動油はポート
９２からサーボスプール９０内の両端部に供給さ
れるので、このサーボスプール９０は油圧によつ
てつりあいを保たれていて、弱い軸方向の入力に
よつて移動させることができる。第７図におい
て、サーボスプール９０は２つのポート９４，９
６を閉じており、カム７０は指令された位置にあ
る。サーボスプール９０が上方に移動すると、上
部ポート９４が開かれてチヤンバ９７から作動油
が排出される。このチヤンバ９７はサーボスリー
ブ８８とサーボスプール９０との間の隙間を介し
てシリンダ８６側方の出口ポート（図示せず）に
連通している。同時に下部ポート９６が開かれ、
作動油がポート９２からサーボスプール９０に形
成してある穴をくだつて下部ポート９６から出て
作動ピストン８４の下側部まで流れ、作動ピスト
ン８４は上方に移動してカム７０は傾斜度を変え
る。カム７０が揺動すると、ピボツト１０１のま
わりにフイードバツクリンク９８が揺動し、また
フイードバツクＵリンクアーム１０２が揺動し、
このフイードバツクＵリンクアーム１０２はサー
ボスリーブ８８の外周溝１０４によつてサーボス
リーブ８８に係合させてあるので、サーボスリー
ブ８８は、上部ポート９４及び下部ポート９６が
サーボスプール９０によつて求められた指令カム
角度において再び閉じられるまで、上方に移動す
る。 A hydraulic servo 100 used to control the angle of the cam 70 is schematically shown in FIGS. 7 and 8. Actuation U-link 82 connects cam 70 and actuation piston 84
When the actuating piston 84 moves, the cam 70 swings about the support shaft 71 shown in FIG. 8, and the angle of the cam 70 surface changes. A hydraulic line runs from both ends of the actuating piston 84 to the servo cylinder 86.
It communicates with ports 94 and 96 at. Inside the servo cylinder 86 is a hollow servo sleeve 88.
A servo spool 90 is provided within the servo sleeve 88. Since hydraulic oil is supplied from port 92 to both ends within servo spool 90, servo spool 90 is hydraulically balanced and can be moved by a weak axial input. In FIG. 7, the servo spool 90 has two ports 94, 9.
6 is closed and the cam 70 is in the commanded position. When the servo spool 90 moves upward, the upper port 94 is opened and hydraulic oil is discharged from the chamber 97. This chamber 97 communicates with an outlet port (not shown) on the side of the cylinder 86 via a gap between the servo sleeve 88 and the servo spool 90. At the same time, the lower port 96 is opened,
Hydraulic oil flows from port 92 through a hole formed in servo spool 90 and out of lower port 96 to the lower side of actuating piston 84, causing actuating piston 84 to move upward and cam 70 to change its slope. . When the cam 70 swings, the feedback link 98 swings around the pivot 101, and the feedback U link arm 102 swings.
Since this feedback U link arm 102 is engaged with the servo sleeve 88 by the outer peripheral groove 104 of the servo sleeve 88, the servo sleeve 88 has an upper port 94 and a lower port 96 determined by the servo spool 90. Move upward until closed again at the commanded cam angle.

第８図は第７図のサーボ１００の一部を示す斜
視図である。第８図にさらにラツク１０６、ピニ
オン１０８及び作動モータ１１０が示してある。
このモータ１１０によつてサーボスプール９０は
モータ１１０が受取つた信号の大きさ及び極性に
よつて決定される指令位置まで駆動される。この
実施例では角度制御に関してカム角度の電気的フ
イードバツクは必要ない。なぜならばここでは角
度制御はフイードバツクリンク９８を介して油圧
によつて遂行されるからである。 FIG. 8 is a perspective view showing a part of the servo 100 of FIG. 7. Also shown in FIG. 8 are rack 106, pinion 108 and actuation motor 110.
The motor 110 drives the servo spool 90 to a commanded position determined by the magnitude and polarity of the signal received by the motor 110. In this embodiment, no electrical feedback of the cam angle is required for angle control. This is because the angular control is here carried out hydraulically via the feedback link 98.

第９図及び第１０図からは本発明装置がいかに
安定しそして脈動のない流れをパイプラインに送
り出すかが理解できる。第９図には第３図に示さ
れたような三重ポンプにおける各ピストン３２及
びプランジヤ３８の、ポンプの一サイクル全体の
間における行程移動をグラフで示してあり、第１
０図には第９図に示してあるプランジヤ３８（第
１プランジヤは１３８、第２プランジヤは２３８
そして第３プランジヤは３３８である）の行程移
動に対応する送出し流及び吸込み流が示してあ
る。第９図及び第１０図の特性線は時間の関数と
して表わしてあり、従来例の第２図との比較を容
易にするために時間には一定速度の回転体又はク
ランクシヤフトの回転の度盛りが併記してあり、
一回転に要する時間はプランジヤ３８の一サイク
ルと同じなので、第９図及び第１０図の特性線は
第２図に示してある先行技術による装置の特性曲
線と容易に比較できる。 From FIGS. 9 and 10 it can be seen how the device of the invention delivers a stable and pulsation-free flow into the pipeline. FIG. 9 graphically depicts the stroke movement of each piston 32 and plunger 38 during a complete cycle of the pump in a triplex pump such as that shown in FIG.
0 shows the plunger 38 shown in FIG. 9 (the first plunger is 138, the second plunger is 238).
The delivery and suction flows are shown corresponding to the stroke movement of the third plunger (338). The characteristic lines in FIGS. 9 and 10 are expressed as a function of time, and in order to facilitate comparison with FIG. is also written,
Since the time required for one rotation is the same as one cycle of the plunger 38, the characteristic curves of FIGS. 9 and 10 can be easily compared with the characteristic curve of the prior art device shown in FIG.

時間点（０）においてプランジヤ１３８はその
密封シリンダから十分に引き出されており、送出
し流は零である。可変容積油圧動力部２０におけ
るカムの角度が零度から大きくなるにつれて、油
圧動力部２０によつてライン２６を介してピスト
ン３２の後退側（図示左側）へ作動油が送り出さ
れ始めると、プランジヤ３８が密封シリンダ４０
内へと右に移動するので、逆止め弁４２を通つて
送出しライン４６へ流体が送り出し始められる。
プランジヤ１３８の移動速度が一定の割合で増大
すると、送出し流量が直線的に増大する。例え
ば、送出し流は時間点(1)（30度）において最大流
の半分となり、時間点(3)（60度）において最大に
なり、油圧動力部２０のカム角度は最大になる。
プランジヤ１３８は時間点(5)（90度）において行
程の半ばにあり、まだ送り出しが最大の行程速力
にある。油圧動力部２０のカム角度は時間点(7)
（120度）において小さくなり始めるので、プラン
ジヤ１３８の行程速力が落ち始める。油圧動力部
２０のカム角度が180度となり、カムが中立の位
置に達すると、シリンダ３０への作動油供給が停
止され、従つてプランジヤ１３８の移動が止めら
れて、第１プランジヤ１３８による送出し流が零
になる。油圧動力部２０のカム角度が中立の位置
を通り過ぎると、ライン２８へ作動油が送り出さ
れるので、プランジヤ１３８が左へ移動を始めて
吸込行程が始まり、吸込管４４から逆止め弁４２
を通して流体が密封シリンダ４０に引き込まれ
る。吸込流は直線的に着実に増大して240度で最
大になり、この状態は300度になるまで維持され
るが、その後減少して360度において零になる。 At time point (0), plunger 138 is fully withdrawn from its sealed cylinder and the delivery flow is zero. As the angle of the cam in the variable displacement hydraulic power unit 20 increases from zero degrees, the hydraulic power unit 20 begins to send hydraulic fluid to the retreating side (left side in the figure) of the piston 32 via the line 26, and the plunger 38 sealed cylinder 40
As it moves inward and to the right, fluid begins to be pumped through check valve 42 and into delivery line 46 .
As the moving speed of plunger 138 increases at a constant rate, the delivery flow rate increases linearly. For example, the delivery flow is half of the maximum flow at time point (1) (30 degrees), reaches its maximum flow at time point (3) (60 degrees), and the cam angle of the hydraulic power section 20 is at its maximum.
Plunger 138 is mid-stroke at time point (5) (90 degrees) and is still at maximum stroke speed for delivery. The cam angle of the hydraulic power unit 20 is the time point (7)
(120 degrees), the stroke speed of the plunger 138 begins to decrease. When the cam angle of the hydraulic power unit 20 becomes 180 degrees and the cam reaches the neutral position, the supply of hydraulic oil to the cylinder 30 is stopped, and therefore the movement of the plunger 138 is stopped, and the delivery by the first plunger 138 is stopped. The flow becomes zero. When the cam angle of the hydraulic power unit 20 passes the neutral position, hydraulic oil is sent to the line 28, so the plunger 138 begins to move to the left and the suction stroke begins, and the check valve 42 is moved from the suction pipe 44.
Fluid is drawn into the sealed cylinder 40 through. The suction flow increases steadily in a linear manner to a maximum at 240 degrees, remains this way until 300 degrees, and then decreases to zero at 360 degrees.

プランジヤ２３８，３３８の行程及び流れ曲線
は同じ形であり、互いに時間的に120度ずつずれ
ている。三重ポンプからの全流量はプランジヤ１
３８，２３８，３３８による送出し流の和であ
る。プランジヤ１３８の送出し流は時間点(1)（30
度）においてプランジヤ３３８の送出し流がそう
であるように最大の半分であり、プランジヤ２３
８の吸込流は時間点(5)（90度）においてプランジ
ヤ３３８の吸込流がそうであるように最大の半分
であり、送出し流の和及び吸込流の和はそれぞれ
第１０図において上縁と下縁に実線で示してあ
る。可変容積油圧動力部２０の各々のカム角度
は、それぞれのプランジヤ１３８，２３８、３３
８の行程移動を調整して、三重ポンプからの一定
のそして脈動のない全送出し流及び吸込流をつく
り出せるようにプログラムされることは言うまで
もない。 The strokes and flow curves of plungers 238, 338 are of the same shape and are offset in time by 120 degrees from each other. The total flow rate from the triple pump is from plunger 1.
38,238,338. The delivery flow of plunger 138 is at time point (1) (30
), the delivery flow of plunger 338 is half of the maximum as is the delivery flow of plunger 23
The suction flow of 8 is half the maximum as is the suction flow of plunger 338 at time point (5) (90 degrees), and the sum of the delivery flows and the sum of the suction flows are respectively at the upper edge in FIG. is indicated by a solid line at the bottom edge. The cam angle of each variable volume hydraulic power section 20 is determined by the cam angle of each plunger 138, 238, 33.
It goes without saying that the stroke movement of 8 is programmed to adjust to create a constant and non-pulsating total delivery and suction flow from the triplex pump.

第１１図は三重ポンプ用の制御要素、すなわ
ち、３つのポンプの総合送出量が常に脈動なく滑
らかになるようにプログラムされた時間調整機構
及び油圧動力部のカム角度を補正するサーボ機構
の一部を示すポンプ装置の略図である。外周面に
適当にプログラムされたカム面、例えばカム溝２
０１，２０２，２０３を形成してあるカムドラム
２００がモータ２０４によつて回転される。この
モータ２０４の回転数を制御すれば、意図された
目的に応じた回転数でカムドラム２００を回転さ
せることができる。カム溝２０１におけるカム従
動節が信号発生器２１１に接続してあり、この信
号発生器２１１は増幅器２１６を介してモータ１
１０に信号２１５を送る。出力電圧はカム溝２０
１によつて規定され、その大きさ及び極性が変化
する。上文に説明し第７図、第８図に示してある
ように、モータ１１０が駆動されると、サーボス
プール９０の移動に伴つて作動ピストン８４を位
置決めして油圧動力部２０のカム７０角度を指令
通りにする。図示してあるように、カム７０が位
置Ｒに来ると、作動油ライン２６を加圧するの
で、プランジヤ３８は右方向に密封シリンダ４０
内へと移動する。ピストンロツド３６が電位差計
２１８の直線移動または回転の位置センサに接続
してあり、この電位差計２１８は誤差増幅器２１
６にフイードバツク信号２１７を送る。このフイ
ードバツク信号２１７は指令信号２１５と比較さ
れる。ピストン３２がその時に指令された位置に
移動していないならば、誤差増幅器２１６が指令
信号２１５を大きくしてモータ１１０に信号２１
９を送る。同じく第２プランジヤ３８は位相を適
度にずらしたカム溝２０２によつて指令、操作さ
れ、第３プランジヤ３８はさらに位相の異なるカ
ム溝２０３によつて指令され、操作される。ポン
プ装置の意図された目的から、電気的なフイード
バツク信号２１７が必要でなく機械的作動が望ま
しい場合は、サーボスプール９０にはラツク１０
６に代えて、カム溝２０１，２０２，２０３に係
合しているカム従節を取付けることができ、これ
によつてサーボスプール９０はカムドラム２００
によつて直接移動されることとなる。なおその他
の適当な時間調整機構を用いて本発明を実施して
もよい。 Figure 11 shows the control elements for the triple pump, namely a time adjustment mechanism programmed so that the total delivery amount of the three pumps is always smooth without pulsation, and part of the servo mechanism that corrects the cam angle of the hydraulic power section. 1 is a schematic diagram of a pump device showing a. Appropriately programmed cam surface on the outer circumferential surface, e.g. cam groove 2
A cam drum 200 formed with 01, 202, 203 is rotated by a motor 204. By controlling the rotation speed of this motor 204, the cam drum 200 can be rotated at a rotation speed according to the intended purpose. The cam follower in the cam groove 201 is connected to a signal generator 211, which is connected to the motor 1 via an amplifier 216.
A signal 215 is sent to 10. Output voltage is cam groove 20
1, and its magnitude and polarity vary. As explained above and shown in FIGS. 7 and 8, when the motor 110 is driven, the actuating piston 84 is positioned as the servo spool 90 moves, and the cam 70 angle of the hydraulic power unit 20 is adjusted. Follow the instructions. As shown, when the cam 70 is in position R, it pressurizes the hydraulic oil line 26, causing the plunger 38 to move rightward into the sealed cylinder 40.
move inward. The piston rod 36 is connected to a linear or rotational position sensor of a potentiometer 218, which is connected to the error amplifier 21.
A feedback signal 217 is sent to 6. This feedback signal 217 is compared with the command signal 215. If piston 32 is not moving to the currently commanded position, error amplifier 216 increases command signal 215 to signal 21 to motor 110.
Send 9. Similarly, the second plunger 38 is commanded and operated by a cam groove 202 whose phase is appropriately shifted, and the third plunger 38 is commanded and operated by a cam groove 203 whose phase is further different. If the intended purpose of the pump system does not require an electrical feedback signal 217 and mechanical actuation is desired, the servo spool 90 may include a rack 10.
6, it is possible to install a cam follower that engages with the cam grooves 201, 202, 203, and thereby the servo spool 90 is connected to the cam drum 200.
It will be moved directly by Note that other suitable time adjustment mechanisms may be used to practice the invention.

上述の説明から、本発明に適用された三重ポン
プにおいて、３つのプランジヤの各々の行程中の
位置を時間（時点）に対して適切にプログラムし
て、各プランジヤの送出し流を互いに相補的
（complementary）となし、このポンプシステム
の作動サイクルにおける各時点での総合流量を一
定として、ポンプシステムとしての吸込流又は送
出流における著しい脈動を除去できることが理解
されるであろう。またこの技術が終段において３
つ以上の複数個のプランジヤを有するポンプシス
テムに広く応用できることは言うまでもない。ま
たこの技術は、回転クランクによる駆動では得ら
れない特定の行程対時間に相関した連続運動が望
ましい場合、単一又は二重プランジヤポンプにも
応用できる。 From the above description, it can be seen that in the triplex pump applied to the present invention, the in-stroke position of each of the three plungers is appropriately programmed with respect to time (time points) so that the delivery flow of each plunger is complementary to each other ( It will be appreciated that by maintaining a constant total flow rate at each point in the pump system's operating cycle, significant pulsations in the suction or delivery flow of the pump system can be eliminated. In addition, this technology is used in the final stage.
It goes without saying that it is widely applicable to pump systems having more than one plunger. This technique can also be applied to single or dual plunger pumps where continuous motion correlated to a specific stroke versus time is desired, which cannot be achieved with a rotary crank drive.

上述のように本発明における可変容積油圧動力
部２０によれば総合流出量が一定の流れをつくり
出せるが、その意味は圧力もプランジヤ３８の送
出行程のいかなる時点においても一定であり、従
来のポンプのように、クランクシヤフト５０３の
回転位置によつて変化しないということである。
この圧力変化は、長い行程（すなわち大きいクラ
ンク半径）を有するポンプでは重大になりうるの
で、本発明による装置は、従来からの装置にまさ
る顕著な改良となり、単一プランジヤまたは複数
のプランジヤを有する実施例に広く応用できる。 As mentioned above, the variable displacement hydraulic power section 20 of the present invention can create a flow with a constant total outflow amount, but this means that the pressure is also constant at any point in the delivery stroke of the plunger 38, which is different from the conventional pump. This means that it does not change depending on the rotational position of the crankshaft 503.
Since this pressure change can be significant in pumps with long strokes (i.e. large crank radii), the device according to the invention represents a significant improvement over previous devices, and can be implemented with a single plunger or with multiple plungers. Widely applicable to examples.

ポンプはピストン３２及びプランジヤ３８に直
接関係する部分だけをポンプサイトに設ける必要
があり、駆動モータ１０及び可変容積油圧動力部
２０は離して設けることができ、各ポンプとその
動力部は制御要素及び油圧ラインによつて連絡し
ている。従つて、ポンプサイトにおける駆動設備
等の体積及び重さは著しく減少するので、ポンプ
支持構造物の複雑さが減少する。軸受、軸受箱、
駆動シヤフト及び連接棒等の駆動要素に不可欠な
整合関係も配管による接続のため、さほど正確さ
が必要でない。このために、ポンプ支持構造物の
複雑さはさらに減少する。 Only the parts of the pump that directly relate to the piston 32 and plunger 38 need be mounted at the pump site; the drive motor 10 and the variable volume hydraulic power section 20 can be mounted separately, and each pump and its power section are connected to the control elements and Communication is provided by hydraulic lines. The volume and weight of the drive equipment etc. at the pump site is therefore significantly reduced, thereby reducing the complexity of the pump support structure. bearings, bearing boxes,
The essential alignment of drive elements such as drive shafts and connecting rods is also connected by piping, and therefore does not require great precision. This further reduces the complexity of the pump support structure.

また、本発明による装置では複数の密封シリン
ダ４０をどのようにでもかなりの融通性を持つて
配置することが可能であることは言うまでもな
い。従来のポンプでは密封シリンダ５１０がイン
ラインに配置されて共通のクランクシヤフト５０
３にプランジヤ５０５を取付け、従つて重いシリ
ンダブロツクとクランクシヤフト等を一か所に集
中的に配置する必要があつた。本発明による装置
では密封シリンダ４０の相互関係及び距離はどの
ようにでもすることができる。例えば放射状、三
角形状または長方形状等に分散配置できる。なぜ
ならば各プランジヤ３８が共通のクランクシヤフ
ト等に連結されていないからである。このため
に、もとの設備に関するポンプの場所割当問題が
軽減し、保守のための、ピストンシリンダ３０ま
たは密封シリンダ４０への容易な接近が各別に可
能である。ポンプ全体の運転を止めないで修理ま
たはサービスのために、一系列のピストン及びプ
ランジヤの運転を止められる。ラインに修理する
密封シリンダ４０のかわりの予備の密封シリンダ
４０を取付けておくこともできる。 It goes without saying that in the device according to the invention it is also possible to arrange a plurality of sealing cylinders 40 in any manner with considerable flexibility. In conventional pumps, a sealed cylinder 510 is placed in-line and connected to a common crankshaft 50.
Since the plunger 505 was attached to the engine 3, it was necessary to centrally place the heavy cylinder block, crankshaft, etc. in one place. In the device according to the invention, the mutual relationship and distance of the sealing cylinders 40 can be arbitrary. For example, they can be distributed in a radial, triangular, or rectangular manner. This is because each plunger 38 is not connected to a common crankshaft or the like. This reduces pump location problems with respect to the original installation and allows easy access to the piston cylinder 30 or the sealing cylinder 40 separately for maintenance. A series of pistons and plungers can be taken out of service for repair or service without stopping the entire pump. It is also possible to have a spare sealing cylinder 40 installed in the line in place of the sealing cylinder 40 to be repaired.

第１２図には少し変形した二重ポンプ式の実施
例が示してある。この実施例によつて、本発明の
動力伝動装置が可逆的に作動できることを説明す
る。すなわち第１の作動モードとして回転動力が
モータ１０から離隔した位置のクランクシヤフト
１５０の方へ伝動することもできるし、逆に第２
の作動モードとしてクランクシヤフト１５０から
モータ１０（このときは発電機となる）の方へ動
力を伝えることもできる。もちろん入力動力部お
よび出力動力部の回転速度は広範囲に変えること
ができる。逆伝動の場合、ポート１２２，１２４
を有する２つの可変容積油圧動力部１２０に連結
されたシヤフト１１４，１１６から共通の変速機
等を介してモータ（発電機）１０が駆動される。
油圧ライン１４４によつて油圧動力部１２０の一
方のポート１２２はシリンダ１３０の一端部に連
通し、油圧ライン１４６によつて他方のポート１
２４はシリンダ１３０の逆の端部に連通してい
る。シリンダ１３０内にはピストン１３２及びピ
ストンロツド１３４，１３６が設けてあり、複動
ピストン１３２が形成されており、各複動ピスト
ン・シリンダ１３０はそれぞれの油圧動力部１２
０と閉ループをなして作動する。ピストンロツド
１３４はピン１４８によつてクランクアームに揺
動可能に取付けてあり、このクランクアームはク
ランクシヤフト１５０に取付けてある。クランク
シヤフト１５０は構造ブラケツト１５２等によつ
て支持してある。２つの油圧動力部１２０には前
に述べたような時間調整機構が接続してあり、油
圧動力部１２０の出力（若しくは入力）とクラン
クシヤフト１５０の回転位置に同時性を持たせ
て、両方のピストン１３２とクランクシヤフト１
５０との間の動力伝動を対等にすると、各油圧動
力部１２０における動力も均一になる。シリンダ
１３０の外端部はブラケツト１５２に軸支され、
シリンダ１３０はその支点１５４のまわりに揺動
することができ、ピストンロツド１３４，１３６
はシールされた接触状態において摺動しながらそ
れぞれのシリンダ１３０に出入する。 FIG. 12 shows a slightly modified double pump embodiment. With this embodiment, it will be explained that the power transmission device of the present invention can operate reversibly. That is, the rotational power can be transmitted to the crankshaft 150 at a position remote from the motor 10 in the first operating mode, or conversely in the second operating mode.
As an operating mode, power can also be transmitted from the crankshaft 150 to the motor 10 (which in this case serves as a generator). Of course, the rotational speeds of the input power section and the output power section can be varied within a wide range. For reverse transmission, ports 122, 124
A motor (generator) 10 is driven from shafts 114 and 116 connected to two variable displacement hydraulic power units 120 having a common transmission and the like.
One port 122 of the hydraulic power unit 120 is connected to one end of the cylinder 130 by a hydraulic line 144, and the other port 122 is connected to one end of the cylinder 130 by a hydraulic line 146.
24 communicates with the opposite end of cylinder 130. A piston 132 and piston rods 134, 136 are provided within the cylinder 130 to form a double acting piston 132, with each double acting piston cylinder 130 having a respective hydraulic power section 12.
It operates in a closed loop with 0. The piston rod 134 is pivotally attached to a crank arm by a pin 148, and the crank arm is attached to a crankshaft 150. Crankshaft 150 is supported by a structural bracket 152 or the like. The two hydraulic power units 120 are connected to a time adjustment mechanism as described above, which synchronizes the output (or input) of the hydraulic power units 120 and the rotational position of the crankshaft 150, so that both Piston 132 and crankshaft 1
50, the power in each hydraulic power unit 120 becomes uniform. The outer end of the cylinder 130 is pivotally supported by a bracket 152.
The cylinder 130 is pivotable about its fulcrum 154 and the piston rods 134, 136
slide into and out of their respective cylinders 130 in sealed contact.

さらに、第４図に示したような複動ピストンお
よび弁付きシリンダをプランジヤに代えて終段に
取り付けた本発明装置を前記第２作動モードのよ
うに逆に作動させて、第４図の管４４内の圧力流
体によつてピストン４８を駆動し、ピストンロツ
ド３４を介して第３図のピストン３２を駆動し、
各油圧動力部２０を油圧により回転させると、例
えば第３図のシヤフト１４，１６，１８がそれぞ
れ回転し、そのトルクが綜合されてモータ１０を
発電機として作動させることになる。また本発明
の他の実施例もこのように可逆的に使用できるこ
とはいうまでもない。 Furthermore, the apparatus of the present invention, in which a double-acting piston and a valved cylinder as shown in FIG. 44 drives a piston 48, which drives piston 32 of FIG. 3 through piston rod 34;
When each hydraulic power unit 20 is rotated by hydraulic pressure, the shafts 14, 16, and 18 shown in FIG. 3, for example, are rotated, and the torques are combined to operate the motor 10 as a generator. It goes without saying that other embodiments of the invention can also be used reversibly in this manner.

本発明の可逆動力伝動装置は、以上に説明した
ように、エネルギーの出力側装置と入力側装置と
の間に１対の導管で互いに接続される作動シリン
ダと可変容積油圧動力部とを複数組並列状に組み
込み、しかも油圧動力部の作動をあらかじめプロ
グラムされた時間調整機構で総合的に制御するよ
うにしたので、例えばピストンまたはプランジヤ
による容積式ポンプを複数個並列させて流体の圧
送を行なう場合に、各ポンプは従来のようにクラ
ンクシヤフトによる制約を受けることなく、その
相互配置がかなり自由となり、ポンプサイトにお
ける装置の据付けを容易にする。また前記の可変
容積油圧動力部はその作動油の送出量を互いに時
間調整されつつ広い範囲に可変であるため、複数
個のピストン（またはプランジヤ）ポンプによる
流体の圧送において、流量、圧力ともに脈動をほ
とんど解消できる。さらに本発明における油圧動
力部はそれぞれに独立した伝動軸と１対の油圧ラ
インを有し、これらから油圧動力部へのエネルギ
ーの出入が基本的に可逆であり、それぞれの伝動
軸が共通の動力集配装置を介して外部の回転機に
接続されるので、この回転機を電動モータなどの
駆動機とした場合には、上記のように複数個のポ
ンプによる流体の脈動なき移送を可能とし、逆に
前記回転機をエネルギー受承側の被動回転機と
し、かつ前記複数個の並列ポンプ（ピストンシリ
ンダ）を流体圧による駆動機として運転すれば、
定常的に被動回転機を円滑に回転させることがで
きる。なお本発明の動力伝動装置はエネルギーの
出力側装置及び入力側装置をいずれも回転機とし
た場合にも適用可能である。 As explained above, the reversible power transmission device of the present invention includes a plurality of sets of actuating cylinders and variable volume hydraulic power units connected to each other by a pair of conduits between an energy output side device and an energy input side device. Since they are installed in parallel and the operation of the hydraulic power section is comprehensively controlled by a pre-programmed time adjustment mechanism, for example, when multiple positive displacement pumps using pistons or plungers are connected in parallel to pump fluid. Furthermore, the pumps are not constrained by a crankshaft as in the past, allowing considerable freedom in their mutual arrangement, facilitating installation of the equipment at the pump site. In addition, since the above-mentioned variable displacement hydraulic power unit can vary the delivery amount of hydraulic fluid over a wide range while adjusting the time of each other, pulsations in both flow rate and pressure can be avoided when fluid is pumped by multiple piston (or plunger) pumps. Most can be resolved. Furthermore, the hydraulic power section in the present invention has an independent transmission shaft and a pair of hydraulic lines, and the input and output of energy from these to the hydraulic power section is basically reversible, and each transmission shaft has a common power source. Since it is connected to an external rotating machine via a collection and distribution device, if this rotating machine is used as a drive device such as an electric motor, it is possible to transfer fluid without pulsation using multiple pumps as described above, and vice versa. If the rotating machine is a driven rotating machine on the energy receiving side, and the plurality of parallel pumps (piston cylinders) are operated as driving machines using fluid pressure,
The driven rotary machine can be rotated smoothly on a regular basis. The power transmission device of the present invention can also be applied to a case where both the energy output side device and the energy input side device are rotating machines.

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

第１図は従来の典型的なポンプ装置を示し、第
２図は従来の三重往復ポンプからのクランク一回
転の間の全排出流の線図であり、第３図はプラン
ジヤと密封シリンダを終段に用いる本発明による
動力伝動装置の一実施例の全体図、第４図は複動
ピストン及びシリンダを用いる本発明による装置
の部分図、第５図は油圧動力部の断面図、第６図
は油圧動力部の弁プレートの端面図、第７図は油
圧動力部におけるカムの傾斜角の制御に用いられ
るサーボの一部拡大側面図、第８図は第７図のサ
ーボの一部斜視図、第９図はポンプの一サイクル
における３つのプランジヤの行程移動対時間のグ
ラフ図、第１０図はポンプの一サイクルにおける
３つのプランジヤからの送出し流及び吸込流のグ
ラフ図、第１１図は第３図に示した装置に付加し
て時間調整機構とサーボ機構を示した系統説明
図、第１２図は回転力から回転力への伝動を与え
る本発明による別の実施例の全体図である。 １０……モータ（原動機）、１２……動力集配
装置、１４，１６，１８……伝動軸、２０，１２
０……油圧動力部、２６，２８……油圧ライン、
３０，１３０……油圧シリンダ、３２，４８，１
３２……ピストン、３４，３６，１３４……ピス
トンロツド、３８……プランジヤ、４０，５０…
…密封シリンダ、４２……逆止め弁、４４……流
入導管、４６……流出導管、６２……胴部材、６
４……軸ピストン、７０……カム、２００……カ
ムドラム（時間調整機構）、２０１，２０２，２
０３……カム溝、２１１，２１２，２１３……信
号発生器。 Figure 1 shows a typical conventional pump arrangement, Figure 2 is a diagram of the total discharge flow during one crank revolution from a conventional triplex reciprocating pump, and Figure 3 shows the plunger and sealed cylinder endings. 4 is a partial view of the device according to the invention using a double-acting piston and cylinder; FIG. 5 is a sectional view of the hydraulic power section; FIG. 6 is an end view of the valve plate of the hydraulic power section, FIG. 7 is a partially enlarged side view of a servo used to control the inclination angle of the cam in the hydraulic power section, and FIG. 8 is a partial perspective view of the servo in FIG. 7. , FIG. 9 is a graphical representation of the stroke movement of the three plungers versus time during one pump cycle, FIG. 10 is a graphical representation of the delivery and suction flows from the three plungers during one pump cycle, and FIG. FIG. 12 is a system diagram showing a time adjustment mechanism and a servo mechanism added to the device shown in FIG. 3, and FIG. 12 is an overall view of another embodiment of the present invention that provides transmission of rotational force to rotational force. . 10... Motor (prime mover), 12... Power collection and distribution device, 14, 16, 18... Transmission shaft, 20, 12
0...Hydraulic power section, 26, 28...Hydraulic line,
30,130...Hydraulic cylinder, 32,48,1
32... Piston, 34, 36, 134... Piston rod, 38... Plunger, 40, 50...
... sealed cylinder, 42 ... check valve, 44 ... inflow conduit, 46 ... outflow conduit, 62 ... body member, 6
4... Shaft piston, 70... Cam, 200... Cam drum (time adjustment mechanism), 201, 202, 2
03...Cam groove, 211, 212, 213...Signal generator.

Claims (1)

【特許請求の範囲】 １ それぞれに独立した伝動軸と１対の油圧ライ
ンとを有し、かつそれぞれの伝動軸が共通の動力
集配装置に接続されている複数個の可変容積油圧
動力部と、各油圧動力部の前記１対の油圧ライン
にそれぞれ連結されている油圧シリンダと、各油
圧シリンダの内部に密封嵌合された往復ピストン
と、外部の流体源に通ずる流入導管と共通の送出
管に通ずる流出導管とを有する複数個の密封シリ
ンダと、各密封シリンダの内に挿入されかつ前記
の往復ピストンの各個にそれぞれの外端で連結さ
れた往復プランジヤと、前記流入導管及び流出導
管にそれぞれ取り付けられた逆止め弁と、複数個
の油圧動力部の協同によつて得られる総合作動力
が各個の作動力を相補的に統合することによつて
常に均一でなめらかであるように、各油圧動力部
の油圧ラインにおける圧力発生時間を所定のプロ
グラムによつて指令するため複数個の油圧動力部
に相関して配設された時間調整機構とを含んで成
り、前記複数個の油圧動力部が前記の共通の動力
集配装置を介して外部からの原動力をそれぞれの
伝動軸に加えられ、この動力を各油圧ラインを介
して前記往復ピストンに伝えて各プランジヤを駆
動し、外部流体源からの流入流体を共通の送出管
に定常的に排出する第１作動モードと、逆に外部
流体源から圧力流体が前記の各密封シリンダに個
別に圧入・排出されて、密封シリンダ内でのプラ
ンジヤの往復動を生起し、この動力は各往復ピス
トンによつて油圧となつて各可変容積油圧動力部
に伝えられ、油圧動力部がそれぞれの伝動軸と共
通の動力集配装置とを介して一つの被動回転機を
定常的に駆動する第２作動モードとのいずれでも
作動できることを特徴とする可逆動力伝動装置。 ２ 前記可変容積油圧動力部が中心の回転シヤフ
トと、このシヤフトに嵌着されて回転される円筒
状胴部材と、この胴部材内に前記シヤフトから等
距離に配置された複数個の軸ピストン・シリンダ
と、シヤフトの軸線上に揺動中心を有して胴部材
に対設された揺動可能のカム部材とより成り、カ
ム部材は各軸ピストンの外端部を受承し案内する
円環状カム面を有し、各シリンダの内端部は油圧
ラインに連通可能で、シヤフトの回転と油圧ライ
ンにおける流体の出入が相関し、またこの流体の
出入量がカム面のシヤフト軸線に対する傾斜角度
によつて調整されることを特徴とする特許請求の
範囲第１項に記載の可逆動力伝動装置。 ３ 前記時間調整機構が前記油圧動力部と同数の
互いに位相を異にするカム溝を有するカムドラム
と、各カム溝に係合している従動節と、各従動節
の運動によつて可変的に指令動作する信号部材と
より成る特許請求の範囲第１項に記載の可逆動力
伝動装置。 ４ それぞれに独立した伝動軸と１対の油圧ライ
ンとを有し、かつそれぞれの伝動軸が共通の動力
集配装置に接続されている複数個の可変容積油圧
動力部と、各油圧動力部の前記１対の油圧ライン
にそれぞれ連結されている油圧シリンダと、各油
圧シリンダの内部に密封嵌合された往復ピストン
と、一端部が各往復ピストンに連結してあり他端
部が共通のクランクに揺動可能に連結してある複
数個のピストンロツドと、複数個の油圧動力部の
協同によつて得られる総合作動力が常に均一でな
めらかであるように、各油圧動力部の油圧ライン
における圧力発生時間を所定のプログラムによつ
て指令するため複数個の油圧動力部に相関して配
設された時間調整機構とを含んで成り、前記複数
個の油圧動力部が前記の共通の動力集配装置を介
して外部からの原動力をそれぞれの伝動軸に加え
られ、この動力を各油圧ラインを介して前記往復
ピストンに伝えて前記共通のクランクを定常的に
回転させる第１作動モードと、逆に原動力をクラ
ンクに供給されて、各ピストンの往復動を生起
し、この動力は油圧となつて各油圧ラインを通つ
て各可変容積油圧動力部に伝えられ、油圧動力部
がそれぞれの伝動軸と共通の動力集配装置とを介
して一つの被動回転機を定常的に駆動する第２作
動モードとのいずれでも作動できることを特徴と
する可逆動力伝動装置。[Scope of Claims] 1. A plurality of variable displacement hydraulic power units each having an independent transmission shaft and a pair of hydraulic lines, and each transmission shaft being connected to a common power collection and distribution device; A hydraulic cylinder connected to the pair of hydraulic lines of each hydraulic power unit, a reciprocating piston sealed inside each hydraulic cylinder, and an inlet conduit leading to an external fluid source and a common output conduit. a plurality of sealed cylinders having outflow conduits communicating therewith; a reciprocating plunger inserted within each sealed cylinder and connected at a respective outer end to each of said reciprocating pistons; and a reciprocating plunger respectively attached to said inflow and outflow conduits. The hydraulic power is adjusted so that the total operating force obtained by the cooperation of the check valve and the multiple hydraulic power units is always uniform and smooth by complementary integration of each individual operating force. and a time adjustment mechanism disposed in correlation with the plurality of hydraulic power units to command the pressure generation time in the hydraulic line of the section according to a predetermined program, and the plurality of hydraulic power units An external motive force is applied to each transmission shaft through a common power collection and distribution device, and this power is transmitted through each hydraulic line to the reciprocating piston to drive each plunger, and the incoming fluid from an external fluid source is a first mode of operation in which the pressure fluid is discharged steadily into a common delivery pipe, and conversely, a pressure fluid from an external fluid source is pressurized into and discharged from each of the sealed cylinders individually to drive the reciprocating movement of the plunger within the sealed cylinders. This power is transmitted as hydraulic pressure by each reciprocating piston to each variable displacement hydraulic power section, and the hydraulic power section drives one driven rotary machine via each transmission shaft and a common power distribution device. A reversible power transmission device characterized in that it can operate in either of a second operation mode of steady driving. 2. A rotating shaft centered on the variable volume hydraulic power unit, a cylindrical body member fitted onto the shaft and rotated, and a plurality of axial pistons disposed within the body member at equal distances from the shaft. It consists of a cylinder and a swingable cam member that has a swing center on the axis of the shaft and is installed opposite the body member, and the cam member has an annular shape that receives and guides the outer end of each shaft piston. Each cylinder has a cam surface, and the inner end of each cylinder can communicate with the hydraulic line, and the rotation of the shaft correlates with the flow of fluid in and out of the hydraulic line, and the amount of fluid in and out correlates with the angle of inclination of the cam surface with respect to the shaft axis. 2. Reversible power transmission according to claim 1, characterized in that the reversible power transmission is adjusted accordingly. 3. The time adjustment mechanism includes a cam drum having the same number of cam grooves as the hydraulic power unit and having mutually different phases, a driven joint engaged with each cam groove, and a variable time adjustment mechanism that is variable by the movement of each driven joint. The reversible power transmission device according to claim 1, comprising a signal member that performs a command operation. 4. A plurality of variable displacement hydraulic power units, each having an independent transmission shaft and a pair of hydraulic lines, each of which is connected to a common power collection and distribution device; A hydraulic cylinder is connected to a pair of hydraulic lines, a reciprocating piston is sealed and fitted inside each hydraulic cylinder, and one end is connected to each reciprocating piston and the other end is oscillated by a common crank. In order to ensure that the total operating force obtained by the cooperation of multiple movably connected piston rods and multiple hydraulic power units is always uniform and smooth, the pressure generation time in the hydraulic line of each hydraulic power unit is controlled. and a time adjustment mechanism disposed in correlation with a plurality of hydraulic power units in order to give commands according to a predetermined program, and the plurality of hydraulic power units are connected to each other via the common power collection and distribution device. A first operating mode in which motive power is applied from the outside to each transmission shaft and this power is transmitted to the reciprocating piston via each hydraulic line to steadily rotate the common crank; This power is supplied to each variable displacement hydraulic power unit as hydraulic pressure and is transmitted through each hydraulic line to each variable displacement hydraulic power unit, and the hydraulic power unit is connected to a common power collection and distribution unit with each transmission shaft. 1. A reversible power transmission device characterized in that it can operate in either of the second operation mode in which one driven rotary machine is steadily driven through the device.