JP2004308448A - Tilting and falling-down controller for variable displacement hydraulic motor - Google Patents

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a tilting controller for a variable displacement hydraulic pump capable of improving response property of tilting control. <P>SOLUTION: This tilting controller is provided with a servo piston 3 operating by pilot pressure from a pilot hydraulic pressure source 8 to change tilting of the variable displacement hydraulic pump 1 and a servo control valve 7 controlling operation of the servo piston 3 based on a control signal from the controller 9. An assist piston 12 operating by pilot pressure from the pilot hydraulic pressure source 8 to apply force in the direction in which tilting of the pump is increased to the servo piston 3 is provided. <P>COPYRIGHT: (C)2005,JPO&NCIPI

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は可変容量形油圧ポンプの傾転を制御する傾転制御装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
従来、可変容量形油圧ポンプの傾転を制御する技術として、特許文献１に示されるものが公知である。
【０００３】
この公知技術を図５によって説明する。
【０００４】
可変容量形油圧ポンプ（以下、単にポンプという）１の傾転レバー２にサーボピストン３のロッド４が接続され、サーボピストン３の作動によってポンプ傾転が大小変化する。
【０００５】
サーボピストン３は、傾転増加方向のピストン推力を発生する第１圧力室５と、傾転減少方向のピストン推力を発生する第２圧力室６とを有し、この両圧力室５，６がサーボ制御弁７を介してパイロット油圧源８に接続される。
【０００６】
サーボ制御弁７は電磁切換弁として構成され、コントローラ９からの制御信号に基づいて中立位置イと、図右側の傾転減少位置ロと、図左側の傾転増加位置ハとの間で切換わり作動する。
【０００７】
ポンプ吐出圧に応じてポンプ傾転を変えるシステムを例にとって作用を説明すると、ポンプ吐出圧を検出するポンプ吐出圧センサ１０、及びポンプ傾転を検出する傾転センサ１１からの信号がコントローラ９に入力され、ポンプ吐出圧に応じてコントローラ９からサーボ制御弁７にポンプ傾転を減少または増加させる制御信号が送られる。
【０００８】
具体的には、ポンプ吐出圧が高くなると、ポンプ傾転を減少させる制御信号が送られ、この制御信号に基づいてサーボ制御弁７が傾転減少位置ロに切換わる。
【０００９】
これにより、サーボピストン３の第２圧力室６にパイロット圧が供給されて同ピストン３が図の右側にストローク作動し、傾転レバー２が操作されてポンプ傾転が減少する。
【００１０】
一方、ポンプ吐出圧の低下に基づいてポンプ傾転を増加させる制御信号が送られると、サーボ制御弁７が傾転増加位置ハに切換わり、サーボピストン３の第１圧力室５にパイロット圧が供給される。これにより、サーボピストン３が図左側にストローク作動してポンプ傾転が増加する。
【００１１】
【特許文献１】
特許２９２０８７８号
【００１２】
【発明が解決しようとする課題】
ところが、公知技術によると、傾転制御の応答性に関して次の問題があった。
【００１３】
（ｉ）ポンプ１に斜板式のポンプを用いた場合、ポンプ吐出圧に応じて斜板モーメントが働く。ポンプ吐出圧と斜板角度、それに斜板モーメントの関係を図６に示す。
【００１４】
同図に示すように、斜板モーメントはポンプ吐出圧が高いほど高くなり、通常、ポンプ傾転を減少させる方向の力として作用する。
【００１５】
従って、サーボピストン３は、通常の使用条件では、上記斜板モーメントによる力に打ち勝って傾転増加方向に作動する必要があり、そのためには、パイロット圧とピストン面積で決まるサーボピストン３の傾転増加方向の推力を大きくとる必要がある。
【００１６】
しかし、油圧ショベルや油圧クレーン等の作業機械では、パイロット油圧源８はリモコン弁等の油圧源としても使用され、その最高圧が制限されるため、パイロット圧によっては傾転増加推力を増加させることができない。
【００１７】
このため、サーボピストン３を、小傾転位置から、最も高頻度の使用位置である最大傾転位置に作動させる際に推力不足からサーボピストン３の作動速度が遅くなり、傾転制御の応答性が悪くなっていた。
【００１８】
この点の対策として、サーボピストン３の面積（受圧面積）を大きくすることによって傾転増加方向の推力を大きくとることが考えられるが、こうするとサーボピストン３が大径となり、サーボピストン３を作動させるための制御流量が多くなるため、制御応答性は改善されない。
【００１９】
（ｉｉ）ポンプ傾転を増加させる場合、サーボ制御弁７を傾転減少位置ロから中立位置イ経由で傾転増加位置ハに切換えることにより、サーボピストン３の第２圧力室６のパイロット圧を抜くと同時に第１圧力室５にパイロット圧を加える。
【００２０】
このように、パイロット圧を抜く動作と加える動作が必要となるため、これによって切換えの応答性が悪くなっていた。
【００２１】
そこで本発明は、傾転制御の応答性を改善することができる可変容量形油圧ポンプの傾転制御装置を提供するものである。
【００２２】
【課題を解決するための手段】
請求項１の発明は、外部から加えられるパイロット圧により作動して可変容量形油圧ポンプの傾転を変えるサーボピストンと、外部からの制御信号に基づいてこのサーボピストンの作動を制御するサーボ制御弁と、上記パイロット圧により作動して上記ポンプ傾転を増加させる方向の力を上記サーボピストンに加えるアシストピストンとを具備するものである。
【００２３】
請求項２の発明は、請求項１の構成において、アシストピストンとパイロット油圧源との間に、外部からの制御信号に基づいてアシストピストンに供給されるパイロット圧を制御する圧力制御弁が設けられたものである。
【００２４】
請求項３の発明は、外部から加えられるパイロット圧により作動して可変容量形油圧ポンプの傾転を変えるサーボピストンと、外部からの制御信号に基づいてこのサーボピストンの作動を制御するサーボ制御弁とを備え、上記サーボピストンの両側圧力室のうち、パイロット圧によってポンプ傾転を増加させる方向の推力を発生する第１圧力室はパイロット圧源に直接接続され、第２圧力室は上記サーボ制御弁を介してパイロット圧源に接続され、パイロット圧によってこの第２圧力室に発生する推力と、上記ポンプの斜板モーメントによって発生する推力の合計値をサーボピストンにポンプ傾転を減少させる方向の推力として加えるように構成されたものである。
【００２５】
請求項１，２の構成によると、サーボピストンとアシストピストンの合計推力によって傾転を増加させるため、傾転増加方向の推力を十分大きくとることができる。また、サーボピストン単独での必要推力を小さくすることができるため、サーボピストンの面積を小さくすること、すなわち同ピストンを小径にして制御流量を減少させることが可能となる。
【００２６】
これらの点により、サーボピストンを速やかに作動させ、傾転制御の応答性を高めることができる。
【００２７】
また、請求項２の構成によると、斜板モーメントが傾転増加方向に作用する状況でアシストピストンの推力を弱める等、圧力制御弁によりアシストピストンの推力を状況に応じて自在に制御することができる。
【００２８】
一方、請求項３の構成によると、サーボピストンの第１圧力室には常時パイロット圧が作用して傾転増加方向のピストン推力が作用し、第２圧力室には、サーボ制御弁を介して送られるパイロット圧とポンプの斜板モーメントとによって傾転減少方向のピストン推力が作用する。
【００２９】
従って、サーボピストンを、小傾転位置から、最も高頻度の使用位置である最大傾転位置に作動させる際に、第２圧力室の圧力を抜くだけでよいため、傾転変更の応答性が改善される。
【００３０】
また、サーボ制御弁の非作動状態（電磁弁の場合は非励磁状態）で最大傾転になるため、サーボ制御弁を傾転増加位置に保持するためのエネルギー（同、電流）を消費しないとともに、油の漏れ（パイロット油の無駄遣い）も少なくなる。このため、省エネルギーとなる。
【００３１】
さらに、サーボ制御弁は、サーボピストンの第２圧力室のみを加減圧制御すればよく、従来装置のように両圧力室を制御する場合と比較して、弁構成を大幅に簡略化することができる。
【００３２】
【発明の実施の形態】
本発明の実施形態を図１〜図４によって説明する。
【００３３】
以下の実施形態において、図５に示す従来装置と同一部分には同一符号を付して示し、その重複説明を省略する。
【００３４】
図１に示すように、サーボピストン３のロッド４の延長上にアシストピストン１２が設けられている。
【００３５】
このアシストピストン１２は、パイロット油圧源８に直接接続され、同油圧源８からのパイロット圧により作動してポンプ傾転を増加させる方向の力をサーボピストン３に加えるように構成されている。
【００３６】
一方、サーボピストン３は、図５に示す従来装置同様、コントローラ９からの制御信号に基づいて中立位置イと、傾転減少位置ロと、傾転増加位置ハとの間で切換制御されるサーボ制御弁７を介してパイロット油圧源８に接続されている。
【００３７】
この構成において、サーボ制御弁７が傾転減少位置ロにセットされた状態では、パイロット圧によってサーボピストン３の第２圧力室６に発生する推力と、ポンプ斜板モーメントによってロッド４に作用する推力の合計値によってサーボピストン３が傾転減少方向に作動する。
【００３８】
これに対し、サーボ制御弁７が傾転増加位置ハにセットされた状態では、パイロット圧によってサーボピストン３の第１圧力室５とアシストピストン１２に作用する推力の合計値によってサーボピストン３が傾転増加方向に作動する。
【００３９】
すなわち、サーボピストン３には、傾転減少方向の推力Ａとして、ポンプ斜板モーメントが傾転減少方向に作用する通常の状況下では、
Ａ＝（斜板モーメント／ピストン腕の長さ）＋（パイロット圧力×サーボピストン面積）
の力が作用する。
【００４０】
一方、傾転増加方向の推力Ｂとして、
Ｂ＝（パイロット圧×サーボピストン面積）＋（パイロット圧×アシストピストン面積）
の力が作用する。
【００４１】
従って、傾転を減少させるには、
Ａ＞Ｂ……▲１▼
の関係が成立し、傾転を増加させるには、
Ａ＜Ｂ……▲２▼
の関係が成立すればよい。そして、上記▲１▼と▲２▼の式がポンプ吐出圧の全範囲で成立すれば、このシステムが全範囲で作動することとなる。いいかえれば、そのように両ピストン面積を設定すればよい。
【００４２】
このように、サーボピストン３とアシストピストン１２の合計推力によってポンプ傾転を増加させるため、傾転増加方向の推力を十分大きくとることができる。
【００４３】
また、これに伴い、サーボピストン３単独での必要推力を、図５に示す従来装置の場合と比べて減少させることができるため、サーボピストン３を小径にして、その制御流量を減少させることが可能となる。
【００４４】
これにより、傾転制御の応答性を高めることができる。
【００４５】
なお、アシストピストン１２はサーボピストンを加勢するだけの推力を発生すればよいため、小径のものですみ、応答性を損なうおそれはない。
【００４６】
ところで、弁板ノッチ形状によっては、ポンプ吐出圧が低い状況で斜板モーメントが逆方向（ポンプ傾転を増加させる方向）に働く場合もある。しかし、この場合でも、図６に示すように低圧時の斜板モーメントは高圧時に比べて十分小さいため、実際上はこの力は問題とならない。
【００４７】
一方、この斜板モーメントが問題となる（傾転増加方向に働く推力が大きい）場合は、アシストピストン１２の径をサーボピストン３の径よりも小さくしてアシスト力を落とせばよい。
【００４８】
あるいは、第２実施形態として、図２に示すように、アシストピストン１２とパイロット油圧源８とを結ぶパイロットラインに圧力制御弁としての電磁比例減圧弁１３を設け、斜板モーメントが傾転増加方向に作用する状況下で、コントローラ９からこの電磁比例減圧弁１３に減圧信号を送り、アシストピストン１２のアシスト力を弱めるように制御する構成をとってもよい。
【００４９】
また、第３実施形態として、第１及び第２実施形態のサーボ制御弁（電磁切換弁）７に代えて、図３に示すように、傾転減少用及び傾転増加用の一対の電磁比例減圧弁１４，１５によってサーボ制御弁１６を構成してもよい。
【００５０】
こうすれば、パイロット圧によってサーボピストン３の第１及び第２両圧力室５，６に発生する推力をコントローラ９によって個別に制御することができるため、より多様な制御が可能となる。
【００５１】
次に、本発明の第４実施形態を図４によって説明する。
【００５２】
この第４実施形態においては、ポンプ斜板モーメントが、常時、傾転減少方向に働くこと（そのようにポンプ１を設計すること）を前提として、サーボピストン３の第１圧力室５をパイロット圧源８に直接接続し、第２圧力室６をサーボ制御弁（電磁比例減圧弁）１７を介してパイロット油圧源８に接続している。
【００５３】
この構成において、たとえばポンプ傾転を減少させる場合は、サーボ制御弁１７を図左側の加圧位置ａにセットし、サーボ制御弁７の二次圧をサーボピストン３の第２圧力室に加える。
【００５４】
一方、サーボピストン３の第１圧力室５には常にパイロット油圧源８からのパイロット圧が直接加えられているため、サーボ制御弁二次圧を上記パイロット圧と同圧とすれば、パイロット圧によるサーボピストン３の押し引き推力は差し引き０となる。
【００５５】
従って、サーボピストン３は、斜板モーメントに基づく推力によって傾転減少方向に作動する。
【００５６】
そして、この作動によってポンプ傾転が目標値に達すれば、サーボピストン３の傾転変更動作が停止しかつその位置に保持されるように、コントローラ９からサーボ制御弁１７に信号が送られる。具体的には、
（斜板モーメント／ピストン腕の長さ）＋（サーボ制御弁二次圧力×サーボピストン面積）
と、
（パイロット圧力×サーボピストン面積）
の差がサーボピストン３の摩擦力よりも小さければ、サーボピストン３が目標傾転位置で保持される。いいかえれば、この位置を保つようにサーボ制御弁１７の二次圧が決定される。この二次圧は次式で求められる。
【００５７】
（「斜板モーメント／ピストン腕の長さ」−「パイロット圧×ピストン面積」−ピストン摩擦力）／「ピストン面積」＝サーボ制御弁１７の二次圧
あるいは、
（パイロット圧×ピストン面積）−「斜板モーメント／ピストン腕の長さ」−ピストン摩擦力）／「ピストン面積」＝サーボ制御弁１７の二次圧
なお、ピストン摩擦力は既知ではないので、傾転のフィードバックをとってサーボ制御弁１７を制御することになる。
【００５８】
一方、傾転を増加させる場合は、サーボ制御弁１７の二次圧を０にすればよい。こうすれば、サーボピストン３の第１圧力室５に発生する推力（この推力は斜板モーメントによる反対推力よりも十分大きい）により、サーボピストン３が傾転増加方向に作動する。
【００５９】
この構成によると、サーボピストン３を、小傾転位置から、最も高頻度の使用位置である最大傾転位置に作動させる際に、第２圧力室６の圧力を抜くだけでよいため、傾転変更の応答性が良いものとなる。
【００６０】
また、サーボ制御弁１７の非励磁状態で最大傾転になるため、サーボ制御弁１７を傾転増加位置に保持するための電流を消費しないとともに、油の漏れ（パイロット油の無駄遣い）も少なくなる。このため、省エネルギーとなる。
【００６１】
さらに、サーボ制御弁１７は、サーボピストン３の第２圧力室６のみを加減圧制御すればよく、両圧力室５，６を制御する場合（図１，２及び図５に示すサーボ制御弁７）と比較して、弁構成を大幅に簡略化することができる。
【００６２】
ところで、上記各実施形態では、サーボ制御弁７，１７として電磁弁を用いたが、油圧パイロット信号によって作動する油圧パイロット弁を用いてもよい。
【００６３】
【発明の効果】
上記のように本発明によると、アシストピストンによりサーボピストンの傾転増加方向の推力を十分大きくとり、かつ、サーボピストン単独での必要推力を減少させてサーボピストンを小径にできるため（請求項１，２）、またはサーボピストンを、小傾転位置から、最も高頻度の使用位置である最大傾転位置に作動させる際に、第２圧力室の圧力を抜くだけでよいため、傾転制御の応答性を改善することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施形態を示す回路構成図である。
【図２】本発明の第２実施形態を示す回路構成図である。
【図３】本発明の第３実施形態を示す回路構成図である。
【図４】本発明の第４実施形態を示す回路構成図である。
【図５】従来の回路構成図である。
【図６】ポンプ吐出圧と斜板角度と斜板モーメントの関係を示す図である。
【符号の説明】
１ 可変容量形油圧ポンプ
３ サーボピストン
５ サーボピストンの第１圧力室
６ 同第２圧力室
７ サーボ制御弁
８ パイロット油圧源
１２ アシストピストン
１３ アシストピストン用の圧力制御弁
１６ サーボ制御弁
１７ サーボ制御弁[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a tilt control device for controlling tilt of a variable displacement hydraulic pump.
[0002]
[Prior art]
2. Description of the Related Art Conventionally, as a technique for controlling tilting of a variable displacement hydraulic pump, one disclosed in Patent Document 1 is known.
[0003]
This known technique will be described with reference to FIG.
[0004]
A rod 4 of a servo piston 3 is connected to a tilt lever 2 of a variable displacement hydraulic pump (hereinafter simply referred to as a pump) 1, and the tilt of the pump changes by the operation of the servo piston 3.
[0005]
The servo piston 3 has a first pressure chamber 5 that generates a piston thrust in the tilt increasing direction, and a second pressure chamber 6 that generates a piston thrust in the tilt decreasing direction. It is connected to a pilot hydraulic pressure source 8 via a servo control valve 7.
[0006]
The servo control valve 7 is configured as an electromagnetic switching valve, and switches between a neutral position A, a tilt decreasing position B on the right side of the figure, and a tilt increasing position C on the left side of the figure based on a control signal from the controller 9. Operate.
[0007]
The operation will be described with an example of a system in which the pump displacement is changed according to the pump discharge pressure. Signals from a pump discharge pressure sensor 10 for detecting the pump discharge pressure and a displacement sensor 11 for detecting the pump displacement are sent to the controller 9. A control signal for decreasing or increasing the displacement of the pump is sent from the controller 9 to the servo control valve 7 in accordance with the input and the pump discharge pressure.
[0008]
Specifically, when the pump discharge pressure increases, a control signal for reducing the pump displacement is sent, and the servo control valve 7 is switched to the displacement decreasing position B based on this control signal.
[0009]
As a result, the pilot pressure is supplied to the second pressure chamber 6 of the servo piston 3, and the piston 3 performs a stroke operation to the right in the drawing, and the tilt lever 2 is operated to reduce the tilt of the pump.
[0010]
On the other hand, when a control signal for increasing the pump displacement is sent based on a decrease in the pump discharge pressure, the servo control valve 7 switches to the displacement increasing position c, and the pilot pressure is applied to the first pressure chamber 5 of the servo piston 3. Supplied. As a result, the servo piston 3 performs a stroke operation on the left side in the figure, and the pump tilt increases.
[0011]
[Patent Document 1]
Patent No. 2920878
[Problems to be solved by the invention]
However, according to the known technology, there is the following problem regarding the response of the tilt control.
[0013]
(I) When a swash plate type pump is used as the pump 1, a swash plate moment acts according to the pump discharge pressure. FIG. 6 shows the relationship between the pump discharge pressure, the swash plate angle, and the swash plate moment.
[0014]
As shown in the figure, the swash plate moment increases as the pump discharge pressure increases, and usually acts as a force in the direction to reduce the pump tilt.
[0015]
Therefore, under normal operating conditions, the servo piston 3 must operate in the direction of increasing the tilt by overcoming the force of the swash plate moment. To this end, the servo piston 3 tilts according to the pilot pressure and the piston area. It is necessary to increase the thrust in the increasing direction.
[0016]
However, in a working machine such as a hydraulic excavator or a hydraulic crane, the pilot hydraulic source 8 is also used as a hydraulic source such as a remote control valve, and the maximum pressure thereof is limited. Can not.
[0017]
Therefore, when the servo piston 3 is operated from the small tilt position to the maximum tilt position, which is the most frequently used position, the operating speed of the servo piston 3 is reduced due to insufficient thrust, and the response of the tilt control is reduced. Was getting worse.
[0018]
As a countermeasure to this point, it is conceivable to increase the thrust in the tilt increasing direction by increasing the area of the servo piston 3 (pressure receiving area). However, in this case, the servo piston 3 becomes large in diameter, and the servo piston 3 is operated. The control responsiveness is not improved because the control flow rate for the control is increased.
[0019]
(Ii) When increasing the pump tilt, the pilot pressure of the second pressure chamber 6 of the servo piston 3 is changed by switching the servo control valve 7 from the tilt decreasing position B to the tilt increasing position C via the neutral position A. Simultaneously with the removal, a pilot pressure is applied to the first pressure chamber 5.
[0020]
As described above, since the operation of releasing the pilot pressure and the operation of adding the pilot pressure are required, the response of the switching is deteriorated.
[0021]
Therefore, the present invention provides a displacement control device for a variable displacement hydraulic pump that can improve the response of displacement control.
[0022]
[Means for Solving the Problems]
A first aspect of the present invention provides a servo piston which operates by a pilot pressure applied from the outside to change the tilt of a variable displacement hydraulic pump, and a servo control valve which controls the operation of the servo piston based on an external control signal. And an assist piston that is actuated by the pilot pressure to apply a force in the direction of increasing the pump tilt to the servo piston.
[0023]
According to a second aspect of the present invention, in the configuration of the first aspect, a pressure control valve that controls a pilot pressure supplied to the assist piston based on an external control signal is provided between the assist piston and the pilot hydraulic pressure source. It is a thing.
[0024]
According to a third aspect of the present invention, there is provided a servo piston which operates by a pilot pressure applied from the outside to change the tilt of the variable displacement hydraulic pump, and a servo control valve which controls the operation of the servo piston based on an external control signal. A first pressure chamber that generates a thrust in a direction to increase pump displacement by a pilot pressure among pressure chambers on both sides of the servo piston is directly connected to a pilot pressure source, and a second pressure chamber is connected to the servo control. The thrust generated in the second pressure chamber by the pilot pressure and the thrust generated by the swash plate moment of the pump are connected to a pilot pressure source via a valve, and the sum of the thrust generated by the swash plate moment of the pump is reduced by the servo piston in the direction of reducing the pump tilt It is configured to be applied as thrust.
[0025]
According to the configuration of the first and second aspects, since the tilt is increased by the total thrust of the servo piston and the assist piston, the thrust in the tilt increasing direction can be made sufficiently large. Further, since the required thrust of the servo piston alone can be reduced, the area of the servo piston can be reduced, that is, the diameter of the piston can be reduced to reduce the control flow rate.
[0026]
From these points, it is possible to quickly operate the servo piston and increase the response of the tilt control.
[0027]
According to the second aspect of the present invention, the thrust of the assist piston can be freely controlled according to the situation by the pressure control valve, such as weakening the thrust of the assist piston in a situation where the swash plate moment acts in the direction of increasing tilt. it can.
[0028]
On the other hand, according to the configuration of claim 3, the pilot pressure always acts on the first pressure chamber of the servo piston, and the piston thrust in the tilt increasing direction acts on the first pressure chamber. The second pressure chamber is actuated via the servo control valve. Piston thrust in the direction of decreasing tilt acts due to the sent pilot pressure and pump swash plate moment.
[0029]
Therefore, when the servo piston is operated from the small tilt position to the maximum tilt position, which is the most frequently used position, it is only necessary to release the pressure in the second pressure chamber. Be improved.
[0030]
In addition, since the maximum tilt occurs when the servo control valve is not operated (in the case of a solenoid valve, the non-excited state), energy (current) for holding the servo control valve at the tilt increasing position is not consumed and Also, oil leakage (wasting pilot oil) is reduced. This saves energy.
[0031]
Further, the servo control valve only needs to control the pressure in the second pressure chamber of the servo piston, and the valve configuration can be greatly simplified as compared with the case where both pressure chambers are controlled as in the conventional device. it can.
[0032]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
An embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS.
[0033]
In the following embodiments, the same parts as those of the conventional device shown in FIG. 5 are denoted by the same reference numerals, and the description thereof will not be repeated.
[0034]
As shown in FIG. 1, an assist piston 12 is provided on the extension of the rod 4 of the servo piston 3.
[0035]
The assist piston 12 is directly connected to the pilot hydraulic pressure source 8 and is configured to operate by the pilot pressure from the hydraulic pressure source 8 to apply a force to the servo piston 3 in a direction to increase the pump tilt.
[0036]
On the other hand, similarly to the conventional device shown in FIG. 5, the servo piston 3 is switched and controlled between a neutral position A, a tilt decreasing position B, and a tilt increasing position C based on a control signal from the controller 9. It is connected to a pilot hydraulic power source 8 via a control valve 7.
[0037]
In this configuration, in a state where the servo control valve 7 is set to the tilt decreasing position B, the thrust generated in the second pressure chamber 6 of the servo piston 3 by the pilot pressure and the thrust acting on the rod 4 by the pump swash plate moment. , The servo piston 3 operates in the direction of decreasing the tilt.
[0038]
On the other hand, when the servo control valve 7 is set at the tilt increasing position c, the servo piston 3 is tilted by the total value of the thrust acting on the first pressure chamber 5 of the servo piston 3 and the assist piston 12 by the pilot pressure. Operates in the direction of increased rotation.
[0039]
That is, in the normal situation where the pump swash plate moment acts on the servo piston 3 as the thrust A in the tilt decreasing direction in the tilt decreasing direction,
A = (swash plate moment / piston arm length) + (pilot pressure × servo piston area)
Of force acts.
[0040]
On the other hand, as the thrust B in the tilt increasing direction,
B = (pilot pressure x servo piston area) + (pilot pressure x assist piston area)
Of force acts.
[0041]
Therefore, to reduce tilt,
A> B ......... 1
Is established, and to increase the tilt,
A <B …… ▲ 2 ▼
It is sufficient that the following relationship is established. If the above formulas (1) and (2) are satisfied in the whole range of the pump discharge pressure, the system operates in the whole range. In other words, both piston areas may be set in such a manner.
[0042]
As described above, since the pump displacement is increased by the total thrust of the servo piston 3 and the assist piston 12, the thrust in the displacement increasing direction can be sufficiently increased.
[0043]
In addition, since the required thrust of the servo piston 3 alone can be reduced in comparison with the conventional device shown in FIG. 5, the servo piston 3 can be reduced in diameter to reduce the control flow rate. It becomes possible.
[0044]
Thereby, the responsiveness of the tilt control can be improved.
[0045]
Since the assist piston 12 only needs to generate a thrust enough to energize the servo piston, the assist piston 12 may have a small diameter and does not impair the response.
[0046]
By the way, depending on the shape of the valve plate notch, the swash plate moment may act in the opposite direction (the direction in which the pump tilt increases) when the pump discharge pressure is low. However, even in this case, as shown in FIG. 6, the swash plate moment at the time of low pressure is sufficiently smaller than that at the time of high pressure, so this force does not actually pose a problem.
[0047]
On the other hand, when the swash plate moment becomes a problem (the thrust acting in the tilt increasing direction is large), the assist force may be reduced by making the diameter of the assist piston 12 smaller than the diameter of the servo piston 3.
[0048]
Alternatively, as a second embodiment, as shown in FIG. 2, an electromagnetic proportional pressure reducing valve 13 as a pressure control valve is provided in a pilot line connecting the assist piston 12 and the pilot hydraulic power source 8 so that the swash plate moment increases in the tilting direction. In such a situation, a pressure reduction signal may be sent from the controller 9 to the electromagnetic proportional pressure reducing valve 13 so that the assist force of the assist piston 12 is reduced.
[0049]
As a third embodiment, as shown in FIG. 3, a pair of electromagnetic proportions for decreasing tilt and increasing tilt is used instead of the servo control valve (electromagnetic switching valve) 7 of the first and second embodiments. The servo control valve 16 may be constituted by the pressure reducing valves 14 and 15.
[0050]
In this way, the thrust generated in the first and second pressure chambers 5, 6 of the servo piston 3 by the pilot pressure can be individually controlled by the controller 9, so that more various controls can be performed.
[0051]
Next, a fourth embodiment of the present invention will be described with reference to FIG.
[0052]
In the fourth embodiment, the first pressure chamber 5 of the servo piston 3 is controlled by the pilot pressure on the assumption that the pump swash plate moment always acts in the tilt decreasing direction (designing the pump 1 as such). The second pressure chamber 6 is connected directly to the pilot hydraulic source 8 via a servo control valve (electromagnetic proportional pressure reducing valve) 17.
[0053]
In this configuration, for example, when the displacement of the pump is reduced, the servo control valve 17 is set at the pressurizing position a on the left side of the figure, and the secondary pressure of the servo control valve 7 is applied to the second pressure chamber of the servo piston 3.
[0054]
On the other hand, since the pilot pressure from the pilot hydraulic pressure source 8 is always directly applied to the first pressure chamber 5 of the servo piston 3, if the servo control valve secondary pressure is the same as the pilot pressure, the pilot pressure The pushing and pulling thrust of the servo piston 3 is zero.
[0055]
Therefore, the servo piston 3 operates in the tilt decreasing direction by the thrust based on the swash plate moment.
[0056]
Then, when the pump displacement reaches the target value by this operation, a signal is sent from the controller 9 to the servo control valve 17 so that the displacement change operation of the servo piston 3 is stopped and held at that position. In particular,
(Swash plate moment / piston arm length) + (servo control valve secondary pressure × servo piston area)
When,
(Pilot pressure x servo piston area)
Is smaller than the frictional force of the servo piston 3, the servo piston 3 is held at the target tilt position. In other words, the secondary pressure of the servo control valve 17 is determined so as to maintain this position. This secondary pressure is obtained by the following equation.
[0057]
(“Swash plate moment / piston arm length” − “pilot pressure × piston area” −piston frictional force) / “piston area” = secondary pressure of servo control valve 17 or
(Pilot pressure × piston area) − “swash plate moment / piston arm length” −piston frictional force) / “piston area” = secondary pressure of servo control valve 17 Since the piston frictional force is not known, it is inclined. The servo control valve 17 is controlled by using the feedback of the rotation.
[0058]
On the other hand, when increasing the tilt, the secondary pressure of the servo control valve 17 may be set to zero. In this case, the thrust generated in the first pressure chamber 5 of the servo piston 3 (the thrust is sufficiently larger than the opposite thrust due to the swash plate moment) causes the servo piston 3 to operate in the direction of increasing tilt.
[0059]
According to this configuration, when the servo piston 3 is operated from the small tilt position to the maximum tilt position, which is the most frequently used position, it is only necessary to release the pressure of the second pressure chamber 6, so that the tilt The responsiveness of the change is improved.
[0060]
In addition, since the maximum tilt occurs when the servo control valve 17 is not excited, current for maintaining the servo control valve 17 at the tilt increasing position is not consumed, and oil leakage (pilot oil waste) is reduced. . This saves energy.
[0061]
Further, the servo control valve 17 only needs to control the pressurization and decompression of the second pressure chamber 6 of the servo piston 3 only. 3), the valve configuration can be greatly simplified.
[0062]
By the way, in the above embodiments, the solenoid valves are used as the servo control valves 7 and 17, but a hydraulic pilot valve operated by a hydraulic pilot signal may be used.
[0063]
【The invention's effect】
As described above, according to the present invention, the assist piston can obtain a sufficiently large thrust in the direction of increasing the tilt of the servo piston, and the required thrust of the servo piston alone can be reduced to reduce the diameter of the servo piston. , 2), or when the servo piston is operated from the small tilt position to the maximum tilt position, which is the most frequently used position, it is only necessary to release the pressure in the second pressure chamber. Responsiveness can be improved.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a circuit configuration diagram showing a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a circuit configuration diagram showing a second embodiment of the present invention.
FIG. 3 is a circuit configuration diagram showing a third embodiment of the present invention.
FIG. 4 is a circuit configuration diagram showing a fourth embodiment of the present invention.
FIG. 5 is a conventional circuit configuration diagram.
FIG. 6 is a diagram showing a relationship among pump discharge pressure, swash plate angle, and swash plate moment.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Variable displacement hydraulic pump 3 Servo piston 5 First pressure chamber 6 of servo piston 6 Second pressure chamber 7 Servo control valve 8 Pilot hydraulic source 12 Assist piston 13 Pressure control valve for assist piston 16 Servo control valve 17 Servo control valve

Claims (3)

外部から加えられるパイロット圧により作動して可変容量形油圧ポンプの傾転を変えるサーボピストンと、外部からの制御信号に基づいてこのサーボピストンの作動を制御するサーボ制御弁と、上記パイロット圧により作動して上記ポンプ傾転を増加させる方向の力を上記サーボピストンに加えるアシストピストンとを具備することを特徴とする可変容量形油圧ポンプの傾転制御装置。A servo piston that changes the tilt of the variable displacement hydraulic pump by operating with an externally applied pilot pressure, a servo control valve that controls the operation of this servo piston based on an external control signal, and operates with the above pilot pressure A tilt control device for a variable displacement hydraulic pump, comprising: an assist piston for applying a force in a direction to increase the pump tilt to the servo piston. アシストピストンとパイロット油圧源との間に、外部からの制御信号に基づいてアシストピストンに供給されるパイロット圧を制御する圧力制御弁が設けられたことを特徴とする請求項１記載の可変容量形油圧ポンプの傾転制御装置。2. A variable displacement type valve according to claim 1, wherein a pressure control valve for controlling a pilot pressure supplied to the assist piston based on an external control signal is provided between the assist piston and the pilot hydraulic pressure source. Tilt control device for hydraulic pump. 外部から加えられるパイロット圧により作動して可変容量形油圧ポンプの傾転を変えるサーボピストンと、外部からの制御信号に基づいてこのサーボピストンの作動を制御するサーボ制御弁とを備え、上記サーボピストンの両側圧力室のうち、パイロット圧によってポンプ傾転を増加させる方向の推力を発生する第１圧力室はパイロット圧源に直接接続され、第２圧力室は上記サーボ制御弁を介してパイロット圧源に接続され、パイロット圧によってこの第２圧力室に発生する推力と、上記ポンプの斜板モーメントによって発生する推力の合計値をサーボピストンにポンプ傾転を減少させる方向の推力として加えるように構成されたことを特徴とする可変容量形油圧ポンプの傾転制御装置。A servo piston that changes the tilt of the variable displacement hydraulic pump by being actuated by an externally applied pilot pressure, and a servo control valve that controls the operation of the servo piston based on an external control signal; Of the two pressure chambers, a first pressure chamber for generating a thrust in a direction to increase the pump displacement by the pilot pressure is directly connected to the pilot pressure source, and a second pressure chamber is connected to the pilot pressure source via the servo control valve. And a total value of a thrust generated in the second pressure chamber by the pilot pressure and a thrust generated by the swash plate moment of the pump is applied to the servo piston as a thrust in a direction to reduce the tilt of the pump. A tilt control device for a variable displacement hydraulic pump.

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