JP4869118B2 - Horsepower control regulator, horsepower control device, and piston pump - Google Patents
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Description
本発明は、斜板式ピストンポンプ、及び、その馬力制御レギュレータ及び馬力制御装置に関するものである。 The present invention relates to a swash plate type piston pump, and a horsepower control regulator and a horsepower control device thereof.
従来より、馬力（即ち出力）が略一定になるような定馬力特性で吐出圧と吐出流量を制御する馬力制御レギュレータを具備する斜板式ピストンポンプが知られている（特許文献１参照）。この斜板式ピストンポンプは、ミニショベル等の油圧機械に使用され、斜板式ピストンポンプは油圧機械のエンジンからの出力により駆動されている。
しかしながら、上記馬力制御レギュレータは、油圧機械の操作室内でエアコンディショナを使用する場合に、エンジンのエアコンディショナ駆動用の馬力を確保できるよう、斜板式ピストンポンプの馬力を低い方向にシフトさせるシフト機能を有さなかった。このため、斜板式ピストンポンプの馬力制御の設定馬力（略一定の馬力）は、予めエアコンディショナの駆動馬力に相当する分だけ、低く設定する必要があった。しかし、設定馬力を低くすると、エアコンディショナが作動していない時には、エンジンの馬力を有効に利用できない。 However, the above-described horsepower control regulator is a shift that shifts the horsepower of the swash plate type piston pump in a low direction so that the horsepower for driving the air conditioner of the engine can be secured when the air conditioner is used in the operation room of the hydraulic machine. It did not have a function. For this reason, the set horsepower (substantially constant horsepower) for the horsepower control of the swash plate type piston pump needs to be set low in advance by an amount corresponding to the drive horsepower of the air conditioner. However, if the set horsepower is lowered, the horsepower of the engine cannot be used effectively when the air conditioner is not operating.
本発明は、上記の問題点に鑑みてなされたものであり、エンジン出力により駆動される機器（エアコンディショナ等）が動作する場合に馬力を低くする斜板式ピストンポンプの馬力制御レギュレータを提供することを目的とする。 The present invention has been made in view of the above-described problems, and provides a horsepower control regulator for a swash plate type piston pump that lowers horsepower when a device (such as an air conditioner) driven by engine output operates. For the purpose.
他の機器とともにエンジン出力により駆動される斜板式ピストンポンプであって、ピストンを収装するシリンダを有するシリンダブロックと、前記シリンダブロックの回転に伴って前記ピストンを往復動させる斜板と、流体圧に応じて前記斜板を傾転させる傾転アクチュエータと、を有する斜板式ピストンポンプにおいて使用される馬力制御レギュレータであって、バルブハウジングと、前記バルブハウジングの内側に配置され、前記バルブハウジングに対して移動することにより前記傾転アクチュエータに導かれる流体圧を調節する制御スプールと、前記制御スプール内において、前記斜板式ピストンポンプの吐出圧が導かれる孔であって、前記吐出圧により前記制御スプールに力を加え、前記力に応じて前記バルブハウジングに対して前記制御スプールを移動させる孔と、前記他の機器のオン・オフ状態に応じて所定の流体圧が供給され、前記所定の流体圧による力を、前記吐出圧により加えられるスプール移動方向の力と略平行に前記制御スプールに加えるポートと、を備える。 A swash plate type piston pump driven by engine output together with other devices, a cylinder block having a cylinder for housing the piston, a swash plate for reciprocating the piston as the cylinder block rotates, and a fluid pressure And a tilting actuator that tilts the swash plate in response to a horsepower control regulator used in a swash plate type piston pump, wherein the regulator is disposed inside the valve housing, A control spool that adjusts the fluid pressure guided to the tilting actuator by moving and a hole through which the discharge pressure of the swash plate type piston pump is guided in the control spool, the control spool being controlled by the discharge pressure Force against the valve housing according to the force A predetermined fluid pressure is supplied according to the hole for moving the control spool and the on / off state of the other device, and the force due to the predetermined fluid pressure is substantially equal to the force in the spool moving direction applied by the discharge pressure. And a port for adding to the control spool in parallel.
ポートが、前記他の機器のオン・オフ状態に応じて所定の流体圧が供給され、前記所定の流体圧による力を、前記吐出圧により加えられるスプール移動方向の力と略平行に前記制御スプールに加えるので、前記他の機器のエンジン出力による駆動時に、前記所定の流体圧によりピストンポンプの馬力が低下することが可能となり、前記他の機器の駆動用のエンジン出力を確保できる。 The port is supplied with a predetermined fluid pressure according to the on / off state of the other device, and the control spool is configured so that the force due to the predetermined fluid pressure is substantially parallel to the force in the spool moving direction applied by the discharge pressure. Therefore, when the other device is driven by the engine output, the horsepower of the piston pump can be reduced by the predetermined fluid pressure, and the engine output for driving the other device can be secured.
以下、本発明の実施形態を添付図面に基づいて説明する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the accompanying drawings.
図１に、第一の実施形態に係る斜板式ピストンポンプの全体図を示す。なお、レギュレータ以外の斜板式ピストンポンプの構成は、特開２００２−２０２０６３号公報に記載したものと同様であり、ここでは詳細に述べない。 FIG. 1 shows an overall view of a swash plate type piston pump according to the first embodiment. The configuration of the swash plate type piston pump other than the regulator is the same as that described in Japanese Patent Laid-Open No. 2002-202063, and will not be described in detail here.
図１に示すように、斜板式ピストンポンプ１は、ポンプハウジング２とカバー１０とにより形成される内部空間にシリンダブロック３および斜板４が収装される。ピストンポンプ１は、２つの吐出ポートを持つ２フロータイプのピストンポンプである（特開２００４−３４６９９９参照）。シリンダブロック３はシャフト５を介して回転駆動される。シャフト５はその一端に動力源として図示しないエンジンから回転が伝達される。なお、このエンジンは、ピストンポンプ１の他にギヤポンプ等を回転駆動している。 As shown in FIG. 1, in the swash plate type piston pump 1, a cylinder block 3 and a swash plate 4 are accommodated in an internal space formed by a pump housing 2 and a cover 10. The piston pump 1 is a two-flow type piston pump having two discharge ports (see JP 2004-346999 A). The cylinder block 3 is rotationally driven via a shaft 5. The rotation of the shaft 5 is transmitted from an engine (not shown) as a power source to one end thereof. In addition, this engine rotationally drives a gear pump and the like in addition to the piston pump 1.
シリンダブロック３には複数本のシリンダがその回転軸Ｏと略平行に、かつその回転軸Ｏを中心とする略同一円周上に一定の間隔を持って並んで配置される。
シリンダブロック３が回転すると、シリンダのピストンは斜板４との間で往復動し、作動油（流体）の吸込み・吐出を行なう。
A plurality of cylinders are arranged in the cylinder block 3 so as to be substantially parallel to the rotation axis O and arranged on the substantially same circumference around the rotation axis O with a constant interval.
When the cylinder block 3 rotates, the piston of the cylinder reciprocates with the swash plate 4 to suck and discharge hydraulic oil (fluid).
ピストンポンプ１の吐出量を可変とするため、斜板４はポンプハウジング２に傾転可能に支持される。斜板４の傾転角θを変える傾転アクチュエータとして、傾転角θが大きくなる方向に駆動する小径ピストン２２と、斜板４を傾転角θが小さくなる方向に駆動する大径ピストン２３とを備える。大径ピストン２３は、レギュレータ３０から圧力室２８に導かれる油圧Ｐｃの増加により斜板４の傾転角θが小さくなる方向、即ち、吐出量Ｑが減少する方向に駆動される。大径ピストン２３はポンプハウジング２に固定されたガイドスリーブを介して回転軸Ｏと略平行に摺動可能に支持される。ポンプハウジング２内には、斜板４に追従してシリンダブロック３の回転軸Ｏと略平行に変位するフィードバックピン３２がある。 In order to make the discharge amount of the piston pump 1 variable, the swash plate 4 is tiltably supported by the pump housing 2. As a tilt actuator that changes the tilt angle θ of the swash plate 4, a small-diameter piston 22 that drives the tilt angle θ in a direction that increases, and a large-diameter piston 23 that drives the swash plate 4 in a direction that decreases the tilt angle θ. With. The large-diameter piston 23 is driven in a direction in which the tilt angle θ of the swash plate 4 decreases by the increase in the hydraulic pressure Pc guided from the regulator 30 to the pressure chamber 28, that is, in the direction in which the discharge amount Q decreases. The large-diameter piston 23 is supported so as to be slidable substantially parallel to the rotation axis O through a guide sleeve fixed to the pump housing 2. In the pump housing 2, there is a feedback pin 32 that follows the swash plate 4 and is displaced substantially parallel to the rotation axis O of the cylinder block 3.
図２、図３に示すように、馬力制御装置を構成するレギュレータ３０は、フィードバックピン３２に連動して大径ピストン２３に導かれる油圧Ｐｃを調節する。フィードバックピン３２およびレギュレータ３０は回転軸Ｏと略平行な軸Ｌ上に配置される。フィードバックピン３２はポンプハウジング２の穴に摺動可能に支持され、その端面が斜板４の球３１に当接し、斜板４が傾転するのに追従して軸Ｌ方向に変位する。 As shown in FIGS. 2 and 3, the regulator 30 constituting the horsepower control device adjusts the hydraulic pressure Pc guided to the large-diameter piston 23 in conjunction with the feedback pin 32. The feedback pin 32 and the regulator 30 are disposed on an axis L substantially parallel to the rotation axis O. The feedback pin 32 is slidably supported in the hole of the pump housing 2, and its end surface abuts on the ball 31 of the swash plate 4, and is displaced in the axis L direction following the tilt of the swash plate 4.
ピストンポンプ１の吐出圧Ｐに応じて大径ピストン２３に導かれる油圧Ｐｃを調節してピストンポンプ１の馬力（即ち出力）を制御する。 The horsepower (ie, output) of the piston pump 1 is controlled by adjusting the hydraulic pressure Pc guided to the large-diameter piston 23 in accordance with the discharge pressure P of the piston pump 1.
レギュレータ３０は、フィードバックピン３２を斜板４側に押し付ける外側及び内側制御スプリング３３、３４と、大径ピストン２３の圧力室２８に導かれる油圧Ｐｃを制御する制御スプール３５と、段付き軸部３６とを備え、これらが軸Ｌ上に直列に配置される。制御スプール３５は筒状のバルブハウジング４２に摺動可能に収装される。制御スプール３５、段付き軸部３６、バルブハウジング４２は同軸的に配置され、それらの軸は軸Ｌとなる。制御スプール３５の内部には軸Ｌ方向の穴が設けられて、この穴には段付き軸部３６が配置され、制御スプール３５は段付き軸部３６に対しても摺動可能である。 The regulator 30 includes outer and inner control springs 33 and 34 that press the feedback pin 32 toward the swash plate 4, a control spool 35 that controls the hydraulic pressure Pc guided to the pressure chamber 28 of the large-diameter piston 23, and a stepped shaft portion 36. These are arranged in series on the axis L. The control spool 35 is slidably accommodated in a cylindrical valve housing 42. The control spool 35, the stepped shaft portion 36, and the valve housing 42 are arranged coaxially, and their shafts become the shaft L. A hole in the direction of the axis L is provided inside the control spool 35, and a stepped shaft portion 36 is disposed in this hole, and the control spool 35 can also slide with respect to the stepped shaft portion 36.
コイル状の外側及び内側制御スプリング３３、３４は、フィードバックピン３２の球面状の端部に係合するリテーナ３７と、制御スプール３５と別体で形成されたつば部３８の間に介装される。巻径の大きい外側制御スプリング３３の内側に巻径の小さい内側制御スプリング３４が配置される。外側制御スプリング３３の自然長（自由長）は、内側制御スプリング３４の自然長より長い。斜板４の傾転角θが最大になった状態で、外側制御スプリング３３はリテーナ３７とつば部３８の間に圧縮された状態で介装される一方、内側制御スプリング３４はその一端がリテーナ３７またはつば部３８から離れて浮いた状態で介装されている。つまり、外側制御スプリング３３の長さが長いうちは外側制御スプリング３３のみが縮み、外側制御スプリング３３の長さが内側制御スプリング３４の自然長を超えて縮まると外側及び内側制御スプリング３３と３４の両方が圧縮される。これにより、斜板４が所定角度を超えて傾転するのに伴って内側制御スプリング３４の両端がリテーナ３７およびつば部３８に当接して圧縮され、フィードバックピン３２を介して斜板４に付与される内側及び外側制御スプリング３３、３４からの弾性力が段階的に高まる構成となっている。 The coiled outer and inner control springs 33, 34 are interposed between a retainer 37 that engages the spherical end of the feedback pin 32 and a flange 38 formed separately from the control spool 35. . An inner control spring 34 having a small winding diameter is disposed inside the outer control spring 33 having a large winding diameter. The natural length (free length) of the outer control spring 33 is longer than the natural length of the inner control spring 34. In a state where the tilt angle θ of the swash plate 4 is maximized, the outer control spring 33 is interposed between the retainer 37 and the flange portion 38 in a compressed state, while the inner control spring 34 has a retainer at one end. 37 or the flange portion 38 is interposed in a floating state. That is, as long as the outer control spring 33 is long, only the outer control spring 33 contracts, and when the outer control spring 33 contracts beyond the natural length of the inner control spring 34, the outer and inner control springs 33 and 34 Both are compressed. As a result, as the swash plate 4 tilts beyond a predetermined angle, both ends of the inner control spring 34 come into contact with the retainer 37 and the collar 38 and are compressed, and are applied to the swash plate 4 via the feedback pin 32. The elastic force from the inner and outer control springs 33 and 34 is increased stepwise.
バルブハウジング４２の外周には４つのポート（第一のポート５１、第二のポート５２、第三のポート５３、第四のポート５４）が形成される。ポート５１、５２、５３、５４は、それぞれ、バルブハウジング４２の第一、第二、第三、第四の連通孔５１ａ、５２ａ、５３ａ、５４ａを介して、制御スプール３５の油溝又は信号圧ポートに連通可能となる。 Four ports (a first port 51, a second port 52, a third port 53, and a fourth port 54) are formed on the outer periphery of the valve housing 42. The ports 51, 52, 53, 54 are connected to the oil groove or signal pressure of the control spool 35 via the first, second, third, and fourth communication holes 51a, 52a, 53a, 54a of the valve housing 42, respectively. Communication with the port is possible.
第一のポート５１は、大径ピストン２３の圧力室２８に連通してこれに油圧Ｐｃを供給する。第二のポート５２は、吐出ポートに連通して吐出圧Ｐが供給される。なお、吐出圧Ｐは、小径ピストン２２の油圧室にも供給されている。第三のポート５３には、エンジンにより駆動されるギアポンプからのギアポンプ油圧Ｐ３が供給される。第四のポート５４には、信号圧供給システム（例えば油圧源１０１、油圧制御バルブ１０３等からなる）により、エアコンディショナ１１０（のオン状態又はオフ状態に応じて信号圧Ｐｉが与えられる。エアコンディショナ１１０のオン状態又はオフ状態は、エアコンディショナ１１０を駆動（作動）可能な状態にするエアコンモードスイッチ１０７（図５）のオン状態又はオフ状態であってよい。なお、エアコンディショナ１１０は、エンジンからの出力（エンジン出力）により駆動される機器の例を示したものであり、エンジン出力により駆動される機器は、ポンプ等であることも考えられる。より詳細には、エアコンディショナ１１０は、エンジン出力を利用して発電する発電機からの電力により駆動されるものでよい。 The first port 51 communicates with the pressure chamber 28 of the large diameter piston 23 and supplies the hydraulic pressure Pc thereto. The second port 52 communicates with the discharge port and is supplied with the discharge pressure P. The discharge pressure P is also supplied to the hydraulic chamber of the small diameter piston 22. The third port 53 is supplied with a gear pump hydraulic pressure P3 from a gear pump driven by the engine. A signal pressure Pi is applied to the fourth port 54 according to an air conditioner 110 (on-off state or off-state) by a signal pressure supply system (for example, comprising a hydraulic pressure source 101, a hydraulic control valve 103, etc.). The on state or off state of the conditioner 110 may be an on state or an off state of the air conditioner mode switch 107 (FIG. 5) that enables the air conditioner 110 to be driven (operated). Shows an example of equipment driven by the output from the engine (engine output), and the equipment driven by the engine output may be a pump or the like. 110 may be driven by electric power from a generator that generates power using engine output.
制御スプール３５の外周には、第一の油溝６１、第二の油溝６２、第三の油溝６３、信号圧ポート６４が形成される。制御スプール３５には、制御スプール３５を貫通する第一の貫通孔７１、第二の貫通孔７２、第三の貫通孔７３が設けられる。第一の貫通孔７１、第二の貫通孔７２、第三の貫通孔７３は、第一の油溝６１、第二の油溝６２、第三の油溝６３に連通する。信号圧ポート６４には、第四のポート５４及び連通孔５４ａを介して、信号圧Ｐｉが供給される。第一の貫通孔７１は、制御スプール３５の軸Ｌ方向の内孔７４に連結する。内孔７４には、タンク圧Ｐｔが供給される。また、制御スプール３５の底部３５ｂ側において、バルブハウジング４２と制御スプール３５の間には、バルブハウジング４２の内孔４５を介してタンク圧Ｐｔが供給される油室５６が設けられている。 A first oil groove 61, a second oil groove 62, a third oil groove 63, and a signal pressure port 64 are formed on the outer periphery of the control spool 35. The control spool 35 is provided with a first through hole 71, a second through hole 72, and a third through hole 73 that penetrate the control spool 35. The first through hole 71, the second through hole 72, and the third through hole 73 communicate with the first oil groove 61, the second oil groove 62, and the third oil groove 63. The signal pressure Pi is supplied to the signal pressure port 64 via the fourth port 54 and the communication hole 54a. The first through hole 71 is connected to the inner hole 74 of the control spool 35 in the axis L direction. Tank pressure Pt is supplied to the inner hole 74. Further, on the bottom 35 b side of the control spool 35, an oil chamber 56 to which the tank pressure Pt is supplied via the inner hole 45 of the valve housing 42 is provided between the valve housing 42 and the control spool 35.
第二の貫通孔７２において、ピストンポンプ１の吐出圧Ｐの受圧面積は、制御スプール３５の底部３５ｂ側より先端３５ａ側で、段付き軸部３６の先端部３６ａの面積分だけ大きくなる。これは、段付き軸部３６に対応する制御スプール３５の穴が第二の貫通孔７２に達しているためである。これにより、吐出圧Ｐにより制御スプール３５は、軸Ｌ方向内でその先端３５ａ側に向かう力（制御スプール３５をバルブハウジング４２から押出す向きの力）を受ける。 In the second through hole 72, the pressure receiving area of the discharge pressure P of the piston pump 1 is larger by the area of the tip portion 36 a of the stepped shaft portion 36 on the tip 35 a side than the bottom 35 b side of the control spool 35. This is because the hole of the control spool 35 corresponding to the stepped shaft portion 36 reaches the second through hole 72. As a result, the control spool 35 receives a force toward the front end 35 a in the direction of the axis L (force in a direction of pushing the control spool 35 from the valve housing 42) due to the discharge pressure P.
段付き軸部３６は根元部分より先端部分で径が細くなっており、第二の油溝６２と第三の油溝６３の間で、第三の油溝６３と信号圧ポート６４の間よりも、制御スプール３５の内径は減少する。従って、第三の貫通孔７３において、ギアポンプ油圧Ｐ３の受圧面積は、制御スプール３５の底部３５ｂ側より先端３５ａ側で大きい。このため、ギアポンプ油圧Ｐ３により制御スプール３５は、軸Ｌ方向内で先端３５ａ側に向かう力（制御スプール３５をバルブハウジング４２から押出す向きの力）を受ける。 The diameter of the stepped shaft portion 36 is smaller at the tip than at the root portion, and is between the second oil groove 62 and the third oil groove 63 and between the third oil groove 63 and the signal pressure port 64. However, the inner diameter of the control spool 35 decreases. Therefore, in the third through hole 73, the pressure receiving area of the gear pump hydraulic pressure P3 is larger on the tip 35a side than on the bottom 35b side of the control spool 35. For this reason, the control spool 35 receives a force toward the tip 35a in the direction of the axis L (force to push the control spool 35 from the valve housing 42) by the gear pump hydraulic pressure P3.
また、信号圧ポート６４において、制御スプール３５は、その先端３５ａ側の受圧面積と底部３５ｂ側の受圧面積との差に応じて、信号圧Ｐｉにより力を受ける。第一の実施形態では、信号圧ポート６４において、信号圧Ｐｉに対する先端３５ａ側の受圧面積が底部３５ｂ側の受圧面積より小さいため、力の方向は、底部３５ｂ側に向かう方向（制御スプール３５をバルブハウジング４２内に引込む向き）である。簡単には、信号圧ポート６４において、信号圧Ｐｉに対する先端３５ａ側の制御スプール３５の受圧面積はゼロであってもよい。 Further, in the signal pressure port 64, the control spool 35 receives a force from the signal pressure Pi according to the difference between the pressure receiving area on the tip 35a side and the pressure receiving area on the bottom 35b side. In the first embodiment, in the signal pressure port 64, since the pressure receiving area on the tip 35a side with respect to the signal pressure Pi is smaller than the pressure receiving area on the bottom 35b side, the direction of the force is the direction toward the bottom 35b (the control spool 35 is The direction in which the valve housing 42 is retracted). In brief, in the signal pressure port 64, the pressure receiving area of the control spool 35 on the tip 35a side with respect to the signal pressure Pi may be zero.
制御スプール３５は、軸Ｌ方向に摺動することにより第一と第二の開位置と、図のような閉位置（定常位置）との間で切換わる。第一の開位置において、制御スプール３５は、連通孔５１ａと連通孔５２ａを第二の油溝６２により連通して、大径ピストン２３の圧力室２８に吐出圧Ｐを導く。第二の開位置において、制御スプール３５は、連通孔５１ａと第一の貫通孔７１を第一の油溝６１により連通して、大径ピストン２３の圧力室２８にポンプハウジング２内のタンク圧Ｐｔを導く。一方、閉位置で連通孔５１ａと連通孔５２ａの連通を、制御スプール３５のランド６８（第一と第二の油溝６１、６２の間に位置する）で遮断する。閉位置では、油圧（即ち、吐出圧Ｐ、ギアポンプ油圧Ｐ３、信号圧Ｐｉ）により制御スプール３５に加わる合力と制御スプリング３３、３４の弾性力は、均衡している。 The control spool 35 is switched between the first and second open positions and the closed position (steady position) as shown in the figure by sliding in the direction of the axis L. In the first open position, the control spool 35 communicates the communication hole 51 a and the communication hole 52 a with the second oil groove 62 and guides the discharge pressure P to the pressure chamber 28 of the large-diameter piston 23. In the second open position, the control spool 35 communicates the communication hole 51 a and the first through hole 71 with the first oil groove 61, and the tank pressure in the pump housing 2 is connected to the pressure chamber 28 of the large-diameter piston 23. Lead Pt. On the other hand, communication between the communication hole 51a and the communication hole 52a is blocked by the land 68 of the control spool 35 (located between the first and second oil grooves 61 and 62) in the closed position. In the closed position, the resultant force applied to the control spool 35 by the hydraulic pressure (that is, the discharge pressure P, the gear pump hydraulic pressure P3, and the signal pressure Pi) and the elastic force of the control springs 33 and 34 are balanced.
ピストンポンプ１の吐出圧Ｐが上昇することにより、制御スプール３５に加わる上記合力が制御スプリング３３、３４の弾性力を超えて高まると、制御スプール３５は、制御スプリング３３、３４を圧縮しながら軸方向に摺動し、閉位置から第一の開位置に切換わる。すると、大径ピストン２３の圧力室２８に吐出圧Ｐが導かれ、大径ピストン２３は斜板４をその傾転角θを小さくする方向に傾転させ、ポンプ吐出量Ｑが減少する。大径ピストン２３は斜板４を傾転させると、逆に、フィードバックピン３２は、制御スプリング３３、３４を押す側、即ち、制御スプール３５を第一の開位置から閉位置に押し戻す方向に移動する。閉位置になると、大径ピストン２３への吐出圧Ｐの導入が停止し、斜板４の傾転が止まる。制御スプール３５が閉位置に押し戻された時、制御スプリング３３、３４が吐出圧Ｐが高まる前より縮んだ状態で、制御スプール３５に加わる上記合力が制御スプリング３３、３４の弾性力と均衡している。 When the discharge pressure P of the piston pump 1 rises and the resultant force applied to the control spool 35 increases beyond the elastic force of the control springs 33 and 34, the control spool 35 compresses the control springs 33 and 34 while rotating the shaft. Sliding in the direction and switching from the closed position to the first open position. Then, the discharge pressure P is guided to the pressure chamber 28 of the large-diameter piston 23, and the large-diameter piston 23 tilts the swash plate 4 in the direction of decreasing the tilt angle θ, and the pump discharge amount Q decreases. When the large-diameter piston 23 tilts the swash plate 4, conversely, the feedback pin 32 moves to push the control springs 33, 34, that is, to push the control spool 35 back from the first open position to the closed position. To do. When in the closed position, the introduction of the discharge pressure P to the large-diameter piston 23 is stopped, and the tilt of the swash plate 4 is stopped. When the control spool 35 is pushed back to the closed position, the resultant force applied to the control spool 35 balances with the elastic force of the control springs 33 and 34 while the control springs 33 and 34 are contracted from before the discharge pressure P increases. Yes.
逆に、ピストンポンプ１の吐出圧Ｐが低下することにより、制御スプール３５に加わる上記合力が制御スプリング３３、３４の弾性力より低くなると、制御スプール３５は、制御スプリング３３、３４を伸張しながら軸方向に摺動し、閉位置から第二の開位置に切換わる。すると、大径ピストン２３の圧力室２８にタンク圧Ｐｔが導かれ、大径ピストン２３は引っ込む方向に移動し斜板４をその傾転角θを大きくする方向に傾転させ、ポンプ吐出量Ｑが増加する。大径ピストン２３は斜板４を傾転させると、逆に、フィードバックピン３２は、制御スプリング３３、３４から離れる側、即ち、制御スプール３５を第二の開位置から閉位置に押し戻す方向に移動する。閉位置になると、大径ピストン２３へのタンク圧Ｐｔの導入が停止し、斜板４の傾転が止まる。制御スプール３５が閉位置に戻された時、制御スプリング３３、３４が吐出圧Ｐが低下する前より伸びた状態で、制御スプール３５に加わる上記合力が制御スプリング３３、３４の弾性力と均衡している。 On the contrary, when the discharge force P of the piston pump 1 decreases and the resultant force applied to the control spool 35 becomes lower than the elastic force of the control springs 33 and 34, the control spool 35 extends the control springs 33 and 34. It slides in the axial direction and switches from the closed position to the second open position. Then, the tank pressure Pt is guided to the pressure chamber 28 of the large-diameter piston 23, the large-diameter piston 23 moves in the retracting direction, and the swash plate 4 is tilted in the direction of increasing the tilt angle θ, and the pump discharge amount Q Will increase. When the large-diameter piston 23 tilts the swash plate 4, conversely, the feedback pin 32 moves away from the control springs 33 and 34, that is, in a direction to push the control spool 35 back from the second open position to the closed position. To do. When in the closed position, the introduction of the tank pressure Pt to the large-diameter piston 23 is stopped, and the tilt of the swash plate 4 is stopped. When the control spool 35 is returned to the closed position, the resultant force applied to the control spool 35 is balanced with the elastic force of the control springs 33 and 34 in a state where the control springs 33 and 34 are extended from before the discharge pressure P is reduced. ing.
このように、ピストンポンプ１の吐出圧Ｐが上昇することによりポンプ吐出量Ｑが減少し、吐出圧Ｐが低下することによりポンプ吐出量Ｑが増加する。また、制御スプリング３３、３４から生じる弾性力が、吐出圧Ｐが上昇するにつれ段階的に高まる。このため、図４のように、特許文献１記載の従来技術と同じく、ピストンポンプ１の吐出圧Ｐと吐出流量Ｑの関係が略反比例となる定馬力特性（吐出圧Ｐと吐出流量Ｑの積が略一定である特性）が実現される。 Thus, the pump discharge amount Q decreases as the discharge pressure P of the piston pump 1 increases, and the pump discharge amount Q increases as the discharge pressure P decreases. Further, the elastic force generated from the control springs 33 and 34 increases stepwise as the discharge pressure P increases. For this reason, as shown in FIG. 4, as in the prior art described in Patent Document 1, the constant horsepower characteristic (the product of the discharge pressure P and the discharge flow rate Q) in which the relationship between the discharge pressure P and the discharge flow rate Q of the piston pump 1 is approximately inversely proportional. Is substantially constant).
信号圧ポート６４に、エアコンディショナ１１０のオン状態（エンジン出力による駆動が可能な状態）又はオフ状態（エンジン出力による駆動が不可能な状態）に応じた信号圧Ｐｉが与えられる。第一の実施形態では、信号圧ポート６４において、信号圧Ｐｉに対する先端３５ａ側の受圧面積が底部３５ｂ側の受圧面積より小さいため、制御スプール３５に対して信号圧Ｐｉにより加わる力の方向は、底部３５ｂ側に向かう方向（制御スプール３５をバルブハウジング４２内に引込む方向）である。従って、信号圧Ｐｉにより加わる力は、吐出圧Ｐにより加わる力と略平行で逆向きとなる。エアコンディショナ１１０のオフ時に所定の信号圧Ｐｉ（ゼロより大きい）が信号圧ポート６４に加えられ、エアコンディショナ１１０のオン時に信号圧Ｐｉが減少してゼロとなる。エアコンディショナ１１０の状態がオフ状態からオン状態に切替わる時に、制御スプール３５が、吐出圧Ｐにより加えられる力と同じ向き（バルブハウジング４２から押出される向き）に移動する。従って、図４のように、エアコンディショナ１１０のオフ時のピストンポンプ１の馬力制御特性（吐出圧Ｐと吐出流量Ｑの関係）（点線）は、エアコンディショナ１１０のオン時の馬力制御特性（実線）より高圧側に位置し、逆にエアコンディショナ１１０のオン時のピストンポンプ１の馬力制御特性は、エアコンディショナ１１０のオフ時の馬力制御特性より低圧側に位置する。これは、制御スプール３５に対して信号圧Ｐｉにより加わる力が、吐出圧Ｐにより加わる力と逆向きである故、同じ傾転角θ（即ち、同じ吐出量Ｑ）を実現するためには、エアコンディショナ１１０のオフ時の方が、オン時より高い吐出圧Ｐが必要になるためである。 A signal pressure Pi is applied to the signal pressure port 64 according to whether the air conditioner 110 is in an on state (a state in which driving by engine output is possible) or in an off state (a state in which driving by engine output is impossible). In the first embodiment, in the signal pressure port 64, since the pressure receiving area on the tip 35a side with respect to the signal pressure Pi is smaller than the pressure receiving area on the bottom 35b side, the direction of the force applied to the control spool 35 by the signal pressure Pi is This is the direction toward the bottom 35b (the direction in which the control spool 35 is pulled into the valve housing 42). Accordingly, the force applied by the signal pressure Pi is substantially parallel to and opposite to the force applied by the discharge pressure P. A predetermined signal pressure Pi (greater than zero) is applied to the signal pressure port 64 when the air conditioner 110 is off, and the signal pressure Pi decreases to zero when the air conditioner 110 is on. When the state of the air conditioner 110 is switched from the off state to the on state, the control spool 35 moves in the same direction as the force applied by the discharge pressure P (the direction in which it is pushed out from the valve housing 42). Therefore, as shown in FIG. 4, the horsepower control characteristic (relationship between the discharge pressure P and the discharge flow rate Q) (dotted line) of the piston pump 1 when the air conditioner 110 is off is the horsepower control characteristic when the air conditioner 110 is on. On the contrary, the horsepower control characteristic of the piston pump 1 when the air conditioner 110 is on is located on the lower pressure side than the horsepower control characteristic when the air conditioner 110 is off. This is because the force applied by the signal pressure Pi to the control spool 35 is in the opposite direction to the force applied by the discharge pressure P. Therefore, in order to realize the same tilt angle θ (that is, the same discharge amount Q), This is because the discharge pressure P is higher when the air conditioner 110 is off than when the air conditioner 110 is on.
図５に、エアコンディショナ１１０のオン状態又はオフ状態に応じた信号圧Ｐｉを信号圧ポート６４に供給する信号圧供給システム（信号圧供給手段）の例示的な構成を示す。エアコンディショナ１１０のオン又はオフ状態は、エアコンモードスイッチ（又はオン・オフセンサ）１０７により検出される。オン・オフセンサ１０７は、エアコンディショナ１１０のオン又はオフ状態検出手段となる。オン・オフセンサ１０７からの信号は、マイクロコンピュータ及び／又は電気回路等から構成されるコントローラ１０５に入力される。コントローラ１０５は、油圧源１０１からの油圧を調整する油圧制御バルブ１０３に指示圧を送る。指示圧は、エアコンディショナ１１０のオフ時に所定の信号圧Ｐｉに相当する値であり、エアコンディショナ１１０のオン時にゼロである。これにより、油圧制御バルブ１０３は、エアコンディショナ１１０のオフ時に、信号圧ポート６４にゼロより大きい所定の信号圧Ｐｉを供給し、エアコンディショナ１１０のオン時に信号圧Ｐｉを減少させゼロにする。 FIG. 5 shows an exemplary configuration of a signal pressure supply system (signal pressure supply means) for supplying the signal pressure Pi to the signal pressure port 64 according to the on state or the off state of the air conditioner 110. The on / off state of the air conditioner 110 is detected by an air conditioner mode switch (or on / off sensor) 107. The on / off sensor 107 serves as an on / off state detection unit for the air conditioner 110. A signal from the on / off sensor 107 is input to a controller 105 including a microcomputer and / or an electric circuit. The controller 105 sends a command pressure to the hydraulic control valve 103 that adjusts the hydraulic pressure from the hydraulic source 101. The command pressure is a value corresponding to a predetermined signal pressure Pi when the air conditioner 110 is off, and is zero when the air conditioner 110 is on. As a result, the hydraulic control valve 103 supplies a predetermined signal pressure Pi greater than zero to the signal pressure port 64 when the air conditioner 110 is off, and reduces the signal pressure Pi to zero when the air conditioner 110 is on. .
信号圧供給システムは、これに限定されるものでなく、様々な変更が可能である。例えば、油圧制御バルブ１０３の代わりに方向切換制御バルブを設け、コントローラ１０５をなくし、この方向切換制御バルブが、エアコンディショナ１１０のオン・オフ状態に応じて、油圧源からの所定の信号圧を信号圧ポート６４に供給するように構成してもよい。 The signal pressure supply system is not limited to this, and various modifications are possible. For example, a direction switching control valve is provided instead of the hydraulic control valve 103, the controller 105 is eliminated, and this direction switching control valve generates a predetermined signal pressure from the hydraulic power source according to the on / off state of the air conditioner 110. You may comprise so that it may supply to the signal pressure port 64. FIG.
このようにして、エアコンディショナ１１０のオン時に、所定の信号圧Ｐｉによりピストンポンプ１の馬力（吐出圧Ｐと吐出流量Ｑの積に対応）が低下され、エンジンのエアコンディショナ駆動用の馬力を確保できる。また、故障により、エアコンディショナ１１０のオフ時に信号圧Ｐｉがゼロとなっても、ピストンポンプ１の馬力が低下するので、当該故障のためにエンジンが過負荷状態になることはない。 In this way, when the air conditioner 110 is turned on, the horsepower of the piston pump 1 (corresponding to the product of the discharge pressure P and the discharge flow rate Q) is reduced by the predetermined signal pressure Pi, and the horsepower for driving the engine air conditioner is reduced. Can be secured. Further, even if the signal pressure Pi becomes zero when the air conditioner 110 is turned off due to a failure, the horsepower of the piston pump 1 is reduced, so that the engine is not overloaded due to the failure.
次に、第二の実施形態を説明する。第二の実施形態では、第一の実施形態と異なり、信号圧ポート６４において、制御スプール３５の先端３５ａ側の信号圧Ｐｉに対する受圧面積が底部３５ｂ側の受圧面積より大きいため、制御スプール３５に対して信号圧Ｐｉにより生じる力の方向は、先端３５ａ側に向かう方向（制御スプール３５をバルブハウジング４２から押出す向き）である。従って、信号圧Ｐｉにより加わる力は、吐出圧Ｐにより加わる力と略平行で同じ向きとなる。簡単には、信号圧ポート６４において、信号圧Ｐｉに対する底部３５ｂ側の受圧面積はゼロであってもよい。さらに、エアコンディショナ１１０のオン時に所定の信号圧Ｐｉ（ゼロより大きい）が信号圧ポート６４に加えられ、エアコンディショナ１１０のオフ時に信号圧Ｐｉが減少してゼロとなる構成となっている。エアコンディショナ１１０の状態がオフ状態からオン状態に切替わる時に、制御スプール３５が、吐出圧Ｐにより加えられる力と同じ向き（バルブハウジング４２から押出される向き）に移動する。 Next, a second embodiment will be described. In the second embodiment, unlike the first embodiment, in the signal pressure port 64, the pressure receiving area for the signal pressure Pi on the tip 35a side of the control spool 35 is larger than the pressure receiving area on the bottom 35b side. On the other hand, the direction of the force generated by the signal pressure Pi is the direction toward the tip 35a (the direction in which the control spool 35 is pushed out from the valve housing 42). Accordingly, the force applied by the signal pressure Pi is substantially parallel to and in the same direction as the force applied by the discharge pressure P. Simply, in the signal pressure port 64, the pressure receiving area on the bottom 35b side with respect to the signal pressure Pi may be zero. Further, a predetermined signal pressure Pi (greater than zero) is applied to the signal pressure port 64 when the air conditioner 110 is turned on, and the signal pressure Pi is reduced to zero when the air conditioner 110 is turned off. . When the state of the air conditioner 110 is switched from the off state to the on state, the control spool 35 moves in the same direction as the force applied by the discharge pressure P (the direction in which it is pushed out from the valve housing 42).
従って、図７のように、エアコンディショナ１１０のオフ時のピストンポンプ１の馬力制御特性（点線）は、エアコンディショナ１１０のオン時の馬力制御特性（実線）より高圧側に位置し、逆にエアコンディショナ１１０のオン時のピストンポンプ１の馬力制御特性は、エアコンディショナ１１０のオフ時の馬力制御特性より低圧側に位置する。これは、制御スプール３５に対して信号圧Ｐｉにより加わる力が、吐出圧Ｐにより加わる力と同じ向きである故、同じ傾転角θ（即ち、同じ吐出量Ｑ）を実現するためには、エアコンディショナ１１０のオフ時の方が、オン時より高い吐出圧Ｐが必要になるためである。 Therefore, as shown in FIG. 7, the horsepower control characteristic (dotted line) of the piston pump 1 when the air conditioner 110 is off is located on the higher pressure side than the horsepower control characteristic (solid line) when the air conditioner 110 is on. Furthermore, the horsepower control characteristic of the piston pump 1 when the air conditioner 110 is on is located on the lower pressure side than the horsepower control characteristic when the air conditioner 110 is off. This is because the force applied by the signal pressure Pi to the control spool 35 is in the same direction as the force applied by the discharge pressure P, so that the same tilt angle θ (that is, the same discharge amount Q) is realized. This is because the discharge pressure P is higher when the air conditioner 110 is off than when the air conditioner 110 is on.
コントローラ１０５は、油圧源１０１からの油圧を調整する油圧制御バルブ１０３に指示圧を送るが、指示圧は、エアコンディショナ１１０のオン時に所定の信号圧Ｐｉに相当する値であり、エアコンディショナ１１０のオフ時にゼロである。これにより、第一実施形態とは逆に、油圧制御バルブ１０３は、エアコンディショナ１１０のオン時に、信号圧ポート６４にゼロより大きい所定の信号圧Ｐｉを供給し、エアコンディショナ１１０のオフ時に信号圧Ｐｉを減少させゼロにする。 The controller 105 sends a command pressure to the hydraulic control valve 103 that adjusts the hydraulic pressure from the hydraulic power source 101. The command pressure is a value corresponding to a predetermined signal pressure Pi when the air conditioner 110 is on, and the air conditioner It is zero when 110 is off. Thus, contrary to the first embodiment, the hydraulic control valve 103 supplies a predetermined signal pressure Pi greater than zero to the signal pressure port 64 when the air conditioner 110 is on, and when the air conditioner 110 is off. The signal pressure Pi is decreased to zero.
このようにして、エアコンディショナ１１０のオン時に、所定の信号圧Ｐｉによりピストンポンプ１の馬力（吐出圧Ｐと吐出流量Ｑの積に対応）が低下され、エンジンのエアコンディショナ駆動用の馬力を確保できる。エアコンディショナ１１０がオン状態の場合に、信号圧ポート６４が所定の信号圧を供給するので、所定の流体圧を供給する構成が第一実施形態より簡便となる。 In this way, when the air conditioner 110 is turned on, the horsepower of the piston pump 1 (corresponding to the product of the discharge pressure P and the discharge flow rate Q) is reduced by the predetermined signal pressure Pi, and the horsepower for driving the engine air conditioner is reduced. Can be secured. Since the signal pressure port 64 supplies a predetermined signal pressure when the air conditioner 110 is on, the configuration for supplying a predetermined fluid pressure is simpler than the first embodiment.
本発明は上記の実施の形態に限定されずに、その技術的な思想の範囲内において種々の変更がなしうることは明白である。 The present invention is not limited to the above-described embodiment, and it is obvious that various modifications can be made within the scope of the technical idea.
本発明は、エンジン出力により駆動できる斜板式ピストンポンプ及び他の機器（エアコンディショナ等）を有する油圧機械において、ピストンポンプの馬力制御レギュレータ又は馬力制御装置に利用できる。 INDUSTRIAL APPLICABILITY The present invention can be used for a horsepower control regulator or a horsepower control device of a piston pump in a hydraulic machine having a swash plate type piston pump that can be driven by engine output and other equipment (such as an air conditioner).
３３ 外側制御スプリング
３４ 内側制御スプリング
３５ 制御スプール
３６ 段付き軸部
４２ バルブハウジング
５１、５２、５３、５４ 第一、第二、第三、第四のポート
５１ａ、５２ａ、５３ａ、５４ａ 第一、第二、第三、第四の連通孔
６１、６２、６３ 第一、第二、第三の油溝
６４ 信号圧ポート
33 Outer control spring 34 Inner control spring 35 Control spool 36 Stepped shaft 42 Valve housing 51, 52, 53, 54 First, second, third, fourth port 51a, 52a, 53a, 54a First, second Second, third and fourth communication holes 61, 62, 63 First, second and third oil grooves 64 Signal pressure port
Claims (6)
バルブハウジングと、
前記バルブハウジングの内側に配置され、前記バルブハウジングに対して移動することにより前記傾転アクチュエータに導かれる流体圧を調節する制御スプールと、
前記制御スプール内において、前記斜板式ピストンポンプの吐出圧が導かれる孔であって、前記吐出圧により前記制御スプールに力を加え、前記力に応じて前記バルブハウジングに対して前記制御スプールを移動させる孔と、
前記他の機器のオン・オフ状態に応じて所定の流体圧が供給され、前記所定の流体圧による力を、前記吐出圧により加えられるスプール移動方向の力と略平行に前記制御スプールに加えるポートと、
を備えることを特徴とする馬力制御レギュレータ。 A swash plate type piston pump driven by engine output together with other devices, a cylinder block having a cylinder for housing the piston, a swash plate for reciprocating the piston as the cylinder block rotates, and a fluid pressure A horsepower control regulator used in a swash plate type piston pump having a tilt actuator that tilts the swash plate according to
A valve housing;
A control spool that is disposed inside the valve housing and adjusts a fluid pressure guided to the tilting actuator by moving relative to the valve housing;
In the control spool, a hole through which the discharge pressure of the swash plate type piston pump is guided, a force is applied to the control spool by the discharge pressure, and the control spool is moved relative to the valve housing according to the force A hole to be made,
A port to which a predetermined fluid pressure is supplied according to the on / off state of the other device, and a force due to the predetermined fluid pressure is applied to the control spool substantially parallel to a force in the spool moving direction applied by the discharge pressure. When,
A horsepower control regulator comprising:
前記他の機器がオン状態の場合に、前記ポートが制御スプールに加える力が、減少することを特徴とする請求項１又は２に記載の馬力制御レギュレータ。 When the other device is in an off state, the port is supplied with the predetermined fluid pressure, and applies a force opposite to the force applied by the discharge pressure to the control spool;
3. The horsepower control regulator according to claim 1, wherein a force applied by the port to the control spool is reduced when the other device is in an on state. 4.
前記他の機器がオフ状態の場合に、前記ポートが制御スプールに加える力が、減少することを特徴とする請求項１又は２に記載の馬力制御レギュレータ。 When the other device is in an ON state, the port is supplied with the predetermined fluid pressure, and applies a force in the same direction as the force applied by the discharge pressure to the control spool;
3. The horsepower control regulator according to claim 1, wherein when the other device is in an off state, a force applied by the port to the control spool is reduced.
バルブハウジングと、
前記バルブハウジングの内側に配置され、前記バルブハウジングに対して移動することにより前記傾転アクチュエータに導かれる流体圧を調節する制御スプールと、
前記制御スプール内において、前記斜板式ピストンポンプの吐出圧が導かれる孔であって、前記吐出圧により前記制御スプールに力を加え、前記力に応じて前記バルブハウジングに対して前記制御スプールを移動させる孔と、
前記他の機器のオン・オフ状態を検出する手段と、
前記他の機器のオン・オフ状態に応じて所定の流体圧を供給する手段と、
前記他の機器のオン・オフ状態に応じて所定の流体圧が供給され、前記所定の流体圧による力を、前記吐出圧により加えられるスプール移動方向の力と略平行に前記制御スプールに加えるポートと、
を備えることを特徴とする馬力制御装置。 A swash plate type piston pump driven by engine output together with other devices, a cylinder block having a cylinder for housing the piston, a swash plate for reciprocating the piston as the cylinder block rotates, and a fluid pressure A tilting actuator for tilting the swash plate by a horsepower control device used in a swash plate type piston pump,
A valve housing;
A control spool that is disposed inside the valve housing and adjusts a fluid pressure guided to the tilting actuator by moving relative to the valve housing;
In the control spool, a hole through which the discharge pressure of the swash plate type piston pump is guided, a force is applied to the control spool by the discharge pressure, and the control spool is moved relative to the valve housing according to the force A hole to be made,
Means for detecting an on / off state of the other device;
Means for supplying a predetermined fluid pressure according to the on / off state of the other device;
A port to which a predetermined fluid pressure is supplied according to the on / off state of the other device, and a force due to the predetermined fluid pressure is applied to the control spool substantially parallel to a force in the spool moving direction applied by the discharge pressure. When,
A horsepower control device comprising:
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