JP6550297B2

JP6550297B2 - Hydraulic drive system

Info

Publication number: JP6550297B2
Application number: JP2015157438A
Authority: JP
Inventors: 由智中原; 秀俊三浦; 隆二堺
Original assignee: Kawasaki Jukogyo KK
Current assignee: Kawasaki Motors Ltd
Priority date: 2015-08-07
Filing date: 2015-08-07
Publication date: 2019-07-24
Anticipated expiration: 2035-08-07
Also published as: JP2017036689A

Description

本発明は、例えば建設機械などに搭載される油圧駆動システムに関する。 The present invention relates to, for example, a hydraulic drive system mounted on a construction machine or the like.

産業機械や建設機械などでは、エンジンにより駆動される可変容量型の複数のポンプを含む油圧駆動システムが搭載されたものがある。例えば、特許文献１には、クローラクレーンの油圧駆動システムが開示されている。 Some industrial machines and construction machines are equipped with a hydraulic drive system including a plurality of variable displacement pumps driven by an engine. For example, Patent Document 1 discloses a hydraulic drive system of a crawler crane.

特許文献１に開示された油圧駆動システムは、可変容量型の第１ポンプおよび第２ポンプを含む。第１ポンプの傾転角は第１レギュレータにより調整され、第２ポンプの傾転角は第２レギュレータにより調整される。第１レギュレータと第２レギュレータのそれぞれは、第１ポンプおよび第２ポンプの吐出圧力に応じた馬力制御を行うとともに、操作レバーを有する操作弁から出力されるパイロット圧力（監視信号）に応じた流量制御を行う。 The hydraulic drive system disclosed in Patent Document 1 includes a variable displacement first pump and a second pump. The tilt angle of the first pump is adjusted by the first regulator, and the tilt angle of the second pump is adjusted by the second regulator. Each of the first regulator and the second regulator performs horsepower control according to the discharge pressure of the first pump and the second pump, and a flow rate according to a pilot pressure (monitoring signal) output from an operation valve having an operation lever Take control.

ここで、「馬力制御」とは、少なくとも自己のポンプの吐出圧力によって傾転角を決定する制御である。また、「流量制御」とは、監視信号によって傾転角を決定する制御である。馬力制御と流量制御の双方が行われる場合、馬力制御によって決定された傾転角と流量制御によって決定された傾転角のうちの小さい方の傾転角（換言すれば、吐出流量を制限する方の傾転角）が採用される。 Here, "horsepower control" is control which determines a tilt angle at least by the discharge pressure of its own pump. Moreover, "flow control" is control which determines a tilting angle by a monitoring signal. When both horsepower control and flow control are performed, the smaller one of the tilt angle determined by the horsepower control and the tilt angle determined by the flow control (in other words, the discharge flow rate is limited) Tilt angle) is adopted.

特開２００１−２２７５０４号公報JP 2001-227504 A

ところで、特許文献１に開示された油圧駆動システムでは、第１ポンプで第１ポンプおよび第２ポンプの吐出圧力に基づく馬力制御が行われるため、第２ポンプの吐出圧力が高くなると、第１ポンプの吐出流量が減少される。しかしながら、第２ポンプの吐出圧力からだけでは、第２ポンプの駆動に必要な動力（すなわち、実際のトルク）が判断できない。従って、馬力制御により第２ポンプの吐出圧力に応じて第１ポンプの吐出流量を減少した場合には、第２ポンプの駆動に必要な動力がそれほど大きくないときに、第１ポンプの吐出流量を過剰に減少させてしまう。その結果、エンジンンの出力に余裕があっても、その出力に見合うだけの第１ポンプの吐出流量を確保できないことがある。 By the way, in the hydraulic drive system disclosed in Patent Document 1, since the horsepower control based on the discharge pressure of the first pump and the second pump is performed by the first pump, when the discharge pressure of the second pump becomes high, the first pump Discharge flow rate is reduced. However, the power required for driving the second pump (that is, the actual torque) can not be determined only from the discharge pressure of the second pump. Therefore, when the discharge flow rate of the first pump is decreased according to the discharge pressure of the second pump by horsepower control, the discharge flow rate of the first pump is set when the power required to drive the second pump is not so large. It will be reduced excessively. As a result, even if there is a margin in the output of the engine, it may not be possible to secure the discharge flow rate of the first pump corresponding to the output.

そこで、本発明は、第１ポンプで第１ポンプおよび第２ポンプの吐出圧力に応じた馬力制御が行われる構成において、エンジンの出力に見合う第１ポンプの吐出流量を確保することができる油圧駆動システムを提供することを目的とする。 Therefore, according to the present invention, in a configuration in which horsepower control according to the discharge pressure of the first pump and the second pump is performed by the first pump, the hydraulic drive can ensure the discharge flow rate of the first pump corresponding to the output of the engine. It aims to provide a system.

前記課題を解決するために、本発明の油圧駆動システムは、傾転角に応じた流量の作動油を吐出する第１ポンプと、傾転角に応じた流量の作動油を吐出する第２ポンプと、前記第１ポンプの傾転角を調整する第１レギュレータであって、前記第１ポンプおよび前記第２ポンプの吐出圧力に応じた馬力制御を行う第１レギュレータと、前記第２ポンプの傾転角を調整する第２レギュレータと、を備え、前記第１レギュレータは、前記第２ポンプの傾転角が小さくなるほど、前記第１ポンプの馬力制御における前記第２ポンプの吐出圧力の影響を小さくするように構成されている、ことを特徴とする。 In order to solve the above problems, a hydraulic drive system according to the present invention includes a first pump that discharges hydraulic fluid at a flow rate corresponding to a tilt angle, and a second pump that discharges hydraulic fluid at a flow rate corresponding to a tilt angle. A first regulator for adjusting a tilt angle of the first pump, the first regulator performing horsepower control according to the discharge pressure of the first pump and the second pump; and a tilt of the second pump And a second regulator for adjusting a displacement angle, wherein the first regulator reduces the influence of the discharge pressure of the second pump in the horsepower control of the first pump as the tilting angle of the second pump becomes smaller. It is characterized in that it is configured to

上記の構成によれば、第２ポンプの傾転角が小さい場合、換言すれば第２ポンプの駆動に必要な動力がそれほど大きくない場合には、第１ポンプの馬力制御における第２ポンプの吐出圧力の影響が小さくされる。これにより、第１ポンプの吐出流量が増大する。従って、第１ポンプで第１ポンプおよび第２ポンプの吐出圧力に応じた馬力制御が行われる構成において、エンジンの出力に見合う第１ポンプの吐出流量を確保することができる。 According to the above configuration, when the tilting angle of the second pump is small, in other words, when the power required to drive the second pump is not so large, the discharge of the second pump in the horsepower control of the first pump The effect of pressure is reduced. Thereby, the discharge flow rate of the first pump is increased. Therefore, in the configuration in which the horsepower control is performed according to the discharge pressure of the first pump and the second pump by the first pump, it is possible to secure the discharge flow rate of the first pump corresponding to the output of the engine.

例えば、前記第２レギュレータは、少なくとも前記第２ポンプの吐出圧力に応じた馬力制御を行うとともに監視信号に応じた流量制御を行ってもよい。 For example, the second regulator may perform horsepower control according to at least the discharge pressure of the second pump and may perform flow control according to the monitoring signal.

例えば、前記監視信号は、第２ポンプから作動油が供給される油圧アクチュエータの負荷圧力であってもよい。 For example, the monitoring signal may be a load pressure of a hydraulic actuator supplied with hydraulic fluid from a second pump.

例えば、前記第２ポンプは、当該第２ポンプの傾転角を規定する斜板を有し、前記第２レギュレータは、前記第２ポンプの斜板を流量減少方向に押圧する駆動ピストンと、前記第２ポンプの吐出圧力および前記監視信号に基づいて前記駆動ピストンに作用する圧力を調整する流量制御弁と、前記第２ポンプの斜板と連結された、前記第２ポンプの吐出圧力に基づいて前記流量制御弁へ出力する圧力を調整する馬力制御弁と、を含んでもよい。 For example, the second pump has a swash plate that defines a tilt angle of the second pump, and the second regulator presses the swash plate of the second pump in a flow rate decreasing direction; Based on the discharge pressure of the second pump and the flow control valve for adjusting the pressure acting on the drive piston based on the monitoring signal, and the discharge pressure of the second pump connected to the swash plate of the second pump And a horsepower control valve for adjusting the pressure output to the flow control valve.

前記第２ポンプは、当該第２ポンプの傾転角を規定する斜板を有し、上記の油圧駆動システムは、前記斜板により作動する減圧弁をさらに備え、前記第１ポンプの吐出圧力、前記第２ポンプの吐出圧力および前記減圧弁の二次圧が前記第１レギュレータに導かれてもよい。この構成によれば、第２ポンプの傾転角に応じて変化する減圧弁の二次圧を利用して、馬力制御における第２ポンプの吐出圧力の影響を機械的に小さくすることができる。従って、信頼性の高い油圧駆動システムを実現できる。 The second pump has a swash plate for defining a tilt angle of the second pump, and the hydraulic drive system further includes a pressure reducing valve operated by the swash plate, and the discharge pressure of the first pump, The discharge pressure of the second pump and the secondary pressure of the pressure reducing valve may be led to the first regulator. According to this configuration, it is possible to mechanically reduce the influence of the discharge pressure of the second pump in the horsepower control by using the secondary pressure of the pressure reducing valve which changes in accordance with the tilt angle of the second pump. Therefore, a highly reliable hydraulic drive system can be realized.

例えば、前記減圧弁は、前記第２ポンプの傾転角が小さくなるほど大きな二次圧を出力し、前記第１レギュレータは、前記第１ポンプの吐出圧力および前記第２ポンプの吐出圧力から前記減圧弁の二次圧が相殺されるように構成されていてもよい。 For example, the pressure reducing valve outputs a larger secondary pressure as the tilt angle of the second pump becomes smaller, and the first regulator reduces the pressure from the discharge pressure of the first pump and the discharge pressure of the second pump. The secondary pressure of the valve may be configured to be offset.

あるいは、前記減圧弁は、前記第２ポンプの傾転角が小さくなるほど小さな二次圧を出力し、前記第１レギュレータは、前記第１ポンプの吐出圧力および前記第２ポンプの吐出圧力に前記減圧弁の二次圧が重畳されるように構成されていてもよい。 Alternatively, the pressure reducing valve outputs a smaller secondary pressure as the tilt angle of the second pump becomes smaller, and the first regulator reduces the pressure to the discharge pressure of the first pump and the discharge pressure of the second pump. The secondary pressure of the valve may be configured to be superimposed.

前記第１ポンプの吐出圧力および前記第２ポンプの吐出圧力から前記減圧弁の二次圧が相殺される場合、例えば、前記第１ポンプは、当該第１ポンプの傾転角を規定する斜板を有し、前記第１レギュレータは、前記第１ポンプの斜板に連結された、小径側の一端に前記第１ポンプの吐出圧力が作用するサーボピストンと、前記サーボピストンの大径側の他端に作用する圧力を調整する切換弁であって、前記サーボピストンと連結されたスリーブおよび前記スリーブに収容されたスプールを有する切換弁と、前記スプールを流量減少方向に押圧する馬力制御ピストンであって、前記第１ポンプの吐出圧力および前記第２ポンプの吐出圧力が作用する馬力制御ピストンと、前記スプールを流量増加方向に押圧する相殺ピストンであって、前記減圧弁の二次圧が作用する相殺ピストンと、を含んでもよい。 When the secondary pressure of the pressure reducing valve is offset from the discharge pressure of the first pump and the discharge pressure of the second pump, for example, the first pump defines a tilt angle of the first pump. And the first regulator is connected to the swash plate of the first pump, the servo piston in which the discharge pressure of the first pump acts on one end on the small diameter side, and the other on the large diameter side of the servo piston A switching valve for adjusting the pressure acting on the end, the switching valve having a sleeve connected with the servo piston and a spool housed in the sleeve, and a horsepower control piston for pressing the spool in the flow reduction direction A horsepower control piston on which the discharge pressure of the first pump and the discharge pressure of the second pump act, and a counteracting piston that presses the spool in a flow rate increasing direction, And canceling piston secondary pressure is applied, it may contain.

前記第１ポンプの吐出圧力および前記第２ポンプの吐出圧力に前記減圧弁の二次圧が重畳される場合、例えば、前記第１ポンプは、当該第１ポンプの傾転角を規定する斜板を有し、前記第１レギュレータは、前記第１ポンプの斜板に連結された、小径側の一端に前記第１ポンプの吐出圧力が作用するサーボピストンと、前記サーボピストンの大径側の他端に作用する圧力を調整する切換弁であって、前記サーボピストンと連結されたスリーブおよび前記スリーブに収容されたスプールを有する切換弁と、前記スプールを流量減少方向に押圧する馬力制御ピストンであって、前記第１ポンプの吐出圧力、前記第２ポンプの吐出圧力および前記減圧弁の二次圧が作用する馬力制御ピストンと、を含んでもよい。 When the secondary pressure of the pressure reducing valve is superimposed on the discharge pressure of the first pump and the discharge pressure of the second pump, for example, the first pump defines a tilt angle of the first pump. And the first regulator is connected to the swash plate of the first pump, the servo piston in which the discharge pressure of the first pump acts on one end on the small diameter side, and the other on the large diameter side of the servo piston A switching valve for adjusting the pressure acting on the end, the switching valve having a sleeve connected with the servo piston and a spool housed in the sleeve, and a horsepower control piston for pressing the spool in the flow reduction direction And a horsepower control piston on which a discharge pressure of the first pump, a discharge pressure of the second pump, and a secondary pressure of the pressure reducing valve act.

本発明によれば、第１ポンプで第１ポンプおよび第２ポンプの吐出圧力に応じた馬力制御が行われる構成において、エンジンの出力に見合う第１ポンプの吐出流量を確保することができる。 According to the present invention, in the configuration in which horsepower control is performed according to the discharge pressure of the first pump and the second pump by the first pump, it is possible to secure the discharge flow rate of the first pump corresponding to the output of the engine.

本発明の第１実施形態に係る油圧駆動システムの概略構成図である。It is a schematic block diagram of the hydraulic drive system concerning a 1st embodiment of the present invention. 本発明の第２実施形態に係る油圧駆動システムの概略構成図である。It is a schematic block diagram of the hydraulic drive system concerning a 2nd embodiment of the present invention. 本発明の第３実施形態に係る油圧駆動システムの概略構成図である。It is a schematic block diagram of the hydraulic drive system concerning a 3rd embodiment of the present invention.

（第１実施形態）
図１に、本発明の第１実施形態に係る油圧駆動システム１Ａを示す。この油圧駆動システム１Ａは、建設機械の１つである油圧ショベルに適したものである。ただし、本発明は、油圧クレーンなどの他の建設機械にも適用可能である。また、本発明は、建設機械だけでなくその他の機械（例えば、産業機械）にも適用可能である。 First Embodiment
FIG. 1 shows a hydraulic drive system 1A according to a first embodiment of the present invention. The hydraulic drive system 1A is suitable for a hydraulic shovel that is one of construction machines. However, the present invention is also applicable to other construction machines such as hydraulic cranes. In addition, the present invention is applicable not only to construction machines but also to other machines (for example, industrial machines).

具体的に、油圧駆動システム１Ａは、傾転角に応じた流量の作動油を吐出する可変容量型の第１ポンプ１１および第２ポンプ１４と、固定容量型の第３ポンプ１７を含む。これらのポンプ１１，１４，１７は、図略のエンジンにより駆動される。 Specifically, the hydraulic drive system 1A includes a variable displacement first pump 11 and a second pump 14 that discharge hydraulic fluid at a flow rate corresponding to the tilt angle, and a fixed displacement third pump 17. These pumps 11, 14 and 17 are driven by an engine (not shown).

第１ポンプ１１からは、複数の油圧アクチュエータ（図示せず）へ作動油を導く第１供給ライン１３が延びており、第２ポンプ１４からは、前記油圧アクチュエータと同一および／または異なる複数の油圧アクチュエータ（図示せず）へ作動油を導く第２供給ライン１６が延びている。第１ポンプ１１の傾転角は、第１レギュレータ２により調整され、第２ポンプ１４の傾転角は、第２レギュレータ５により調整される。 From the first pump 11, a first supply line 13 for leading hydraulic fluid to a plurality of hydraulic actuators (not shown) extends, and from the second pump 14, a plurality of hydraulic pressures which are the same as and / or different from the hydraulic actuators. A second supply line 16 extends to lead hydraulic fluid to an actuator (not shown). The tilt angle of the first pump 11 is adjusted by the first regulator 2, and the tilt angle of the second pump 14 is adjusted by the second regulator 5.

本実施形態では、第１ポンプ１１および第２ポンプ１４の双方が斜板ポンプである。具体的に、第１ポンプ１１は、当該第１ポンプ１１の傾転角を規定する斜板１２を有し、第２ポンプ１４は、当該第２ポンプ１４の傾転角を規定する斜板１５を有している。ただし、第１ポンプ１１および第２ポンプ１４の一方または双方は、斜軸ポンプであってもよい。 In the present embodiment, both the first pump 11 and the second pump 14 are swash plate pumps. Specifically, the first pump 11 has a swash plate 12 which defines the tilt angle of the first pump 11, and the second pump 14 is a swash plate 15 which defines the tilt angle of the second pump 14. have. However, one or both of the first pump 11 and the second pump 14 may be oblique shaft pumps.

第２ポンプ１４の最大押しのけ容積は、第１ポンプ１１の最大押しのけ容積と同じであっても異なっていてもよい。本実施形態では、第２ポンプ１４の最大押しのけ容積が第１ポンプ１１の最大押しのけ容積よりも小さい。 The maximum displacement of the second pump 14 may be the same as or different from the maximum displacement of the first pump 11. In the present embodiment, the maximum displacement of the second pump 14 is smaller than the maximum displacement of the first pump 11.

第１レギュレータ２は、第１ポンプ１１の吐出圧力Ｐ１および第２ポンプの吐出圧力Ｐ２に応じた馬力制御を行う。つまり、第１レギュレータ２は、吐出圧力Ｐ１，Ｐ２の合計が高ければ第１ポンプ１１の傾転角を小さくし、吐出圧力Ｐ１，Ｐ２の合計が低ければ第１ポンプ１１の傾転角を大きくする。第１ポンプ１１の傾転角が小さくなると、押しのけ容積が減少して吐出流量が減少し、第１ポンプ１１の傾転角が大きくなると、押しのけ容積が増加して吐出流量が増加する。 The first regulator 2 performs horsepower control according to the discharge pressure P1 of the first pump 11 and the discharge pressure P2 of the second pump. That is, the first regulator 2 reduces the tilt angle of the first pump 11 if the sum of the discharge pressures P1 and P2 is high, and the tilt angle of the first pump 11 increases if the sum of the discharge pressures P1 and P2 is low. Do. When the tilting angle of the first pump 11 decreases, the displacement volume decreases and the discharge flow rate decreases, and when the tilting angle of the first pump 11 increases, the displacement volume increases and the discharge flow rate increases.

第２レギュレータ５は、少なくとも第２ポンプ１４の吐出圧力Ｐ２に応じた馬力制御を行う。本実施形態では、第２レギュレータ５が、第２ポンプ１４の吐出圧力Ｐ２のみに応じた馬力制御を行う。つまり、第２レギュレータ５は、吐出圧力Ｐ２が高ければ第２ポンプ１４の傾転角を小さくし、吐出圧力Ｐ２が低ければ第２ポンプ１４の傾転角を大きくする。第２ポンプ１４の傾転角が小さくなると、押しのけ容量が減少して吐出流量が減少し、第２ポンプ１４の傾転角が大きくなると、押しのけ容量が増加して吐出流量が増加する。 The second regulator 5 performs horsepower control according to at least the discharge pressure P2 of the second pump 14. In the present embodiment, the second regulator 5 performs horsepower control according to only the discharge pressure P2 of the second pump 14. That is, the second regulator 5 reduces the tilt angle of the second pump 14 if the discharge pressure P2 is high, and increases the tilt angle of the second pump 14 if the discharge pressure P2 is low. When the tilt angle of the second pump 14 becomes smaller, the displacement is reduced and the discharge flow rate is decreased, and when the tilt angle of the second pump 14 is increased, the displacement is increased and the discharge flow is increased.

さらに、第２レギュレータ５は、第２ポンプ１４に関係する監視信号に応じた流量制御を行う。本実施形態では、第２ポンプ１４の吐出流量がロードセンシング方式で制御される。従って、監視信号は、第２ポンプ１４から作動油が供給される特定の油圧アクチュエータ（図示せず）の負荷圧力Ｐａである。ただし、第２ポンプ１４の吐出流量がポジティブコントロール方式で制御される場合は、監視信号が、操作レバーを有する操作弁（図示せず）から出力されるパイロット圧力であってもよい。あるいは、第２ポンプ１４の吐出流量がネガティブコントロール方式で制御される場合は、監視信号が、前記複数の油圧アクチュエータ（図示せず）用の複数の制御弁を経由する第２供給ライン１６において前記制御弁の下流側に設けられる絞りの上流側の圧力であるネガティブコントロール圧力であってもよい。 Furthermore, the second regulator 5 performs flow control in accordance with the monitoring signal related to the second pump 14. In the present embodiment, the discharge flow rate of the second pump 14 is controlled by the load sensing method. Therefore, the monitoring signal is the load pressure Pa of a specific hydraulic actuator (not shown) supplied with hydraulic fluid from the second pump 14. However, when the discharge flow rate of the second pump 14 is controlled by a positive control method, the monitoring signal may be a pilot pressure output from an operation valve (not shown) having an operation lever. Alternatively, when the discharge flow rate of the second pump 14 is controlled by the negative control method, the monitoring signal is transmitted to the second supply line 16 via the plurality of control valves for the plurality of hydraulic actuators (not shown). It may be a negative control pressure which is a pressure upstream of a throttle provided downstream of the control valve.

流量制御において、第２レギュレータ５は、第２ポンプ１４の吐出圧力Ｐ２と負荷圧力Ｐａとの差圧が一定となるように第２ポンプ１４の傾転角を制御する。 In the flow rate control, the second regulator 5 controls the tilt angle of the second pump 14 so that the differential pressure between the discharge pressure P2 of the second pump 14 and the load pressure Pa becomes constant.

次に、第１レギュレータ２および第２レギュレータ５の構成を詳しく説明する。 Next, the configuration of the first regulator 2 and the second regulator 5 will be described in detail.

（１）第１レギュレータ
第１レギュレータ２は、第１ポンプ１１の斜板１２に連結されたサーボピストン３１と、サーボピストン３１を駆動する切換弁３３を含む。サーボピストン３１は、小径側の一端と、大径側の他端を有している。第１レギュレータ２には、サーボピストン３１の一端が露出する小径側受圧室２５と、サーボピストン３１の他端が露出する大径側受圧室２６が形成されている。小径側受圧室２５には、小径側ライン２３を通じて第１ポンプ１１の吐出圧力Ｐ１が導かれる。つまり、サーボピストン３１の一端には、第１ポンプ１１の吐出圧力Ｐ１が作用する。大径側受圧室２６は、大径側ライン２４により切換弁３３と接続されている。 (1) First Regulator The first regulator 2 includes a servo piston 31 connected to the swash plate 12 of the first pump 11 and a switching valve 33 for driving the servo piston 31. The servo piston 31 has one end on the small diameter side and the other end on the large diameter side. The first regulator 2 is formed with a small diameter side pressure receiving chamber 25 to which one end of the servo piston 31 is exposed and a large diameter side pressure receiving chamber 26 to which the other end of the servo piston 31 is exposed. The discharge pressure P1 of the first pump 11 is introduced to the small diameter side pressure receiving chamber 25 through the small diameter side line 23. That is, the discharge pressure P1 of the first pump 11 acts on one end of the servo piston 31. The large diameter side pressure receiving chamber 26 is connected to the switching valve 33 by the large diameter side line 24.

切換弁３３は、サーボピストン３１の他端に作用する圧力を調整するためのものである。切換弁３３には、元圧ライン２１を通じて第１ポンプ１１の吐出圧力Ｐ１が導かれる。また、切換弁３３には、タンクライン２２も接続されている。切換弁３３は、大径側ライン２４の元圧ライン２１に対する開口面積とタンクライン２２に対する開口面積を制御する。 The switching valve 33 is for adjusting the pressure acting on the other end of the servo piston 31. The discharge pressure P1 of the first pump 11 is introduced to the switching valve 33 through the source pressure line 21. Further, the tank line 22 is also connected to the switching valve 33. The switching valve 33 controls the opening area of the large diameter side line 24 to the source pressure line 21 and the opening area of the tank line 22.

より詳しくは、切換弁３３は、フィードバックレバー３２によりサーボピストン３１と連結されたスリーブ３４と、このスリーブ３４に収容されたスプール３５を有している。スプール３５の移動によりサーボピストン３１が駆動されると、サーボピストン３１の両側から作用する力が釣り合うように、スプール３５とスリーブ３４との相対位置が調整される。 More specifically, the switching valve 33 has a sleeve 34 connected to the servo piston 31 by a feedback lever 32 and a spool 35 accommodated in the sleeve 34. When the servo piston 31 is driven by the movement of the spool 35, the relative position between the spool 35 and the sleeve 34 is adjusted so that the forces acting from both sides of the servo piston 31 are balanced.

また、第１レギュレータ２は、切換弁３３のスプール３５を流量減少方向（サーボピストン３１の大径側の他端に作用する圧力を上昇させる方向）に押圧する馬力制御ピストン３６を含む。本実施形態では、第１レギュレータ２に、馬力制御ピストン３６用の３つの受圧室３７が形成されている。３つの受圧室３７のうちの１つには、馬力制御ライン２７により第１ポンプ１１の吐出圧力Ｐ１が導かれ、別の１つには、馬力制御ライン２８により第２ポンプ１４の吐出圧力Ｐ２が導かれる。つまり、馬力制御ピストン３６には、第１ポンプ１１の吐出圧力Ｐ１と第２ポンプ１４の吐出圧力Ｐ２が作用する。 The first regulator 2 also includes a horsepower control piston 36 that presses the spool 35 of the switching valve 33 in the flow rate decreasing direction (the direction in which the pressure acting on the other end on the large diameter side of the servo piston 31 is increased). In the present embodiment, three pressure receiving chambers 37 for the horsepower control piston 36 are formed in the first regulator 2. The discharge pressure P1 of the first pump 11 is led to one of the three pressure receiving chambers 37 by the horsepower control line 27, and to the other one, the discharge pressure P2 of the second pump 14 by the horsepower control line 28. Led. That is, the discharge pressure P1 of the first pump 11 and the discharge pressure P2 of the second pump 14 act on the horsepower control piston 36.

残りの１つの受圧室３７は、パワーシフトライン２９により電磁比例弁４１と接続されている。つまり、馬力制御ピストン３６には、電磁比例弁４１の二次圧も作用する。電磁比例弁４１は、一次圧ライン４２により上述した第３ポンプ１７と接続されている。電磁比例弁４１は、エンジン（図示せず）の回転数に基づいてコントローラ（図示せず）により制御される。ただし、電磁比例弁４１およびこの電磁比例弁４１から二次圧が導かれる受圧室３７は省略可能である。 The remaining one pressure receiving chamber 37 is connected to the solenoid proportional valve 41 by the power shift line 29. That is, the secondary pressure of the solenoid proportional valve 41 also acts on the horsepower control piston 36. The solenoid proportional valve 41 is connected to the above-described third pump 17 by the primary pressure line 42. The solenoid proportional valve 41 is controlled by a controller (not shown) based on the rotational speed of an engine (not shown). However, the solenoid proportional valve 41 and the pressure receiving chamber 37 to which the secondary pressure is introduced from the solenoid proportional valve 41 can be omitted.

さらに、第１レギュレータ２は、第２ポンプ１４の傾転角が小さくなるほど、第１ポンプ１１の馬力制御における第２ポンプ１４の吐出圧力Ｐ２の影響を小さくするように構成されている。本実施形態では、第２ポンプ１４の斜板１５により作動する減圧弁４４が設けられている。 Furthermore, the first regulator 2 is configured to reduce the influence of the discharge pressure P2 of the second pump 14 in the horsepower control of the first pump 11 as the tilt angle of the second pump 14 becomes smaller. In the present embodiment, a pressure reducing valve 44 operated by the swash plate 15 of the second pump 14 is provided.

減圧弁４４は、一次圧ライン４３により第３ポンプ１７と接続されている。減圧弁４４から出力される二次圧は、二次圧ライン４５を通じて第１レギュレータ２に導かれる。本実施形態では、減圧弁４４が、第２ポンプ１４の傾転角が小さくなるほど大きな二次圧を出力する。このため、第１レギュレータ２は、第１ポンプ１１の吐出圧力Ｐ１および第２ポンプ１４の吐出圧力Ｐ２から減圧弁４４の二次圧が相殺されるように構成されている。 The pressure reducing valve 44 is connected to the third pump 17 by the primary pressure line 43. The secondary pressure output from the pressure reducing valve 44 is led to the first regulator 2 through the secondary pressure line 45. In the present embodiment, the pressure reducing valve 44 outputs a larger secondary pressure as the tilting angle of the second pump 14 becomes smaller. Therefore, the first regulator 2 is configured such that the secondary pressure of the pressure reducing valve 44 is offset from the discharge pressure P1 of the first pump 11 and the discharge pressure P2 of the second pump 14.

より詳しくは、第１レギュレータ２は、切換弁３のスプール３５を流量増加方向（サーボピストン３１の大径側の他端に作用する圧力を下降させる方向）に押圧する相殺ピストン３９を含む。第１レギュレータ２には、相殺ピストン３９用の受圧室３８が形成されている。受圧室３８は、二次圧ライン４５により減圧弁４４と接続されている。つまり、相殺ピストン３９には、減圧弁４４の二次圧が作用する。 More specifically, the first regulator 2 includes a canceling piston 39 that presses the spool 35 of the switching valve 3 in the flow rate increasing direction (the direction in which the pressure acting on the other end on the large diameter side of the servo piston 31 is lowered). A pressure receiving chamber 38 for the counteracting piston 39 is formed in the first regulator 2. The pressure receiving chamber 38 is connected to the pressure reducing valve 44 by the secondary pressure line 45. That is, the secondary pressure of the pressure reducing valve 44 acts on the canceling piston 39.

（２）第２レギュレータ
第２レギュレータ５は、第２ポンプ１４の斜板１５を流量減少方向（傾転角を小さくする方向）に押圧する駆動ピストン６１と、駆動ピストン６１と反対側から斜板１５を流量増加方向（傾転角を大きくする方向）に付勢するスプリング６６を含む。また、第２レギュレータ５は、第２ポンプ１４の吐出圧力Ｐ２に応じた馬力制御を担う馬力制御弁６４と、負荷圧力Ｐａ（監視信号）に応じた流量制御を担う流量制御弁６３を含む。 (2) Second Regulator The second regulator 5 is a drive piston 61 pressing the swash plate 15 of the second pump 14 in the flow rate decreasing direction (direction for reducing the tilt angle), and the swash plate from the opposite side to the drive piston 61 A spring 66 is included to bias 15 in the flow rate increasing direction (direction to increase the tilt angle). In addition, the second regulator 5 includes a horsepower control valve 64 responsible for horsepower control according to the discharge pressure P2 of the second pump 14, and a flow control valve 63 responsible for flow control according to the load pressure Pa (monitoring signal).

第２レギュレータ５には、駆動ピストン６１用の受圧室６２が形成されている。受圧室６２は、駆動ライン５７により流量制御弁６３と接続されている。 A pressure receiving chamber 62 for the drive piston 61 is formed in the second regulator 5. The pressure receiving chamber 62 is connected to the flow control valve 63 by a drive line 57.

流量制御弁６３には、元圧ライン５５を通じて第２ポンプ１４の吐出圧力Ｐ２が導かれる。また、流量制御弁６３は、馬力制御ライン５４により馬力制御弁６４と接続されている。馬力制御弁６４には、元圧ライン５１を通じて第２ポンプ１４の吐出圧力Ｐ２が導かれる。また、馬力制御弁６４には、タンクライン５２も接続されている。 The discharge pressure P 2 of the second pump 14 is introduced to the flow control valve 63 through the source pressure line 55. The flow rate control valve 63 is connected to the horsepower control valve 64 by a horsepower control line 54. The discharge pressure P 2 of the second pump 14 is introduced to the horsepower control valve 64 through the source pressure line 51. Further, a tank line 52 is also connected to the horsepower control valve 64.

馬力制御弁６４は、レバー６５により斜板１５と連結されている。馬力制御弁６４は、パイロットライン５３を通じて導かれる第２ポンプ１４の吐出圧力Ｐ２に基づいて、流量制御弁６３へ出力する圧力を調整する。 The horsepower control valve 64 is connected to the swash plate 15 by a lever 65. The horsepower control valve 64 adjusts the pressure output to the flow control valve 63 based on the discharge pressure P2 of the second pump 14 led through the pilot line 53.

流量制御弁６３は、第２ポンプ１４の吐出圧力Ｐ２と負荷圧力Ｐａとに基づいて、第２ポンプ１４の吐出圧力Ｐ２と馬力制御弁６４から出力される圧力との間で、駆動ピストン６１に作用する圧力を調整する。流量制御弁６３には、第１パイロットライン５６を通じて第２ポンプ１４の吐出圧力Ｐ２が導かれるとともに、第２パイロットライン５０を通じて負荷圧力Ｐａが導かれる。流量制御弁６３は、吐出圧力Ｐ２と負荷圧力Ｐａとの差圧により作動する。 The flow control valve 63 is connected to the drive piston 61 between the discharge pressure P2 of the second pump 14 and the pressure output from the horsepower control valve 64 based on the discharge pressure P2 of the second pump 14 and the load pressure Pa. Adjust the acting pressure. The discharge pressure P 2 of the second pump 14 is led to the flow control valve 63 through the first pilot line 56, and the load pressure Pa is led through the second pilot line 50. The flow rate control valve 63 operates by the differential pressure between the discharge pressure P2 and the load pressure Pa.

以上説明したように、本実施形態の油圧駆動システム１Ａでは、第２ポンプ１４の傾転角が小さい場合、換言すれば第２ポンプ１４の駆動に必要な動力がそれほど大きくない場合には、第１ポンプ１１の馬力制御における第２ポンプ１４の吐出圧力Ｐ２の影響が小さくされる。これにより、第１ポンプ１１の吐出流量が増大する。従って、第１ポンプ１１で第１ポンプ１１の吐出圧力Ｐ１および第２ポンプ１４の吐出圧力Ｐ２に応じた馬力制御が行われる構成において、エンジンの出力に見合う第１ポンプ１１の吐出流量を確保することができる。 As described above, in the hydraulic drive system 1A of the present embodiment, when the tilt angle of the second pump 14 is small, in other words, when the power required to drive the second pump 14 is not so large, The influence of the discharge pressure P2 of the second pump 14 in the horsepower control of the first pump 11 is reduced. As a result, the discharge flow rate of the first pump 11 is increased. Therefore, in the configuration in which the horsepower control is performed according to the discharge pressure P1 of the first pump 11 and the discharge pressure P2 of the second pump 14 by the first pump 11, the discharge flow rate of the first pump 11 corresponding to the output of the engine is secured. be able to.

（第２実施形態）
次に、図２を参照して、本発明の第２実施形態に係る油圧駆動システム１Ｂを説明する。なお、本実施形態および後述する第３実施形態において、第１実施形態と同一構成要素には同一符号を付し、重複した説明は省略する。 Second Embodiment
Next, a hydraulic drive system 1B according to a second embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. In the present embodiment and the third embodiment to be described later, the same components as those of the first embodiment are denoted by the same reference numerals, and duplicate descriptions will be omitted.

本実施形態では、第２ポンプ１４の斜板１５により作動する減圧弁４４が、第１実施形態と逆に、第２ポンプ１４の傾転角が小さくなるほど小さな二次圧を出力する。そして、第１レギュレータ２は、第１ポンプ１１の吐出圧力Ｐ１および第２ポンプ１４の吐出圧力Ｐ２に減圧弁４４の二次圧が重畳されるように構成されている。 In the present embodiment, the pressure reducing valve 44 operated by the swash plate 15 of the second pump 14 outputs a smaller secondary pressure as the tilt angle of the second pump 14 becomes smaller, contrary to the first embodiment. The first regulator 2 is configured such that the secondary pressure of the pressure reducing valve 44 is superimposed on the discharge pressure P1 of the first pump 11 and the discharge pressure P2 of the second pump 14.

具体的に、第１レギュレータ２には、図１に示す相殺ピストン３９が設けられていない代わりに、馬力制御ピストン３６用の４つの受圧室３７が形成されている。４つの受圧室３７のうちの３つは第１実施形態と同様であるが、残りの受圧室３７は、二次圧ライン４６により減圧弁４４と接続されている。つまり、馬力制御ピストン３６には、第１ポンプ１１の吐出圧力Ｐ１、第２ポンプ１４の吐出圧力Ｐ２および電磁比例弁４１の二次圧に加え、減圧弁４４の二次圧も作用する。 Specifically, instead of the offset piston 39 shown in FIG. 1 being provided in the first regulator 2, four pressure receiving chambers 37 for the horsepower control piston 36 are formed. Three of the four pressure receiving chambers 37 are the same as in the first embodiment, but the remaining pressure receiving chambers 37 are connected to the pressure reducing valve 44 by the secondary pressure line 46. That is, in addition to the discharge pressure P1 of the first pump 11, the discharge pressure P2 of the second pump 14, and the secondary pressure of the solenoid proportional valve 41, the secondary pressure of the pressure reducing valve 44 acts on the horsepower control piston 36.

本実施形態でも、第１実施形態と同様の効果を得ることができる。 Also in this embodiment, the same effect as that of the first embodiment can be obtained.

（第３実施形態）
次に、図３を参照して、本発明の第３実施形態に係る油圧駆動システム１Ｃを説明する。 Third Embodiment
Next, a hydraulic drive system 1C according to a third embodiment of the present invention will be described with reference to FIG.

本実施形態では、第１レギュレータ２に、馬力制御ピストン３６用の１つの受圧室３７しか形成されていない。この受圧室３７は、共通ライン４７により電磁比例弁４１と接続されている。また、第１供給ライン１３には、第１ポンプ１１の吐出圧力Ｐ１を計測する圧力計７１が設けられており、第２供給ライン１６には、第２ポンプ１４の吐出圧力Ｐ２を計測する圧力計７２が設けられている。 In the present embodiment, only one pressure receiving chamber 37 for the horsepower control piston 36 is formed in the first regulator 2. The pressure receiving chamber 37 is connected to the solenoid proportional valve 41 by a common line 47. Further, a pressure gauge 71 for measuring the discharge pressure P1 of the first pump 11 is provided in the first supply line 13, and a pressure at which the discharge pressure P2 of the second pump 14 is measured is provided in the second supply line 16. A total of 72 is provided.

電磁比例弁４１は、圧力計７１，７２で計測される吐出圧力Ｐ１，Ｐ２に基づいてコントローラ（図示せず）によって制御される。これにより、第１レギュレータ２が、第１ポンプ１１の吐出圧力Ｐ１および第２ポンプ１４の吐出圧力Ｐ２に応じた馬力制御を行う。 The solenoid proportional valve 41 is controlled by a controller (not shown) based on the discharge pressures P1, P2 measured by the pressure gauges 71, 72. Thereby, the first regulator 2 performs horsepower control according to the discharge pressure P1 of the first pump 11 and the discharge pressure P2 of the second pump 14.

さらに、本実施形態でも、第１レギュレータ２が、第２ポンプ１４の傾転角が小さくなるほど、第１ポンプ１１の馬力制御における第２ポンプ１４の吐出圧力Ｐ２の影響を小さくするように構成されている。 Furthermore, in the present embodiment as well, the first regulator 2 is configured to reduce the influence of the discharge pressure P2 of the second pump 14 in the horsepower control of the first pump 11 as the tilt angle of the second pump 14 becomes smaller. ing.

本実施形態では、図１および図２に示す減圧弁４４の代わりに、第２ポンプ１４の傾転角を検出するセンサ７３が設けられている。センサ７３は、斜板１５の角度を計測する角度センサであってもよいし、基準位置から斜板１５上の特定位置までの距離を計測する距離センサであってもよい。 In the present embodiment, a sensor 73 for detecting the tilt angle of the second pump 14 is provided instead of the pressure reducing valve 44 shown in FIGS. 1 and 2. The sensor 73 may be an angle sensor that measures the angle of the swash plate 15, or may be a distance sensor that measures the distance from a reference position to a specific position on the swash plate 15.

そして、センサ７３で検出される第２ポンプ１４の傾転角が変化すると、コントローラ（図示せず）が、電磁比例弁４１へ送給する指令電流を演算する際に、その傾転角を使って第２ポンプ１４の吐出圧力Ｐ２を補正する。 Then, when the tilt angle of the second pump 14 detected by the sensor 73 changes, the controller (not shown) uses the tilt angle when calculating the command current to be supplied to the solenoid proportional valve 41. The discharge pressure P2 of the second pump 14 is corrected.

なお、本実施形態では、第１ポンプ１１の吐出圧力Ｐ１および第２ポンプ１４の吐出圧力Ｐ２を圧力計７１，７２で計測しているが、第１および第２実施形態と同様に、第１ポンプ１１の吐出圧力Ｐ１および第２ポンプ１４の吐出圧力Ｐ２を馬力制御ピストン３６に作用させてもよい。 In the present embodiment, the discharge pressure P1 of the first pump 11 and the discharge pressure P2 of the second pump 14 are measured by the pressure gauges 71 and 72, but as in the first and second embodiments, the first embodiment The discharge pressure P1 of the pump 11 and the discharge pressure P2 of the second pump 14 may be applied to the horsepower control piston 36.

さらに、その構成に加えて、センサ７３の代わりに、第１および第２実施形態と同様に減圧弁４４が用いられれば、第２ポンプ１４の傾転角に応じて変化する減圧弁４４の二次圧を利用して、馬力制御における第２ポンプ１４の吐出圧力Ｐ２の影響を機械的に小さくすることができる。従って、信頼性の高い油圧駆動システムを実現できる。 Furthermore, if the pressure reducing valve 44 is used in place of the sensor 73 in the same manner as the first and second embodiments in addition to the configuration, two pressure reducing valves 44 that change according to the tilt angle of the second pump 14 The secondary pressure can be used to mechanically reduce the influence of the discharge pressure P2 of the second pump 14 in the horsepower control. Therefore, a highly reliable hydraulic drive system can be realized.

（その他の実施形態）
本発明は上述した第１〜第３実施形態に限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲で種々の変形が可能である。 (Other embodiments)
The present invention is not limited to the above-described first to third embodiments, and various modifications can be made without departing from the scope of the present invention.

例えば、第１レギュレータ２は、第１ポンプ１１に関係する監視信号に応じた流量制御を行ってもよい。具体的には、第１および第２実施形態において、第１レギュレータ２が、操作弁から出力されるパイロット圧力やネガティブコントロール圧などの流量制御圧が作用し、スプール３５を流量減少方向に押圧する流量制御ピストンを含んでもよい。 For example, the first regulator 2 may perform flow control in accordance with the monitoring signal related to the first pump 11. Specifically, in the first and second embodiments, the first regulator 2 exerts a flow control pressure such as a pilot pressure or a negative control pressure output from the operation valve to press the spool 35 in the flow reduction direction. A flow control piston may be included.

また、第２レギュレータ５は、必ずしも馬力制御弁６４および流量制御弁６３を含む必要はなく、第１レギュレータ２と同様に構成されていてもよい。例えば、第２レギュレータ５は、サーボピストン３１、切換弁３３および馬力制御ピストン３６を含んでもよい。すなわち、第２レギュレータ５は、第１ポンプ１１の吐出圧力Ｐ１および第２ポンプ１４の吐出圧力Ｐ２に応じた馬力制御を行ってもよい。さらに、第２レギュレータ５は、馬力制御ピストン３６に加え、上述した流量制御ピストンを含んでもよい。 Further, the second regulator 5 does not necessarily have to include the horsepower control valve 64 and the flow control valve 63, and may be configured in the same manner as the first regulator 2. For example, the second regulator 5 may include a servo piston 31, a switching valve 33 and a horsepower control piston 36. That is, the second regulator 5 may perform horsepower control according to the discharge pressure P1 of the first pump 11 and the discharge pressure P2 of the second pump 14. Furthermore, in addition to the horsepower control piston 36, the second regulator 5 may include the flow control piston described above.

さらに、第２レギュレータ５は、必ずしも馬力制御と流量制御の双方を行う必要はなく、どちらか一方のみを行ってもよい。あるいは、第２レギュレータ５は、第１ポンプ１１の吐出圧力Ｐ１が閾値以上となったときに、第２ポンプ１４の傾転角を最小とするカットオフ制御を行ってもよい。 Furthermore, the second regulator 5 does not necessarily have to perform both the horsepower control and the flow rate control, and may perform only one of them. Alternatively, the second regulator 5 may perform cut-off control to minimize the tilting angle of the second pump 14 when the discharge pressure P1 of the first pump 11 becomes equal to or higher than the threshold.

また、第１ポンプ１１は、２つの吐出口を有するスプリットポンプであってもよい。さらに、第１〜第３ポンプ１１，１４，１７に加えて、第１ポンプ１１と同一の構成の第４ポンプが設けられていてもよい。 The first pump 11 may be a split pump having two discharge ports. Furthermore, in addition to the first to third pumps 11, 14, 17, a fourth pump having the same configuration as the first pump 11 may be provided.

１Ａ〜１Ｃ油圧駆動システム
１１第１ポンプ
１２斜板
１４第２ポンプ
１５斜板
２第２レギュレータ
３１サーボピストン
３３切換弁
３４スリーブ
３５スプール
３６馬力制御ピストン
３８相殺ピストン
４４減圧弁
５第２レギュレータ
６１駆動ピストン
６３流量制御弁
６４馬力制御弁
1A to 1C Hydraulic drive system 11 first pump 12 swash plate 14 second pump 15 swash plate 2 second regulator 31 servo piston 33 switching valve 34 sleeve 35 spool 36 horsepower control piston 38 counteracting piston 44 pressure reducing valve 5 second regulator 61 drive Piston 63 flow control valve 64 horsepower control valve

Claims

傾転角に応じた流量の作動油を吐出する第１ポンプと、
傾転角に応じた流量の作動油を吐出する第２ポンプと、
前記第１ポンプの傾転角を調整する第１レギュレータであって、前記第１ポンプおよび前記第２ポンプの吐出圧力に応じた馬力制御を行う第１レギュレータと、
前記第２ポンプの傾転角を調整する第２レギュレータであって、少なくとも前記第２ポンプの吐出圧力に応じた馬力制御を行うとともに監視信号に応じた流量制御を行う第２レギュレータと、を備え、
前記第１レギュレータは、前記第２ポンプの傾転角が小さくなるほど、前記第１ポンプの馬力制御における前記第２ポンプの吐出圧力の影響を小さくするように構成されており、
前記第２ポンプは、当該第２ポンプの傾転角を規定する斜板を有し、
前記第２レギュレータは、前記第２ポンプの斜板を流量減少方向に押圧する駆動ピストンと、前記第２ポンプの吐出圧力および前記監視信号に基づいて前記駆動ピストンに作用する圧力を調整する流量制御弁と、前記第２ポンプの斜板と連結された、前記第２ポンプの吐出圧力に基づいて前記流量制御弁へ出力する圧力を調整する馬力制御弁と、を含む、油圧駆動システム。 A first pump that discharges hydraulic oil at a flow rate corresponding to the tilt angle;
A second pump that discharges hydraulic oil at a flow rate corresponding to the tilt angle;
A first regulator for adjusting a tilt angle of the first pump, the first regulator performing horsepower control according to discharge pressures of the first pump and the second pump;
A second regulator for adjusting a tilt angle of the second pump, the second regulator performing horsepower control according to at least a discharge pressure of the second pump and performing flow control according to a monitoring signal ,
The first regulator is configured to reduce the influence of the discharge pressure of the second pump in the horsepower control of the first pump as the tilting angle of the second pump decreases .
The second pump has a swash plate that defines a tilt angle of the second pump.
The second regulator controls the pressure acting on the drive piston based on the drive piston that presses the swash plate of the second pump in the flow rate decreasing direction, the discharge pressure of the second pump, and the monitoring signal. A hydraulic drive system comprising: a valve; and a horsepower control valve connected to a swash plate of the second pump for adjusting a pressure output to the flow control valve based on a discharge pressure of the second pump .

前記監視信号は、第２ポンプから作動油が供給される油圧アクチュエータの負荷圧力である、請求項１に記載の油圧駆動システム。 The hydraulic drive system according to claim 1 , wherein the monitoring signal is a load pressure of a hydraulic actuator supplied with hydraulic fluid from a second pump.

前記第２ポンプは、当該第２ポンプの傾転角を規定する斜板を有し、
前記斜板により作動する減圧弁をさらに備え、
前記第１ポンプの吐出圧力、前記第２ポンプの吐出圧力および前記減圧弁の二次圧が前記第１レギュレータに導かれる、請求項１または２に記載の油圧駆動システム。 The second pump has a swash plate that defines a tilt angle of the second pump.
It further comprises a pressure reducing valve operated by the swash plate,
The discharge pressure of the first pump, the secondary pressure of the discharge pressure and the pressure reducing valve of the second pump is guided to the first regulator, the hydraulic drive system according to claim 1 or 2.

傾転角に応じた流量の作動油を吐出する第１ポンプと、
傾転角に応じた流量の作動油を吐出する第２ポンプと、
前記第１ポンプの傾転角を調整する第１レギュレータであって、前記第１ポンプおよび前記第２ポンプの吐出圧力に応じた馬力制御を行う第１レギュレータと、
前記第２ポンプの傾転角を調整する第２レギュレータと、を備え、
前記第１レギュレータは、前記第２ポンプの傾転角が小さくなるほど、前記第１ポンプの馬力制御における前記第２ポンプの吐出圧力の影響を小さくするように構成されており、
前記第２ポンプは、当該第２ポンプの傾転角を規定する斜板を有し、
前記斜板により作動する減圧弁をさらに備え、
前記第１ポンプの吐出圧力、前記第２ポンプの吐出圧力および前記減圧弁の二次圧が前記第１レギュレータに導かれ、
前記減圧弁は、前記第２ポンプの傾転角が小さくなるほど大きな二次圧を出力し、
前記第１レギュレータは、前記第１ポンプの吐出圧力および前記第２ポンプの吐出圧力から前記減圧弁の二次圧が相殺されるように構成されている、油圧駆動システム。 A first pump that discharges hydraulic oil at a flow rate corresponding to the tilt angle;
A second pump that discharges hydraulic oil at a flow rate corresponding to the tilt angle;
A first regulator for adjusting a tilt angle of the first pump, the first regulator performing horsepower control according to discharge pressures of the first pump and the second pump;
And a second regulator for adjusting the tilt angle of the second pump.
The first regulator is configured to reduce the influence of the discharge pressure of the second pump in the horsepower control of the first pump as the tilting angle of the second pump decreases.
The second pump has a swash plate that defines a tilt angle of the second pump.
It further comprises a pressure reducing valve operated by the swash plate,
The discharge pressure of the first pump, the discharge pressure of the second pump, and the secondary pressure of the pressure reducing valve are led to the first regulator,
The pressure reducing valve outputs a larger secondary pressure as the tilting angle of the second pump decreases.
Wherein the first regulator, the secondary pressure of the pressure reducing valve from a discharge pressure of the first discharge pressure and the second pump pumps is configured to be offset, hydraulic driving system.

傾転角に応じた流量の作動油を吐出する第１ポンプと、
傾転角に応じた流量の作動油を吐出する第２ポンプと、
前記第１ポンプの傾転角を調整する第１レギュレータであって、前記第１ポンプおよび前記第２ポンプの吐出圧力に応じた馬力制御を行う第１レギュレータと、
前記第２ポンプの傾転角を調整する第２レギュレータと、を備え、
前記第１レギュレータは、前記第２ポンプの傾転角が小さくなるほど、前記第１ポンプの馬力制御における前記第２ポンプの吐出圧力の影響を小さくするように構成されており、
前記第２ポンプは、当該第２ポンプの傾転角を規定する斜板を有し、
前記斜板により作動する減圧弁をさらに備え、
前記第１ポンプの吐出圧力、前記第２ポンプの吐出圧力および前記減圧弁の二次圧が前記第１レギュレータに導かれ、
前記減圧弁は、前記第２ポンプの傾転角が小さくなるほど小さな二次圧を出力し、
前記第１レギュレータは、前記第１ポンプの吐出圧力および前記第２ポンプの吐出圧力に前記減圧弁の二次圧が重畳されるように構成されている、油圧駆動システム。 A first pump that discharges hydraulic oil at a flow rate corresponding to the tilt angle;
A second pump that discharges hydraulic oil at a flow rate corresponding to the tilt angle;
A first regulator for adjusting a tilt angle of the first pump, the first regulator performing horsepower control according to discharge pressures of the first pump and the second pump;
And a second regulator for adjusting the tilt angle of the second pump.
The first regulator is configured to reduce the influence of the discharge pressure of the second pump in the horsepower control of the first pump as the tilting angle of the second pump decreases.
The second pump has a swash plate that defines a tilt angle of the second pump.
It further comprises a pressure reducing valve operated by the swash plate,
The discharge pressure of the first pump, the discharge pressure of the second pump, and the secondary pressure of the pressure reducing valve are led to the first regulator,
The pressure reducing valve outputs a smaller secondary pressure as the tilting angle of the second pump decreases.
Wherein the first regulator, the secondary pressure of the pressure reducing valve to the discharge pressure of the discharge pressure of the first pump and the second pump is configured to overlap, hydraulic driving system.

前記第１ポンプは、当該第１ポンプの傾転角を規定する斜板を有し、
前記第１レギュレータは、前記第１ポンプの斜板に連結された、小径側の一端に前記第１ポンプの吐出圧力が作用するサーボピストンと、前記サーボピストンの大径側の他端に作用する圧力を調整する切換弁であって、前記サーボピストンと連結されたスリーブおよび前記スリーブに収容されたスプールを有する切換弁と、前記スプールを流量減少方向に押圧する馬力制御ピストンであって、前記第１ポンプの吐出圧力および前記第２ポンプの吐出圧力が作用する馬力制御ピストンと、前記スプールを流量増加方向に押圧する相殺ピストンであって、前記減圧弁の二次圧が作用する相殺ピストンと、を含む、請求項４に記載の油圧駆動システム。 The first pump has a swash plate that defines a tilt angle of the first pump,
The first regulator is connected to a swash plate of the first pump, and acts on a servo piston in which the discharge pressure of the first pump acts on one end on the small diameter side and the other end on the large diameter side of the servo piston A switching valve for adjusting pressure, comprising: a sleeve connected to the servo piston; a switching valve having a spool housed in the sleeve; and a horsepower control piston for pressing the spool in a flow reduction direction, (1) A horsepower control piston on which a discharge pressure of one pump and a discharge pressure of the second pump act, and an offset piston which presses the spool in a flow rate increasing direction, the offset piston on which a secondary pressure of the pressure reducing valve acts; The hydraulic drive system according to claim 4 , comprising

前記第１ポンプは、当該第１ポンプの傾転角を規定する斜板を有し、
前記第１レギュレータは、前記第１ポンプの斜板に連結された、小径側の一端に前記第１ポンプの吐出圧力が作用するサーボピストンと、前記サーボピストンの大径側の他端に作用する圧力を調整する切換弁であって、前記サーボピストンと連結されたスリーブおよび前記スリーブに収容されたスプールを有する切換弁と、前記スプールを流量減少方向に押圧する馬力制御ピストンであって、前記第１ポンプの吐出圧力、前記第２ポンプの吐出圧力および前記減圧弁の二次圧が作用する馬力制御ピストンと、を含む、請求項５に記載の油圧駆動システム。 The first pump has a swash plate that defines a tilt angle of the first pump,
The first regulator is connected to a swash plate of the first pump, and acts on a servo piston in which the discharge pressure of the first pump acts on one end on the small diameter side and the other end on the large diameter side of the servo piston A switching valve for adjusting pressure, comprising: a sleeve connected to the servo piston; a switching valve having a spool housed in the sleeve; and a horsepower control piston for pressing the spool in a flow reduction direction, The hydraulic drive system according to claim 5 , comprising: a horsepower control piston on which a discharge pressure of one pump, a discharge pressure of the second pump and a secondary pressure of the pressure reducing valve act.