JPS5849722B2 - fluid equipment - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 本発明は流体装置に関し、詳しくは、アクテユエータに
作用する負荷が変動しても、常に負荷に要する動力より
若干大きい動力しか発生しないように、圧力補償弁の二
次圧でポンプ吐出し量を制御して省エネルギーを図り得
る制御機能と、前記動力が原動機の馬力許容限をオーバ
する傾向になったときコントロール弁の二次圧でポンプ
吐出し量を調整する定馬力制御機能とを備えたことを特
徴とする流体装置に関するものである。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION The present invention relates to a fluid device, and more particularly, the present invention relates to a fluid device, and more particularly, the secondary pressure of a pressure compensation valve is adjusted so that even if the load acting on an actuator changes, only a power slightly larger than the power required for the load is always generated. A control function that can save energy by controlling the pump discharge amount with the control valve, and a constant horsepower control that adjusts the pump discharge amount with the secondary pressure of the control valve when the power tends to exceed the permissible horsepower limit of the prime mover. The present invention relates to a fluid device characterized by having the following functions.

従来、アクテユエータを作動させる流体回路において、
圧力補償を行なう手段として一般に流量調整弁が使用さ
れている。Conventionally, in a fluid circuit that operates an actuator,
A flow regulating valve is generally used as a means for pressure compensation.

しかしながら、該流量調整弁は、該弁の下流側の流量及
び圧力をアクチュエータ及び負荷の要求量に対応するよ
うには制御するものの、その上流側つまりポンプの吐出
し量及び吐出圧力まで制御するような機能は備えていな
い。However, although the flow rate regulating valve controls the flow rate and pressure on the downstream side of the valve to correspond to the required amount of the actuator and load, it also controls the upstream side, that is, the discharge amount and discharge pressure of the pump. It does not have any functions.

このため、前記流量調整弁の上流側には大量の余剰流量
並びに余剰圧力が発生する。Therefore, a large amount of surplus flow and surplus pressure are generated upstream of the flow rate regulating valve.

これら余剰流量並びに余剰圧力は主流体回路の安全許容
限に対応した極めて大きい設定圧のリリーフ弁を介して
処理する如くしているが、斯る構造では極めて大きい動
力損失は免れない。Although these surplus flow rates and surplus pressures are handled through a relief valve with an extremely large set pressure that corresponds to the safety tolerance limit of the main fluid circuit, such a structure inevitably results in extremely large power loss.

つまり、前述の従来例ではポンプ吐出圧力Ｐが常にリリ
ーフ弁設定圧にセットされている関係上、ポンプが発生
する動力は、リリーフ弁設定圧×ポンプ吐出流量であり
、このポンプを駆動する原動機は前記動力に対応する大
形のものが必要である。In other words, in the conventional example described above, the pump discharge pressure P is always set to the relief valve setting pressure, so the power generated by the pump is the relief valve setting pressure x pump discharge flow rate, and the prime mover that drives this pump is A large-sized device that can accommodate the above-mentioned power is required.

しかし、実際にアクテユエータに供給される流量並びに
負荷を作動させるのに費される圧力はそれよりも小さい
のが普通であり、ポンプ発生動力を有効に利用していな
い。However, the flow rate actually supplied to the actuator and the pressure used to operate the load are usually smaller than this, and the power generated by the pump is not used effectively.

従って、如何に大きな損失があるかということがよく解
る。Therefore, it is easy to understand how big a loss there is.

また、前記の如き従来例の制御によると、良好なる回路
効率及び回路各要素の長期耐久性を望めないし、原動機
並びにタンクの小形化も望めない。Further, with the conventional control as described above, it is not possible to achieve good circuit efficiency and long-term durability of each circuit element, and it is not possible to achieve a reduction in the size of the prime mover and the tank.

その上、リリーフ作用による流体の発熱量も極めて大き
く、従って大形のクーラを設置しなげればならない欠点
がある。Furthermore, the amount of heat generated by the fluid due to the relief effect is extremely large, and therefore a large cooler must be installed.

本発明は上記の点に鑑み、単に流量調整可変オリフイス
の開度な調整するのみで、ポンプ吐出し量は前記オリフ
ィス開度と比例的に対応してアクチュエータが要求しな
い余分な流量をポンプから吐出させないようにすると共
に、負荷が要求しない余分な圧力をも発生させないよう
にし、さらに前記の如く制御された吐出し量と吐出圧力
との積が仮りに使用する原動機馬力よりも大きくなる傾
向になったときは、ポンプ吐出し量を前記比例制御とは
無関係に低減させて原動機の過負荷を防止してエンジン
ストップを防止することができ、さらにポンプ全体をコ
ンパクトにできるうえ、流量増大方向への応答を迅速に
行なうようにしたものである。In view of the above points, the present invention merely adjusts the opening degree of the variable flow rate adjustment orifice, and the pump discharge amount corresponds proportionally to the orifice opening degree, so that the pump discharges an extra flow rate that is not required by the actuator. In addition, the product of the controlled discharge amount and the discharge pressure as described above tends to be larger than the horsepower of the prime mover to be used. When this occurs, the pump discharge amount can be reduced independently of the proportional control described above to prevent overload of the prime mover and engine stoppage. Furthermore, the entire pump can be made more compact, and it is possible to This is to ensure a quick response.

本発明の構成は、吐出量可変流体ポンプに連結した主流
体流通回路に流量調整可変オリフィスを介設すると共に
、前記流体ポンプの吐出量可変制御要素に差圧ピストン
を連結し、該差圧ピストンの小径部に流体ポンプの吐出
圧力を作用させ、該ピストンの大径部に制御圧力を作用
させるようにした流体装置であって、前記可変オリフィ
ス前後の圧力変化に応じて変動するスプールによって、
前記差圧ピストンの大径部を、二次圧通路とタンクとに
切換自在になして、前記可変オリフィス前後の差圧を一
定に保持する圧力補償弁と、プランジャの一端側に流体
ポンプの吐出圧力を作用させ、他端側に前記吐出圧力に
対抗する押圧体の押圧カを作用させ、前記吐出圧力の変
化に応じて変動する前記プランジャによって、前記二次
圧通路を、前記主流体流通回路とタンクとに切換自在に
なす一方、前記差圧ピストンに固定した連結部材を流体
ポンプの吐出量可変制御要素に連結すると共に前記連結
部材に吐出量可変制御要素と同調的に変位するカムを設
けて、該カムで前記押圧体の荷重を制御すべくなして前
記流体ポンプの吐出圧力と吐出し量との積を一定に保持
するコントロール弁とによって、前記差圧ピストンの大
径部に作用させる前記制御圧力を調整する如く成したも
のである。The configuration of the present invention is such that a variable flow rate adjustment orifice is interposed in a main fluid circulation circuit connected to a variable discharge volume fluid pump, a differential pressure piston is connected to a variable discharge volume control element of the fluid pump, and the differential pressure piston is connected to a variable discharge volume control element of the fluid pump. A fluid device in which a discharge pressure of a fluid pump is applied to a small diameter portion of the piston, and a control pressure is applied to a large diameter portion of the piston, the spool varying according to pressure changes before and after the variable orifice,
A pressure compensating valve that maintains a constant pressure difference before and after the variable orifice by making the large diameter portion of the differential pressure piston switchable between a secondary pressure passage and a tank, and a fluid pump discharge at one end of the plunger. Pressure is applied, a pressing force of a pressing body opposing the discharge pressure is applied to the other end side, and the plunger, which changes according to the change in the discharge pressure, connects the secondary pressure passage to the main fluid circulation circuit. and a tank, the connecting member fixed to the differential pressure piston is connected to a variable discharge amount control element of the fluid pump, and the connecting member is provided with a cam that is displaced synchronously with the variable discharge amount control element. and a control valve that maintains the product of the discharge pressure and discharge amount of the fluid pump constant in order to control the load of the pressing body with the cam, which acts on the large diameter portion of the differential pressure piston. The control pressure is adjusted.

以下、本発明の一実施例を第１図に基づき説明する。An embodiment of the present invention will be described below with reference to FIG.

該実施例は流体の動力発生部Ｃと、４ポート形の流量方
向制御弁Ｄと、圧力補償弁Ｅと、流体ポンブ１の吐出圧
力と吐出し量との積を一定に保持する定馬力用のコント
ロール弁Ｆとによって構成している。This embodiment includes a fluid power generating section C, a 4-port flow direction control valve D, a pressure compensation valve E, and a constant horsepower pump that maintains the product of the discharge pressure and discharge amount of the fluid pump 1 constant. control valve F.

上記の動力発生部Ｃは、トラニオン軸３に軸支した吐出
量可変制御要素２の作動により吐出量を常に最大値に維
持しようとする特性をもたせた吐出量可変流体ポンプ１
を備えており、該ポンプ１は原動機（図示せず）と連結
している。The above-mentioned power generating section C includes a variable discharge fluid pump 1 having a characteristic of always maintaining the discharge at a maximum value by operating a variable discharge control element 2 pivotally supported on a trunnion shaft 3.
The pump 1 is connected to a prime mover (not shown).

一方、流量方向制御弁Ｄはハウジング１１に形成したＡ
ポー｝ＡとＢポー｝Ｂとの間にアクテユエータ５０を接
続すると共に、ＴポートＴにタンク７ｂを接続し、さら
に該ハウジング１１のポンプポー｝Ｐと前記流体ポンプ
１とを配管を介して連結して、該流体ポンプ１の吐出口
からアクテユエータ５０を介して前記タンク７ｂに至る
通路に主流体流通回路８を形成し、この主流体流通回路
８に流量調整可変オリフィス４９を介設している。On the other hand, the flow direction control valve D is formed in the housing 11.
An actuator 50 is connected between the ports }A and B, and a tank 7b is connected to the T port T, and the pump port }P of the housing 11 and the fluid pump 1 are connected via piping. A main fluid circulation circuit 8 is formed in a passage from the discharge port of the fluid pump 1 to the tank 7b via the actuator 50, and a variable flow rate adjustment orifice 49 is interposed in the main fluid circulation circuit 8.

さらに、前記流量方向制御弁Ｄはスピンドル１０を中立
位置においたとき中央のランド１２が主流体流通回路８
０両側に形成したパイロットポート１ ３， １ ３に
オーバラップすると共に、前記パイロットポート１３，
１３に連通するフィードバック通路１４を前記スピンド
ル１ｏに形成したベント開閉部１５を介してタンク７ｂ
に連通せしめる如くしている。Furthermore, when the spindle 10 is placed in the neutral position, the flow rate directional control valve D has a central land 12 that is connected to the main fluid circulation circuit 8.
The pilot ports 13, 13 overlap the pilot ports 13, 13 formed on both sides of the pilot port 13,
A feedback passage 14 communicating with the tank 7b is connected to the tank 7b through a vent opening/closing part 15 formed in the spindle 1o.
I am trying to communicate with them.

また、前記コントロール弁Ｆは流体ポンプ１の吐出圧力
の変化に応じて変動するプランジャ３ｏをハウジング３
１内に設置し、該プランジャ３０の一端に前記主流体流
通回路８と分岐回路４２を介して連通ずるパイロット室
３７を形成しており、該パイロット室３７から分岐した
一次圧通路３８を後記する差圧ピストン４の小径部６の
一端に連通している。The control valve F also connects the plunger 3o to the housing 3, which changes according to changes in the discharge pressure of the fluid pump 1.
A pilot chamber 37 is formed at one end of the plunger 30 and communicates with the main fluid circulation circuit 8 via a branch circuit 42, and a primary pressure passage 38 branching from the pilot chamber 37 will be described later. It communicates with one end of the small diameter portion 6 of the differential pressure piston 4.

ここで、前記差圧ピストン４は小径部６と大径部９とを
有すると共に、同ピストン４は前記流体ポンプ１の吐出
量可変制御要素２に連結したものである。Here, the differential pressure piston 4 has a small diameter portion 6 and a large diameter portion 9, and the piston 4 is connected to the discharge amount variable control element 2 of the fluid pump 1.

さらに、前記プランジャ３０に形成したランド３９は通
常一次圧通路３８と二次圧通路４１とを連通させ、プラ
ンジャ３０が右動したとき二次圧通路４１とタンク７ａ
とを連通させる如き切換機能を有している。Furthermore, the land 39 formed on the plunger 30 normally communicates the primary pressure passage 38 and the secondary pressure passage 41, and when the plunger 30 moves to the right, the secondary pressure passage 41 and the tank 7a
It has a switching function that allows communication between the two.

また、前記プランジャ３０は他端に形成したスプリング
室３２に抑圧体３３（本実施例では該押圧体３３として
スプリングを用いている。Further, the plunger 30 has a pressing body 33 (in this embodiment, a spring is used as the pressing body 33) in a spring chamber 32 formed at the other end.

）を設げており、該押圧体３３の一端にはプッシュロッ
ド３４を介して回転形のカム３５を添接せしめている。), and a rotary cam 35 is attached to one end of the pressing body 33 via a push rod 34.

該カム３５０局面形状は第２図の馬力曲線と対応するよ
うに形成しており、前記吐出量可変制御要素２が最大傾
斜角のとき押圧体３３の荷重を最も小さく保持する如く
該カム３５のレバ一部分を前記差圧ピストン４に固定し
た連結部材３６を介して前記吐出量可変制御要素２の一
端に連結している。The contour shape of the cam 350 is formed so as to correspond to the horsepower curve shown in FIG. A portion of the lever is connected to one end of the variable discharge amount control element 2 via a connecting member 36 fixed to the differential pressure piston 4.

一方、前記圧力補償弁Ｅは前記可変オリフィス４９前後
の差圧を一定に保持するものであって、該弁Ｅはハウジ
ング２１内にスプール２０を設置し、該スプール２０の
一端のパイロット室２３を前記コントロール弁Ｆのパイ
ロット室３７と分岐回路４２を介して連通せしめている
。On the other hand, the pressure compensating valve E maintains the differential pressure before and after the variable orifice 49 constant, and the valve E has a spool 20 installed in the housing 21 and a pilot chamber 23 at one end of the spool 20. It is communicated with the pilot chamber 37 of the control valve F via a branch circuit 42.

ここで、前記スプール２０は前記可変オリフィス４９前
後の圧力変化に応じて変動するものである。Here, the spool 20 changes according to pressure changes before and after the variable orifice 49.

さらに、前記スプール２０に形成したランド２４のコー
ナに形成した圧力制御可変オリフイス２５ぱ通常前記二
次圧通路４１と三次圧通路２６とを連通させ、該オリフ
ィス２５が封鎖されたとき三次圧通路２６とタンク７ｃ
とを連通させる如き切換機能を有しており、前記三次圧
通路２６は前記差圧ピストン４０大径部９に形成したス
プリング室２７に連通している。Further, a pressure control variable orifice 25 formed at the corner of the land 24 formed on the spool 20 normally communicates the secondary pressure passage 41 with the tertiary pressure passage 26, and when the orifice 25 is blocked, the tertiary pressure passage 26 and tank 7c
The tertiary pressure passage 26 communicates with a spring chamber 27 formed in the large diameter portion 9 of the differential pressure piston 40.

また、前記スプール２０の他端に形成した背圧室２８に
スプリング２９を設置すると共に、該背圧室２８に前記
フィードバック通路１４を接続している。Further, a spring 29 is installed in a back pressure chamber 28 formed at the other end of the spool 20, and the feedback passage 14 is connected to the back pressure chamber 28.

次に、上記の如く構成した流体装置の作用を説明する。Next, the operation of the fluid device configured as described above will be explained.

第１図は流量方向制御弁Ｄのスピンドル１０を変位させ
た状態を示しているが、該スピンドル１０を中立にして
アクチュエータ５０に流体を供給していない場合にも、
下記の如く流体ポンプ１から余分な動力を発生させない
ような制御を行な５ことができる。Although FIG. 1 shows a state in which the spindle 10 of the flow rate directional control valve D is displaced, even when the spindle 10 is in the neutral position and no fluid is supplied to the actuator 50,
Control can be performed to prevent the fluid pump 1 from generating excess power as described below.

すなわち、流体ポンプ１は吐出し量を常に最大値に維持
しようとする特性を備えているから、原動機を駆動する
と同時に流体ポンプ１は流体を最大流量で吐出するが、
スピンドル１０を中立にしていると前記流体は分岐回路
４２の方向に導かれる。That is, since the fluid pump 1 has the characteristic of always trying to maintain the discharge amount at the maximum value, the fluid pump 1 discharges the fluid at the maximum flow rate at the same time as driving the prime mover.
With the spindle 10 in neutral, the fluid is directed in the direction of the branch circuit 42.

この場合スピンドル１０のペン｝Ｉａ部１５は開放して
背圧室２８をタンク７ｂに連通させているため、ポンプ
吐出圧によってスプール２０は右方向に押圧され差圧ピ
ストン４０大径部９側つまりスプリング室２７はタンク
７ｃに開放される。In this case, the Ia section 15 of the spindle 10 is opened to communicate the back pressure chamber 28 with the tank 7b, so the spool 20 is pushed to the right by the pump discharge pressure and the differential pressure piston 40 is blocked on the large diameter section 9 side. Spring chamber 27 is open to tank 7c.

一方、差圧ピストン４の小径部６には一次圧通烙３８を
介して吐出圧が作用しているから、差圧ピストン４は左
方向に変位して吐出量可変制御要素２を傾斜最小角の方
向に操作する。On the other hand, since the discharge pressure is acting on the small diameter portion 6 of the differential pressure piston 4 via the primary pressure inlet 38, the differential pressure piston 4 is displaced to the left and the discharge amount variable control element 2 is moved to the minimum angle of inclination. Operate in the direction of.

このため、ポンプ吐出し量は低減される。Therefore, the pump discharge amount is reduced.

なお、スピンドル１０中立時の制御において、コントロ
ール弁Ｅのプランジャ３０は、ポンプ吐出し量とポンプ
吐出圧との積は所定馬力以下であるためプランジャ３０
は何ら作動せず第２図図示の位置にある。In addition, in the control when the spindle 10 is neutral, the plunger 30 of the control valve E is activated because the product of the pump discharge amount and the pump discharge pressure is less than a predetermined horsepower.
is in the position shown in Figure 2 without any operation.

前記流体ポンプ１が仮りにその吐出し量を完全に止めて
しまうと、スプリング５は吐出量可変制御要素２を再び
傾斜最大角の方向に傾斜させて吐出し量を増大させるこ
とになるから、２個のスプリング２９，５力と吐出圧力
とがバランスするように流体ポンプ１の吐出し量は自動
的に制御される。If the fluid pump 1 completely stops its discharge amount, the spring 5 will tilt the discharge amount variable control element 2 again in the direction of the maximum angle of inclination to increase the discharge amount. The discharge amount of the fluid pump 1 is automatically controlled so that the force of the two springs 29, 5 and the discharge pressure are balanced.

斯る制御状態を参考までに図面で示すと、スピンドル１
０が中立のときは吐出圧力は第２図におけるＰＬ線に保
たれ該ＰＬ線の範囲内での圧力損失だけにしか過ぎない
。For reference, this control state is shown in the drawing as follows: Spindle 1
When 0 is neutral, the discharge pressure is maintained at the PL line in FIG. 2, and there is only a pressure loss within the range of the PL line.

また同状態における吐出し量は第３図におけるＱＬ線に
保たれ該ＱＬ線の範囲内での損失量に過ぎないものであ
る。Further, the discharge amount in the same state is maintained at the QL line in FIG. 3, and the amount of loss is only within the range of the QL line.

次に第１図に示す如くスピンドル１０を変位させてアク
チュエータ５０に流体を供給し始めた場合の制御につい
て説明する。Next, control when the spindle 10 is displaced and fluid starts to be supplied to the actuator 50 as shown in FIG. 1 will be described.

すなわち、スピンドル１０を変位させパイロットポート
１３を開放すると共に、ランド１２と主流体流通回路８
０穴壁との間に形成される流量調整可変オリフイス４９
を所定開度に開くと、流体ポンプ１から吐出されている
流体はアクテユエータ５０に供給され始める。That is, the spindle 10 is displaced to open the pilot port 13, and the land 12 and the main fluid circulation circuit 8 are
Variable flow rate adjustment orifice 49 formed between the 0 hole wall
When the valve is opened to a predetermined opening degree, the fluid being discharged from the fluid pump 1 begins to be supplied to the actuator 50.

このため、背圧室２８にはフィードバック通路１４を介
してアクテユエータ５０の負荷Ｗに対応した圧力が作用
し、この結果、下記の如き制御態勢に入る。Therefore, a pressure corresponding to the load W of the actuator 50 acts on the back pressure chamber 28 via the feedback passage 14, and as a result, the following control mode is entered.

すなわち、スプール２０のパイロット室２３側にはポン
プ吐出圧力が作用し、背圧室２８には前記負荷Ｗ圧とス
プリング２９圧とが作用しており、これら相対する力の
うちポンプ吐出圧の方が太きいときは圧カ制御可変オリ
フィス２５の開度を小さくし差圧ピストン４のスプリン
グ室２７内を減圧するので、差圧ピストン４は左動しポ
ンプ吐出し量は減少する。That is, the pump discharge pressure acts on the pilot chamber 23 side of the spool 20, and the load W pressure and the spring 29 pressure act on the back pressure chamber 28, and of these opposing forces, the pump discharge pressure When the pressure is large, the opening degree of the pressure control variable orifice 25 is reduced to reduce the pressure in the spring chamber 27 of the differential pressure piston 4, so the differential pressure piston 4 moves to the left and the pump discharge amount decreases.

このため、吐出圧力も低下する。それとは反対にポンプ
吐出圧の方が小さくなると圧カ制御オリフイス２５は大
きく開いてポンプ吐出し量を増やして吐出圧力を増大さ
せるものである。Therefore, the discharge pressure also decreases. On the contrary, when the pump discharge pressure becomes smaller, the pressure control orifice 25 opens wide to increase the pump discharge amount and the discharge pressure.

しかして、差圧ピストン４０大径部９側には吐出圧カを
減圧した制御圧力が作用するのであって、この制御圧力
を調整することにより流量調整可変オリフイス４９前後
の差圧を一定ならしめるように吐出量可変制御要素２を
制御するのである。Therefore, a control pressure obtained by reducing the discharge pressure acts on the large diameter portion 9 side of the differential pressure piston 40, and by adjusting this control pressure, the differential pressure before and after the variable flow rate adjustment orifice 49 is made constant. The discharge amount variable control element 2 is controlled in this manner.

その結果、流量調整可変オリフィス４９０前後にはスプ
リング２９，５力に対応した差圧が形成され、斯る差圧
は常に一定に保たれるような補償がなされる。As a result, a pressure difference corresponding to the force of the springs 29 and 5 is formed before and after the variable flow rate adjustment orifice 490, and compensation is performed so that this pressure difference is always kept constant.

この結果、アクテユエータ５ｏに対しては流量調整可変
オリフィス４９の開度に対応した流量が常に一定に供給
され、斯る一定供給を行なう上で余剰流量が生じないよ
うに吐出量可変制御要素２が制御される。As a result, a constant flow rate corresponding to the opening degree of the variable flow rate adjustment orifice 49 is always supplied to the actuator 5o, and the discharge rate variable control element 2 is controlled so that no surplus flow rate occurs during such constant supply. controlled.

従って、この場合、流体ポンプ１に設定される吐出し量
は、アクチュエータ５ｏが要求する量と第３図に示した
わずかな損失量とを加算したもののみである。Therefore, in this case, the discharge amount set for the fluid pump 1 is only the amount required by the actuator 5o plus the slight amount of loss shown in FIG.

前記損失量はスプリング２９，５の荷重を小さくしてお
くことによって極めて小さくできるから、ポンプ吐出し
量をほとんどアクチュエータ５ｏの要求量に対応して制
御できるし、また吐出圧カもほとんど負荷Ｗの要求量に
対応させることができる。Since the amount of loss can be made extremely small by keeping the loads of the springs 29 and 5 small, the pump discharge amount can be controlled almost in accordance with the amount required by the actuator 5o, and the discharge pressure can also be controlled almost according to the load W. It can be adapted to the required quantity.

つまり、負荷に要求する動力より若干大きい動力しか発
生しないものである。In other words, it generates only slightly more power than the power required by the load.

なお、上記に説明した制御状態は、その使用動力つまり
ポンプ吐出し量と吐出圧カとの積が原動機馬力よりも小
さい状態での制御である。The control state described above is a state in which the power used, that is, the product of the pump discharge amount and the discharge pressure is smaller than the prime mover horsepower.

すなわち、第２図における馬力曲線の範囲内での制御作
用である。That is, it is a control action within the range of the horsepower curve in FIG.

しかし、前記の使用動カが第２図における馬力曲線を上
回る傾向になった場合、例えば同図においてＱ１ に相
当する吐出し量でアクテユエータ５０を作動させている
状態において、負荷Ｗが異常に増大してポンプ吐出圧カ
がＰ２点よりも大きくなり馬力曲線を越える傾向になる
と、下記の如き制御でもって第２図の矢印の如く吐出し
量を低減させて使用馬カが原動機馬カをオーバしないよ
うにすることができる。However, if the power used tends to exceed the horsepower curve in Figure 2, for example, when the actuator 50 is operating at a discharge amount corresponding to Q1 in the figure, the load W will abnormally increase. When the pump discharge pressure becomes larger than point P2 and tends to exceed the horsepower curve, the following control is used to reduce the discharge amount as shown by the arrow in Figure 2, so that the horse power used exceeds the power of the prime mover. You can prevent it from happening.

すなわち、定馬力用のコントロール弁Ｆにおけるカム３
５は吐出量可変制御要素２と同調的にその回転角を変化
させ、ポンプ吐出量が大きいほど抑圧体３３の荷重を小
さくし、ポンプ吐出量が小さいほど抑圧体３３の荷重を
大きくする。In other words, the cam 3 in the control valve F for constant horsepower
5 changes its rotation angle in synchronism with the discharge amount variable control element 2, so that the larger the pump discharge amount is, the smaller the load on the suppressor 33 is, and the smaller the pump discharge amount is, the larger the load on the suppressor 33 is.

つまり、第２図の馬力曲線で示すように吐出し量が小さ
いほど押圧体３３力は大きな吐出圧カに抗し得る訳であ
る。In other words, as shown by the horsepower curve in FIG. 2, the smaller the discharge amount, the more the force of the pressing body 33 can withstand a large discharge pressure.

このため、吐出し量が大きい場合は比較的小さい吐出圧
力でプランジャ３ｏは右動して差圧ピストン４のスプリ
ング室２１をタンク７ａに開放する。Therefore, when the discharge amount is large, the plunger 3o moves to the right with a relatively small discharge pressure to open the spring chamber 21 of the differential pressure piston 4 to the tank 7a.

このため、差圧ピストン４は左動してポンプ吐出し量を
減少させ、吐出し量が比較的小さい場合は大きい吐出圧
を得ることができるなど、馬力曲線に沿って負荷に感応
して吐出量を調整させて吐出圧力と吐出し量との積を常
に一定に保持する制御を行なうことができるものである
。Therefore, the differential pressure piston 4 moves to the left to reduce the pump discharge amount, and when the discharge amount is relatively small, a large discharge pressure can be obtained. It is possible to perform control such that the product of the discharge pressure and the discharge amount is always kept constant by adjusting the amount.

以上本発明の一実施例を図面に基づき詳述したが、ここ
で重要なことは、大径部９に作用する制御圧力と小径部
６に作用する吐出圧とのバランスによって吐出量可変制
御要素２の傾斜角度を変えているのであるが、本発明で
は制御圧力が大きくなるとポンプ吐出量が増大するよう
に回路を構成していることである。One embodiment of the present invention has been described above in detail based on the drawings, but what is important here is that the discharge amount variable control element is controlled by the balance between the control pressure acting on the large diameter portion 9 and the discharge pressure acting on the small diameter portion 6. In the present invention, the circuit is configured such that the pump discharge amount increases as the control pressure increases.

即ち本発明とは逆に制御圧力が大きくなるとポンプ吐出
量が減少する如く回路を構成することも可能ではあるが
、この場合では吐出量減少時の応答性が良いのに対し、
本願発明では逆に吐出量増大時の応答性が良いことが実
験的に確認されている。That is, contrary to the present invention, it is possible to configure the circuit so that the pump discharge amount decreases as the control pressure increases, but in this case, the responsiveness when the discharge amount decreases is good;
On the contrary, it has been experimentally confirmed that the present invention has good responsiveness when the discharge amount increases.

その理由は、制御圧力を小さくする場合にはスプール２
０によって大径部９とタンク７ｃとを連通ずる通路に抵
抗が生じるため制御圧カを急激に降圧することができな
いのに対して、制御圧カヲ増大スル場合には、仮え抵抗
が生じても、ポンプ吐出圧が直接大径部９に導かれるた
めと考えられているからである。The reason is that when reducing the control pressure, the spool 2
0, resistance is generated in the passage connecting the large diameter portion 9 and the tank 7c, making it impossible to reduce the control pressure rapidly. On the other hand, if the control pressure is increased, temporary resistance is generated. This is also believed to be because the pump discharge pressure is directly guided to the large diameter portion 9.

なお、第１図においてスプリング５は必ずしも必要な要
素ではない。Note that the spring 5 in FIG. 1 is not necessarily a necessary element.

つまり、流体ポンプ１は制御中、差圧ピストン４０面積
差によって吐出量可変制御要素２が常に傾斜最大角の方
向に制御されるから、前記スプリング５は特に重要な働
きをしていない。That is, while the fluid pump 1 is being controlled, the variable discharge amount control element 2 is always controlled in the direction of the maximum angle of inclination due to the area difference of the differential pressure piston 40, so the spring 5 does not have a particularly important function.

しかし、ポンプ主軸の回転を停止しているとき、何らか
の原因で吐出量可変制御要素２が中立に移動することも
考慮しなげればならない。However, it must also be taken into consideration that the variable discharge amount control element 2 may move to the neutral position for some reason when the rotation of the pump main shaft is stopped.

仮りに吐出量可変制御要素２が中立に移動するとポンプ
主軸を回転させても流体は吐出されないから、差圧ピス
トン４が吐出量可変制御要素２を傾斜最大角の方向に作
動させるモーメントはどこからも生じない、このような
場合にスプリング５が吐出量可変制御要素２をわずかな
角度だけ作動させるとポンプから流体が吐出し始め差圧
ピストン４を作動させるモーメントが発生する。If the variable discharge amount control element 2 moves to the neutral position, fluid will not be discharged even if the pump main shaft is rotated, so the moment that causes the differential pressure piston 4 to actuate the variable discharge amount control element 2 in the direction of the maximum angle of inclination will not come from anywhere. In such a case, when the spring 5 actuates the variable discharge amount control element 2 by a small angle, fluid begins to be discharged from the pump and a moment is generated that actuates the differential pressure piston 4.

従って、スプリング５は吐出量可変制御要素２を作動さ
せる場合の機械的摺動部分の摩擦抵抗に打勝つだけの小
さな弾力を備えるのみでよい。Therefore, the spring 5 only needs to have a small elasticity sufficient to overcome the frictional resistance of the mechanically sliding portion when the variable discharge amount control element 2 is actuated.

本発明は以上詳述したように、吐出量可変流体ポンプ１
に連結した主流体流通回路８に流量調整可変オリフイス
４９を介設すると共に、前記流体ポンプ１の吐出量可変
制御要素２に差圧ピストン４を連結し、該差圧ピストン
４の小径部６に流体ポンプ１の吐出圧力を作用させ、該
ピストン４０大径部９に制御圧力を作用させるようにし
た流体装置であって、前記可変オリフイス４９前後の圧
力変化に応じて変動するスプール２０によって、前記差
圧ピストン４０大径部９を、二次圧通路４１とタンク７
ｃとに切換自在になして、前記可変オリフイス４９前後
の差圧を一定に保持する圧力補償弁Ｅと、プランジャ３
０の一端側に流体ポンプ１の吐出圧力を作用させ、他端
側に前記吐出圧力に対抗する抑圧体３３の押圧力を作用
させ、前記吐出圧力の変化に応じて変動する前記プラン
ジャ３０によって、前記二次圧通路４１を、前記主流体
流通回路８とタンク７ａとに切換自在になして前記流体
ポンプ１の吐出圧力と吐出し量との積を一定に保持する
コントロール弁Ｆとによって、前記差圧ピストン４０大
径部９に作用させる前記制御圧力を調整する如くしたも
のである。As described in detail above, the present invention provides a variable discharge amount fluid pump 1.
A variable flow rate adjustment orifice 49 is interposed in the main fluid circulation circuit 8 connected to This is a fluid device in which the discharge pressure of the fluid pump 1 is applied, and a control pressure is applied to the large diameter portion 9 of the piston 40. The large diameter portion 9 of the differential pressure piston 40 is connected to the secondary pressure passage 41 and the tank 7.
a pressure compensating valve E that can be freely switched between C and C to maintain a constant pressure difference before and after the variable orifice 49; and a plunger 3.
The discharge pressure of the fluid pump 1 is applied to one end of the fluid pump 1, and the pressing force of the suppressor 33 that opposes the discharge pressure is applied to the other end of the plunger 30, which varies according to the change in the discharge pressure. The secondary pressure passage 41 is controlled by a control valve F that can be freely switched between the main fluid circulation circuit 8 and the tank 7a to keep the product of the discharge pressure and the discharge amount of the fluid pump 1 constant. The control pressure applied to the large diameter portion 9 of the differential pressure piston 40 is adjusted.

このため、ポンプはアクテユエータが要求しない余分な
流体を吐出しないし、また負荷が要求しない余分な圧力
をも発生させない。Therefore, the pump does not pump out extra fluid that is not required by the actuator, nor does it create extra pressure that is not required by the load.

すなわち、パワーマツテ制御ができる。In other words, power matte control is possible.

従って、従来の流体制御回路、すなわち余分な流体を回
路の安全許容限に対応した大きい設定圧のリリーフ弁を
介して常にタンクに戻す構造のものに比べると、動力の
損失が極めて小さい。Therefore, the loss of power is extremely small compared to conventional fluid control circuits in which excess fluid is constantly returned to the tank via a relief valve with a high set pressure corresponding to the safety tolerance of the circuit.

このため、動力損失の大きい大形の原動機を用いる必要
がない。Therefore, there is no need to use a large-sized prime mover with large power loss.

以上の結果、回路効率が良好となり、同時に回路各要素
の耐久性を増大させると共に、タンクの小形化を期待で
き、また流体の発熱量も小さいのでクーラを小形にでき
る効果がある。As a result of the above, the circuit efficiency is improved, and at the same time, the durability of each circuit element is increased, and the tank can be expected to be made smaller.Furthermore, since the calorific value of the fluid is small, the cooler can be made smaller.

さらに、前記パワーマッチ制御時に、負荷に要求される
流体圧がアップして、流量×圧力がポンプ１を駆動する
原動機馬力を越すと、コントロール弁Ｆにより、流量調
整可変オリフイス４９の開度に関係なく、差圧ピストン
４０大径部９に作用する流体圧を自動的に制御して差圧
ピストン４及び吐出量可変制御要素２を作動させ、ポン
プ１吐出し量を負荷圧に対応して減少させる。Furthermore, during the power match control, when the fluid pressure required for the load increases and the flow rate x pressure exceeds the horsepower of the prime mover that drives the pump 1, the control valve F controls the opening degree of the variable flow rate adjustment orifice 49. The fluid pressure acting on the large diameter portion 9 of the differential pressure piston 40 is automatically controlled to operate the differential pressure piston 4 and the variable discharge amount control element 2, and the discharge amount of the pump 1 is reduced in accordance with the load pressure. let

いわゆる定馬力制御をなし、原動機のエンジンストッフ
防止ができる。It performs so-called constant horsepower control and can prevent engine stall of the prime mover.

しかも、差圧ピストン４の小径部６に作用するポンプ吐
出圧と、大径部９に作用する圧力補償弁Ｅ及びコントロ
ール弁Ｆで制御された制御圧とによって差圧ピストン４
を作動させる如く成したため、その抑圧は大きく、差圧
ピストン４の小径部６、大径部９を夫々小さく構成でき
、ポンプ全体をコンパクトに形成できる等の効果がある
。Moreover, the differential pressure piston 4
Since it is configured to operate, the suppression is large, and the small diameter portion 6 and large diameter portion 9 of the differential pressure piston 4 can be made small, respectively, and the pump as a whole can be made compact.

そのうえ、一次圧の作用する差圧ピストン４０大径部９
０制御圧力が高くなると吐出量可変制御要素２を吐出量
増大方向に変位する如く設けているため、流量増大方向
への応答が早い効果がある。Moreover, the large diameter portion 9 of the differential pressure piston 40 on which the primary pressure acts
Since the discharge rate variable control element 2 is disposed so as to be displaced in the direction of increasing the discharge rate when the zero control pressure becomes high, there is an effect that the response in the direction of increasing the flow rate is quick.

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

第１図は本発明の実施例を示す断面図、第２図及び第３
図は制御状態の説明図である。 Ｄ・・・流量方向制御弁、Ｅ・・・圧力補償弁、Ｆ・・
・コントロール弁、１・・・吐出量可変流体ポンプ、２
・・・吐出量可変制御要素、４・・・差圧ピストン、６
・・・差圧ピストンの小径部、７Ｆ＆，７Ｃ・・・タン
ク、８・・・主流体流通回路、９・・・差圧ピストンの
大径部、２０・・・スプール、３０・・・プランジャ、
３３・・・押圧体、４１・・・二次圧通路、４９・・・
流量調整可変オリフイス。FIG. 1 is a sectional view showing an embodiment of the present invention, FIG.
The figure is an explanatory diagram of the control state. D...Flow rate directional control valve, E...Pressure compensation valve, F...
・Control valve, 1... Variable discharge amount fluid pump, 2
... Discharge amount variable control element, 4... Differential pressure piston, 6
...Small diameter part of the differential pressure piston, 7F &, 7C...Tank, 8...Main fluid circulation circuit, 9...Large diameter part of the differential pressure piston, 20...Spool, 30...Plunger ,
33... Pressing body, 41... Secondary pressure passage, 49...
Variable flow rate adjustment orifice.

Claims (1)

【特許請求の範囲】[Claims] １ 吐出量可変流体ポンプ１に連結した主流体流通回路
８に流量調整可変オリフィス４９を介設すると共に、前
記流体ポンプ１の吐出量可変制御要素２に差圧ピストン
４を連結し、該差圧ピストン４の小径部６に流体ポンプ
１の吐出圧力を作用させ、該ピストン４０大径部９に制
御圧力を作用させるようにした流体装置であって、前記
可変オリフイス４９前後の圧力変化に応じて変動するス
プール２０によって、前記差圧ピストン４０大径部９を
、二次圧通路４１とタンク７ｃとに切換自在になして、
前記可変オリフィス４９前後の差圧を一定に保持する圧
力補償弁Ｅと、プランジャ３０の一端側に流体ポンプ１
の吐出圧力を作用させ、他端側に前記吐出圧力に対抗す
る押圧体３３の押圧力を作用させ、前記吐出圧力の変化
に応じて変動する前記プランジャ３０によって、前記二
次圧通路４１を、前記主流体流通回路８とタンク７ａと
に切換自在になす一方、前記差圧ピストン４に固定した
連結部材３６を流体ポンプ１の吐出量可変制御要素２に
連結すると共に前記連結部材３６に吐出量可変制御要素
２と同調的に変位するカム３５を設けて、該カム３５で
前記押圧体３３の荷重を制御すべくなして前記流体ポン
プ１の吐出圧力と吐出し量との積を一定に保持するコン
トロール弁Ｆとによって、前記差圧ピストン４０大径部
９に作用させる前記制御圧力を調整する如く成したこと
を特徴とする流体装置。1 A variable flow rate adjustment orifice 49 is interposed in the main fluid circulation circuit 8 connected to the variable discharge volume fluid pump 1, and a differential pressure piston 4 is connected to the variable discharge volume control element 2 of the fluid pump 1, and the differential pressure This is a fluid device in which the discharge pressure of the fluid pump 1 is applied to the small diameter portion 6 of the piston 4, and the control pressure is applied to the large diameter portion 9 of the piston 40, in accordance with pressure changes before and after the variable orifice 49. The large diameter portion 9 of the differential pressure piston 40 can be freely switched between the secondary pressure passage 41 and the tank 7c by the fluctuating spool 20,
A pressure compensating valve E that maintains a constant pressure difference before and after the variable orifice 49, and a fluid pump 1 at one end of the plunger 30.
The secondary pressure passage 41 is actuated by the plunger 30, which changes according to the change in the discharge pressure, by applying a discharge pressure of The connecting member 36 fixed to the differential pressure piston 4 is connected to the discharge amount variable control element 2 of the fluid pump 1, and the connecting member 36 is configured to be able to switch freely between the main fluid circulation circuit 8 and the tank 7a. A cam 35 that is displaced in synchronism with the variable control element 2 is provided, and the cam 35 controls the load on the pressing body 33 to maintain a constant product of the discharge pressure and discharge amount of the fluid pump 1. A fluid device characterized in that the control pressure applied to the large diameter portion 9 of the differential pressure piston 40 is adjusted by a control valve F.