JPS5930921B2 - 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、可変容積形流体ポ
ンプからの吐出量が流量調整可変オリフィスの開度の変
化と常に対応すると共に、前記流体ポンプの吐出圧力は
負荷の荷重変化と常に対応して、アクチュエータが要求
しない余分な流量及び負荷が要求しない余分な圧力の発
生を自動的に抑制する特性を備え、さらに、使用馬力つ
まり前記吐出量と吐出圧力との積が原動機の馬力許容限
界をオーバする傾向になったとき、前記吐出量を変化さ
せて原動機の過負荷を防止する特性を備える流体装置に
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 discharge amount from a variable displacement fluid pump always corresponds to changes in the opening degree of a variable flow rate adjustment orifice, and the discharge pressure of the fluid pump changes depending on the load. It has the characteristic of automatically suppressing the generation of extra flow rate not required by the actuator and extra pressure not required by the load, in response to changes in the load, and furthermore, it has the characteristic of automatically suppressing the generation of extra flow rate not required by the actuator and extra pressure not required by the load. The present invention relates to a fluid device having a characteristic of changing the discharge amount to prevent overload of the prime mover when the horsepower tends to exceed the allowable horsepower limit of the prime mover.

従来、アクチュエータを作動させる流体回路において、
圧力補債を行なう手段として第５図のような流体装置が
使用されている（特開昭４７−４４３１７号公報）。Conventionally, in a fluid circuit that operates an actuator,
A fluid device as shown in FIG. 5 is used as a means for performing pressure compensation (Japanese Patent Application Laid-Open No. 47-44317).

しかし、該流体装置は、流量制御部６０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
ようには制御するが、その上流側つまりポンプ６１の吐
出回路６２における流量及び圧力まで匍脚するような機
能は備えていない。However, although this fluid device controls the flow rate and pressure on the downstream side of the flow rate control section 60 to correspond to the required amount of the actuator and load, it also controls the flow rate and pressure on the upstream side, that is, the discharge circuit 62 of the pump 61. It does not have any features like crawling legs.

このため、ポンプ６１の吐出回路６２には大量の余剰流
量および余剰圧力が発生する。Therefore, a large amount of surplus flow and surplus pressure are generated in the discharge circuit 62 of the pump 61.

これら余剰流量および余剰圧力は吐出回路の安全許容限
に対応した極めて大きい設定圧のＩＪ ＩＪ−フ弁６３
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。These surplus flow rates and surplus pressures are applied to the IJ valve 63, which has an extremely large set pressure that corresponds to the safety tolerance limit of the discharge circuit.
However, such a structure inevitably causes extremely large power loss.

つまり前述の従来例では第３図に示す如くポンプ吐出圧
力Ｐが常にＩＪ ＩＪ−フ弁設定圧にセットされている
関係上、使用する馬力（ＰＸＱ）は常に同図におけるＰ
１線上の値ζこなっている。In other words, in the conventional example described above, as shown in Figure 3, the pump discharge pressure P is always set to the IJ IJ - valve setting pressure, so the horsepower (PXQ) used is always P in the figure.
The value ζ on the 1st line is the same.

従って使用する原動機は前記馬力に対応する大形のもの
が必要である。Therefore, the prime mover used needs to be large enough to accommodate the horsepower mentioned above.

しかし、実際にアクチュ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く
、第３図の馬力曲線の範囲内であることか多い。However, the actual flow rate supplied to the actuator and the pressure used to actuate the load are often less than that and within the horsepower curve of FIG. 3.

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
率及び同格各要素の長期耐久性を望めないし、原動機お
よびタンクの小形比も望めない。Further, with the conventional control as described above, it is not possible to expect good circuit efficiency and long-term durability of each component of the same rank, and it is not possible to expect a compact size of the prime mover and 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け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て発明したもので、単に流量調
整オリフィスの開度を調整するのみで、ポンプ吐出量は
前記オリフィス関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量と
吐出圧力との積が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することを目
的とするものである。The present invention was invented in view of the above points, and by simply adjusting the opening degree of the flow rate adjustment orifice, the pump discharge amount corresponds proportionally to the orifice function, and the excess flow rate not required by the actuator is eliminated. In addition to preventing discharge from the pump, it also prevents the generation of extra pressure that is not required by the load, and furthermore, as mentioned above, the product of the controlled discharge amount and the discharge pressure tends to be larger than the horsepower of the prime mover used. In this case, the purpose is to reduce the pump discharge amount independently of the proportional control to prevent overload of the prime mover.

本発明の構成は、吐出量可変制御要素を備えた可変容積
形流体ポンプの主流ラインに流量調整可変オリフィスを
設け、該流量調整可変オリフィス前位の主流ラインから
分岐した分流ラインを、定馬力制御弁の一次室と分流形
圧力制御弁の一次室とにそれぞれ連通し、前記吐出量可
変制御要素を操作するシリンダの一側の室と前記定鳴坊
す両弁の二次ポートとを制御ラインを介して連通し、前
記定鳴力制御弁により前記制御ラインを、前記主流ライ
ンと給排路とに切換連通し、前記分流形圧力制御弁によ
り前記給排路を、前記主流ラインとタンク路とに切換連
通し、前記分流形圧力制御弁の背圧室を前記流量調整可
変オリフィスの後位に連通ずると共に、前記定馬力制御
弁の背圧室にスプリングを設け、前記吐出量可変制御要
素と連動するカムにより前言面体ポンプの吐出圧力と吐
出量との積が一定に成る如く前記スプリングの荷重を調
整するように成したものがあって、前記分流形圧力制御
弁のスプールの一端にポンプ吐出圧を、他端にアクチュ
エータの負荷圧及び背圧用スプリング圧を作用させ、こ
れら相対抗する力の差に対応して圧力制御オリフィスの
開度を変化させポンプ吐出量を制御する如くなして、流
量調整可変オリフィスの前後の差圧は前記スプリング力
と常にバランスするようにポンプ吐出量を制御し、この
ため流体ポンプはアクチュ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
も発生させないようにしたのであって、この結果、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
隅こ対応した大きい設定圧のＩＪ ＩＪ−フ弁を介して
常にタンクに戻す構造のものζこ比べると、動力の損失
が極めて小さくなるのである。The configuration of the present invention is to provide a variable flow rate adjustment orifice in the main line of a variable displacement fluid pump equipped with a variable discharge amount control element, and to control a branch line branched from the main line in front of the variable flow rate adjustment orifice under constant horsepower control. A control line communicates with the primary chamber of the valve and the primary chamber of the branch type pressure control valve, and connects the chamber on one side of the cylinder that operates the variable discharge amount control element and the secondary ports of both valves that generate the constant sound. The constant sound force control valve switches the control line between the main line and the supply/discharge path, and the branch type pressure control valve connects the supply/discharge path between the main line and the tank path. The back pressure chamber of the branch type pressure control valve is communicated with the back pressure chamber of the variable flow rate adjustment orifice, and a spring is provided in the back pressure chamber of the constant horsepower control valve, and the variable discharge amount control element The load of the spring is adjusted by a cam interlocking with the spool so that the product of the discharge pressure and the discharge amount of the face body pump becomes constant. The discharge pressure is applied to the other end by the load pressure of the actuator and the spring pressure for back pressure, and the opening degree of the pressure control orifice is changed in response to the difference between these opposing forces to control the pump discharge amount. The differential pressure before and after the variable flow rate adjustment orifice controls the pump discharge amount so that it is always balanced with the spring force, so that the fluid pump does not discharge excess fluid that is not required by the actuator, and does not discharge excess fluid that is not required by the load. As a result, the conventional fluid control circuit, in which excess fluid is always returned to the tank via an IJ valve with a high set pressure corresponding to the safety tolerance of the circuit. Compared to other structures, the loss of power is extremely small.

さらに、前記定鳴力制御弁は、プランジャーの一端に作
用するポンプ吐出圧がポンプ吐出量に対応してバネ荷重
の変化するスプリング力より大きくなったときの分流作
用によってポンプ吐出量を制御する如くなして、負荷が
異常に大きくなった場合、吐出量と吐出圧力との積を常
に一定に保って使用馬力が原動機馬力をオーバしないよ
うな制御を行い、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のである。Further, the constant-sounding force control valve controls the pump discharge amount by a diversion effect when the pump discharge pressure acting on one end of the plunger becomes larger than the spring force that changes the spring load in accordance with the pump discharge amount. If the load becomes abnormally large, the product of the discharge amount and the discharge pressure is always kept constant, and control is performed so that the horsepower used does not exceed the horsepower of the prime mover. There is no need to use a prime mover.

以下、本発明の実施例を第１図に基づき説明する。Embodiments 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
向制御弁りと、パイロット弁付分流形圧力制御弁Ｅと、
定馬力制御弁Ｅ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, a branch pressure control valve E with a pilot valve,
It consists of a constant horsepower control valve E.

上記の動力発生部Ｃは、可変容積形流体ポンプ１を備え
ており、該流体ポンプ１はトラニオン軸３の中心をポン
プロータの中心よりずらせたり、また図示の如くスプリ
ング５力を作用させるなどの手段によって、斜板なと吐
出量可変制御要素２に連結したシリンダ４の流体力瘉こ
抗して前記吐出量可変制御要素２を最大傾斜方向に傾動
させて吐出量を常に最大値に維持しようとする特性を有
するものであって、該流体ポンプ１は原動機６と連結し
ている。The above-mentioned power generating section C is equipped with a variable displacement fluid pump 1, and the fluid pump 1 is operated by shifting the center of the trunnion shaft 3 from the center of the pump rotor, or by applying the force of a spring 5 as shown in the figure. By means of a swash plate, the discharge rate variable control element 2 is tilted in the maximum inclination direction against the fluid force of the cylinder 4 connected to the discharge rate variable control element 2, and the discharge rate is always maintained at the maximum value. The fluid pump 1 is connected to a prime mover 6.

一方、流量方向制御弁りはハウジング１１に形成したＡ
ポートＡとＢポートＢとの間にアクチュエータ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ＰポートＰと前記流体ポンプ１と
を配管を介し連結して、流体ポンプ１の吐出口からアク
チュエータ５０を介して前記タンク７ｂに至る通路に主
流ライン８を形成している。On the other hand, the flow direction control valve is formed in the housing 11.
The actuator 50 is connected between the port A and the B port B, the tank 7b is connected to the T port T, and the P port P of the housing 11 and the fluid pump 1 are connected via piping to supply fluid. A mainstream line 8 is formed in a passage from the discharge port of the pump 1 to the tank 7b via the actuator 50.

さらに、前記流量方向制御弁りはスピンドル１０を中立
位置においたとき中央のランド１２が主流ライン８の両
側に形成したパイロットポート１３．１３にオーバラッ
プすると共に、前記パイロットポート１３，１３＋こ連
通するフイードバツり通路１４を前記スピンドル１０に
形成したベント開閉部１５を介してタンク７ｂζこ連通
している。Furthermore, when the spindle 10 is placed in the neutral position, the central land 12 of the flow direction control valve valve overlaps the pilot ports 13, 13 formed on both sides of the main flow line 8, and communicates with the pilot ports 13, 13+. A feed deflection passage 14 is communicated with the tank 7bζ via a vent opening/closing portion 15 formed in the spindle 10.

さらに、前記分流膨圧力制御弁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の一端に形成し
た一次室３７と主流ライン８とを分流ライン９を介して
連通し、他端に形成した背圧室２２にスプリング２３を
設置すると共に、該背圧室２２に接続した２本の通路２
４．２６のうち、一方のベント路２４は絞り２５および
フィードバック通路１４を介して流量調整可変オリフィ
ス４１（第２図参照）の後位に、また他方の圧抜路２６
はパイロット弁２７を介して前記タンク７ｂにそれぞれ
接続している。Further, the diversion swelling pressure control valve E has a spool 20 installed in the housing 21, and communicates the primary chamber 37 formed at one end of the spool 20 with the main flow line 8 via a diversion line 9. A spring 23 is installed in the back pressure chamber 22, and two passages 2 connected to the back pressure chamber 22 are installed.
4.26, one vent passage 24 is connected to the rear of the variable flow rate adjustment orifice 41 (see FIG. 2) via the throttle 25 and the feedback passage 14, and the other pressure relief passage 26
are connected to the tank 7b via pilot valves 27, respectively.

該パイロット弁２７はいわゆる第３図における最大圧力
Ｐ１を設定するもので、背後に設けたスプリング２８の
調整で同圧力Ｐ１を任意に調整することができる。The pilot valve 27 sets the so-called maximum pressure P1 in FIG. 3, and the pressure P1 can be arbitrarily adjusted by adjusting a spring 28 provided behind the pilot valve 27.

また前記定馬力制御弁Ｆはハウジング３１内にプランジ
ャ３０を設置し、該プランジャ３０の一端に形成した一
次室３９と主流ライン８とを分流ライン９を介して連通
し、他端に形成した背圧室３２にスプリング３３を設け
ており、該スプリング３３の一端にはバネ座３４を介し
てカム３５を添接せしめている。Further, the constant horsepower control valve F has a plunger 30 installed in a housing 31, and communicates a primary chamber 39 formed at one end of the plunger 30 with a main flow line 8 via a branch line 9, and a backbone formed at the other end. A spring 33 is provided in the pressure chamber 32, and a cam 35 is attached to one end of the spring 33 via a spring seat 34.

該カム３５の周面形状は第３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ｍ制御要素２が最大
傾斜角のときスプリング３３の荷重を最も小さく保持す
る如く該カム３５の軸３６と前記トラニオン軸３とを連
結せしめている。The peripheral surface shape of the cam 35 is formed so as to correspond to the horsepower curve shown in FIG. 35 and the trunnion shaft 3 are connected to each other.

前記分流膨圧力制御弁Ｅは、−次室３７と給排路３８と
タンク路５１とを備え、前記定馬力制御弁Ｆは、−次室
３９と二次室４０と給排路３８とを備えており、これら
制御弁Ｅ、Ｆは基本的には３ポート形の制御弁に相当す
るものであって、前記定馬力制御弁Ｆの二次室４０に連
通ずる二次ポート４３と前記シリンダ４の反スプリング
側の室とを制御ラインｑを介して接続している。The branch expansion pressure control valve E includes a secondary chamber 37, a supply/discharge passage 38, and a tank passage 51, and the constant horsepower control valve F includes a secondary chamber 39, a secondary chamber 40, and a supply/discharge passage 38. These control valves E and F basically correspond to three-port control valves, and include a secondary port 43 communicating with the secondary chamber 40 of the constant horsepower control valve F and the cylinder. 4 is connected to the chamber on the opposite spring side via a control line q.

従って前記分流膨圧力制御弁Ｅ及び定馬力制御弁Ｆの作
動前、前記シリンダ４の反スプリング側の室は、制御ラ
インｑ、二次ポート４３、二次室４０、給排路３８、タ
ンク路５１を介してタンク７ｃに開放されると共に、前
記分流膨圧力制御弁Ｅの一次室３７と給排路３８間はス
プール２０により、また定馬力制御弁Ｆの一次室３９と
二次室４０間はプランジャ３０によりそれぞれ閉鎖され
る。Therefore, before the branch expansion pressure control valve E and the constant horsepower control valve F operate, the chamber on the opposite spring side of the cylinder 4 is connected to the control line q, the secondary port 43, the secondary chamber 40, the supply/discharge path 38, and the tank path. 51 to the tank 7c, a spool 20 connects the primary chamber 37 of the branch expansion pressure control valve E and the supply/discharge path 38, and a spool 20 connects the primary chamber 39 of the constant horsepower control valve F to the secondary chamber 40. are respectively closed by plungers 30.

すなわち、前記定馬力制御弁Ｆはプランジャ３０により
制御ラインｑを、前記主流ライン８と給排路３８とに切
換連通し、また前記分流膨圧力制御弁Ｅはスプール２０
により給排路３８を、前記主流ライン８とタンク路５１
とに切換連通ずるように構成したものである。That is, the constant horsepower control valve F switches the control line q to the main line 8 and the supply/discharge path 38 by means of the plunger 30, and the branch expansion pressure control valve E connects the control line q to the spool 20.
The supply/discharge passage 38 is connected to the main line 8 and the tank passage 51 by
The structure is such that communication can be switched between the two.

図示実施例は上記の如く構成するものにして、以下作用
を説明する。The illustrated embodiment is constructed as described above, and its operation will be explained below.

第１図の如くスピンドル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、次の如く流体
ポンプ１から余分な流体を仕出しないような制御を行な
うことができ、また余分な圧力を発生させないような制
御を行なうことができる。Even when the spindle 10 is in neutral and no fluid is being supplied to the actuator 50 as shown in FIG. 1, it is possible to perform control to prevent excess fluid from being discharged from the fluid pump 1 as described below, and also to prevent excess pressure. Control can be carried out to prevent this from occurring.

すなわち、流体ポンプ１は吐出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６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流ライ
ン９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 the prime mover 6 is driven.
With the spindle 10 in neutral, the fluid is directed in the direction of the diverter line 9.

この場合、スピンドル１０のベント開閉部１５を開放し
て背圧室２２をタンク７ｂに連通させているため、ポン
プ吐出流体は全量がスプール２０を押開いて実線矢印の
如くアンロードし、さらにシリンダ４に流入してポンプ
吐出量を低減させる。In this case, since the vent opening/closing part 15 of the spindle 10 is opened and the back pressure chamber 22 is communicated with the tank 7b, the entire amount of the pump discharge fluid pushes the spool 20 open and is unloaded as shown by the solid line arrow. 4 to reduce the pump discharge amount.

前記流体ポンプ１が仮りにその吐出量を完全に止めてし
まうと、シリンダ４内のスプリング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量を増
大させることになるから、２個のスプリング２３，５力
と流体圧力とがバランスするように流体ポンプ１の吐出
量は自動的に制御される。If the fluid pump 1 completely stops its discharge amount, the spring 5 in the cylinder 4 will tilt the discharge amount variable control element 2 again in the direction of the maximum angle of inclination to increase the discharge amount. Therefore, the discharge amount of the fluid pump 1 is automatically controlled so that the force of the two springs 23, 5 and the fluid pressure are balanced.

このため、この場合の流体ポンプ吐出量を非常に小量で
、余分な吐出を防止すると同時に、アンロードによって
余分な圧力の発生を防止することができ、結果として動
力の損失を極めて低減することができる。Therefore, in this case, the fluid pump discharge amount can be kept very small to prevent excessive discharge and at the same time prevent the generation of excess pressure due to unloading, and as a result, power loss can be extremely reduced. I can do it.

前記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３図におけるＰＬ線に保
たれ該線の範囲内での圧力損失だけにしか過ぎない。For reference, the above control state is shown in the drawings as follows: Spindle 1
When 0 is neutral, the discharge pressure is maintained at the PL line in FIG. 3, and there is only a pressure loss within the range of this line.

また同状態における吐出量は第４図におけるＱＬ線に保
たれ該ＱＬ線の範囲内での損失流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. 4, and is only a flow loss within the range of the QL line.

次に第２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ζこつ
いて説明する。Next, the control ζ when the spindle 10 is displaced and fluid starts to be supplied to the actuator 50 as shown in FIG. 2 will be explained.

すなわちスピンドル１０を変位させパイロットボート１
３を開放すると共に、ランド１２と主流ライン８の穴壁
との間に形成される流量調整可変オリフィス４１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
実線矢印の如くアクチュエータ５０に供給され始める。That is, by displacing the spindle 10, the pilot boat 1
3 is opened, and the variable flow rate adjustment orifice 41 formed between the land 12 and the hole wall of the main line 8 is opened to a predetermined opening degree, and the fluid being discharged from the fluid pump 1 flows into the actuator as shown by the solid line arrow. Starts to be supplied at 50.

この場合ベント路２４はベント開閉部１５によって封鎖
されるので、背圧室２２にはフィードバック通路１４を
介してアクチュエータ５０の負荷Ｗに対応した圧力が作
用し、この結果、−次室３７と給排路３８との間に形成
される圧力制御オリフィス４２は一旦第１図の如く封鎖
され分流作用は停止する。In this case, since the vent passage 24 is closed by the vent opening/closing part 15, a pressure corresponding to the load W of the actuator 50 acts on the back pressure chamber 22 via the feedback passage 14, and as a result, the pressure corresponding to the load W of the actuator 50 acts on the back pressure chamber 22. The pressure control orifice 42 formed between the discharge passage 38 and the discharge passage 38 is temporarily closed as shown in FIG. 1, and the flow dividing action is stopped.

このため、シリンダ４内の流体はスプリング５力によっ
て第１図における点線矢印の経路でもってタンク７ｃに
押出さね、吐出量可変制御要素２の傾斜によって吐出量
は増大し始める。Therefore, the fluid in the cylinder 4 is pushed out to the tank 7c by the force of the spring 5 along the path indicated by the dotted line arrow in FIG.

ポンプ吐出量が増大し始め流量調整可変オリフィス４１
の抵抗Ｓこよって吐出圧力が大きくなると次の如き制御
態勢に入る。The pump discharge amount begins to increase and the flow rate adjustment variable orifice 41
When the discharge pressure increases due to the resistance S, the following control mode is entered.

すなわちスプール２０の一次室３７側にはポンプ吐出圧
力が作用し、背圧室２２には前記負荷Ｗ圧とスプリング
２３圧とが作用しており、これら相対する力のうちポン
プ吐出圧の方が大きいときは第２図における圧力制御オ
リフィス４２を大きく開いてポンプ吐出量を減らして吐
出圧力を低減させ、それとは反対にポンプ吐出圧の方が
小さくなると圧力制御オリフィス４２を封鎖しポンプ吐
出量を増やして吐出圧力を増大させるものである。That is, the pump discharge pressure acts on the primary chamber 37 side of the spool 20, and the load W pressure and the spring 23 pressure act on the back pressure chamber 22, and of these opposing forces, the pump discharge pressure is stronger. When the pressure is large, the pressure control orifice 42 shown in FIG. 2 is opened wide to reduce the pump discharge amount, thereby reducing the discharge pressure.On the other hand, when the pump discharge pressure is smaller, the pressure control orifice 42 is closed and the pump discharge amount is reduced. This increases the discharge pressure.

従って、流量調整可変オリフィス４１の前後にはスプリ
ング２３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。Therefore, a pressure difference corresponding to the force of the spring 23 is formed before and after the variable flow rate adjustment orifice 41, and compensation is performed so that the pressure difference is always kept constant.

この結果アクチュエータ５０に対しては流量調整可変オ
リフィス４１の開度に対応した流量が常に一定に供給さ
ね、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 41 is not always supplied to the actuator 50, and the discharge rate variable control element 2 is configured to prevent a surplus flow rate from occurring during such constant supply. controlled.

従って、この場合流体ポンプ１に設定される吐出量は、
アクチュエータ５０が要求する量と第４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:
It is only the amount required by the actuator 50 plus the small amount of loss shown in FIG.

前記損失量はスプリング２３，５の荷重を小さくしてお
くことζこよって極めて小さくできるから、ポンプ吐出
量をほとんどアクチュエータ５０の要求量に対応して制
御できるし、また吐出圧力もほとんど負荷Ｗに対応させ
る省動力制御ができるものである。The amount of loss can be made extremely small by keeping the loads of the springs 23 and 5 small, so the pump discharge amount can be controlled almost in accordance with the amount required by the actuator 50, and the discharge pressure can also be controlled almost according to the load W. This allows power-saving control to be applied.

なお上記に説明した匍脚状態は、その使用馬力つまりポ
ンプ吐出量と吐出圧力との積が原動機６の馬力よりも小
さい状態での制御である。Note that the above-described swing leg state is control in a state where the used horsepower, that is, the product of the pump discharge amount and the discharge pressure, is smaller than the horsepower of the prime mover 6.

すなわち第３図における馬力曲線の範囲内での制御作用
である。That is, this is a control action within the range of the horsepower curve in FIG.

しかし前記の使用馬力が第３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Ｑｌに相当す
る吐出量でアクチュエータ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力がＰ２
点よりも大きくなり馬力曲線を越える傾向になると、次
の如き匍脚でもって第３図の如く吐出量を低減させて使
用馬力が原動機馬力をオーバしないようにすることがで
きる。However, if the used horsepower tends to exceed the horsepower curve in FIG. 3, for example, when the actuator 50 is operated at a discharge amount corresponding to Ql in the same figure, the load W will abnormally increase and the pump Discharge pressure is P2
When it becomes larger than the point and tends to exceed the horsepower curve, it is possible to reduce the discharge amount as shown in FIG. 3 by using the following type of tortoise leg so that the used horsepower does not exceed the prime mover horsepower.

すなわち、定馬力制御弁Ｆにおけるカム３５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スプリング３３の荷重を小さくし、
ポンプ吐出量が小さいほどスプリング３３の荷重を大き
くする。That is, the cam 35 in the constant horsepower control valve F changes its rotation angle synchronously with the variable discharge amount control element 2, and the larger the pump discharge amount, the smaller the load on the spring 33,
The smaller the pump discharge amount, the greater the load on the spring 33.

つまり第３図の馬力曲線で示すように吐出量が小さいほ
どスプリング３３力は大きな吐出圧力に抗し得る訳であ
る。In other words, as shown by the horsepower curve in FIG. 3, the smaller the discharge amount, the more the force of the spring 33 can withstand the greater discharge pressure.

このため吐出量が大きい場合は比較的小さい吐出圧力で
プランジャ３０は押開かれ、第２図において仮想線の如
く流体をシリンダ４に導いて吐出量を減少させ、吐出量
が比較的小さい場合は大きい負荷圧に抗して吐出量をさ
らに減少させるなど、馬力曲線に沿って吐出量を減少さ
せて吐出圧力と吐出量との積を常に一定に保持する制御
によって使用馬力を原動機鳴力に対応させる定馬力制御
が行なえるのである。Therefore, when the discharge amount is large, the plunger 30 is pushed open by a relatively small discharge pressure, and the fluid is guided to the cylinder 4 as shown by the virtual line in FIG. 2 to reduce the discharge amount. The used horsepower corresponds to the engine noise by controlling the product of the discharge pressure and the discharge amount to always be kept constant by reducing the discharge amount along the horsepower curve, such as by further reducing the discharge amount against a large load pressure. This allows constant horsepower control to be performed.

しかし前記の如き定馬力制御にもか＼わらず、負荷Ｗが
さらに上昇してポンプ吐出圧力が第３図におけるリリー
フ設定圧Ｐ１をオーバする傾向になると、第２図におけ
るパイロット弁２７は押開かれて背圧室２２をタンク７
ｂに連通ずる。However, despite the constant horsepower control as described above, when the load W further increases and the pump discharge pressure tends to exceed the relief set pressure P1 in FIG. 3, the pilot valve 27 in FIG. 2 is pushed open. The back pressure chamber 22 is transferred to the tank 7.
Connects to b.

このためポンプ吐出圧はパイロット弁２７のスプリング
２８によって設定された圧力、つまり第３図におけるＩ
Ｊ ＩＪ−フ設定圧Ｐ１以上（こは増大しない最大圧制
御が行なえるのである。Therefore, the pump discharge pressure is the pressure set by the spring 28 of the pilot valve 27, that is, I
JIJ-F set pressure P1 or higher (maximum pressure control that does not increase can be performed).

なお、この場合アクチュエータ５０は当然停止し、また
流体ポンプ１の吐出量は自動的に低減され略零の値に匍
脚される。In this case, the actuator 50 naturally stops, and the discharge amount of the fluid pump 1 is automatically reduced to a value of approximately zero.

以上のようにアクチュエータ５０の負荷Ｗ条件によって
、省動力制御、定馬力制御、最大圧制御が人為的な操作
を加えることなく自動的に切換制御でき、操作ば簡単で
あると共に、原動機６が停止したり、機器が破損するな
どのトラブルを未然に防止できながら、原動機の出力を
有効に活用できるのである。As described above, depending on the load W condition of the actuator 50, power saving control, constant horsepower control, and maximum pressure control can be automatically switched without any manual operation, and the operation is easy and the prime mover 6 stops. This makes it possible to effectively utilize the output of the prime mover while preventing problems such as damage to equipment or damage to equipment.

本発明は以上詳述したように、吐出量可変制御要素２を
備えた可変容積形流体ポンプ１の主流ライン８に流量調
整可変オリフィス４１を設け、該流量調整可変オリフィ
ス４１前位の主流ライン８から分岐した分流ライン９を
、定馬力制御弁Ｆの一次室３９と分流膨圧力制御弁Ｅの
一次室３７とにそれぞれ連通し、前記吐出量可変制御要
素２を操作するシリンダ４の一側の室と前記定馬力制御
弁Ｆの二次ボート４３とを制御ラインツを介して連通し
、前記定馬力制御弁Ｆにより前記制御ライン９／を、前
記主流ライン８と給排路３８とに切換連通し、前記分流
膨圧力制御弁Ｅにより前記給排路３８を、前記主流ライ
ン８とタンク路５１とに切換連通し、前記分流膨圧力制
御弁Ｅの背圧室２２を前記流量調整可変オリフィス４１
の後位に連通ずると共に、前記定馬力制御弁Ｆの背圧室
３２にスプリング３３を設け、前記吐出量可変制御要素
２と連動するカム３５により前記流体ポンプ１の吐出圧
力と吐出量との積が一定に成る如く前記スプリング３３
の荷重を調整するように成したものであるから、流量調
整可変オリフィス４１の前後の差圧は前記スプリング２
３力と常にバランスするようにポンプ吐出量は制御され
る。As described in detail above, the present invention provides a variable flow rate adjustment orifice 41 in the mainstream line 8 of the variable displacement fluid pump 1 equipped with the variable discharge amount control element 2, and the mainstream line 8 in front of the variable flow rate adjustment orifice 41. A branch line 9 branched from the constant horsepower control valve F is connected to a primary chamber 39 of the constant horsepower control valve F and a primary chamber 37 of the branch swelling pressure control valve E, respectively. The chamber and the secondary boat 43 of the constant horsepower control valve F are communicated via a control line, and the constant horsepower control valve F switches the control line 9/ to the main line 8 and the supply/discharge path 38 for communication. Then, the supply/discharge passage 38 is switched and communicated with the main line 8 and the tank passage 51 by the branch expansion pressure control valve E, and the back pressure chamber 22 of the division expansion pressure control valve E is connected to the flow rate adjustment variable orifice 41.
A spring 33 is provided in the back pressure chamber 32 of the constant horsepower control valve F, and a cam 35 interlocking with the variable discharge amount control element 2 controls the discharge pressure and discharge amount of the fluid pump 1. the spring 33 so that the product is constant.
Therefore, the differential pressure before and after the variable flow rate adjustment orifice 41 is determined by the spring 2.
The pump discharge amount is controlled so that it is always balanced with the three forces.

このため流体ポンプ１はアクチュエータ５０が要求しな
い余分な流体を吐出しないし、また負荷Ｗが要求しない
余分な圧力をも発生させない省動力制御ができる。Therefore, the fluid pump 1 does not discharge extra fluid that is not required by the actuator 50, and power-saving control that does not generate extra pressure that is not required by the load W can be performed.

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ＩＪ ＩＪ−
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効果がある。Therefore, conventional fluid control circuits, i.e., IJ-
Compared to the structure that always returns to the tank via the valve,
The effect is that the loss of power is extremely small.

さらに、前記定馬力制御弁Ｆは、プランジャ３０の一端
ｌこ作用するポンプ吐出がポンプ吐出量に対応してバネ
荷重の変化するスプリング３３力より大きくなったとき
の分流作用によってポンプ吐出量を制御する如くしたも
のであるから、特に負荷Ｗが異常に大きくなった場合吐
出量と吐出圧力との積を一定に保って使用馬力が原動機
６の馬力をオーバしないような定馬力制御を行なうこと
ができる。Further, the constant horsepower control valve F controls the pump discharge amount by a diversion effect when the pump discharge acting on one end of the plunger 30 becomes larger than the force of the spring 33 whose spring load changes in accordance with the pump discharge amount. Therefore, especially when the load W becomes abnormally large, constant horsepower control can be performed to keep the product of the discharge amount and the discharge pressure constant so that the horsepower used does not exceed the horsepower of the prime mover 6. can.

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.

またアクチュエータ５０の負荷Ｗ条件によって、省動力
制御、定馬力制御が人為的な操作を加えることなく、自
動的に切換制御でき、操作が簡単である。Further, depending on the load W condition of the actuator 50, power saving control and constant horsepower control can be automatically switched without any manual operation, and the operation is simple.

原動機６が停止するなどのトラブルを未然に防止しなが
ら、原動機の出力を常にアクチュエータの負荷に対応さ
せるので、回路効果が良好となり、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
特徴がある。While preventing troubles such as the prime mover 6 stopping, the output of the prime mover always corresponds to the load of the actuator, resulting in good circuit effects, increasing the durability of each circuit element, and reducing the size of the tank. Since the heat generation value of the fluid is small, the cooler can be made smaller.

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

第１図は本発明の実施例を示す垂直断面図、第２図は前
回の作用説明図、第３図及び第４図は制御状態の説明図
、第５図は従来例を示す垂直断面図である。 １・・・・・・流体ポンプ、２・・・・・・吐出量可変
制御要素、４・・・・・・シリンダ、８・・・・・・主
流ライン、９・・・・・・分流ライン、９／・・・・・
・制御ライン、２２，３２・・・・・・背圧室、３３・
・・・・・スプリング、３５・・・・・・カム、３７゜
３９・・・・・・−次室、３８・・・・・・給排路、４
１・・・・・・流量調整可変オリフイ゛ス、４３・・・
・・・二次ポート、５１・・・・・・タンク路、Ｅ・・
・・・・分流膨圧力制御弁、Ｆ・・・・・・定馬力制御
弁。Fig. 1 is a vertical sectional view showing an embodiment of the present invention, Fig. 2 is an explanatory diagram of the previous operation, Figs. 3 and 4 are explanatory diagrams of the control state, and Fig. 5 is a vertical sectional view showing a conventional example. It is. 1... Fluid pump, 2... Variable discharge amount control element, 4... Cylinder, 8... Mainstream line, 9... Branch flow Line, 9/...
・Control line, 22, 32... Back pressure chamber, 33.
... Spring, 35 ... Cam, 37° 39 ... - Next chamber, 38 ... Supply and discharge passage, 4
1... Variable flow rate adjustment orifice, 43...
...Secondary port, 51...Tank path, E...
...Diversion swelling pressure control valve, F... Constant horsepower control valve.

Claims (1)

【特許請求の範囲】[Claims] １ 吐出量可変制御要素２を備えた可変容積形流体ポン
プ１の主流ライン８に流量調整可変オリフィス４１を設
け、該流量調整可変オリフィス４１前位の主流ライン８
から分岐した分流ライン９を、定馬力制御弁Ｆの一次室
３９と分流膨圧力制御弁Ｅの一次室３７とにそれぞれ連
通し、前記吐出量可変制御要素２を操作するシリンダ４
の一側の室と前記定馬力制御弁Ｆの二次ポート４３とを
制御ラインツを介して連通し、前記定馬力制御弁Ｆによ
り前言訓１］御ライン９Ｉを、前記主流ライン８と給排
路３８とに切換連通し、前記分流膨圧力制御弁Ｅにより
前記給排路３８を、前記主流ライン８とタンク路５１と
に切換連通し、前記分流膨圧力制御弁Ｅの背圧室２２を
前記流量調整可変オリフィス４１の後位に連通すると共
に、前記定馬力制御弁Ｆの背圧室３２にスプリング３３
を設け、前記吐出量可変制御要素２と連動するカム３５
により前記流体ポンプ１の吐出圧力と吐出量との積が一
定に成る如く前記スプリング３３の荷重を調整するよう
に成したことを特徴とする流体装置。1 A variable flow rate adjustment orifice 41 is provided in the main line 8 of the variable displacement fluid pump 1 equipped with the variable discharge amount control element 2, and the main line 8 in front of the variable flow rate adjustment orifice 41 is provided with a variable flow rate adjustment orifice 41.
A branch line 9 branched from the cylinder 4 is connected to the primary chamber 39 of the constant horsepower control valve F and the primary chamber 37 of the branch swelling pressure control valve E, respectively, and the cylinder 4 operates the variable discharge amount control element 2.
The chamber on one side and the secondary port 43 of the constant horsepower control valve F are communicated via a control line, and the constant horsepower control valve F connects the control line 9I with the main line 8 for supply and discharge. The supply/discharge passage 38 is switched into communication with the main line 8 and the tank passage 51 by the branch expansion pressure control valve E, and the back pressure chamber 22 of the branch expansion pressure control valve E is switched into communication with the main line 8 and the tank passage 51. A spring 33 is connected to the back pressure chamber 32 of the constant horsepower control valve F and communicates with the rear of the variable flow rate adjustment orifice 41.
and a cam 35 that is interlocked with the discharge amount variable control element 2.
A fluid device characterized in that the load of the spring 33 is adjusted so that the product of the discharge pressure and the discharge amount of the fluid pump 1 becomes constant.