JPS593187A - Control device of variable capacity type pump - Google Patents

Abstract

PURPOSE:To enable a pump swash plate angle to be precisely controlled by allowing pump discharge pressure and control pressure to be applied to the input signal part of a hydraulic servo as piston position displacement. CONSTITUTION:When an arm 37 is displaced clockwise taking a pin 39 as a fulcrum, a spool 38 is again returned in the direction toward the original position, and a servo piston 30 is displaced until said spool 38 returns to the original position to permit a port 72-b to be again blocked. Then, a left side chamber 74 is communicated with a case drain 94 through a passage 73, a port 72-a, and the passage 38-a of the spool 38. Namely, the servo piston 30 is displaced in response to reducing valve output pressure, and a pump is inclined from a minimum swash plate angle position to a position corresponding to the reducing valve output pressure. When said reducing valve output pressure further rises, the left end of a spring seat 43 touches the right end of a spring seat 42 to permit a spring 40 to begin to bend, and at that time a relation between the reducing valve output pressure and the pump swash plate angle is determined in terms of the spring constant.

Description

【発明の詳細な説明】 本発明は、パワーショベルなど油圧作業車の可変容量油
圧ポンプの制御装置に関するものである。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION The present invention relates to a control device for a variable displacement hydraulic pump for a hydraulic work vehicle such as a power shovel.

従来、上記車両では、エンジン出力有効利用のため、油
圧ポンプは、可変容量型油圧ポンプが採用され、定トル
ク制御が行なわれているものが多かった（特願昭５４−
０３７０３０号）。Conventionally, in the above-mentioned vehicles, in order to effectively utilize the engine output, variable displacement hydraulic pumps were adopted as hydraulic pumps, and many of them were subject to constant torque control (Japanese Patent Application No. 1973-
No. 037030).

しかし、定トルク制御のみであると、■非作業時にもポ
ンプは最大斜板角位置にあり、全吐出量を圧力損失とし
てロスしている。■アクチュエータを微操作するときは
、吐出量の大部分を、パルプの中立回路からタンクへ還
流してロスしている。さらに、■リリーフ時には、吐出
量の大部分をリリーフロスしている、という−欠点があ
った。However, if only constant torque control is used, (1) the pump is at the maximum swash plate angle position even when not in operation, and the entire discharge amount is lost as pressure loss. ■When making small adjustments to the actuator, most of the discharge amount is lost by flowing back from the pulp neutral circuit to the tank. Furthermore, there was a drawback that (1) most of the discharge amount was lost during relief.

これに対しては、特願昭５３−１１６０１８号、特願昭
５３−１１６０１９号、特願昭５５−３１６６５号など
が提案されている。For this purpose, Japanese Patent Application No. 116018/1980, Japanese Patent Application No. 116019/1982, Japanese Patent Application No. 31665/1987, etc. have been proposed.

上記発明は、ポンプ斜板角制御を油圧サーボを用いて行
ない、油圧サーボの入力となる制御圧力回路に、ＴＣＣ
バルブ、ＣＯパルプ、ＮＣパルプの各減圧弁を配置して
、ポンプ吐出圧と、パルプ中立回路の通過流量を検知し
て、これにより、油圧サーボへの入力となる制御圧力を
変化させて、ポンプ斜板角を制御するものであった。In the above invention, the pump swash plate angle control is performed using a hydraulic servo, and a TCC is connected to the control pressure circuit which is an input to the hydraulic servo.
The valve, CO pulp, and NC pulp pressure reducing valves are arranged to detect the pump discharge pressure and the flow rate passing through the pulp neutral circuit.This changes the control pressure that is input to the hydraulic servo, and the pump This was to control the swash plate angle.

本発明は上記の事情に鑑みなされたものであって、その
目的とするところは、ポンプ斜板角を制御する油圧サー
ボの入力信号部に、ポンプ吐出圧、制御圧をピストンの
位置変位として作用させて、それらの合計和を油圧サー
ボの入力として、ポンプ斜板角を制御することにある。The present invention has been made in view of the above circumstances, and its purpose is to apply pump discharge pressure and control pressure to the input signal section of a hydraulic servo that controls the pump swash plate angle as a positional displacement of the piston. The purpose is to control the pump swash plate angle by using the sum as input to the hydraulic servo.

以下、本発明を図面を参照して説明する。Hereinafter, the present invention will be explained with reference to the drawings.

・　１，２は可変容量油圧（以下可変ポンプという）、
３は油圧サーボの油圧源および制御用の小容量の固定容
量型油圧ポンプ（以下固定ポンプという）で、共通のエ
ンジン４により駆動される。５，６は可変ポンプ１の制
御装置、７゜８は可変ポンプ２０制御装置である。９は
管路１１で可変ポンプ１に接続されたパルプ、１０は管
路１２で可変ポンプ２に接続されたパルプで、それぞれ
が図示しない作業装置のアクチュエータに接続されてい
る。１３．１４は減圧弁で、１３のレバー１３−３はパ
ルプ９の各レバー９−ａ　、　９−ｂ　、　９−ｃと連
動して、？−ａ、？−ｂ、９−ｃの最大変位に応じて変
位して、変位量に応じた制御圧を出力して、管路Ｉ６に
より制御装置５に伝える。同様に減圧弁１４のレバー１
４−ａはパルプ１ｏの各レバーＩＱ−ａ。・1 and 2 are variable displacement hydraulics (hereinafter referred to as variable pumps),
Reference numeral 3 denotes a small-capacity fixed-capacity hydraulic pump (hereinafter referred to as fixed pump) for use as a hydraulic power source and control for the hydraulic servo, and is driven by a common engine 4. 5 and 6 are control devices for the variable pump 1, and 7.8 is a control device for the variable pump 20. Reference numeral 9 indicates a pulp connected to the variable pump 1 through a conduit 11, and 10 indicates a pulp connected to the variable pump 2 through a conduit 12, each of which is connected to an actuator of a working device (not shown). 13.14 is a pressure reducing valve, and the lever 13-3 of 13 is linked with each lever 9-a, 9-b, 9-c of pulp 9, ? -a,? -b and 9-c, and outputs a control pressure corresponding to the amount of displacement, which is transmitted to the control device 5 through the conduit I6. Similarly, lever 1 of the pressure reducing valve 14
4-a is each lever IQ-a of pulp 1o.

ＩＱ−ｂ、ＩＱ−ｃと連動して、レバー１〇−ａ、ｌｏ
　　ｂ、１０　　Ｃ（１）最大変位Ｋ　応１：、、テ’
Ｒ位して、変位量に応じた制御圧な出方して、管路１７
により、制御装置７に伝える。１５は固定ポンプ３の吐
出管路、１８．１９は制御装置５．７への分岐管路、２
０は固定ポンプ３のリリーフパルプである。２１．２２
は可変ポンプ１．２の吐出圧力を制御装置に導く管路、
また、２３は回路の共通のタンクである。In conjunction with IQ-b and IQ-c, levers 10-a and lo
b, 10 C(1) Maximum displacement K E1: , te'
In the R position, the control pressure according to the amount of displacement is output, and the conduit 17
This is transmitted to the control device 7. 15 is a discharge pipe of the fixed pump 3, 18.19 is a branch pipe to the control device 5.7, 2
0 is the relief pulp of the fixed pump 3. 21.22
is a pipe line that leads the discharge pressure of the variable pump 1.2 to the control device,
Further, 23 is a common tank of the circuit.

第２図に制御部を示す。FIG. 2 shows the control section.

可変ポンプ１．２で構成は対称のため、以下可変ポンプ
１側について説明する。制御装置５、減圧弁１３とも、
パルプ９は中立位置にあり、可変ポンプ１は最小斜板角
位置にあるときを表わしている。Since the configurations of the variable pumps 1 and 2 are symmetrical, the variable pump 1 side will be explained below. Both the control device 5 and the pressure reducing valve 13,
Pulp 9 is in the neutral position and variable pump 1 is shown in the minimum swash plate angle position.

３０はケース３１内に収容されたサーボピストンで可変
ポンプ１とロッド３２により連結されている。３３はパ
ルプ９が中立時可変ポンプ１を最小斜板角に保持するた
めのスプリング、３４．３５はカバーである。A servo piston 30 is housed in a case 31 and is connected to the variable pump 1 by a rod 32. 33 is a spring for holding the variable pump 1 at the minimum swash plate angle when the pulp 9 is neutral, and 34 and 35 are covers.

（Ａ）は制御装置の入力信号部、（Ｂ）は案内弁部であ
る。(A) is an input signal section of the control device, and (B) is a guide valve section.

３６は制御ピストンで、アーム３７により案内弁スプー
ル３８およびサーボピストン３０に連結している。アー
ム３７は制御ピストン３６とピン３９により、またサー
ボピストン３０と案内弁スプール３８とはスリット穴と
球のかん合により連結している。４０．４１はトルク制
御および流量制御用スプリングで、定トルク曲線を２段
折れ線近似するため２本使用している。A control piston 36 is connected to a guide valve spool 38 and a servo piston 30 by an arm 37. The arm 37 is connected to the control piston 36 by a pin 39, and the servo piston 30 and the guide valve spool 38 are connected by a slit hole and a ball engagement. 40 and 41 are springs for torque control and flow rate control, and two springs are used to approximate the constant torque curve as a two-step polygonal line.

３段折れ線近似する場合は３本となる。４２゜４３はバ
ネ座、４４はバネ力と管路１６−ａで伝えられたピスト
ン４５にかかる減圧弁１３の出力圧を制御ビス（ン３６
に伝えるロッドである。４６．４７はスプリング４０．
４１の取付高さを調整できるスリーブ、４８．４９はス
リーブ４６，４７のロックナツト、また５０．５１はシ
ール部材である。５２は管路１８−ｂで伝えられた固定
ポンプ３０元圧を、その段差部の受圧面でうけるピスト
ン、５３はピストン５２の挿入されたスリーブである。In the case of three-stage polygonal line approximation, there are three lines. 42 and 43 are spring seats, and 44 is a screw that controls the spring force and the output pressure of the pressure reducing valve 13 applied to the piston 45 through the pipe 16-a.
It is a rod that conveys. 46.47 is spring 40.
41 is a sleeve whose installation height can be adjusted; 48 and 49 are lock nuts for the sleeves 46 and 47; and 50 and 51 are seal members. 52 is a piston that receives the source pressure of the stationary pump 30 transmitted through the conduit 18-b on the pressure receiving surface of its stepped portion, and 53 is a sleeve into which the piston 52 is inserted.

５４は管路１６−ｂで伝えられた減圧弁出力圧をうける
ビストン、５５はピストン５４０そう人されたスリーブ
、５６は可変ポンプ２の吐出圧を管路２２からうけるピ
ストン、５７は５６の挿入されたスリーブ、５８は可変
ポンプ１の吐出圧（自己圧）を管路２１−ａからうける
ピストン、５９はピストン５８の挿入されたスリーブで
ある。６０は前記管路１８−ｂとピストン５２間を接続
するケース内の通路、同様に６１は管路１６−ｂとピス
トン５４間６２は管路２２とピストン５６間、６３は管
路２１−ａとピストン５８間を接続するケース内の通′
路である。６４は制御装置６の出力圧を管路６５、ケー
ス内の通路６６からうけるピストン、６７はピストン６
４の挿入されたスリーブで、また９５は各ピストン５２
゜５４　、５６　、５’８　、６４のもれをケースのド
レン室９４にもどすドレン通路である。６８は最大斜板
角位置調整スクリュ、６９は６８の挿入されたスリーブ
で肩部な７ランジ７０で保持され、フランジ７０は図示
しないボルトによって。54 is a piston that receives the pressure reducing valve output pressure transmitted through the pipe 16-b, 55 is a sleeve into which the piston 540 is inserted, 56 is a piston that receives the discharge pressure of the variable pump 2 from the pipe 22, and 57 is the insertion of 56. 58 is a piston that receives the discharge pressure (self-pressure) of the variable pump 1 from the pipe line 21-a, and 59 is a sleeve into which the piston 58 is inserted. 60 is a passage in the case that connects the pipe 18-b and the piston 52, 61 is between the pipe 16-b and the piston 54, 62 is between the pipe 22 and the piston 56, and 63 is the pipe 21-a. and the piston 58.
It is a road. 64 is a piston that receives the output pressure of the control device 6 from a pipe 65 and a passage 66 in the case; 67 is a piston 6;
4 with inserted sleeves and 95 with each piston 52
54, 56, 5'8, and 64 are returned to the drain chamber 94 of the case. 68 is a maximum swash plate angle position adjustment screw, 69 is a sleeve into which 68 is inserted, and is held by a shoulder 7 flange 70, and the flange 70 is held by a bolt (not shown).

ケース３１に固定されている。９１．９２はシール部材
、９３はロックナツトである。It is fixed to the case 31. 91 and 92 are sealing members, and 93 is a lock nut.

次に案内弁部Ｂにつき説明する。Next, the guide valve section B will be explained.

７１はスプール３８の挿入されたスリーブで、管路１８
−ａからのサーボ油圧源は通路７２に導かれまた、ボー
）７２−ａは通路７３によりサーボピストンの左側室７
４に、ボート７２−ｂは通路７５により右側室７６に導
かれている。71 is a sleeve into which the spool 38 is inserted;
The servo hydraulic pressure source from -a is led to the passage 72, and the servo hydraulic pressure source from -a is led to the left side chamber 7 of the servo piston by the passage 73.
4, the boat 72-b is led to the right chamber 76 by a passage 75.

７７は非作動時スプールを単に最小斜板側に保持し、か
つアーム３７とスプール３８、サーボピストン３０、間
のガタを防止するスプリング、７８はバネ座、７９はバ
ネ室のドレン通路である。８０．８１はスリーブ７１の
位置を変えて、サーボ系の中立位置を調整できるように
したプラグで、それぞれｇ２．８３のカバーにネジ嵌合
して左右に移動させることによりスリーブ７１の位置を
かえる。８４．８５はシール部材、８６゜８７はプラグ
８０．８１のロックナツトである、また、８８．８９は
カバー３４．３５のシール部材である。77 is a spring that simply holds the spool on the smallest swash plate side when not in operation and prevents play between the arm 37, spool 38, and servo piston 30; 78 is a spring seat; and 79 is a drain passage for the spring chamber. 80.81 is a plug that can adjust the neutral position of the servo system by changing the position of the sleeve 71, and the position of the sleeve 71 can be changed by screwing into the cover of g2.83 and moving it left and right. . Numerals 84 and 85 are sealing members, 86 and 87 are lock nuts for the plugs 80 and 81, and 88 and 89 are sealing members for the cover 34 and 35.

次に、減圧弁１３につき説明する。Next, the pressure reducing valve 13 will be explained.

１００はボディ９９にそう人された制御スプール、ｌｏ
ｔ　、　＋０２は減圧特性を決定するスプリング、１０
３　、１０４　、１０５はバネ座、１０６　、１０７は
ボディ９９に取付けられたスナップリングでバネ座１０
４　、１０５の位置を規定しているスプリング＋０１　
、”＋０２の取付荷重、バネ定数は下表のように設定す
る。100 is the control spool attached to the body 99, lo
t, +02 is the spring that determines the decompression characteristics, 10
3, 104, 105 are spring seats; 106, 107 are snap rings attached to the body 99; spring seats 10;
4. Spring +01 that defines the position of 105
, "+02 installation load and spring constant are set as shown in the table below.

１０８は操作用ロンドでパルプ９と連動して操作される
。Reference numeral 108 is an operating iron which is operated in conjunction with the pulp 9.

１０９は減圧弁出力圧をうけてその反力火スプール１０
０に作用されるリアクションピーストン、１１０は非作
動時スプールをブロックの位置に保持して、叶力圧を無
圧に保つためのスプリング、Ｉｌｌ　、　＋１２はカバ
ー、１１３は元圧通路、１１４は出力圧通路で、それぞ
れ管路１５．１６と持続されている。また１１５はドレ
ン通路でタンク２３に通じている、１１６　、１１７　
、１１８はシール部材である。109 receives the pressure reducing valve output pressure and its reaction force fire spool 10
0 is a reaction piece stone, 110 is a spring for holding the spool in the block position when not in operation and keeping the leaf pressure at no pressure, Ill, +12 is a cover, 113 is a source pressure passage, 114 is a spring. The output pressure passages are respectively connected to lines 15 and 16. Also, 115 is a drain passage leading to the tank 23, 116, 117
, 118 are sealing members.

以下に作動を説明する。The operation will be explained below.

（１）本制御装置は（ａ）バルブ操作位置に応じてポン
プ斜板角を変える流量制御、（ｂ）可変ポンプ１゜２の
吐出圧力に応じた定トルク制御、（Ｃ）　！Ｊ　ＩＪ−
フロス低減のカットオフ制御、を行なう。(1) This control device has (a) flow rate control that changes the pump swash plate angle according to the valve operating position, (b) constant torque control according to the discharge pressure of the variable pump 1゜2, and (C)! J IJ-
Performs cutoff control for floss reduction.

以下それぞれにつき作動を説明する。The operation of each will be explained below.

なお本項でも可変ポンプ１側について説明する０ （２）流量制御 第３図に可変ポンプ１の圧力−流量特性を示す、流量制
御時はポンプ吐出圧が定トルク曲線以下の値のときで第
３図の斜線部内部のときである。This section will also explain the variable pump 1 side. (2) Flow control Figure 3 shows the pressure-flow characteristics of the variable pump 1. During flow control, the pump discharge pressure is below the constant torque curve. This is the case inside the shaded area in Figure 3.

このときはピストン５２にかかるサーボ元圧による力が
、ピストン５４，５６，５８゜６４にかかる力よりも大
きいため、ピストン５２より左側のピストンはスクリュ
６８に当接した状態で保持されている。At this time, the force due to the servo source pressure applied to the piston 52 is greater than the force applied to the pistons 54, 56, 58°64, so the piston on the left side of the piston 52 is held in contact with the screw 68.

スプリング４０，４１の取付荷重、バネ定数は下表のよ
うに設定する。The mounting loads and spring constants of springs 40 and 41 are set as shown in the table below.

パルプ９の操作により減圧弁１３が連動して操作されて
、その出力圧が上昇し、ピストン４５にかかる油圧力が
スプリング４１の取付荷重をこえると、４１のバネ力と
、油圧力がつりあう位置までロッド４４は第２図で左に
変位して、ピストン３６も左に変位する。When the pressure reducing valve 13 is operated in conjunction with the operation of the pulp 9 and its output pressure increases, and the hydraulic pressure applied to the piston 45 exceeds the mounting load of the spring 41, a position is reached where the spring force of the piston 41 and the hydraulic pressure are balanced. Until the rod 44 is displaced to the left in FIG. 2, the piston 36 is also displaced to the left.

すると、アーム３７で連結された案内弁スプール３８も
左に変位する。そのためサーボ元圧通路７２とボー）７
２−ｂが連通して、サーボピストン右側室７６にサーボ
元圧が導入され、サーボピストンは、この油圧力により
左に変位する、するとアーム３７はビン３９を支点とし
て時計まゎりに変位して、スプール３８を再びもとの位
置方向にもどす、サーボピストン３ｏはスプール３８が
もとの位置にもどってボー）７２−ｂが再びブロックさ
れるまで変位する。Then, the guide valve spool 38 connected by the arm 37 is also displaced to the left. Therefore, the servo source pressure passage 72 and bow) 7
2-b is communicated, servo source pressure is introduced into the servo piston right chamber 76, and the servo piston is displaced to the left by this hydraulic pressure.Then, the arm 37 is displaced clockwise with the bin 39 as a fulcrum. , returns the spool 38 to its original position again, and the servo piston 3o is displaced until the spool 38 returns to its original position and the bow 72-b is blocked again.

このとき左側室７４は通路７３、ボート７２−ａ、スプ
ール３８の通路３８−ａを通ってケースドレン９４に通
じる。At this time, the left chamber 74 communicates with the case drain 94 through the passage 73, the boat 72-a, and the passage 38-a of the spool 38.

すなわち、減圧弁出力圧に応じてサーボピストン３０が
変位しポンプが最小斜板角位置から、減圧弁出力圧に応
じた位置まで傾転する、減圧弁出方圧がさらに上昇する
とバネ座４３の左端が、バネ座４２の右端に当接してス
プリング４ｏがたわみはじめて、このときは４０のバネ
定数により減圧弁出力圧とポンプ斜板角の関係が決まる
、いま、スプリング４０の取付荷重を、バネ座４２．４
３が当接したときのスプリング４１のバネ荷重に等しく
設定すると、減圧弁出方圧とポンプ斜板角、すなわちポ
ンプ吐出量の関係は第４図になる。That is, the servo piston 30 is displaced in accordance with the pressure reducing valve output pressure, and the pump is tilted from the minimum swash plate angle position to a position corresponding to the pressure reducing valve output pressure.When the pressure reducing valve outlet pressure further increases, the spring seat 43 is moved. The left end comes into contact with the right end of the spring seat 42 and the spring 4o begins to bend.At this time, the relationship between the pressure reducing valve output pressure and the pump swash plate angle is determined by the spring constant of 40.Now, the mounting load of the spring 40 is 42.4
If the spring load is set equal to the spring load of the spring 41 when the springs 3 and 3 are in contact with each other, the relationship between the outlet pressure of the pressure reducing valve and the pump swash plate angle, that is, the pump discharge amount, is shown in FIG.

次にパルプ９の操作変位と減圧弁出力圧の関係を説明す
る。減圧弁１３のロッド１０８は、前述のようにパルプ
９の各レバーのうち最大変位に比例して変位する。１０
８が第２図で左に変位すると、スプリング１１０の取付
荷重が最も低いため、スプリング＋１０がたわんでスプ
ール１００が左に変位する。すると、スプール１００の
肩部１００−　ａとボート１１４が連通してサーボ元圧
はキリ穴＋００−　ｂによりピストン１０９にも作用し
その反力がスプール１００を右に変位させるよう作用す
る。この位置から減圧作用がはじまり、ロッド１０８が
さらに左に変位すると１ページの取付荷重の関係よりス
プリング１０１がロッド１０８を左に変位させる力とつ
り合うまでたわむ。この力はバネ座１０４　、１０５、
スプリング１０２を介してスプール１００にも作用し、
ピストン＋０９にかかる減圧弁出力圧も上記力につりあ
うまで上昇する。さらにバネ座＋０３の左端がバネ座１
０４の右端に当接するとスプリング１０２がたわみはじ
めて、このときは１０２のバネ定数により減圧弁出力圧
の変化する勾配がきまる。すなわち減圧弁出力圧の特性
はスプリング１０１　、１０２の取付荷重とバネ定数に
より決定される。いま、スプリング１０２の取付荷重と
バネ座１０３　、１０４が当接したときのスプリング＋
０１のバネ荷重を等しく設定すると、パルプ操作変位と
、減圧弁出力圧の関係は第５図になる。Next, the relationship between the operational displacement of the pulp 9 and the pressure reducing valve output pressure will be explained. The rod 108 of the pressure reducing valve 13 is displaced in proportion to the maximum displacement of each lever of the pulp 9, as described above. 10
When 8 is displaced to the left in FIG. 2, the mounting load of the spring 110 is the lowest, so the spring +10 is deflected and the spool 100 is displaced to the left. Then, the shoulder 100-a of the spool 100 and the boat 114 communicate, and the servo source pressure also acts on the piston 109 through the drilled hole +00-b, and the reaction force acts to displace the spool 100 to the right. The depressurizing action starts from this position, and when the rod 108 is further displaced to the left, the spring 101 is deflected until it balances the force that displaces the rod 108 to the left, based on the relationship of the mounting load on page 1. This force is applied to the spring seats 104, 105,
Also acts on the spool 100 via the spring 102,
The pressure reducing valve output pressure applied to the piston +09 also increases until it balances the above force. Furthermore, the left end of spring seat +03 is spring seat 1
When the spring 102 comes into contact with the right end of the pressure reducing valve 04, the spring 102 starts to bend, and at this time, the gradient of the change in the pressure reducing valve output pressure is determined by the spring constant of the pressure reducing valve 102. That is, the characteristics of the pressure reducing valve output pressure are determined by the mounting loads and spring constants of the springs 101 and 102. Now, when the mounting load of the spring 102 and the spring seats 103 and 104 come into contact, the spring +
When the spring loads of 01 are set equal, the relationship between the pulp operation displacement and the pressure reducing valve output pressure is as shown in FIG.

ここで、スプリング４１と１０１　、４０と１０２のバ
ネ定数を等しくすると、パルプ操作の変位に対するポン
プ吐出量の関係を直線関係にすることができる。これを
第６図に示す。Here, if the spring constants of the springs 41 and 101 and 40 and 102 are made equal, the relationship between the displacement of the pulp operation and the pump discharge amount can be made into a linear relationship. This is shown in FIG.

但し、パルプ操作変位とポンプ吐出量の関係が第７図の
ようにパルプ操作変位に対してはじめはポンプ吐出量が
ゆるやかに増加し、その後、急に増加する方が、アクチ
ュエータを微操作する上で好ましいときは減圧弁１３が
大とすることも可能である。However, if the relationship between the pulp operation displacement and the pump discharge amount is as shown in Figure 7, the pump discharge amount increases gradually in response to the pulp operation displacement, and then increases suddenly, which is better for fine control of the actuator. When it is preferable, the pressure reducing valve 13 can be made large.

（３）定トルク制御 いま、パルプが最大操作変位に′ありポンプ吐出量がそ
れに対応して、Ｑｍａｘ位置にあるとする。９れは第２
図ではピストン３６の左端カヒ゛ストン５２の右端に尚
接し、サーボピストン３０は左端がカバー３５に当接し
ている状態に対応する。(3) Constant torque control It is now assumed that the pulp is at the maximum operating displacement and the pump discharge amount is correspondingly at the Qmax position. 9 is the second
In the figure, the left end of the piston 36 is still in contact with the right end of the piston 52, and the left end of the servo piston 30 is in contact with the cover 35.

この状態で可変ポンプ１，２の吐出圧が上昇して、ピス
トン５２１Ｃ作用するサーボ元圧による力、ピストン４
５に作用する減圧弁出力圧による力よりも大きくなると
ピストン３６は第２図で右行するようになる。いま、減
圧弁出力圧をうけるピストン５４の受圧面積をピストン
４５の受圧面積と等しくとると、減圧弁出力圧によるピ
ストン４５の力と、ピストン５４０力は相殺される。す
なわち、トルク制御時はピストン５６に、作用する可変
ポンプ２の吐出圧、ピストン５８に作用する可変ポンプ
Ｉの吐出圧、ロッド４４に作用するバネ力と、これを反
対方向如ピストン５２に作用するサーボ元圧によるカと
のカのっりあいになる。そして前述のようにピストン３
６が右行して、可変ポンプ１，２の吐出圧の上昇による
力の分だけバネ管重カ小さくなった位置でピストン５２
のサーボ元圧とつりあうようになる。In this state, the discharge pressure of the variable pumps 1 and 2 increases, and the force due to the servo source pressure acting on the piston 521C, the piston 4
5, the piston 36 moves to the right in FIG. 2. Now, if the pressure receiving area of the piston 54 which receives the pressure reducing valve output pressure is made equal to the pressure receiving area of the piston 45, the force of the piston 45 due to the pressure reducing valve output pressure and the force of the piston 540 cancel each other out. That is, during torque control, the discharge pressure of the variable pump 2 acting on the piston 56, the discharge pressure of the variable pump I acting on the piston 58, the spring force acting on the rod 44, and the spring force acting on the piston 52 in the opposite direction. The force is equal to the force due to the servo source pressure. And as mentioned above, piston 3
6 moves to the right, and the piston 52 moves to the position where the spring tube weight is reduced by the force due to the increase in the discharge pressure of the variable pumps 1 and 2.
becomes balanced with the servo source pressure.

すると案内弁スプール３ｇも第２図で右行し、（２）項
と同様の作動でサーボピストンも右行して、案内弁スプ
ール３８が再びブロックされた位置でバランスすること
になる。Then, the guide valve spool 3g also moves to the right in FIG. 2, and the servo piston also moves to the right in the same manner as in item (2), so that the guide valve spool 38 is balanced again at the blocked position.

これを第３図で説明すると、Ｑｒｎａｘ　の状態４０が
もどりはじめて、ロッド４４を右方に変位させピストン
３６も右行してポンプ吐出量は減少する。さらに可変ポ
ンプ１，２の吐出圧が上昇すると、スプリング４ｏのバ
ネ座４２はスリーブ４６の左端に当接して、スプリング
４Ｉがもどりはじめる。スプリング４゜と４１では４０
の方がバネ定数が小であるから、可変ポンプ１，２の吐
出圧上昇に対して、つりあうためのもどり量は大きくな
り、従って吐出量の減少も大きくなる。To explain this with reference to FIG. 3, when the state 40 of Qrnax begins to return, the rod 44 is displaced to the right, the piston 36 also moves to the right, and the pump discharge amount decreases. When the discharge pressure of the variable pumps 1 and 2 further increases, the spring seat 42 of the spring 4o comes into contact with the left end of the sleeve 46, and the spring 4I begins to return. 40 for springs 4° and 41
Since the spring constant is smaller, the amount of return to balance the increase in the discharge pressure of the variable pumps 1 and 2 is greater, and therefore the decrease in the discharge amount is also greater.

これに対して４１はバネ定数が大のため、同一の゛吐出
圧上昇でも少しのもどり量で、つりあい状態となり、従
って吐出量の減少は小さい、すなわち、第３図の定トル
ク曲線に沿った制御特性が得られることになる。第３図
る圧力に対応する。On the other hand, 41 has a large spring constant, so even if the discharge pressure rises for the same amount, it returns to a balanced state by a small amount, so the decrease in discharge amount is small, that is, it follows the constant torque curve in Figure 3. Control characteristics will be obtained. The third figure corresponds to the pressure.

（４）カットオフ制御 可変ポンプ１の吐出圧（自己圧）が上昇してスプリング
６−Ｃの設定荷重になると、カットオフパルプ６はピス
トン６−ａにかかる吐出圧により（１）から（のに切換
わり吐出圧が６５に伝わり、６５−Ｈによってピストン
６−ｂに作用して減圧作用を開始する。(4) When the discharge pressure (self-pressure) of the cut-off control variable pump 1 rises and reaches the set load of the spring 6-C, the cut-off pulp 6 is moved from (1) to (2) by the discharge pressure applied to the piston 6-a. , the discharge pressure is transmitted to 65, and 65-H acts on piston 6-b to start a pressure reducing action.

すなわち、ピストン６−ａに作用する可変ポンプ；の吐
出圧と、スプリング６−Ｃ（Ｆ）／＜ネ荷重およびピス
トン６−ｂに作用するカットオフパルプ出力圧によりつ
りあい、このときの減圧特性は第８図になる。That is, the discharge pressure of the variable pump acting on the piston 6-a is balanced by the spring 6-C(F)/<N load and the cut-off pulp output pressure acting on the piston 6-b, and the pressure reduction characteristics at this time are as follows. It becomes Figure 8.

６５から通路６６に導かれたカットオフ出力圧は、ピス
トン６４に作用して、このとぎは、スプリング４１はさ
らに６４による力の分だけもどって、つりあい状態にな
る。これ第３図でさらに可変ポンプ１，２の吐出圧が上
昇すると、ポンプは最小斜板角位置（最小吐出量Ｑｍｉ
ｎ位置）で、圧力のみが回路のｐｘ＋　ｐ２ リリーフ設定圧力（□）ｒまで上昇してわずかなりリー
フ流ｉＱｍｉｎ　によりその圧力が保持される。The cut-off output pressure introduced from 65 into passage 66 acts on piston 64, which causes spring 41 to return by an additional force exerted by 64 to reach a balanced state. When the discharge pressure of the variable pumps 1 and 2 further increases in FIG.
n position), only the pressure rises to the px+p2 relief set pressure (□)r of the circuit, and that pressure is maintained by a slight leaf flow iQmin.

本発明は以上詳述したように、可変容量型油圧ポンプ１
，２の吐出側に配置されたパルプ９゜１０と連動操作さ
れ、パルプ９，１００操作変位を減圧弁出力圧に変換す
る、減圧弁１３．１４において、減圧弁出力圧と減圧弁
元圧をともに可変容量型油圧ポンプ１，２の制御部５，
７に作用させる手段と、サーボピストン部、人力信号部
Ａ、案内弁部Ｂとより成って入力信号部Ａに、ポンプ吐
出量を大とする方向に減圧弁出力圧をうげるピ、ストン
４５を配置しポンプ吐出量を小とす名方向に作用するス
プリング４０．４１を配置し、また、減圧弁元圧をうけ
るピストン５２をポンプ吐出量を大とする方向に、可変
容量型油圧ポンプ１，２の吐出圧をうけるピストン５８
と５６をポンプ吐出量を小とする方向に、減圧弁出力圧
をうけるピストン５４をポンプ吐出量を小とする方向に
配置して、さらにピストン５４の受圧面積を前記ピスト
ン４５の受圧面積と同一にした制御部と、可変容量型油
圧ポンプ１の吐出圧（自己圧）を、カットオフパルプ６
によりその出力圧に変換して入力信号部Ａのピストン６
４でうけて、ポンプ吐出量を小とする方向に作用させる
手段とを備えたことを特徴とする可変定量型ポンプの制
御装置である。As described in detail above, the present invention provides a variable displacement hydraulic pump 1.
, 2, the pressure reducing valves 13 and 14 are operated in conjunction with the pulps 9 and 10 arranged on the discharge side of the pulps 9 and 10, and convert the operating displacement of the pulps 9 and 100 into pressure reducing valve output pressure. Control units 5 for both variable displacement hydraulic pumps 1 and 2,
7, a servo piston part, a human power signal part A, and a guide valve part B, and a piston and a piston for increasing the pressure reducing valve output pressure in the direction of increasing the pump discharge amount in the input signal part A. 45 is arranged, and springs 40 and 41 are arranged to act in the direction that reduces the pump discharge amount, and the piston 52 that receives the pressure reducing valve source pressure is arranged in the direction that increases the pump discharge amount. Piston 58 receiving discharge pressures 1 and 2
and 56 are arranged in the direction to decrease the pump discharge amount, and the piston 54 receiving the pressure reducing valve output pressure is arranged in the direction to decrease the pump discharge amount, and furthermore, the pressure receiving area of the piston 54 is the same as the pressure receiving area of the piston 45. The cut-off pulp 6 controls the discharge pressure (self pressure) of the variable displacement hydraulic pump 1 and
The output pressure is converted into the output pressure by the piston 6 of the input signal section A.
4, the control device for a variable metering pump is characterized in that it is provided with means for acting in a direction to reduce the pump discharge amount.

したがって、ポンプ斜板角を制御する油圧サーボの入力
信号部に、ポンプ吐出圧、制御圧をピストンの位置変位
として作用させて、それらの合計和を油圧サーボの入力
として、ポンプ斜板角を制御することができる。Therefore, the pump discharge pressure and control pressure are applied to the input signal section of the hydraulic servo that controls the pump swash plate angle as the positional displacement of the piston, and the sum of these is used as the input to the hydraulic servo to control the pump swash plate angle. can do.

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

第１図は本発明一実施例の構成説明図、第２図は制御手
段の構成説明図、第３図はポンプの圧力−流量特性図、
第４図は減圧弁出力圧とポンプ吐出量の関係図、第５図
はパルプの操作変位と減圧弁の出力圧特性図、第６図は
パルプ操作変位とポンプ吐出量特性図、第７図はパルプ
操作変位とポンプ吐出量特性図、第８図はカットオフパ
ルプ制御特性図である。 １．２は可変容量型油圧ポンプ、５，７は制御装置、６
はカットオフパルプ。 出願人　株式会社　小松製作所 代理人　　弁理士　米　原　正　章 弁理士　浜　本　　　忠Fig. 1 is an explanatory diagram of the configuration of an embodiment of the present invention, Fig. 2 is an explanatory diagram of the configuration of the control means, and Fig. 3 is a pressure-flow characteristic diagram of the pump.
Figure 4 is a relationship diagram between pressure reducing valve output pressure and pump discharge amount, Figure 5 is a characteristic diagram of pulp operation displacement and pressure reducing valve output pressure, Figure 6 is a diagram of pulp operation displacement and pump discharge rate characteristic diagram, and Figure 7 is a graph of pulp operation displacement and pump discharge rate characteristic diagram. 8 is a characteristic diagram of pulp operation displacement and pump discharge amount, and FIG. 8 is a characteristic diagram of cut-off pulp control. 1.2 is a variable displacement hydraulic pump, 5 and 7 are control devices, 6
is cut-off pulp. Applicant Komatsu Ltd. Representative Patent Attorney Masaaki Yonehara Patent Attorney Tadashi Hamamoto

Claims (1)

【特許請求の範囲】[Claims] 可変容量散油圧ポンプ１，２の吐出側に配置されたパル
プ９，１０と連動操作され、パルプ９．１００操作変位
を減圧弁出力圧に変換する、減圧弁１３．１４において
、減圧弁出力圧と減圧弁元圧なともに可変容量型油圧ポ
ンプ１，２０制御部５，７に作用させる手段と、サーボ
ピストン部、入力信号部Ａ１案内弁部Ｂとより成って入
力信号部Ａに、ポンプ吐出量を犬とする方向に減圧弁出
力圧をうけるピストン４５を配置しポンプ吐出量を小と
する方向に作用するスプリング４０．４１を配置し、ま
た、減圧弁元圧を５するピストン５２をポンプ吐出量を
大とする方向に、可変容量型油圧ポンプ１．２の吐出圧
をうけるピストン５８と５６をポンプ吐出量を小とする
方向に、減圧弁出力圧をうけるピストン５４をポンプ吐
出量を小とする方向に配置して、さらにピストン５４の
受圧面積を前記ピストン４５の受圧面積と同一にした制
御部と、可変容量型油圧ポンプ１の吐出圧（自己圧）を
、カットオフパルプ６によりその出力圧に変換して入力
信号部Ａのピストン６４’−ｅ５１で、ポンプ吐出量を
小とする方向に作用させる手段とを備えたことを特徴と
する可変容量型ポンプの制御装置。The pressure reducing valves 13 and 14 are operated in conjunction with the pulps 9 and 10 disposed on the discharge side of the variable capacity dispersed hydraulic pumps 1 and 2, and convert the operating displacement of the pulps 9 and 100 into pressure reducing valve output pressure. A means for causing the pressure reducing valve source pressure to act on the variable displacement hydraulic pumps 1, 20, control sections 5, 7, a servo piston section, an input signal section A1, a guide valve section B, and a pump discharge A piston 45 that receives the output pressure of the pressure reducing valve is arranged in a direction that increases the volume, and springs 40 and 41 that act in a direction that reduces the pump discharge volume are arranged. The pistons 58 and 56 receive the discharge pressure of the variable displacement hydraulic pump 1.2 in the direction of increasing the discharge amount, and the piston 54 receives the pressure reducing valve output pressure in the direction of decreasing the pump discharge amount. A control section is arranged in the direction of reducing the pressure, and the pressure receiving area of the piston 54 is made the same as the pressure receiving area of the piston 45, and the discharge pressure (self pressure) of the variable displacement hydraulic pump 1 is controlled by the cut-off pulp 6. A control device for a variable displacement pump characterized by comprising means for converting the output pressure to act on a piston 64'-e51 of an input signal section A in a direction to reduce the pump discharge amount.