WO2017212918A1 - ポンプ装置 - Google Patents

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WO2017212918A1
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pressure
pump
control
actuator
regulator
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祐紀 阪井
哲也 岩名地
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Ｋｙｂ株式会社
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    • Y10S417/00—Pumps

Definitions

  • the present invention relates to a pump device.
  • JP1994-300002A has a hydraulic circuit structure of a construction machine including a hydraulic drive type actuator and a variable displacement hydraulic pump for supplying pressure oil to the actuator, wherein the hydraulic pump It is disclosed that load control is performed to increase or decrease the pump discharge amount.
  • the pump device subjected to load control (load sensing control) as disclosed in JP1994-300002A discharges the working fluid at a discharge flow rate corresponding to the work load of the drive actuator, thereby opening the control valve regardless of the work load.
  • load control load sensing control
  • the speed of the drive actuator can be controlled.
  • the degree of opening of the control valve is the same, for example, the speed of the drive actuator required for different workers, that is, the supply flow rate from the pump device may be different.
  • An object of the present invention is to change the discharge flow rate regardless of the work load in a load-controlled pump device.
  • a pump device for supplying a working fluid to a drive actuator for driving a drive target through a control valve, wherein the drive fluid is supplied to the drive actuator and the discharge capacity is adjusted according to the tilt angle of the swash plate
  • a variable displacement type first pump the tilt actuator controlling the tilt angle of the swash plate in the first pump according to the control pressure supplied, and the control pressure according to the pressure difference across the control valve
  • a regulator to be regulated
  • a fixed displacement type second pump driven by a drive source common to the first pump a resistor provided in a pump passage to which the working fluid discharged from the second pump is introduced, and
  • a control actuator that operates in response to the front-back differential pressure and lowers the control pressure according to the rise in front-back differential pressure of the resistor, and an upstream pressure and a downstream pressure of the resistor Comprising an auxiliary passage for introducing an auxiliary pressure applied to the control actuator to resist better to control the actuators, the supply of the auxiliary pressure to the control actuator through the auxiliary
  • FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram of a hydraulic drive system provided with a pump system according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a view for explaining the discharge flow rate control in the pump device according to the embodiment of the present invention, and is a graph showing the relationship between the pump rotational speed and the discharge flow rate.
  • a pump device 100 according to an embodiment of the present invention and a hydraulic drive 1 including the same will be described with reference to the drawings.
  • the hydraulic drive device 1 is mounted, for example, on a hydraulic shovel and drives an object to be driven (a boom, an arm, a bucket, or the like). As shown in FIG. 1, the hydraulic drive device 1 supplies hydraulic oil to the hydraulic cylinder 2 as a drive actuator for driving an object to be driven by supplying and discharging hydraulic oil as the hydraulic fluid, and hydraulic oil supplied to the hydraulic cylinder 2. And a pump device 100 as a drive hydraulic pressure source that supplies hydraulic fluid to the hydraulic cylinder 2 through the control valve 3.
  • the hydraulic cylinder 2 is extended and contracted by the hydraulic oil introduced from the pump device 100 through the control valve 3 to drive the driven object.
  • the degree of opening of the control valve 3 is adjusted in accordance with the operation of the operator, and the flow rate of the hydraulic oil supplied to the hydraulic cylinder 2 is adjusted.
  • FIG. 1 only a single hydraulic cylinder 2 and a control valve 3 for controlling the same are illustrated, and other drive actuators and control valves are not shown.
  • the hydraulic oil discharged from the pump device 100 is sent to the pump port 31 through the discharge passage 21 and is led to the hydraulic cylinder 2 by the control valve 3 connected to the pump port 31.
  • the pump device 100 supplies the hydraulic oil to the hydraulic cylinder 2 and changes the discharge capacity according to the tilt angle of the swash plate 11, and the first displacement type first pump 10 according to the supplied control pressure Pcg.
  • a tilt actuator 15 for controlling the tilt angle of the swash plate 11 in the pump 10, and a regulator (load sensing regulator) 60 for regulating the control pressure Pcg guided to the tilt actuator 15 according to the differential pressure across the control valve 3
  • a horsepower control regulator 40 for adjusting the control source pressure Pc introduced to the regulator 60 in accordance with the discharge pressure P1 of the first pump 10.
  • discharge volume refers to the discharge amount of hydraulic oil per rotation of the first pump 10.
  • discharge flow rate means the discharge amount of the hydraulic oil per unit time in the 1st pump 10 or the 2nd pump 16 mentioned later.
  • the first pump 10 is driven by an engine 4 as a drive source.
  • the first pump 10 sucks in working oil from a tank port 30 connected to a tank (not shown) through the suction passage 20 and discharges working oil pressurized by a piston (not shown) that reciprocates following the swash plate 11 It discharges to the passage 21.
  • the hydraulic oil discharged from the first pump 10 is supplied to the hydraulic cylinder 2 through the control valve 3. Further, part of the hydraulic fluid discharged from the first pump 10 is led to a branch passage 50 branched from the discharge passage 21.
  • the branch passage 50 branches into first to third discharge pressure passages 51, 52, 53, and guides the discharge pressure P1 of the first pump 10 to each of them.
  • the first pump 10 includes a cylinder block (not shown) rotationally driven by the engine 4, a piston for reciprocating the operation of the cylinder block and discharging the hydraulic oil sucked therein, and a swash plate 11 followed by the piston.
  • Horsepower control springs 48 and 49 for biasing the swash plate 11 in the direction in which the tilt angle increases.
  • the tilting actuator 15 drives the swash plate 11 against the biasing force of the horsepower control springs 48 and 49 of the first pump 10.
  • the tilting actuator 15 may be built in the cylinder block of the first pump 10 or may be provided outside the cylinder block.
  • the tilting actuator 15 is extended to reduce the tilting angle of the swash plate 11 and reduce the displacement of the first pump 10.
  • the horsepower control regulator 40 is a 3-port 2-position switching valve.
  • a first control pressure passage 55 connected to the regulator 60 is connected to a port on one side of the horsepower control regulator 40.
  • the first discharge pressure passage 51 to which the discharge pressure P1 of the first pump 10 is introduced and the low pressure passage 59 connected to the tank are connected to the other two ports of the horsepower control regulator 40, respectively.
  • the horsepower control regulator 40 has a high pressure position 40A communicating the first control pressure passage 55 with the first discharge pressure passage 51, and a low pressure position 40B communicating the first control pressure passage 55 with the low pressure passage 59. It has a spool (not shown) that moves continuously. The biasing force of the horsepower control springs 48 and 49 is applied to one end of the spool of the horsepower control regulator 40. The discharge pressure P1 of the first pump 10 introduced through the second discharge pressure passage 52 acts on the other end of the spool. The spool of the horsepower control regulator 40 moves to a position where the discharge pressure P1 and the biasing force of the horsepower control springs 48 and 49 balance, and changes the opening degree of the high pressure position 40A and the low pressure position 40B.
  • One end of the horsepower control spring 48, 49 is connected to the spool of the horsepower control regulator 40, and the other end is linked to the swash plate 11 of the first pump 10.
  • the length of the horsepower control spring 49 is shorter than that of the horsepower control spring 48.
  • the biasing force of the horsepower control springs 48 and 49 changes in accordance with the tilt angle of the swash plate 11 and the position of the spool of the horsepower control regulator 40. Therefore, the biasing force that acts on the swash plate 11 from the horsepower control springs 48 and 49 is gradually increased in accordance with the tilt angle of the swash plate 11 and the stroke of the spool of the horsepower control regulator 40.
  • the horsepower control regulator 40 is provided with a horsepower control actuator 41.
  • the horsepower control actuator 41 responds to the horsepower control signal pressure Ppw that is led from the horsepower control signal pressure port 36 through the horsepower control signal pressure passage 46.
  • the control system of the hydraulic shovel is switched to the high load mode and the low load mode.
  • the horsepower control signal pressure Ppw is lowered in the high load mode and increased in the low load mode.
  • the spool of the horsepower control regulator 40 moves in the direction to switch to the high pressure position 40A.
  • the control source pressure Pc increases, and the load on the first pump 10 decreases.
  • the regulator 60 is a 3 port 2 position switching valve. Connected to two ports on one side of the regulator 60 are a third discharge pressure passage 53 to which the discharge pressure P1 of the first pump 10 is introduced, and a first control pressure passage 55 connected to the horsepower control regulator 40. Be done. A second control pressure passage 56 which leads the control pressure Pcg to the tilt actuator 15 is connected to the other port of the regulator 60. A throttle 57 is interposed in the second control pressure passage 56, and the pressure fluctuation of the control pressure Pcg led to the tilting actuator 15 is alleviated by the throttle 57. Further, a throttle 54 is interposed in the third discharge pressure passage 53. The pressure fluctuation of the discharge pressure P1 led to the regulator 60 is alleviated by the restriction 54.
  • the regulator 60 has a first position 60A communicating the first control pressure passage 55 with the second control pressure passage 56, and a second position 60B communicating the third discharge pressure passage 53 with the second control pressure passage 56. And a spool (not shown) that moves continuously between them.
  • An upstream signal pressure Pps generated on the upstream side of the control valve 3 based on the discharge pressure P1 of the first pump 10 is led from the signal port 33 through the first signal passage 43 to one end of the spool of the regulator 60.
  • the downstream signal pressure Pls generated downstream of the control valve 3 based on the load pressure of the hydraulic cylinder 2 is guided from the signal port 34 to the other end of the spool of the regulator 60 through the second signal passage 44.
  • the other end of the spool of the regulator 60 is provided with a biasing force of an LS spring 14 which biases the regulator 60 in the direction of switching to the first position 60A.
  • the pump device 100 includes a fixed displacement second pump 16 driven by a drive source common to the first pump 10 and a resistor interposed in a pump passage 24 for leading hydraulic fluid discharged from the second pump 16.
  • the control actuator 70 drives the regulator 60 to adjust the control pressure Pcg in accordance with the differential pressure (P3-P4) between the front and rear of the resistor 65, and acts against the pressure P3 on the upstream side of the resistor 65.
  • the auxiliary passage 83 for guiding the auxiliary pressure Po to the control actuator 70, the switching valve 80 provided in the auxiliary passage 83 to selectively switch the communication and blocking of the auxiliary passage 83, and the switching valve 80 in accordance with the operator's operation input.
  • the second pump 16 is provided side by side with the first pump 10 and is driven by the engine 4 together with the first pump 10.
  • a gear pump is used for the second pump 16.
  • the second pump 16 sucks in the hydraulic oil through the branch suction passage 23 branched from the suction passage 20 and discharges the pressurized hydraulic oil to the pump passage 24.
  • the hydraulic oil discharged from the second pump 16 is sent to the pump port 32 through the pump passage 24 and supplied to a hydraulic drive unit or the like that switches the control valve 3 through a passage (not shown) connected to the pump port 32.
  • the resistor 65 includes a fixed throttle 66 and a relief valve 67 interposed in parallel with each other in the pump passage 24.
  • a predetermined value relievef pressure
  • the relief valve 67 opens. Accordingly, the hydraulic oil discharged from the second pump 16 passes through both the fixed throttle 66 and the relief valve 67.
  • the control actuator 70 has a cylinder 71, a piston 75 slidably moving inside the cylinder 71, and a rod 76 connected to the piston 75 and linked to the regulator 60.
  • the cylinder 71 has a first cylinder portion 71A, a second cylinder portion 71B having an inner diameter smaller than the inner diameter of the first cylinder portion 71A, and a ring formed between the first cylinder portion 71A and the second cylinder portion 71B. And a step portion 71C of
  • the piston 75 is connected to the first piston portion 75A slidably inserted in the first cylinder portion 71A and to the first piston portion 75A, and the rod 76 is connected to be slidable to the second cylinder portion 71B. And a second piston portion 75B inserted into the
  • the inside of the cylinder 71 is a first pressure chamber 72 formed between the first piston portion 75A and the bottom of the first cylinder portion 71A by the piston 75, an outer periphery of the rod 76, and a second piston portion 75B Divided into a second pressure chamber 73 formed between the second cylinder portion 71B and the bottom portion, and a third pressure chamber 74 formed between the first piston portion 75A and the step portion 71C of the cylinder 71 .
  • upstream pressure The pressure (hereinafter, referred to as “upstream pressure”) P 3 on the upstream side of the resistor 65 is introduced to the first pressure chamber 72 through the upstream pressure passage 94.
  • the upstream pressure P3 introduced to the first pressure chamber 72 acts on the first piston portion 75A of the piston 75 to move the rod 76 in the direction (rightward in FIG. 1) at which the regulator 60 switches to the first position 60A. Demonstrate a driving force.
  • downstream pressure The pressure (hereinafter, referred to as “downstream pressure”) P 4 on the downstream side of the resistor 65 is introduced to the second pressure chamber 73 through the downstream pressure passage 95.
  • the downstream pressure P4 introduced to the second pressure chamber 73 acts on the second piston portion 75B of the piston 75 to move the rod 76 in the direction in which the regulator 60 switches to the second position 60B (left direction in FIG. 1). Demonstrate a driving force.
  • the auxiliary passage 83 is in communication with the third pressure chamber 74, and guides the auxiliary pressure Po supplied from the outside of the pump device 100 to the third pressure chamber 74.
  • the auxiliary pressure Po is generated, for example, by pressure-regulating the hydraulic oil discharged from the second pump 16 by an adjustment mechanism outside the pump device 100.
  • the auxiliary pressure Po led to the third pressure chamber 74 acts on the first piston portion 75A of the piston 75 from the opposite side to the upstream pressure P3 so as to resist the upstream pressure P3 and makes the rod 76 in the left direction in the figure. It exerts a driving force to move it.
  • the auxiliary pressure Po acts to resist the upstream pressure P3.
  • the switching valve 80 is a two-port two-position electromagnetic switching valve (ON-OFF valve).
  • the switching valve 80 shuts off the supply of the auxiliary pressure Po to the third pressure chamber 74 through the auxiliary passage 83.
  • the communication position 80A connects the auxiliary passage 83 and supplies the auxiliary pressure Po to the third pressure chamber 74.
  • the switching valve 80 has a spool (not shown) that selectively switches between the communication position 80A and the blocking position 80B, a biasing spring 81 that biases the spool to take the blocking position 80B, and the biasing spring 81 And a solenoid 82 which exerts a driving force against the biasing force.
  • the switching valve 80 is provided separately from the regulator 60. Thereby, the degree of freedom in the layout of the switching valve 80 and the auxiliary passage 83 with respect to the regulator 60 can be improved. Further, since the degree of freedom of the layout of the switching valve 80 is improved, the solenoid 82 is disposed along the vertical direction, so that the driving force of the solenoid 82 can be prevented from being reduced by gravity.
  • the controller 85 is configured by a microcomputer including a CPU (central processing unit), a ROM (read only memory), a RAM (random access memory), and an I / O interface (input / output interface).
  • the RAM stores data in the processing of the CPU
  • the ROM stores in advance a control program of the CPU, etc.
  • the I / O interface is used to input and output information with the connected device.
  • the controller 85 may be configured by a plurality of microcomputers.
  • the controller 85 is programmed to be able to execute at least a process necessary to execute the control according to the present embodiment or the modification.
  • the controller 85 may be configured as a single device, or may be divided into a plurality of devices and configured to perform distributed processing of each control in the present embodiment with the plurality of devices.
  • the switching valve 80 When a current is supplied from the controller 85 to the solenoid 82, the switching valve 80 is brought into the communication position 80A, and the auxiliary passage 83 is opened. As a result, the auxiliary pressure Po is introduced to the third pressure chamber 74 of the control actuator 70 through the auxiliary passage 83.
  • the switching valve 80 is switched to the blocking position 80 B by the biasing force of the biasing spring 81 to block the auxiliary passage 83.
  • the supply of the auxiliary pressure Po to the third pressure chamber 74 is shut off, and the third pressure chamber 74 communicates with the tank to be the tank pressure.
  • the control actuator 70 in addition to the differential pressure (P3-P4) across the resistor 65, the auxiliary pressure Po derived from the auxiliary passage 83 is selectively derived, and the spool is a differential pressure across the resistor 65 (P3-P4) And the auxiliary pressure Po move to a position where they balance. Thereby, the control actuator 70 applies a driving force to the regulator 60.
  • the spool of the regulator 60 in addition to the LS differential pressure (Pps-Pls) generated before and after the control valve 3 and the biasing force of the LS spring 14 acting on the other end of the spool As force, the pressure difference (P3-P4) across the resistor 65 and the auxiliary pressure Po act.
  • the spool of the regulator 60 moves to a position where the LS differential pressure (Pps-Pls), the differential pressure (P3-P4) of the resistor 65, the auxiliary pressure Po, and the biasing force of the LS spring 14 balance each other.
  • the opening degrees of the first position 60A and the second position 60B of the regulator 60 are changed.
  • the horsepower control for controlling the discharge capacity of the first pump 10 so as to keep the discharge pressure P1 of the first pump 10 constant by the horsepower control regulator 40, and the differential pressure (LS) of the control valve 3 by the regulator 60.
  • Load control (LS control) that controls the displacement of the first pump 10 to keep the differential pressure constant, and a discharge flow rate that controls the displacement of the first pump 10 according to the pump speed (engine speed) Control is performed.
  • the regulator 60 adjusts the control pressure Pcg in accordance with the control source pressure Pc adjusted by the horsepower control regulator 40.
  • the horsepower control is not performed and the discharge displacement of the first pump 10 is controlled by the load control.
  • the displacement of the first pump 10 is controlled by horsepower control. Therefore, while the discharge displacement of the first pump 10 is controlled to keep the discharge pressure P1 of the first pump 10 within a certain range by horsepower control, the LS differential pressure of the control valve 3 is maintained constant by load control.
  • the displacement of the pump 10 can also be controlled.
  • the tilt actuator 15 makes the tilt angle of the swash plate 11 of the first pump 10 smaller. To drive. Therefore, when the delivery pressure P1 of the first pump 10 rises, the delivery displacement of the first pump 10 decreases.
  • control pressure Pcg adjusted by the regulator 60 also decreases, and the biasing force of the horsepower control springs 48 and 49 increases the tilt angle of the swash plate 11. Therefore, when the delivery pressure P1 of the first pump 10 decreases, the delivery displacement of the first pump 10 increases.
  • the horsepower control regulator 40 adjusts the control source pressure Pc introduced to the regulator 60 so that the driving force by the discharge pressure P1 and the biasing force of the horsepower control springs 48 and 49 are balanced.
  • the horsepower control regulator 40 operates to raise the control pressure Pc according to the increase of the discharge pressure P1 due to the increase of the pump rotational speed to increase the control pressure Pcg and reduce the discharge capacity of the first pump 10.
  • the horsepower control regulator 40 operates to lower the control pressure Pc according to the decrease of the discharge pressure P1 due to the decrease of the pump rotational speed to decrease the control pressure Pcg and increase the discharge capacity of the first pump 10 Let That is, even when the pump rotational speed changes, the horsepower control regulator 40 discharges the first pump 10 so as to cancel the change in the discharge flow rate (supply flow rate) of the first pump 10 accompanying the change in the pump rotational speed. Increase or decrease the capacity. Therefore, the load (power factor) of the first pump 10 is adjusted to be substantially constant regardless of the pump rotational speed.
  • the downstream signal pressure (load pressure) Pls introduced from the downstream side (load side) of the control valve 3 to the signal port 34 is increased.
  • the LS differential pressure (Pps ⁇ Pls) decreases due to the increase of the downstream signal pressure Pls, the spool of the regulator 60 moves in the direction to switch to the first position 60A by the biasing force of the LS spring.
  • the control pressure Pcg introduced to the tilt actuator 15 is adjusted by the horsepower control regulator 40 and is reduced based on the control source pressure Pc lower than the discharge pressure P1 of the first pump 10. Therefore, the tilting actuator 15 moves in the direction (left direction in FIG. 1) in which the tilting angle of the swash plate 11 becomes large, and the displacement of the first pump 10 increases.
  • the discharge flow rate (supply flow rate) of the first pump 10 also increases, so the LS differential pressure (Pps ⁇ Pls) of the control valve 3 increases.
  • the regulator 60 adjusts the control pressure Pcg introduced to the tilt actuator 15 so that the LS differential pressure (Pps ⁇ Pls) and the biasing force of the LS spring 14 are balanced.
  • the regulator 60 operates so as to increase the discharge pressure of the first pump 10 by decreasing the control pressure Pcg when the LS differential pressure (Pps ⁇ Pls) decreases, and to increase the LS differential pressure (Pps ⁇ Pls). Do. Further, the regulator 60 operates so that, when the LS differential pressure (Pps ⁇ Pls) increases, the control pressure Pcg is increased to decrease the displacement of the first pump 10 and the LS differential pressure (Pps ⁇ Pls) decreases. Do. That is, the displacement of the first pump 10 is controlled by the regulator 60 so that the LS differential pressure (Pps ⁇ Pls) becomes substantially constant even if the load on the hydraulic cylinder 2 increases or decreases.
  • the hydraulic cylinder 2 can be driven at the same speed regardless of the work load, and the controllability of the hydraulic cylinder 2 can be improved.
  • the driving speed (supply flow rate) of the hydraulic cylinder 2 can be controlled only by the opening degree (position) of the control valve 3, and the speed change of the hydraulic cylinder 2 due to the fluctuation of the work load can be prevented.
  • the discharge flow rate control is performed by driving the regulator 60 by the control actuator 70 in accordance with the differential pressure (P3-P4) of the resistor 65 to which the hydraulic fluid discharged from the second pump 16 is introduced.
  • the pump rotational speed (engine rotational speed) is smaller than a predetermined pump rotational speed N1 (see FIG. 2), and the upstream pressure P3 of the resistor 65 is lower than the relief pressure of the relief valve 67 (the relief valve 67 is closed) Will be described.
  • the tilt actuator 15 drives the swash plate 11 of the first pump 10 so that the tilt angle decreases, and the displacement of the first pump 10 decreases.
  • the differential pressure (P3-P4) of the resistor 65 increases.
  • the differential pressure (P3-P4) of the resistor 65 rises from the state in which the force acting on the control actuator 70 is balanced, that is, when the upstream pressure P3 becomes relatively large, the control actuator 70 cuts to the first position 60A.
  • the spool of the regulator 60 is driven in the opposite direction (right direction in FIG. 1).
  • the degree of communication opening between the first control pressure passage 55 and the second control pressure passage 56 is increased, so the control pressure Pcg led to the tilting actuator 15 is controlled by the control source pressure Pc adjusted by the horsepower control regulator 40.
  • the tilt actuator 15 drives the swash plate 11 of the first pump 10 so that the tilt angle increases, and the displacement of the first pump 10 increases.
  • the discharge flow rate of the first pump 10 is controlled to increase in proportion to the increase of the engine speed, as shown in FIG.
  • the relief valve 67 provided in parallel with the fixed throttle 66 is opened when the upstream pressure P3 of the resistor 65 becomes equal to or higher than the relief pressure of the relief valve 67 due to the increase of the discharge pressure of the second pump 16 with the increase of the pump rotational speed. Do. As a result, the hydraulic oil discharged from the second pump 16 passes through both the fixed throttle 66 and the relief valve 67. Therefore, the flow passage area of the resistor 65 is expanded, the resistance applied to the flow of the hydraulic oil is reduced, and the ratio of change in differential pressure across the resistor 65 with respect to the increase in pump rotational speed is reduced.
  • the rate (gain) in which the discharge flow rate of the first pump 10 increases with respect to the increase in pump rotational speed also decreases. Therefore, for example, as shown in FIG. 2, even if the pump rotational speed further increases from the pump rotational speed N1 at which the relief valve 67 opens, the discharge flow rate of the first pump 10 does not increase and is substantially constant. it can. Thus, the resistor 65 having the relief valve 67 can change the rate at which the discharge flow rate of the first pump 10 increases.
  • auxiliary pressure shutoff state A state where 80 is the shutoff position 80B and the auxiliary pressure Po is not led to the third pressure chamber 74 is referred to as "auxiliary pressure shutoff state".
  • the auxiliary pressure Po guided through the auxiliary passage 83 is supplied to the third pressure chamber 74 of the control actuator 70 and drives the piston 75 and the rod 76 of the control actuator 70 to resist the upstream pressure P3 of the resistor 65. Demonstrate. That is, the auxiliary pressure Po acts on the piston 75 and the rod 76 of the control actuator 70 so as to compensate the downstream pressure P4 of the resistor 65 so that the differential pressure (P3-P4) across the resistor 65 is apparently reduced. Act on. Therefore, in the auxiliary pressure supply state, the rod 76 of the control actuator 70 is positioned in the contraction direction as compared with the auxiliary pressure blocking state, and the regulator 60 increases the opening degree of the second position 60B. Therefore, when the auxiliary pressure Po is introduced to the control actuator 70, the degree of communication opening between the third discharge pressure passage 53 communicated with the second position 60B of the regulator 60 and the second control pressure passage 56 becomes large.
  • the control pressure Pcg led to the tilting actuator 15 rises, and as shown in FIG. 2, compared with the auxiliary pressure cut-off state when the pump rotational speed is the same, The discharge flow rate of the pump 10 is reduced.
  • the control pressure Pcg is lower than in the auxiliary pressure supplying state, so that the discharge flow rate of the first pump 10 is increased.
  • the controller 85 when the operator presses an operation switch (not shown) and the controller 85 detects an operation input, the controller 85 supplies or cuts off current to the solenoid 82, and the position of the switching valve 80 is switched. Thereby, it is switched whether to introduce the auxiliary pressure Po to the control actuator 70 or not.
  • the pump device 100 under load control controls the discharge displacement of the first pump 10 according to the LS differential pressure of the control valve 3 (work load of the hydraulic cylinder 2).
  • the speed is controlled only by the degree of opening of the control valve 3 regardless of the work load. That is, when the pump rotational speed (engine rotational speed) and the work load are constant, the displacement of the first pump 10 of the pump device 100 is also constant.
  • the speed of the hydraulic cylinder 2 to be obtained may differ depending on the degree of skill of the operator operating the steering wheel. For example, a relatively low-skilled worker may require a relatively slow driving speed even with the same workload, as compared with a highly-skilled worker.
  • the auxiliary pressure Po is switched to the control actuator 70 by switching the switching valve 80 or not.
  • the displacement of the pump 10 can be changed.
  • the displacement of the first pump 10 is compared by switching the switching valve 80 to the communication position 80A and introducing the auxiliary pressure Po to the control actuator 70. Can be made small. As a result, the flow rate of the hydraulic fluid supplied to the hydraulic cylinder 2 is reduced, and the hydraulic cylinder 2 can be driven relatively late.
  • the switching valve 80 is switched to the shut off position 80B to shut off the supply of the auxiliary pressure Po to the control actuator 70, whereby the displacement of the first pump 10 is reduced.
  • the flow rate of the hydraulic oil supplied to the hydraulic cylinder 2 is increased, and the hydraulic cylinder 2 can be driven relatively quickly.
  • the control pressure Pcg can be changed regardless of the work load, and the control amount of the tilt angle of the first pump 10 by the tilt actuator 15 can be changed. Therefore, in the pump device 100 under load control, the discharge flow rate can be changed regardless of the work load, and the driving speed of the hydraulic cylinder 2 can be realized according to the needs.
  • the controller 85 switches the position of the switching valve 80 in accordance with the operator's operation input.
  • the controller 85 may be configured to switch the position of the switching valve 80 and to change the rotational speed of the engine 4 in accordance with the operator's operation input.
  • the controller 85 changes the engine rotational speed in accordance with the switching of the switching valve 80 based on the operator's operation input to operate the pump device 100 in the “normal mode” and the “energy saving mode”. Switch between the two control states.
  • the engine speed is maintained relatively high, and the switching valve 80 is switched to the communication position 80A.
  • the pump rotational speed at this time is, for example, the first rotational speed N1 (see FIG. 2).
  • the auxiliary pressure Po is introduced to the control actuator 70, and the displacement of the first pump 10 is made relatively small.
  • the controller 85 maintains the engine rotational speed lower than that in the normal mode (the pump rotational speed at this time is "the second rotational speed N2"), and the switching valve 80 is in the blocking position.
  • the supply of the auxiliary pressure Po to the control actuator 70 is interrupted. Therefore, in the energy saving mode, the supply of the auxiliary pressure Po to the control actuator 70 is shut off, and the discharge displacement of the first pump 10 becomes relatively high, and the discharge of the first pump 10 is reduced by reducing the engine speed. The decrease in flow rate is canceled out.
  • the flow rate supplied to the hydraulic cylinder 2 can be maintained at the same flow rate as that in the normal mode. That is, even when the normal mode is switched to the energy saving mode, the pump rotational speed decreases from the first rotational speed N1 to the second rotational speed N2, while the discharge displacement of the first pump 10 increases. Flow rate does not change.
  • the same discharge flow rate (supply flow rate) as that in the normal mode can be secured despite the pump rotational speed lower than that in the normal mode. realizable. Therefore, the consumption energy of the pump device 100 can be suppressed.
  • the rate of change of the discharge flow rate with respect to the pump rotational speed is smaller than that in the energy saving mode, so the discharge flow rate can be easily adjusted by changing the engine rotational speed. Therefore, in the normal mode, the supply flow rate to the hydraulic cylinder 2 can be adjusted with high accuracy.
  • the auxiliary pressure Po acts to resist the upstream pressure P3 of the resistor 65 and acts to apparently reduce the differential pressure (P3-P4) across the resistor 65. It is.
  • the auxiliary pressure P o acts to resist the downstream pressure P 4 of the resistor 65, in other words, acts to compensate the upstream pressure P 3, and apparently increases and decreases the differential pressure (P 3-P 4). You may make it act to enlarge.
  • the control pressure Pcg adjusted by the regulator 60 is changed by switching the supply and shutoff of the auxiliary pressure Po by the switching valve 80, and the discharge of the first pump 10 is performed even with the same load.
  • the flow rate can be varied.
  • the auxiliary pressure Po against the upstream pressure P3 of the resistor 65 and reducing the rotational speed of the engine 4 as in the above modification is not limited to the configuration that shuts off the supply of the fluid, but may be another configuration. Specifically, based on the operator's operation input, the rotational speed of the engine 4 is increased or decreased, or the auxiliary pressure Po is against the upstream pressure P3 of the resistor 65 or the downstream pressure P4 is And whether to supply or shut off the auxiliary pressure Po when the rotational speed of the engine 4 changes (increases or decreases) can be in any combination.
  • the pump device 100 may be configured to supply the auxiliary pressure Po against the downstream pressure P4 of the resistor 65 when the rotational speed of the engine 4 decreases. In this case, the same effect as that of the above-mentioned energy saving mode is produced.
  • the rotational speed change of the engine 4, the switching of the auxiliary pressure P o, and the direction of action of the auxiliary pressure P o can be arbitrarily configured according to the needs.
  • the resistor 65 has a relief valve 67 provided in parallel with the fixed throttle 66. Not limited to this, the relief valve 67 may not be provided. Further, a relief valve 67 may be provided outside the pump device 100.
  • the switching valve 80 is an ON-OFF valve that selectively switches the communication and blocking of the auxiliary passage 83.
  • the switching valve 80 opens the auxiliary passage 83 at the communication opening degree (communication flow area) corresponding to the amount of current supplied to the solenoid 82, and controls the magnitude of the auxiliary pressure Po guided to the control actuator 70.
  • It may be a solenoid proportional valve.
  • the controller 85 may acquire the engine speed and energize the solenoid 82 of the switching valve 80 with an amount of electricity corresponding to the engine speed.
  • the switching valve 80 switches between communication and blocking of the auxiliary passage 83 to switch whether or not the auxiliary pressure Po is introduced to the control actuator 70.
  • the expansion and contraction position of the control actuator 70 changes, and the amount of drive of the regulator 60 by the control actuator 70 changes.
  • the control pressure Pcg adjusted by the regulator 60 changes.
  • the control pressure Pcg can be changed regardless of the work load, and the control amount of the tilt angle of the first pump 10 by the tilt actuator 15 can be changed. Therefore, in the pump device 100 under load control, the discharge flow rate can be changed regardless of the work load, and the driving speed of the hydraulic cylinder 2 can be realized according to the needs.
  • the normal mode in which the engine speed is maintained at a relatively high speed and the energy saving mode in which the engine speed is maintained at a relatively low speed can be switched according to the operator's operation input.
  • the energy saving mode since the auxiliary passage 83 is shut off, the tilt angle of the swash plate 11 of the first pump 10 is driven by the control actuator 70 to be large. Therefore, in the energy saving mode, the same discharge flow rate (supply flow rate) as that in the normal mode can be secured despite the pump rotational speed lower than that in the normal mode, and a driving speed equal to that in the normal mode can be realized. Therefore, the consumption energy of the pump device 100 can be suppressed.
  • the pump device 100 for supplying hydraulic fluid to the hydraulic cylinder 2 for driving the driven object through the control valve 3 supplies the hydraulic fluid to the hydraulic cylinder 2 and changes the displacement according to the tilt angle of the swash plate 11.
  • the regulator 60 is adjusted according to the differential pressure, the fixed displacement type second pump 16 driven by the drive source (engine 4) common to the first pump 10, and the hydraulic oil discharged from the second pump 16
  • Resistor 65 provided in the introduced pump passage 24 operates according to the differential pressure (P3-P4) of the resistor 65, and the control pressure Pcg responds to the rise of the differential pressure (P3-P4) of the resistor 65 Decreased
  • the switching valve 80 switches between communication and shutoff of the auxiliary passage 83 to switch whether or not the auxiliary pressure Po is introduced to the control actuator 70.
  • the moving amount of the control actuator 70 changes, and the driving amount of the regulator 60 by the control actuator 70 changes.
  • the control pressure Pcg adjusted by the regulator 60 changes.
  • the control pressure Pcg can be changed regardless of the work load, and the control amount of the tilt angle of the first pump 10 by the tilt actuator 15 can be changed. Therefore, in the pump device 100 in which load control is performed, the discharge flow rate is changed regardless of the work load.
  • the pump apparatus 100 further includes a horsepower control regulator 40 that changes the control pressure Pcg supplied to the tilting actuator 15 according to the discharge pressure P1 of the first pump 10.
  • the regulator 60 is adjusted by the horsepower control regulator 40
  • the control pressure Pcg supplied to the tilting actuator 15 is adjusted according to the control source pressure Pc.
  • the horsepower control regulator 40 changes the control pressure Pcg adjusted by the regulator 60 by adjusting the control source pressure Pc introduced to the regulator 60. Therefore, regardless of the pump rotational speed, the load (work power) of the first pump 10 can be adjusted to be within a predetermined range.
  • the pump device 100 further includes a controller 85 capable of switching the switching valve 80 and changing the rotational speed of the drive source (engine 4) in accordance with the operator's operation input.
  • the switching valve 80 since the switching valve 80 is switched at the operator's desired timing, the displacement of the first pump 10 can be changed in accordance with the operator's needs.
  • the controller 85 switches the switching valve 80 so as to shut off the auxiliary passage 83 in response to the operator's operation input, and reduces the number of rotations of the drive source (engine 4). Increase the discharge capacity by 10.
  • the discharge displacement of the first pump 10 increases with the decrease of the rotational speed of the drive source (engine 4), so the discharge flow rate of the first pump 10 (supply flow rate to the hydraulic cylinder 2) is maintained without reduction. It can be done. Therefore, even if the number of revolutions of the drive source (engine 4) decreases, the decrease in the drive speed of the hydraulic cylinder 2 can be prevented, and the energy consumption of the first pump 10 can be suppressed.
  • the resistor 65 is provided in parallel with the fixed throttle 66 for giving a resistance to the flow of hydraulic fluid discharged from the second pump 16 and the fixed throttle 66, and the upstream pressure P3 of the resistor 65 And the relief valve 67 which opens when the predetermined value is exceeded.
  • the relief valve 67 opens when the upstream pressure P3 becomes equal to or higher than the relief pressure of the relief valve 67 as the pump rotational speed increases.
  • the hydraulic oil discharged from the second pump 16 passes through both the fixed throttle 66 and the relief valve 67, and the flow passage area of the resistor 65 is expanded, so the resistor against the increase in pump rotational speed The rate at which the differential pressure (P3-P4) before and after the change of 65 decreases.
  • the resistor 65 having the relief valve 67 can change the rate at which the discharge flow rate of the first pump 10 increases with respect to the pump rotational speed.

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Abstract

ポンプ装置（１００）は、可変容量型の第１ポンプ（１０）と、制御圧（Ｐｃｇ）に応じて第１ポンプ（１０）における斜板（１１）の傾転角度を制御する傾転アクチュエータ（１５）と、制御圧（Ｐｃｇ）を制御弁（３）の前後差圧に応じて調整するレギュレータ（６０）と、第１ポンプ（１０）と共通の駆動源によって駆動される定容量型の第２ポンプ（１６）と、第２ポンプ（１６）から吐出される作動油が導かれる抵抗器（６５）の前後差圧に応じて作動し抵抗器（６５）の前後差圧の上昇に応じて制御圧（Ｐｃｇ）を低下させるようにレギュレータ（６０）を駆動する制御アクチュエータ（７０）と、抵抗器（６５）の上流圧（Ｐ３）に抗するように制御アクチュエータ（７０）に作用する補助圧（Ｐｏ）を制御アクチュエータ（７０）へ導く補助通路（８３）と、補助通路（８３）の連通と遮断とを切り換える切換弁（８０）と、を備える。

Description

ポンプ装置
　本発明は、ポンプ装置に関するものである。
　ＪＰ１９９４－３００００２Ａには、油圧駆動型のアクチュエータと、アクチュエータに圧油を供給する可変容量型の油圧ポンプと、を備える建機の油圧回路構造であって、アクチュエータの作業負荷に応じて油圧ポンプのポンプ吐出量を増減させる負荷制御を行うものが開示されている。
　ＪＰ１９９４－３００００２Ａに開示されるような負荷制御（ロードセンシング制御）されるポンプ装置は、駆動アクチュエータの作業負荷に応じた吐出流量で作動流体を吐出することにより、作業負荷によらず制御弁の開度に応じて駆動アクチュエータの速度を制御することができる。
　しかしながら、制御弁の開度が同一であっても、例えば、作業者が異なれば求められる駆動アクチュエータの速度、つまりポンプ装置からの供給流量が異なる場合がある。
　このように、負荷制御されるポンプ装置においては、作業負荷が同一であっても、ポンプ装置からの供給流量（吐出流量）を任意に変更したいという要望があった。
　本発明は、負荷制御されるポンプ装置において、作業負荷によらず吐出流量を変更させることを目的とする。
　本発明のある態様によれば、駆動対象を駆動する駆動アクチュエータに制御弁を通じて作動流体を供給するポンプ装置であって、駆動アクチュエータに作動流体を供給し斜板の傾転角度に応じて吐出容量が変化する可変容量型の第１ポンプと、供給される制御圧に応じて第１ポンプにおける斜板の傾転角度を制御する傾転アクチュエータと、制御圧を制御弁の前後差圧に応じて調整するレギュレータと、第１ポンプと共通の駆動源によって駆動される定容量型の第２ポンプと、第２ポンプから吐出される作動流体が導かれるポンプ通路に設けられる抵抗器と、抵抗器の前後差圧に応じて作動し抵抗器の前後差圧の上昇に応じて制御圧を低下させるようにレギュレータを駆動する制御アクチュエータと、抵抗器の上流側圧力及び下流側圧力の一方に抗するように制御アクチュエータに作用する補助圧を制御アクチュエータへ導く補助通路と、補助通路を通じた制御アクチュエータへの補助圧の供給と遮断とを切り換える切換弁と、を備える。
図１は、本発明の実施形態に係るポンプ装置を備える油圧駆動装置の油圧回路図である。 図２は、本発明の実施形態に係るポンプ装置における吐出流量制御を説明するための図であり、ポンプ回転数と吐出流量との関係を示すグラフ図である。
　図面を参照して、本発明の実施形態に係るポンプ装置１００及びこれを備える油圧駆動装置１について説明する。
　油圧駆動装置１は、例えば油圧ショベルに搭載され、駆動対象（ブーム，アーム，又はバケット等）を駆動する。油圧駆動装置１は、図１に示すように、作動流体としての作動油が給排されることにより駆動対象を駆動する駆動アクチュエータとしての油圧シリンダ２と、油圧シリンダ２に給排される作動油の流れを制御する制御弁３と、制御弁３を通じて油圧シリンダ２に作動油を供給する駆動油圧源としてのポンプ装置１００と、を備える。
　油圧シリンダ２は、制御弁３を通じてポンプ装置１００から導かれる作動油によって伸縮作動して、駆動対象を駆動する。制御弁３は、作業者の操作に応じて開度が調整され、油圧シリンダ２に供給される作動油の流量を調整する。図１では、単一の油圧シリンダ２及びこれを制御する制御弁３のみを図示し、その他の駆動アクチュエータ及び制御弁は図示を省略する。
　ポンプ装置１００から吐出される作動油は、吐出通路２１を通じてポンプポート３１に送られ、ポンプポート３１に接続する制御弁３によって油圧シリンダ２に導かれる。
　ポンプ装置１００は、油圧シリンダ２に作動油を供給し斜板１１の傾転角度に応じて吐出容量が変化する可変容量型の第１ポンプ１０と、供給される制御圧Ｐｃｇに応じて第１ポンプ１０における斜板１１の傾転角度を制御する傾転アクチュエータ１５と、傾転アクチュエータ１５に導かれる制御圧Ｐｃｇを制御弁３の前後差圧に応じて調整するレギュレータ（ロードセンシングレギュレータ）６０と、レギュレータ６０に導かれる制御元圧Ｐｃを第１ポンプ１０の吐出圧Ｐ１に応じて調整する馬力制御レギュレータ４０と、を備える。
　第１ポンプ１０は、例えば斜板式ピストンポンプが用いられ、斜板１１の傾転角度に応じて吐出容量（ポンプ押しのけ容積）が調整される。なお、「吐出容量」とは、第１ポンプ１０の１回転当たりの作動油の吐出量のことをいう。また、後述する「吐出流量」とは、第１ポンプ１０や後述の第２ポンプ１６における単位時間当たりの作動油の吐出量のことをいう。
　第１ポンプ１０は、駆動源としてのエンジン４によって駆動される。第１ポンプ１０は、タンク（図示省略）に接続するタンクポート３０から吸込通路２０を通じて作動油を吸込み、斜板１１に追従して往復動するピストン（図示省略）によって加圧した作動油を吐出通路２１に吐出する。第１ポンプ１０から吐出された作動油は、制御弁３を通じて油圧シリンダ２に供給される。また、第１ポンプ１０から吐出された作動油の一部は、吐出通路２１から分岐する分岐通路５０に導かれる。分岐通路５０は、第１～第３吐出圧通路５１，５２，５３に分岐して、それぞれに第１ポンプ１０の吐出圧Ｐ１を導く。
　第１ポンプ１０は、エンジン４によって回転駆動されるシリンダブロック（図示省略）と、シリンダブロックのシリンダ内を往復動して吸い込んだ作動油を吐出するピストンと、ピストンが追従する斜板１１と、斜板１１を傾転角度が大きくなる方向に付勢する馬力制御スプリング４８，４９と、を備える。
　傾転アクチュエータ１５は、第１ポンプ１０の馬力制御スプリング４８，４９の付勢力に抗して斜板１１を駆動する。傾転アクチュエータ１５の作動によって斜板１１の傾転角度が変えられると、斜板１１に追従して往復動するピストンのストローク長さが変わり、第１ポンプ１０の吐出容量が変化する。傾転アクチュエータ１５は、第１ポンプ１０のシリンダブロックに内蔵されるものでもよいし、シリンダブロックの外部に設けられるものでもよい。
　傾転アクチュエータ１５は、馬力制御レギュレータ４０及びレギュレータ６０によって調整される制御圧Ｐｃｇが上昇すると伸長作動して斜板１１の傾転角度を小さくし、第１ポンプ１０の吐出容量を減少させる。
　馬力制御レギュレータ４０は、３ポート２位置の切換弁である。馬力制御レギュレータ４０の一方側のポートには、レギュレータ６０に接続される第１制御圧通路５５が接続される。馬力制御レギュレータ４０の他方側の２つのポートには、第１ポンプ１０の吐出圧Ｐ１が導かれる第１吐出圧通路５１と、タンクに接続される低圧通路５９と、がそれぞれ接続される。
　馬力制御レギュレータ４０は、第１制御圧通路５５と第１吐出圧通路５１とを連通する高圧ポジション４０Ａと、第１制御圧通路５５と低圧通路５９とを連通する低圧ポジション４０Ｂと、の間で連続的に移動するスプール（図示省略）を備える。馬力制御レギュレータ４０のスプールの一端には、馬力制御スプリング４８，４９の付勢力が付与される。このスプールの他端には、第２吐出圧通路５２を通じて導かれる第１ポンプ１０の吐出圧Ｐ１が作用する。馬力制御レギュレータ４０のスプールは、吐出圧Ｐ１と馬力制御スプリング４８，４９の付勢力とが釣り合う位置に移動し、高圧ポジション４０Ａ及び低圧ポジション４０Ｂの開度を変化させる。
　馬力制御スプリング４８，４９は、一端が馬力制御レギュレータ４０のスプールに連結され、他端が第１ポンプ１０の斜板１１に連係する。馬力制御スプリング４９の長さは馬力制御スプリング４８より短く形成される。馬力制御スプリング４８，４９による付勢力は、斜板１１の傾転角及び馬力制御レギュレータ４０のスプールの位置に応じて変化する。よって、馬力制御スプリング４８、４９から斜板１１に作用する付勢力は、斜板１１の傾転角度及び馬力制御レギュレータ４０のスプールのストロークに応じて段階的に高められる。
　馬力制御レギュレータ４０には、馬力制御アクチュエータ４１が設けられる。馬力制御アクチュエータ４１は、馬力制御信号圧ポート３６から馬力制御信号圧通路４６を通じて導かれる馬力制御信号圧Ｐｐｗに応動する。
　油圧ショベルの制御系は、高負荷モードと、低負荷モードと、に切り換えられる。馬力制御信号圧Ｐｐｗは、高負荷モードで低くされる一方、低負荷モードで高められる。低負荷モードで馬力制御信号圧Ｐｐｗが高められると、馬力制御レギュレータ４０のスプールは高圧ポジション４０Ａに切り換わる方向に移動する。このため、制御元圧Ｐｃが上昇し、第１ポンプ１０の負荷が低くなる。
　レギュレータ６０は、３ポート２位置の切換弁である。レギュレータ６０の一方側の２つのポートには、それぞれ第１ポンプ１０の吐出圧Ｐ１が導かれる第３吐出圧通路５３と、馬力制御レギュレータ４０に接続される第１制御圧通路５５と、が接続される。レギュレータ６０の他方側のポートには、傾転アクチュエータ１５に制御圧Ｐｃｇを導く第２制御圧通路５６が接続される。第２制御圧通路５６には、絞り５７が介装され、絞り５７によって、傾転アクチュエータ１５に導かれる制御圧Ｐｃｇの圧力変動が緩和される。また、第３吐出圧通路５３には、絞り５４が介装される。絞り５４によって、レギュレータ６０に導かれる吐出圧Ｐ１の圧力変動が緩和される。
　レギュレータ６０は、第１制御圧通路５５と第２制御圧通路５６とを連通する第１ポジション６０Ａと、第３吐出圧通路５３と第２制御圧通路５６とを連通する第２ポジション６０Ｂと、の間で連続的に移動するスプール（図示省略）を備える。
　レギュレータ６０のスプールの一端には、第１ポンプ１０の吐出圧Ｐ１に基づいて制御弁３の上流側に生じる上流信号圧Ｐｐｓが、信号ポート３３から第１信号通路４３を通じて導かれる。レギュレータ６０のスプールの他端には、油圧シリンダ２の負荷圧に基づいて制御弁３の下流側に生じる下流信号圧Ｐｌｓが、信号ポート３４から第２信号通路４４を通じて導かれる。また、レギュレータ６０のスプールの他端には、レギュレータ６０を第１ポジション６０Ａに切り換える方向に付勢するＬＳスプリング１４の付勢力が与えられる。
　ポンプ装置１００は、第１ポンプ１０と共通の駆動源によって駆動される定容量型の第２ポンプ１６と、第２ポンプ１６から吐出される作動油を導くポンプ通路２４に介装される抵抗器６５と、抵抗器６５の前後差圧（Ｐ３－Ｐ４）に応じてレギュレータ６０を駆動して制御圧Ｐｃｇを調整する制御アクチュエータ７０と、抵抗器６５の上流側の圧力Ｐ３に抗するように作用する補助圧Ｐｏを制御アクチュエータ７０に導く補助通路８３と、補助通路８３に設けられ補助通路８３の連通と遮断とを選択的に切り換える切換弁８０と、作業者の操作入力に応じて切換弁８０を切り換えるコントローラ８５と、をさらに備える。
　第２ポンプ１６は、第１ポンプ１０と並んで設けられ、第１ポンプ１０と共にエンジン４によって駆動される。第２ポンプ１６には、例えば、ギアポンプが用いられる。
　第２ポンプ１６は、吸込通路２０から分岐した分岐吸込通路２３を通じて作動油を吸込み、加圧した作動油をポンプ通路２４に吐出する。第２ポンプ１６から吐出される作動油は、ポンプ通路２４を通じてポンプポート３２に送られ、ポンプポート３２に接続する通路（図示省略）を通じて制御弁３を切り換える油圧駆動部等に供給される。
　抵抗器６５は、ポンプ通路２４に互いに並列に介装される固定絞り６６及びリリーフ弁６７を備える。抵抗器６５の上流側の圧力Ｐ３が所定値（リリーフ圧）を超えると、リリーフ弁６７が開弁する。よって、第２ポンプ１６から吐出される作動油が、固定絞り６６及びリリーフ弁６７の両方を通過する。
　制御アクチュエータ７０は、シリンダ７１と、シリンダ７１の内部を摺動自在に移動するピストン７５と、ピストン７５に連結されレギュレータ６０に連係するロッド７６と、を有する。
　シリンダ７１は、第１シリンダ部７１Ａと、第１シリンダ部７１Ａの内径よりも小さい内径を有する第２シリンダ部７１Ｂと、第１シリンダ部７１Ａと第２シリンダ部７１Ｂとの間に形成される環状の段差部７１Ｃと、を有する。
　ピストン７５は、第１シリンダ部７１Ａに摺動自在に挿入される第１ピストン部７５Ａと、第１ピストン部７５Ａに接続されると共にロッド７６が連結されて、第２シリンダ部７１Ｂに摺動自在に挿入される第２ピストン部７５Ｂと、を有する。
　シリンダ７１の内部は、ピストン７５によって、第１ピストン部７５Ａと第１シリンダ部７１Ａの底部との間に形成される第１圧力室７２と、ロッド７６の外周であって第２ピストン部７５Ｂと第２シリンダ部７１Ｂの底部との間に形成される第２圧力室７３と、第１ピストン部７５Ａとシリンダ７１の段差部７１Ｃとの間に形成される第３圧力室７４と、に仕切られる。
　第１圧力室７２には、上流圧通路９４を通じて抵抗器６５の上流側の圧力（以下、「上流圧」と称する。）Ｐ３が導かれる。第１圧力室７２に導かれる上流圧Ｐ３は、ピストン７５の第１ピストン部７５Ａに作用して、レギュレータ６０が第１ポジション６０Ａに切り換わる方向（図１中右方向）へロッド７６を移動させる駆動力を発揮する。
　第２圧力室７３には、下流圧通路９５を通じて抵抗器６５の下流側の圧力（以下、「下流圧」と称する。）Ｐ４が導かれる。第２圧力室７３に導かれる下流圧Ｐ４は、ピストン７５の第２ピストン部７５Ｂに作用して、レギュレータ６０が第２ポジション６０Ｂに切り換わる方向（図１中左方向）へロッド７６を移動させる駆動力を発揮する。
　補助通路８３は、第３圧力室７４に連通し、ポンプ装置１００の外部から供給される補助圧Ｐｏを第３圧力室７４に導く。補助圧Ｐｏは、例えば、第２ポンプ１６から吐出される作動油をポンプ装置１００の外部にある調整機構によって圧力調整することで生成される。
　第３圧力室７４に導かれる補助圧Ｐｏは、上流圧Ｐ３に抗するように上流圧Ｐ３とは反対側からピストン７５の第１ピストン部７５Ａに作用して、ロッド７６を図中左方向へ移動させる駆動力を発揮する。このように、制御アクチュエータ７０には、互いに反対方向へ作用する抵抗器６５の上流圧Ｐ３と下流圧Ｐ４、言い換えれば、抵抗器６５の前後差圧（Ｐ３－Ｐ４）が作用することに加え、上流圧Ｐ３に抗するように補助圧Ｐｏが作用する。
　切換弁８０は、２ポート２位置の電磁切換弁（ＯＮ－ＯＦＦ弁）である。切換弁８０は、補助通路８３を連通して第３圧力室７４に補助圧Ｐｏを供給する連通ポジション８０Ａと、補助通路８３を通じた第３圧力室７４への補助圧Ｐｏの供給を遮断する遮断ポジション８０Ｂと、を有する。遮断ポジション８０Ｂでは、第３圧力室７４は、タンクに連通する。切換弁８０は、連通ポジション８０Ａと遮断ポジション８０Ｂとを選択的に切り換えるスプール（図示省略）と、遮断ポジション８０Ｂをとるようにスプールを付勢する付勢ばね８１と、通電によって付勢ばね８１の付勢力に抗する駆動力を発揮するソレノイド８２と、を有する。
　切換弁８０は、レギュレータ６０とは、別体として設けられる。これにより、レギュレータ６０に対する切換弁８０及び補助通路８３のレイアウトの自由度を向上させることができる。また、切換弁８０のレイアウトの自由度が向上するため、ソレノイド８２が鉛直方向に沿って配置されることで重力によりソレノイド８２の駆動力が低下することを防止することができる。
　コントローラ８５は、ＣＰＵ（中央演算処理装置）、ＲＯＭ（リードオンリメモリ）、ＲＡＭ（ランダムアクセスメモリ）、及びＩ／Ｏインターフェース（入出力インターフェース）を備えたマイクロコンピュータで構成される。ＲＡＭはＣＰＵの処理におけるデータを記憶し、ＲＯＭはＣＰＵの制御プログラム等を予め記憶し、Ｉ／Ｏインターフェースは接続された機器との情報の入出力に使用される。コントローラ８５は、複数のマイクロコンピュータで構成されてもよい。コントローラ８５は、少なくとも、本実施形態や変形例に係る制御を実行するために必要な処理を実行可能となるようにプログラムされている。なお、コントローラ８５は一つの装置として構成されていても良いし、複数の装置に分けられ、本実施形態における各制御を当該複数の装置で分散処理するように構成されていてもよい。
　コントローラ８５からソレノイド８２に電流が供給されると、切換弁８０は、連通ポジション８０Ａとなり、補助通路８３を開放する。これにより、補助圧Ｐｏが補助通路８３を通じて制御アクチュエータ７０の第３圧力室７４に導かれる。
　反対に、コントローラ８５からソレノイド８２への通電が遮断された状態では、切換弁８０は、付勢ばね８１の付勢力によって遮断ポジション８０Ｂとなり、補助通路８３を遮断する。これにより、第３圧力室７４への補助圧Ｐｏの供給は遮断され、第３圧力室７４はタンクに連通してタンク圧となる。
　制御アクチュエータ７０は、抵抗器６５の前後差圧（Ｐ３－Ｐ４）に加え、補助通路８３から導かれる補助圧Ｐｏが選択的に導かれ、スプールが抵抗器６５の前後差圧（Ｐ３－Ｐ４）と補助圧Ｐｏとが釣り合う位置に移動する。これにより、制御アクチュエータ７０は、レギュレータ６０に駆動力を付与する。言い換えれば、レギュレータ６０のスプールには、制御弁３の前後に生じるＬＳ差圧（Ｐｐｓ－Ｐｌｓ）及びスプールの他端に作用するＬＳスプリング１４の付勢力に加え、制御アクチュエータ７０から付与される駆動力として、抵抗器６５の前後差圧（Ｐ３－Ｐ４）及び補助圧Ｐｏが作用する。よって、レギュレータ６０のスプールは、これらのＬＳ差圧（Ｐｐｓ－Ｐｌｓ）、抵抗器６５の前後差圧（Ｐ３－Ｐ４）、補助圧Ｐｏ、ＬＳスプリング１４の付勢力が釣り合う位置に移動して、レギュレータ６０の第１ポジション６０Ａ及び第２ポジション６０Ｂの開度を変化させる。
　次に、図１及び図２を参照して、ポンプ装置１００の作用について説明する。
　ポンプ装置１００では、馬力制御レギュレータ４０によって第１ポンプ１０の吐出圧Ｐ１を一定に保つように第１ポンプ１０の吐出容量を制御する馬力制御と、レギュレータ６０によって制御弁３の前後差圧（ＬＳ差圧）を一定に保つように第１ポンプ１０の吐出容量を制御する負荷制御（ＬＳ制御）と、ポンプ回転数（エンジン回転数）に応じて第１ポンプ１０の吐出容量を制御する吐出流量制御と、が行われる。
　ポンプ装置１００では、レギュレータ６０が、馬力制御レギュレータ４０によって調整される制御元圧Ｐｃに応じて制御圧Ｐｃｇを調整する。これにより、第１ポンプ１０の吐出圧Ｐ１が一定範囲内に保たれた状態では、馬力制御されず負荷制御によって第１ポンプ１０の吐出容量が制御される。吐出圧Ｐ１が一定範囲を超えた場合には、馬力制御によって第１ポンプ１０の吐出容量が制御される。よって、馬力制御によって第１ポンプ１０の吐出圧Ｐ１を一定範囲内に保つように第１ポンプ１０の吐出容量を制御しつつ、負荷制御によって制御弁３のＬＳ差圧を一定に保つように第１ポンプ１０の吐出容量も制御することができる。
　以下、各制御について具体的に説明する。
　まず、馬力制御レギュレータ４０による馬力制御について説明する。
　ポンプ回転数の上昇に伴い第１ポンプ１０の吐出圧Ｐ１が上昇し、馬力制御レギュレータ４０のスプールが受ける吐出圧Ｐ１による駆動力が馬力制御スプリング４８，４９の付勢力より大きくなると、スプールは、高圧ポジション４０Ａに切り換わる方向（図１中右方向）に移動する。これにより、第１制御圧通路５５と第１吐出圧通路５１との連通開度（連通流路面積）が増加するため、第１吐出圧通路５１を通じて導かれる第１ポンプ１０の吐出圧Ｐ１によって第１制御圧通路５５の制御元圧Ｐｃが上昇する。レギュレータ６０に導かれる制御元圧Ｐｃの上昇に伴い、レギュレータ６０によって調整される制御圧Ｐｃｇが上昇するため、傾転アクチュエータ１５は第１ポンプ１０の斜板１１を傾転角度が小さくなるように駆動する。したがって、第１ポンプ１０の吐出圧Ｐ１が上昇すると、第１ポンプ１０の吐出容量が減少する。
　反対に、ポンプ回転数の低下に伴い第１ポンプ１０の吐出圧Ｐ１が低下して、馬力制御レギュレータ４０のスプールが受ける吐出圧Ｐ１による駆動力が馬力制御スプリング４８，４９の付勢力より小さくなると、スプールは、低圧ポジション４０Ｂに切り換わる方向（図１中左方向）に移動する。これにより、第１制御圧通路５５と低圧通路５９との連通開度が増加するため、タンクに連通する低圧通路５９の圧力によって第１制御圧通路５５の制御元圧Ｐｃが低下する。よって、レギュレータ６０によって調整される制御圧Ｐｃｇも低下し、馬力制御スプリング４８，４９の付勢力によって斜板１１の傾転角度が大きくなる。したがって、第１ポンプ１０の吐出圧Ｐ１が低下すると、第１ポンプ１０の吐出容量が増加する。
　以上のように、馬力制御レギュレータ４０は、吐出圧Ｐ１による駆動力と馬力制御スプリング４８，４９の付勢力とが釣り合うように、レギュレータ６０に導かれる制御元圧Ｐｃを調整する。馬力制御レギュレータ４０は、ポンプ回転数の上昇による吐出圧Ｐ１の上昇に伴い制御元圧Ｐｃを上昇させて、制御圧Ｐｃｇを上昇させるように作動し、第１ポンプ１０の吐出容量を減少させる。また、馬力制御レギュレータ４０は、ポンプ回転数の低下による吐出圧Ｐ１の低下に伴い制御元圧Ｐｃを低下させて、制御圧Ｐｃｇを低下させるように作動し、第１ポンプ１０の吐出容量を増加させる。つまり、馬力制御レギュレータ４０は、ポンプ回転数が変化した場合であっても、ポンプ回転数の変化に伴う第１ポンプ１０の吐出流量（供給流量）の変化を打ち消すように第１ポンプ１０の吐出容量を増減させる。よって、第１ポンプ１０の負荷（仕事率）が、ポンプ回転数に関わらず、略一定となるように調整される。
　次に、レギュレータ６０による負荷制御について説明する。
　油圧シリンダ２の負荷が大きくなった場合には、制御弁３の下流側（負荷側）から信号ポート３４に導かれる下流信号圧（負荷圧）Ｐｌｓが上昇する。下流信号圧Ｐｌｓが上昇したことによりＬＳ差圧（Ｐｐｓ－Ｐｌｓ）が小さくなると、レギュレータ６０のスプールはＬＳスプリング１４の付勢力によって第１ポジション６０Ａに切り換わる方向へ移動する。
　レギュレータ６０のスプールが第１ポジション６０Ａに切り換わる方向へ移動すると、第１制御圧通路５５と第２制御圧通路５６との連通開度が増加する。このため、傾転アクチュエータ１５に導かれる制御圧Ｐｃｇは、馬力制御レギュレータ４０によって調整され第１ポンプ１０の吐出圧Ｐ１よりも低い制御元圧Ｐｃに基づき低下する。よって、傾転アクチュエータ１５は、斜板１１の傾転角度が大きくなる方向（図１中左方向）へ移動し、第１ポンプ１０の吐出容量は増加する。第１ポンプ１０の吐出容量が増加すると、第１ポンプ１０の吐出流量（供給流量）も増加するため、制御弁３のＬＳ差圧（Ｐｐｓ－Ｐｌｓ）が大きくなる。
　反対に、油圧シリンダ２の負荷が小さくなった場合には、下流信号圧（負荷圧）Ｐｌｓが低くなる。下流信号圧Ｐｌｓが低くなることによりＬＳ差圧（Ｐｐｓ－Ｐｌｓ）が大きくなると、レギュレータ６０のスプールはＬＳスプリング１４の付勢力に抗して第２ポジション６０Ｂに切り換わる方向に移動する。
　レギュレータ６０のスプールが第２ポジション６０Ｂに切り換わる方向へ移動すると、第３吐出圧通路５３と第２制御圧通路５６との連通開度が増加する。このため、制御圧Ｐｃｇは、第３吐出圧通路５３を通じて導かれる第１ポンプ１０の吐出圧Ｐ１に基づき上昇する。よって、傾転アクチュエータ１５は、斜板１１の傾転角度が小さくなる方向（図１中右方向）へ移動し、第１ポンプ１０の吐出容量は減少する。第１ポンプ１０の吐出容量が減少すると、第１ポンプ１０の吐出流量（供給流量）も減少するため、制御弁３のＬＳ差圧（Ｐｐｓ－Ｐｌｓ）が小さくなる。
　このようにレギュレータ６０は、ＬＳ差圧（Ｐｐｓ－Ｐｌｓ）とＬＳスプリング１４の付勢力とが釣り合うように傾転アクチュエータ１５に導かれる制御圧Ｐｃｇを調整する。レギュレータ６０は、ＬＳ差圧（Ｐｐｓ－Ｐｌｓ）が小さくなると、制御圧Ｐｃｇを低下させることで第１ポンプ１０の吐出容量を増加させて、ＬＳ差圧（Ｐｐｓ－Ｐｌｓ）が大きくなるように作動する。また、レギュレータ６０は、ＬＳ差圧（Ｐｐｓ－Ｐｌｓ）が大きくなると、制御圧Ｐｃｇを上昇させて第１ポンプ１０の吐出容量を低下させ、ＬＳ差圧（Ｐｐｓ－Ｐｌｓ）が小さくなるように作動する。つまり、レギュレータ６０によって、油圧シリンダ２の負荷が増減してもＬＳ差圧（Ｐｐｓ－Ｐｌｓ）が略一定になるように第１ポンプ１０の吐出容量が制御される。
　したがって、制御弁３の開度（ポジション）が同一であれば、作業負荷によらず同一の速度で油圧シリンダ２を駆動することができ、油圧シリンダ２の制御性を向上させることができる。言い換えれば、油圧シリンダ２の駆動速度（供給流量）は、制御弁３の開度（ポジション）のみによって制御することができ、作業負荷の変動による油圧シリンダ２の速度変化を防止することができる。
　次に、ポンプ回転数に基づく吐出流量制御について説明する。
　吐出流量制御は、第２ポンプ１６から吐出される作動油が導かれる抵抗器６５の前後差圧（Ｐ３－Ｐ４）に応じて制御アクチュエータ７０によりレギュレータ６０を駆動することによって行われる。
　まず、ポンプ回転数（エンジン回転数）が所定のポンプ回転数Ｎ１（図２参照）より小さく、抵抗器６５の上流圧Ｐ３がリリーフ弁６７のリリーフ圧より低い状態（リリーフ弁６７の閉弁状態）について説明する。
　ポンプ回転数（エンジン回転数）が低下すると、第２ポンプ１６の吐出流量が減少して、抵抗器６５の前後差圧（Ｐ３－Ｐ４）が低下する。リリーフ弁６７が閉弁状態である場合において、ポンプ回転数の低下によって、制御アクチュエータ７０に作用する力が釣り合った状態から抵抗器６５の前後差圧（Ｐ３－Ｐ４）が低下すると、つまり抵抗器６５の下流圧Ｐ４が相対的に大きくなると、制御アクチュエータ７０は、レギュレータ６０が第２ポジション６０Ｂに切り換わる方向（図１中左方向）へ移動する。これにより、第３吐出圧通路５３と第２制御圧通路５６との連通開度が増加するため、第３吐出圧通路５３を通じて導かれる第１ポンプ１０の吐出圧Ｐ１に基づき制御圧Ｐｃｇは上昇する。したがって、傾転アクチュエータ１５は、傾転角度が減少するように第１ポンプ１０の斜板１１を駆動し、第１ポンプ１０の吐出容量が減少する。
　反対に、ポンプ回転数の上昇に伴い第２ポンプ１６の吐出流量が増加すると、抵抗器６５の前後差圧（Ｐ３－Ｐ４）が上昇する。制御アクチュエータ７０に作用する力が釣り合った状態から抵抗器６５の前後差圧（Ｐ３－Ｐ４）が上昇すると、つまり上流圧Ｐ３が相対的に大きくなると、制御アクチュエータ７０は、第１ポジション６０Ａに切り換わる方向（図１中右方向）へレギュレータ６０のスプールを駆動する。これにより、第１制御圧通路５５と第２制御圧通路５６との連通開度が増加するため、傾転アクチュエータ１５に導かれる制御圧Ｐｃｇは、馬力制御レギュレータ４０によって調整される制御元圧Ｐｃに基づき低下する。したがって、傾転アクチュエータ１５は、傾転角度が増加するように第１ポンプ１０の斜板１１を駆動し、第１ポンプ１０の吐出容量が増加する。
　以上のように、リリーフ弁６７が開弁していない状態では、第１ポンプ１０の吐出流量は、図２に示すように、エンジン回転数の上昇に比例して増加するように制御される。
　ポンプ回転数の上昇に伴う第２ポンプ１６の吐出圧の上昇によって、抵抗器６５の上流圧Ｐ３がリリーフ弁６７のリリーフ圧以上となると、固定絞り６６と並列に設けられるリリーフ弁６７が開弁する。これにより、第２ポンプ１６から吐出される作動油が固定絞り６６とリリーフ弁６７との両方を通過する。よって、抵抗器６５の流路面積が拡大して作動油の流れに付与される抵抗が小さくなり、ポンプ回転数の上昇に対して抵抗器６５の前後差圧が変化する割合が小さくなる。
　ポンプ回転数の上昇に対する抵抗器６５の前後差圧の変化割合が小さくなると、ポンプ回転数の上昇に対する第１ポンプ１０の吐出流量が増加する割合（ゲイン）も小さくなる。したがって、例えば、図２に示すように、リリーフ弁６７が開弁するポンプ回転数Ｎ１からさらにポンプ回転数が上昇しても、第１ポンプ１０の吐出流量が増加せず略一定とすることができる。このように、抵抗器６５がリリーフ弁６７を有することにより、第１ポンプ１０の吐出流量が増加する割合を変更することができる。
　次に、補助通路８３及び切換弁８０の作用について説明する。以下の説明では、切換弁８０が連通ポジション８０Ａであって補助通路８３を通じて制御アクチュエータ７０の第３圧力室７４に補助圧Ｐｏが導かれている状態を「補助圧供給状態」、反対に切換弁８０が遮断ポジション８０Ｂであって第３圧力室７４に補助圧Ｐｏが導かれていない状態を「補助圧遮断状態」と称する。
　補助通路８３を通じて導かれる補助圧Ｐｏは、制御アクチュエータ７０の第３圧力室７４に供給され、抵抗器６５の上流圧Ｐ３に抗するような駆動力を制御アクチュエータ７０のピストン７５及びロッド７６に対して発揮する。つまり、補助圧Ｐｏは、抵抗器６５の下流圧Ｐ４を補うように制御アクチュエータ７０のピストン７５及びロッド７６に作用し、見掛け上、抵抗器６５の前後差圧（Ｐ３－Ｐ４）が小さくなるように作用する。よって、補助圧供給状態では、補助圧遮断状態と比較して、制御アクチュエータ７０のロッド７６が収縮方向に位置し、レギュレータ６０では、第２ポジション６０Ｂの開度が大きくなる。したがって、制御アクチュエータ７０に補助圧Ｐｏが導かれると、レギュレータ６０の第２ポジション６０Ｂで連通する第３吐出圧通路５３と第２制御圧通路５６との連通開度が大きくなる。
　このため、補助圧供給状態では、傾転アクチュエータ１５に導かれる制御圧Ｐｃｇが上昇し、図２に示すように、ポンプ回転数が同じである時の補助圧遮断状態と比較して、第１ポンプ１０の吐出流量は小さくなる。反対に、補助圧遮断状態では、補助圧供給状態よりも制御圧Ｐｃｇが低下するため、第１ポンプ１０の吐出流量が大きくなる。
　ポンプ装置１００では、作業者により操作スイッチ（図示省略）が押され、コントローラ８５が操作入力を検知すると、コントローラ８５からソレノイド８２へ電流が供給又は遮断されて切換弁８０のポジションが切り換えられる。これにより、補助圧Ｐｏを制御アクチュエータ７０に導くか否かが切り換えられる。
　ここで、上述のように、負荷制御されるポンプ装置１００は、制御弁３のＬＳ差圧（油圧シリンダ２の作業負荷）に応じて第１ポンプ１０の吐出容量を制御するため、油圧シリンダ２は、作業負荷によらず制御弁３の開度のみによって速度が制御される。つまり、ポンプ回転数（エンジン回転数）及び作業負荷が一定である場合には、ポンプ装置１００の第１ポンプ１０の吐出容量も一定である。
　油圧ショベルにおいては、例えば、操縦する作業者の熟練度等に応じて、求められる油圧シリンダ２の速度が異なる場合がある。例えば、比較的熟練度が低い作業者では、熟練度が高い作業者と比較して、同一の作業負荷であっても、比較的遅い駆動速度が求められることがある。
　これに対し、ポンプ装置１００では、切換弁８０の切り換えによって制御アクチュエータ７０に補助圧Ｐｏを導くか、または遮断するかを切り換えることによって、同一の作業負荷及びポンプ回転数であっても、第１ポンプ１０の吐出容量を変更することができる。
　具体的には、油圧シリンダ２を比較的遅く駆動させたい場合には、切換弁８０を連通ポジション８０Ａに切り換えて制御アクチュエータ７０に補助圧Ｐｏを導くことで、第１ポンプ１０の吐出容量を比較的小さくできる。これにより、油圧シリンダ２への作動油の供給流量が減少し、油圧シリンダ２を比較的遅く駆動することができる。
　反対に、油圧シリンダ２を比較的速く駆動させたい場合には、切換弁８０を遮断ポジション８０Ｂに切り換えて制御アクチュエータ７０への補助圧Ｐｏの供給を遮断することで、第１ポンプ１０の吐出容量を比較的大きくできる。これにより、油圧シリンダ２への作動油の供給流量が増加し、油圧シリンダ２を比較的速く駆動することができる。
　このように、切換弁８０を切り換えることにより、作業負荷に関わらず制御圧Ｐｃｇを変化させて、傾転アクチュエータ１５による第１ポンプ１０の傾転角度の制御量を変化させることができる。したがって、負荷制御されるポンプ装置１００において、作業負荷によらず吐出流量を変更して、ニーズに合わせた油圧シリンダ２の駆動速度を実現することができる。
　次に、本実施形態の変形例について説明する。次のような変形例も本発明の範囲内であり、変形例に示す構成と上述の実施形態で説明した各構成とを組み合わせたり、以下の変形例同士を組み合わせたりすることも可能である。
　上記実施形態では、作業者の操作入力に応じて、コントローラ８５により切換弁８０のポジションが切り換えられる。これに対し、作業者の操作入力に応じて、コントローラ８５により切換弁８０のポジションを切り換えると共にエンジン４の回転数を変更するように構成してもよい。
　具体的に説明すると、コントローラ８５は、作業者の操作入力に基づき、切換弁８０の切り換えに合わせてエンジン回転数を変化させることで、ポンプ装置１００の作動を「通常モード」と「省エネモード」の２つの制御状態の間で切り換える。
　通常モードは、エンジン回転数を相対的に高い状態で維持するものであり、切換弁８０は連通ポジション８０Ａに切り換えられる。この際のポンプ回転数を、例えば、第１回転数Ｎ１とする（図２参照）。通常モードでは、補助圧Ｐｏが制御アクチュエータ７０に導かれ、第１ポンプ１０の吐出容量は、相対的に小さい状態にされる。
　省エネモードは、コントローラ８５によってエンジン回転数が通常モードと比較して低い状態（この際のポンプ回転数を「第２回転数Ｎ２」とする。）に維持されると共に、切換弁８０が遮断ポジション８０Ｂに切り換えられて制御アクチュエータ７０への補助圧Ｐｏの供給が遮断される。このため、省エネモードでは、制御アクチュエータ７０への補助圧Ｐｏの供給が遮断されて第１ポンプ１０の吐出容量が相対的に高い状態となり、エンジン回転数を低下させることによる第１ポンプ１０の吐出流量の低下が打ち消される。これにより、油圧シリンダ２への供給流量は、通常モードと同程度の流量を維持することができる。つまり、通常モードから省エネモードに切り替えても、ポンプ回転数が第１回転数Ｎ１から第２回転数Ｎ２へ低下する一方、第１ポンプ１０の吐出容量が増加するため、第１ポンプ１０の吐出流量は変わらない。
　よって、図２に示すように、省エネモードでは、通常モードよりも低いポンプ回転数にもかかわらず通常モードと同じ吐出流量（供給流量）を確保することができ、通常モードと同等の駆動速度を実現できる。したがって、ポンプ装置１００の消費エネルギーを抑制することができる。
　反対に、通常モードでは、ポンプ回転数に対する吐出流量の変化の割合が、省エネモードと比較して小さいため、エンジン回転数を変更することによる吐出流量の調整を容易に行うことができる。よって、通常モードでは、油圧シリンダ２への供給流量を精度良く調整することができる。
　また、上記実施形態では、補助圧Ｐｏは、抵抗器６５の上流圧Ｐ３に抗するように作用して、抵抗器６５の前後差圧（Ｐ３－Ｐ４）を見掛け上小さくするように作用するものである。これに対し、補助圧Ｐоは、抵抗器６５の下流圧Ｐ４に抗するように作用して、言い換えれば、上流圧Ｐ３を補うように作用して、前後差圧（Ｐ３－Ｐ４）を見掛け上大きくするように作用させてもよい。この場合であっても、補助圧Ｐｏの供給と遮断とを切換弁８０によって切り換えることにより、レギュレータ６０によって調整される制御圧Ｐｃｇを変化させて、同一負荷であっても第１ポンプ１０の吐出流量を変化させることができる。
　また、切換弁８０のポジションを切り換えると共にエンジン４の回転数を変更する場合には、上記変形例のようにエンジン４の回転数を低下させると共に抵抗器６５の上流圧Ｐ３に抗する補助圧Ｐｏの供給を遮断する構成に限らず、その他の構成としてもよい。具体的には、作業者の操作入力に基づいて、エンジン４の回転数を上昇させるか低下させるか、補助圧Ｐｏが抵抗器６５の上流圧Ｐ３に抗するものであるか下流圧Ｐ４に抗するものであるか、及びエンジン４の回転数の変化（上昇または低下）時に補助圧Ｐｏを供給するか遮断するか、は、任意の組み合わせとすることができる。例えば、ポンプ装置１００は、エンジン４の回転数低下時に、抵抗器６５の下流圧Ｐ４に抗する補助圧Ｐｏを供給するように構成してもよい。この場合には、上記の省エネモードと同等の作用効果を生じる。このように、エンジン４の回転数変化、補助圧Ｐоの切り換え、補助圧Ｐｏの作用方向は、ニーズに合わせて任意の構成とすることができる。
　また、上記実施形態では、抵抗器６５は、固定絞り６６と並列に設けられるリリーフ弁６７を有する。これに限らず、リリーフ弁６７は、設けられなくてもよい。また、ポンプ装置１００の外部にリリーフ弁６７が設けられるものでもよい。
　また、上記実施形態では、切換弁８０は、補助通路８３の連通と遮断を選択的に切り換えるＯＮ－ＯＦＦ弁である。これに対し、切換弁８０は、ソレノイド８２への通電量に応じた連通開度（連通流路面積）で補助通路８３を開口し、制御アクチュエータ７０に導かれる補助圧Ｐｏの大きさを制御する電磁比例弁であってもよい。この場合、例えば、コントローラ８５が、エンジン回転数を取得してエンジン回転数に応じた通電量で切換弁８０のソレノイド８２に通電してもよい。このようにポンプ装置１００を構成することにより、エンジン回転数の変化に対応させて油圧シリンダ２の速度を制御することができる。
　以上の実施形態によれば、以下に示す効果を奏する。
　ポンプ装置１００では、切換弁８０により補助通路８３の連通と遮断が切り換えられることにより、補助圧Ｐｏが制御アクチュエータ７０に導かれるか否かが切り換えられる。制御アクチュエータ７０への補助圧Ｐｏの供給と遮断が切り換えられることにより、制御アクチュエータ７０の伸縮位置が変化して、制御アクチュエータ７０によるレギュレータ６０の駆動量が変化する。これにより、レギュレータ６０によって調整される制御圧Ｐｃｇが変化する。このように、切換弁８０を切り換えることにより、作業負荷に関わらず制御圧Ｐｃｇを変化させて、傾転アクチュエータ１５による第１ポンプ１０の傾転角度の制御量を変化させることができる。したがって、負荷制御されるポンプ装置１００において、作業負荷によらず吐出流量が変更して、ニーズに合わせた油圧シリンダ２の駆動速度を実現することができる。
　また、ポンプ装置１００では、作業者の操作入力に応じて、エンジン回転数を比較的高回転に維持する通常モードと、エンジン回転数を比較的低回転に維持する省エネモードとが切り換えられる。省エネモードでは、補助通路８３が遮断されるため、制御アクチュエータ７０によって第１ポンプ１０の斜板１１の傾転角度は大きくなるように駆動される。よって、省エネモードでは、通常モードよりも低いポンプ回転数にもかかわらず通常モードと同じ吐出流量（供給流量）を確保することができ、通常モードと同等の駆動速度を実現できる。したがって、ポンプ装置１００の消費エネルギーを抑制することができる。
　以下、本発明の実施形態の構成、作用、及び効果をまとめて説明する。
　駆動対象を駆動する油圧シリンダ２に制御弁３を通じて作動油を供給するポンプ装置１００は、油圧シリンダ２に作動油を供給し斜板１１の傾転角度に応じて吐出容量が変化する可変容量型の第１ポンプ１０と、供給される制御圧Ｐｃｇに応じて第１ポンプ１０における斜板１１の傾転角度を制御する傾転アクチュエータ１５と、制御圧Ｐｃｇを制御弁３の前後差圧（ＬＳ差圧）に応じて調整するレギュレータ６０と、第１ポンプ１０と共通の駆動源（エンジン４）によって駆動される定容量型の第２ポンプ１６と、第２ポンプ１６から吐出される作動油が導かれるポンプ通路２４に設けられる抵抗器６５と、抵抗器６５の前後差圧（Ｐ３－Ｐ４）に応じて作動し抵抗器６５の前後差圧（Ｐ３－Ｐ４）の上昇に応じて制御圧Ｐｃｇを低下させるようにレギュレータ６０を駆動する制御アクチュエータ７０と、抵抗器６５の上流圧Ｐ３及び下流圧Ｐ４の一方に抗するように制御アクチュエータ７０に作用する補助圧Ｐｏを制御アクチュエータ７０へ導く補助通路８３と、補助通路８３を通じた制御アクチュエータ７０への補助圧Ｐｏの供給と遮断とを切り換える切換弁８０と、を備える。
　この構成では、切換弁８０によって補助通路８３の連通と遮断が切り換えられることにより、補助圧Ｐｏが制御アクチュエータ７０に導かれるか否かが切り換えられる。制御アクチュエータ７０への補助圧Ｐｏの供給と遮断が切り換えられることにより、制御アクチュエータ７０の移動量が変化して、制御アクチュエータ７０によるレギュレータ６０の駆動量が変化する。これにより、レギュレータ６０によって調整される制御圧Ｐｃｇが変化する。このように、切換弁８０を切り換えることにより、作業負荷に関わらず制御圧Ｐｃｇを変化させて、傾転アクチュエータ１５による第１ポンプ１０の傾転角度の制御量を変化させることができる。したがって、負荷制御されるポンプ装置１００において、作業負荷によらず吐出流量が変更される。
　また、ポンプ装置１００は、傾転アクチュエータ１５に供給される制御圧Ｐｃｇを第１ポンプ１０の吐出圧Ｐ１に応じて変化させる馬力制御レギュレータ４０をさらに備え、レギュレータ６０は、馬力制御レギュレータ４０によって調整される制御元圧Ｐｃに応じて、傾転アクチュエータ１５に供給される制御圧Ｐｃｇを調整する。
　この構成では、馬力制御レギュレータ４０は、第１ポンプ１０の吐出圧Ｐ１が変化すると、レギュレータ６０に導かれる制御元圧Ｐｃを調整することでレギュレータ６０が調整する制御圧Ｐｃｇを変化させる。よって、ポンプ回転数に関わらず、第１ポンプ１０の負荷（仕事率）を、所定の範囲内となるように調整することができる。
　また、ポンプ装置１００は、作業者の操作入力に応じて、切換弁８０を切り換えると共に駆動源（エンジン４）の回転数を変更可能なコントローラ８５をさらに備える。
　この構成によれば、作業者の所望のタイミングで切換弁８０が切り換えられるため、作業者のニーズに合わせて第１ポンプ１０の吐出容量を変更することができる。
　また、ポンプ装置１００では、コントローラ８５は、作業者の操作入力に応じて、補助通路８３を遮断するように切換弁８０と切り換えると共に駆動源（エンジン４）の回転数を低下させ、第１ポンプ１０の吐出容量を増加させる。
　この構成では、駆動源（エンジン４）の回転数の低下と共に第１ポンプ１０の吐出容量が増加するため、第１ポンプ１０の吐出流量（油圧シリンダ２への供給流量）を低下させずに維持させることができる。したがって、駆動源（エンジン４）の回転数が低下しても、油圧シリンダ２の駆動速度の低下を防止して、第１ポンプ１０の消費エネルギーを抑制することができる。
　また、ポンプ装置１００では、抵抗器６５は、第２ポンプ１６から吐出される作動油の流れに抵抗を付与する固定絞り６６と、固定絞り６６と並列に設けられ、抵抗器６５の上流圧Ｐ３が所定値を超えると開弁するリリーフ弁６７と、を有する。
　この構成では、ポンプ回転数の上昇に伴い、上流圧Ｐ３がリリーフ弁６７のリリーフ圧以上となると、リリーフ弁６７が開弁する。これにより、第２ポンプ１６から吐出される作動油が固定絞り６６とリリーフ弁６７との両方を通過し、抵抗器６５の流路面積が拡大するため、ポンプ回転数の上昇に対して抵抗器６５の前後差圧（Ｐ３－Ｐ４）が変化する割合が小さくなる。このように、抵抗器６５がリリーフ弁６７を有することにより、ポンプ回転数に対する第１ポンプ１０の吐出流量が増加する割合を変更することができる。
　以上、本発明の実施形態について説明したが、上記実施形態は本発明の適用例の一部を示したのに過ぎず、本発明の技術的範囲を上記実施形態の具体的構成に限定する趣旨ではない。
　本願は２０１６年６月８日に日本国特許庁に出願された特願２０１６－１１４４２５に基づく優先権を主張し、この出願の全ての内容は参照により本明細書に組み込まれる。

Claims (5)

  1. 　駆動対象を駆動する駆動アクチュエータに制御弁を通じて作動流体を供給するポンプ装置であって、
    　前記駆動アクチュエータに作動流体を供給し斜板の傾転角度に応じて吐出容量が変化する可変容量型の第１ポンプと、
    　供給される制御圧に応じて前記第１ポンプにおける前記斜板の傾転角度を制御する傾転アクチュエータと、
    　前記制御圧を前記制御弁の前後差圧に応じて調整するレギュレータと、
    　前記第１ポンプと共通の駆動源によって駆動される定容量型の第２ポンプと、
    　前記第２ポンプから吐出される作動流体が導かれるポンプ通路に設けられる抵抗器と、
    　前記抵抗器の前後差圧に応じて作動し前記抵抗器の前後差圧の上昇に応じて前記制御圧を低下させるように前記レギュレータを駆動する制御アクチュエータと、
    　前記抵抗器の上流側圧力及び下流側圧力の一方に抗するように前記制御アクチュエータに作用する補助圧を前記制御アクチュエータへ導く補助通路と、
    　前記補助通路を通じた前記制御アクチュエータへの前記補助圧の供給と遮断とを切り換える切換弁と、を備えるポンプ装置。
  2. 　請求項１に記載のポンプ装置であって、
    　前記傾転アクチュエータに供給される前記制御圧を前記第１ポンプの吐出圧に応じて変化させる馬力制御レギュレータをさらに備え、
    　前記レギュレータは、前記馬力制御レギュレータによって調整される制御元圧に応じて、前記傾転アクチュエータに供給される前記制御圧を調整するポンプ装置。
  3. 　請求項１に記載のポンプ装置であって、
    　作業者の操作入力に応じて、前記切換弁を切り換えると共に前記駆動源の回転数を変更可能なコントローラをさらに備えるポンプ装置。
  4. 　請求項３に記載のポンプ装置であって、
    　前記補助圧は、前記抵抗器の前記上流側圧力に抗するように前記制御アクチュエータに作用し、
    　前記コントローラは、作業者の操作入力に応じて、前記補助通路を遮断するように前記切換弁を切り換えると共に前記駆動源の回転数を低下させ、前記第１ポンプの吐出容量を増加させるポンプ装置。
  5. 　請求項１に記載のポンプ装置であって、
    　前記抵抗器は、前記第２ポンプから吐出される作動流体の流れに抵抗を付与する固定絞りと、前記固定絞りと並列に設けられ、前記抵抗器の前記上流側圧力が所定値を超えると開弁するリリーフ弁と、を有するポンプ装置。
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