CN105971951B - 油压驱动系统 - Google Patents

Abstract

本发明能够提供一种无需电磁比例阀即可在发动机转速的中间区域至较高区域内使工作点靠近发动机最大输出转矩线的油压驱动系统。油压驱动系统具备：向油压执行器供给工作油且由发动机驱动的可变容量型的主泵；由发动机驱动的固定容量型的辅助泵；在从辅助泵延伸的辅助泵吐出通路上设置的节流阀；在节流阀的下游侧处设置于辅助泵吐出通路上的安全阀；和改变主泵的倾转角的调节器，调节器具备：承受主泵的吐出压力的马力控制活塞；和承受辅助泵吐出通路中节流阀的上游侧的压力、从而抵抗马力控制活塞并工作的反作用力活塞。

Description

油压驱动系统

技术领域

本发明涉及装载于例如建筑机械等上的油压驱动系统。

背景技术

在某些工业机械或建筑机械等中，装载有具备由发动机驱动的可变容量型的泵的油压驱动系统。例如，专利文献1中公开了油压挖掘机的油压驱动系统。

专利文献1公开的油压驱动系统包括向多个油压执行器供给工作油的可变容量型的第一主泵和第二主泵，以及驱动第一主泵和第二主泵的发动机。第一调节器改变第一主泵的倾转角，第二调节器改变第二主泵的倾转角。

第一调节器和第二调节器分别具备正倾转控制用的第一伺服阀和全马力控制用的第二伺服阀。第一伺服阀根据第一电磁比例阀输出的二次压力工作，第二伺服阀根据第一主泵的吐出压力、第二主泵的吐出压力以及第二电磁比例阀输出的二次压力工作。第一电磁比例阀和第二电磁比例阀与由上述发动机驱动的辅助泵连接。

上述第二电磁比例阀向第一调节器的第二伺服阀和第二调节器的第二伺服阀两者输出二次压力。第二电磁比例阀根据发动机转速调节第一主泵和第二主泵的吸收（负荷）转矩。

一般而言，油压驱动系统中设置有让操作者选择基准发动机转速处于哪个阶段的转速选择装置。图7中示出了每个基准发动机转速决定的直线状的发动机下垂（droop）线EL2。运行时的发动机转矩在曲线上推移，该曲线由被选择的基准发动机转速所对应的发动机下垂线EL2、和发动机最大输出转矩线EL1规定。

上述第二电磁比例阀决定图7所示的、根据马力控制的泵吸收（负荷）转矩线PL。即，第二电磁比例阀在发动机转速降低时，以使第一主泵和第二主泵的吸收转矩也降低的形式被控制装置控制。泵吸收转矩线PL和发动机最大输出转矩线EL1或发动机下垂线EL2的交点，为实际的工作点。

现有技术文献：

专利文献：

专利文献1：日本特开平11-101183号公报。

发明内容

发明要解决的问题：

专利文献1中公开的油压驱动系统中，使用电磁比例阀调节第一主泵和第二主泵的吸收（负荷）转矩。然而，使用电磁比例阀时，尤其在使用环境比较苛刻的地区，容易发生因电气部件（连接器、电气配线等）接触不良导致的故障。

根据这样的观点，可考虑从专利文献1中公开的油压驱动系统中删除第二电磁比例阀。此时，如图8所示，根据马力控制的泵吸收转矩变为恒定（换言之，泵吸收转矩线PL变为水平）。因此，即便选择任一基准发动机转速，工作点也无法到达发动机最大输出转矩线EL1上的最高转矩点，为此有必要将泵吸收转矩抑制得较低。

然而，比较发动机最大输出转矩线EL1的端部之间，发动机转速的中间区域至较高区域的端部的转矩大于发动机转速较低侧的端部的转矩，因此发动机转速的中间区域至较高区域中，从工作点至发动机最大输出转矩线EL1有富余。

因此，本发明的目的在于提供一种无需电磁比例阀即可在发动机转速的中间区域至较高区域内使工作点靠近发动机最大输出转矩线的油压驱动系统。

解决问题的手段：

为解决前述技术问题，本发明的油压驱动系统具备：向油压执行器供给工作油且由发动机驱动的可变容量型的主泵；由所述发动机驱动的固定容量型的辅助泵；在从所述辅助泵延伸的辅助泵吐出通路（line）上设置的节流阀；在所述节流阀的下游侧处设置于所述辅助泵吐出通路上的安全阀；和改变所述主泵的倾转角的调节器，所述调节器具备：承受所述主泵的吐出压力的马力控制活塞；和承受所述辅助泵吐出通路中所述节流阀的上游侧的压力、从而抵抗所述马力控制活塞并工作的反作用力活塞。

根据上述结构，发动机转速增大的话辅助泵的吐出流量也增大，辅助泵吐出通路中节流阀的上游侧的压力上升。随发动机转速增大而上升的压力作用于抵抗马力控制活塞并工作的反作用力活塞上，因此发动机转速越增大，马力控制活塞所产生的对泵马力的限制越宽松。借助于此，能够得到和发动机转速呈比例关系的泵吸收转矩线。其结果是能够在发动机转速的中间区域至较高区域内使工作点靠近发动机最大输出转矩线。

还可以是所述油压驱动系统具备：配置于从所述主泵延伸至油箱（tank）的循环通路上、且控制所述油压执行器的工作油的供给和排出的控制阀；用于操作所述控制阀的先导操作阀；和在所述节流阀的下游侧从辅助泵吐出通路分叉并与所述先导操作阀连接的操作阀供给通路。根据该结构，辅助泵发挥先导泵的功能，因此能够利用先导泵产生随发动机转速增大而上升的压力。从而没必要设置反作用力活塞专用的泵。

还可以在所述循环通路内，在所述控制阀的下游侧设置节流阀，所述调节器包括能承受作为所述循环通路中所述节流阀的上游侧的压力的负控制压的流量控制活塞。根据该结构，可通过油压负控制方式控制主泵的吐出流量，因此与需要电磁比例阀进行流量控制的电气正控制方式相比，电气部件较少。因此，能够在削减成本的同时使油压驱动系统在苛刻的环境下稳定地运行。

还可以是所述调节器包括面向所述马力控制活塞的第一马力控制腔室和第二马力控制腔室，所述主泵的吐出压力导入至所述第一马力控制腔室，所述油压控制系统还具备：将所述第二马力控制腔室、和所述辅助泵吐出通路中的所述节流阀与所述安全阀之间的部分进行连接的中继通路；设置于所述中继通路的减压阀，所述减压阀在先导压力为规定值以下时使所述第二马力控制腔室和油箱连通，在先导压力大于所述规定值时向所述第二马力控制腔室输出与所述先导压力成比例的二次压力；和将所述辅助泵吐出通路中所述节流阀的上游侧的压力作为所述先导压力向所述减压阀导入的减压阀信号输入通路。根据该结构，能够使泵吸收转矩线形成为借由规定值所对应的发动机转速达到峰值的折线。借助于此，能够在发动机转速的中间区域使工作点进一步靠近发动机最大输出转矩线。

发明效果：

根据本发明，无需电磁比例阀即可在发动机转速的中间区域至较高区域内使工作点靠近发动机最大输出转矩线。

附图说明

图1是根据本发明第一实施形态的油压驱动系统的整体概略结构图；

图2是作为建筑机械的一个示例的油压挖掘机的侧视图；

图3是根据第一实施形态的油压驱动系统的局部概略结构图；

图4中，（a）是示出第一实施形态中发动机转速和发动机转矩之间的关系的图表；（b）是示出第一实施形态中发动机转速和辅助泵的吐出压力之间的关系的图表；

图5是根据本发明第二实施形态的油压驱动系统的局部概略结构图；

图6中，（a）是示出第二实施形态中发动机转速和发动机转矩之间的关系的图表；（b）是示出第二实施形态中发动机转速和辅助泵的吐出压力以及和减压阀的输出压力之间的关系的图表；

图7是示出现有的油压驱动系统中发动机转速和发动机转矩之间的关系的图表；

图8是示出假想例的油压驱动系统中发动机转速和发动机转矩之间的关系的图表；

符号说明：

1A、1B 油压驱动系统；

11 动臂缸（油压执行器）；

14 旋回马达（油压执行器）；

15、17 主泵；

16、18 调节器；

19 辅助泵；

21、31 循环通路；

22、32 节流阀；

41、43 控制阀；

42、44 先导操作阀；

61 辅助泵吐出通路；

62 节流阀；

63 安全阀；

64 操作阀供给通路；

81 流量控制活塞；

83 马力控制活塞；

85 马力控制腔室、第一马力控制腔室；

87 反作用力活塞；

91 第二马力控制腔室；

92 中继通路；

93 减压阀；

96 减压阀信号输入通路。

具体实施方式

（第一实施形态）

图1示出了根据本发明第一实施形态的建筑机械的油压驱动系统1A，图2示出了装载该油压驱动系统1A的建筑机械10。图2所示的建筑机械10为油压挖掘机，但本发明还能适用于油压起重机等其他建筑机械。又，本发明除建筑机械外还能适用于其他机械（如工业机械）。

油压驱动系统1A包括图2所示的动臂缸11、斗杆缸12、及铲斗缸13作为油压执行器，还包括图1所示的旋回马达14及未图示的左右一对的行驶马达作为油压执行器。又，油压驱动系统1A包括向这些执行器供给工作油的第一主泵15和第二主泵17、以及驱动第一主泵15和第二主泵17的发动机51。另，图1中，为了简化附图，省略动臂缸11和旋回马达14以外的执行器。

发动机51包含燃料喷射阀，该燃料喷射阀由调速器（governor）52控制。调速器52上连接有让操作者选择基准发动机转速处于哪个阶段的转速选择装置53。换言之，转速选择装置53接受基准发动机转速的选择。调速器52根据被选择的基准发动机转速控制燃料喷射阀。

第一循环通路21从第一主泵15延伸至油箱。第一循环通路21上配置有包含旋回控制阀41在内的多个控制阀（旋回控制阀41以外未图示）。旋回控制阀41以外的控制阀例如为斗杆控制阀、左行驶控制阀等。旋回控制阀41控制旋回马达14的工作油的供给和排出，其他的控制阀也控制各自执行器的工作油的供给和排出。平行通路24从第一循环通路21分叉，通过该平行通路24，从第一主泵15吐出的工作油导入第一循环通路21上所有的控制阀。又，第一循环通路21上的控制阀分别与油箱通路25连接。

同样地，第二循环通路31从第二主泵17延伸至油箱。第二循环通路31上配置有包含动臂控制阀43在内的多个控制阀（动臂控制阀43以外未图示）。动臂控制阀43以外的控制阀例如为铲斗控制阀、右行驶控制阀等。动臂控制阀43控制动臂缸11的工作油的供给和排出，其他的控制阀也控制各自执行器的工作油的供给和排出。平行通路34从第二循环通路31分叉，通过该平行通路34，从第二主泵17吐出的工作油导入第二循环通路31上所有的控制阀。又，第二循环通路31上的控制阀分别与油箱通路35连接。

此外，油压驱动系统1A包括作为操作旋回控制阀41用的先导操作阀的旋回操作阀42、和作为操作动臂控制阀43用的先导操作阀的动臂操作阀44。旋回操作阀42和动臂操作阀44均有操作杆，向旋回控制阀41或动臂控制阀43输出与操作杆的倾倒角（操作量）对应大小的先导压力。

从由发动机51驱动的固定容量型的辅助泵19向旋回操作阀42和动臂操作阀44供给一次压力。如图3所示，辅助泵吐出通路61从辅助泵19延伸至油箱。辅助泵吐出通路61上设置有节流阀62且节流阀62的下游侧设置有安全阀63。操作阀供给通路64从辅助泵吐出通路61中节流阀62和安全阀63之间的部分分叉，该操作阀供给通路64与旋回操作阀42和动臂操作阀44连接。

返回至图1，第一主泵15和第二主泵17均为倾转角可变的可变容量型的泵（斜板泵或斜轴泵）。通过第一调节器16改变第一主泵15的倾转角，通过第二调节器18改变第二主泵17的倾转角。本实施形态中，以油压负控制方式控制第一主泵15和第二主泵17的吐出流量。但也可以通过负荷传感方式控制第一主泵15和第二主泵17的吐出流量。

具体而言，第一循环通路21上所有控制阀的下游侧设置有节流阀22。又，第一循环通路21上连接有绕过节流阀22的旁通通路，该旁通通路上配置有安全阀23。同样地，第二循环通路31上所有控制阀的下游侧设置有节流阀32。又，第二循环通路31上连接有绕过节流阀32的旁通通路，该旁通通路上配置有安全阀33。

通过第一流量控制通路27，作为第一循环通路21上节流阀22的上游侧的压力的第一负控制压导入至上述第一调节器16。又，通过第一马力控制通路26，第一主泵15的吐出压力导入至第一调节器16。本实施形态中，未采用交叉传感（cross sensing），第二主泵17的吐出压力未导入第一调节器16。但也可采用交叉传感，将第二主泵17的吐出压力导入第一调节器16。

同样地，通过第二流量控制通路37，作为第二循环通路31上节流阀32的上游侧的压力的第二负控制压导入至上述第二调节器18。又，通过第二马力控制通路36，第二主泵17的吐出压力导入至第二调节器18。本实施形态中，未采用交叉传感（cross sensing），第一主泵15的吐出压力未导入至第二调节器18。但也可采用交叉传感，将第一主泵15的吐出压力导入至第二调节器18。

另，本说明书中，按惯例使用马力控制这样的用语表达泵的转矩控制这样的意思。

作为流量控制，第一调节器16在第一负控制压较高时减小第一主泵15的倾转角，在第一负控制压较低时增大第一主泵15的倾转角。又，作为马力控制，第一调节器16在第一主泵15的吐出压力较高时减小第一主泵15的倾转角，在第一主泵15的吐出压力较低时增大第一主泵15的倾转角。第一主泵15的倾转角减小时，第一主泵15的吐出流量减少，第一主泵15的倾转角增大时，第一主泵15的吐出流量增多。

同样地，作为流量控制，第二调节器18在第二负控制压较高时减小第二主泵17的倾转角，在第二负控制压较低时增大第二主泵17的倾转角。又，作为马力控制，第二调节器18在第二主泵17的吐出压力较高时减小第二主泵17的倾转角，在第二主泵17的吐出压力较低时增大第二主泵17的倾转角。第二主泵17的倾转角减小时，第二主泵17的吐出流量减少，第二主泵17的倾转角增大时，第二主泵17的吐出流量增多。

第一调节器16和第二调节器18如图3所示彼此结构相同。因此，以下以第一调节器16的结构为代表进行说明。

第一调节器16包括决定第一主泵15的倾转角的伺服缸72和操作伺服缸72的切换阀76。例如，第一主泵15为斜板泵时，伺服缸72和第一主泵15的斜板71以使该伺服缸72与斜板71的角度联动地在轴向上滑动的形式连接。第一调节器16包括面向伺服缸72的小径侧的端部的第一伺服腔室73、和面向伺服缸72的大径侧的端部的第二伺服腔室74。第一主泵15的吐出压力导入至第一伺服腔室73，第二伺服腔室74与切换阀76连接。

切换阀76控制第二伺服腔室74中相对第一循环通路21的开口面积和相对油箱的开口面积。具体而言，切换阀76具有通过第一杆75与伺服缸72连接的套筒（sleeve）78、和容纳于套筒78内的阀芯（spool）77。例如，套筒78和阀芯77的轴向与伺服缸72的轴向平行。套筒78与第一杆75的姿势联动地在轴向上滑动，调节套筒78相对于阀芯77的相对位置，以使从伺服缸72的两侧作用的力（压力×伺服缸受压面积）平衡。

又，第一调节器16包括驱动切换阀76的阀芯77的流量控制活塞81和马力控制活塞84。流量控制活塞81和马力控制活塞84分别通过第二杆83和第三杆86，以与第二杆83或第三杆86的姿势联动地在阀芯77的轴向上滑动的形式与阀芯77连接。此外，第一调节器16包括面向流量控制活塞81的流量控制腔室82、和面向马力控制活塞84的马力控制腔室85。

第一负控制压导入流量控制腔室82。流量控制活塞81承受第一负控制压，第一负控制压上升时使阀芯77向流量减少方向（第一主泵15的吐出流量减少的方向）移动，第一负控制压降低时使阀芯77向流量增加方向（第一主泵15的吐出流量增加的方向）移动。第一主泵15的吐出压力导入马力控制腔室85。马力控制活塞84承受第一主泵15的吐出压力，第一主泵15的吐出压力上升时使阀芯77向流量减少方向移动，第一主泵15的吐出压力降低时使阀芯77向流量增加方向移动。另，流量控制活塞81和马力控制活塞84形成为其中限制第一主泵15的吐出流量的一方（减少的一方）优先起作用的结构。

此外，本实施形态中，采用了无需电磁比例阀即可调节第一主泵15和第二主泵17的吸收转矩的结构。具体而言，第一调节器16和第二调节器18均包括抵抗马力控制活塞84并工作的反作用力活塞87、和面向该反作用力活塞87的反作用力腔室88。

反作用力腔室88通过反作用力通路65与辅助泵吐出通路61中节流阀62的上游侧部分连接。因此，反作用力活塞87承受作为辅助泵吐出通路61中节流阀62的上游侧的压力的对抗压力Pz，根据该对抗压力Pz回推马力控制活塞84。

辅助泵吐出通路61上设置有节流阀62，因此发动机转速增大时辅助泵19的吐出流量也增加，如图4（b）所示对抗压力Pz上升。像这样随发动机转速增大而上升的对抗压力Pz作用于抵抗马力控制活塞84并工作的反作用力活塞87上，因此发动机转速越增大，马力控制活塞84所产生的对泵马力的限制越宽松。如图4（a）所示，能够得到和发动机转速呈比例关系的泵吸收转矩线PL。其结果是能够在发动机转速的中间区域至较高区域内使工作点（被选择的基准发动机转速所对应的发动机下垂线EL2与泵吸收转矩线PL的交点）靠近发动机最大输出转矩线EL1。

又，本实施形态中，可通过油压负控制方式控制第一主泵15和第二主泵17的吐出流量，因此与需要电磁比例阀进行流量控制的电气正控制方式相比，电气部件较少。因此，能够在削减成本的同时使油压驱动系统1A在苛刻的环境下稳定地运行。但本发明并非局限于油压负控制方式，也可以从电磁比例阀向流量控制腔室82输出二次压力。

前述实施形态中，从辅助泵19向操作阀42、44供给一次压力，但也可以各自设置操作阀42、44专用的先导泵和反作用力活塞87专用的辅助泵。但如果是前述实施形态这样的结构的话，辅助泵19发挥先导泵的功能，因此能够利用先导泵产生随发动机转速增大而上升的压力。从而没必要设置反作用力活塞专用的泵。

（第二实施形态）

接着参照图5、图6（a）和图6（b）说明根据本发明第二实施形态的油压驱动系统1B。另，本实施形态中，在与第一实施形态相同的结构上标相同的符号并省略重复说明。

油压驱动系统1B的整体结构与图1相同。本实施形态中，第一调节器16和第二调节器18均包括第一实施形态中说明过的马力控制腔室85并将其作为第一马力控制腔室85，还包括面向马力控制活塞84的第二马力控制腔室91。

第二马力控制腔室91通过中继通路92，与辅助泵吐出通路61中节流阀62和安全阀63之间的部分连接。另，中继通路92的一端并非必须直接与辅助泵吐出通路61连接，也可通过操作阀供给通路64与辅助泵吐出通路61连接。

中继通路92上设置有减压阀93，且在减压阀93和辅助泵吐出通路61之间设置有确保操作阀42、44用的一次压力的节流阀94。减压阀93与油箱通路95连接，减压阀93形成为根据先导压力执行动作的结构。具体而言，减压阀93在先导压力为规定值α以下时不工作，使第二马力控制腔室91与油箱连通。另一方面，先导压力大于规定值α时，减压阀93如图6（b）所示向第二马力控制腔室91输出与先导压力成比例的二次压力Pf。

减压阀93的先导端口通过减压阀信号输入通路96与辅助泵吐出通路61中节流阀62的上游侧部分连接。即，作为辅助泵吐出通路61中节流阀62的上游侧的压力的对抗压力Pz作为先导压力被导入减压阀93的先导端口。

本实施形态中，能够在主泵（第一主泵15或第二主泵17）的吐出压力Pd上加上从减压阀93输出的二次压力Pf，从而作为作用于马力控制活塞81的压力。其结果是，如图6（a）所示，能够使泵吸收转矩线PL形成为借由规定值α所对应的发动机转速达到峰值的折线。即，如图6（a）中的虚线左侧，泵吸收转矩线PL的斜率与Pz-C1×Pd这样的系数成比例（C1为常数），虚线的右侧，泵吸收转矩线PL的斜率与Pz-（C1×Pd+C2×Pf）这样的系数成比例（C2为常数）。借助于此，能够在发动机转速的中间区域使工作点进一步靠近发动机最大输出转矩线EL1。

（其他实施形态）

本发明不限于上述第一实施形态和第二实施形态，在不脱离本发明主旨的范围内可以进行各种变更。

Claims (4)

1.一种油压驱动系统，其特征在于，具备：

向油压执行器供给工作油且由发动机驱动的可变容量型的主泵；

由所述发动机驱动的固定容量型的辅助泵；

在从所述辅助泵延伸的辅助泵吐出通路上设置的节流阀；

在所述节流阀的下游侧处设置于所述辅助泵吐出通路上的安全阀；和

改变所述主泵的倾转角的调节器，所述调节器具备：承受所述主泵的吐出压力的马力控制活塞；和承受所述辅助泵吐出通路中所述节流阀的上游侧的压力、从而抵抗所述马力控制活塞并工作的反作用力活塞。

2.根据权利要求1所述的油压驱动系统，其特征在于，具备：

配置于从所述主泵延伸至油箱的循环通路上、且控制所述油压执行器的工作油的供给和排出的控制阀；

用于操作所述控制阀的先导操作阀；和

在所述节流阀的下游侧从所述辅助泵吐出通路分叉并与所述先导操作阀连接的操作阀供给通路。

3.根据权利要求2所述的油压驱动系统，其特征在于，

在所述循环通路内，在所述控制阀的下游侧设置节流阀；

所述调节器包括能承受作为所述循环通路中所述节流阀的上游侧的压力的负控制压的流量控制活塞。

4.根据权利要求1至3中任意一项所述的油压驱动系统，其特征在于，

所述调节器包括面向所述马力控制活塞的第一马力控制腔室和第二马力控制腔室，所述主泵的吐出压力导入至所述第一马力控制腔室；

所述油压驱动系统还具备：

将所述第二马力控制腔室、和所述辅助泵吐出通路中的所述节流阀与所述安全阀之间的部分进行连接的中继通路；

设置于所述中继通路的减压阀，所述减压阀在先导压力为规定值以下时使所述第二马力控制腔室和油箱连通，在先导压力大于所述规定值时向所述第二马力控制腔室输出与所述先导压力成比例的二次压力；和

将所述辅助泵吐出通路中所述节流阀的上游侧的压力作为所述先导压力向所述减压阀导入的减压阀信号输入通路。