CN109154290A - 泵装置 - Google Patents

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Abstract

泵装置(100)包括：控制可变容量式的第1泵(10)的斜板(11)的偏转角度的偏转致动器(15)；与控制阀(3)的前后差压相应地调整控制压(Pcg)的调节器(60)；以及与对从定容量型的第2泵(16)排出的工作油进行引导的阻尼器(65)的前后差压相应地驱动调节器(60)的控制致动器(70)，在控制致动器(70)中，控制活塞(71)的作用有对抗阻尼器(65)的上游压(P3)的辅助压(Po)的受压面积设定为：辅助驱动力相当于随着驱动源的转速从第1转速向第2转速切换所引起的差压驱动力的降低量。

Description

泵装置
技术领域
本发明涉及一种泵装置。
背景技术
在日本JP2008－291731A中公开了一种泵装置，其包括：能够与斜板的偏转角度相应地改变向液压回路供给的泵排出量的第1泵；与供给的控制压力的上升相应地使斜板的偏转角度减小的偏转致动器；根据液压回路的负载压来调整控制压力的调节器；与第1泵联动的第2泵；装设于第2泵的排出回路的节流部；以及致动器，其以与节流部的前后差压的上升相应地减小利用调节器调整的控制压的方式进行驱动。
发明内容
在像日本JP2008－291731A所公开的这样的负载感应控制的泵装置的情况下，当驱动第1泵、第2泵的驱动源的转速降低时，第2泵的排出流量减少，节流部(阻尼器)的前后差压降低。由此，致动器(控制致动器)以控制压上升的方式驱动调节器，因此，偏转致动器使斜板的偏转角度减小，第1泵的排出量减少。像这样，在日本JP2008－291731A的泵排出量控制装置的情况下，当驱动源的转速降低时，第1泵的排出流量减少，对驱动对象进行驱动的驱动致动器的速度降低。
这里，存在例如操作者不同的情况等、针对驱动源的转速所谋求的驱动致动器的驱动速度不同的情况。即，要求泵装置具有与转速的降低相应地使驱动速度降低的情况和无论转速降低的情况如何都维持驱动速度使其几乎不降低的情况这两种功能。
本发明的目的在于提供一种能够变更排出流量相对于转速变化的变化比例的泵装置。
根据本发明的一方案，提供一种经由控制阀向驱动驱动对象的驱动致动器供给工作流体的泵装置，其包括：第1泵，其为可变容量式，向驱动致动器供给工作流体，该第1泵的排出容量与斜板的偏转角度相应地变化；偏转致动器，其与供给来的控制压相应地控制第1泵的斜板的偏转角度；调节器，其利用与控制阀的上游侧的压力和下游侧的压力的前后差压相应地移动的控制阀芯来调整控制压；第2泵，其为定容量型，由与第1泵共用的驱动源驱动；阻尼器，其设于引导从第2泵排出的工作流体的泵通路；控制致动器，其以与阻尼器的前后差压的上升相应地使控制压降低的方式驱动调节器；辅助通路，其向控制致动器引导以对抗阻尼器的上游侧压力及下游侧压力中的一者的方式作用于控制致动器的辅助压；切换阀，其对经由辅助通路向控制致动器进行的辅助压的供给和阻断进行切换；以及控制器，其对切换阀进行切换，并且，在第1转速和比该第1转速小的第2转速之间切换驱动源的转速，控制致动器具有控制活塞，该控制活塞以使承受阻尼器的前后差压而产生的差压驱动力与承受辅助压而产生的辅助驱动力平衡的方式移动，控制活塞的作用有辅助压的受压面积设定为：辅助驱动力相当于随着驱动源的转速在第1转速与第2转速之间切换所引起的差压驱动力的变化量。
附图说明
图1是具有本发明的第1实施方式的泵装置的液压驱动装置的液压回路图。
图2是本发明的第1实施方式的泵装置的剖视图，表示调节器处于第1位置的状态。
图3是图2中的A部的放大图。
图4是本发明的第1实施方式的泵装置的剖视图，表示调节器处于第2位置的状态。
图5是从本发明的第1实施方式的泵装置的侧面观察到的剖视图。
图6是本发明的第2实施方式的泵装置的剖视图。
具体实施方式
(第1实施方式)
参照附图对本发明的第1实施方式的泵装置100及具有该泵装置100的液压驱动装置1进行说明。
液压驱动装置1例如搭载于液压挖掘机，对驱动对象(动臂、斗杆或者铲斗等)进行驱动。如图1所示，液压驱动装置1包括：作为驱动致动器的液压缸2，其通过供排作为工作流体的工作油来驱动驱动对象；控制阀3，其控制相对于液压缸2供排的工作油的流动；以及作为驱动液压源的泵装置100，其经由控制阀3向液压缸2供给工作油。
液压缸2在从泵装置100经由控制阀3引导来的工作油的作用下进行伸缩动作，从而驱动驱动对象。控制阀3根据操作者的操作而调整开度，调整向液压缸2供给的工作油的流量。在图1中，仅图示出单一的液压缸2及控制该液压缸2的控制阀3，省略了其他驱动致动器及控制阀的图示。
从泵装置100排出的工作油经由排出通路21被送至泵端口31，由连接于泵端口31的控制阀3导向液压缸2。
泵装置100包括：向液压缸2供给工作油且排出容量与斜板11的偏转角度相应地变化的可变容量式的第1泵10；根据供给来的控制压Pcg来控制第1泵10的斜板11的偏转角度的偏转致动器15；根据控制阀3的前后差压来调整向偏转致动器15供给的控制压Pcg的调节器(负载感应调节器)60；以及根据第1泵10的排出压P1来调整向调节器60供给的控制初压Pc的马力控制调节器40。
第1泵10例如使用斜板式活塞泵，与斜板11的偏转角度相应地调整排出容量(泵排量)。这里，“排出容量”是指第1泵10的每旋转一周的工作油的排出量。另外，后述的“排出流量”是指第1泵10、后述第2泵16的每单位时间的工作油的排出量。
第1泵10由作为驱动源的发动机4驱动。第1泵10经由吸入通路20从连接于容器(未图示)的容器端口30吸入工作油，并将由追随斜板11而往复运动的活塞(未图示)加压了的工作油向排出通路21排出。从第1泵10排出的工作油经由控制阀3向液压缸2供给。并且，从第1泵10排出的工作油的一部分被导向从排出通路21分支出的分支通路50。分支通路50分支为第1排出压通路51、第2排出压通路52以及第3排出压通路53，向第1排出压通路51、第2排出压通路52以及第3排出压通路53分别引导第1泵10的排出压P1。
第1泵10包括：由发动机4驱动旋转的缸体(未图示)；在缸体的缸内往复运动而将吸入了的工作油排出的活塞；活塞所追随的斜板11；以及对斜板11向偏转角度变大的方向施力的马力控制弹簧48、49。
偏转致动器15克服第1泵10的马力控制弹簧48、49的施力而驱动斜板11。当利用偏转致动器15的动作改变斜板11的偏转角度时，追随斜板11而往复运动的活塞的行程长度改变，第1泵10的排出容量变化。偏转致动器15可以内置于第1泵10的缸体，也可以设于缸体的外部。
当由马力控制调节器40及调节器60调整的控制压Pcg上升时，偏转致动器15进行伸长动作，减小斜板11的偏转角度，使第1泵10的排出容量减少。
马力控制调节器40是两位三通的切换阀。在马力控制调节器40的一侧的端口连接有与调节器60相连接的第1控制压通路55。马力控制调节器40的另一侧的两个端口分别与被导入第1泵10的排出压P1的第1排出压通路51和连接于容器的低压通路59相连接。
马力控制调节器40具有阀芯(未图示)，该阀芯在将第1控制压通路55和第1排出压通路51连通的高压位置40A和将第1控制压通路55和低压通路59连通的低压位置40B之间连续地移动。在马力控制调节器40的阀芯的一端施加有马力控制弹簧48、49的施力。在该阀芯的另一端作用有经由第2排出压通路52引导来的第1泵10的排出压P1。马力控制调节器40的阀芯向排出压P1与马力控制弹簧48、49的施力平衡的位置移动，使高压位置40A及低压位置40B的开度变化。
马力控制弹簧48、49的一端与马力控制调节器40的阀芯连结，另一端与第1泵10的斜板11相配合。马力控制弹簧49的长度形成为比马力控制弹簧48短。马力控制弹簧48、49的施力与斜板11的偏转角及马力控制调节器40的阀芯的位置相应地发生变化。因此，由马力控制弹簧48、49作用于斜板11的施力根据斜板11的偏转角度及马力控制调节器40的阀芯的行程而阶梯式升高。
在马力控制调节器40设有马力控制致动器41。马力控制致动器41根据从马力控制信号压端口36经由马力控制信号压通路46引导来的马力控制信号压Ppw而进行动作。
液压挖掘机的控制系统可切换为高负荷模式和低负荷模式。在高负荷模式下降低马力控制信号压Ppw，在低负荷模式下升高马力控制信号压Ppw。当在低负荷模式下升高马力控制信号压Ppw时，马力控制调节器40的阀芯向切换为高压位置40A的方向移动。因此，控制初压Pc上升，第1泵10的负荷降低。
调节器60是两位三通的切换阀。调节器60的一侧的两个端口分别与被导入有第1泵10的排出压P1的第3排出压通路53和连接于马力控制调节器40的第1控制压通路55相连接。调节器60的另一侧的端口与向偏转致动器15引导控制压Pcg的第2控制压通路56相连接。在第2控制压通路56装设有节流件57，利用节流件57来缓和向偏转致动器15引导的控制压Pcg的压力变动。另外，在第3排出压通路53装设有节流件54，利用节流件54来缓和向调节器60引导的排出压P1的压力变动。
调节器60包括控制阀芯61(参照图2)，该控制阀芯61在使第1控制压通路55和第2控制压通路56连通的第1位置60A和使第3排出压通路53和第2控制压通路56连通的第2位置60B之间连续地移动。
基于第1泵10的排出压P1而产生于控制阀3的上游侧的上游信号压Pps从信号端口33经由第1信号通路43导向调节器60的控制阀芯61的一端。基于液压缸2的负载压而产生于控制阀3的下游侧的下游信号压Pls从信号端口34经由第2信号通路44导向调节器60的阀芯的另一端。另外，对调节器60的控制阀芯61的另一端施加朝向将调节器60切换到第1位置60A的方向施力的LS弹簧14的施力。对于调节器60的具体结构，在后面详细进行说明。
泵装置100还包括：由与第1泵10共用的驱动源驱动的定容量型的第2泵16；装设于引导从第2泵16排出的工作油的泵通路24的阻尼器65；与阻尼器65的前后差压(P3－P4)相应地驱动调节器60从而对控制压Pcg进行调整的控制致动器70；将以对抗阻尼器65的上游侧的压力P3的方式发挥作用的辅助压Po导向控制致动器70的辅助通路83；设于辅助通路83的对辅助通路83的连通和阻断进行选择切换的切换阀80；以及与操作者的操作输入相应地切换切换阀80并且能够变更发动机转速的控制器90。
第2泵16与第1泵10并列地设置，与第1泵10一起由发动机4驱动。第2泵16例如能使用齿轮泵。
第2泵16经由从吸入通路20分支出的分支吸入通路23吸入工作油，并将加压了的工作油向泵通路24排出。从第2泵16排出的工作油经由泵通路24送至泵端口32，并经由与泵端口32连接的通路(未图示)向切换控制阀3的液压驱动部等供给。
阻尼器65是装设于泵通路24的固定节流件。阻尼器65除了固定节流件之外还可以具有并列设置的溢流阀、单向阀。
控制致动器70具有向阻尼器65的上游侧的压力(以下，称为“上游压”)P3及下游侧的压力(以下，称为“下游压”)P4与辅助压Po平衡的位置移动的控制活塞71，与这些压力相应地驱动调节器60。对于控制致动器70的具体结构，在后面详细进行说明。
辅助通路83将从泵装置100的外部供给来的辅助压Po导向控制致动器70。辅助压Po例如是由位于泵装置100的外部的调整机构对从第2泵16排出的工作油进行压力调整而生成的。
切换阀80是两位两通的电磁切换阀(ON－OFF阀)。切换阀80具有：连通辅助通路83而向控制致动器70供给辅助压Po的连通位置80A；以及阻断经由辅助通路83向控制致动器70进行的辅助压Po的供给的阻断位置80B。
控制器90包括微型计算机，该微型计算机具备CPU(中央运算处理单元)、ROM(只读存储器)、RAM(随机存取存储器)以及I/O接口(输入输出接口)。RAM存储CPU的处理数据，ROM预先存储CPU的控制程序等，I/O接口用于与所连接的设备之间的信息输入输出。控制器90也可以包括多个微型计算机。控制器90至少编程为能够执行为了执行各实施方式、变形例的控制所必要的处理。另外，控制器85也可以由一个装置构成，也可以构成为分为多个装置并由该多个装置分散处理各实施方式的各控制。
当从控制器90向螺线管82供给电流时，切换阀80成为位于连通位置80A，打开辅助通路83。由此，辅助压Po经由辅助通路83导向控制致动器70。
相反，在切断从控制器90向螺线管82的通电的状态下，切换阀80因施力弹簧81的施力而成为位于阻断位置80B，将辅助通路83阻断。由此，阻断辅助压Po向控制致动器70的供给，后述的控制致动器70的第3压力室79与容器连通而变为容器压。
对于控制致动器70，除了阻尼器65的前后差压(P3－P4)之外，还被选择性地导入从辅助通路83导来的辅助压Po，控制活塞71向阻尼器65的前后差压(P3－P4)与辅助压Po平衡的位置移动，从而对调节器60施加驱动力。换言之，对于调节器60的控制阀芯61，除了产生于控制阀3的前后的LS差压(Pps－Pls)及作用于控制阀芯61的另一端的LS弹簧14的施力之外，作为控制致动器70施加的驱动力，还作用有阻尼器65的前后差压(P3－P4)及辅助压Po。由此，调节器60的控制阀芯61向这些LS差压(Pps－Pls)、阻尼器65的前后差压(P3－P4)、辅助压Po、LS弹簧14的施力平衡的位置移动，使调节器60的第1位置60A及第2位置60B的开度变化。
以下，参照图2～图5，对调节器60、控制致动器70、切换阀80的具体结构详细进行说明。
如图2及图3所示，调节器60、控制致动器70及切换阀80均设于共用的壳体101内。
在壳体101，在同轴上形成有收纳调节器60的控制阀芯61的阀芯孔102和供控制致动器70的控制活塞71滑动自如地插入的缸孔103。另外，在壳体101还形成有被导入控制阀3的上游信号压Pps的第1先导室107和被导入控制阀3的下游信号压Pls的第2先导室108。第2先导室108、缸孔103、阀芯孔102、第1先导室107依次沿轴线方向排列设置。
调节器60的控制阀芯61与控制致动器70的控制活塞71在同轴上排列并形成为一体。不限于此，也可以是控制阀芯61与控制活塞71形成为相对独立，彼此相配合。
调节器60的控制阀芯61沿轴线方向移动自如地插入阀芯孔102。控制阀芯61具有彼此沿轴线方向排列且在阀芯孔102内滑动的第1台肩部62、第2台肩部63、第3台肩部64。第1台肩部62、第2台肩部63、第3台肩部64彼此形成在同轴上。在第1台肩部62和第2台肩部63之间形成有在控制阀芯61的外周面开口的第1环状槽62A。在第2台肩部63和第3台肩部64之间形成有在控制阀芯61的外周面开口的第2环状槽63A。另外，在第2台肩部63的外周形成有第3环状槽63B，无论控制阀芯61的位置如何，该第3环状槽63B都使第2控制压通路56与后述的相对孔115连通。
如图2及图3所示，缸孔103具有：具有比阀芯孔102的内径大的内径的第1缸孔104；以及具有比第1缸孔104的内径大的内径的第2缸孔105。在第1缸孔104与第2缸孔105之间形成有作为环状台阶部的第1缸台阶部106A。在第1缸孔104与阀芯孔102之间形成有作为环状台阶部的第2缸台阶部106B。
控制活塞71具有：第1活塞部72，其与控制阀芯61相连接且滑动自如地插入第1缸孔104；第2活塞部73，其与第1活塞部72相连接且滑动自如地插入第2缸孔105；第3活塞部74，其在第2活塞部73的在轴线方向上与第1活塞部72相反的一侧与第2活塞部73相连接，且以比第2活塞部73的外径小的外径形成；以及作为环状台阶部的活塞台阶部75(参照图3)，其形成于第1活塞部72与第2活塞部73之间。第3活塞部74利用被收纳于第2先导室108的后述引导套筒125支承为滑动自如。
如图3所示，缸孔103的内部被控制活塞71分隔为：在第1活塞部72与第2缸台阶部106B之间形成的第1压力室77；在设于第2先导室108的引导套筒125与第2活塞部73之间形成的第2压力室78；以及在第2活塞部73与第1缸台阶部106A之间形成的第3压力室79。
如图2所示，第1先导室107与阀芯孔102连通并且在壳体101的表面开口。第2先导室108与缸孔103连通并且在壳体101的表面开口。
第1先导室107的在壳体101的表面开口的开口部由第1塞子110密封。在第1塞子110形成有将控制阀3的上游信号压Pps向第1先导室107引导的信号端口33及第1信号通路43。
在第2先导室108收纳有：LS弹簧14；调整LS弹簧14的施力的调整器120；面对缸孔103的引导套筒125；以及将第2先导室108的开口部密封的第2塞子126。
调整器120包括：与第2塞子126螺纹结合的调整杆121；安装于控制活塞71的第3活塞部74的弹簧支承件123；以及被滑动自如地收纳于第2塞子126的内部的弹簧支承件124。螺旋状的LS弹簧14被压缩地安装在弹簧支承件123与弹簧支承件124之间。通过改变调整杆121的螺纹结合位置，来调节LS弹簧14的施力。
在壳体101还形成有：被导入控制阀3的下游信号压Pls的下游侧的信号端口34及第2信号通路44；以及被导入辅助压Po的辅助通路83。经由下游侧的信号端口34及第2信号通路44向第2先导室108引导下游信号压Pls。
另外，在壳体101，作为沿径向开口到阀芯孔102并向阀芯孔102引导工作油的导入通路，还形成有：被导入第1泵10的排出压的第3排出压通路53；被导入向偏转致动器15供给的控制压Pcg的第2控制压通路56；与马力控制调节器40连通的第1控制压通路55；以及被导入阻尼器65的下游压P4的下游压通路95。以下，也将这些通路统一简称为“导入通路”。
另外，在隔着阀芯孔102的中心与各导入通路53、55、56、95的开口相对的位置，形成有与各导入通路53、55、56、95相对应的相对孔115。通过形成相对孔115，作用于控制阀芯61的工作油的压力平衡良好，控制阀芯61的滑动性良好。
上游信号压Pps作用于控制阀芯61的第1台肩部62的轴线方向端面，发挥使控制阀芯61及控制活塞71向图2中左方移动的驱动力。下游信号压Pls直接或者经由弹簧支承件123作用于控制致动器70的控制活塞71的第3活塞部74的轴线方向端面，发挥使控制活塞71及控制阀芯61向图2中右方移动的驱动力。
上游信号压Pps的受压面积与下游信号压Pls的受压面积构成为彼此相等。上游信号压Pps的受压面积相当于控制阀芯61的上游信号压Pps所作用的第1台肩部62的截面积。下游信号压Pls的受压面积相当于控制活塞71的下游信号压Pls所作用的第3活塞部74的截面积。即，控制阀芯61的第1台肩部62的截面积与第3活塞部74的截面积形成为彼此相等。
在上游信号压Pps与下游信号压Pls的LS差压(Pps－Pls)较小且LS弹簧14伸长了的状态下，如图2所示，第2控制压通路56经由第2环状槽63A与第1控制压通路55相连通，并且，与第3排出压通路53的连通被第2台肩部63阻断(第1位置60A)。在LS差压(Pps－Pls)较大且LS弹簧14收缩了的状态下，如图4所示，第2控制压通路56经由第1环状槽62A与第3排出压通路53相连通，并且，与第1控制压通路55的连通被第2台肩部63阻断(第2位置60B)。
如图3所示，第1压力室77与下游压通路95相连接。经由下游压通路95向第1压力室77引导阻尼器65的下游压P4。引导到第1压力室77的下游压P4作用于控制活塞71的第1活塞部72，发挥使控制活塞71向使调节器60切换到第2位置60B的方向(图1中左方，图3中左方)移动的驱动力。
第2压力室78与上游压通路94相连接。经由上游压通路94向第2压力室78引导阻尼器65的上游压P3。引导到第2压力室78的上游压P3作用于控制活塞71的第2活塞部73，发挥使控制活塞71向使调节器60切换到第1位置60A的方向(图1中右方，图3中右方)移动的驱动力。
第3压力室79与辅助通路83相连接。经由辅助通路83选择性地向第3压力室79引导辅助压Po。在切换阀80位于连通位置80A时，经由辅助通路83向第3压力室79供给辅助压Po。在切换阀80位于阻断位置80B时，经由辅助通路83向第3压力室79进行的辅助压Po的供给被阻断，第3压力室79与容器连通。
引导到第3压力室79的辅助压Po作用于活塞台阶部75，发挥使控制活塞71向使调节器60切换到第2位置60B的方向移动的驱动力(以下，称为“辅助驱动力”)。即，辅助驱动力是以补偿利用阻尼器65的下游压P4产生的控制活塞71的驱动力、且对抗利用阻尼器65的上游压P3产生的控制活塞71的驱动力的方式发挥作用的驱动力。由此，表观上，辅助压Po以使利用阻尼器65的前后差压(P3－P4)产生的驱动力(以下，称为“差压驱动力”)变小的方式作用于控制活塞71。
如图5所示，切换阀80具有：选择性地切换连通位置80A和阻断位置80B的切换阀芯85；以取得阻断位置80B的方式对切换阀芯85施力的施力弹簧81；以及经通电发挥对抗施力弹簧81的施力的驱动力的螺线管82。
在壳体101还形成有：供切换阀80的切换阀芯85滑动自如地插入的切换阀芯孔109；与切换阀芯孔109连通且从泵装置100的外部导入辅助压Po的第1连通路83A；与切换阀芯孔109连通且与第3压力室79连通的第2连通路83B；以及与切换阀芯孔109连通且将工作油导向容器端口30(参照图1)的排出通路84。第1连通路83A及第2连通路83B构成辅助通路83的一部分。
切换阀80的切换阀芯85具有在切换阀芯孔109内滑动的第1切换台肩部86和第2切换台肩部87。在切换阀芯85设有在外周面开口且形成在第1切换台肩部86与第2切换台肩部87之间的环状槽88。
施力弹簧81以压缩状态装设在切换阀芯孔109的底部与切换阀芯85之间。
在没有向螺线管82供给电流的状态下，如图5所示，施力弹簧81的施力施加于切换阀芯85，第1连通路83A与第2连通路83B的连通被第1切换台肩部86阻断(阻断位置80B)。
当向螺线管82供给电流时，在螺线管82的驱动力的作用下，切换阀芯85克服施力弹簧81的施力而移动。由此，第1连通路83A与第2连通路83B经由环状槽88连通，向第3压力室79引导辅助压(连通位置80A)。
接着，主要参照图1对泵装置100的作用进行说明。
在泵装置100中进行：利用马力控制调节器40以将第1泵10的排出压P1保持为恒定的方式控制第1泵10的排出容量的马力控制；利用调节器60以将控制阀3的前后差压(LS差压)保持为恒定的方式控制第1泵10的排出容量的负荷控制(LS控制)；以及与泵转速(发动机转速)对应地控制第1泵10的排出容量的排出流量控制。
在泵装置100中，调节器60与由马力控制调节器40调整的控制初压Pc相应地调整控制压Pcg。由此，在将第1泵10的排出压P1保持在恒定范围内的状态下，不进行马力控制，而是利用负荷控制来控制第1泵10的排出容量。在排出压P1超过恒定范围的情况下，利用马力控制来控制第1泵10的排出容量。由此，能够利用马力控制以将第1泵10的排出压P1保持在恒定范围内的方式控制第1泵10的排出容量，并且还能够利用负荷控制以将控制阀3的LS差压保持为恒定的方式控制第1泵10的排出容量。
以下，对各控制进行具体说明。
首先，说明由马力控制调节器40进行的马力控制。
随着泵转速的上升，第1泵10的排出压P1上升，利用马力控制调节器40的阀芯所承受的排出压P1产生的驱动力大于马力控制弹簧48、49的施力时，阀芯向切换到高压位置40A的方向(图1中右方)移动。由此，第1控制压通路55与第1排出压通路51之间的连通开度(连通流路面积)增加，因此，在经由第1排出压通路51引导来的第1泵10的排出压P1的作用下，第1控制压通路55的控制初压Pc上升。伴随着引导到调节器60的控制初压Pc的上升，由调节器60调整的控制压Pcg上升，因此，偏转致动器15以偏转角度变小的方式驱动第1泵10的斜板11。因而，当第1泵10的排出压P1上升时，第1泵10的排出容量减少。
相反，伴随着泵转速的降低，第1泵10的排出压P1降低，利用马力控制调节器40的阀芯所承受的排出压P1产生的驱动力小于马力控制弹簧48、49的施力时，阀芯向切换到低压位置40B的方向(图1中左方)移动。由此，第1控制压通路55与低压通路59的连通开度增加，因此，在与容器连通的低压通路59的压力的作用下，第1控制压通路55的控制初压Pc降低。由此，由调节器60调整的控制压Pcg也降低，因马力控制弹簧48、49的施力，斜板11的偏转角度变大。因而，当第1泵10的排出压P1降低时，第1泵10的排出容量增加。
如上所述，马力控制调节器40以使利用排出压P1产生的驱动力与马力控制弹簧48、49的施力平衡的方式，调整向调节器60引导的控制初压Pc。马力控制调节器40以随着由泵转速的上升引起的排出压P1的上升而使控制初压Pc上升且使控制压Pcg上升的方式动作，使第1泵10的排出容量减少。并且，马力控制调节器40以随着由泵转速的降低引起的排出压P1的降低而使控制初压Pc降低且使控制压Pcg降低的方式动作，使第1泵10的排出容量增加。即，马力控制调节器40以即使在泵转速变化了的情况下也消除随着泵转速的变化所引起的第1泵10的排出流量(供给流量)的变化的方式，使第1泵10的排出容量增减。由此，无论泵转速如何，都将第1泵10的负荷(功率)调整为大致恒定。
接着，说明由调节器60进行的负荷控制。
在液压缸2的负荷变大了的情况下，从控制阀3的下游侧(负荷侧)导向信号端口34的下游信号压(负载压)Pls上升。当因下游信号压Pls上升而使LS差压(Pps－Pls)变小时，调节器60的控制阀芯61因LS弹簧14的施力而向切换到第1位置60A的方向移动。
如图2所示，调节器60的控制阀芯61向切换到第1位置60A的方向移动时，第1控制压通路55与第2控制压通路56之间的连通开度增加。因此，控制压Pcg基于由马力控制调节器40调整的比第1泵10的排出压低的控制初压Pc而降低。由此，偏转致动器15向使斜板11的偏转角度变大的方向(图1中左方)移动，第1泵10的排出容量增加。当第1泵10的排出容量增加时，控制阀3的LS差压(Pps－Pls)变大。
相反，在液压缸2的负荷变小的情况下，下游信号压(负载压)Pls变低。由于下游信号压Pls变低而使LS差压(Pps－Pls)变大时，调节器60的控制阀芯61克服LS弹簧14的施力而向切换到第2位置60B的方向移动。
如图4所示，调节器60的控制阀芯61向切换到第2位置60B的方向移动时，第3排出压通路53与第2控制压通路56之间的连通开度增加。因此，向偏转致动器15引导的控制压Pcg基于经由第3排出压通路53引导来的第1泵10的排出压P1而上升。由此，偏转致动器15向使斜板11的偏转角度变小的方向(图1中右方)移动，第1泵10的排出容量减少。当第1泵10的排出容量减少时，控制阀3的LS差压(Pps－Pls)变小。
像这样，调节器60以使LS差压(Pps－Pls)与LS弹簧14的施力平衡的方式调整向偏转致动器15引导的控制压Pcg。调节器60以LS差压(Pps－Pls)变小时通过使控制压Pcg降低来使第1泵10的排出容量增加，从而使LS差压(Pps－Pls)变大的方式动作。并且，调节器60以LS差压(Pps－Pls)变大时使控制压Pcg上升而使第1泵10的排出容量降低，从而使LS差压(Pps－Pls)变小的方式动作。即，利用调节器60以即使液压缸2的负荷增减也使LS差压(Pps－Pls)大致恒定的方式来控制第1泵10的排出容量。
因而，若控制阀3的开度(位置)相同，则无论作业负荷如何都能够以同一速度驱动液压缸2，能够提高液压缸2的控制性。换言之，能够仅利用控制阀3的开度(位置)来控制液压缸2的驱动速度(供给流量)，能够防止因作业负荷的变动引起的液压缸2的速度变化。
接着，说明基于泵转速的排出流量控制。
与被导入从第2泵16排出的工作油的阻尼器65的前后差压(P3－P4)相应地，利用控制致动器70驱动调节器60，从而进行排出流量控制。
当泵转速(发动机转速)降低时，第2泵16的排出流量减少，阻尼器65的前后差压(P3－P4)降低。由于泵转速的降低而导致阻尼器65的前后差压(P3－P4)从作用于控制致动器70的力平衡的状态起降低时，即阻尼器65的下游压P4相对变大时，控制致动器70向使调节器60切换到第2位置60B的方向(图1中左方)移动。由此，第3排出压通路53与第2控制压通路56之间的连通开度增加，因此，基于经由第3排出压通路53引导来的第1泵10的排出压P1，控制压Pcg上升。因而，偏转致动器15以偏转角度减小的方式驱动第1泵10的斜板11，第1泵10的排出容量减少。
相反，当随着泵转速的上升而使第2泵16的排出流量增加时，阻尼器65的前后差压(P3－P4)上升。阻尼器65的前后差压(P3－P4)从作用于控制致动器70的力平衡的状态起上升时，即上游压P3相对变大时，控制致动器70向切换到第1位置60A的方向(图1中右方)驱动调节器60的控制阀芯61。由此，第1控制压通路55与第2控制压通路56之间的连通开度增加，因此向偏转致动器15引导的控制压Pcg基于由马力控制调节器40调整的控制初压Pc而降低。因而，偏转致动器15以偏转角度增加的方式驱动第1泵10的斜板11，第1泵10的排出容量增加。
如上所述，第1泵10的排出流量被控制为与发动机4的转速的上升成比例增加。
接着，对辅助通路83及切换阀80的作用进行说明。在以下的说明中，将切换阀80位于连通位置80A而经由辅助通路83向控制致动器70的第3压力室79引导辅助压Po的状态称为“辅助压供给状态”，将相反地切换阀80位于阻断位置80B而没有向第3压力室79引导辅助压Po的状态称为“辅助压阻断状态”。
经由辅助通路83引导来的辅助压Po向控制致动器70的第3压力室79供给，使对抗阻尼器65的上游压P3这样的辅助驱动力作用于控制致动器70的活塞台阶部75。即，辅助压Po以补偿阻尼器65的下游压P4的方式作用于控制致动器70的控制活塞71，表观上，以使阻尼器65的前后差压(P3－P4)变小的方式发挥作用。
因此，在辅助压供给状态下，向偏转致动器15引导的控制压Pcg上升，与泵转速相同时的辅助压阻断状态相比较，第1泵10的排出流量变小。相反，在辅助压阻断状态下，与辅助压供给状态相比，控制压Pcg降低，因此第1泵10的排出流量变大。
对于泵装置100，根据操作者的操作输入，由控制器90对切换阀80的位置进行切换并且变更发动机4的转速。
具体而言，控制器90基于操作者的操作输入，与切换阀80的切换相应地使发动机转速变化，从而将泵装置100的动作在“通常模式”和“节能模式”这两个控制状态之间进行切换。
通常模式是以相对较高的第1转速维持发动机转速，切换阀80切换到连通位置80A。在通常模式下，将辅助压Po导向控制致动器70，第1泵10的排出容量被设定为相对较小的状态。
节能模式是利用控制器90将发动机转速维持为比第1转速低的第2转速，并且，切换阀80切换到阻断位置80B，将对控制致动器70进行的辅助压Po的供给阻断。
在泵装置100中，作为辅助压Po的受压面积的活塞台阶部75的面积设定为辅助驱动力相当于伴随着发动机转速的切换所引起的差压驱动力的降低量。详细而言，发动机转速从第1转速切换为第2转速时，第2泵16的排出流量降低，差压驱动力降低。辅助驱动力是向对抗差压驱动力的方向作用的驱动力。由此，如果在发动机转速从第1转速切换为第2转速的同时将辅助压Po的供给阻断，则差压驱动力降低且辅助驱动力也不发挥作用，因此，控制阀芯61的位置几乎不发生变化。由此，在节能模式下，向液压缸2的供给流量能够维持与通常模式同程度的流量。
由此，在节能模式下，尽管是比通常模式低的发动机转速，也能够确保与通常模式相同的排出流量(供给流量)，能够实现与通常模式同等的驱动速度。因而，能够抑制泵装置100的耗能。
相反，在通常模式下，与节能模式相比较，排出流量相对于泵转速的变化的比例较小，因此能够容易地进行由变更发动机转速引起的排出流量的调整。由此，在通常模式下，能够精度良好地调整向液压缸2供给的供给流量。
另外，当切换阀80维持在连通位置80A的状态下(通常模式的状态下)发动机转速降低时，由于发动机转速降低，第2泵16的排出流量减少，阻尼器65的前后差压(P3－P4)降低。阻尼器65的前后差压(P3－P4)从作用于控制致动器70的力平衡的状态起降低时，控制致动器70向使调节器60切换到第2位置60B的方向(图1中左方)移动。由此，基于经由第3排出压通路53引导来的第1泵10的排出压P1，控制压Pcg上升，偏转致动器15以偏转角度减小的方式驱动第1泵10的斜板11。因而，由于发动机转速降低，第1泵10的排出容量减少，因此液压缸2的驱动速度与发动机转速相应地降低。
像这样，在泵装置100的情况下，能够与操作者的操作输入相应地切换为：随着发动机转速的降低，维持控制致动器70的驱动力；或者，随着发动机转速的降低，使控制致动器70的驱动力降低。因而，对于泵装置100，能够变更排出流量相对于转速变化的变化比例。
接着，对本实施方式的变形例进行说明。像接下来这样的变形例也在本发明的范围内，也能够将变形例所示的结构与在所述实施方式中说明的各结构组合，或者将不同的实施方式中说明的结构彼此组合，或者将以下的变形例彼此组合。
在所述实施方式中，辅助压Po以对抗阻尼器65的上游压P3的方式发挥作用，以使阻尼器65的前后差压(P3－P4)在表观上减小的方式发挥作用。相对于此，也可以使辅助压Po以对抗阻尼器65的下游压P4的方式发挥作用，换言之，以补偿上游压P3的方式发挥作用，以使前后差压(P3－P4)在表观上增大的方式发挥作用。在该情况下，也能够通过由切换阀80对辅助压Po的供给和阻断进行切换，来使由调节器60调整的控制压Pcg变化，使第1泵10的排出流量在同一负荷下也能够变化。
另外，在所述实施方式中，在节能模式下，使发动机4的转速降低并且将对抗阻尼器65的上游压P3的辅助压Po的供给阻断。相对于此，能够基于操作者的操作输入，任意组合使发动机4的转速上升或者降低、辅助压Po对抗阻尼器65的上游压P3或者对抗下游压P4、以及在发动机4的转速变化(上升或者低下)时供给辅助压Po或者阻断辅助压Po。例如，泵装置100也可以构成为：在发动机4的转速降低时，供给对抗阻尼器65的下游压P4的辅助压Po。在该情况下，产生与所述节能模式同等的作用效果。像这样，对于发动机4的转速变化、辅助压Po的切换、辅助压Po的作用方向，能够结合需求采用任意的构成。
另外，在所述实施方式中，切换阀80是选择性地切换辅助通路83的连通和阻断的ON－OFF阀。相对于此，切换阀80也可以是以与向螺线管82供给的通电量相应的连通开度(连通流路面积)使辅助通路83开口而控制向控制致动器70引导的辅助压Po的大小的电磁比例阀。在该情况下，例如，也可以是，控制器90取得发动机转速，以与发动机转速相应的通电量向切换阀80的螺线管82通电。像这样构成泵装置100，从而能够与发动机转速的变化相应地控制液压缸2的速度。
采用以上的实施方式，起到以下所示的效果。
在泵装置100的情况下，随着发动机转速的降低而将切换阀80切换为阻断向控制致动器70进行的辅助压Po的供给时，由于发动机转速降低，差压驱动力降低，并且，以对抗差压驱动力的方式发挥作用的辅助驱动力不再起作用。由此，在切换阀80进行切换的前后，控制致动器70不会使调节器60的驱动量产生变化，斜板11的偏转角度不会变化。因此，即便发动机转速变化，第1泵10的排出流量也几乎不会变化。另外，将切换阀80切换为随着发动机转速的降低而向控制致动器70供给辅助压Po时，差压驱动力基于发动机转速降低而降低，因此，控制致动器70以控制压Pcg上升的方式驱动调节器60，斜板11的偏转角度变小。像这样，在泵装置100的情况下，能够切换为：随着发动机转速的降低，维持控制致动器70的驱动力；或者，随着发动机转速的降低，使控制致动器70的驱动力降低。因而，对于泵装置100，能够变更排出流量相对于转速变化的变化比例。
另外，在泵装置100的情况下，在与各导入通路53、55、56、95的开口相对的位置形成有相对孔115，因此能够保持作用于控制阀芯61的工作油的压力平衡，使控制阀芯61的滑动性良好。
(第2实施方式)
接着，参照图6对本发明的第2实施方式的泵装置200进行说明。
在所述实施方式中，调节器60、控制致动器70以及切换阀80均设于共用的壳体101内。相对于此，在泵装置200中，如图6所示，切换阀80收纳于阀壳体201，阀壳体201能够装卸地安装于收纳调节器60的控制阀芯61的壳体101。
泵装置200还包括收纳切换阀80的阀壳体201，阀壳体201能够装卸地安装于收纳调节器60的控制阀芯61的壳体101。阀壳体201利用螺栓(未图示)能够装卸地安装于壳体101。螺线管82安装于阀壳体201。
在阀壳体201形成有：切换阀芯孔109；第1连通路183A，其在阀壳体201的表面开口并与切换阀芯孔109连通，且从泵装置200的外部引导辅助压Po；第2连通路183B，其与切换阀芯孔109连通并向第3压力室79引导辅助压；以及排出通路189，其与切换阀芯孔109连通并且与容器连通。
在壳体101还形成有：将阀壳体201的第1连通路183A和第3压力室79连接起来的连接通路83C；以及将排出通路189和容器端口30连接起来的容器连接通路83D。在切换阀80位于图6所示的连通位置80A的情况下，经由第1连通路183A、切换阀芯孔109、第2连通路183B以及连接通路83C，向第3压力室79引导辅助压Po。在切换阀80位于阻断位置80B的情况下，经由第1连通路183A、切换阀芯孔109、排出通路189以及容器连接通路83D，向容器端口30引导辅助压Po。
像这样，收纳切换阀80的阀壳体201与壳体101设为相对独立，从而能够提高切换阀80、第1连通路183A、第2连通路183B、辅助通路83相对于调节器60的布局自由度。例如，能够通过使用所形成的切换阀芯孔109等的布局不同的阀壳体201，从而与搭载泵装置200的液压挖掘机相应地任意设定螺线管82的朝向。由此，能够通过沿铅垂方向配置切换阀芯85的中心轴线，来防止由螺线管82产生的切换阀芯85的驱动力因重力的影响而降低。
另外，除了能够将螺线管82配置在任意的位置之外，还能够将形成于阀壳体201的第1连通路183A、第2连通路183B布置在任意位置，因此，从泵装置200的外部引导辅助压Po的液压配管、与分别引导控制阀3的上游信号压Pps及下游信号压Pls的信号端口33、34相连接的液压配管也能够任意布局。由此，能够容易地在发动机室内等设置空间有限的场所设置泵装置200。
采用以上的第2实施方式，起到与所述第1实施方式同样的效果，并且起到以下所示的效果。
在泵装置200的情况下，在相对于壳体101独立的阀壳体201设置切换阀80，因此螺线管82、引导辅助压Po的辅助通路83、第1连通路183A、第2连通路183B的布局自由度得到提高。由此，能够防止螺线管82的驱动方向朝向铅垂方向，并且，能够提高液压配管的布局自由度，提高泵装置200向液压挖掘机等搭载的搭载性。
以下，将本发明的实施方式的结构、作用及效果概括起来进行说明。
经由控制阀3向驱动驱动对象的液压缸2供给工作油的泵装置100、200包括：第1泵10，其为可变容量式，向液压缸2供给工作油，第1泵10的排出容量与斜板11的偏转角度相应地变化；偏转致动器15，其与供给来的控制压Pcg相应地控制第1泵10的斜板11的偏转角度；调节器60，其利用与控制阀3的上游侧的压力Pps和下游侧的压力Pls的前后差压(LS差压)相应地移动的控制阀芯61来调整控制压Pcg；第2泵16，其为定容量型，由与第1泵10共用的驱动源(发动机4)驱动；阻尼器65，其设于引导从第2泵16排出的工作油的泵通路24；控制致动器70，其与阻尼器65的前后差压(P3－P4)相应地动作，且以与阻尼器65的前后差压(P3－P4)的上升相应地使控制压Pcg降低的方式驱动调节器60；辅助通路83，其向控制致动器70引导以对抗阻尼器65的上游压P3及下游压P4中的一者的方式作用于控制致动器70的辅助压Po；切换阀80，其对经由辅助通路83向控制致动器70进行的辅助压Po的供给和阻断进行切换；以及控制器90，其对切换阀80进行切换，并且，在第1转速和比该第1转速小的第2转速之间切换驱动源(发动机4)的转速，控制致动器70具有控制活塞71，控制活塞71以使承受阻尼器65的前后差压而产生的差压驱动力与承受辅助压Po而产生的辅助驱动力平衡的方式移动，控制活塞71的作用有辅助压Po的受压面积设定为：辅助驱动力相当于随着驱动源(发动机4)的转速在第1转速与第2转速之间切换所引起的差压驱动力的变化量。
采用该构成，当驱动源(发动机4)的转速变化时，第2泵16的排出流量变化，阻尼器65的前后差压(P3－P4)发挥的差压驱动力变化。另一方面，当切换向控制致动器70进行的辅助压Po的供给和阻断时，对是否使辅助驱动力作用于控制致动器70进行切换。另外，控制活塞71的辅助压Po的受压面积设定为发挥与驱动源(发动机4)的转速变化引起的差压驱动力的变化量相当的辅助驱动力。因此，能够通过驱动源(发动机4)的转速变化时切换辅助压Po的供给和阻断，从而切换为随着驱动源(发动机4)的转速的降低使控制致动器70的驱动力变化或者使其维持。因而，对于泵装置100、200，能够变更排出流量相对于转速变化的变化比例。
另外，在泵装置100、200中，调节器60还包括收纳控制阀芯61的壳体101，在壳体101形成有：阀芯孔102，其供控制阀芯61沿轴线方向移动自如地插入；导入通路(第3排出压通路53、第1控制压通路55、第2控制压通路56、下游压通路95)，其沿径向开口到阀芯孔102且向阀芯孔102引导工作流体；以及相对孔115，其在隔着阀芯孔102的中心与导入通路(第3排出压通路53、第1控制压通路55、第2控制压通路56、下游压通路95)的开口相对的位置开口。
另外，在泵装置100、200中，控制阀芯61具有引导来自导入通路(第3排出压通路53、第1控制压通路55、第2控制压通路56、下游压通路95)的工作油的环状槽(第1环状槽62A、第2环状槽63A、第3环状槽63B)，无论控制阀芯61的位置如何，相对孔115都与环状槽(第1环状槽62A、第2环状槽63A、第3环状槽63B)相面对。
采用该构成，能良好地保持作用于控制阀芯61的工作油的压力平衡。因而，能够使控制阀芯61的滑动性良好。
另外，泵装置200还包括收纳切换阀80的阀壳体201，阀壳体201能够装卸地安装于收纳调节器60的控制阀芯61的壳体101。
采用该构成，切换阀80的布局自由度得到提高，因此能够防止切换阀80的驱动方向与铅垂方向一致。
另外，在泵装置100、200的情况下，在控制阀芯61中，设定为控制阀3的作用有上游侧的压力Pps的受压面积与作用有下游侧的压力Pls的受压面积彼此相等。
另外，在泵装置100、200中，辅助压Po以对抗阻尼器65的上游压P3的方式作用于控制致动器70，控制活塞71的作用有辅助压Po的受压面积设定为：辅助驱动力相当于随着驱动源(发动机4)的转速从第1转速向第2转速切换所引起的差压驱动力的降低量。
采用该构成，由于第2泵16的排出流量因驱动源(发动机4)的转速降低而降低，因此阻尼器65的前后差压发挥的差压驱动力降低。将切换阀80切换为随着驱动源(发动机4)的转速的减低而阻断向控制致动器70进行的辅助压Po的供给时，差压驱动力因驱动源(发动机4)的转速的降低而降低，并且，以对抗差压驱动力的方式作用的辅助驱动力不再起作用。由此，在切换阀80进行切换的前后，控制致动器70不会使调节器60的驱动量产生变化，斜板11的偏转角度不会变化。因此，即便驱动源(发动机4)的转速变化，第1泵10的排出流量也几乎不会变化。另外，将切换阀80切换为随着驱动源(发动机4)的转速的降低而向控制致动器70供给辅助压Po时，差压驱动力基于驱动源(发动机4)的转速降低而降低，控制致动器70以控制压Pcg上升的方式驱动调节器60，斜板11的偏转角度变小。像这样，在泵装置100的情况下，能够切换为随着驱动源(发动机4)的转速的降低而维持控制致动器70的驱动力或者使其降低。因而，对于泵装置100、200，能够变更排出流量相对于转速变化的变化比例。
以上，对本发明的实施方式进行了说明，但是，所述实施方式不过示出了本发明的应用例的一部分，并非将本发明的保护范围限定为所述实施方式的具体构成的意图。
本申请主张基于2016年6月8日向日本专利局提出申请的日本特愿2016－114427的优先权，通过参照将该申请的全部内容编入本说明书中。

Claims (6)

1.一种泵装置，其经由控制阀向驱动驱动对象的驱动致动器供给工作流体，
该泵装置包括：
第1泵，其为可变容量式，向所述驱动致动器供给工作流体，该第1泵的排出容量与斜板的偏转角度相应地变化；
偏转致动器，其与供给来的控制压相应地控制所述第1泵的所述斜板的偏转角度；
调节器，其利用与所述控制阀的上游侧的压力和下游侧的压力的前后差压相应地移动的控制阀芯来调整所述控制压；
第2泵，其为定容量型，由与所述第1泵共用的驱动源驱动；
阻尼器，其设于引导从所述第2泵排出的工作流体的泵通路；
控制致动器，其以与所述阻尼器的前后差压的上升相应地使所述控制压降低的方式驱动所述调节器；
辅助通路，其向所述控制致动器引导以对抗所述阻尼器的上游侧压力及下游侧压力中的一者的方式作用于所述控制致动器的辅助压；
切换阀，其对经由所述辅助通路向所述控制致动器进行的所述辅助压的供给和阻断进行切换；以及
控制器，其对所述切换阀进行切换，并且，在第1转速和比该第1转速小的第2转速之间切换所述驱动源的转速，
所述控制致动器具有控制活塞，该控制活塞以使承受所述阻尼器的前后差压而产生的差压驱动力与承受所述辅助压而产生的辅助驱动力平衡的方式移动，
所述控制活塞的作用有所述辅助压的受压面积设定为：所述辅助驱动力相当于随着所述驱动源的转速在所述第1转速与所述第2转速之间切换所引起的所述差压驱动力的变化量。
2.根据权利要求1所述的泵装置，其中，
所述调节器还包括收纳所述控制阀芯的壳体，
在所述壳体形成有：
阀芯孔，其供所述控制阀芯沿轴线方向移动自如地插入；
导入通路，其沿径向开口到所述阀芯孔且向所述阀芯孔引导工作流体；以及
相对孔，其在隔着所述阀芯孔的中心与所述导入通路的开口相对的位置开口。
3.根据权利要求2所述的泵装置，其特征在于，
所述控制阀芯具有引导来自所述导入通路的工作流体的环状槽，
所述相对孔形成为，无论所述控制阀芯的位置如何，该相对孔都与所述环状槽相对。
4.根据权利要求1所述的泵装置，其中，
所述泵装置还包括收纳所述切换阀的阀壳体，该阀壳体能够装卸地安装于收纳所述调节器的所述控制阀芯的壳体。
5.根据权利要求1所述的泵装置，其中，
在所述控制阀芯中，设定为所述控制阀的作用有所述上游侧的压力的受压面积与作用有所述下游侧的压力的受压面积彼此相等。
6.根据权利要求1所述的泵装置，其中，
所述辅助压以对抗所述阻尼器的所述上游侧压力的方式作用于所述控制活塞，
所述控制活塞的作用有所述辅助压的受压面积设定为：所述辅助驱动力相当于随着所述驱动源的转速从所述第1转速向所述第2转速切换所引起的所述差压驱动力的降低量。
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