CN109196226A - 泵装置 - Google Patents

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Abstract

泵装置(100)包括：可变容量型的第1泵(10)；偏转致动器(15)，其用于与控制压力(Pcg)相应地控制第1泵(10)的斜盘(11)的偏转角度；调节器(60)，其用于与控制阀(3)的前后压力差相应地调整控制压力(Pcg)；固定容量型的第2泵(16)，其利用与第1泵(10)共用的驱动源进行驱动；控制致动器(70)，其与导入有从第2泵(16)排出的工作油的阻力器(65)的前后压力差相应地进行工作，以与阻力器(65)的前后压力差的上升相应地降低控制压力(Pcg)的方式驱动调节器(60)；辅助通路(83)，其用于向控制致动器(70)引导以克服阻力器(65)的上游压力(P3)的方式作用于控制致动器(70)的辅助压力(Po)；以及切换阀(80)，其用于切换辅助通路(83)的连通和阻断。

Description

泵装置
技术领域
本发明涉及一种泵装置。
背景技术
在JP1994－300002A中公开一种建筑机械的液压回路构造，其包括液压驱动型的致动器和用于向致动器供给压力油的可变容量型的液压泵，其中，该建筑机械的液压回路构造进行与致动器的作业负载相应地使液压泵的泵排出量增减的负载控制。
发明内容
JP1994－300002A所公开的被进行负载控制(感载控制)的泵装置通过以与驱动致动器的作业负载相应的排出流量排出工作流体，从而能够不依赖作业负载而与控制阀的开度相应地控制致动器的速度。
但是，即使控制阀的开度相同，也存在例如若作业人员不同则寻求的驱动致动器的速度、也就是来自泵装置的供给流量不同的情况。
这样，在被进行负载控制的泵装置中，存在即使作业负载相同、也想任意地变更来自泵装置的供给流量(排出流量)的要求。
本发明的目的在于在被进行负载控制的泵装置中不依赖作业负载地变更排出流量。
根据本发明的一个技术方案，提供一种泵装置，其用于经由控制阀向用于驱动驱动对象的驱动致动器供给工作流体，其中，该泵装置包括：可变容量型的第1泵，其用于向驱动致动器供给工作流体，该第1泵的排出容量与斜盘的偏转角度相应地发生变化；偏转致动器，其用于与供给的控制压力相应地控制第1泵的斜盘的偏转角度；调节器，其用于与控制阀的前后压力差相应地调整控制压力；固定容量型的第2泵，其利用与第1泵共用的驱动源进行驱动；阻力器，其设于供从第2泵排出的工作流体导入的泵通路；控制致动器，其与阻力器的前后压力差相应地进行工作，以与阻力器的前后压力差的上升相应地降低控制压力的方式驱动调节器；辅助通路，其用于向控制致动器引导以克服阻力器的上游侧压力和下游侧压力中的一者的方式作用于控制致动器的辅助压力；以及切换阀，其用于对通过辅助通路向控制致动器供给辅助压力和阻断该辅助压力进行切换。
附图说明
图1是具备本发明的实施方式的泵装置的液压驱动装置的液压回路图。
图2是用于说明本发明的实施方式的泵装置的排出流量控制的图，是表示泵转速与排出流量之间的关系的图表。
具体实施方式
参照附图说明本发明的实施方式的泵装置100和具备该泵装置100的液压驱动装置1。
液压驱动装置1搭载在例如液压挖掘机上，用于驱动驱动对象(动臂、斗杆或铲斗等)。如图1所示，液压驱动装置1包括通过供排作为工作流体的工作油来驱动驱动对象的作为驱动致动器的液压缸2、用于控制向液压缸2供排的工作油的流动的控制阀3、以及用于通过控制阀3向液压缸2供给工作油的作为驱动液压源的泵装置100。
液压缸2利用从泵装置100经由控制阀3引导来的工作油进行伸缩工作，而驱动驱动对象。控制阀3与作业人员的操作相应地调整开度，并调整向液压缸2供给的工作油的流量。在图1中仅图示单一的液压缸2和用于控制该液压缸2的控制阀3，其他的驱动致动器和控制阀省略图示。
从泵装置100排出的工作油经由排出通路21向泵口31输送，并利用与泵口31相连接的控制阀3向液压缸2引导。
泵装置100包括：可变容量型的第1泵10，其用于向液压缸2供给工作油且排出容量与斜盘11的偏转角度相应地发生变化；偏转致动器15，其用于与供给的控制压力Pcg相应地控制第1泵10的斜盘11的偏转角度；调节器(感载调节器)60，其用于与控制阀3的前后压力差相应地调整向偏转致动器15引导的控制压力Pcg；以及马力控制调节器40，其用于与第1泵10的排出压力P1相应地调整向调节器60引导的控制源压力Pc。
第1泵10使用例如斜盘式活塞泵，其与斜盘11的偏转角度相应地调整排出容量(泵排量)。另外，“排出容量”是指第1泵10每旋转1周的工作油的排出量。此外，后述的“排出流量”是指第1泵10、后述的第2泵16的每单位时间的工作油的排出量。
第1泵10利用作为驱动源的发动机4进行驱动。第1泵10从与罐体(省略图示)相连接的罐口30经由吸入通路20吸入工作油，并将利用追随斜盘11进行往复运动的活塞(省略图示)加压了的工作油排出到排出通路21。从第1泵10排出来的工作油经由控制阀3向液压缸2供给。此外，从第1泵10排出来的工作油的一部分被向自排出通路21分支的分支通路50引导。分支通路50分支为第1～第3排出压力通路51、52、53，并分别引导第1泵10的排出压力P1。
第1泵10包括：缸筒(省略图示)，其利用发动机4进行旋转驱动；活塞，其在缸筒的缸内进行往复运动并排出吸入了的工作油；斜盘11，活塞追随该斜盘11；以及马力控制弹簧48、49，其用于对斜盘11向偏转角度变大的方向施力。
偏转致动器15克服第1泵10的马力控制弹簧48、49的施力而驱动斜盘11。若利用偏转致动器15的工作改变斜盘11的偏转角度，则追随斜盘11进行往复运动的活塞的行程长度改变，第1泵10的排出容量发生变化。偏转致动器15既可以内置于第1泵10的缸筒，也可以设在缸筒的外部。
若利用马力控制调节器40和调节器60调整的控制压力Pcg上升，则偏转致动器15进行伸长工作而减小斜盘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3通2位的切换阀。在马力控制调节器40的一侧的口连接有与调节器60相连接的第1控制压力通路55。在马力控制调节器40的另一侧的两个口分别连接有导入有第1泵10的排出压力P1的第1排出压力通路51和与罐体相连接的低压通路59。
马力控制调节器40具备阀柱(省略图示)，该阀柱在使第1控制压力通路55和第1排出压力通路51连通的高压位置40A与使第1控制压力通路55和低压通路59连通的低压位置40B之间连续地进行移动。对马力控制调节器40的阀柱的一端施加有马力控制弹簧48、49的作用力。对该阀柱的另一端作用经由第2排出压力通路52引导的第1泵10的排出压力P1。马力控制调节器40的阀柱移动到排出压力P1与马力控制弹簧48、49的作用力平衡的位置，并使高压位置40A和低压位置40B的开度发生变化。
马力控制弹簧48、49的一端与马力控制调节器40的阀柱相连结，其另一端与第1泵10的斜盘11相连接。马力控制弹簧49的长度形成得短于马力控制弹簧48的长度。马力控制弹簧48、49的作用力与斜盘11的偏转角和马力控制调节器40的阀柱的位置相应地发生变化。因而，从马力控制弹簧48、49作用于斜盘11的作用力与斜盘11的偏转角度和马力控制调节器40的阀柱的行程相应地逐步地升高。
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响应于从马力控制信号压力口36经由马力控制信号压力通路46引导的马力控制信号压力Ppw。
液压挖掘机的控制系统可切换为高负载模式和低负载模式。马力控制信号压力Ppw在高负载模式下降低，而在低负载模式下升高。若在低负载模式下马力控制信号压力Ppw升高，则马力控制调节器40的阀柱向切换到高压位置40A的方向进行移动。因此，控制源压力Pc上升，第1泵10的负载降低。
调节器60是3通2位的切换阀。在调节器60的一侧的两个口分别连接有供第1泵10的排出压力P1导入的第3排出压力通路53和与马力控制调节器40相连接的第1控制压力通路55。在调节器60的另一侧的口连接有用于向偏转致动器15引导控制压力Pcg的第2控制压力通路56。在第2控制压力通路56上安装有节流件57，利用节流件57缓和向偏转致动器15引导的控制压力Pcg的压力变动。此外，在第3排出压力通路53上安装有节流件54。利用节流件54缓和向调节器60引导的排出压力P1的压力变动。
调节器60具备阀柱，该阀柱在使第1控制压力通路55和第2控制压力通路56连通的第1位置60A与使第3排出压力通路53和第2控制压力通路56连通的第2位置60B之间连续地进行移动(省略图示)。
从信号口33经由第1信号通路43向调节器60的阀柱的一端引导基于第1泵10的排出压力P1而在控制阀3的上游侧产生的上游信号压力Pps。从信号口34经由第2信号通路44向调节器60的阀柱的另一端引导基于液压缸2的负载压力而在控制阀3的下游侧产生的下游信号压力Pls。此外，对调节器60的阀柱的另一端施加对调节器60向切换到第1位置60A的方向施力的LS弹簧14的作用力。
泵装置100还包括：固定容量型的第2泵16，其利用与第1泵10共用的驱动源进行驱动；阻力器65，其安装在用于引导从第2泵16排出的工作油的泵通路24上；控制致动器70，其用于与阻力器65的前后压力差(P3－P4)相应地驱动调节器60并调整控制压力Pcg；辅助通路83，其用于向控制致动器70引导以克服阻力器65的上游侧的压力P3的方式进行作用的辅助压力Po；切换阀80，其设于辅助通路83且用于选择性地切换辅助通路83的连通和阻断；以及控制器85，其用于与作业人员的操作输入相应地切换切换阀80。
第2泵16与第1泵10并列地设置，其与第1泵10一同利用发动机4进行驱动。第2泵16例如使用齿轮泵。
第2泵16经由自吸入通路20分支的分支吸入通路23吸入工作油，并向泵通路24排出加压了的工作油。从第2泵16排出的工作油经由泵通路24向泵口32输送，并经由与泵口32相连接的通路(省略图示)向用于切换控制阀3的液压驱动部等供给。
阻力器65具备互相并列地安装在泵通路24上的固定节流件66和溢流阀67。若阻力器65的上游侧的压力P3大于预定值(溢流压力)，则溢流阀67开阀。因而，从第2泵16排出的工作油通过固定节流件66和溢流阀67这两者。
控制致动器70具有缸71、在缸71的内部滑动自如地进行移动的活塞75、以及与活塞75相连结且与调节器60相连接的杆76。
缸71具有第1缸部71A、具有比第1缸部71A的内径小的内径的第2缸部71B、以及形成在第1缸部71A和第2缸部71B之间的环状的台阶部71C。
活塞75具有：第1活塞部75A，其滑动自如地插入到第1缸部71A；以及第2活塞部75B，其与第1活塞部75A相连接，并且杆76连结于该第2活塞部75B，该第2活塞部75B滑动自如地插入到第2缸部71B。
缸71的内部被活塞75分隔为形成在第1活塞部75A和第1缸部71A的底部之间的第1压力室72、形成在杆76的外周且是第2活塞部75B和第2缸部71B的底部之间的第2压力室73、以及形成在第1活塞部75A和缸71的台阶部71C之间的第3压力室74。
阻力器65的上游侧的压力(以下称作“上游压力”。)P3经由上游压力通路94向第1压力室72引导。引导到第1压力室72的上游压力P3作用于活塞75的第1活塞部75A，并发挥使杆76向调节器60切换到第1位置60A的方向(图1中的右方向)进行移动的驱动力。
阻力器65的下游侧的压力(以下称作“下游压力”。)P4经由下游压力通路95向第2压力室73引导。引导到第2压力室73的下游压力P4作用于活塞75的第2活塞部75B，并发挥使杆76向调节器60切换到第2位置60B的方向(图1中的左方向)进行移动的驱动力。
辅助通路83与第3压力室74相连通，用于向第3压力室74引导从泵装置100的外部供给的辅助压力Po。例如通过利用处于泵装置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来生成辅助压力Po。
引导到第3压力室74的辅助压力Po以克服上游压力P3的方式从与上游压力P3相反的那一侧作用于活塞75的第1活塞部75A，并发挥使杆76向图中的左方向进行移动的驱动力。这样，对控制致动器70除了作用有互相向相反方向进行作用的阻力器65的上游压力P3和下游压力P4、换言之是阻力器65的前后压力差(P3－P4)之外，还以克服上游压力P3的方式作用有辅助压力Po。
切换阀80是2通2位的电磁切换阀(ON－OFF阀)。切换阀80具有：连通位置80A，其连通辅助通路83并向第3压力室74供给辅助压力Po；以及阻断位置80B，其阻断通过辅助通路83向第3压力室74供给辅助压力Po。在阻断位置80B，第3压力室74连通于罐体。切换阀80具有用于选择性地切换连通位置80A和阻断位置80B的阀柱(省略图示)、对阀柱施力从而使阀柱位于阻断位置80B的施力弹簧81、以及利用通电发挥克服施力弹簧81的作用力的驱动力的螺线管82。
切换阀80相对于调节器60独立地设置。由此，能够提高切换阀80和辅助通路83相对于调节器60的布局自由度。此外，由于切换阀80的布局自由度提高，因此能够防止因螺线管82沿着铅垂方向配置而由重力导致螺线管82的驱动力下降。
控制器85由包括CPU(中央运算处理装置)、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)的微型计算机构成。RAM存储CPU的处理的数据，ROM预先存储CPU的控制程序等，I/O接口用于与连接的设备之间输入/输出信息。控制器85也可以由多个微型计算机构成。控制器85至少以能够为了执行本实施方式、变形例的控制而执行所需要的处理的方式运行程序。另外，控制器85既可以作为一个装置构成，也可以分为多个装置并构成为利用该多个装置分散处理本实施方式的各控制。
若从控制器85向螺线管82供给电流时，切换阀80成为连通位置80A，使辅助通路83开放。由此，辅助压力Po经由辅助通路83被引导到控制致动器70的第3压力室74。
相反，在从控制器85向螺线管82的通电被阻断的状态下，切换阀80在施力弹簧81的作用力的作用下成为阻断位置80B，阻断辅助通路83。由此，向第3压力室74供给辅助压力Po被阻断，第3压力室74与罐体相连通而成为罐体压力。
控制致动器70除了引导阻力器65的前后压力差(P3－P4)之外，还选择性地引导从辅助通路83引导来的辅助压力Po，阀柱移动到阻力器65的前后压力差(P3－P4)与辅助压力Po平衡的位置。由此，控制致动器70对调节器60施加驱动力。换言之，对调节器60的阀柱除了作用有在控制阀3的前后产生的LS压力差(Pps－Pls)和作用于阀柱的另一端的LS弹簧14的作用力之外，还作为从控制致动器70施加的驱动力作用有阻力器65的前后压力差(P3－P4)和辅助压力Po。因而，调节器60的阀柱移动到这些LS压力差(Pps－Pls)、阻力器65的前后压力差(P3－P4)、辅助压力Po、LS弹簧14的作用力平衡的位置，使调节器60的第1位置60A和第2位置60B的开度发生变化。
接着，参照图1和图2说明泵装置100的作用。
在泵装置100中，进行利用马力控制调节器40控制第1泵10的排出容量从而将第1泵10的排出压力P1保持恒定的马力控制、利用调节器60控制第1泵10的排出容量从而将控制阀3的前后压力差(LS压力差)保持恒定的负载控制(LS控制)、以及与泵转速(发动机转速)相应地控制第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与利用马力控制调节器40调整的控制源压力Pc相应地调整控制压力Pcg。由此，在第1泵10的排出压力P1保持在恒定范围内的状态下，不进行马力控制而利用负载控制来控制第1泵10的排出容量。在排出压力P1大于恒定范围的情况下，利用马力控制来控制第1泵10的排出容量。因而，能够在利用马力控制控制第1泵10的排出容量从而将第1泵10的排出压力P1保持在恒定范围内的同时、利用负载控制控制第1泵10的排出容量从而将控制阀3的LS压力差保持恒定。
以下，具体地说明各控制。
首先，说明马力控制调节器40的马力控制。
若随着泵转速的上升而第1泵10的排出压力P1上升，由马力控制调节器40的阀柱所承受的排出压力P1产生的驱动力变得大于马力控制弹簧48、49的作用力，则阀柱向切换到高压位置40A的方向(图1中的右方向)进行移动。由此，第1控制压力通路55与第1排出压力通路51的连通开度(连通流路面积)增加，因此利用经由第1排出压力通路51引导来的第1泵10的排出压力P1使第1控制压力通路55的控制源压力Pc上升。利用调节器60调整的控制压力Pcg随着向调节器60引导的控制源压力Pc的上升而上升，因此偏转致动器15以偏转角度变小的方式驱动第1泵10的斜盘11。因而，若第1泵10的排出压力P1上升，则第1泵10的排出容量减少。
相反，若随着泵转速的下降而第1泵10的排出压力P1降低，由马力控制调节器40的阀柱所承受的排出压力P1产生的驱动力变得小于马力控制弹簧48、49的作用力，则阀柱向切换到低压位置40B的方向(图1中的左方向)进行移动。由此，第1控制压力通路55与低压通路59的连通开度增加，因此利用与罐体相连通的低压通路59的压力使第1控制压力通路55的控制源压力Pc降低。因而，利用调节器60调整的控制压力Pcg也降低，利用马力控制弹簧48、49的作用力使斜盘11的偏转角度变大。因而，若第1泵10的排出压力P1降低，则第1泵10的排出容量增加。
像以上那样，马力控制调节器40调整向调节器60引导的控制源压力Pc，以使得由排出压力P1产生的驱动力与马力控制弹簧48、49的作用力平衡。马力控制调节器40以随着由泵转速的上升引起的排出压力P1的上升而使控制源压力Pc上升、使控制压力Pcg上升的方式进行工作，使第1泵10的排出容量减少。此外，马力控制调节器40以随着由泵转速的下降引起的排出压力P1的降低而使控制源压力Pc降低、使控制压力Pcg降低的方式进行工作，使第1泵10的排出容量增加。也就是说，马力控制调节器40使第1泵10的排出容量的增减，从而即使在泵转速发生了变化的情况下也消除由泵转速的变化引起的第1泵10的排出流量(供给流量)的变化。因而，以无论泵转速如何、第1泵10的负载(功率)都大致恒定的方式进行调整。
接着，说明调节器60的负载控制。
在液压缸2的负载变大的情况下，从控制阀3的下游侧(负载侧)向信号口34引导的下游信号压力(负载压力)Pls上升。若通过使下游信号压力Pls上升而使LS压力差(Pps－Pls)变小，则调节器60的阀柱在LS弹簧14的作用力的作用下向切换到第1位置60A的方向进行移动。
若调节器60的阀柱向切换到第1位置60A的方向进行移动，则第1控制压力通路55与第2控制压力通路56的连通开度增加。因此，向偏转致动器15引导的控制压力Pcg利用马力控制调节器40进行调整，并基于比第1泵10的排出压力P1低的控制源压力Pc而降低。因而，偏转致动器15向斜盘11的偏转角度变大的方向(图1中的左方向)移动，第1泵10的排出容量增加。若第1泵10的排出容量增加，则第1泵10的排出流量(供给流量)也增加，因此控制阀3的LS压力差(Pps－Pls)变大。
相反，在液压缸2的负载变小的情况下，下游信号压力(负载压力)Pls降低。若通过使下游信号压力Pls降低而使LS压力差(Pps－Pls)变大，则调节器60的阀柱克服LS弹簧14的作用力向切换到第2位置60B的方向进行移动。
若调节器60的阀柱向切换到第2位置60B的方向进行移动，则第3排出压力通路53与第2控制压力通路56的连通开度增加。因此，控制压力Pcg基于经由第3排出压力通路53引导来的第1泵10的排出压力P1而上升。因而，偏转致动器15向斜盘11的偏转角度变小的方向(图1中的右方向)移动，第1泵10的排出容量减少。若第1泵10的排出容量减少，则第1泵10的排出流量(供给流量)也减少，因此控制阀3的LS压力差(Pps－Pls)变小。
这样，调节器60调整向偏转致动器15引导的控制压力Pcg，以使得LS压力差(Pps－Pls)与LS弹簧14的作用力平衡。若LS压力差(Pps－Pls)变小，则调节器60以通过降低控制压力Pcg而使第1泵10的排出容量增加、使LS压力差(Pps－Pls)变大的方式进行工作。此外，若LS压力差(Pps－Pls)变大，则调节器60以使控制压力Pcg上升而减少第1泵10的排出容量、使LS压力差(Pps－Pls)变小的方式进行工作。也就是说，利用调节器60控制第1泵10的排出容量，从而即使液压缸2的负载增减，LS压力差(Pps－Pls)也大致恒定。
因而，只要控制阀3的开度(位置)相同，就能够不依赖作业负载而以相同的速度驱动液压缸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)控制液压缸2的驱动速度(供给流量)，能够防止由作业负载的变动引起的液压缸2的速度变化。
接着，说明基于泵转速进行的排出流量控制。
通过与导入有从第2泵16排出的工作油的阻力器65的前后压力差(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。
首先，对泵转速(发动机转速)小于预定的泵转速N1(参照图2)、阻力器65的上游压力P3低于溢流阀67的溢流压力的状态(溢流阀67的闭阀状态)进行说明。
若泵转速(发动机转速)下降，则第2泵16的排出流量减少，阻力器65的前后压力差(P3－P4)下降。在溢流阀67是闭阀状态的情况下，若由于泵转速的下降而阻力器65的前后压力差(P3－P4)自作用于控制致动器70的力平衡的状态下降，也就是阻力器65的下游压力P4相对地变大，则控制致动器70向切换到第2位置60B的方向(图1中的左方向)驱动调节器60的阀柱。由此，第3排出压力通路53与第2控制压力通路56的连通开度增加，因此基于经由第3排出压力通路53引导来的第1泵10的排出压力P1，控制压力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的斜盘11，第1泵10的排出容量减少。
相反，若随着泵转速的上升而第2泵16的排出流量增加，则阻力器65的前后压力差(P3－P4)上升。若阻力器65的前后压力差(P3－P4)自作用于控制致动器70的力平衡的状态上升，也就是上游压力P3相对地变大，则控制致动器70向切换到第1位置60A的方向(图1中的右方向)驱动调节器60的阀柱。由此，第1控制压力通路55与第2控制压力通路56的连通开度增加，因此向偏转致动器15引导的控制压力Pcg基于利用马力控制调节器40调整的控制源压力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的斜盘11，第1泵10的排出容量增加。
像以上那样，在溢流阀67未开阀的状态下，如图2所示控制为第1泵10的排出流量与发动机转速的上升成正比地增加。
若利用由泵转速的上升引起的第2泵16的排出压力的上升使阻力器65的上游压力P3达到溢流阀67的溢流压力以上，则与固定节流件66并列设置的溢流阀67开阀。由此，从第2泵16排出的工作油通过固定节流件66和溢流阀67这两者。因而，阻力器65的流路面积扩大，对工作油的流动施加的阻力变小，阻力器65的前后压力差相对于泵转速的上升发生变化的比例变小。
若阻力器65的前后压力差相对于泵转速的上升的变化比例变小，则第1泵10的排出流量相对于泵转速的上升而增加的比例(增益)也变小。因而，即使例如如图2所示泵转速自溢流阀67开阀的泵转速N1进一步上升，第1泵10的排出流量也不增加而能够设为大致恒定。这样，通过阻力器65具有溢流阀67，从而能够变更第1泵10的排出流量增加的比例。
接着，说明辅助通路83和切换阀80的作用。在以下的说明中，将切换阀80处于在连通位置80A且经由辅助通路83向控制致动器70的第3压力室74导入有辅助压力Po的状态称作“辅助压力供给状态”，相反，将切换阀80处于在阻断位置80B且未向第3压力室74引导辅助压力Po的状态称作“辅助压力阻断状态”。
经由辅助通路83引导来的辅助压力Po向控制致动器70的第3压力室74供给，对控制致动器70的活塞75和杆76发挥克服阻力器65的上游压力P3这样的驱动力。也就是说，辅助压力Po以补偿阻力器65的下游压力P4的方式作用于控制致动器70的活塞75和杆76，在表观上以阻力器65的前后压力差(P3－P4)变小的方式进行作用。因而，在辅助压力供给状态下，与辅助压力阻断状态相比较，控制致动器70的杆76位于收缩方向，在调节器60中，第2位置60B的开度变大。因而，若向控制致动器70引导辅助压力Po，则在调节器60的第2位置60B连通的第3排出压力通路53与第2控制压力通路56的连通开度变大。
因此，在辅助压力供给状态下，向偏转致动器15引导的控制压力Pcg上升，如图2所示，与泵转速相同时的辅助压力阻断状态相比较，第1泵10的排出流量变小。相反，在辅助压力阻断状态下，与辅助压力供给状态相比控制压力Pcg降低，因此第1泵10的排出流量变大。
在泵装置100中，由作业人员按下操作开关(省略图示)，若控制器85检测到操作输入，则从控制器85向螺线管82供给电流或者阻断电流而切换切换阀80的位置。由此，对是否向控制致动器70引导辅助压力Po进行切换。
在此，如上所述，被进行负载控制的泵装置100与控制阀3的LS压力差(液压缸2的作业负载)相应地控制第1泵10的排出容量，因此液压缸2不依赖作业负载而仅利用控制阀3的开度来控制速度。也就是说，在泵转速(发动机转速)和作业负载恒定的情况下，泵装置100的第1泵10的排出容量也恒定。
在液压挖掘机中，例如存在根据进行操纵的作业人员的熟练度等而寻求的液压缸2的速度不同的情况。例如存在如下这样的情况：在熟练度比较低的作业人员的情况下，与熟练度较高的作业人员相比较，即使是相同的作业负载，也寻求比较慢的驱动速度。
相对于此，在泵装置100中，通过利用切换阀80的切换来切换向控制致动器70引导辅助压力Po或者阻断辅助压力Po，从而即使是相同的作业负载和泵转速，也能够变更第1泵10的排出容量。
具体地讲，在想要比较慢地驱动液压缸2的情况下，通过将切换阀80切换到连通位置80A而向控制致动器70引导辅助压力Po，从而能够使第1泵10的排出容量比较小。由此，向液压缸2供给的工作油的供给流量减少，能够比较慢地驱动液压缸2。
相反，在想要比较快地驱动液压缸2的情况下，通过将切换阀80切换到阻断位置80B而阻断向控制致动器70供给辅助压力Po，从而能够使第1泵10的排出容量比较大。由此，向液压缸2供给的工作油的供给流量增加，能够比较快地驱动液压缸2。
这样，通过切换切换阀80，从而无论作业负载如何，都能够改变控制压力Pcg而改变偏转致动器15对第1泵10的偏转角度的控制量。因而，在被进行负载控制的泵装置100中，能够不依赖作业负载地变更排出流量，实现与需求相符的液压缸2的驱动速度。
接着，说明本实施方式的变形例。以下的变形例也在本发明的范围内，也可以将变形例所示的结构和在上述的实施方式中说明的各结构组合起来、或者将以下的变形例相互组合。
在上述实施方式中，与作业人员的操作输入相应地利用控制器85切换切换阀80的位置。相对于此，也可以构成为与作业人员的操作输入相应地利用控制器85切换切换阀80的位置并且变更发动机4的转速。
具体地进行说明，控制器85通过基于作业人员的操作输入而与切换阀80的切换相配合地改变发动机转速，从而在“通常模式”和“节能模式”这两个控制状态之间切换泵装置100的工作。
通常模式将发动机转速维持在相对较高的状态，切换阀80切换到连通位置80A。将此时的泵转速设为例如第1转速N1(参照图2)。在通常模式下，向控制致动器70引导辅助压力Po，第1泵10的排出容量设为相对较小的状态。
节能模式利用控制器85将发动机转速维持在比通常模式低的状态(将此时的泵转速设为“第2转速N2”。)，并且切换阀80切换到阻断位置80B而阻断向控制致动器70供给辅助压力Po。因此，在节能模式下，阻断向控制致动器70供给辅助压力Po，第1泵10的排出容量成为相对较高的状态，消除由使发动机转速下降引起的第1泵10的排出流量减少。由此，向液压缸2供给的供给流量能够维持与通常模式相同程度的流量。也就是说，即使从通常模式切换到节能模式，也是泵转速从第1转速N1下降到第2转速N2，而第1泵10的排出容量增加，因此第1泵10的排出流量不变。
因而，如图2所示，在节能模式下，无论是否是比通常模式低的泵转速，都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相等的驱动速度。因而，能够抑制泵装置100的消耗能量。
相反，在通常模式下，由于排出流量相对于泵转速的变化比例与节能模式相比较小，因此能够容易地通过变更发动机转速来调整排出流量。因而，在通常模式下，能够精度较佳地调整向液压缸2供给的供给流量。
此外，在上述实施方式中，辅助压力Po以克服阻力器65的上游压力P3的方式进行作用，以在表观上减小阻力器65的前后压力差(P3－P4)的方式进行作用。相对于此，辅助压力Po也可以以克服阻力器65的下游压力P4的方式进行作用，换言之是以补偿上游压力P3的方式进行作用，以在表观上增大前后压力差(P3－P4)的方式进行作用。在该情况下，也是通过由切换阀80切换辅助压力Po的供给和阻断来改变利用调节器60调整的控制压力Pcg，即使是相同的负载，也能够改变第1泵10的排出流量。
此外，在切换切换阀80的位置并且变更发动机4的转速的情况下，并不限于像上述变形例那样降低发动机4的转速并且阻断克服阻力器65的上游压力P3的辅助压力Po的供给的结构，也可以是其他的结构。具体地讲，基于作业人员的操作输入而使发动机4的转速上升还是下降、辅助压力Po克服阻力器65的上游压力P3还是克服下游压力P4、以及在发动机4的转速变化(上升或下降)时供给还是阻断辅助压力Po能够设为任意的组合。例如泵装置100也可以构成为在发动机4的转速下降时供给克服阻力器65的下游压力P4的辅助压力Po。在该情况下，产生与上述的节能模式同等的作用效果。这样，发动机4的转速变化、辅助压力Po的切换、辅助压力Po的作用方向能够与需求相符地设为任意的结构。
此外，在上述实施方式中，阻力器65具有与固定节流件66并列设置的溢流阀67。并不限于此，溢流阀67也可以不设置。此外，也可以在泵装置100的外部设有溢流阀67。
此外，在上述实施方式中，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通入的通电量相应的连通开度(连通流路面积)使辅助通路83开口并控制向控制致动器70引导的辅助压力Po的大小的电磁比例阀。在该情况下，例如控制器85也可以获取发动机转速并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。通过这样构成泵装置100，从而能够与发动机转速的变化相对应地控制液压缸2的速度。
根据以上的实施方式，起到以下所示的效果。
在泵装置100中，通过由切换阀80切换辅助通路83的连通和阻断，从而对是否向控制致动器70引导辅助压力Po进行切换。通过对向控制致动器70供给辅助压力Po和阻断辅助压力Po进行切换，从而控制致动器70的伸缩位置发生变化，控制致动器70对调节器60的驱动量发生变化。由此，利用调节器60调整的控制压力Pcg发生变化。这样，通过切换切换阀80，从而无论作业负载如何，都能够改变控制压力Pcg而改变偏转致动器15对第1泵10的偏转角度的控制量。因而，在被进行负载控制的泵装置100中，无论作业负载如何，都改变排出流量，能够实现与需求相符的液压缸2的驱动速度。
此外，在泵装置100中，与作业人员的操作输入相应地切换将发动机转速维持为比较高的旋转的通常模式和将发动机转速维持为比较低的旋转的节能模式。在节能模式下，由于阻断了辅助通路83，因此利用控制致动器70以第1泵10的斜盘11的偏转角度变大的方式进行驱动。因而，在节能模式下，无论是否是比通常模式低的泵转速，都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相等的驱动速度。因而，能够抑制泵装置100的消耗能量。
以下，归纳说明本发明的实施方式的结构、作用及效果。
经由控制阀3向用于驱动驱动对象的液压缸2供给工作油的泵装置100包括：可变容量型的第1泵10，其用于向液压缸2供给工作油，该第1泵10的排出容量与斜盘11的偏转角度相应地发生变化；偏转致动器15，其用于与供给的控制压力Pcg相应地控制第1泵10的斜盘11的偏转角度；调节器60，其用于与控制阀3的前后压力差(LS压力差)相应地调整控制压力Pcg；固定容量型的第2泵16，其利用与第1泵10共用的驱动源(发动机4)进行驱动；阻力器65，其设于用于导入从第2泵16排出的工作油的泵通路24；控制致动器70，其与阻力器65的前后压力差(P3－P4)相应地进行工作，以与阻力器65的前后压力差(P3－P4)的上升相应地降低控制压力Pcg的方式驱动调节器60；辅助通路83，其用于向控制致动器70引导以克服阻力器65的上游压力P3和下游压力P4中的一者的方式作用于控制致动器70的辅助压力Po；以及切换阀80，其用于对通过辅助通路83向控制致动器70供给辅助压力Po和阻断该辅助压力Po进行切换。
在该结构中，通过由切换阀80切换辅助通路83的连通和阻断，从而对是否向控制致动器70引导辅助压力Po进行切换。通过对向控制致动器70供给辅助压力Po和阻断该辅助压力Po进行切换，从而控制致动器70的移动量发生变化，控制致动器70对调节器60的驱动量发生变化。由此，利用调节器60调整的控制压力Pcg发生变化。这样，通过切换切换阀80，从而无论作业负载如何，都能够改变控制压力Pcg并改变偏转致动器15对第1泵10的偏转角度的控制量。因而，在被进行负载控制的泵装置100中，不依赖作业负载地变更排出流量。
此外，泵装置100还包括马力控制调节器40，该马力控制调节器40用于与第1泵10的排出压力P1相应地改变向偏转致动器15供给的控制压力Pcg，调节器60与利用马力控制调节器40调整的控制源压力Pc相应地调整向偏转致动器15供给的控制压力Pcg。
在该结构中，若第1泵10的排出压力P1发生变化，则马力控制调节器40通过调整向调节器60引导的控制源压力Pc而使调节器60所调整的控制压力Pcg发生变化。因而，无论泵转速如何都能够将第1泵10的负载(功率)调整到预定的范围内。
此外，泵装置100还包括控制器85，该控制器85能够与作业人员的操作输入相应地切换切换阀80并且变更驱动源(发动机4)的转速。
采用该结构，由于在作业人员所期望的时机切换切换阀80，因此能够与作业人员的需求相符地变更第1泵10的排出容量。
此外，在泵装置100中，控制器85以与作业人员的操作输入相应地阻断辅助通路83的方式切换切换阀80，并且使驱动源(发动机4)的转速下降，从而使第1泵10的排出容量增加。
在该结构中，由于驱动源(发动机4)的转速下降并且第1泵10的排出容量增加，因此能够使第1泵10的排出流量(向液压缸2供给的供给流量)不下降而进行维持。因而，即使驱动源(发动机4)的转速下降，也能够防止液压缸2的驱动速度下降并抑制第1泵10的消耗能量。
此外，在泵装置100中，阻力器65具有：固定节流件66，其对从第2泵16排出的工作油的流动施加阻力；以及溢流阀67，其与固定节流件66并列设置且在阻力器65的上游压力P3大于预定值时开阀。
在该结构中，若随着泵转速的上升而上游压力P3达到溢流阀67的溢流压力以上，则溢流阀67开阀。由此，从第2泵16排出的工作油通过固定节流件66和溢流阀67这两者，阻力器65的流路面积扩大，因此阻力器65的前后压力差(P3－P4)相对于泵转速的上升而发生变化的比例变小。这样，通过阻力器65具有溢流阀67，从而能够变更第1泵10的排出流量相对于泵转速而增加的比例。
以上，说明了本发明的实施方式，但上述实施方式只是表示了本发明的应用例的一部分，并不是将本发明的保护范围限定于上述实施方式的具体结构的意思。
本申请基于2016年6月8日向日本国特许厅提出申请的日本特愿2016－114425主张优先权，该申请的全部内容通过参照编入到本说明书中。

Claims (5)

1.一种泵装置，其用于经由控制阀向用于驱动驱动对象的驱动致动器供给工作流体，其中，
该泵装置包括：
可变容量型的第1泵，其用于向所述驱动致动器供给工作流体，该第1泵的排出容量与斜盘的偏转角度相应地发生变化；
偏转致动器，其用于与供给的控制压力相应地控制所述第1泵的斜盘的偏转角度；
调节器，其用于与所述控制阀的前后压力差相应地调整所述控制压力；
固定容量型的第2泵，其利用与所述第1泵共用的驱动源进行驱动；
阻力器，其设于供从所述第2泵排出的工作流体导入的泵通路；
控制致动器，其与所述阻力器的前后压力差相应地进行工作，以与所述阻力器的前后压力差的上升相应地降低所述控制压力的方式驱动所述调节器；
辅助通路，其用于向所述控制致动器引导以克服所述阻力器的上游侧压力和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力；以及
切换阀，其用于对通过所述辅助通路向所述控制致动器供给所述辅助压力和阻断该辅助压力进行切换。
2.根据权利要求1所述的泵装置，其中，
该泵装置还包括马力控制调节器，该马力控制调节器用于与所述第1泵的排出压力相应地改变向所述偏转致动器供给的所述控制压力，
所述调节器与利用所述马力控制调节器调整的控制源压力相应地调整向所述偏转致动器供给的所述控制压力。
3.根据权利要求1所述的泵装置，其中，
该泵装置还包括控制器，该控制器能够与作业人员的操作输入相应地切换所述切换阀并且变更所述驱动源的转速。
4.根据权利要求3所述的泵装置，其中，
所述辅助压力以克服所述阻力器的所述上游侧压力的方式作用于所述控制致动器，
所述控制器以与作业人员的操作输入相应地阻断所述辅助通路的方式切换所述切换阀，并且使所述驱动源的转速下降，从而使所述第1泵的排出容量增加。
5.根据权利要求1所述的泵装置，其中，
所述阻力器具有：固定节流件，其对从所述第2泵排出的工作油的流动施加阻力；以及溢流阀，其与所述固定节流件并列设置且在所述阻力器的所述上游侧压力大于预定值时开阀。
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