JP2000038991A - Control device for hydraulic pump - Google Patents
Control device for hydraulic pumpInfo
- Publication number
- JP2000038991A JP2000038991A JP10205134A JP20513498A JP2000038991A JP 2000038991 A JP2000038991 A JP 2000038991A JP 10205134 A JP10205134 A JP 10205134A JP 20513498 A JP20513498 A JP 20513498A JP 2000038991 A JP2000038991 A JP 2000038991A
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- pressure oil
- pressure
- hydraulic pump
- valve
- swash plate
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Pending
Links
Landscapes
- Control Of Positive-Displacement Pumps (AREA)
- Reciprocating Pumps (AREA)
- Fluid-Pressure Circuits (AREA)
Abstract
Description
【０００１】[0001]
【発明の属する技術分野】本発明は油圧ポンプの制御装
置に関し、さらに詳しくいえば複数の圧油吐出口を有し
た可変容量型油圧ポンプの斜板を制御する油圧回路を構
築するに際して、従来の単一の圧油吐出口を有した可変
容量型油圧ポンプの斜板を制御する油圧回路に大きな変
更を加えることなく油圧回路を構築することができる装
置に関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a hydraulic pump control device, and more particularly, to a conventional hydraulic circuit for controlling a swash plate of a variable displacement hydraulic pump having a plurality of pressure oil discharge ports. The present invention relates to a device capable of constructing a hydraulic circuit without greatly changing a hydraulic circuit for controlling a swash plate of a variable displacement hydraulic pump having a single pressure oil discharge port.
【０００２】[0002]
【従来の技術】図３に従来の単一の油圧ポンプ（単式ポ
ンプ）を用いて構成した油圧回路を示す。2. Description of the Related Art FIG. 3 shows a hydraulic circuit constructed using a conventional single hydraulic pump (single type pump).
【０００３】図３ではいわゆる自己圧式油圧アシスト制
御がなされる。In FIG. 3, a so-called self-pressure type hydraulic assist control is performed.
【０００４】自己圧式油圧アシスト制御とは、油圧ポン
プ１´の吐出圧油を駆動油圧源として自己の油圧ポンプ
１´の押し退け容積ｑ（ｃｃ/ｒｅｖ）を制御すること
である。押し退け容積ｑを制御することは斜板式ピスト
ンポンプであれば斜板１ａの斜板角を制御することに対
応する。自己圧式油圧アシスト制御によればポンプ押し
退け容積ｑを制御するための駆動源として他の油圧源が
不要になるという利点がある。[0004] The self-pressure type hydraulic assist control is to control the displacement q (cc / rev) of the own hydraulic pump 1 'using the discharge pressure oil of the hydraulic pump 1' as a drive hydraulic source. Controlling the displacement volume q corresponds to controlling the swash plate angle of the swash plate 1a in the case of a swash plate type piston pump. According to the self-pressure type hydraulic assist control, there is an advantage that another hydraulic source is not required as a drive source for controlling the pump displacement volume q.
【０００５】図３に示す油圧回路では可変容量型油圧ポ
ンプ１´の圧油吐出口１ｂから吐出された圧油Ｐ１が圧
油供給管路４を介して斜板駆動機構部１６´に入力され
る。この圧油Ｐ１は圧力がＰ1（ｋｇ/ｃｍ2）で、流量
がＱ1（ｌ/ｍｉｎ）の圧油である。なおこの油圧回路で
は、油圧ポンプ１´の吐出圧油の流量を制御する流量制
御弁、および流量制御弁を介して油圧ポンプ１´の吐出
圧油が供給される油圧アクチュエータは省略している。
なおこの流量制御弁は圧油の流量を制御するだけではな
く油圧アクチュエータに対する圧油の供給方向を切り換
える方向切換弁としても機能する。In the hydraulic circuit shown in FIG. 3, the pressure oil P1 discharged from the pressure oil discharge port 1b of the variable displacement hydraulic pump 1 'is input to the swash plate drive mechanism 16' via the pressure oil supply line 4. You. The pressure oil P1 has a pressure of P1 (kg / cm2) and a flow rate of Q1 (l / min). In this hydraulic circuit, a flow control valve for controlling the flow rate of the discharge pressure oil of the hydraulic pump 1 'and a hydraulic actuator to which the discharge pressure oil of the hydraulic pump 1' is supplied via the flow control valve are omitted.
The flow control valve not only controls the flow rate of the pressure oil, but also functions as a direction switching valve that switches the direction of supply of the pressure oil to the hydraulic actuator.
【０００６】斜板駆動機構部１６´は、油圧ポンプ１´
の斜板１ａを駆動するサーボピストン１７と、このサー
ボピストン１７に制御圧油ＰＳを作用させるＬＳ弁（ロ
ードセンシング弁）１８と、同じくサーボピストン１７
に制御圧油ＰＳ（圧力Ｐs）を作用させるＰＣ弁１９と
から構成されている。[0006] The swash plate drive mechanism 16 'is provided with a hydraulic pump 1'.
A servo piston 17 for driving the swash plate 1a, an LS valve (load sensing valve) 18 for applying a control pressure oil PS to the servo piston 17, and a servo piston 17
And a PC valve 19 for applying a control pressure oil PS (pressure Ps).
【０００７】ＬＳ弁１８は、上記油圧アクチュエータの
負荷圧に応じて油圧ポンプ１´の斜板１ａの傾転角を制
御する制御弁である。ＬＳ弁１８は次の様に制御を実行
する。すなわち油圧ポンプ１´の吐出圧Ｐ1を、複数の
油圧アクチュエータの負荷圧の最大値（以下、ＬＳ圧と
いう）ＰLSよりも常に設定差圧ΔＰLS（＝Ｐ1−ＰLS＞
０）だけ高くなるように制御する。この制御をロードセ
ンシング制御という。The LS valve 18 is a control valve for controlling the tilt angle of the swash plate 1a of the hydraulic pump 1 'according to the load pressure of the hydraulic actuator. The LS valve 18 performs control as follows. That is, the discharge pressure P1 of the hydraulic pump 1 'is always set to a set differential pressure .DELTA.PLS (= P1-PLS) higher than the maximum load pressure (LS pressure) PLS of the plurality of hydraulic actuators.
0). This control is called load sensing control.
【０００８】図４は油圧ポンプ１´の吐出圧Ｐ1とポン
プ押し退け容積ｑの関係を示す。曲線部Ａは油圧ポンプ
１´の吐出圧Ｐ1とポンプ押し退け容積ｑの積であるト
ルクが一定のＰ−ｑカーブＡを示す。FIG. 4 shows the relationship between the discharge pressure P1 of the hydraulic pump 1 'and the pump displacement volume q. Curve A indicates a Pq curve A having a constant torque, which is a product of the discharge pressure P1 of the hydraulic pump 1 'and the pump displacement q.
【０００９】ＰＣ弁１９は油圧ポンプ１´の吐出圧力に
応じて油圧ポンプ１´の斜板の傾転角を変化させる制御
弁である。エンジン２の回転数（ｒｅｖ/ｍｉｎ）が一
定であれば、油圧ポンプ１´の吸収馬力がエンジン２で
発生する最大馬力を越えないような制御がなされる。こ
の制御をＰＣ制御という。The PC valve 19 is a control valve for changing the tilt angle of the swash plate of the hydraulic pump 1 'according to the discharge pressure of the hydraulic pump 1'. If the rotation speed (rev / min) of the engine 2 is constant, control is performed so that the absorption horsepower of the hydraulic pump 1 ′ does not exceed the maximum horsepower generated by the engine 2. This control is called PC control.
【００１０】油圧ポンプ１´の圧油吐出口１ｂから吐出
された圧油Ｐ１は、圧油供給管路４、分岐管路４ｆを介
してＰＣ弁１９に、サーボピストン１７を駆動する駆動
圧油（以下単に駆動圧油という）として入力される。更
にポンプ吐出圧油Ｐ１は圧油供給管路４、分岐管路４ｅ
を介してＰＣ弁１９の入力ポート１９ｂに、パイロット
圧油（信号圧）として入力される。The pressure oil P1 discharged from the pressure oil discharge port 1b of the hydraulic pump 1 'is supplied to the PC valve 19 via the pressure oil supply line 4 and the branch line 4f to drive hydraulic oil for driving the servo piston 17. (Hereinafter simply referred to as driving pressure oil). Further, the pump discharge pressure oil P1 is supplied to the pressure oil supply line 4, the branch line 4e.
Is input to the input port 19b of the PC valve 19 as pilot pressure oil (signal pressure).
【００１１】また油圧ポンプ１´の圧油吐出口１ｂから
吐出された圧油Ｐ１は、圧油供給管路４、分岐管路４ｄ
を介してＬＳ弁１８に、駆動圧油として入力される。The pressure oil P1 discharged from the pressure oil discharge port 1b of the hydraulic pump 1 'is supplied to the pressure oil supply line 4, the branch line 4d.
Is input to the LS valve 18 as the driving pressure oil.
【００１２】さて、油圧駆動機械によっては可変容量型
油圧ポンプが複数タンデムに設けられ（タンデムポン
プ）、これら複数の油圧ポンプを駆動源として油圧アク
チュエータに圧油が供給されるものがある。In some hydraulic drive machines, a plurality of variable displacement hydraulic pumps are provided in tandem (tandem pumps), and pressure oil is supplied to a hydraulic actuator using the plurality of hydraulic pumps as driving sources.
【００１３】２つの油圧ポンプからなるタンデムポンプ
では次の様である。すなわち２つの油圧ポンプの斜板を
制御する場合、各油圧ポンプに各々斜板を有するので斜
板駆動機構部を個別に設け（上記ＰＣ弁とＬＳ弁を個別
に設け）、各油圧ポンプを独立して制御することが行わ
れる。しかしこの個別制御では斜板駆動用のサーボピス
トン、ＰＣ弁、ＬＳ弁等が油圧ポンプの数だけ必要とな
る。このため構造が複雑化し部品点数が多くなる。A tandem pump composed of two hydraulic pumps is as follows. That is, when controlling the swash plates of the two hydraulic pumps, since each hydraulic pump has a swash plate, a swash plate drive mechanism is separately provided (the PC valve and the LS valve are separately provided), and each hydraulic pump is independently operated. Control is performed. However, in this individual control, servo pistons for driving the swash plate, PC valves, LS valves and the like are required by the number of hydraulic pumps. This complicates the structure and increases the number of parts.
【００１４】このため２つの油圧ポンプの斜板を共通の
ものとして、斜板駆動用のサーボピストン、ＰＣ弁、Ｌ
Ｓ弁等を１つだけで済ませるようにして、構造の簡素
化、コスト低減を図れる油圧回路が一般に採用されてい
る。For this reason, the swash plate of the two hydraulic pumps is used in common, and the servo piston for driving the swash plate, the PC valve, and the L
2. Description of the Related Art A hydraulic circuit that can simplify a structure and reduce costs by using only one S valve or the like is generally employed.
【００１５】２つの油圧ポンプに共通のＰＣ弁により馬
力を制御する場合には、いわゆる全馬力制御が行われ
る。When horsepower is controlled by a PC valve common to the two hydraulic pumps, so-called total horsepower control is performed.
【００１６】全馬力制御とは、２つのポンプの合計トル
クが一定トルクを越えないようにポンプの斜板の傾転角
を制御することをいう。具体的には次に示す方法で行わ
れる。すなわち２つの油圧ポンプの吐出圧Ｐ1、Ｐ2の平
均圧力（Ｐ1＋Ｐ2）/２ と、２つのポンプの合成押し退
け容積ｑの積が一定トルクを越えないように斜板の傾転
角を制御する。つまり２つのポンプの合計トルクが図４
にＰ−ｑカーブで示す一定トルクを越えないように制御
する。このときエンジンの回転数が一定であれば、平均
圧力（Ｐ1＋Ｐ2）/２と２つのポンプの合成吐出流量Ｑ
の積が一定の馬力（最大馬力）を越えないように、これ
ら２つの油圧ポンプに共通の斜板の傾転角が制御され
る。つまり全馬力制御を行うには、各油圧ポンプから吐
出された吐出圧Ｐ1、Ｐ2の圧油をパイロット圧油として
ＰＣ弁に入力する必要がある。[0016] Total horsepower control refers to controlling the tilt angle of the swash plate of the pumps so that the total torque of the two pumps does not exceed a fixed torque. Specifically, it is performed by the following method. That is, the tilt angle of the swash plate is controlled so that the product of the average pressure (P1 + P2) / 2 of the discharge pressures P1 and P2 of the two hydraulic pumps and the combined displacement volume q of the two pumps does not exceed a certain torque. That is, the total torque of the two pumps is
Is controlled so as not to exceed a constant torque indicated by the Pq curve. At this time, if the engine speed is constant, the average pressure (P1 + P2) / 2 and the combined discharge flow rate Q of the two pumps
The tilt angle of the swash plate common to these two hydraulic pumps is controlled so that the product of the two does not exceed a certain horsepower (maximum horsepower). That is, in order to perform full horsepower control, it is necessary to input the pressure oil of the discharge pressures P1 and P2 discharged from each hydraulic pump to the PC valve as pilot pressure oil.
【００１７】また上記タンデムポンプの代わりに１つの
油圧ポンプに圧油吐出口が２つ設けられ、斜板が２つの
圧油吐出口に共通となっているいわゆる２フローウエイ
型の油圧ポンプが用いられることもある。この２フロー
ウエイ型の油圧ポンプについても油圧ポンプの各圧油吐
出口の吐出圧Ｐ1、Ｐ2に基づき上記全馬力制御が実行さ
れる。なお「２フローウエイ型」は「複吐出流型」ある
いは「多連型」などと呼ばれることがある。Instead of the tandem pump, there is used a so-called two-flowway type hydraulic pump in which one hydraulic pump is provided with two pressure oil discharge ports and a swash plate is common to the two pressure oil discharge ports. Sometimes it is done. Also in the two-flowway type hydraulic pump, the full horsepower control is executed based on the discharge pressures P1 and P2 of the respective pressure oil discharge ports of the hydraulic pump. The "two-flow way type" is sometimes called a "multiple discharge flow type" or a "multiple flow type".
【００１８】ところで上記平均圧力（Ｐ1＋Ｐ2）/２の
圧油を取得する技術として特開平６−３０７３３０号公
報にみられるように絞りなどの細孔を用いる等の技術が
知られている。特開平６−３０７３３０号公報に記載さ
れた発明によれば、油圧ポンプの２つの吐出ポートをシ
リンダバレルの回転に応じて圧力連通路に交互に連通さ
せ、この圧力連通路で各吐出ポートの圧力の中間圧であ
る平均圧力（Ｐ1＋Ｐ2）/２を発生させ、平均圧力（Ｐ1
＋Ｐ2）/２を取り出すようにしている。この場合各吐出
ポートの圧力が交互にパルス状に検出され各パルスの平
均値として平均圧力（Ｐ1＋Ｐ2）/２が取得される。As a technique for obtaining a pressure oil having the above-mentioned average pressure (P1 + P2) / 2, there is known a technique such as using a fine hole such as a throttle as disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. Hei 6-307330. According to the invention described in JP-A-6-307330, two discharge ports of a hydraulic pump are alternately communicated with pressure communication passages according to rotation of a cylinder barrel, and the pressure communication passages use the pressure communication passages to control the pressure of each discharge port. To generate an average pressure (P1 + P2) / 2 which is an intermediate pressure of
+ P2) / 2. In this case, the pressure of each discharge port is alternately detected in a pulse shape, and an average pressure (P1 + P2) / 2 is obtained as an average value of each pulse.
【００１９】[0019]
【発明が解決しようとする課題】上述したタンデムポン
プあるいは２フローウエイ型ポンプを用いて自己圧式油
圧アシスト制御を行うには、２つの圧油吐出口から吐出
される各圧油のうち圧力の高い方の圧油を選択して、こ
の高圧の圧油を駆動圧油としてＬＳ弁、ＰＣ弁に入力す
る必要がある。これは圧力の低い方の圧油を選択して低
圧の圧油でＰＣ弁を駆動させると、油圧ポンプの吐出流
量は目標流量よりも多くなってしまいＰ−ｑカーブの外
に出てしまいエンストしてしまうおそれがあるからであ
る。また低圧の圧油でサーボピストンを駆動させようと
してもサーボピストンは高い方の圧力に抗せずに動かな
くなってしまうという不都合な事態が起こり得る。In order to perform the self-pressure type hydraulic assist control using the tandem pump or the two-flowway type pump described above, the pressure of the high pressure oil discharged from the two pressure oil discharge ports is high. It is necessary to select one of the pressure oils and input this high-pressure oil to the LS valve and the PC valve as drive pressure oil. This is because if the PC valve is driven with the lower pressure oil by selecting the lower pressure oil, the discharge flow rate of the hydraulic pump will be larger than the target flow rate and will be out of the Pq curve, causing the engine to stop. This is because there is a risk of doing so. Further, even if the servo piston is driven by low-pressure oil, an inconvenient situation may occur in which the servo piston does not move without resisting the higher pressure.
【００２０】また全馬力制御を行ってエネルギーを有効
に活用するためには、上記選択した圧油ばかりでなく選
択されていない圧油も含む圧力Ｐ1、Ｐ2の各圧油をパイ
ロット圧として、ＰＣ弁に加える必要がある。In order to effectively use energy by performing full horsepower control, the pressure oils P1 and P2 including not only the above-mentioned selected pressure oil but also the unselected pressure oil are used as pilot pressures. Need to add to the valve.
【００２１】このため異なる圧力Ｐ1、Ｐ2の圧油を個別
にＰＣ弁に供給させるための圧油供給管路が圧油供給管
路４以外に別途必要になるとともに、パイロット圧油Ｐ
１、Ｐ２を加えるために従来のＰＣ弁１９に大きな変更
を加える必要があり、従来の単式ポンプを備えた油圧回
路の構造を大幅に変更しなければならない。For this reason, a pressure oil supply line for separately supplying pressure oils of different pressures P1 and P2 to the PC valve is required in addition to the pressure oil supply line 4, and the pilot pressure oil P
In order to add 1, P2, it is necessary to make a major change to the conventional PC valve 19, and the structure of the hydraulic circuit equipped with the conventional single pump must be greatly changed.
【００２２】本発明はこうした実状に鑑みてなされたも
のであり、２つの圧油吐出口が設けられた油圧ポンプを
備えた油圧回路で、自己圧式油圧アシスト制御、全馬力
制御を行う場合に、従来の単式ポンプを備えた油圧回路
の構造に小規模な変更を加えるだけで済むようにして、
構造の簡素化、部品点数低減を図ることを解決課題とす
るものである。The present invention has been made in view of such a situation, and when a self-pressure type hydraulic assist control and a total horsepower control are performed by a hydraulic circuit having a hydraulic pump provided with two pressure oil discharge ports, By making only minor changes to the structure of the hydraulic circuit with the conventional single pump,
An object of the present invention is to simplify the structure and reduce the number of parts.
【００２３】また上記特開平６−３０７３３０号公報で
は、各吐出ポートの圧力が交互にパルス状に検出され各
パルスの平均値として平均圧力（Ｐ1＋Ｐ2）/２が取得
される。そしてこの交互に検出されるパルス状の圧力は
大きく変化している。このため微視的には平均圧力は脈
動することになる。特に回転速度が遅くなると平均圧力
値は不安定になりやすい。In JP-A-6-307330, the pressure at each discharge port is alternately detected in a pulse form, and the average pressure (P1 + P2) / 2 is obtained as the average value of each pulse. The pulse-like pressure detected alternately changes greatly. Therefore, microscopically, the average pressure pulsates. In particular, when the rotation speed is reduced, the average pressure value tends to be unstable.
【００２４】本発明は平均圧力（Ｐ1＋Ｐ2）/２を安定
して正確に取得することを解決課題とするものである。An object of the present invention is to stably and accurately obtain the average pressure (P1 + P2) / 2.
【００２５】また上記特開平６−３０７３３０号公報に
みられるように絞りなどの細孔を用いて平均圧力（Ｐ1
＋Ｐ2）/２を一定の精度で得ようとすると絞りにきわめ
て高い加工精度が要求され、製作が容易ではない。さら
に絞りの効果を得るには相当に径の小さい孔でなければ
ならないことが知られている。このため絞りなどの細孔
がゴミ等によって詰まりが生じるなどの問題が発生す
る。As described in JP-A-6-307330, the average pressure (P1
To obtain (+ P2) / 2 with a certain accuracy, the drawing requires extremely high processing accuracy, which makes it difficult to manufacture. Further, it is known that a hole having a considerably small diameter is required to obtain the effect of the aperture. For this reason, there arises a problem that pores such as a throttle are clogged by dust or the like.
【００２６】本発明は高い加工精度を不要とするととも
に孔の詰まりなどの問題を生じないようにし信頼性を高
めることを解決課題とするものである。SUMMARY OF THE INVENTION It is an object of the present invention to eliminate the need for high processing accuracy and to prevent problems such as clogging of holes to enhance reliability.
【００２７】[0027]
【課題を解決するための手段および作用、効果】そこ
で、本発明の第１発明では、圧油吐出口が設けられた油
圧ポンプ（１）と、前記油圧ポンプ（１）の前記圧油吐
出口から吐出された圧油が圧油供給管路（４）を介して
駆動圧油またはパイロット圧油として入力され、前記油
圧ポンプ（１）の斜板（１ａ）を駆動制御する斜板駆動
制御手段（１６）とを具えた油圧ポンプの制御装置にお
いて、前記油圧ポンプ（１）に前記圧油吐出口を複数
（１ｂ、１ｃ）設けるとともに、前記斜板駆動制御手段
（１６）を、前記油圧ポンプ（１）の複数の圧油吐出口
（１ｂ、１ｃ）に対して共通のものとし、さらに、前記
圧油供給管路（４）上に設けられ、前記油圧ポンプ
（１）の各圧油吐出口（１ｂ、１ｃ）から吐出された各
圧油の最小圧力よりも大きい圧力の圧油を前記駆動圧油
または前記パイロット圧油として出力する減圧弁（５）
を具えるようにしている。Therefore, according to a first aspect of the present invention, there is provided a hydraulic pump (1) provided with a pressure oil discharge port, and the hydraulic oil discharge port of the hydraulic pump (1). Swash plate drive control means for controlling the swash plate (1a) of the hydraulic pump (1) by inputting the pressure oil discharged from the pump as drive pressure oil or pilot pressure oil via a pressure oil supply pipe (4). (16) In the hydraulic pump control device provided with (16), the hydraulic pump (1) is provided with a plurality (1b, 1c) of the pressure oil discharge ports, and the swash plate drive control means (16) is provided with the hydraulic pump The plurality of pressure oil discharge ports (1b, 1c) of (1) are common, and further provided on the pressure oil supply pipe (4), and each pressure oil discharge port of the hydraulic pump (1) is provided. Greater than the minimum pressure of each pressure oil discharged from the outlet (1b, 1c) Reducing valve for outputting a pressure oil of the pressure as the driving pressure oil or the pilot pressure oil (5)
It is equipped with.
【００２８】上記第１発明を図１を参照して説明する。The first invention will be described with reference to FIG.
【００２９】上記第１発明によれば、圧油供給管路４
（４１、４２）上に減圧弁５が設けられる。この減圧弁
５から油圧ポンプ１の各圧油吐出口１ｂ、１ｃから吐出
された各圧油Ｐ１、Ｐ２のうちで最小圧力よりも大きい
圧力（Ｐ1＋Ｐ2）/２（Ｐ1、Ｐ2の平均圧力）を示す圧
油ＰＥ（圧力Ｐe）が、ＰＣ弁１９に分岐管路４ｆを介
して駆動圧油として入力される。または同圧油ＰEが分
岐管路４ｅを介してパイロット圧油として入力される。According to the first invention, the pressure oil supply line 4
The pressure reducing valve 5 is provided on (41, 42). A pressure (P1 + P2) / 2 (average pressure of P1 and P2) larger than the minimum pressure among the pressure oils P1 and P2 discharged from the pressure oil discharge ports 1b and 1c of the hydraulic pump 1 from the pressure reducing valve 5 is set. The indicated pressure oil PE (pressure Pe) is input to the PC valve 19 as drive pressure oil via the branch line 4f. Alternatively, the same pressure oil PE is input as pilot pressure oil via the branch line 4e.
【００３０】したがって、従来の単式ポンプ１´を備え
た油圧回路（図３）と同一の管路構成（圧油供給管路
４、分岐管路４ｅ、４ｆ）を利用できる。また従来のブ
ロック型やカートリッジ式のＰＣ弁１９をそのまま利用
して油圧システムを構築することができる。すなわちＰ
Ｃ弁１９は一定のサイズ、一定の形状のものとして、油
圧ポンプや他の各種制御弁とともに一定のサイズ、一定
の形状の筐体内に収容されている。従来のＰＣ弁１９と
同一サイズ、同一形状のＰＣ弁を使用できるので筐体全
体の形状、サイズを変更しないで済む。また異なる圧力
Ｐ1、Ｐ2の圧油を別個にＰＣ弁１９に供給させるため
に、圧油供給管路構成、ＰＣ弁の構造を大幅に変更する
必要はない。このように従来の単式ポンプ１´を備えた
油圧回路の構造に小規模な変更を加えるだけで済む。よ
って部品の共通化、構造の簡素化が大幅に図られる。ま
た２フローウエイポンプ、タンデムポンプのいずれを備
えた油圧回路であっても場積がかさむことがない。この
ためシステムのコンパクト化を図ることができる。Therefore, the same pipeline configuration (pressure oil supply pipeline 4, branch pipelines 4e, 4f) as the hydraulic circuit (FIG. 3) having the conventional single pump 1 'can be used. Further, a hydraulic system can be constructed using the conventional block type or cartridge type PC valve 19 as it is. That is, P
The C valve 19 has a fixed size and a fixed shape, and is housed in a fixed size and fixed shape housing together with a hydraulic pump and various other control valves. Since a PC valve having the same size and the same shape as the conventional PC valve 19 can be used, it is not necessary to change the shape and size of the entire housing. Further, since the pressure oils having different pressures P1 and P2 are separately supplied to the PC valve 19, it is not necessary to largely change the configuration of the pressure oil supply line and the structure of the PC valve. As described above, it is only necessary to make a small change to the structure of the hydraulic circuit including the conventional single pump 1 '. Therefore, common use of parts and simplification of the structure can be largely achieved. Further, even if the hydraulic circuit is provided with either a two-flowway pump or a tandem pump, the space does not increase. For this reason, the system can be made compact.
【００３１】また第２発明では、第１発明において、前
記減圧弁（５）は、前記油圧ポンプ（１）の各圧油吐出
口（１ｂ、１ｃ）から吐出された各圧油の平均圧力の圧
油を前記駆動圧油および前記パイロット圧油として出力
するものであり、前記斜板駆動制御手段（１６）は、前
記油圧ポンプ（１）の馬力が一定の馬力を越えないよう
に前記油圧ポンプ（１）の斜板（１ａ）を駆動制御する
ものとしている。According to a second aspect of the present invention, in the first aspect, the pressure reducing valve (5) is configured to control an average pressure of each pressure oil discharged from each pressure oil discharge port (1b, 1c) of the hydraulic pump (1). The swash plate drive control means (16) outputs pressure oil as the drive pressure oil and the pilot pressure oil, and the swash plate drive control means (16) controls the hydraulic pump so that the horsepower of the hydraulic pump (1) does not exceed a certain horsepower. The drive of the swash plate (1a) of (1) is controlled.
【００３２】上記第２発明を図１を参照して説明する。The second invention will be described with reference to FIG.
【００３３】上記第２発明によれば、圧油供給管路４上
に減圧弁５が設けられる。この減圧弁５から油圧ポンプ
１の各圧油吐出口１ｂ、１ｃから吐出された各圧油Ｐ
１、Ｐ２の平均圧力（Ｐ1＋Ｐ2）/２を示す圧油ＰＥ
（圧力Ｐe）が、ＰＣ弁１９に分岐管路４ｆを介して駆
動圧油として入力される。更に圧油ＰEは分岐管路４ｅ
を介してパイロット圧油として入力される。According to the second aspect, the pressure reducing valve 5 is provided on the pressure oil supply pipe 4. Each pressure oil P discharged from each pressure oil discharge port 1b, 1c of the hydraulic pump 1 from the pressure reducing valve 5
1, pressure oil PE showing the average pressure of P2 (P1 + P2) / 2
(Pressure Pe) is input to the PC valve 19 as the driving pressure oil via the branch line 4f. Further, the pressure oil PE is supplied to the branch line 4e.
And is input as pilot pressure oil via the.
【００３４】したがって、従来の単式ポンプ１´を備え
た油圧回路（図３）と同一の管路構成（圧油供給管路
４、分岐管路４ｅ、４ｆ）を利用できる。また従来のブ
ロック型やカートリッジ式のＰＣ弁１９をそのまま利用
して油圧システムを構築することができる。すなわちＰ
Ｃ弁１９は一定のサイズ、一定の形状のものとして、油
圧ポンプや他の各種制御弁とともに一定のサイズ、一定
の形状の筐体内に収容されている。従来のＰＣ弁１９と
同一サイズ、同一形状のＰＣ弁を使用できるので筐体全
体の形状、サイズを変更しないで済む。また異なる圧力
Ｐ1、Ｐ2の圧油を別個にＰＣ弁１９に供給させるため
に、圧油供給管路構成、ＰＣ弁の構造を大幅に変更する
必要はない。このように従来の単式ポンプ１´を備えた
油圧回路の構造に小規模な変更を加えるだけで済む。よ
って部品の共通化、構造の簡素化が大幅に図られる。ま
た２フローウエイポンプ、タンデムポンプのいずれを備
えた油圧回路であっても場積がかさむことがない。この
ためシステムのコンパクト化を図ることができる。Therefore, the same pipeline configuration (pressure oil supply pipeline 4, branch pipelines 4e, 4f) as the hydraulic circuit (FIG. 3) having the conventional single pump 1 'can be used. Further, a hydraulic system can be constructed using the conventional block type or cartridge type PC valve 19 as it is. That is, P
The C valve 19 has a fixed size and a fixed shape, and is housed in a fixed size and fixed shape housing together with a hydraulic pump and various other control valves. Since a PC valve having the same size and the same shape as the conventional PC valve 19 can be used, it is not necessary to change the shape and size of the entire housing. Further, since the pressure oils having different pressures P1 and P2 are separately supplied to the PC valve 19, it is not necessary to largely change the configuration of the pressure oil supply line and the structure of the PC valve. As described above, it is only necessary to make a small change to the structure of the hydraulic circuit including the conventional single pump 1 '. Therefore, common use of parts and simplification of the structure can be largely achieved. Further, even if the hydraulic circuit is provided with either a two-flowway pump or a tandem pump, the space does not increase. For this reason, the system can be made compact.
【００３５】また第２発明によれば減圧弁５から平均圧
力（Ｐ1＋Ｐ2）/２を示す圧油ＰＥ（圧力Ｐe）が出力さ
れる。よって特開平６−３０７３３０号公報にみられる
技術と比較して平均圧力（Ｐ1＋Ｐ2）/２を安定して正
確に求めることができる。According to the second aspect of the present invention, the pressure oil PE (pressure Pe) indicating the average pressure (P1 + P2) / 2 is output from the pressure reducing valve 5. Therefore, the average pressure (P1 + P2) / 2 can be obtained stably and accurately as compared with the technique disclosed in JP-A-6-307330.
【００３６】また第３発明では、第１発明において、前
記油圧ポンプ（１）の各圧油吐出口（１ｂ、１ｃ）から
吐出された各圧油のうちで最大圧力の圧油を選択して出
力する最大圧選択手段（６、７）をさらに具え、前記減
圧弁（５）は、前記最大圧選択手段（６、７）で選択さ
れた最大圧力の圧油を入力するものとしている。According to a third aspect of the present invention, in the first aspect, a pressure oil having a maximum pressure is selected from the pressure oils discharged from the pressure oil discharge ports (1b, 1c) of the hydraulic pump (1). Further provided is a maximum pressure selecting means (6, 7) for outputting, and the pressure reducing valve (5) is to input the pressure oil of the maximum pressure selected by the maximum pressure selecting means (6, 7).
【００３７】第３発明によれば、最大圧選択手段（チェ
ック弁６、７あるいはシャトル弁２１）によって、油圧
ポンプ１の各圧油吐出口１ｂ、１ｃから吐出された各圧
油Ｐ１、Ｐ２のうちで最大圧力の圧油ＰMが選択され、
この最大圧選択手段で選択された最大圧力の圧油ＰMが
減圧弁５に入力される。したがって単純な回路構成とな
る。油漏れや圧損の少ない信頼性の高い制御が実現す
る。According to the third aspect of the present invention, the maximum pressure selecting means (the check valves 6, 7 or the shuttle valve 21) controls the pressure oils P1, P2 discharged from the pressure oil discharge ports 1b, 1c of the hydraulic pump 1 respectively. The pressure oil PM of the maximum pressure is selected,
The pressure oil PM having the maximum pressure selected by the maximum pressure selection means is input to the pressure reducing valve 5. Therefore, it has a simple circuit configuration. Highly reliable control with less oil leakage and pressure loss is realized.
【００３８】また第４発明では、圧油吐出口が設けられ
た油圧ポンプ（１）と、制御圧油が入力されることによ
り前記油圧ポンプ（１）の斜板（１ａ）を駆動させる斜
板駆動手段（１７）と、前記油圧ポンプ（１）の前記圧
油吐出口から吐出された圧油が圧油供給管路（４）を介
して第１の駆動圧油およびパイロット圧油として入力さ
れ、前記斜板駆動手段（１７）に第１の制御圧油を出力
する第１の制御弁（１９）と、前記油圧ポンプ（１）の
前記圧油吐出口（１ｂ、１ｃ）から吐出された圧油が前
記圧油供給管路（４）を介して第２の駆動圧油として入
力され、前記斜板駆動手段（１７）に第２の制御圧油を
出力する第２の制御弁（１８）とを具えた油圧ポンプの
制御装置において、前記油圧ポンプ（１）に前記圧油吐
出口を複数（１ｂ、１ｃ）設けるとともに、前記斜板駆
動手段（１７）を、前記油圧ポンプ（１）の複数の圧油
吐出口（１ｂ、１ｃ）に対して共通のものとし、さら
に、前記圧油供給管路（４）上に設けられ、前記油圧ポ
ンプ（１）の各圧油吐出口（１ｂ、１ｃ）から吐出され
た各圧油の最小圧力よりも大きい圧力の圧油を前記第１
の駆動圧油および前記パイロット圧油として前記第１の
制御弁（１９）に対して出力するとともに、前記油圧ポ
ンプ（１）の各圧油吐出口（１ｂ、１ｃ）から吐出され
た各圧油の最小圧力よりも大きい圧力の圧油を前記第２
の駆動圧油として前記第２の制御弁（１８）に対して出
力する減圧弁（５）を具えるようにしている。In the fourth invention, the hydraulic pump (1) provided with a pressure oil discharge port and the swash plate (1a) of the hydraulic pump (1) driven by input of control pressure oil. Drive means (17) and pressure oil discharged from the pressure oil discharge port of the hydraulic pump (1) are input as first drive pressure oil and pilot pressure oil via a pressure oil supply pipe (4). A first control valve (19) for outputting a first control pressure oil to the swash plate drive means (17), and a pressure oil discharged from the pressure oil discharge ports (1b, 1c) of the hydraulic pump (1). The second control valve (18) receives pressure oil as the second drive pressure oil via the pressure oil supply line (4) and outputs the second control pressure oil to the swash plate drive means (17). ), The hydraulic pump (1) is provided with a plurality of (1b) 1c), the swash plate driving means (17) is common to a plurality of pressure oil discharge ports (1b, 1c) of the hydraulic pump (1), and further, the pressure oil supply pipe ( 4) A pressure oil having a pressure higher than the minimum pressure of each pressure oil discharged from each pressure oil discharge port (1b, 1c) of the hydraulic pump (1) is provided to the first pressure oil.
The hydraulic oil is output to the first control valve (19) as the driving pressure oil and the pilot pressure oil, and is discharged from each pressure oil discharge port (1b, 1c) of the hydraulic pump (1). Pressure oil having a pressure greater than the minimum pressure of the second
And a pressure reducing valve (5) for outputting to the second control valve (18) as the driving pressure oil.
【００３９】第４発明によれば、全馬力制御を実行する
第１の制御弁（ＰＣ弁）１９に、減圧弁５から流出され
た圧油ＰＥが、圧油供給管路４、４ｆを介して駆動圧油
として供給される。また圧油ＰEは圧油供給管路４、４
ｅを介してパイロット圧油として加えられる。またロー
ドセンシング制御を実行する第２の制御弁（ＬＳ弁）１
８に、減圧弁５から流出された圧油ＰＥが、圧油供給管
路４、４ｄを介して駆動圧油として供給される。According to the fourth aspect of the present invention, the pressure oil PE flowing out of the pressure reducing valve 5 is supplied to the first control valve (PC valve) 19 for executing the whole horsepower control via the pressure oil supply lines 4 and 4f. And supplied as drive pressure oil. The pressure oil PE is supplied to the pressure oil supply pipes 4 and 4.
e as pilot pressure oil. A second control valve (LS valve) 1 for executing load sensing control
8, the pressure oil PE flowing out of the pressure reducing valve 5 is supplied as driving pressure oil via the pressure oil supply pipes 4 and 4d.
【００４０】したがって従来の単式ポンプ１´を備えた
油圧回路（図３）と同一の管路構成（圧油供給管路４、
分岐管路４ｄ、４ｅ、４ｆ）を利用できる。また従来の
ブロック型やカートリッジ式のＰＣ弁１９をそのまま利
用してシステムを構築することができる。すなわちＰＣ
弁１９は一定のサイズ、一定形状のものとして、油圧ポ
ンプや他の各種制御弁とともに一定のサイズ、一定の形
状の筐体内に収容されている。従来のＰＣ弁１９と同一
サイズ、同一形状のＰＣ弁を使用でき筐体全体の形状、
サイズを変更しないで済む。また異なる圧力Ｐ1、Ｐ2の
圧油を別個にＰＣ弁１９に供給させるために、圧油供給
管路構成、ＰＣ弁の構造を大幅に変更する必要はない。
このように従来の単式ポンプ１´を備えた油圧回路の構
成、構造に小規模な変更を加えるだけで済む。よって部
品の共通化、構造の簡素化が飛躍的に図られる。また２
フローウエイポンプ、タンデムポンプのいずれを備えた
油圧回路であっても場積がかさむことがない。このため
システムのコンパクト化を図ることができる。Therefore, the same pipeline configuration (pressure oil supply pipeline 4, 4) as the hydraulic circuit (FIG. 3) having the conventional single type pump 1 'is used.
The branch conduits 4d, 4e, 4f) can be used. Further, a system can be constructed using the conventional block type or cartridge type PC valve 19 as it is. Ie PC
The valve 19 is of a fixed size and fixed shape, and is housed in a fixed size and fixed shape housing together with a hydraulic pump and various other control valves. A PC valve having the same size and the same shape as the conventional PC valve 19 can be used.
No need to change the size. Further, since the pressure oils having different pressures P1 and P2 are separately supplied to the PC valve 19, it is not necessary to largely change the configuration of the pressure oil supply line and the structure of the PC valve.
Thus, it is only necessary to make small-scale changes to the configuration and structure of the hydraulic circuit including the conventional single pump 1 '. Therefore, common use of parts and simplification of the structure can be drastically achieved. Also 2
The hydraulic circuit provided with either the flowway pump or the tandem pump does not increase the space. For this reason, the system can be made compact.
【００４１】また第５発明では、第４発明において、前
記油圧ポンプ（１）から吐出された圧油の流量を制御す
る流量制御弁をさらに具え、前記第１の制御弁（１９）
は、前記油圧ポンプ（１）の馬力が一定の馬力を越えな
い第１の制御圧油を前記斜板駆動手段（１７）に出力す
るものであり、前記第２の制御弁（１８）は、前記流量
制御弁に流入される圧油の圧力と当該流量制御弁から流
出される圧油の圧力との差圧を所望の設定差圧にする第
２の制御圧油を前記斜板駆動手段（１７）に出力するも
のであるとしている。According to a fifth aspect of the present invention, in the fourth aspect, the apparatus further comprises a flow control valve for controlling a flow rate of the hydraulic oil discharged from the hydraulic pump (1), wherein the first control valve (19)
Outputs the first control pressure oil in which the horsepower of the hydraulic pump (1) does not exceed a certain horsepower to the swash plate driving means (17), and the second control valve (18) The second swash plate driving means (2) controls the second control pressure oil to make a differential pressure between the pressure of the pressure oil flowing into the flow control valve and the pressure of the pressure oil flowing out of the flow control valve a desired set differential pressure. 17).
【００４２】第５発明によれば、全馬力制御を実行する
第１の制御弁（ＰＣ弁）１９に、減圧弁５から流出され
た圧油ＰＥが、圧油供給管路４、４ｆを介して駆動圧油
として供給される。また圧油ＰEは圧油供給管路４、４
ｅを介してパイロット圧油として加えられる。またロー
ドセンシング制御を実行する第２の制御弁（ＬＳ弁）１
８に、減圧弁５から流出された圧油ＰＥが、圧油供給管
路４、４ｄを介して駆動圧油として供給される。According to the fifth aspect of the present invention, the pressure oil PE flowing out of the pressure reducing valve 5 is supplied to the first control valve (PC valve) 19 for executing the full horsepower control via the pressure oil supply lines 4 and 4f. And supplied as drive pressure oil. The pressure oil PE is supplied to the pressure oil supply pipes 4 and 4.
e as pilot pressure oil. A second control valve (LS valve) 1 for executing load sensing control
8, the pressure oil PE flowing out of the pressure reducing valve 5 is supplied as driving pressure oil via the pressure oil supply pipes 4 and 4d.
【００４３】したがって、従来の単式ポンプ１´を備え
た油圧回路（図３）と同一の管路構成（圧油供給管路
４、分岐管路４ｄ、４ｅ、４ｆ）を利用できる。また従
来のブロック型やカートリッジ式のＰＣ弁１９をそのま
ま利用してシステムを構築することができる。すなわち
ＰＣ弁１９は一定のサイズ、一定形状のものとして、油
圧ポンプや他の各種制御弁とともに一定のサイズ、一定
の形状の筐体内に収容されている。従来のＰＣ弁１９と
同一サイズ、同一形状のＰＣ弁を使用でき筐体全体の形
状、サイズを変更しないで済む。また異なる圧力Ｐ1、
Ｐ2の圧油を別個にＰＣ弁１９に供給させるために、圧
油供給管路構成、ＰＣ弁の構造を大幅に変更する必要は
ない。このように従来の単式ポンプ１´を備えた油圧回
路の構成、構造に小規模な変更を加えるだけで済む。よ
って部品の共通化、構造の簡素化が飛躍的に図られる。
また２フローウエイポンプ、タンデムポンプのいずれを
備えた油圧回路であっても場積がかさむことがない。こ
のためシステムのコンパクト化を図ることができる。Therefore, the same pipeline configuration (pressure oil supply pipeline 4, branch pipelines 4d, 4e, 4f) as the hydraulic circuit (FIG. 3) provided with the conventional single type pump 1 'can be used. Further, a system can be constructed using the conventional block type or cartridge type PC valve 19 as it is. That is, the PC valve 19 has a fixed size and a fixed shape, and is housed in a fixed size and a fixed shape housing together with the hydraulic pump and other various control valves. A PC valve having the same size and the same shape as the conventional PC valve 19 can be used, and the shape and size of the entire housing need not be changed. Also different pressures P1,
In order to separately supply the P2 pressure oil to the PC valve 19, it is not necessary to significantly change the configuration of the pressure oil supply pipe and the structure of the PC valve. Thus, it is only necessary to make small-scale changes to the configuration and structure of the hydraulic circuit including the conventional single pump 1 '. Therefore, common use of parts and simplification of the structure can be drastically achieved.
Further, even if the hydraulic circuit is provided with either a two-flowway pump or a tandem pump, the space does not increase. For this reason, the system can be made compact.
【００４４】また第６発明では、圧油吐出口が設けられ
た油圧ポンプ（１）と、前記油圧ポンプ（１）の前記圧
油吐出口から吐出された圧油が駆動圧油またはパイロッ
ト圧油として入力され、前記油圧ポンプ（１）の斜板
（１ｂ、１ｃ）を駆動制御する斜板駆動制御手段（１
６）とを具えた油圧ポンプの制御装置において、前記油
圧ポンプ（１）に前記圧油吐出口を複数（１ｂ、１ｃ）
設けるとともに、前記斜板駆動制御手段（１６）を、前
記油圧ポンプ（１）の複数の圧油吐出口（１ｂ、１ｃ）
に対して共通のものとし、さらに、チェック弁（６、
７）またはシャトル弁（２１）を用いて、前記油圧ポン
プ（１）の各圧油吐出口（１ｂ、１ｃ）から吐出された
各圧油の最小圧力よりも大きい圧力の圧油を前記駆動圧
油または前記パイロット圧油として前記斜板駆動制御手
段（１６）に入力させるようにしている。According to the sixth aspect of the present invention, the hydraulic pump (1) provided with a hydraulic oil discharge port, and the hydraulic oil discharged from the hydraulic oil discharge port of the hydraulic pump (1) is driven hydraulic oil or pilot hydraulic oil. Swash plate drive control means (1) for driving and controlling the swash plates (1b, 1c) of the hydraulic pump (1).
6) In the control device for a hydraulic pump, the hydraulic pump (1) is provided with a plurality of the pressure oil discharge ports (1b, 1c).
The swash plate drive control means (16) is provided with a plurality of pressure oil discharge ports (1b, 1c) of the hydraulic pump (1).
And a check valve (6,
7) Alternatively, using the shuttle valve (21), the hydraulic oil having a pressure greater than the minimum pressure of each hydraulic oil discharged from each hydraulic oil discharge port (1b, 1c) of the hydraulic pump (1) is supplied to the drive pressure. The swash plate drive control means (16) is inputted as oil or the pilot pressure oil.
【００４５】第６発明によれば、チェック弁６、７（ま
たはシャトル弁２１）を用いて、油圧ポンプ１の各圧油
吐出口１ｂ、１ｃから吐出された各圧油Ｐ１、Ｐ２のう
ちで最小圧力よりも大きい圧力の圧油（ＰＥ）を斜板駆
動制御手段１６に入力させるようにしている。この圧油
ＰＥが斜板駆動制御手段１６の駆動圧油またはパイロッ
ト圧として使用される。According to the sixth aspect of the present invention, the check valves 6 and 7 (or the shuttle valve 21) are used to select one of the hydraulic oils P1 and P2 discharged from the hydraulic oil discharge ports 1b and 1c of the hydraulic pump 1. Pressure oil (PE) having a pressure greater than the minimum pressure is input to the swash plate drive control means 16. This pressure oil PE is used as the driving pressure oil of the swash plate drive control means 16 or the pilot pressure.
【００４６】このようにチェック弁６、７（またはシャ
トル弁２１）といった簡単な構成で、各圧油吐出口１
ｂ、１ｃから吐出された各圧油Ｐ１、Ｐ２のうちで最小
圧力よりも大きい圧力の圧油（ＰＥ）を信頼性高く斜板
駆動制御手段１６に入力させることができる。この点、
絞りを用いた場合と比較して高い加工精度が要求される
ことはない。また絞りの孔が詰まるなどの問題も生じな
いので、信頼性に優れている。As described above, each of the pressure oil discharge ports 1 has a simple structure such as the check valves 6 and 7 (or the shuttle valve 21).
Of the pressure oils P1, P2 discharged from b, 1c, the pressure oil (PE) having a pressure larger than the minimum pressure can be input to the swash plate drive control means 16 with high reliability. In this regard,
Higher processing accuracy is not required as compared with the case where the aperture is used. In addition, since there is no problem such as clogging of the aperture of the throttle, the reliability is excellent.
【００４７】[0047]
【発明の実施の形態】図１は、本発明に係る油圧ポンプ
の制御装置の実施形態を示す油圧回路図である。本実施
形態では、油圧アクチュエータに圧油を供給する圧油供
給源として、圧油吐出口１ｂ、１ｃが２つ設けられ、斜
板１ａが圧油吐出口１ｂ、１ｃに共通となっているいわ
ゆる２フローウエイ型の油圧ポンプ１が用いられる。こ
の２フローウエイ型油圧ポンプ１の代わりにタンデムポ
ンプを使用してもよい。また３以上の圧油吐出口が設け
られた油圧ポンプに適用してもよい。なお、この明細書
で「圧油吐出口が２つ（複数）設けられた油圧ポンプ」
は、２フローウエイ型油圧ポンプとタンデムポンプの両
方の概念を含むものとする。なお、図３と同一符号は同
一機能のものであるとする。FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram showing an embodiment of a control device for a hydraulic pump according to the present invention. In the present embodiment, two pressure oil discharge ports 1b and 1c are provided as pressure oil supply sources for supplying pressure oil to the hydraulic actuator, and a swash plate 1a is common to the pressure oil discharge ports 1b and 1c. A two-way hydraulic pump 1 is used. A tandem pump may be used in place of the two-way hydraulic pump 1. Further, the present invention may be applied to a hydraulic pump provided with three or more pressure oil discharge ports. In this specification, "a hydraulic pump provided with two (plural) pressure oil discharge ports"
Include the concept of both a two-flow hydraulic pump and a tandem pump. Note that the same reference numerals as those in FIG. 3 denote the same functions.
【００４８】同図１に示す可変容量型油圧ポンプ１は適
用対象が建設機械であればブーム用油圧シリンダ、アー
ム用油圧シリンダなどに圧油を供給する圧油供給源であ
る。油圧ポンプ１はエンジン２によって駆動される。The variable displacement hydraulic pump 1 shown in FIG. 1 is a pressure oil supply source for supplying pressure oil to a hydraulic cylinder for a boom, a hydraulic cylinder for an arm, and the like when applied to a construction machine. The hydraulic pump 1 is driven by the engine 2.
【００４９】ギアポンプたる定容量型油圧ポンプ３はた
とえば旋回用油圧モータに圧油を供給する圧油供給源で
ある。ギアポンプ３は油圧ポンプ１と同様にエンジン２
によって駆動される。The constant displacement hydraulic pump 3 as a gear pump is a pressure oil supply source for supplying pressure oil to, for example, a turning hydraulic motor. The gear pump 3 is similar to the hydraulic pump 1 in that the engine 2
Driven by
【００５０】圧油供給管路４は油圧ポンプ１から吐出さ
れた圧油を斜板駆動機構部１６に供給する管路であり、
管路４１と管路４２からなっている。圧油供給管路４に
は分岐管路４ａ〜４ｆが設けられている。The pressure oil supply line 4 is a line for supplying the pressure oil discharged from the hydraulic pump 1 to the swash plate drive mechanism 16.
It comprises a conduit 41 and a conduit 42. The pressure oil supply pipe 4 is provided with branch pipes 4a to 4f.
【００５１】減圧弁５は管路４１を介して流入された圧
油ＰMを圧力Ｐeまで減圧する弁である。さらに減圧弁５
は圧力Ｐeの圧油ＰEを管路４２に流出させる。The pressure reducing valve 5 is a valve for reducing the pressure oil PM flowing through the pipe 41 to a pressure Pe. Further pressure reducing valve 5
Causes the pressure oil PE of pressure Pe to flow out to the pipeline 42.
【００５２】斜板駆動機構部１６は、油圧ポンプ１の斜
板１ａを駆動するサーボピストン１７と、このサーボピ
ストン１７の大径側（左側）に制御圧油ＰＳを作用させ
るＬＳ弁（ロードセンシング弁）１８と、同じくサーボ
ピストン１７の大径室（左側）に制御圧油ＰＳを作用さ
せるＰＣ弁１９とから構成されている。The swash plate drive mechanism 16 includes a servo piston 17 for driving the swash plate 1a of the hydraulic pump 1, and an LS valve (load sensing) for applying a control pressure oil PS to the large diameter side (left side) of the servo piston 17. Valve 18, and a PC valve 19 for applying a control pressure oil PS to the large-diameter chamber (left side) of the servo piston 17.
【００５３】ＰＣ弁１９は、図４に示すように、上記平
均圧力（Ｐ1＋Ｐ2）/２と油圧ポンプ１の押し退け容積
ｑの積がＰ−ｑカーブＡで示される一定トルクを越えな
いように、可変容量型油圧ポンプ１の斜板１ａを制御す
る制御弁である。エンジン２の回転数が一定であれば、
平均圧力（Ｐ1＋Ｐ2）/２とポンプ１の吐出流量Ｑ（≒
Ｑ1、Ｑ2）の積が一定の馬力（エンジン２の最大馬力）
を越えないように、油圧ポンプ１の斜板１ａの傾転角が
制御される。As shown in FIG. 4, the PC valve 19 controls the product of the average pressure (P1 + P2) / 2 and the displacement q of the hydraulic pump 1 so as not to exceed a constant torque shown by a Pq curve A. This is a control valve for controlling the swash plate 1a of the variable displacement hydraulic pump 1. If the rotation speed of the engine 2 is constant,
Average pressure (P1 + P2) / 2 and discharge flow Q of pump 1 (≒
Horsepower where the product of Q1 and Q2) is constant (maximum horsepower of engine 2)
The tilt angle of the swash plate 1a of the hydraulic pump 1 is controlled so as not to exceed.
【００５４】ＬＳ弁１８は、上記油圧アクチュエータの
負荷圧に応じて油圧ポンプ１の斜板１ａを傾転角を制御
する制御弁である。ＬＳ弁１８は次の様に制御を実行す
る。すなわち油圧ポンプ１の吐出圧Ｐ1Lを、複数の油圧
アクチュエータの負荷圧の最大値であるＬＳ圧ＰLSより
も常に設定差圧ΔＰLS（＝Ｐ1L−ＰLS＞０）だけ高くな
るように制御する（ロードセンシング制御）。The LS valve 18 is a control valve for controlling the tilt angle of the swash plate 1a of the hydraulic pump 1 according to the load pressure of the hydraulic actuator. The LS valve 18 performs control as follows. That is, the discharge pressure P1L of the hydraulic pump 1 is controlled to be always higher than the LS pressure PLS, which is the maximum value of the load pressures of the plurality of hydraulic actuators, by the set differential pressure ΔPLS (= P1L−PLS> 0) (load sensing). control).
【００５５】つぎに図１（ａ）に示す油圧回路の動作に
ついて説明する。Next, the operation of the hydraulic circuit shown in FIG. 1A will be described.
【００５６】油圧ポンプ１はポンプ吸込ポート１３から
図示せぬタンク内の圧油を吸い込み、圧油吐出口１ａか
ら圧力Ｐ1、流量Ｑ1の圧油Ｐ１を吐出し、この圧油Ｐ１
をポンプ吐出ポート８、図示しない流量制御弁を介し
て、たとえばブーム用油圧シリンダに供給する。また圧
油吐出口１ｂから圧力Ｐ2、流量Ｑ2の圧油Ｐ２を吐出
し、この圧油Ｐ２をポンプ吐出ポート９、別の流量制御
弁を介して別のアーム用油圧シリンダに供給する。The hydraulic pump 1 sucks pressure oil in a tank (not shown) from a pump suction port 13 and discharges a pressure oil P1 having a pressure P1 and a flow rate Q1 from a pressure oil discharge port 1a.
Is supplied to, for example, a boom hydraulic cylinder via a pump discharge port 8 and a flow control valve (not shown). A pressure oil P2 having a pressure P2 and a flow rate Q2 is discharged from the pressure oil discharge port 1b, and this pressure oil P2 is supplied to another arm hydraulic cylinder via the pump discharge port 9 and another flow control valve.
【００５７】ギアポンプ３はポンプ吸込ポート１３から
図示せぬタンク内の圧油を吸い込み、圧油吐出口から圧
油Ｐ´3を吐出し、これを絞り２０に流入させる。絞り
２０から流出された圧油Ｐ3はギアポンプ吐出ポート１
０を介して旋回用油圧モータに供給される。旋回圧Ｐ3
は旋回圧検圧ポート１１で検出される。The gear pump 3 sucks the pressure oil in the tank (not shown) from the pump suction port 13, discharges the pressure oil P ′ 3 from the pressure oil discharge port, and flows the same into the throttle 20. The pressure oil P3 flowing out of the throttle 20 is discharged to the gear pump discharge port 1
0 is supplied to the turning hydraulic motor. Swing pressure P3
Is detected at the turning pressure detection port 11.
【００５８】油圧ポンプ１から吐出された圧油Ｐ１、Ｐ
２は減圧弁５にて減圧され、圧油供給管路４を介して斜
板駆動機構部１６に入力される。The hydraulic oil P1, P discharged from the hydraulic pump 1
2 is depressurized by the pressure reducing valve 5 and is input to the swash plate drive mechanism 16 via the pressure oil supply line 4.
【００５９】すなわち油圧ポンプ１の圧油吐出口１ａか
ら吐出された圧油Ｐ１は分岐管路４ａを介してチェック
弁６に流入される。圧油吐出口１ｂから吐出された圧油
Ｐ２は分岐管路４ｂを介して、上記チェック弁６に対向
して設けられたチェック弁７に流入される。よって、チ
ェック弁６、７からは圧油Ｐ１、Ｐ２のうちで高い方の
圧ＰM（Ｐ1、Ｐ2のいずれか）を示す圧油ＰMが管路４１
に流出される。That is, the pressure oil P1 discharged from the pressure oil discharge port 1a of the hydraulic pump 1 flows into the check valve 6 through the branch pipe 4a. The pressure oil P2 discharged from the pressure oil discharge port 1b flows into the check valve 7 provided opposite to the check valve 6 via the branch pipe line 4b. Accordingly, the check valve 6 or 7 supplies the pressure oil PM indicating the higher pressure PM (either P1 or P2) of the pressure oils P1 and P2 to the pipeline 41.
Spilled to.
【００６０】図２は図１のチェック弁６、７の代わりに
シャトル弁２１を使用した変形例を示す油圧回路図であ
る。FIG. 2 is a hydraulic circuit diagram showing a modification in which a shuttle valve 21 is used instead of the check valves 6 and 7 in FIG.
【００６１】図２に示す回路では分岐管路４ａ、４ｂが
シャトル弁２１に接続されている。分布管路４ａ、４ｂ
を通る圧油Ｐ１、Ｐ２のうちで高い方の圧ＰMを示す圧
油ＰMがシャトル弁２１から管路４１に流出される。In the circuit shown in FIG. 2, the branch lines 4a and 4b are connected to the shuttle valve 21. Distribution pipes 4a, 4b
Of the pressure oils P1 and P2 passing through the shuttle valve 21 flows out from the shuttle valve 21 to the pipeline 41.
【００６２】圧油供給路４上には減圧弁５が設けられて
いる。チェック弁６、７（ないしはシャトル弁２１）を
通過した高圧側の圧油ＰM（Ｐ１、Ｐ2のいずれか）は、
減圧弁５に、この減圧弁５の駆動圧油として管路４１を
介して流入される。A pressure reducing valve 5 is provided on the pressure oil supply path 4. The high-pressure side pressure oil PM (either P1 or P2) that has passed through the check valves 6 and 7 (or the shuttle valve 21) is
The pressure-reducing valve 5 flows into the pressure-reducing valve 5 via a pipe 41 as a driving pressure oil.
【００６３】減圧弁５の図面左側にはバネ５ａによるバ
ネ力が付与されている。また減圧弁５から流出される圧
力Ｐeの圧油ＰＥがパイロット圧油として入力ポート５
ｂに加えられている。また減圧弁５の右側の入力ポート
５ｃ、５ｄにはそれぞれ分岐管路４ａ、４ｂを介してパ
イロット圧油Ｐ１、Ｐ２が加えられている。ここで、パ
イロット圧油Ｐ１、Ｐ２の各受圧面積は同じに設定され
ている。On the left side of the pressure reducing valve 5 in the drawing, a spring force is applied by a spring 5a. The pressure oil PE having a pressure Pe flowing out of the pressure reducing valve 5 is used as pilot pressure oil as the input port 5.
b. Further, pilot pressure oils P1 and P2 are applied to input ports 5c and 5d on the right side of the pressure reducing valve 5 via branch pipes 4a and 4b, respectively. Here, the pressure receiving areas of the pilot pressure oils P1 and P2 are set to be the same.
【００６４】バネ５ａによるバネ力にパイロット圧Ｐe
を加えたものが、パイロット圧油Ｐ１、Ｐ２を加えたも
のよりも大きくなるにつれて減圧弁５が図面右側に移動
され、減圧弁５から流出される流量が小さくなる。減圧
弁５からドレイン側に排出された圧油はポンプ吸込ポー
ト１３へ環流する。別回路を設けてタンクへ排出しても
よい。バネ５ａによるバネ力にパイロット圧Ｐeを加え
たものが、パイロット圧油Ｐ１、Ｐ２を加えたものより
も小さくなるにつれて減圧弁５が図面左側に移動され、
減圧弁５から流出される流量が大きくなる。The pilot pressure Pe is applied to the spring force of the spring 5a.
The pressure reducing valve 5 is moved to the right side in the drawing as the sum of the pressure-increased pressure and the pressure-increased pressure of the pilot pressure oils P1 and P2 increases, and the flow rate flowing out of the pressure reduction valve 5 decreases. The pressure oil discharged to the drain side from the pressure reducing valve 5 flows back to the pump suction port 13. A separate circuit may be provided to discharge to the tank. The pressure reducing valve 5 is moved to the left in the drawing as the sum of the spring force of the spring 5a and the pilot pressure Pe becomes smaller than the sum of the pilot pressure oils P1 and P2,
The flow rate flowing out of the pressure reducing valve 5 increases.
【００６５】したがって減圧弁５の弁位置は、バネ５ａ
によるバネ力にパイロット圧Ｐeを加えたものが、パイ
ロット圧油Ｐ１、Ｐ２を加えたものと釣り合うように変
化する。減圧弁５からはバネ５ａの設定バネ力に応じた
圧力Ｐeにまで減圧された圧油ＰＥが流出される。よっ
て、バネ５ａの設定バネ力を調整することによって、 Ｐe＝（Ｐ1＋Ｐ2）/２ …（１） なる圧力とすることができる。つまり油圧ポンプ１の各
圧油吐出口１ｂ、１ｃから吐出される各圧油の圧力Ｐ
1、Ｐ2の平均圧力（Ｐ1＋Ｐ2）/２の圧油ＰＥを減圧弁
５から圧油供給管路４の管路４２に流出させることがで
きる。したがって全馬力制御を実行するＰＣ弁１９のパ
イロット圧油として使用することができる。Therefore, the position of the pressure reducing valve 5 is determined by the spring 5a.
And the pilot pressure Pe added to the spring force by the pilot pressure oil P1 and P2 change so as to be balanced. From the pressure reducing valve 5, the pressure oil PE whose pressure has been reduced to a pressure Pe according to the set spring force of the spring 5a flows out. Therefore, by adjusting the set spring force of the spring 5a, the pressure Pe = (P1 + P2) / 2 (1) can be obtained. That is, the pressure P of each pressure oil discharged from each pressure oil discharge port 1b, 1c of the hydraulic pump 1
1. The pressure oil PE having an average pressure of P2 (P1 + P2) / 2 can be discharged from the pressure reducing valve 5 to the line 42 of the pressure oil supply line 4. Therefore, it can be used as pilot pressure oil of the PC valve 19 for executing the full horsepower control.
【００６６】上記（１）式に示される圧油ＰＥは、圧力
Ｐ1、Ｐ2のうちの最小圧力よりも大きい圧力となってお
り、たとえ圧力Ｐ1、Ｐ2のいずれかが０になっていたと
しても圧力Ｐeとしては０にならない。このため各制御
弁１８、１９に入力する駆動圧油として使用することが
できる。The pressure oil PE shown in the above equation (1) has a pressure larger than the minimum pressure of the pressures P1 and P2, and even if either of the pressures P1 or P2 becomes zero. The pressure Pe does not become zero. Therefore, it can be used as drive pressure oil input to each control valve 18, 19.
【００６７】減圧弁５を通過した圧油ＰＥは、サーボピ
ストン１７の駆動圧油として圧油供給管路４、分岐管路
４ｃを介してサーボピストン１７の小径側（図面右側）
に加えられる。The pressure oil PE that has passed through the pressure reducing valve 5 is used as driving pressure oil for the servo piston 17 via the pressure oil supply line 4 and the branch line 4c on the small diameter side of the servo piston 17 (right side in the drawing).
Is added to
【００６８】ＰＣ弁１９には減圧弁５を通過した圧油Ｐ
Ｅが圧油供給管路４、分岐管路４ｆを介して駆動圧油と
して流入される。The PC valve 19 has a pressure oil P passing through the pressure reducing valve 5.
E is introduced as driving pressure oil through the pressure oil supply line 4 and the branch line 4f.
【００６９】ＰＣ弁１９の図面左側にはバネ１９ａによ
るバネ力が付与されている。このバネ１９ａは、サーボ
ピストン１７とともに動くサーボロッド１７ａに接続さ
れている。バネ１９ａの設定バネ力はサーボロッド１７
ａの位置に応じて変化される。ＰＣ弁１９の図面右側の
入力ポート１９ｂには、減圧弁５を通過した平均圧力
（Ｐ1＋Ｐ2）/２を示す圧油ＰＥが圧油供給管路４、分
岐管路４ｅを介してパイロット圧油として加えられてい
る。なお、ＰＣ弁１９の図面右側の入力ポート１９ｃに
はギアポンプ３の吐出圧Ｐ´3が加えられている。これ
は旋回圧分だけ馬力を落とすためである。A spring force by a spring 19a is applied to the left side of the PC valve 19 in the drawing. The spring 19a is connected to a servo rod 17a that moves together with the servo piston 17. The set spring force of the spring 19a is the servo rod 17
It is changed according to the position of a. The pressure oil PE indicating the average pressure (P1 + P2) / 2 that has passed through the pressure reducing valve 5 is supplied to the input port 19b on the right side of the drawing of the PC valve 19 as pilot pressure oil via the pressure oil supply line 4 and the branch line 4e. Have been added. The discharge pressure P'3 of the gear pump 3 is applied to the input port 19c on the right side of the PC valve 19 in the drawing. This is to reduce the horsepower by the turning pressure.
【００７０】したがって旋回圧がないと仮定すると、Ｐ
Ｃ弁１９は、入力された平均圧力Ｐe（＝（Ｐ1＋Ｐ2）/
２）がバネ力と釣り合うように制御圧油ＰＳをサーボピ
ストン１７の大径側（図面左側）に加え、可変容量型油
圧ポンプ１の斜板１ａを変化させる。Therefore, assuming that there is no turning pressure, P
The C valve 19 receives the input average pressure Pe (= (P1 + P2) /
2) The control pressure oil PS is applied to the large diameter side (left side in the drawing) of the servo piston 17 so as to balance the spring force, and the swash plate 1a of the variable displacement hydraulic pump 1 is changed.
【００７１】すなわち平均圧力（Ｐ1＋Ｐ2）/２がバネ
力よりも小さい場合には、ＰＣ弁１９は図面右側に押さ
れる。これによりサーボピストン１７の大径側の圧油が
流出されてサーボピストン１７はＭＡＸ側（図面左側）
に駆動される。これにより油圧ポンプ１の斜板１ａが最
大傾転角ＭＡＸ側（図面右側）に移動される。これによ
り油圧ポンプ１の押し退け容積ｑが増やされ、油圧ポン
プ１から吐出される流量Ｑ1、Ｑ2が増大される。このと
きサーボロッド１７ａは図面左側に移動され、バネ１９
ａによる設定バネ力が弱められる。なお、ＰＣ弁１９か
ら排出された圧油はポンプ吸込ポート１３へ環流され
る。That is, when the average pressure (P1 + P2) / 2 is smaller than the spring force, the PC valve 19 is pushed to the right in the drawing. As a result, the pressure oil on the large diameter side of the servo piston 17 flows out, and the servo piston 17 is moved to the MAX side (left side in the drawing).
Is driven. Thereby, the swash plate 1a of the hydraulic pump 1 is moved to the maximum tilt angle MAX side (the right side in the drawing). As a result, the displacement volume q of the hydraulic pump 1 is increased, and the flow rates Q1, Q2 discharged from the hydraulic pump 1 are increased. At this time, the servo rod 17a is moved to the left in the drawing, and the spring 19
The set spring force due to a is weakened. The pressure oil discharged from the PC valve 19 is returned to the pump suction port 13.
【００７２】一方、平均圧力（Ｐ1＋Ｐ2）/２がバネ力
よりも大きい場合には、ＰＣ弁１９は図面左側に押され
る。これによりサーボピストン１７の大径側に圧油Ｐs
が流入される。このときサーボピストン１７の大径側
（図面左側）と小径側（図面右側）にそれぞれ圧Ｐs
（Ｐe）、Ｐeが作用されているが、径の大きさ（受圧面
積）の違いによりサーボピストン１７はＭＩＮ側（図面
右側）に駆動される。これにより油圧ポンプ１の斜板１
ａが最小傾転角ＭＩＮ側（図面左側）に移動される。こ
れにより油圧ポンプ１の押し退け容積ｑが減らされ、油
圧ポンプ１から吐出される流量Ｑ1、Ｑ2が減少される。
このときサーボロッド１７ａは図面右側に移動され、バ
ネ１９ａによる設定バネ力が強められる。On the other hand, when the average pressure (P1 + P2) / 2 is larger than the spring force, the PC valve 19 is pushed to the left in the drawing. As a result, the pressure oil Ps is applied to the large diameter side of the servo piston 17.
Flows in. At this time, the pressure Ps is applied to the large diameter side (left side in the drawing) and the small diameter side (right side in the drawing) of the servo piston 17 respectively.
(Pe) and Pe are applied, but the servo piston 17 is driven to the MIN side (the right side in the drawing) due to the difference in the diameter (pressure receiving area). Thereby, the swash plate 1 of the hydraulic pump 1
a is moved to the minimum tilt angle MIN side (left side in the drawing). As a result, the displacement volume q of the hydraulic pump 1 is reduced, and the flow rates Q1, Q2 discharged from the hydraulic pump 1 are reduced.
At this time, the servo rod 17a is moved rightward in the drawing, and the set spring force by the spring 19a is increased.
【００７３】こうして上記平均圧力（Ｐ1＋Ｐ2）/２と
油圧ポンプ１の押し退け容積ｑの積がＰ−ｑカーブＡで
示される一定トルクを越えないように、可変容量型油圧
ポンプ１の斜板１ａが制御される。エンジン２の回転数
が一定であれば、平均圧力（Ｐ1＋Ｐ2）/２とポンプ１
の吐出流量Ｑ（≒Ｑ1、Ｑ2）（ｌ/ｍｉｎ）の積が一定
の馬力（エンジン２の最大馬力）を越えないように、油
圧ポンプ１の斜板１ａの傾転角が制御される（全馬力制
御）。In this manner, the swash plate 1a of the variable displacement hydraulic pump 1 is adjusted so that the product of the average pressure (P1 + P2) / 2 and the displacement q of the hydraulic pump 1 does not exceed a constant torque indicated by a Pq curve A. Controlled. If the rotation speed of the engine 2 is constant, the average pressure (P1 + P2) / 2 and the pump 1
The tilt angle of the swash plate 1a of the hydraulic pump 1 is controlled so that the product of the discharge flow rates Q (≒ Q1, Q2) (l / min) does not exceed a certain horsepower (the maximum horsepower of the engine 2) ( Full horsepower control).
【００７４】一方ＬＳ弁１８には、減圧弁５を通過した
圧油ＰＥが、圧油供給管路４、分岐管路４ｄを介して駆
動圧油として流入される。On the other hand, the pressure oil PE that has passed through the pressure reducing valve 5 flows into the LS valve 18 as driving pressure oil via the pressure oil supply line 4 and the branch line 4d.
【００７５】ＬＳ弁１８の図面左側にはバネ１８ａによ
るバネ力が付与されている。またＬＳ弁１８の図面左側
にはＬＳ圧入力ポート１５を介して上記ＬＳ圧ＰLSがパ
イロット圧油として入力ポート１８ｃに加えられてい
る。またＬＳ弁１８の図面右側の入力ポート１８ｄには
ポンプ圧入力ポート１４を介してポンプ圧Ｐ1Lがパイロ
ット圧油として加えられている。なお、ＬＳ弁１８の図
面左側の入力ポート１８ｂにはギアポンプ３の吐出圧Ｐ
´3が加えられる。またＬＳ弁１８の図面右側の入力ポ
ート１８ｅには旋回圧検圧ポート１１を介して旋回圧Ｐ
3が加えられている。ここでポンプ圧入力ポート１４を
介してＬＳ弁１８の入力ポート１８ｄに加えられるポン
プ圧Ｐ1Lの圧油は合分流切換弁３０から流出される。合
分流切換弁３０が図１に示す弁位置に切り換えられる
と、油圧ポンプ１から吐出される圧力Ｐ1の圧油Ｐ1と圧
力Ｐ2の圧油Ｐ２が弁３０に流入され、これら圧油Ｐ
１、Ｐ２が合流された上でポンプ圧Ｐ1Lの圧油としてポ
ンプ圧入力ポート１４に流出される。On the left side of the LS valve 18 in the drawing, a spring force is applied by a spring 18a. The LS pressure PLS is applied to the input port 18c as pilot pressure oil via the LS pressure input port 15 on the left side of the LS valve 18 in the drawing. A pump pressure P1L is applied as pilot pressure oil to the input port 18d on the right side of the LS valve 18 through the pump pressure input port 14. The input pressure 18b on the left side of the LS valve 18 in the drawing is connected to the discharge pressure P of the gear pump 3.
'3 is added. In addition, the input pressure 18e on the right side of the drawing of the LS valve 18 is connected to the swing pressure P
Three have been added. Here, the pressure oil of the pump pressure P1L applied to the input port 18d of the LS valve 18 via the pump pressure input port 14 flows out of the merge / shunt switching valve 30. When the merge / shunt switch valve 30 is switched to the valve position shown in FIG. 1, the pressure oil P1 of pressure P1 and the pressure oil P2 of pressure P2 discharged from the hydraulic pump 1 flow into the valve 30, and these pressure oil P
After P1 and P2 are joined, they are discharged to the pump pressure input port 14 as pressure oil of the pump pressure P1L.
【００７６】ＬＳ弁１８は、これら入力された圧力Ｐ1
L、ＰLSの差圧ΔＰ（＝Ｐ1L−ＰLS）が、バネ力による
差圧設定値ΔＰLSと釣り合うように制御圧油ＰＳをサー
ボピストン１７の大径側（図面左側）に加える。上記の
様にして可変容量型油圧ポンプ１の斜板１ａを変化させ
るというロードセンシング制御を実行する。The LS valve 18 detects the input pressure P1
The control pressure oil PS is applied to the large-diameter side (left side in the drawing) of the servo piston 17 so that the differential pressure ΔP (= P1L−PLS) of L and PLS is balanced with the differential pressure set value ΔPLS by the spring force. The load sensing control of changing the swash plate 1a of the variable displacement hydraulic pump 1 is executed as described above.
【００７７】すなわち差圧Ｐ1L−ＰLSが設定値ΔＰLSよ
りも小さい場合ＬＳ弁１８が図面右側に押される。つま
り最大負荷圧たるＬＳ圧ＰLSが大きくなると、サーボピ
ストン１７の大径側の圧油が流出されてサーボピストン
１７はＭＡＸ側（図面左側）に駆動される。これにより
油圧ポンプ１の斜板１ａが最大傾転角ＭＡＸ側（図面右
側）に移動される。これにより油圧ポンプ１の押し退け
容積ｑが増やされ、油圧ポンプ１から吐出される流量Ｑ
1、Ｑ2が増大される。なお、ＬＳ弁１８から排出された
圧油はポンプ吸込ポート１３へ環流される。That is, when the differential pressure P1L-PLS is smaller than the set value ΔPLS, the LS valve 18 is pushed rightward in the drawing. That is, when the LS pressure PLS, which is the maximum load pressure, increases, the hydraulic oil on the large diameter side of the servo piston 17 flows out, and the servo piston 17 is driven to the MAX side (left side in the drawing). Thereby, the swash plate 1a of the hydraulic pump 1 is moved to the maximum tilt angle MAX side (the right side in the drawing). As a result, the displacement volume q of the hydraulic pump 1 is increased, and the flow rate Q discharged from the hydraulic pump 1 is increased.
1, Q2 is increased. The pressure oil discharged from the LS valve 18 is returned to the pump suction port 13.
【００７８】一方油圧ポンプ１の吐出量の増加により油
圧ポンプ１の吐出圧Ｐ1Lが増加し、差圧Ｐ1L−ＰLSが設
定値ΔＰLSよりも大きくなると、ＬＳ弁１８が図面左側
に押される。これによりサーボピストン１７の大径側に
圧油ＰＳが流入される。このときサーボピストン１７の
大径側（図面左側）と小径側（図面右側）に各圧Ｐs
（Ｐe）、Ｐeが作用されることになるが、径の大きさ
（受圧面積）の違いによりサーボピストン１７はＭＩＮ
側（図面右側）に駆動される。これにより油圧ポンプ１
の斜板１ａが最小傾転角ＭＩＮ側（図面左側）に移動さ
れる。これにより油圧ポンプ１の押し退け容積ｑが減ら
され、油圧ポンプ１から吐出される流量Ｑ1、Ｑ2が減少
される。こうしてＬＳ圧ＰLSにバネ力に応じた差圧設定
値ΔＰLSを加えた力が、油圧ポンプ１の吐出圧Ｐ1Lと釣
り合うように油圧ポンプ１の斜板１ａが制御される。On the other hand, when the discharge pressure P1L of the hydraulic pump 1 increases due to an increase in the discharge amount of the hydraulic pump 1, and the differential pressure P1L-PLS becomes larger than the set value ΔPLS, the LS valve 18 is pushed to the left in the drawing. As a result, the pressure oil PS flows into the large diameter side of the servo piston 17. At this time, each pressure Ps is applied to the large diameter side (left side in the drawing) and the small diameter side (right side in the drawing) of the servo piston 17.
(Pe) and Pe are applied, but the servo piston 17 is set to MIN due to the difference in the diameter (pressure receiving area).
Side (right side in the drawing). This allows the hydraulic pump 1
Is moved to the minimum tilt angle MIN side (left side in the drawing). As a result, the displacement volume q of the hydraulic pump 1 is reduced, and the flow rates Q1, Q2 discharged from the hydraulic pump 1 are reduced. Thus, the swash plate 1a of the hydraulic pump 1 is controlled so that the force obtained by adding the differential pressure set value ΔPLS corresponding to the spring force to the LS pressure PLS is balanced with the discharge pressure P1L of the hydraulic pump 1.
【００７９】以上のように図１に示す実施形態では、圧
油供給管路４上に減圧弁５を設け、この減圧弁５から平
均圧力（Ｐ1＋Ｐ2）/２を示す圧油ＰＥを、圧油供給管
路４、分岐管路４ｆを介してＰＣ弁１９に駆動圧油とし
て供給するとともに、圧油供給管路４、分岐管路４ｅを
介してＰＣ弁１９にパイロット圧油として加えるように
している。また減圧弁５から平均圧力（Ｐ1＋Ｐ2）/２
を示す圧油ＰＥを、圧油供給管路４、分岐管路４ｄを介
してＬＳ弁１８に駆動圧油として供給するようにしてい
る。さらには、減圧弁５から平均圧力（Ｐ1＋Ｐ2）/２
を示す圧油ＰＥを、圧油供給管路４、分岐管路４ｃを介
してサーボピストン１７に駆動圧油として供給するよう
にしている。As described above, in the embodiment shown in FIG. 1, the pressure reducing valve 5 is provided on the pressure oil supply line 4, and the pressure oil PE indicating the average pressure (P1 + P2) / 2 is supplied from the pressure reducing valve 5 to the pressure oil PE. The oil is supplied to the PC valve 19 via the supply line 4 and the branch line 4f as driving pressure oil, and is added to the PC valve 19 via the pressure oil supply line 4 and the branch line 4e as pilot pressure oil. I have. Average pressure (P1 + P2) / 2 from pressure reducing valve 5
Is supplied as drive pressure oil to the LS valve 18 via the pressure oil supply line 4 and the branch line 4d. Furthermore, the average pressure (P1 + P2) / 2 from the pressure reducing valve 5
Is supplied to the servo piston 17 as driving pressure oil via the pressure oil supply pipe 4 and the branch pipe 4c.
【００８０】したがって、従来の単式ポンプ１´を備え
た油圧回路（図３）と同一の管路構成（圧油供給管路
４、分岐管路４ｃ、４ｄ、４ｅ、４ｆ）を利用できる。
また従来のブロック型やカートリッジ式のＰＣ弁１９を
そのまま利用して油圧システムを構築することができ
る。すなわちＰＣ弁１９は一定のサイズ、一定の形状の
ものとして、油圧ポンプや他の各種制御弁とともに一定
のサイズ、一定の形状の筐体内に収容されている。従来
のＰＣ弁１９と同一サイズ、同一形状のＰＣ弁を使用で
きるので筐体全体の形状、サイズを変更しないで済む。
また異なる圧力Ｐ1、Ｐ2の圧油を別個にＰＣ弁１９に供
給させるために、圧油供給管路構成、ＰＣ弁の構造を大
幅に変更する必要はない。このように従来の単式ポンプ
１´を備えた油圧回路の構造に小規模な変更を加えるだ
けで済む。よって部品の共通化、構造の簡素化が大幅に
図られる。また２フローウエイポンプ、タンデムポンプ
のいずれを用いた場合でも場積がかさむことがない。こ
のためシステムのコンパクト化を図ることができる。Therefore, the same pipeline configuration (pressure oil supply pipeline 4, branch pipelines 4c, 4d, 4e, and 4f) as the hydraulic circuit (FIG. 3) having the conventional single pump 1 'can be used.
Further, a hydraulic system can be constructed using the conventional block type or cartridge type PC valve 19 as it is. That is, the PC valve 19 has a fixed size and a fixed shape, and is housed in a casing of a fixed size and a fixed shape together with the hydraulic pump and other various control valves. Since a PC valve having the same size and the same shape as the conventional PC valve 19 can be used, it is not necessary to change the shape and size of the entire housing.
Further, since the pressure oils having different pressures P1 and P2 are separately supplied to the PC valve 19, it is not necessary to largely change the configuration of the pressure oil supply line and the structure of the PC valve. As described above, it is only necessary to make a small change to the structure of the hydraulic circuit including the conventional single pump 1 '. Therefore, common use of parts and simplification of the structure can be largely achieved. In addition, the space is not increased when either the two-flowway pump or the tandem pump is used. For this reason, the system can be made compact.
【００８１】なお、本実施形態では、全馬力制御を行う
ＰＣ弁１９とロードセンシング制御を行うＬＳ弁１８の
２つの制御弁を設けた油圧回路を想定しているが、この
うちＬＳ弁１８の配設を省略した実施形態も可能であ
る。In this embodiment, a hydraulic circuit provided with two control valves, a PC valve 19 for performing full horsepower control and an LS valve 18 for performing load sensing control, is assumed. Embodiments in which the arrangement is omitted are also possible.
【００８２】また本実施形態では、可変容量型油圧ポン
プ１以外にギアポンプ３が設けられた場合を想定してい
るが、ギアポンプ３の配設を省略してもよい。つまり、
各制御弁１８、１９の入力ポートにギアポンプ３から吐
出されるパイロット圧油Ｐ3、Ｐ´3を作用させない実施
形態も可能である。Further, in this embodiment, it is assumed that the gear pump 3 is provided in addition to the variable displacement hydraulic pump 1, but the provision of the gear pump 3 may be omitted. That is,
An embodiment in which the pilot pressure oils P3 and P'3 discharged from the gear pump 3 are not applied to the input ports of the control valves 18 and 19 is also possible.
【００８３】また本実施形態では、ＰＣ弁１９に、平均
圧力（Ｐ1＋Ｐ2）/２を示す圧油ＰＥをパイロット圧油
として入力させるようにしているが、ＰＣ弁１９とは異
なる制御を実行する制御弁１９´を設け、平均圧以外の
パイロット圧のパイロット圧油をこの制御弁１９´に入
力させる実施も可能である。In this embodiment, the pressure oil PE indicating the average pressure (P1 + P2) / 2 is input to the PC valve 19 as the pilot pressure oil. It is also possible to provide a valve 19 'and input pilot pressure oil other than the average pressure to the control valve 19'.
【００８４】とりわけ、本実施形態では、減圧弁５を用
いているのでバネ５ａのバネ力を可変させることによ
り、ポンプの型式、制御弁１９´の制御内容に応じて所
望のパイロット圧Ｐeのパイロット圧油ＰEをこの制御弁
１９´に加えることが可能である。ここに制御弁１９´
に加えるパイロット圧Ｐeを変化させる手段としては、
バネ５ａのバネ力を変化させる手段の他に、操作レバー
の操作量に応じたパイロット圧を減圧弁５に加える手段
などが考えられる。ここで上記操作レバーは操作量に応
じて流量制御弁の開口面積を変化させるレバーのことで
ある。またバネ５ａの代わりに減圧弁５に電磁ソレノイ
ドを配設しこの電磁ソレノイドを駆動する電流値を変化
させることによって制御弁１９´に加えるパイロット圧
Ｐeを変化させてもよい。In particular, in this embodiment, since the pressure reducing valve 5 is used, the spring force of the spring 5a is varied so that the pilot pressure of the desired pilot pressure Pe can be adjusted according to the pump type and the control contents of the control valve 19 '. It is possible to add pressure oil PE to this control valve 19 '. Here the control valve 19 '
As means for changing the pilot pressure Pe applied to the
In addition to the means for changing the spring force of the spring 5a, means for applying a pilot pressure to the pressure reducing valve 5 according to the operation amount of the operation lever may be considered. Here, the operation lever is a lever that changes the opening area of the flow control valve according to the operation amount. Also, an electromagnetic solenoid may be provided in the pressure reducing valve 5 instead of the spring 5a, and the pilot pressure Pe applied to the control valve 19 'may be changed by changing the current value for driving the electromagnetic solenoid.
【００８５】したがって、ポンプの型式、制御弁１９´
の種類によらずに共通の減圧弁５を用いて油圧ポンプの
斜板制御を行うことが可能となり、汎用性が飛躍的に向
上する。Therefore, the type of pump and the control valve 19 '
The swash plate control of the hydraulic pump can be performed using the common pressure reducing valve 5 irrespective of the type, and the versatility is dramatically improved.
【００８６】この場合、減圧弁５から流出される圧油を
制御弁１９´の駆動圧油として使用するには、減圧弁５
から流出される圧油が、少なくとも油圧ポンプ１の各圧
油吐出口１ｂ、１ｃから吐出された各圧油Ｐ１、Ｐ２の
うちの最小圧力よりも大きい圧力となるように、減圧弁
５のバネ力を調整すればよい。このとき最小圧力が０に
なったとしても減圧弁５から流出される駆動圧油が０に
なることだけは免れる。一般的には最小圧力から最大圧
力の間の圧力の圧油が減圧弁５から流出されるように減
圧弁５のバネ力を調整すればよい。In this case, in order to use the pressure oil discharged from the pressure reducing valve 5 as the driving pressure oil for the control valve 19 ′, the pressure reducing valve 5
Of the pressure reducing valve 5 such that the pressure oil flowing out of the pressure oil is at least greater than the minimum pressure of the pressure oils P1 and P2 discharged from the pressure oil discharge ports 1b and 1c of the hydraulic pump 1. Just adjust the power. At this time, even if the minimum pressure becomes 0, the driving pressure oil flowing out from the pressure reducing valve 5 is only prevented from becoming 0. Generally, the spring force of the pressure reducing valve 5 may be adjusted so that pressure oil having a pressure between the minimum pressure and the maximum pressure flows out of the pressure reducing valve 5.
【００８７】また本実施形態では、油圧ポンプ１の各圧
油吐出口１ｂ、１ｃから吐出された各圧油Ｐ１、Ｐ２の
うちで高圧側の圧力ＰMの圧油を、チェック弁６、７
（あるいはシャトル弁２１）から流出させ、これを減圧
弁５に流入させ、減圧弁５から平均圧力（Ｐ1＋Ｐ2）/
２を示す圧油ＰＥを流出させるようにしている。したが
って上記特開平６−３０７３３０号公報にみられるよう
に平均圧力（Ｐ1＋Ｐ2）/２が脈動してしまい不安定に
なることはない。よって平均圧力（Ｐ1＋Ｐ2）/２を安
定して精度よく取得することができる。In this embodiment, of the pressure oils P1 and P2 discharged from the pressure oil discharge ports 1b and 1c of the hydraulic pump 1, the pressure oil of the high-pressure side PM is supplied to the check valves 6 and 7.
(Or the shuttle valve 21), which flows into the pressure reducing valve 5, from which the average pressure (P1 + P2) /
2 is made to flow out. Therefore, the average pressure (P1 + P2) / 2 pulsates and does not become unstable as seen in Japanese Patent Application Laid-Open No. 6-307330. Therefore, the average pressure (P1 + P2) / 2 can be obtained stably and accurately.
【００８８】また本実施形態によれば、絞りを用いてい
ないので高い加工精度が要求されることはない。また絞
りの孔がゴミ等によって詰まるなどの問題も生じないの
で信頼性に優れている。Further, according to the present embodiment, a high processing accuracy is not required since no aperture is used. In addition, there is no problem that the aperture of the aperture is clogged with dust or the like, so that the reliability is excellent.
【００８９】また本実施形態では、チェック弁６、７
（あるいはシャトル弁２１）と減圧弁５を組み合わせ
て、駆動圧油およびパイロット圧油を斜板駆動機構部１
６に入力させるようにしているが、減圧弁５の配設を省
略して、チェック弁６、７（あるいはシャトル弁２１）
から流出された高圧側の圧油を駆動圧油またはパイロッ
ト圧油として斜板駆動機構部１６に入力させるようにし
てもよい。In this embodiment, the check valves 6 and 7
(Or the shuttle valve 21) and the pressure reducing valve 5 in combination to supply the driving pressure oil and the pilot pressure oil to the swash plate driving mechanism 1
6, but the arrangement of the pressure reducing valve 5 is omitted, and the check valves 6 and 7 (or the shuttle valve 21) are provided.
May be input to the swash plate drive mechanism 16 as driving pressure oil or pilot pressure oil.
【００９０】たとえば、チェック弁６、７（あるいはシ
ャトル弁２１）から流出された高圧側の圧油を駆動圧油
としてＬＳ弁１８またはＰＣ弁１９に供給する実施も可
能である。またチェック弁６、７（あるいはシャトル弁
２１）から流出された高圧側の圧油をパイロット圧油と
して、制御弁１９´の入力ポートに加える実施も可能で
ある。For example, an embodiment is also possible in which the high-pressure side hydraulic oil flowing out of the check valves 6 and 7 (or the shuttle valve 21) is supplied as drive hydraulic oil to the LS valve 18 or the PC valve 19. Further, it is also possible to add the high-pressure-side pressure oil flowing out of the check valves 6 and 7 (or the shuttle valve 21) to the input port of the control valve 19 'as pilot pressure oil.
【００９１】この場合でも、チェック弁６、７（あるい
はシャトル弁２１）といった簡単な構成で、駆動圧油ま
たはパイロット圧油を斜板駆動機構部１６に信頼性高く
入力させることができるという利点が得られる。この
点、絞りを用いた場合と比較して絞りの孔の詰まりなど
の問題も生じないので、確実性、信頼性に優れている。Even in this case, there is an advantage that the driving pressure oil or the pilot pressure oil can be reliably input to the swash plate driving mechanism 16 with a simple configuration such as the check valves 6 and 7 (or the shuttle valve 21). can get. In this respect, there is no problem such as clogging of the aperture of the aperture as compared with the case where the aperture is used, so that the reliability and the reliability are excellent.
【００９２】なお、本実施形態の油圧回路は、建設機械
を含むあらゆる油圧駆動機械に適用することができる。The hydraulic circuit according to the present embodiment can be applied to any hydraulic drive machines including construction machines.
【図１】図１は本発明に係る油圧ポンプの制御装置の実
施形態を示す油圧回路図である。FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram showing an embodiment of a control device for a hydraulic pump according to the present invention.
【図２】図２はチェック弁の代わりにシャトル弁を用い
た図１の部分拡大図である。FIG. 2 is a partially enlarged view of FIG. 1 using a shuttle valve instead of a check valve.
【図３】図３は従来の油圧ポンプの制御装置の構成例を
示す油圧回路図である。FIG. 3 is a hydraulic circuit diagram showing a configuration example of a conventional hydraulic pump control device.
【図４】図４は油圧ポンプの吐出圧力と押し退け容積
（斜板）の関係を示す図である。FIG. 4 is a diagram showing a relationship between a discharge pressure of a hydraulic pump and a displacement volume (swash plate).
１ 油圧ポンプ １ａ 斜板 １ｂ、１ｃ 圧油吐出口 ２ エンジン ３ ギアポンプ ４ 圧油供給管路 ４ａ〜４ｆ 分岐管路 ５ 減圧弁 ６、７ チェック弁 １７ サーボピストン １８ ＬＳ弁 １９ ＰＣ弁 ２１ シャトル弁 DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Hydraulic pump 1a Swash plate 1b, 1c Pressure oil discharge port 2 Engine 3 Gear pump 4 Pressure oil supply line 4a-4f Branch line 5 Pressure reducing valve 6, 7 Check valve 17 Servo piston 18 LS valve 19 PC valve 21 Shuttle valve
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き Ｆターム(参考） 3H045 AA04 AA10 AA12 AA15 AA24 AA34 AA36 BA15 BA20 BA28 DA25 DA40 EA13 EA33 3H070 AA01 BB04 BB22 CC15 CC34 CC35 DD89 3H089 AA80 AA82 BB30 DA03 DA13 DB05 DB33 DB45 DB48 EE17 EE22 GG02 ──────────────────────────────────────────────────続 き Continued on the front page F term (reference) 3H045 AA04 AA10 AA12 AA15 AA24 AA34 AA36 BA15 BA20 BA28 DA25 DA40 EA13 EA33 3H070 AA01 BB04 BB22 CC15 CC34 CC35 DD89 3H089 AA80 AA82 BB30 DA03 DA13 DB05 DB33 DB45 DB45
Claims (6)
（１）と、前記油圧ポンプ（１）の前記圧油吐出口から
吐出された圧油が圧油供給管路（４）を介して駆動圧油
またはパイロット圧油として入力され、前記油圧ポンプ
（１）の斜板（１ａ）を駆動制御する斜板駆動制御手段
（１６）とを具えた油圧ポンプの制御装置において、 前記油圧ポンプ（１）に前記圧油吐出口を複数（１ｂ、
１ｃ）設けるとともに、 前記斜板駆動制御手段（１６）を、前記油圧ポンプ
（１）の複数の圧油吐出口（１ｂ、１ｃ）に対して共通
のものとし、さらに、 前記圧油供給管路（４）上に設けられ、前記油圧ポンプ
（１）の各圧油吐出口（１ｂ、１ｃ）から吐出された各
圧油の最小圧力よりも大きい圧力の圧油を前記駆動圧油
または前記パイロット圧油として出力する減圧弁（５）
を具えた油圧ポンプの制御装置。1. A hydraulic pump (1) provided with a pressure oil discharge port and pressure oil discharged from the pressure oil discharge port of the hydraulic pump (1) through a pressure oil supply pipe (4). A swash plate drive control means (16) which is inputted as drive pressure oil or pilot pressure oil and drives and controls the swash plate (1a) of the hydraulic pump (1). In 1), a plurality of the pressure oil discharge ports (1b,
1c) In addition, the swash plate drive control means (16) is common to a plurality of pressure oil discharge ports (1b, 1c) of the hydraulic pump (1), and the pressure oil supply line (4) A pressure oil having a pressure greater than a minimum pressure of each pressure oil discharged from each pressure oil discharge port (1b, 1c) of the hydraulic pump (1) is provided on the drive pressure oil or the pilot. Pressure reducing valve that outputs as pressure oil (5)
Control device for hydraulic pump with
プ（１）の各圧油吐出口（１ｂ、１ｃ）から吐出された
各圧油の平均圧力の圧油を前記駆動圧油および前記パイ
ロット圧油として出力するものであり、 前記斜板駆動制御手段（１６）は、前記油圧ポンプ
（１）の馬力が一定の馬力を越えないように前記油圧ポ
ンプ（１）の斜板（１ａ）を駆動制御するものである請
求項１記載の油圧ポンプの制御装置。2. The pressure reducing valve (5) converts the average pressure oil of each pressure oil discharged from each pressure oil discharge port (1b, 1c) of the hydraulic pump (1) to the drive pressure oil and the pressure oil. The swash plate drive control means (16) controls the swash plate (1a) of the hydraulic pump (1) so that the horsepower of the hydraulic pump (1) does not exceed a certain horsepower. 2. The control device for a hydraulic pump according to claim 1, wherein the control device drives and controls the hydraulic pump.
口（１ｂ、１ｃ）から吐出された各圧油のうちで最大圧
力の圧油を選択して出力する最大圧選択手段（６、７）
をさらに具え、 前記減圧弁（５）は、前記最大圧選択手段（６、７）で
選択された最大圧力の圧油を入力するものである請求項
１記載の油圧ポンプの制御装置。Maximum pressure selecting means for selecting and outputting the maximum pressure oil from among the pressure oils discharged from the pressure oil discharge ports (1b, 1c) of the hydraulic pump (1). 7)
The control device for a hydraulic pump according to claim 1, further comprising: a pressure-reducing valve (5) for inputting pressure oil having a maximum pressure selected by the maximum-pressure selecting means (6, 7).
（１）と、制御圧油が入力されることにより前記油圧ポ
ンプ（１）の斜板（１ａ）を駆動させる斜板駆動手段
（１７）と、前記油圧ポンプ（１）の前記圧油吐出口か
ら吐出された圧油が圧油供給管路（４）を介して第１の
駆動圧油およびパイロット圧油として入力され、前記斜
板駆動手段（１７）に第１の制御圧油を出力する第１の
制御弁（１９）と、前記油圧ポンプ（１）の前記圧油吐
出口（１ｂ、１ｃ）から吐出された圧油が前記圧油供給
管路（４）を介して第２の駆動圧油として入力され、前
記斜板駆動手段（１７）に第２の制御圧油を出力する第
２の制御弁（１８）とを具えた油圧ポンプの制御装置に
おいて、 前記油圧ポンプ（１）に前記圧油吐出口を複数（１ｂ、
１ｃ）設けるとともに、 前記斜板駆動手段（１７）を、前記油圧ポンプ（１）の
複数の圧油吐出口（１ｂ、１ｃ）に対して共通のものと
し、さらに、 前記圧油供給管路（４）上に設けられ、前記油圧ポンプ
（１）の各圧油吐出口（１ｂ、１ｃ）から吐出された各
圧油の最小圧力よりも大きい圧力の圧油を前記第１の駆
動圧油および前記パイロット圧油として前記第１の制御
弁（１９）に対して出力するとともに、前記油圧ポンプ
（１）の各圧油吐出口（１ｂ、１ｃ）から吐出された各
圧油の最小圧力よりも大きい圧力の圧油を前記第２の駆
動圧油として前記第２の制御弁（１８）に対して出力す
る減圧弁（５）を具えた油圧ポンプの制御装置。4. A hydraulic pump (1) provided with a hydraulic oil discharge port and swash plate drive means (17) for driving a swash plate (1a) of the hydraulic pump (1) by inputting control hydraulic oil. ), The pressure oil discharged from the pressure oil discharge port of the hydraulic pump (1) is input as first drive pressure oil and pilot pressure oil via a pressure oil supply pipe (4), and A first control valve (19) for outputting a first control pressure oil to a driving means (17); and a pressure oil discharged from the pressure oil discharge ports (1b, 1c) of the hydraulic pump (1). A second control valve (18) which is inputted as a second driving pressure oil via the pressure oil supply pipe (4) and outputs a second control pressure oil to the swash plate driving means (17). In the control device for a hydraulic pump, the hydraulic pump (1) is provided with a plurality of (1b,
1c), the swash plate driving means (17) is common to the plurality of pressure oil discharge ports (1b, 1c) of the hydraulic pump (1), and further, the pressure oil supply pipe ( 4) The pressure oil having a pressure greater than the minimum pressure of each pressure oil discharged from each pressure oil discharge port (1b, 1c) of the hydraulic pump (1) is provided on the first drive pressure oil and The hydraulic pressure is output to the first control valve (19) as the pilot pressure oil and is lower than the minimum pressure of each pressure oil discharged from each pressure oil discharge port (1b, 1c) of the hydraulic pump (1). A control device for a hydraulic pump, comprising: a pressure reducing valve (5) for outputting high pressure oil as the second drive pressure oil to the second control valve (18).
た圧油の流量を制御する流量制御弁をさらに具え、 前記第１の制御弁（１９）は、前記油圧ポンプ（１）の
馬力が一定の馬力を越えない第１の制御圧油を前記斜板
駆動手段（１７）に出力するものであり、 前記第２の制御弁（１８）は、前記流量制御弁に流入さ
れる圧油の圧力と当該流量制御弁から流出される圧油の
圧力との差圧を所望の設定差圧にする第２の制御圧油を
前記斜板駆動手段（１７）に出力するものである請求項
４記載の油圧ポンプの制御装置。5. The hydraulic pump according to claim 1, further comprising a flow control valve for controlling a flow rate of the hydraulic oil discharged from the hydraulic pump, wherein the first control valve has a constant horsepower of the hydraulic pump. And outputs the first control pressure oil that does not exceed the horsepower to the swash plate driving means (17). The second control valve (18) controls the pressure of the pressure oil flowing into the flow control valve. 5. A swash plate driving means (17) for outputting a second control pressure oil for making a pressure difference between the pressure of the pressure oil flowing out of the flow control valve and a desired pressure difference. Hydraulic pump control device.
（１）と、前記油圧ポンプ（１）の前記圧油吐出口から
吐出された圧油が駆動圧油またはパイロット圧油として
入力され、前記油圧ポンプ（１）の斜板（１ｂ、１ｃ）
を駆動制御する斜板駆動制御手段（１６）とを具えた油
圧ポンプの制御装置において、 前記油圧ポンプ（１）に前記圧油吐出口を複数（１ｂ、
１ｃ）設けるとともに、 前記斜板駆動制御手段（１６）を、前記油圧ポンプ
（１）の複数の圧油吐出口（１ｂ、１ｃ）に対して共通
のものとし、さらに、 チェック弁（６、７）またはシャトル弁（２１）を用い
て、前記油圧ポンプ（１）の各圧油吐出口（１ｂ、１
ｃ）から吐出された各圧油の最小圧力よりも大きい圧力
の圧油を前記駆動圧油または前記パイロット圧油として
前記斜板駆動制御手段（１６）に入力させるようにした
油圧ポンプの制御装置。6. A hydraulic pump (1) provided with a pressure oil discharge port, and pressure oil discharged from the pressure oil discharge port of the hydraulic pump (1) is input as drive pressure oil or pilot pressure oil, Swash plate (1b, 1c) of the hydraulic pump (1)
And a swash plate drive control means (16) for controlling the operation of the hydraulic pump (1), wherein the hydraulic pump (1) is provided with a plurality (1b,
1c) In addition, the swash plate drive control means (16) is common to the plurality of pressure oil discharge ports (1b, 1c) of the hydraulic pump (1), and the check valves (6, 7) ) Or a shuttle valve (21), and each hydraulic oil discharge port (1b, 1b, 1b, 1b) of the hydraulic pump (1) is used.
c) a control device for a hydraulic pump which inputs pressure oil having a pressure greater than the minimum pressure of each pressure oil discharged from c) to the swash plate drive control means (16) as the drive pressure oil or the pilot pressure oil. .
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP10205134A JP2000038991A (en) | 1998-07-21 | 1998-07-21 | Control device for hydraulic pump |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP10205134A JP2000038991A (en) | 1998-07-21 | 1998-07-21 | Control device for hydraulic pump |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JP2000038991A true JP2000038991A (en) | 2000-02-08 |
Family
ID=16501996
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP10205134A Pending JP2000038991A (en) | 1998-07-21 | 1998-07-21 | Control device for hydraulic pump |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP2000038991A (en) |
Cited By (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| KR100765944B1 (en) * | 2000-10-19 | 2007-10-11 | 가부시키가이샤 고마쓰 세이사쿠쇼 | Control unit for pump |
| JP2008157161A (en) * | 2006-12-26 | 2008-07-10 | Kanzaki Kokyukoki Mfg Co Ltd | Multi-pump unit and vehicle equipped with multi-pump unit |
| JP2008291913A (en) * | 2007-05-24 | 2008-12-04 | Kayaba Ind Co Ltd | Hydraulic circuit of piston pump |
-
1998
- 1998-07-21 JP JP10205134A patent/JP2000038991A/en active Pending
Cited By (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| KR100765944B1 (en) * | 2000-10-19 | 2007-10-11 | 가부시키가이샤 고마쓰 세이사쿠쇼 | Control unit for pump |
| JP2008157161A (en) * | 2006-12-26 | 2008-07-10 | Kanzaki Kokyukoki Mfg Co Ltd | Multi-pump unit and vehicle equipped with multi-pump unit |
| JP2008291913A (en) * | 2007-05-24 | 2008-12-04 | Kayaba Ind Co Ltd | Hydraulic circuit of piston pump |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| JP5357864B2 (en) | Hydraulic circuit for construction machinery | |
| JP5996778B2 (en) | Hydraulic drive unit for construction machinery | |
| KR100228539B1 (en) | Hydraulic circuit appatatus for hydraulic operating machine | |
| US10107311B2 (en) | Hydraulic drive system for construction machine | |
| JPH11218102A (en) | Pressurized oil supply device | |
| US8607557B2 (en) | Hydraulic control system for excavator | |
| JP2004278678A (en) | Hydraulic circuit for working machine | |
| JP2007024103A (en) | Hydraulic drive mechanism | |
| JP2017089865A (en) | Hydraulic driving device | |
| JP2003004003A (en) | Hydraulic control circuit of hydraulic shovel | |
| JP2006342663A (en) | Hydraulic control circuit of hydraulic backhoe | |
| JP6262676B2 (en) | Hydraulic drive unit for construction machinery | |
| JP2000282515A (en) | Hydraulic control circuit of construction machine | |
| JP2000038991A (en) | Control device for hydraulic pump | |
| JP5791360B2 (en) | Hydraulic circuit for construction machinery | |
| JPH0925652A (en) | Control circuit of construction machinery | |
| JP2006505750A (en) | Hydraulic dual circuit system | |
| JP2007120573A (en) | Hydraulic control device | |
| JP5004665B2 (en) | Piston pump hydraulic circuit | |
| JP2003343511A (en) | Hydrodynamic drive apparatus for construction machine | |
| KR20170026553A (en) | Hydraulic circuit for construction machine | |
| JP2000179502A (en) | Control unit of hydraulic pump | |
| JP2000230501A (en) | Hydraulic circuit, priority valve block and operational valve block aggregate | |
| JP4922068B2 (en) | Hydraulic circuit of swash plate type double piston pump | |
| JP2001271806A (en) | Controller for work machine |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| A621 | Written request for application examination |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621 Effective date: 20040810 |
|
| A977 | Report on retrieval |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007 Effective date: 20070905 |
|
| A131 | Notification of reasons for refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131 Effective date: 20071002 |
|
| A02 | Decision of refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A02 Effective date: 20080219 |