JP2005201076A - 可変容量型油圧ポンプの傾転制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】 容量可変部を正，逆方向に傾転して圧油の吐出方向を両方向に切換えると共に、カットオフバルブ等を不要にして回路構造を簡略化し小型化を図る。
【解決手段】 油圧ポンプ１の容量を原動機の馬力特性の範囲内に制限する容量制御弁３１の油圧パイロット部３４には、油圧ポンプ１の吐出圧力Ｐx1を受圧する第１の受圧部３４Ｂと、油圧ポンプ１と一緒に原動機により駆動される他のポンプ５１の吐出圧力Ｐx2を受圧する第２の受圧部３４Ｃとを設ける。容量制御弁２６，３１の制御スリーブ２７，３２と斜板２１との間に設けるフィードバック機構３６は、斜板２１の傾転動作を軸方向変位に変換して取出す変換部３７と、変換部３７で取出した軸方向変位により回転軸１３の軸方向に平行移動する並進バー３９等とにより構成する。
【選択図】 図７

Description

本発明は、例えばホイールローダ、ホイール式の油圧ショベル、油圧クレーンまたはクローラ式の油圧ショベル、油圧クレーン等の作業車両に好適に用いられる可変容量型油圧ポンプの傾転制御装置に関する。

一般に、建設機械等の作業車両に用いられる油圧動力伝達機構（以下、ＨＳＴという）には、例えば油圧源となる可変容量型油圧ポンプと油圧モータ等の油圧アクチュエータとの間を油圧閉回路により接続する構成とした閉回路方式のＨＳＴと、油圧ポンプと油圧アクチュエータとの間を油圧開回路により接続する構成とした開回路方式のものとがある。

そして、閉回路方式のＨＳＴに用いられる可変容量型油圧ポンプには、例えば斜板等の容量可変部を傾転制御するための傾転制御装置が設けられ、この傾転制御装置は、油圧ポンプの容量可変部（斜板）を傾転駆動する斜板制御シリンダ等の傾転アクチュエータを備えている（例えば、特許文献１参照）。

また、この場合の傾転制御装置には、傾転制御圧を発生するチャージポンプ等の制御ポンプと前記傾転アクチュエータとの間に、電磁弁からなる切換弁と所謂カットオフバルブと呼ばれるパイロット操作切換弁等とが設けられている。

そして、前記電磁弁からなる切換弁は、例えば車両の走行方向を切換える前後進切換弁等の方向切換弁により構成され、前記傾転アクチュエータに給排する傾転制御圧の方向を正，逆に切換えることにより、油圧ポンプの容量可変部を傾転角零の中立位置から正，逆の両方向に傾転させるものである。

また、前記パイロット操作切換弁（カットオフバルブ）は、前記油圧ポンプと一緒に原動機によって駆動される他のポンプの吐出圧力を、前記油圧ポンプの吐出圧力と共に受圧し合計の圧力が設定圧力を越えたときに、前記容量可変部の傾転角を小さくするように前記傾転制御圧を切換制御し、前記油圧ポンプの容量を減少させることによって前記原動機の負荷を軽減するものである。

そして、このようなカットオフバルブを用いることにより、例えば作業車両を走行駆動しながら掘削作業等を行うときに、走行駆動力と掘削作業に伴うリフト力（持上げ力）とをマッチングさせ、走行駆動力の方がリフト力よりも過大となってタイヤ（車輪）が早期に摩耗される等の不具合を解消するものである。

一方、油圧ショベル等の建設機械には、開回路方式の油圧回路等に一般的に採用され、容量可変部を一方向のみに傾転させることを前提とした可変容量型油圧ポンプの傾転制御装置も多く用いられている。そして、この場合の可変容量型油圧ポンプは、ディーゼルエンジン等の原動機で回転軸が一方向に回転駆動されることにより、タンクから吸込んだ作動油を高圧の圧油として一方向に吐出し、この圧油を作業用油圧シリンダ、走行用または旋回用油圧モータ等の各油圧アクチュエータに向けて供給するものである（例えば、特許文献２，３参照）。

そして、この従来技術による可変容量型油圧ポンプの傾転制御装置は、傾転制御圧が給排されることにより油圧ポンプの容量可変部を傾転駆動する傾転アクチュエータと、制御スリーブ内にスプールが設けられ該傾転アクチュエータに給排する傾転制御圧を外部からの指令信号に従って制御する第１の容量制御弁と、前記油圧ポンプの容量を前記原動機の馬力特性の範囲内に制限するため馬力制御スプールが制御スリーブ内に設けられ前記油圧ポンプの吐出圧力に従って前記傾転制御圧を制御する第２の容量制御弁と、前記第１，第２の容量制御弁の制御スリーブを前記容量可変部の傾転動作に追従してフィードバック制御するフィードバック機構等とから構成されている。

この場合、外部からの指令信号に従って第１の容量制御弁のスプールが摺動変位すると、傾転制御圧が切換制御されることにより傾転アクチュエータが作動して容量可変部が傾転駆動され、例えば油圧ポンプの容量が傾転角に応じて増減される。また、第２の容量制御弁は、油圧ポンプの吐出圧力が上昇するに従ってポンプ容量を減少させるように傾転制御圧を制御し、原動機の限られた馬力特性の範囲内で油圧ポンプの容量制御（傾転制御）を行わしめるものである。

そして、このときには容量可変部の傾転動作に伴ってフィードバック機構が作動することにより、例えばフィードバックリンク等の回動変位が前記第１，第２の容量制御弁の制御スリーブに伝達され、これらの制御スリーブを前記スプールと同方向に摺動変位させるようにレギュレータがフィードバック制御されるものである。

特開昭６３−２５９１８２号公報 ＷＯ９５／１５４４１ 特開２００３−２６９３２４号公報

ところで、上述した従来技術（特許文献１）による可変容量型油圧ポンプの傾転制御装置は、油圧モータ等の油圧アクチュエータと油圧ポンプとの間を、例えば油圧閉回路で接続し、容量可変部を中立位置から正，逆の両方向に傾転させて油圧ポンプによる圧油の吐出方向を両方向に切換えることを前提としたものである。

しかし、この場合の傾転制御装置は、油圧ポンプの容量可変部を傾転駆動する傾転アクチュエータと制御ポンプとの間に、例えば車両の走行方向を切換える前後進切換弁等の切換弁を設けている上に、所謂カットオフバルブと呼ばれるパイロット操作切換弁等も設ける構成であるために、油圧回路の構造が複雑化し、組立時の作業性を向上させることが難しいという問題がある。

また、例えば作業車両を走行駆動しながら掘削作業等を行うときに、走行駆動力と掘削作業時のリフト力（持上げ力）とのマッチングを図るパイロット操作切換弁（カットオフバルブ）等は、油圧ポンプの容量可変部を傾転駆動するときにフィードバック制御されるものではないため、油圧ポンプの容量制御を行う上で原動機の限られた馬力特性を有効に活用することが難しいという問題がある。

また、このようなカットオフバルブは、油圧ポンプの容量可変部を傾転駆動する傾転アクチュエータと前後進切換弁との間に設けられるため、これによっても油圧回路の構造が複雑化し、傾転制御装置全体を小型化してコンパクトに構成する上で障害になるという問題がある。

一方、他の従来技術（特許文献２，３）による可変容量型油圧ポンプの傾転制御装置は、所謂油圧開回路等に一般的に採用されるように、容量可変部を一方向のみに傾転させることを前提としたもので、油圧モータ等の油圧アクチュエータと油圧ポンプとの間を、例えば油圧閉回路で接続し、容量可変部を両方向に傾転させて油圧ポンプによる圧油の吐出方向を両方向に切換えて用いる場合には、下記のような問題が生じるものである。

即ち、この場合の可変容量型油圧ポンプは、斜板等の容量可変部を例えば傾転角零の中立位置を基準として一方向（例えば、正方向）にのみ傾転駆動する構成としたもので、前記中立位置を基準として正，逆の両方向に傾転する場合を想定して設計したものではない。

このため、このような可変容量型油圧ポンプは、油圧モータ等の油圧アクチュエータに対し、例えば油圧閉回路を用いて接続しようとすると、前記中立位置を基準として正方向と逆方向とに容量可変部が傾転駆動されるように大幅な設計変更を行う必要が生じる。

しかも、このような可変容量型油圧ポンプの傾転制御装置は、例えば容量可変部を正方向に傾転する場合と逆方向に傾転する場合とで、第１，第２の容量制御弁の制御スリーブが逆向きにフィードバック（摺動変位）されることになり、制御スリーブのフィードバック制御等を円滑に行うことができないという問題がある。

本発明は上述した従来技術の問題に鑑みなされたもので、本発明の目的は、容量可変部を正方向と逆方向に傾転して圧油の吐出方向を両方向に切換えることができると共に、第１，第２の容量制御弁のフィードバック制御を円滑に行うことができ、全体の構造も簡素化して小型化を図ることができるようにした可変容量型油圧ポンプの傾転制御装置を提供することにある。

また、本発明の他の目的は、原動機の限られた馬力特性を有効に活用してポンプ容量を安定して制御できると共に、カットオフバルブ等を不要にして回路構造を簡略化することができ、生産性の向上、コストの低減化等を図ることができるようにした可変容量型油圧ポンプの傾転制御装置を提供することにある。

さらに、本発明の別の目的は、例えば走行用油圧回路に適用した場合にも、モータ停止時に回路内に発生するブレーキ圧によってポンプ容量が変化するのを抑えることができ、モータ停止時のフィーリングを向上できるようにした可変容量型油圧ポンプの傾転制御装置を提供することにある。

上述した課題を解決するため、本発明は、容量可変部を有し回転軸が原動機によって回転駆動される可変容量型の油圧ポンプと、傾転制御圧が給排されることにより該油圧ポンプの容量可変部を傾転駆動する傾転アクチュエータと、制御スリーブ内にスプールが設けられ該傾転アクチュエータに給排する前記傾転制御圧を外部からの指令信号に従って制御する第１の容量制御弁と、前記油圧ポンプの容量を前記原動機の馬力特性の範囲内に制限するため馬力制御スプールが制御スリーブ内に設けられ少なくとも前記油圧ポンプの吐出圧力に従って前記傾転制御圧を制御する第２の容量制御弁と、前記第１，第２の容量制御弁の制御スリーブを前記容量可変部の傾転動作に追従してフィードバック制御するフィードバック機構とからなる可変容量型油圧ポンプの傾転制御装置に適用される。

そして、請求項１の発明が採用する構成の特徴は、前記油圧ポンプは、前記傾転アクチュエータにより容量可変部を傾転角零の中立位置から正方向と逆方向とに傾転駆動する構成とし、前記フィードバック機構は、前記容量可変部が中立位置にあるときに前記油圧ポンプの回転軸に沿った軸方向一側の初期位置となり、前記容量可変部が正，逆方向に傾転駆動されるときには前記初期位置から軸方向他側に向けて変位するように前記容量可変部の傾転動作を軸方向変位に変換して取出す変換部と、該変換部を前記第１の容量制御弁の制御スリーブと第２の容量制御弁の制御スリーブとに接続して設けられ該変換部で取出した軸方向変位を前記各制御スリーブに伝える変位伝達部とにより構成したことにある。

また、請求項２の発明によると、前記フィードバック機構の変位伝達部は、前記容量可変部が傾転するときに前記各制御スリーブと一緒に前記回転軸の軸方向に沿って並進運動する並進部材により構成している。

また、請求項３の発明によると、前記第２の容量制御弁は油圧パイロット部を有した油圧サーボ弁によって構成し、該油圧パイロット部は、前記油圧ポンプの吐出圧力を受圧する第１の受圧部と、該油圧ポンプと一緒に前記原動機により駆動される他のポンプの吐出圧力を受圧する第２の受圧部とを備えてなる構成としている。

また、請求項４の発明によると、前記第２の容量制御弁は、前記油圧ポンプによる吐出圧力と前記他のポンプによる吐出圧力との合計の圧力が予め決められた設定圧力を越えたときに前記油圧ポンプの容量が減少する方向に前記馬力制御スプールを変位させ、前記油圧ポンプの容量を前記原動機の馬力特性の範囲内に制限する構成としている。

一方、請求項５の発明によると、前記第１，第２の容量制御弁と前記傾転アクチュエータとの間には、前記容量可変部を中立位置から正方向と逆方向とに傾転駆動するために、前記傾転制御圧の給排方向を切換える方向切換弁を設けてなる構成としている。

また、請求項６の発明によると、前記油圧ポンプは、作業車両の油圧モータに圧油を給排するため該油圧モータとの間を一対の主管路を介して接続する構成とし、該一対の主管路の間には、前記油圧ポンプの吐出圧力を前記第２の容量制御弁に供給するため前記方向切換弁に連動して切換操作される圧力選択弁を設け、該圧力選択弁は、中立位置のときに前記各主管路を互いに連通させ中立位置から切換わったときには前記各主管路のうち油圧ポンプの吐出側となる主管路の圧力を前記前記第２の容量制御弁に向けて選択的に流通させる構成としている。

さらに、請求項７の発明によると、前記油圧ポンプは、前記回転軸が回転可能に設けられる筒状のケーシングと、前記回転軸と一体に回転するように該ケーシング内に設けられ周方向に離間して軸方向に延びる複数のシリンダを有したシリンダブロックと、該シリンダブロックの各シリンダに往復動可能に挿嵌された複数のピストンと、該各ピストンの端部に装着されたシューが摺動する摺動面を有し前記容量可変部となってケーシング内に傾転可能に設けられた斜板とを備え、前記傾転アクチュエータは、前記回転軸の径方向に離間して前記ケーシング内に設けられ前記斜板を中立位置から正，逆方向に傾転駆動する傾転ピストンによって構成し、前記第１，第２の容量制御弁は、該傾転ピストンから離間して前記ケーシングに設けられ前記各制御スリーブをフィードバック機構を介して前記斜板に連結する構成とし、前記フィードバック機構の変位伝達部は、その途中部位を前記ケーシングに対し前記回転軸の軸方向に沿って移動可能または揺動可能に取付ける構成としている。

上述の如く、請求項１に記載の発明は、油圧ポンプの容量可変部を傾転アクチュエータで傾転角零の中立位置から正方向と逆方向とに傾転駆動する構成としているので、例えば容量可変部を正方向に傾転している状態では油圧ポンプから油圧アクチュエータに対し、例えば油圧閉回路を通じて一方向に圧油を給排することができ、容量可変部を逆方向に傾転したときには油圧ポンプから油圧アクチュエータに対して他方向（逆方向）に圧油を給排することができる。また、フィードバック機構を変換部と変位伝達部とにより構成しているので、容量可変部が中立位置にあるときにはフィードバック機構が油圧ポンプの回転軸に沿った軸方向一側の初期位置となり、前記容量可変部が正，逆方向に傾転駆動されるときには前記初期位置から軸方向他側に向けて変位するように、変換部によって容量可変部の傾転動作を軸方向変位に変換して取出すことができる。そして、変位伝達部は、このような軸方向変位を第１の容量制御弁の制御スリーブと第２の容量制御弁の制御スリーブとに伝えることができ、これらの制御スリーブをスプールと同方向に摺動変位させるように第１、第２の容量制御弁をフィードバック制御することができる。

従って、当該油圧ポンプを油圧アクチュエータに対し例えば油圧閉回路を用いて接続した場合にも、容量可変部を中立位置から正方向と逆方向とにそれぞれ傾転して圧油の吐出量を両方向で制御できると共に、容量可変部が正，逆いずれの方向に傾転されるときにも第１、第２の容量制御弁のフィードバック制御を円滑に行うことができる。そして、制御スリーブ内にスプールを有したサーボ弁により第１、第２の容量制御弁を構成できるので、傾転制御装置全体の構造を簡素化することができる。また、当該油圧ポンプは、所謂油圧開回路に適用しても油圧アクチュエータに圧油を給排することができるので、油圧閉回路と開回路との双方に適用でき、汎用性を高めて生産性の向上、コストの低減化等を図ることができる。

また、請求項２に記載の発明は、フィードバック機構の変位伝達部を、容量可変部が傾転するときに第１の容量制御弁の制御スリーブ、第２の容量制御弁の制御スリーブと一緒に回転軸の軸方向に沿って並進運動する並進部材により構成しているので、容量可変部が傾転するときに変換部により変換して取出される軸方向変位を、回転軸の軸方向に沿った並進部材の並進運動として第１、第２の容量制御弁の制御スリーブに伝えることができ、これらの制御スリーブを円滑にフィードバック制御することができる。

また、請求項３に記載の発明によると、第２の容量制御弁は、油圧ポンプの吐出圧力を受圧する第１の受圧部と、該油圧ポンプと一緒に前記原動機により駆動される他のポンプの吐出圧力を受圧する第２の受圧部とからなる油圧パイロット部を有する構成としているので、前記油圧ポンプと他のポンプとの吐出圧力に従って第２の容量制御弁の馬力制御スプールを変位させることができ、傾転アクチュエータに給排する傾転制御圧を容量可変部の傾転角が減少する方向に制御できると共に、従来技術のようにカットオフバルブ等を設ける必要がなくなり、油圧回路の構造を簡素化して組立時の作業性を向上させることができる。

また、請求項４に記載の発明は、油圧ポンプによる吐出圧力と他のポンプによる吐出圧力との合計の圧力が予め決められた設定圧力を越えたときに前記油圧ポンプの容量が減少する方向に第２の容量制御弁の馬力制御スプールを変位させ、前記油圧ポンプの容量を原動機の馬力特性の範囲内に制限する構成としているので、原動機の限られた馬力特性を有効に活用して油圧ポンプの容量を安定して制御でき、カットオフバルブ等を不要にし油圧回路の構造を簡略化できると共に、組立時の作業性を向上させ、生産性の向上、コストの低減化等を図ることができる。

一方、請求項５に記載の発明は、第１，第２の容量制御弁と傾転アクチュエータとの間に設けた方向切換弁を切換制御することにより、前記傾転アクチュエータに対する傾転制御圧の給排方向を切換えることができ、この傾転制御圧に従って容量可変部を中立位置から正方向と逆方向とに傾転駆動することができる。また、これによって第１、第２の容量制御弁を含めた傾転制御装置全体の構造を簡素化でき、生産性の向上、コストの削減化等を図ることができる。

また、請求項６に記載の発明は、油圧ポンプから吐出される圧油を作業車両の油圧モータに給排する一対の主管路の間に、方向切換弁に連動して切換操作される圧力選択弁を設ける構成としているので、該圧力選択弁が中立位置にあるときには、前記一対の主管路間を連通状態に保つことができ、中立位置から切換わったときには前記各主管路のうち油圧ポンプの吐出側となる主管路の圧力を油圧ポンプの吐出圧力として第２の容量制御弁に選択的に供給することができる。

そして、傾転アクチュエータに対する傾転制御圧の給排方向を切換える方向切換弁に連動して圧力選択弁は切換操作されるので、例えば走行途中の作業車両を停止させるために方向切換弁を中立位置に戻したときには、これに連動して圧力選択弁も中立位置に戻すことができ、この中立位置では前記一対の主管路間を連通状態に保つことによって、例えば走行用の油圧モータを慣性回転させることができる。このため、作業車両の停止操作時に慣性走行が可能となり、走行用の油圧モータの停止時に回路内に発生するブレーキ圧によって、油圧ポンプの容量が変化するのを抑えることができると共に、モータ停止時のフィーリングを向上でき、自然な停止フィーリングを実現することができる。

さらに、請求項７に記載の発明は、制御対象の油圧ポンプとして斜板式の可変容量型油圧ポンプを用い、第１、第２の容量制御弁は、それぞれの制御スリーブをフィードバック機構を介して斜板に連結する構成とし、フィードバック機構の変位伝達部は、その途中部位を油圧ポンプのケーシングに対し回転軸の軸方向に沿って移動可能または揺動可能に取付ける構成としているので、斜板式の可変容量型油圧ポンプを油圧アクチュエータに対し油圧閉回路を用いて接続した場合でも、斜板を傾転角零の中立位置から正方向と逆方向とにそれぞれ傾転でき、圧油の吐出量を両方向で制御できると共に、斜板が正，逆いずれの方向に傾転されるときにも第１、第２の容量制御弁のフィードバック制御を円滑に行うことができる。

以下、本発明の実施の形態による可変容量型油圧ポンプの傾転制御装置を、例えばホイールローダ等のホイール式作業車両における走行用油圧回路に適用した場合を例に挙げ、添付図面に従って詳細に説明する。

ここで、図１ないし図１２は本発明の第１の実施の形態を示している。図中、１は可変容量型油圧ポンプとしての斜板式可変容量型油圧ポンプで、該油圧ポンプ１は、後述のケーシング１１、回転軸１３、シリンダブロック１４、弁板１９および斜板２１等によって構成されるものである。

また、油圧ポンプ１は、例えばディーゼルエンジン等の原動機２により回転軸１３が回転駆動され、図１に示す如く一対の主管路３Ａ，３Ｂ内に圧油を流通させるものである。そして、油圧ポンプ１は、主管路３Ａ，３Ｂを介して後述の油圧モータ５に接続され、所謂油圧閉回路４を構成しているものである。また、原動機２は、油圧ポンプ１と一緒に後述のパイロットポンプ４１および他のポンプ５１等を回転駆動する共通の駆動源となっている。

５は油圧アクチュエータとしての走行用油圧モータで、該油圧モータ５は、例えば減速機６を介してホイール式作業車両の車輪７，７に連結されている。そして、油圧モータ５は、油圧ポンプ１からの圧油が主管路３Ａ，３Ｂを介して給排されることにより、車輪７を回転駆動して作業車両を走行駆動するものである。また、主管路３Ａ，３Ｂ間には、後述のシャトル弁４９等が設けられている。

１１は油圧ポンプ１の外殻となるケーシングで、該ケーシング１１は、図２、図３に示すように筒状のケーシング本体１１Ａと、該ケーシング本体１１Ａの両端側を閉塞したフロントケーシング１１Ｂ、リヤケーシング１１Ｃとから構成されている。そして、リヤケーシング１１Ｃには、一対の給排通路１２Ａ，１２Ｂが設けられ、該給排通路１２Ａ，１２Ｂは、図１、図３に示す主管路３Ａ，３Ｂに接続されるものである。

また、ケーシング本体１１Ａの外周側には、図３に示す如く後述するレギュレータ２４の弁ハウジング２５内と連通する開口部１１Ｄとドレン通路１１Ｅとが形成されている。そして、ケーシング本体１１Ａの開口部１１Ｄ内には、後述の並進バー３９がガイド部材４０等を介してスライド可能に取付けられている。また、ケーシング１１内はドレン室となって後述のタンク４２に接続されるものである。

１３はケーシング１１内に回転可能に設けられた回転軸で、該回転軸１３は、フロントケーシング１１Ｂとリヤケーシング１１Ｃとにそれぞれ軸受を介して回転可能に支持され、フロントケーシング１１Ｂから軸方向に突出する突出端１３Ａ側が、図１に示す原動機２により回転駆動されるものである。

１４は回転軸１３と一体的に回転するようにケーシング１１内に設けられたシリンダブロックで、該シリンダブロック１４には、その周方向に離間して軸方向に延びる複数のシリンダ１５，１５，…が設けられている。

１６，１６，…はシリンダブロック１４の各シリンダ１５内にそれぞれ摺動可能に挿嵌されたピストンで、該各ピストン１６は、後述の斜板２１が正，逆方向に傾転されたときに、シリンダブロック１４の回転に伴ってシリンダ１５内を往復動し、吸入行程と吐出行程とを繰返すものである。

また、ピストン１６の一端側は、図２ないし図６に示すようにシリンダブロック１４のシリンダ１５から回転軸１３の軸方向に突出し、該ピストン１６の突出端側には、シュー１７，１７，…がそれぞれ揺動可能に取付けられている。

１８は各シュー１７を斜板２１に対して保持する環状のシュー押えで、該シュー押え１８は、図３ないし図６に示す如く後述する斜板２１の摺動面２１Ａに向けてシュー１７をそれぞれ押圧し、斜板２１の摺動面２１Ａ上で各シュー１７が環状軌跡を描くように摺動変位するのを補償するものである。

１９はケーシング１１内に位置してリヤケーシング１１Ｃとシリンダブロック１４との間に設けられた弁板で、該弁板１９は、シリンダブロック１４の端面に摺接し、シリンダブロック１４を回転軸１３と一緒に回転可能に支持している。また、弁板１９には、図３に示す如く眉形状をなす一対の給排ポート１９Ａ，１９Ｂが形成され、これらの給排ポート１９Ａ，１９Ｂは、リヤケーシング１１Ｃの給排通路１２Ａ，１２Ｂと連通しているものである。

そして、弁板１９の給排ポート１９Ａ，１９Ｂは、シリンダブロック１４の回転時に各シリンダ１５と間欠的に連通し、一方の給排通路１２Ａ（または１２Ｂ）側から各シリンダ１５内に吸込まれた作動油をピストン１６により加圧させると共に、各シリンダ１５内で高圧状態となった圧油を他方の給排通路１２Ｂ（または１２Ａ）から吐出させる機能を有している。

２０は回転軸１３の周囲に位置してフロントケーシング１１Ｂに設けられた斜板支持体で、該斜板支持体２０は、斜板２１の裏面側に位置し、斜板２１を傾転可能に支持するための傾転支持面２０Ａを有している。そして、該傾転支持面２０Ａは、図５に示すように凹湾曲面形状をなし、斜板２１を矢示Ａ，Ｂ方向に傾転中心Ｃの回りで摺動可能に案内するものである。

２１はケーシング１１内に斜板支持体２０を介して傾転可能に設けられた容量可変部としての斜板で、該斜板２１は、表面側が各シュー１７に対する摺動面２１Ａとなり、裏面側は斜板支持体２０の傾転支持面２０Ａに嵌合される凸湾曲状の傾転案内面２１Ｂとなっている。

ここで、斜板２１の傾転案内面２１Ｂは、図５ないし図７に示すように傾転中心Ｃから半径Ｒの円弧面として形成され、傾転中心Ｃは、回転軸１３の軸線Ｏ−Ｏ上に配置されるものである。そして、斜板２１は、図５、図８に示す傾転角零の中立位置から正方向（矢示Ａ方向）と逆方向（矢示Ｂ方向）とに後述の傾転アクチュエータ２２，２３を用いて傾転駆動され、このときの傾転角θに応じて油圧ポンプ１の容量（圧油の吐出量Ｑ）が可変に制御されるものである。

２２，２３は斜板２１を傾転駆動する一対の傾転アクチュエータで、該傾転アクチュエータ２２，２３は、図２ないし図６に示すようにシリンダブロック１４の径方向外側に位置してケーシング本体１１Ａに形成されたシリンダ穴２２Ａ，２３Ａと、該シリンダ穴２２Ａ，２３Ａ内に摺動可能に挿嵌され、該シリンダ穴２２Ａ，２３Ａとの間に液圧室２２Ｂ，２３Ｂを画成した傾転ピストン２２Ｃ，２３Ｃと、液圧室２２Ｂ，２３Ｂ内に配設され、該傾転ピストン２２Ｃ，２３Ｃを斜板２１側に向けて常時付勢したスプリング２２Ｄ，２３Ｄとにより構成されている。

ここで、傾転アクチュエータ２２，２３は、ケーシング本体１１Ａに対しシリンダブロック１４の径方向で互いに対向する位置に配設され、傾転ピストン２２Ｃ，２３Ｃによって斜板２１を矢示Ａ，Ｂ方向に傾転駆動する。即ち、傾転アクチュエータ２２，２３の液圧室２２Ｂ，２３Ｂは、図３、図７に示すように後述の制御管路４５Ｂ，４５Ａに接続され、傾転制御圧が給排される。

そして、この傾転制御圧で傾転ピストン２３Ｃが図６に示す如くシリンダ穴２３Ａ内から伸長し、傾転ピストン２２Ｃがシリンダ穴２２Ａ内に縮小するときには、斜板２１が傾転ピストン２３Ｃによって矢示Ａ方向（正方向）に傾転駆動される。また、傾転ピストン２２Ｃがシリンダ穴２２Ａ内から伸長し、傾転ピストン２３Ｃがシリンダ穴２３Ａ内へと縮小するときには、斜板２１が傾転ピストン２２Ｃによって矢示Ｂ方向（逆方向）に傾転駆動されるものである。

２４は傾転アクチュエータ２２，２３に対し傾転制御圧を給排するレギュレータで、該レギュレータ２４は、図３、図４に示す如く後述する第１，第２の容量制御弁２６，３１からなり、これらの容量制御弁２６，３１に共通の弁ハウジング２５を有している。そして、レギュレータ２４の弁ハウジング２５は、ケーシング１１の外側面に液密に固定して設けられ、後述の制御スリーブ２７，３２およびスプール２８，３３等は、回転軸１３（図４、図７に示す軸線Ｏ−Ｏ）と平行に延びるように配設されている。

また、弁ハウジング２５には、回転軸１３の径方向に離間して軸線Ｏ−Ｏと平行に延びる２つのスリーブ摺動穴２５Ａ，２５Ｂと、該スリーブ摺動穴２５Ａ，２５Ｂの軸方向に離間した傾転制御圧の給排ポート２５Ｃ，２５Ｄ等とが設けられている。そして、弁ハウジング２５の給排ポート２５Ｃは、後述の制御管路４３Ａを介してパイロットポンプ４１の吐出側に接続され、給排ポート２５Ｄは後述の制御管路４３Ｂに接続されている。

２６はレギュレータ２４の一部を構成する第１の容量制御弁で、該第１の容量制御弁２６は、後述する走行操作弁４７の操作（外部からの指令信号）に従って傾転制御圧を可変に制御する外部指令式の油圧サーボ弁からなり、後述の制御スリーブ２７、スプール２８、油圧パイロット部２９および弁ばね３０等によって構成されるものである。

２７は弁ハウジング２５のスリーブ摺動穴２５Ａ内に挿嵌された筒状の制御スリーブで、該制御スリーブ２７は、その軸方向一側の外周に後述の並進バー３９が複数の固定ねじ等を用いて一体的に連結され、並進バー３９の動き（回転軸１３の軸方向に沿った並進運動）に追従して弁ハウジング２５のスリーブ摺動穴２５Ａ内を軸方向（図４中の矢示Ｄ，Ｅ方向）に摺動変位するものである。

２８は制御スリーブ２７内に摺動可能に挿嵌して設けられたスプールで、該スプール２８は、制御スリーブ２７の内周側で弁ハウジング２５の軸方向に摺動変位することにより、給排ポート２５Ｄを給排ポート２５Ｃまたはドレン通路１１Ｅに第２の容量制御弁３１を介して選択的に連通，遮断するものである。

２９はスプール２８の軸方向一側に位置して弁ハウジング２５に設けられた油圧パイロット部で、該油圧パイロット部２９は、後述の弁ばね３０に抗してスプール２８を軸方向に駆動するためのプランジャ２９Ａを有し、後述の指令圧管路４８を介して指令圧が供給される。

そして、油圧パイロット部２９のプランジャ２９Ａは、指令圧管路４８からの指令圧をパイロット圧として受圧することにより、このときのパイロット圧に応じてスプール２８を弁ハウジング２５内で軸方向に摺動変位させ、図７に示す第１の容量制御弁２６を中立位置（イ）から切換位置（ロ），（ハ）に切換えるものである。

３０はスプール２８の軸方向他側と弁ハウジング２５との間に配設された弁ばねを示し、該弁ばね３０は、スプール２８を油圧パイロット部２９側に向けて常時付勢し、例えば図７に示すレギュレータ２４を中立位置（イ）に復帰させるものである。

３１はレギュレータ２４の一部を構成する第２の容量制御弁で、該第２の容量制御弁３１は、後述の図１１に示す特性線５４に沿って所謂定馬力制御を行うため傾転制御圧を可変に制御する馬力制御式の油圧サーボ弁により構成され、油圧ポンプ１による吐出圧力Ｐx1と後述する他のポンプ５１による吐出圧力Ｐx2（具体的には両者の合計の圧力Ｐｔ）に従って、斜板２１の傾転角θを減少させるように後述の制御スリーブ３２内で馬力制御スプール３３を軸方向に摺動変位させるものである。

３２は弁ハウジング２５のスリーブ摺動穴２５Ｂ内に挿嵌された筒状の制御スリーブで、該制御スリーブ３２も第１の容量制御弁２６の制御スリーブ２７と同様に、その軸方向一側の外周に後述の並進バー３９が複数の固定ねじ等を用いて一体的に連結され、並進バー３９の並進運動に追従して弁ハウジング２５のスリーブ摺動穴２５Ｂ内を軸方向（図４中の矢示Ｄ，Ｅ方向）に摺動変位するものである。

３３は制御スリーブ３２内に摺動可能に挿嵌して設けられた馬力制御スプールで、該馬力制御スプール３３は、制御スリーブ３２の内周側で弁ハウジング２５の軸方向に摺動変位することにより、給排ポート２５Ｄを給排ポート２５Ｃまたはドレン通路１１Ｅに制御スリーブ３２を介して選択的に連通，遮断するものである。

３４は馬力制御スプール３３の軸方向他側に位置して弁ハウジング２５に設けられた油圧パイロット部で、該油圧パイロット部３４は、後述の弁ばね３５に抗して馬力制御スプール３３を軸方向に駆動する段付ロッド状のプランジャ３４Ａを有している。

ここで、油圧パイロット部３４のプランジャ３４Ａには、後述の選択管路５０を介して油圧ポンプ１の吐出圧力Ｐx1（負荷圧）を受圧する第１の受圧部３４Ｂと、後述の分岐管路５３を介して他のポンプ５１の吐出圧力Ｐx2（負荷圧）を受圧する第２の受圧部３４Ｃとが設けられている。

そして、油圧パイロット部３４のプランジャ３４Ａは、油圧ポンプ１の吐出圧力Ｐx1と他のポンプ５１からの吐出圧力Ｐx2とを受圧部３４Ｂ，３４Ｃを介して受圧することにより、両者の合計の圧力Ｐｔ（Ｐｔ＝Ｐx1＋Ｐx2）に応じて馬力制御スプール３３を弁ハウジング２５内で軸方向に摺動変位させ、図７に示す第２の容量制御弁３１を中立位置（ニ）から切換位置（ホ），（ヘ）に切換えるものである。

３５はスプール３３の軸方向一側と弁ハウジング２５との間に配設された弁ばねで、該弁ばね３５は、スプール３３を油圧パイロット部３４側に向けて常時付勢している。そして、第２の容量制御弁３１は、油圧パイロット部３４に供給される合計の圧力Ｐｔが予め決められた弁ばね３５の設定圧力を越えたときに、例えば図７に示す中立位置（ニ）から切換位置（ホ）に切換わり、合計の圧力Ｐｔが低下したときには弁ばね３５により中立位置（ニ）に戻されるものである。

３６は斜板２１の傾転動作に追従させてレギュレータ２４の容量制御弁２６，３１をフィードバック制御するフィードバック機構で、該フィードバック機構３６は、図３、図４、図７に示すように斜板２１の側面とレギュレータ２４の制御スリーブ２７，３２との間に設けられた後述の変換部３７および並進バー３９により構成されている。

３７は斜板２１の傾転動作を回転軸１３の軸線Ｏ−Ｏに沿った軸方向変位に変換して取出すための変換部で、該変換部３７は、斜板２１に固定して設けられ斜板２１の側面から突出した係合部としての突起部３８と、後述の並進バー３９に凹形状をなして設けられた被係合部としてのスライダ部３９Ａとにより構成されている。

ここで、変換部３７の突起部３８は、斜板２１の側面に植設されたボルトまたはピン等により円柱状に形成され、斜板２１が図７、図８に示す如く傾転角零の中立位置となったときに回転軸１３の軸線Ｏ−Ｏ上に位置するように配設されている。また、突起部３８は、図８に示す斜板２１の傾転中心Ｃから半径Ｒａだけ離間した位置に配置され、この半径Ｒａは、傾転案内面２１Ｂの半径Ｒよりも小さい半径（Ｒａ＜Ｒ）となっている。

そして、並進バー３９のスライダ部３９Ａは、斜板２１側の突起部３８と摺動可能に係合することにより、斜板２１の傾転動作を後述の如く軸方向変位に変換するものである。また、斜板２１側の突起部３８と並進バー３９のスライダ部３９Ａとは、並進バー３９が斜板２１（突起部３８）に対して回転軸１３の軸方向に相対移動するのを規制し、回転軸１３の軸方向と直交する方向に関しては斜板２１（突起部３８）と並進バー３９とが相対移動するのを許すように両者を相対移動可能に連結している。

３９はフィードバック機構３６の変位伝達部を構成する並進部材としての並進バーで、該並進バー３９は、図３に示す如く後述のガイド部材４０を介してケーシング本体１１Ａの開口部１１Ｄ内にスライド可能に取付けられ、回転軸１３の軸方向（図７に示す軸線Ｏ−Ｏ）に沿った並進運動を行うものである。そして、並進バー３９は、図３、図４に示すようにケーシング１１内を回転軸１３の径方向に延び、斜板２１の側面と制御スリーブ３２，２７との間に接続して設けられている。

ここで、並進バー３９は、長さ方向の一側が断面コ字形状をなす凹形状のスライダ部３９Ａとなり、斜板２１側の突起部３８と共に変換部３７を構成するものである。そして、該スライダ部３９Ａは、図７に示す如く回転軸１３の軸線Ｏ−Ｏに対して直交する方向に延び、スライダ部３９Ａ内には斜板２１側の突起部３８が摺動可能に係合している。

そして、並進バー３９のスライダ部３９Ａは、斜板２１が中立位置にあるときに斜板２１の突起部３８と共に図８に示す初期位置に配置され、回転軸１３の軸線Ｏ−Ｏと直交する線Ｆ−Ｆ上に位置する。このとき、並進バー３９は、回転軸１３の軸線Ｏ−Ｏに沿って最も後退（図７中の矢示Ｅ方向に後退）した位置に配置されるものである。

また、斜板２１が中立位置から図６、図９に示すように矢示Ａ方向（正方向）に傾転され、その傾転角θが角度α（θ＝α）となったときには、斜板２１の突起部３８が軸線Ｏ−Ｏに対して角度αの位置まで回動される。これにより、並進バー３９のスライダ部３９Ａは、突起部３８の動きに追従して図９に示す線Ｇ−Ｇの位置まで平行移動（並進運動）され、初期位置の線Ｆ−Ｆに対して寸法ａだけ回転軸１３の軸方向に変位される。

一方、斜板２１が中立位置から図１０に示すように矢示Ｂ方向（逆方向）に傾転され、その傾転角θが角度β（θ＝β）となったときには、斜板２１の突起部３８が軸線Ｏ−Ｏに対して角度βの位置まで回動される。これにより、並進バー３９のスライダ部３９Ａは、突起部３８の動きに追従して図１０に示す線Ｈ−Ｈの位置まで平行移動され、初期位置の線Ｆ−Ｆに対して寸法ｂだけ回転軸１３の軸方向に変位される。

なお、斜板２１が正，逆方向に同一の傾転角θ（例えば、角度α，β）をもって傾転されるときには、斜板２１の傾転角θに相当する角度α，βが互いに逆向きの等しい角度（α＝β）となり、このときの軸方向変位に相当する前記寸法ａ，ｂは同一の値（ａ＝ｂ）に設定されるものである。

また、並進バー３９は、図３、図４に示す如く長さ方向の他側が制御スリーブ３２，２７を径方向外側から挟むように二又状をなして細長く延びる固定部３９Ｂとなり、この固定部３９Ｂは、複数の固定ねじまたはリベット等の固定手段により制御スリーブ３２，２７の外周側に固定されている。そして、並進バー３９は、制御スリーブ３２，２７に対して一定の角度（例えば、垂直となる９０度）で固定された状態に保持され、制御スリーブ２７，３２の径方向に延びると共に、回転軸１３の軸線Ｏ−Ｏに沿って制御スリーブ２７，３２を図４中の矢示Ｄ，Ｅ方向に変位させるものである。

このように、斜板２１側の突起部３８と並進バー３９のスライダ部３９Ａとからなる変換部３７は、斜板２１が突起部３８と一緒に正，逆方向に傾転するときに、斜板２１の傾転動作を回転軸１３の軸線Ｏ−Ｏに沿ったスライダ部３９Ａの軸方向変位（例えば、寸法ａ，ｂ分の変位）に変換して取出す。そして、変位伝達部となる並進バー３９は、スライダ部３９Ａの軸方向変位を固定部３９Ｂにより制御スリーブ２７，３２に対し同様の軸方向変位として伝えるものである。

４０は図３、図４に示すケーシング１１の開口部１１Ｄを覆うように設けられたガイド部材で、該ガイド部材４０は、並進バー３９の途中部位を移動（摺動）可能に支持し、並進バー３９が上，下方向（例えば、シリンダブロック１４の周方向）等に揺動したり、ガタ等で振動したりするのを抑え、これによって、並進バー３９が回転軸１３の軸方向に滑らかに平行移動（並進運動）するのを補償するものである。

かくして、斜板２１が図２中の矢示Ａ，Ｂ方向に傾転されるときには、斜板２１の傾転動作に従って図３、図４に示す並進バー３９が回転軸１３の軸方向に平行移動するようになる。そして、並進バー３９の平行移動は、固定部３９Ｂ側でレギュレータ２４の制御スリーブ３２，２７にそのまま伝えられ、これによりレギュレータ２４（容量制御弁２６，３１）のフィードバック制御が行われるものである。

４１は傾転制御圧を発生させるパイロットポンプで、該パイロットポンプ４１は、図１に示す原動機２で油圧ポンプ１と一緒に回転駆動されることにより、例えば図３に示すタンク４２内から作動油を吸込みつつ、制御管路４３Ａ内に傾転制御用の圧油を吐出させるものである。

この場合、パイロットポンプ４１から吐出される圧油の圧力は、低圧リリーフ弁４４により油圧ポンプ１の吐出圧力Ｐx1よりも十分に低い圧力に保たれるものである。また、制御管路４３Ｂは、レギュレータ２４の給排ポート２５Ｄと後述の前後進切換弁４６との間に設けられている。

４５Ａ，４５Ｂは傾転アクチュエータ２３，２２の液圧室２３Ｂ，２２Ｂに傾転制御圧を給排する他の制御管路で、該制御管路４５Ａ，４５Ｂは、図３、図７に示すように後述の前後進切換弁４６を通じて制御管路４３Ａ，４３Ｂに切換え接続されるものである。

４６は制御管路４３Ａ，４３Ｂと制御管路４５Ａ，４５Ｂとの間に設けられた方向切換弁としての前後進切換弁で、この前後進切換弁４６は、図３、図７に示すように左，右のソレノイド部４６Ａ，４６Ｂを有し、例えば運転室内の切換レバー（図示せず）をオペレータが手動操作することによって、車両の停止位置（ａ）から前進位置（ｂ）または後進位置（ｃ）に切換えられるものである。

そして、前後進切換弁４６を停止位置（ａ）から前進位置（ｂ）に切換えた状態では、オペレータが後述の走行ペダル４７Ａを踏込み操作するに応じてパイロットポンプ４１からの傾転制御圧が制御管路４３Ａ，４５Ａを通じて傾転アクチュエータ２３の液圧室２３Ｂに供給される。

また、このときには傾転アクチュエータ２２の液圧室２２Ｂから傾転制御圧が制御管路４５Ｂ，４３Ｂ、レギュレータ２４等を介してタンク４２側に排出される。これにより、傾転アクチュエータ２３の傾転ピストン２３Ｃは、斜板２１を図７中の矢示Ａ方向に傾転駆動するものである。

一方、前後進切換弁４６を停止位置（ａ）から後進位置（ｃ）に切換えたときには、走行ペダル４７Ａの踏込み操作に応じてパイロットポンプ４１からの傾転制御圧が制御管路４３Ａ，４５Ｂを通じて傾転アクチュエータ２２の液圧室２２Ｂに供給される。また、傾転アクチュエータ２３の液圧室２３Ｂからは、制御管路４５Ａ，４３Ｂ、レギュレータ２４等を介して傾転制御圧がタンク４２側に排出されることにより、傾転アクチュエータ２２の傾転ピストン２２Ｃが斜板２１を図７中の矢示Ｂ方向に傾転駆動するものである。

このように、前後進切換弁４６は、レギュレータ２４と傾転アクチュエータ２２，２３との間に設けられ、車両の停止位置（ａ）から前進位置（ｂ）または後進位置（ｃ）に切換えられることにより、傾転アクチュエータ２２，２３に対する傾転制御圧の給排方向を切換えると共に、この傾転制御圧に従って斜板２１を中立位置から正方向と逆方向とに傾転駆動させるものである。

４７はホイール式車両の運転室側に設けられる指令手段としての走行操作弁を示し、該走行操作弁４７には、車両のアクセルペダルに相当する走行ペダル４７Ａが付設されている。そして、車両のオペレータが走行ペダル４７Ａを踏込み操作したときには、指令圧管路４８を通じてレギュレータ２４の油圧パイロット部２９に指令信号としてのパイロット圧が供給され、後述の如く車両の走行速度が可変に調整されるものである。

４９は高圧選択弁としてのシャトル弁で、該シャトル弁４９は、図１、図３、図７に示す如く主管路３Ａ，３Ｂ間に位置して高圧側となる主管路３Ａまたは３Ｂ内の圧力（油圧ポンプ１の吐出圧力Ｐx1）を選択し、このときの吐出圧力Ｐx1を選択管路５０内に導くものである。

そして、該選択管路５０は、その先端側が第２の容量制御弁３１の油圧パイロット部３４（受圧部３４Ｂ側）に接続され、この油圧パイロット部３４の受圧部３４Ｂ側に油圧ポンプ１の吐出圧力Ｐx1に対応した圧力をパイロット圧として供給するものである。

５１は原動機２によって油圧ポンプ１と一緒に回転駆動される他のポンプで、この他のポンプ５１は、例えば作業車両に搭載された掘削用作業装置の油圧シリンダ（いずれも図示せず）等に圧油を供給する作業用の油圧源を構成するものである。そして、ポンプ５１の吐出側は、図３、図４および図７に示す吐出管路５２を介して前記油圧シリンダ等に接続されるものである。

５３は吐出管路５２の途中部位から分岐した分岐管路を示し、該分岐管路５３の先端側は、容量制御弁３１の油圧パイロット部３４（受圧部３４Ｃ側）に接続され、この油圧パイロット部３４の受圧部３４Ｃ側に他のポンプ５１の吐出圧力Ｐx2に対応した圧力をパイロット圧として供給するものである。

そして、第２の容量制御弁３１は、油圧ポンプ１の吐出圧力Ｐx1と他のポンプ５１からの吐出圧力Ｐx2とをプランジャ３４Ａの受圧部３４Ｂ，３４Ｃで受圧することにより、両者の合計の圧力Ｐｔ（Ｐx1＋Ｐx2）に従って馬力制御スプール３３を弁ばね３５に抗して図４中の矢示Ｅ方向に摺動変位させ、合計の圧力Ｐｔに対応したストローク量で図７に示す中立位置（ニ）から切換位置（ホ）に切換えられるものである。

本実施の形態による斜板式可変容量型油圧ポンプ１を備えたホイール式作業車両の走行用油圧回路は、上述の如き構成を有するもので、次にその作動について説明する。

まず、図７に示す前後進切換弁４６を停止位置（ａ）に配置した状態では、制御管路４５Ａ，４５Ｂが共に制御管路４３Ａに接続され、傾転アクチュエータ２２，２３の液圧室２２Ｂ，２３Ｂは、等しい圧力状態に保たれるため、斜板２１は傾転角零の中立位置に保持される。

このため、原動機２により回転軸１３を回転駆動してシリンダブロック１４を回転させても、各ピストン１６がシリンダブロック１４の各シリンダ１５内で往復動することはなく、油圧ポンプ１の給排通路１２Ａ，１２Ｂは互いに同圧状態となって、油圧モータ５への主管路３Ａ，３Ｂを通じた圧油の給排は停止されたままとなる。

次に、車両のオペレータが前後進切換弁４６を停止位置（ａ）から前進位置（ｂ）に切換えたときには、オペレータが走行ペダル４７Ａを踏込み操作するに応じてパイロットポンプ４１からの傾転制御圧が制御管路４３Ａ，４５Ａを通じて傾転アクチュエータ２３の液圧室２３Ｂに供給される。

そして、このときには走行ペダル４７Ａの踏込み操作により、指令圧管路４８からレギュレータ２４（第１の容量制御弁２６）の油圧パイロット部２９に向けてパイロット圧が供給されるので、弁ハウジング２５のスリーブ摺動穴２５Ａ内では、スプール２８がパイロット圧に応じて制御スリーブ２７内を軸方向に摺動変位され、第１の容量制御弁２６は図７に示す中立位置（イ）から切換位置（ロ）に切換えられる。

このため、制御管路４３Ｂはレギュレータ２４、ケーシング１１内のドレン室等を介してタンク４２に接続されるようになり、傾転アクチュエータ２２の液圧室２２Ｂ内から傾転制御圧が制御管路４５Ｂ，４３Ｂ、レギュレータ２４等を介してタンク４２側に排出される。これにより、傾転アクチュエータ２３の傾転ピストン２３Ｃは、斜板２１を図７中の矢示Ａ方向に傾転駆動する。

そして、斜板２１が矢示Ａ方向に傾転された状態では、シリンダブロック１４が回転軸１３と一体に回転することにより、各ピストン１６は傾転角θに対応したストローク量（押しのけ容積）をもってシリンダブロック１４の各シリンダ１５内で往復動を繰返すようになる。このため油圧ポンプ１は、例えば主管路３Ａ、給排通路１２Ａ側から各シリンダ１５内に油液を吸込みつつ、給排通路１２Ｂ側から圧油を主管路３Ｂ側に吐出する。

これにより、図１に示す走行用の油圧閉回路４内では、主管路３Ａ，３Ｂ内を矢示Ａ1 方向に沿って圧油が流通し、走行用の油圧モータ５を圧油の給排によって回転駆動することができる。そして、油圧モータ５の回転出力は、減速機６を介してホイール式作業車両の車輪７，７に伝達され、各車輪７を回転駆動することにより、例えば前進方向に作業車両を斜板２１の傾転角θに応じた速度で走行駆動できる。

また、このときに油圧ポンプ１から主管路３Ｂ側に吐出された吐出圧力Ｐx1（負荷圧）は、シャトル弁４９から選択管路５０を介して第２の容量制御弁３１の油圧パイロット部３４（受圧部３４Ｂ側）に供給される。また、他のポンプ５１による吐出圧力Ｐx2（負荷圧）も、分岐管路５３を介して第２の容量制御弁３１の油圧パイロット部３４（受圧部３４Ｃ側）に供給される。

そして、第２の容量制御弁３１は、油圧パイロット部３４の受圧部３４Ｂ，３４Ｃで両者の吐出圧力Ｐx1，Ｐx2を受圧することにより、合計の圧力Ｐｔ（Ｐx1＋Ｐx2）が弁ばね３５の設定圧力を越えたときに馬力制御スプール３３を弁ハウジング２５内で軸方向に摺動変位させ、図７に示す第２の容量制御弁３１を中立位置（ニ）から切換位置（ホ）に切換える。

これにより、制御管路４３Ｂも制御管路４３Ａと同様にパイロットポンプ４１に切換え接続され、傾転アクチュエータ２２，２３は液圧室２２Ｂ，２３Ｂ間の圧力差が漸次小さくなって、斜板２１を傾転角θが減少する方向に傾転させる。そして、斜板２１の傾転角θが減少すると、油圧ポンプ１の容量（吐出量Ｑ）も減少するため、これによって油圧ポンプ１の吐出圧力Ｐx1は漸次低下する。

そして、第２の容量制御弁３１は吐出圧力Ｐx1（合計の圧力Ｐｔ）が低下してくると、弁ばね３５により今度は中立位置（ニ）または切換位置（ヘ）に切換わるようになり、これによって斜板２１は傾転角θが漸次増大するように傾転制御され、油圧ポンプ１の吐出量Ｑを合計の圧力Ｐｔ（Ｐx1＋Ｐx2）に応じて増減させるようにポンプ容量を制御することができる。

この結果、油圧ポンプ１による圧油の吐出量Ｑと合計の圧力Ｐｔとの関係は、図１１中に特性線５４で示す範囲内に抑えられるようになり、油圧ポンプ１の回転軸１３を駆動する原動機２（図１参照）に過負荷が作用するのを防止でき、エンジンストール（エンスト）等の発生を防ぐことができる。そして、第２の容量制御弁３１をレギュレータ２４に設けることにより、原動機２の限られた馬力特性を有効に活用して油圧ポンプ１の容量制御を行うことができる。

一方、前後進切換弁４６を停止位置（ａ）から後進位置（ｃ）に切換えたときには、走行ペダル４７Ａの踏込み操作に応じてパイロットポンプ４１からの傾転制御圧が制御管路４３Ａ，４５Ｂを通じて傾転アクチュエータ２２の液圧室２２Ｂに供給される。また、傾転アクチュエータ２３の液圧室２３Ｂからは、制御管路４５Ａ，４３Ｂ、レギュレータ２４等を介して傾転制御圧がタンク４２側に排出され、傾転アクチュエータ２２の傾転ピストン２２Ｃにより斜板２１を図７中の矢示Ｂ方向に傾転駆動することができる。

そして、この場合には図１に示す走行用の油圧閉回路４内で矢示Ｂ1 方向に沿って圧油を流通することができ、走行用の油圧モータ５を同方向に回転駆動することにより、油圧モータ５の回転出力を減速機６を介してホイール式作業車両の車輪７，７に伝達しつつ、例えば後進方向に作業車両を斜板２１の傾転角θに応じた速度で走行駆動できる。

また、この場合にもレギュレータ２４に設けた第２の容量制御弁３１により、原動機２の限られた馬力特性の範囲内（図１１中に示す特性線５４の範囲内）で油圧ポンプ１の容量制御を行うことができ、油圧ポンプ１から原動機２に過負荷が作用するのを抑えつつ、エンジンストール等の発生を防ぐことができる。

次に、前後進切換弁４６を例えば前進位置（ｂ）に切換えて車両を前進走行させている途中で、車両を停止させるために停止位置（ａ）に戻す方向に操作したときには、前述の如く制御管路４５Ａ，４５Ｂが制御管路４３Ａに接続される傾向となり、傾転アクチュエータ２２，２３の液圧室２２Ｂ，２３Ｂは互いに等しい圧力状態に近付いてゆく。このため、斜板２１の傾転角θは漸次小さくなり、油圧ポンプ１の容量も漸次低下する。

また、図１に示す走行用油圧モータ５は、前後進切換弁４６を停止位置（ａ）に戻す方向に操作したときに慣性回転することになるので、該油圧モータ５を油圧ポンプ１に接続した一対の主管路３Ａ，３Ｂのうち、例えば主管路３Ａ内には回路ブレーキとしてのブレーキ圧が発生する。

そして、このブレーキ圧と油圧ポンプ１の容量との関係は、図１２中に実線で示す特性線５５として表されるものである。また、走行途中の車両が停止するまでの減速比は、ブレーキ圧との関係で図１２中に破線で示す特性線５６により表され、この間のブレーキ圧とブレーキトルクとの関係は、図１２中に一点鎖線で示す特性線５７により表されるものである。

ところで、車両が前進または後進するときの走行速度は、油圧ポンプ１による圧油の吐出量Ｑ（流量）によって決められ、この吐出量Ｑは斜板２１の傾転角θに応じて増減される。そして、レギュレータ２４の容量制御弁２６，３１を斜板２１の傾転角θに応じてフィードバック制御しない限りは、斜板２１の傾転角θ（即ち、車両の走行速度）を走行ペダル４７Ａの踏込み操作だけで安定して制御することは難しい。

そこで、本実施の形態では、容量制御弁２６，３１の制御スリーブ２７，３２と斜板２１の側面との間にフィードバック機構３６を設け、斜板２１が傾転角零の中立位置から正，逆方向のいずれの方向に傾転駆動されるときにも、斜板２１の傾転動作に追従させてフィードバック機構３６によりレギュレータ２４の容量制御弁２６，３１をフィードバック制御する構成としている。

そして、このフィードバック機構３６は、斜板２１の傾転動作を軸方向変位に変換して取出す変換部３７と、該変換部３７で取出した軸方向変位により傾転動作に追従して回転軸１３の軸方向に平行移動する並進バー３９とからなり、該並進バー３９は、変換部３７による軸方向変位を先端側の固定部３９Ｂによって制御スリーブ２７，３２に伝えるものである。

この場合、変換部３７は、斜板２１の側面に固定して設けられたピン等からなる円形の突起部３８と、該突起部３８に摺動可能に凹凸嵌合するように並進バー３９の長さ方向一側に設けられ回転軸１３の軸線Ｏ−Ｏと直交する方向に延びた凹形状のスライダ部３９Ａとにより構成し、斜板２１の傾転動作を軸線Ｏ−Ｏに沿った軸方向変位に変換して並進バー３９に伝えるものである。

このため、斜板２１が中立位置から図９に示すように矢示Ａ方向（正方向）に傾転され、その傾転角θが角度α（θ＝α）のときには、斜板２１の突起部３８が軸線Ｏ−Ｏに対して角度αの位置まで回動され、並進バー３９のスライダ部３９Ａを、突起部３８の動きに追従して図９に示す線Ｇ−Ｇの位置まで平行移動（並進運動）することができる。

そして、斜板２１の傾転中心Ｃから半径Ｒａの位置にある突起部３８が角度αだけ回動するときには、並進バー３９が初期位置の線Ｆ−Ｆから線Ｇ−Ｇの位置まで回転軸１３の軸方向に変位するので、この軸方向変位量を下記の数１式による寸法ａとして求めることができる。

一方、斜板２１が中立位置から図１０に示すように矢示Ｂ方向（逆方向）に傾転され、その傾転角θが角度β（θ＝β）となるときには、斜板２１の突起部３８が軸線Ｏ−Ｏに対して角度βの位置まで回動され、並進バー３９のスライダ部３９Ａを、突起部３８の動きに追従して図１０に示す線Ｈ−Ｈの位置まで平行移動することができる。

そして、このときには並進バー３９が初期位置の線Ｆ−Ｆから線Ｈ−Ｈの位置まで回転軸１３の軸方向に変位するので、この軸方向変位量も下記の数２式による寸法ｂとして求めることができる。

このように、斜板２１側の突起部３８と並進バー３９のスライダ部３９Ａとからなる変換部３７により、斜板２１の傾転動作を回転軸１３の軸線Ｏ−Ｏに沿った軸方向変位（例えば、寸法ａ，ｂ分の変位）に変換して取出すことができ、これを並進バー３９により制御スリーブ２７，３２に対し固定部３９Ｂ側で同様の軸方向変位として伝達することができる。

そして、このときの軸方向変位は、斜板２１が矢示Ａ方向（正方向）に傾転するときにも、矢示Ｂ方向（逆方向）に傾転するときにも、同一方向（図４、図７に示す矢示Ｄ方向）の変位として取出すことができ、斜板２１が中立位置から正方向と逆方向のいずれに傾転される場合でも、容量制御弁２６，３１の制御スリーブ２７，３２をスプール２８等と同方向に摺動変位させ、制御スリーブ２７，３２を円滑にフィードバック制御することができる。

また、レギュレータ２４には第１，第２の容量制御弁２６，３２を設けているので、走行操作弁４７の操作（外部からの指令信号）に従って斜板２１の傾転角θを可変に制御できる上に、第２の容量制御弁３１により原動機２の限られた馬力特性を有効に活かして油圧ポンプ１の容量制御を行うことができ、原動機２に過負荷が作用するのを抑えてエンジンストール等の発生を防ぐことができる。

しかも、第２の容量制御弁３１は、油圧ポンプ１の吐出圧力Ｐx1（即ち、走行用油圧モータ５による負荷圧）と、他のポンプ５１による吐出圧力Ｐx2（即ち、掘削作業等に伴う負荷圧）との合計の圧力Ｐｔ（Ｐx1＋Ｐx2）に従って、図１１中に示す特性線５４の如く油圧ポンプ１の容量である吐出量Ｑを可変に制御している。

このため、従来技術で用いているカットオフバルブとほぼ同様に、例えば作業車両を走行駆動しながら掘削作業等を行うときに、油圧ポンプ１から吐出される圧油による油圧モータ５の走行駆動力と、他のポンプ５１から吐出される圧油による掘削作業に伴うリフト力（持上げ力）とをマッチングさせることができ、走行駆動力の方がリフト力よりも過大となってタイヤ（車輪）が早期に摩耗される等の不具合を解消することができる。

そして、本実施の形態で採用した第２の容量制御弁３１は、油圧パイロット部３４の受圧部３４Ｂ，３４Ｃで前述した吐出圧力Ｐx1，Ｐx2を受圧する構成とするだけでよいので、従来技術で述べたカットオフバルブ等のようにレギュレータ（容量制御弁）の外部に設ける必要がなくなり、これによって油圧回路の構成を簡略化できると共に、傾転制御装置全体の構造を簡素化して小型化を図ることができる。

従って、本実施の形態によれば、斜板式可変容量型油圧ポンプ１を走行用油圧モータ５に対し、図１に例示した油圧閉回路４を用いて接続した場合にも、容量可変部となる斜板２１を中立位置から正方向と逆方向とにそれぞれ傾転して圧油の吐出量（流量）を両方向で制御でき、車両の前進走行時または後進走行時にも斜板２１の傾転角θに応じた速度制御を円滑に行うことができる。

しかも、レギュレータ２４の容量制御弁２６，３１については、制御スリーブ２７，３２内にスプール２８，３３を有した簡単な構造の油圧サーボ弁により構成できるので、傾転アクチュエータ２２，２３、レギュレータ２４およびフィードバック機構３６を含めた傾転制御装置全体の構造も簡素化することができ、部品点数を減らして組立時の作業性等も向上することができる。

そして、第２の容量制御弁３１には、油圧パイロット部３４に第１、第２の受圧部３４Ｂ，３４Ｃを設け、油圧ポンプ１の吐出圧力Ｐx1と他のポンプ５１の吐出圧力Ｐx2とを受圧する構成としているので、車両を走行駆動しながら掘削作業等を行うときに走行駆動力と掘削作業力とのマッチングを図ることができ、原動機２の限られた馬力特性を有効に活用できると共に、油圧ポンプ１の容量を安定して制御することができる。

そして、従来技術のようにカットオフバルブ等を用いる必要がなくなるので、斜板２１の傾転制御装置を小型化でき、油圧回路の構造を簡略化できると共に、組立時の作業性を向上することができ、生産性の向上、コストの低減化等を図ることができる。

また、車両の走行方向を切換える前後進切換弁４６を、レギュレータ２４（容量制御弁２６，３１）と傾転アクチュエータ２２，２３との間に設ける構成としているので、これによってもレギュレータ２４を含めた傾転制御装置全体の構造を従来技術に比較して簡素化することができ、生産性の向上、コストの低減化等を図ることができる。

また、当該油圧ポンプ１の傾転制御装置は、図１に例示した油圧閉回路４に限らず、所謂油圧開回路に適用しても油圧モータ等の油圧アクチュエータに圧油を給排することができるので、油圧閉回路と開回路との双方に適用でき、汎用性を高めて生産性の向上、コストの低減化等を図ることができる。

次に、図１３ないし図１６は本発明の第２の実施の形態を示し、本実施の形態の特徴は、一対の主管路間に設ける圧力選択弁を前後進切換弁（方向切換弁）に連動して切換操作する構成としたことにある。なお、本実施の形態では、前述した第１の実施の形態と同一の構成要素に同一の符号を付し、その説明を省略するものとする。

図中、６１は一対の主管路３Ａ，３Ｂ間に設けられた圧力選択弁で、該圧力選択弁６１は、第１の実施の形態で述べたシャトル弁４９に替えて主管路３Ａ，３Ｂ間に設けられるものである。そして、圧力選択弁６１は、中立位置（ｄ）から切換位置（ｅ），（ｆ）に切換えられたときに主管路３Ａ，３Ｂのうち、油圧ポンプ１の吐出側となる主管路を後述の選択管路６３に連通させ、油圧ポンプ１の吐出圧力Ｐx1を選択管路６３内に流通させるものである。

しかし、圧力選択弁６１は、図１３に示す如く中立位置（ｄ）にあるときに主管路３Ａ，３Ｂ間を互いに連通させ、選択管路６３は、主管路３Ａ，３Ｂのいずれに対しても遮断される。そして、この状態では走行用油圧モータ５が慣性回転してポンプ作用を行うことになり、主管路３Ａ，３Ｂ間は中立位置（ｄ）にある圧力選択弁６１を介して短絡されることになる。

６２は圧力選択弁６１に設けた連動手段としての連結具で、該連結具６２は、例えばリンク機構またはプッシュ・プルワイヤ等の索具を用いて構成され、例えば図１４、図１５に示すように前後進切換弁４６と圧力選択弁６１との間を作動的に連結しているものである。

そして、前後進切換弁４６が停止位置（ａ）から前進位置（ｂ）に切換えられるときには、連結具６２により圧力選択弁６１が前後進切換弁４６に連動して切換操作され、圧力選択弁６１は中立位置（ｄ）から切換位置（ｅ）に切換えられる。また、前後進切換弁４６を停止位置（ａ）から後進位置（ｃ）に切換えるときには、圧力選択弁６１が中立位置（ｄ）から切換位置（ｆ）に切換えられる。

一方、前後進切換弁４６を前進位置（ｂ）または後進位置（ｃ）から停止位置（ａ）に戻したときには、これに連動して圧力選択弁６１が切換位置（ｅ）または（ｆ）から中立位置（ｄ）に戻される。これにより、主管路３Ａ，３Ｂは、中立位置（ｄ）にある圧力選択弁６１を介して互いに連通されるものである。

６３は圧力選択弁６１と第２の容量制御弁３１との間を接続する選択管路で、該選択管路６３は、第１の実施の形態で述べた選択管路５０とほぼ同様に構成され、その先端側は容量制御弁３１の油圧パイロット部３４に接続されている。そして、圧力選択弁６１が切換位置（ｅ），（ｆ）に切換えられているときに、選択管路６３は、主管路３Ｂ，３Ａから油圧ポンプ１の吐出圧力Ｐx1を容量制御弁３１の油圧パイロット部３４に導き、この圧力Ｐx1をプランジャ３４Ａの受圧部３４Ｂに受圧させるものである。

かくして、このように構成される本実施の形態でも、前後進切換弁４６を停止位置（ａ）から前進位置（ｂ）または後進位置（ｃ）に切換えたときに、これに連動して圧力選択弁６１を中立位置（ｄ）から切換位置（ｅ）または（ｆ）に切換えることができ、前記第１の実施の形態とほぼ同様の作用効果を得ることができる。

しかし、本実施の形態にあっては、車両の走行途中で前後進切換弁４６を停止位置（ａ）に戻したときには、これに連動して圧力選択弁６１を即座に中立位置（ｄ）に戻すことができるので、図１３に示すように主管路３Ａ，３Ｂ間を圧力選択弁６１を介して短絡させることができる。

このため、前後進切換弁４６を停止位置（ａ）に戻すことにより走行用油圧モータ５が慣性回転するときには、油圧ポンプ１の容量を図１６中に実線で示す特性線６４のようにほぼ一定に保ちながらも、圧力選択弁６１を介して短絡した状態にある主管路３Ａ，３Ｂ間にブレーキ圧を発生させることができる。

そして、このときには車両の減速比が、油圧ポンプ１の容量と同様に、図１６中に破線で示す特性線６５の如くほぼ一定に保たれるので、走行用油圧モータ５に発生するブレーキトルクは、図１６中に一点鎖線で示す特性線６６の如くブレーキ圧にほぼ比例して上昇するようになる。

このように前後進切換弁４６を停止位置（ａ）に戻して図１５に示す制御管路４５Ａ，４５Ｂが共に制御管路４３Ａに接続され、傾転アクチュエータ２２，２３の液圧室２２Ｂ，２３Ｂが互いに等しい圧力状態に近付き、斜板２１の傾転角が小さくなって油圧ポンプ１の容量が低下する前の段階でも、走行用油圧モータ５には、図１６中の特性線６６の如くブレーキ圧にほぼ比例して上昇するブレーキトルクを発生できる。

これにより、車両の走行停止時には、前後進切換弁４６を停止位置（ａ）に戻すことによって図１６中の特性線６６の如く自然なブレーキトルク特性を得ることができ、従来技術による傾転制御装置、または第１の実施の形態による傾転制御装置（図１２に示す特性線５７）のようにブレーキトルクが急に立上がることがなくなり、自然な停止フィーリングとすることができる。

従って、本実施の形態では、作業車両の停止操作時に慣性走行が可能となり、走行用油圧モータ５の停止時に回路内（主管路３Ａ，３Ｂ等）に発生するブレーキ圧によって、油圧ポンプ１の容量が変化するのを抑えることができると共に、油圧モータ５が停止するときのフィーリングを向上でき、自然な停止フィーリングを実現することができる。

また、本実施の形態では、前後進切換弁４６に連動して圧力選択弁６１の弁位置が切換位置（ｅ）または（ｆ）に切換わる構成としているため、車両の前進時には主管路３Ｂ内の圧力が圧力選択弁６１、選択管路６３を介して油圧ポンプ１の吐出圧力Ｐx1として、馬力制御用となる第２の容量制御弁３１（油圧パイロット部３４の受圧部３４Ｂ）に導かれ、車両の後進時には主管路３Ａ内の圧力が油圧ポンプ１の吐出圧力Ｐx1として導かれる。このため、例えば車両がほぼ一定の速度で前進走行している途中において走行ペダル４７Ａの踏込み操作量を減じ、指令圧管路４８から容量制御弁２６の油圧パイロット部２９に作用するパイロット圧（指令圧）が低下した場合に、第２の容量制御弁３１側では油圧パイロット部３４の受圧部３４Ｂに高圧が作用することはない。従って、油圧ポンプ１の容量が急激に減少することはなく、走行速度が急変するのを抑えることができると共に、車両の良好な走行フィーリングを確保できるものである。

一方、例えば第１の実施の形態で述べた制御装置の場合（図７参照）には、走行中に走行ペダル４７Ａの踏込み操作量を減じ、指令圧管路４８から容量制御弁２６の油圧パイロット部２９に作用するパイロット圧（指令圧）が低下した場合に、油圧モータ５が慣性力によって駆動され、油圧ポンプ１は油圧モータ５から吐き出される圧油の圧力によって駆動されることがある。そして、このときに油圧ポンプ１が発生したトルクは、原動機２によって吸収され、車両には所謂エンジンブレーキが作用することになる。この場合、例えば第１の実施の形態による制御装置では、主管路３Ａ，３Ｂの高圧側をシャトル弁４９により選択しているため、エンジンブレーキの作用時に油圧回路に発生するブレーキ圧（油圧モータ５の吐出圧）が、容量制御弁３１側で油圧パイロット部３４の受圧部３４Ｂに作用し、このブレーキ圧の上昇に応じて油圧ポンプ１の容量が減少すると、車両は急速に減速されることになり、車両の乗り心地は極めて悪いものになる。

これに対し、本実施の形態にあっては、例えば前後進切換弁４６を前進位置（ｂ）として車両が前進走行している間は、圧力選択弁６１も前後進切換弁４６に連動して切換位置（ｅ）に保持されるので、エンジンブレーキの作用時に生じたブレーキ圧（油圧モータ５の吐出圧）が、主管路３Ａまたは３Ｂから圧力選択弁６１、選択管路６３を介して油圧パイロット部３４の受圧部３４Ｂに作用することはない。このため、ブレーキ圧の変化等で油圧ポンプ１の容量が変わることがなく、車両の急速な減速等も生じることはなく、車両の良好な走行フィーリングを確保することができる。

次に、図１７および図１８は本発明の第３の実施の形態を示し、本実施の形態の特徴は、第２の容量制御弁による傾転制御圧の制御を、油圧ポンプからの吐出圧力のみによって行う構成としたことにある。なお、本実施の形態では、前述した第２の実施の形態と同一の構成要素に同一の符号を付し、その説明を省略するものとする。

図中、７１は本実施の形態で採用した第２の容量制御弁で、該第２の容量制御弁７１は、第１の実施の形態で述べた容量制御弁３１とほぼ同様に構成され、制御スリーブ７２、馬力制御スプール７３、油圧パイロット部７４および弁ばね７５等を有している。そして、容量制御弁７１の油圧パイロット部７４はプランジャ７４Ａを有している。

しかし、この場合の油圧パイロット部７４は、プランジャ７４Ａが単一の受圧部を有する構成であり、圧力選択弁６１から選択管路６３を介して導かれる油圧ポンプ１の吐出圧力Ｐx1のみをパイロット圧として受圧するものである。これにより、第２の容量制御弁７１は、油圧パイロット部７４のプランジャ７４Ａが受圧する油圧ポンプ１の吐出圧力Ｐx1に応じて馬力制御スプール７３を軸方向に摺動変位させ、図１７に示す中立位置（ニ）から切換位置（ホ），（ヘ）に切換えられるものである。

この結果、油圧ポンプ１の吐出圧力Ｐx1と圧油の吐出量Ｑとの関係は、図１８中に特性線７６で示す範囲内に抑えられるようになり、油圧ポンプ１の回転軸１３を駆動する原動機２に過負荷が作用するのを防止でき、エンジンストール（エンスト）等の発生を防ぐことができる。

かくして、このように構成される本実施の形態でも、第２の容量制御弁７１をレギュレータ２４に設けることにより、原動機２の限られた馬力特性を有効に活かして油圧ポンプ１の容量制御を行うことができ、第２の実施の形態とほぼ同様の作用効果を得ることができる。そして、この場合でも、エンジンブレーキの作用時に生じたブレーキ圧（油圧モータ５の吐出圧）が、主管路３Ａまたは３Ｂから圧力選択弁６１、選択管路６３を介して容量制御弁７１の油圧パイロット部７４に作用することはないため、ブレーキ圧の変化等で油圧ポンプ１の容量が変わることがなく、車両の急速な減速等も生じることはなく、車両の良好な走行フィーリングを確保することができる。

なお、前記各実施の形態では、外部の指令手段として走行操作弁４７を用い、走行ペダル４７Ａの踏込み操作量に対応したパイロット圧を指令信号として第１の容量制御弁２６に供給する場合を例に挙げて説明した。しかし、本発明はこれに限らず、例えば容量制御弁２６の油圧パイロット部２９を電磁比例ソレノイド等により構成し、外部の指令手段からは走行ペダル４７Ａの踏込み操作量に対応した電気信号を指令信号として出力する構成としてもよい。

また、前記各実施の形態では、フィードバック機構３６の変換部３７側で取出した軸方向変位をレギュレータ２４の制御スリーブ２７，３２（７２）に伝える変位伝達部を並進部材としての並進バー３９により構成する場合を例に挙げて説明した。しかし、本発明はこれに限らず、例えば途中部位がケーシングに揺動可能に支持（連結）された揺動リンクを用いて変位伝達部を構成し、変換部３７側で取出した軸方向変位をこの揺動リンクによりレギュレータ２４の制御スリーブ２７，３２（７２）に伝える構成としてもよい。

また、第２，第３の実施の形態では、前後進切換弁４６と圧力選択弁６１との間を連結具６２により連結する場合を例に挙げて説明した。しかし、本発明はこれに限らず、例えば前後進切換弁４６の切換操作を検出することにより、例えば油圧アクチュエータまたは電気的アクチュエータ等の連動手段を用いて、圧力選択弁６１を前後進切換弁４６に連動して切換操作する構成としてもよい。

一方、前記各実施の形態では、斜板式可変容量型油圧ポンプ１の傾転制御装置を、例えばホイールローダ等のホイール式作業車両における走行用油圧回路に適用した場合を例に挙げて説明した。しかし、本発明は、走行用の油圧回路に限るものではなく、例えば旋回用の油圧回路等、種々の用途の油圧閉回路にも適用できるものである。

また、前記各実施の形態では、斜板式可変容量型油圧ポンプ１の傾転制御装置を例に挙げて説明した。しかし、本発明の適用対象は、斜板式可変容量型油圧ポンプに限らず、例えば斜軸式の可変容量型油圧ポンプであってもよく、この場合には、例えば弁板等が容量可変部を構成するものである。

さらに、本発明が適用される作業車両としてはホイールローダに限らず、例えばホイール式油圧ショベル、ホイール式油圧クレーン、ブルドーザ、リフトトラックと呼ばれる作業車両、またはクローラ式の油圧ショベル、油圧クレーン等の作業車両等にも適用できるものである。

本発明の第１の実施の形態による可変容量型油圧ポンプが設けられた油圧閉回路を示す回路図である。 図１に示す油圧ポンプの縦断面図である。 油圧ポンプを図２中の矢示 III−III 方向からみた縦断面図である。 図３中のレギュレータおよびフィードバック機構等を拡大して示す拡大断面図である。 斜板が中立位置にある状態を図４中の矢示Ｖ−Ｖ方向からみた断面図である。 斜板が正方向に傾転した状態を示す図５と同様位置での断面図である。 第１の実施の形態による斜板の傾転制御装置を示す回路構成図である。 図７中の斜板を傾転ピストンと共に示す正面図である。 図８中の斜板を正方向に傾転した状態を示す正面図である。 図８中の斜板を逆方向に傾転した状態を示す正面図である。 油圧ポンプおよび他のポンプの合計の圧力と吐出量との関係で原動機の馬力特性を示す特性線図である。 車両を停止させるときに発生するブレーキ圧と油圧ポンプの容量、減速比、ブレーキトルクとの関係を示す特性線図である。 第２の実施の形態による可変容量型油圧ポンプが設けられた油圧閉回路を示す回路図である。 第２の実施の形態による油圧ポンプを示す縦断面図である。 第２の実施の形態による斜板の傾転制御装置を示す回路構成図である。 車両を停止させるときに発生するブレーキ圧と油圧ポンプの容量、減速比、ブレーキトルクとの関係を示す特性線図である。 第３の実施の形態による斜板の傾転制御装置を示す回路構成図である。 油圧ポンプの吐出圧力と吐出量との関係で原動機の馬力特性を示す特性線図である。

符号の説明

１ 油圧ポンプ
２ 原動機
３Ａ，３Ｂ 主管路
４ 油圧閉回路
５ 走行用油圧モータ（油圧アクチュエータ）
１１ ケーシング
１３ 回転軸
１４ シリンダブロック
１５ シリンダ
１６ ピストン
１７ シュー
１９ 弁板
２０ 斜板支持体
２１ 斜板（容量可変部）
２１Ａ 摺動面
２２，２３ 傾転アクチュエータ
２２Ｂ，２３Ｂ 液圧室
２２Ｃ，２３Ｃ 傾転ピストン
２４ レギュレータ
２５ 弁ハウジング
２６ 第１の容量制御弁
２７ 制御スリーブ
２８ スプール
２９ 油圧パイロット部
３０ 弁ばね
３１，７１ 第２の容量制御弁
３２，７２ 制御スリーブ
３３，７３ 馬力制御スプール
３４，７４ 油圧パイロット部
３４Ｂ 第１の受圧部
３４Ｃ 第２の受圧部
３５，７５ 弁ばね
３６ フィードバック機構
３７ 変換部
３８ 突起部（係合部）
３９ 並進バー（変位伝達部、並進部材）
３９Ａ スライダ部（被係合部）
３９Ｂ 固定部
４０ ガイド部材
４１ パイロットポンプ
４２ タンク
４６ 前後進切換弁（方向切換弁）
４７ 走行操作弁（指令手段）
４７Ａ 走行ペダル
４８ 指令圧管路
４９ シャトル弁（高圧選択弁）
５０，６３ 選択管路
５１ 他のポンプ
５３ 分岐管路
６１ 圧力選択弁
６２ 連結具（連動手段）

Claims (7)

1. 容量可変部を有し回転軸が原動機によって回転駆動される可変容量型の油圧ポンプと、傾転制御圧が給排されることにより該油圧ポンプの容量可変部を傾転駆動する傾転アクチュエータと、制御スリーブ内にスプールが設けられ該傾転アクチュエータに給排する前記傾転制御圧を外部からの指令信号に従って制御する第１の容量制御弁と、前記油圧ポンプの容量を前記原動機の馬力特性の範囲内に制限するため馬力制御スプールが制御スリーブ内に設けられ少なくとも前記油圧ポンプの吐出圧力に従って前記傾転制御圧を制御する第２の容量制御弁と、前記第１，第２の容量制御弁の制御スリーブを前記容量可変部の傾転動作に追従してフィードバック制御するフィードバック機構とからなる可変容量型油圧ポンプの傾転制御装置において、
   前記油圧ポンプは、前記傾転アクチュエータにより容量可変部を傾転角零の中立位置から正方向と逆方向とに傾転駆動する構成とし、
   前記フィードバック機構は、前記容量可変部が中立位置にあるときに前記油圧ポンプの回転軸に沿った軸方向一側の初期位置となり、前記容量可変部が正，逆方向に傾転駆動されるときには前記初期位置から軸方向他側に向けて変位するように前記容量可変部の傾転動作を軸方向変位に変換して取出す変換部と、該変換部を前記第１の容量制御弁の制御スリーブと第２の容量制御弁の制御スリーブとに接続して設けられ該変換部で取出した軸方向変位を前記各制御スリーブに伝える変位伝達部とにより構成したことを特徴とする可変容量型油圧ポンプの傾転制御装置。
2. 前記フィードバック機構の変位伝達部は、前記容量可変部が傾転するときに前記各制御スリーブと一緒に前記回転軸の軸方向に沿って並進運動する並進部材により構成してなる請求項１に記載の可変容量型油圧ポンプの傾転制御装置。
3. 前記第２の容量制御弁は油圧パイロット部を有した油圧サーボ弁によって構成し、該油圧パイロット部は、前記油圧ポンプの吐出圧力を受圧する第１の受圧部と、該油圧ポンプと一緒に前記原動機により駆動される他のポンプの吐出圧力を受圧する第２の受圧部とを備える構成としてなる請求項１または２に記載の可変容量型油圧ポンプの傾転制御装置。
4. 前記第２の容量制御弁は、前記油圧ポンプによる吐出圧力と前記他のポンプによる吐出圧力との合計の圧力が予め決められた設定圧力を越えたときに前記油圧ポンプの容量が減少する方向に前記馬力制御スプールを変位させ、前記油圧ポンプの容量を前記原動機の馬力特性の範囲内に制限する構成としてなる請求項３に記載の可変容量型油圧ポンプの傾転制御装置。
5. 前記第１，第２の容量制御弁と前記傾転アクチュエータとの間には、前記容量可変部を中立位置から正方向と逆方向とに傾転駆動するために、前記傾転制御圧の給排方向を切換える方向切換弁を設けてなる請求項１，２，３または４に記載の可変容量型油圧ポンプの傾転制御装置。
6. 前記油圧ポンプは、作業車両の油圧モータに圧油を給排するため該油圧モータとの間を一対の主管路を介して接続する構成とし、該一対の主管路の間には、前記油圧ポンプの吐出圧力を前記第２の容量制御弁に供給するため前記方向切換弁に連動して切換操作される圧力選択弁を設け、該圧力選択弁は、中立位置のときに前記各主管路を互いに連通させ中立位置から切換わったときには前記各主管路のうち油圧ポンプの吐出側となる主管路の圧力を前記第２の容量制御弁に向けて選択的に流通させる構成としてなる請求項５に記載の可変容量型油圧ポンプの傾転制御装置。
7. 前記油圧ポンプは、前記回転軸が回転可能に設けられる筒状のケーシングと、前記回転軸と一体に回転するように該ケーシング内に設けられ周方向に離間して軸方向に延びる複数のシリンダを有したシリンダブロックと、該シリンダブロックの各シリンダに往復動可能に挿嵌された複数のピストンと、該各ピストンの端部に装着されたシューが摺動する摺動面を有し前記容量可変部となってケーシング内に傾転可能に設けられた斜板とを備え、
   前記傾転アクチュエータは、前記回転軸の径方向に離間して前記ケーシング内に設けられ前記斜板を中立位置から正，逆方向に傾転駆動する傾転ピストンによって構成し、
   前記第１，第２の容量制御弁は、該傾転ピストンから離間して前記ケーシングに設けられ前記各制御スリーブをフィードバック機構を介して前記斜板に連結する構成とし、
   前記フィードバック機構の変位伝達部は、その途中部位を前記ケーシングに対し前記回転軸の軸方向に沿って移動可能または揺動可能に取付ける構成としてなる請求項１，２，３，４，５または６に記載の可変容量型油圧ポンプの傾転制御装置。

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