JP2567810Y2

JP2567810Y2 - 油圧システム

Info

Publication number: JP2567810Y2
Application number: JP1166192U
Authority: JP
Inventors: 鈴木　　茂; 邦文後藤; 辰幸星野
Original assignee: Toyota Industries Corp
Current assignee: Toyota Industries Corp
Priority date: 1992-03-09
Filing date: 1992-03-09
Publication date: 1998-04-08
Anticipated expiration: 2007-03-09
Also published as: JPH0573274U

Description

【考案の詳細な説明】

【０００１】

【産業上の利用分野】この考案は、各種産業機械や産業
車輌等に広く使用され、特に斜板傾角の調節機構を装備
した可変容量型斜板式ピストンポンプを含んで構成され
た油圧システムに関する。

【０００２】

【従来の技術】従来、斜板式可変容量ピストンポンプと
して実開昭６０−１９７７６号公報に示すものが提案さ
れている。このポンプは回転軸と一体的に回転するシリ
ンダブロック内のピストンが斜板の傾角に応じた距離の
往復動を行い、シリンダブロックに対して摺接関係にあ
るバルブプレート上の吸入ポート及び吐出ポートを介し
て作動油の吸入及び吐出を行うようになっている。又、
前記斜板の傾角は復帰ばねによって常には最大になる方
向に押圧付勢され、この斜板の傾角を変更するための制
御シリンダが吐出管路内の高圧の作動油によって動作さ
れると、斜板がその傾角を減少する方向に移動制御され
て、吐出容量を最小容量に調整することができるように
なっている。

【０００３】

【考案が解決しようとする課題】ところが上述の構成に
なるポンプでは、上記復帰ばねが斜板傾角を増大方向に
付勢すべく配置されており、運転の停止時、シリンダブ
ロックの各摺動間隙を介して圧油の漏出によって吐出系
圧力が低下するため、制御シリンダによる対抗力は消失
して斜板は復帰ばねの弾性力により最大傾角を保って静
止する。従って、次期運転時のポンプは最大斜板傾角つ
まり最大容量で起動される結果、立上りトルクが極めて
大きくなるという避け難い不具合がある。しかも同ポン
プは制御シリンダの制御油圧が得られないので、斜板傾
角を０°近傍に保持したごく小容量の運転継続が不能で
あり、無負荷時にはクラッチ機構を設けてポンプへの入
力を遮断する必要がある。

【０００４】特に、ダンプトラック等特装車両の荷役装
置に用いられるポンプの伝動系では、自動変速機に付設
された動力取出装置（ＰＴＯ）とポンプとの間に介装さ
れる伝動軸や電磁クラッチが、構成の複雑化と共にコス
トアップを招き、又、仮に電磁クラッチを省略し、動力
取出装置のオン、オフによって直接ポンプの駆動制御を
行うようにしたとすれば、動力取出装置の断接に伴って
シフトレバーのレンジ切換えを頻繁に繰り返さなければ
ならず、操作の煩雑化が避けられない。

【０００５】この考案の目的は上記従来技術に存する問
題点を解消して、荷役指令等単なるスイッチのオン、オ
フ操作のみで、稼働状態にあるポンプの実質的な容量制
御が達成でき、しかも荷役等の作業中にポンプの吐出油
圧が一時的に急低下しても、荷役状態を維持することが
できる油圧システムを提供することにある。

【０００６】

【課題を解決するための手段】この考案は上記目的を達
成するため、斜板の傾角を常に縮小して容量を減少させ
る向きに付勢する復帰ばねと、これに対向して該斜板の
傾角を増大して容量を増大させる向きに付勢する制御シ
リンダとを有して、動力供給源に直結された可変容量型
斜板式ピストンポンプと、該ポンプの吐出ポートとアク
チュエータとを結ぶ吐出管路と、該吐出管路の途中に設
けた荷役切換弁と、前記吐出管路と前記制御シリンダの
制御室とを連通して圧油を制御シリンダに供給する制御
管路と、該制御管路の途中に介在され、制御シリンダの
制御室から吐出管路への圧油の逆流を阻止する逆止弁と
により構成している。

【０００７】

【作用】この考案は上記手段をとったことにより、アク
チュエータの休止時には、ポンプが駆動されても油タン
クと直結する吐出管路内の圧力上昇は殆どなく、制御シ
リンダは実質的に機能せず斜板は零容量に等しい最小傾
角を保ってクラッチ（オフ）機能を代替している。

【０００８】この状態から荷役切換弁の操作により荷役
用アクチュエータへの給油が開始されると、動作負荷に
基づいて吐出管路内の圧力が上昇し、この圧油が制御管
路により逆止弁を通して制御シリンダの制御室に供給さ
れると、制御ピストンにより斜板が傾角を増大する方向
に押圧され、ポンプが大容量状態で運転される。この
時、油圧回路のアクチュエータが一時的に無負荷状態と
なって吐出管路内の圧力が低下しても、前記逆止弁によ
り制御シリンダの制御室内の圧力が低下することはな
く、従って、斜板は大容量位置に保持され、ポンプは大
容量状態で運転を継続する。

【０００９】又、荷役等の作動が終了して実質的にアク
チュエータへの給油が停止されると、吐出管路内の圧力
が低下し、このため逆止弁下流側の制御管路及び制御シ
リンダの制御室に封入されていた制御油は制御ピストン
の外周面と制御シリンダの内周面との隙間、制御シリン
ダに設けたオリフィス等からポンプ内に徐々に漏出して
低下し、このため復帰ばねにより斜板の傾角が最小とな
り最小容量状態に徐々に変移し、ポンプは運転を継続し
たまま零に等しい最小容量に移行する。

【００１０】

【実施例】以下、この考案を具体化した油圧システムの
一実施例を図に基づいて説明する。

【００１１】図１はこの考案を産業車両に適用した油圧
システムの構成を示すもので、エンジンＥによって駆動
される可変容量型油圧ポンプ２１としては、斜板式ピス
トンポンプが用いられている。このピストンポンプを図
４に基づいて説明すると、センターハウジング１の前
（左）端面にはフロントハウジング２が接合固定され、
センターハウジング１の後（右）端面にはリヤエンドカ
バー３が接合固定され、それらの内部には作動空間４が
形成されている。前記フロントハウジング２とエンドカ
バー３の対向端壁間には回転軸５がベアリング６により
支持されており、その外端部に嵌合された図示しない動
力取出装置（ＰＴＯ）によってエンジンＥ等により直接
回転されるようになっている。

【００１２】又、前記回転軸５にはシリンダブロック８
がスプラインによって同期回転可能に結合されており、
該シリンダブロック８内には複数のシリンダボア９が回
転軸５と平行に形成されている。これらのシリンダボア
９内にはそれぞれシュー１０を介して斜板１１に係留さ
れるピストン１２が往復動可能に収容されている。又、
回転軸５と一体的に回転するシリンダブロック８内のシ
リンダボア９がバルブプレート１３に透設した円弧状を
なす吸入ポート１４及び吐出ポート１５と交互に連通さ
れる。これにより作動油が吸入ポート１４からシリンダ
ボア１０内に吸入され、シリンダボア１０内の作動油は
吐出ポート１５から吐出される。なお、前記リヤエンド
カバー３には前記吸入ポート１４及び吐出ポート１５と
連通する吸入通路１６及び吐出通路１７が形成されてい
る。

【００１３】前記斜板１１は復帰ばね１８により常には
その傾角を零容量に等しい最小傾角（約０．１〜４°）
に変位する方向、つまり最小容量位置に付勢されてい
る。又、前記リヤエンドカバー３には制御シリンダ１９
が片持ち支持され、該シリンダ１９内には制御ピストン
２０が回転軸５と平行に、かつ同方向に往復動可能に収
容され、その先端面が斜板１１の一部に係留した球体を
押動して斜板１１の傾角を該復帰ばね１８の弾性力に抗
して増大させる向きに押動することにより、ピストン１
２のストロークを変更し、吐出容量を調整することがで
きるようになっている。従って、油圧回路の停止時にお
いては前記制御シリンダ１９内の制御室１９ａが大気圧
となっているので、前記復帰ばね１８の弾性力により斜
板１１が図４において最小吐出容量位置に付勢保持され
る。

【００１４】又、以上のように構成された可変容量型斜
板式ピストンポンプ２１の吐出通路１７には、図１に示
すように、吐出管路２２を介して荷役切換弁２３が接続
され、該荷役切換弁２３には荷役用アクチュエータ２４
が接続されている。又、前記吸入通路１６及び荷役切換
弁２３は油タンクＴに接続されている。

【００１５】さらに、前記吐出通路１７と制御シリンダ
１９の制御室１９ａは制御管路２５により連通され、そ
の途中には制御弁２６が介在され、吐出管路２２から制
御室１９ａへの制御油の供給油量を制御するようにして
いる。この制御弁２６はエンドカバー３に設けたスプー
ル室３ａ内に往復動可能に収容したスプール２７を有
し、該スプール２７の外周に形成した環状溝２８によっ
て前記制御管路２５を連通可能となっている。又、スプ
ール２７の外周に形成した大径部２９により、制御管路
２５を連続的に閉鎖可能となっている。さらに、前記ス
プール２７の右端面とスプール室３ａにより形成された
背圧室３０は、連通路３１によりスプール２７下流側の
制御管路２５と連通されている。又、リヤエンドカバー
３にはスプール室３ａを密閉する蓋３２が螺合され、該
蓋３２と前記スプール２７の一端面に連結したばね受板
３４との間にはばね３３が介在され、スプール２７を常
には開路位置へ付勢している。そして、前記制御管路２
５から連通路３１を介して前記背圧室３０に導入された
制御油圧力Ｐ_Cと対抗ばね３３の弾性力とによって操作
され、該制御油圧力Ｐ_Cが設定値を越えた際、該パイロ
ット操作により連続的に開度を縮小、閉鎖して、制御油
圧力Ｐ_Cの上限を規制するものである。なお、２ａは斜
板１１の最大傾角を規制するストッパである。

【００１６】次に、前記のように構成した車両用油圧シ
ステムについて、作用を説明する。図１に示すように、
荷役切換弁２３が非荷役位置に切換られたアクチュエー
タ２４の休止（非荷役）時には、エンジンＥと共にポン
プ２１が駆動されても油タンクＴと直結する吐出管路２
２の吐出圧力Ｐ_dの上昇は低い。この圧力は図３に示す
非荷役時の設定圧Ｐ₁、つまり吐出管路２２に設けた荷
役切換弁２３を作動させるため、非荷役時においても数
気圧に保持される。又、この非荷役状態では、制御弁２
６のスプール２７がばね３３の弾性力によりノーマル位
置（開位置）を保持してはいるものの、図３に示す非荷
役時の設定圧Ｐ₁よりも高い非荷役から荷役への切換に
必要な制御油圧Ｐ_Cの設定圧₂よりも低いので、制御シ
リンダ１９は実質的に機能せず、斜板１１は復帰ばね１
８の弾性力により零容量に等しい最小傾角（０．１〜１
°）を保ってクラッチ（オフ）機能を代替している。従
って、ポンプ２１の起動トルクは小さく、動力の消費も
少ない。

【００１７】この状態から荷役切換弁２３の操作により
アクチュエータ２４への給油が開始されると、動作負荷
に基づいて吐出管路２２内の吐出圧力Ｐ_dは上昇し、同
時に制御管路２５を経て制御シリンダ１９に供給される
制御油圧力Ｐ_Cも増大するので、復帰ばね１８の弾性力
に抗した制御ピストン２０の進動により斜板傾角を増大
すべく付勢する。すなわちポンプ２１は零に等しい最小
容量から立上り、制御油圧力Ｐ_C（＝Ｐ_d）が切換設定
値Ｐ₂に達するに至って斜板１１は最大傾角つまり最大
容量の定常運転に移行し、荷役作業が行われる。

【００１８】そして、エンジンＥの回転数に左右される
ポンプ２１の吐出流量の増加やアクチュエータ２４の動
作負荷の増大により、吐出圧力Ｐ_dが上昇して、制御シ
リンダ１９への制御油圧力Ｐ_Cが設定値Ｐ₃を越えて上
昇すると、連通路３１を介して付加されている該制御油
圧力Ｐ_Cと対抗ばね３３の弾性力との均衡がくずれて、
それまでノーマル位置（開位置）に保持されていた制御
弁２６のスプール２７は連続的に開度を絞り、果ては制
御管路２５を経由した制御シリンダ１９への給油を断つ
べく動作する。従って、制御シリンダ１９内の制御圧力
Ｐ_Cの上限は確実に規制され、斜板１１等に加わる無用
な過負荷は巧みに回避される。

【００１９】ところで、上記油圧システムにおいては、
前述した荷役動作時において荷役用アクチュエータ２４
に作用する動作負荷が何らかの理由により一時的に低下
すると、吐出圧力Ｐ_dが異常に低下することがあり、も
し図３の矢印Ｍに示すように荷役時の吐出圧力Ｐ_dが切
換設定圧Ｐ₂とほぼ等しいか、低くなった場合、前述し
た逆止弁３５により制御シリンダ１９の制御室１９ａの
制御油圧力Ｐ_Cの急激な圧力降下を抑制することがで
き、従って、荷役動作を継続することができる。

【００２０】しかしながら、前記逆止弁３５を使用し無
い場合には、制御シリンダ１９の制御室１９ａの油圧力
Ｐ_Cが急降下して切換設定圧Ｐ₂以下になり、この結
果、荷役中においても斜板１１の傾角が最小容量位置に
変位する可能性があり、荷役作業を確実に行うことがで
きない。

【００２１】荷役等の作業を終え、荷役切換弁２３の操
作によりアクチュエータ２４への給油が停止されると、
動作負荷の解除に基づいた吐出圧力Ｐ_dの降下ととも
に、ばね３３により制御弁２６が元の開位置に保持さ
れ、吐出圧力Ｐ_dは図３に示すように切換設定圧Ｐ₂を
越えて非荷役設定圧Ｐ₁まで急降下する。ところが、制
御シリンダ１９の制御室１９ａ内の制御圧力Ｐ_Cは吐出
圧力Ｐ_dの降下よりもゆるやなに降下する。すなわち、
制御管路２５には逆止弁３５が介在されているので、制
御シリンダ１９の制御室１９ａ内の残留圧油は、該室内
から摺動間隙を介して作動空間４へ徐々に漏出され、斜
板傾角を増大する向きに付勢していた制御室１９ａ内の
制御圧力Ｐ_Cは切換設定圧Ｐ₂以下に低下し、復帰ばね
１８の弾性力に屈した斜板１１は徐々に傾角縮小側へと
変位され、ポンプ２１は運転を継続したまま零に等しい
最小容量に移行する。

【００２２】ところで、上述した荷役状態においては、
制御弁２６により制御シリンダ１９内の制御圧力Ｐ_Cの
上限値が設定圧Ｐ₃となっているので、荷役から非荷役
への切換動作時に制御圧力Ｐ_Cの降下が迅速に行われ、
容量切換の応答性が向上する。なお、前記制御弁２６を
省略した場合には、制御圧力Ｐ_dと同様に制御圧力Ｐ_C
も高圧となるので、この高圧を漏出により設定圧Ｐ₂以
下に低下するまでの時間が長くなる。

【００２３】なお、この考案は前記実施例に限定される
ものではなく、次のように具体化することもできる。（１）図５に示すように、制御管路２５の逆止弁３５の
下流側に前記制御シリンダ１９の制御室１９ａに連通す
るとともに、油タンクＴに接続する絞り３６を形成する
こと。この実施例の場合には、荷役から非荷役への切換
時に制御室１９ａの制御圧力Ｐ_Cの低下時間を設定する
ことができる。又、前記絞り３６に代えて、制御シリン
ダ１９に対し作動空間４の油の還流オリフイス（図示
略）を形成することもできる。

【００２４】（２）前記制御弁２６はポンプ２１のリヤ
エンドカバー３に組み込んだが、これをポンプ２１と別
体に構成すること。（３）前記制御弁２６を省略すること。

【００２５】

【考案の効果】以上詳述したようにこの考案は、実質的
なポンプの作動（吐出）が常に零に等しい最小容量から
開始されるので、立上りトルクが小さく、省動力に加え
て過激な負荷変動を抑制できるとともに、無負荷時の容
量を零に等しい最小容量に保持し得るため、クラッチ等
入力の遮断機構を省略でき、さらに、荷役作業中に吐出
管路内の油圧が一時的に降下しても油圧ポンプの吐出容
量の低下を抑制して安定した荷役動作を行うことができ
る。

【図面の簡単な説明】

【図１】この考案に係る油圧システムの一実施例を一部
模式的に表した非荷役状態の油圧回路図である。

【図２】油圧システムの荷役状態を表した油圧回路図で
ある。

【図３】吐出圧力と制御シリンダ内の制御圧力との関係
を示すグラフである。

【図４】斜板式可変容量型ピストンポンプの縦断面図で
ある。

【図５】この考案の別の実施例を示す要部のみの断面図
である。

【符号の説明】

１１斜板、１８復帰ばね、１９制御シリンダ、１
９ａ制御室、２１可変容量型斜板式ピストンポンプ、
２２吐出管路、２３荷役切換弁、２４アクチュエー
タ、２５制御管路、２６制御弁、２７スプール、
３０背圧室、３１連通路、３３ばね、３５逆止
弁、Ｐ_C 制御圧力、Ｐ₁ 非荷役時の設定圧、Ｐ₂
非荷役と荷役との切換設定圧、Ｅエンジン。

Claims

(57)【実用新案登録請求の範囲】

【請求項１】斜板の傾角を常に縮小して容量を減少さ
せる向きに付勢する復帰ばねと、これに対向して該斜板
の傾角を増大して容量を増大させる向きに付勢する制御
シリンダとを有して、動力供給源に直結された可変容量
型斜板式ピストンポンプと、該ポンプの吐出ポートとア
クチュエータとを結ぶ吐出管路と、該吐出管路の途中に
設けた荷役切換弁と、前記吐出管路と前記制御シリンダ
の制御室とを連通して圧油を制御シリンダに供給する制
御管路と、該制御管路の途中に介在され、制御シリンダ
の制御室から吐出管路への圧油の逆流を阻止する逆止弁
とからなる油圧システム。