JP3827471B2

JP3827471B2 - Pump control device

Info

Publication number: JP3827471B2
Application number: JP10229999A
Authority: JP
Inventors: 亮介鎌倉; 秀明篠原; 弘毅加藤
Original assignee: KYB Corp
Current assignee: KYB Corp
Priority date: 1999-04-09
Filing date: 1999-04-09
Publication date: 2006-09-27
Anticipated expiration: 2019-04-09
Also published as: JP2000297743A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、油圧走行装置などに用いられる油圧ポンプにおいて、ポンプ吐出量を制御する装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
農業用や産業用車両の油圧走行装置として、油圧ポンプとモータから構成される油圧走行装置が知られている。このような油圧走行装置の回転数は油圧ポンプの吐出量に応じて制御されるが、本出願人による特願平９−８１６３３号および特願平９−２７１５３４号には、この油圧ポンプの吐出量を制御するためにマニュアルのサーボレギュレータを備えるとともに、外部からの負荷制御信号に応じてもポンプ吐出量を制御可能としたポンプ制御装置が提案されている。
【０００３】
図１６に示すように、ポンプ制御装置では、ポンプ斜板１と連動するサーボピストン２の油室への油圧切換を、制御バルブ１００により行う。ここで、この制御バルブ１００は、操作レバー１０２による操作、あるいは油室１０３への制御圧導入により切り換えられるようになっている。
【０００４】
また、サーボピストン２（斜板１）の動作は、フィードバックレバー３を介して制御バルブ１００のスリーブ１０１にフィードバックされる。これにより、スリーブ１０１が回転して制御バルブ４０のポートが閉じられ、サーボピストン２の油室への作動油供給が終了し、斜板１の傾転角が安定するようになっている。このようにして、例えばポンプ回転数の上昇に対して斜板傾転角を小さくし、ポンプ吐出流量を一定に保つようなフィードバック制御が行われる。
【０００５】
ここでフィードバックレバー３は、図１７にも示すように、略中央の軸３ｂに軸支されたもので、両端に係合ピン３ａと係合端部３ｃを備える。そして、これらの係合ピン３ａ、係合端部３ｃは、それぞれスリーブ１０１の係合部１０１ａ、サーボピストン２の係合部２ａに係合している。これにより、サーボピストン２の左右摺動が、フィードバックレバー３を軸３ｂ回りで回動させ、スリーブ１０１にフィードバックされるようになっている。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、この従来のポンプ制御装置には、以下に述べるような問題点があった。
【０００７】
詳しく説明すると、例えば、サーボピストン２が斜板１の傾転角を小さくする方向（図１７の左方向）に摺動するときには、フィードバックレバー３の係合ピン３ａ、係合端部３ｃと係合部１０１ａ、３ｃの接触状態は、図１７に示すようになっている。この状態から、サーボピストン２の動作が斜板１の傾転角を大きくする方向（図１７の右方向）に切り換わると、この動作は、フィードバックレバー３の逆回転によりスリーブ１０１に伝達される必要がある。
【０００８】
しかしながら、係合ピン３ａ、係合端部３ｃと係合部１０１ａ、３ｃが図１７のような接触状態にあると、係合ピン３ａと係合部２ａの間にはガタαが、また係合端部３ｃと係合部２ａの間にはガタβがある。このため、サーボピストン２の逆方向への動作は、このガタα、β分、サーボピストン２が動作した後でなければ、スリーブ１０１にフィードバックされない。
【０００９】
したがって、斜板１の傾転角変動方向の切換があった場合には、フィードバックの遅れが生じてしまい、その間、フィードバック制御がなされなくなってしまう。すなわち、ポンプ入力回転数に対するポンプ吐出流量の自動制御特性には、例えば図１８に示すように、ポンプ傾転角が増大から減少に転じるときに、上述のガタの影響でフィードバック制御が適切になされない行程があり（図にＱ→Ｒで示す）、この部分で斜板１の傾転角が適切に減少して行かない。このため、ポンプ制御特性にはヒステリシスが生じてしまい、所望の特性が得られない。
【００１０】
本発明は、このような問題点に着目してなされたもので、ポンプ制御装置において、フィードバックレバーによるフィードバック遅れを解消して、所望のポンプ制御特性が得られるようにしたもの提供することを目的とする。
【００１１】
【課題を解決するための手段】
第１の発明では、ポンプ斜板の傾転角を変化させるサーボピストンと、軸回りで回転可能なスリーブとこのスリーブ内に回転および軸方向摺動可能に収容されたスプールとを備えこのスリーブとスプールの相対回転または軸方向変位により前記サーボピストンへの油圧供給を切り換えるロータリ制御バルブと、前記スリーブとスプールとの相対回転を手動で操作可能とする手動によるバルブ切換手段と、前記スプール端室に制御圧を導入して前記スプールを初期位置から軸方向に移動させる制御圧によるバルブ切換手段と、両端部がそれぞれ前記スリーブと前記サーボピストンとに係合されることにより前記スリーブに前記サーボピストンの動きをフィードバックするフィードバックレバーとを備えたポンプ制御装置において、前記スリーブを回転方向に付勢する付勢手段を備えた。
【００１２】
第２の発明では、前記付勢手段は、前記スリーブ外周に配設されたねじりバネである。
【００１３】
第３の発明では、前記スリーブに形成されるポートは、同種のポートが対にして設けられるとともに、これら各同種のポートの対は前記スプールを挟んで対向する位置に配置されるようにした。
【００１４】
第４の発明では、前記各ポートの対は他のポートの対と軸方向に異なる高さに配設される。
【００１５】
【発明の作用および効果】
第１の発明では、手動によるバルブ切換手段または制御圧によるバルブ切換手段により制御バルブが切り換えられ、サーボピストンを介してポンプ斜板の傾転角が変動するとともに、このサーボピストンの動作がフィードバックレバーを介して制御バルブのスリーブにフィードバックされることにより、制御バルブの切換状態は初期状態に戻され、斜板の動作が安定する。この場合、制御バルブのスリーブは、付勢手段によって所定の回転方向に常時付勢されているので、スリーブとフィードバックレバーは常時同じ部分で接触し続け、フィードバックレバーによるフィードバックに、スリーブとフィードバックレバーの間のガタによる影響が生じることはない。したがって、サーボピストンから制御バルブへのフィードバックは遅れなくなされるため、ポンプ制御装置によるポンプ制御特性は所望のものとなり、ヒステリシスが生じることはなくなる。また、スリーブとフィードバックレバーとのはめ合い部分の公差はラフに設定することができ、その分、バルブ製造が容易となり、製造コストを低減できる。
【００１６】
第２の発明では、付勢手段をスリーブ外周に配設されたねじりバネから構成したので、付勢手段を含む制御バルブをコンパクトかつ安価に構成できる。
【００１７】
第３の発明では、制御バルブにおいては、同種のポート（同圧が導入されるポート）が対にされて、スプールを挟む対向位置に配設されるので、各ポートからの油圧は、対向する同種のポートからの油圧により相殺される。したがって、ポートからの油圧によりスプールがスリーブに押し付けられて、スプールとスリーブ間およびスリーブとバルブボディ間に大きな摩擦抵抗が発生してしまうことが無くなるので、付勢手段の付勢力（ねじりバネのバネ力）を小さくすることができ、付勢手段を低コストかつコンパクトに構成できる。
【００１８】
第４の発明では、ポートの対は軸方向に異なる高さで複数段に形成されるので、同種ポートを対で対向させる構成を採用した場合でも、スプールにおける各ランド部とポート溝を、回転方向に幅の大きなものとできる。したがって、バルブの切換状態が元に戻ってしまうまでのスプールとスリーブの回転角度を、大きく採ることができる。
【００１９】
【発明の実施の形態】
以下、添付図面に基づいて、本発明の実施の形態について説明する。
【００２０】
図１〜図４は本発明の第１の実施の形態を示すもので、図１には本実施の形態のポンプ制御装置の全体構成を断面図を、また第２図には図１のＡ−Ａ断面図を、図３にはポート部の拡大正面図を、図４にはバルブ油路切換を示す説明図を、それぞれ示す。
【００２１】
ポンプ制御装置は、斜板式油圧ポンプに備えられるもので、図示されるように、サーボピストン２を備え、このサーボピストン２の摺動によりポンプ斜板１の傾転角を変化させるようになっている。この斜板１の傾転角に応じてポンプ吐出量が可変的に制御される。
【００２２】
サーボピストン２の両側には、油室１３ａと１３ｂが形成される（図４参照）。これらの油室１３ａ、１３ｂの一方に高圧を導き、他方を低圧に解放することにより、ピストン２は中立スプリング１４に抗して左右に変位する。
【００２３】
サーボピストン２両側の油室１３ａ、１３ｂへの油圧の供給は、ロータリ型の制御バルブ２０によって制御される。
【００２４】
この制御バルブ２０は、ボディ１０内に収容されたスリーブ２１と、このスリーブ２１内部で軸回りの回転および軸方向の摺動が可能なスプール２２とから構成される。このスリーブ２１とスプール２２の回転および摺動により、制御バルブ２０が切り換えられ、サーボピストン油室１３ａ、１３ｂへの油圧の選択的給排が行われるようになっている。
【００２５】
スプール２２は、同軸的に設けられたシャフト２３と異径嵌合し、回転方向には一体に、軸方向には相対移動可能に連結される。このシャフト２３は操作レバー１９の操作により、回転動作する。このように、スプール２２は手動操作により回転し、制御バルブ２０の切換ができるようになっている。
【００２６】
また、スリーブ２１自身も、軸回りに回転可能となっている。そして、このスリーブ２１とボディ１０の間にはねじりバネ２９が介装され、スリーブ２１の外周に配置されている。このねじりバネ２９は、スリーブ２１を所定の回転方向に常時付勢している。
【００２７】
また、スリーブ２１下端に形成された係合部２２ａには、フィードバックレバー３の一端の係合ピン３ａが係合している。このフィードバックレバー３は軸３ｂに軸支されるもので、係合ピン３ａと反対側の係合端部３ｃは、サーボピストン２に形成された係合部２ａに係合している。
【００２８】
このような構成により、サーボピストン２の動作（斜板１の傾転角変化）は、フィードバックレバー３の軸３ｂ周りの回転を介して、スリーブ２１にフィードバックされる。このフィードバックにより、スリーブ２１はスプール２２の回転に追随して同一角度回転し、バルブ油路を再び閉じてサーボピストン２（斜板１）の動きを安定させる。
【００２９】
この場合、フィードバックレバー３の係合ピン３ａは、ねじりバネ２９のバネ力により、スリーブ２１の係合部２１ａ内周面に当接する位置に常時保持されている。このため、スリーブ２１は、フィードバックレバー３の回転動作は、係合ピン３ａと係合部２１ａ間のガタの影響を受けることなく、遅れなくスリーブ２１に伝達される。
【００３０】
スリーブ２１には、ピストン油室１３ａ、１３ｂにそれぞれ連通する一対のシリンダポート３１、３２が、軸方向に所定の長さで対向的に形成されている（図２参照）。また、これらに直交して、ポンプ通路３３に連通するポンプポート２４と、ドレン通路３９に連通するドレンポート２５が、同じく軸方向に所定の長さで形成される。
【００３１】
これらのポート２４、２５には、スプール２２のポート部（平行幅面部）２６が相対する。このポート部２６は、ポンプポート２４の幅より若干大きな幅のランド部２６ａを持ち、中立状態ではポンプポート２４を塞いでシリンダポート３１、３２との連通を遮断する。一方、スプール２２が回転すると、その回転方向にしたがってシリンダポート３１、３２の一方をポンプポート２４に、他方をドレンポート２５に連通させる。これにより、ピストン油室１３ａ、１３ｂへの作動油の選択的給排、つまりバルブ油路の選択的切換が行われる。
【００３２】
また、このポンプ制御装置は、外部からの制御圧の供給によっても斜板１の傾転角が制御できるように、以下のような構成を備えている。
【００３３】
スプール２２の上下両端には、それぞれ油室２７Ａ、２７Ｂが形成される。
【００３４】
上端側の油室２７Ａは、ドレン通路３９側に連通するとともに、リターンスプリング２８が備えられる。このリターンスプリング２８は、スプール２２を油室２７Ｂ側（下方）に向けて押圧する。
【００３５】
一方、下端側の油室２７Ｂは、制御圧ポート４１またはドレンポート４２を介して、制御圧通路３４またはドレン通路３９に、選択的に接続される。詳しくは、スリーブ２１が中立位置にあるときには、制御圧ポート４１が閉止されている一方で、ドレンポート４２はドレン通路３９に連通している。また、スプール２１が所定の角度θだけ回転すると、ドレンポート４２が閉止される一方、制御圧ポート４１は制御圧通路３４と接続され、外部からの制御圧導入が可能となる。そして、このように油室２７Ｂに制御圧が導かれると、スプール２２はリターンスプリング４８に抗して軸方向（図の上方）に移動するようになっている。
【００３６】
また、スプール２２のポート部２６は、軸心を中心にして捩られた形状となっている（図３参照）。これにより、スプール２２端部の油室２７Ｂに制御圧が導かれ、スプール２２がリターンスプリング４８に抗して軸方向に移動すると、ポート部２６（ランド部２６ａ）とポート２４、２５の相対関係がちょうどスプール２２が逆回転したのと同じように変化する。これにより、外部からの制御圧によっても、斜板１の傾転角を減少させるような制御が可能となっている。
【００３７】
詳しく説明すると、図３のようにポート部２６のＢ−Ｂ位置がポート２４、２５と相対する位置にあるときには、図４の右側の図に示すように、ポート部２６は、ポンプポート２４、ドレンポート２５を閉鎖している。この状態から油室２７Ｂへ制御圧を導入すると、ポート部２６のＣ−Ｃ位置がポート２４、２５と相対するようにスプール２２が軸方向に移動する。これにより、図４の左側の図に示すように、ポンプポート２４とポート３１はポート部２６の一方のねじれ面２６ｃ側で連通し、ドレンポート２５とポート３２は他方のねじれ面２６ｄ側で連通する。このように、スプール２２の軸方向の摺動によっても、ポート部２６と各ポート２４、２５、３１、３２の関係は、ちょうどスプール２２が軸回転したときと同じように変化する。
【００３８】
つぎに作用を説明する。
【００３９】
ポンプ制御装置でポンプ吐出量を制御するときには、操作レバー１９を回転操作する。これにより、制御バルブ２０のスプール２２が回転し、バルブ油路切換がなされてサーボピストン油室１３ａ、１３ｂの一方に油圧が導入される。この結果、サーボピストン２が移動し、このピストン９の移動にともなって斜板１が傾転して行く。さらに、この斜板１の傾転は、フィードバックレバー３を介してスリーブ２１を回転させ、スリーブ２１がスプール２２と同じ角度まで回転したところでサーボピストン油室１３ａ、１３ｂへの油圧の導入が終了し、斜板１は安定する。
【００４０】
また、スリーブ２１が所定角度θ以上回転した後は、制御圧ポート４１が制御圧通路３４と連通し、制御バルブ２０の油室２７Ｂへの制御圧導入が可能となる。この制御圧導入により、スリーブ２２が軸方向に移動することによっても、バルブ油路の切換がなされ、斜板１の傾転角（サーボピストン油室１３ａ、１３ｂへの作動油の給排）が制御される。例えば、この制御圧として、ポンプ回転数の関数である圧力が導入されることにより、ポンプ回転数が上がった場合には斜板１の傾転角を小さくし、またポンプ回転数が下がった場合には斜板１の傾転角を大きくすることにより、ポンプ吐出流量を一定に制御することができる。
【００４１】
このようなポンプ制御装置の動作において、ねじりバネ２９の作用により、フィードバックレバー３の係合ピン３ａは、スリーブ２１の係合部２１ａ内で所定の位置に保持されているので、フィードバックレバー３の回転動作は、スリーブ２１に遅れなく伝達される。
【００４２】
このねじりバネ２９の作用を、図５を用いて詳しく説明する。スリーブ２１は、ねじりバネ２９により図の矢印の方向（時計回り方向）に付勢されている。このため、フィードバックレバー３の係合ピン３ａは、このスリーブ２１の回転を止めるようにして、係合部２１ａ内周の一側面に当接している。そして、サーボピストン２が斜板傾転角を大きくする方向（図の右方向）に動いた場合には、フィードバックレバー３はスリーブ２１をねじりバネ２９に対抗する回転方向（反時計回り方向）に回転させる。よって、係合ピン３ａは、係合部２１ａの前記一側面に当接したまま、これを押していく。一方、サーボピストン２が斜板傾転角を小さくする方向（図の左方向）に動いた場合には、フィードバックレバー３の係合ピン３ａはねじりバネ２９による付勢と同一方向（図の右方向）に動く。よって、スリーブ２１は、ねじりバネ２９のバネ力により、係合部２１ａの前記一側面が係合ピン３ａと離れないように回転していく。
【００４３】
このように、フィードバックレバー３の係合ピン３は、ねじりバネ２９のバネ力により、常時、スリーブ係合部２１ａの一側面に当接し続ける。すなわち、スリーブ２１は、係合ピン３ａとスリーブ２１ａとの間のガタの影響を受けずに、フィードバックレバー３の動作に追随する。したがって、サーボピストン２の摺動動作は、斜板１の傾転角変動方向が逆転方向に動く場合でも、応答遅れなくスリーブ２１にフィードバックされる。
【００４４】
したがって、従来例のように馬力制御時におけるヒステリシス（図１８参照）が発生することはなく、傾転角増大時と傾転角減少時のいずれにおいても、ポンプ回転数と吐出流量の間に所望の特性を得ることができる。
【００４５】
また、フィードバックレバー３の係合ピン３ａとスリーブ２１の係合部２１ａの間に多少のガタがあったとしても、斜板１の動作のフィードバックには影響がないのだから、係合ピン３ａと係合部２１ａとのはめ合いの公差をラフに設定することができ、その分、製造コストを低減できる。
【００４６】
図６〜図８には、本発明の第２の実施の形態を示す。
【００４７】
図示されるように、この実施の形態では、制御バルブ５０のスリーブ５１には、ポンプポート５４およびドレンポート５５と、サーボピストン２の油室１３ａに連通するシリンダポート５７および油室１３ｂに連通するシリンダポート５８は、軸方向に異なる高さに、段差をもって形成されている。そして、これらの各ポート５４、５５、５７、５８は対で設けられ、各対がスプール５２を挟んで対向する位置に配置されるようになっている。
【００４８】
また、これに伴って、スプール５２のポート部５６の形状も変更されている。すなわち、ポート部５６は、４つのランド部５２ａ、５２ｂ、５２ｃ、５２ｄを備え、これらのランド部の間に４つのポート室６１、６２、６３、６４が形成されている。そして、上段のポンプポート５４ａ、５４ｂ、ドレンポート５５ａ、５５ｂは、これらのポート室６１、６２、６３、６４を介して、下段のシリンダポート５７ａ、５７ｂ、５８ａ、５８ｂと連通する。なお、図７、図８には、ポート室６１を介してポンプポート５２ａとシリンダポート５７ａが、ポート室６２を介してシリンダポート５８ａとドレンポート５５ａが、ポート室６３を介してポンプポート５４ｂとシリンダポート５７ｂが、ポート室６４を介してシリンダポート５８ｂがドレンポート５５ｂが、それぞれ連通している状態を示している。
【００４９】
また、本実施の形態では、上述以外の構成は上記第１の実施の形態と共通するので、図には同一の符号を付して示し、説明は省略する。
【００５０】
このような構成により、各ポートの対（ポンプポート５４ａと５４ｂ、ドレンポート５５ａと５５ｂ、シリンダポート３１ａと３１ｂ、シリンダポート３２ａと３２ｂ）からスプール５２（ポート部５６）に作用する力は相殺される。したがって、スプール５２とスリーブ５１間、あるいはスリーブ５１とボディ１０間には、大きな摩擦が発生することはないので、ねじりバネ２９のバネ力を小さくすることができる。
【００５１】
詳しく説明すると、例えば上記第１の実施の形態の場合では、ポンプポート２４と対向する位置にはドレンポート２５が配置されているので、スプール２１のポート部２６は、ポンプポート２４からの油圧によりドレンポート２５側に押されてしまう。このため、スプール２２がスリーブ２１に押し付けられ、またスプール２２に押されたスリーブ２１がボディ１０に押し付けられるので、スプール２２とスリーブ２１間およびスリーブ２１とボディ１０間には大きな摩擦が発生してしまう。このため、スリーブ２１を回転させるためにねじりバネ２９がスリーブ２１に与えるべき力が余計に必要となってしまう。
【００５２】
これに対して、本実施の形態では、例えば、ポンプポート５４ａからの油圧がスプール５２に作用する力は、ポンプポート５４ｂからの同圧の油圧がスプール５２に作用する力により相殺されるので、スプール２２をスリーブ２１に押し付けてしまうことはない。したがって、スリーブ２１の回転動作には大きな摩擦抵抗力が作用することはなく、ねじりバネ２９のバネ力は小さくできる。したがって、その分、ねじりバネ２９を小型化でき、また製造コストを削減できる。
【００５３】
図９〜図１１には、本発明の第３の実施の形態を示す。
【００５４】
この実施の形態の制御バルブ７０では、上記第２の実施の形態の制御バルブ５０と同様に同種のポートがスプール７２を挟む対向状態で設けられるとともに、特徴となる構成として、異なる種類のポートは、総て、軸方向の異なる平面上に（軸方向に異なる高さで）配置されるようになっている。
【００５５】
詳しく説明すると、図９のＡ−Ａ断面〜Ｃ−Ｃ断面に配置された各ポートは、サーボピストン２の油室１３ａへ作動油の給排を行うためのもので、図１０に示すように、スリーブ７１には、Ａ−Ａ断面にポンプポート８１ａと８１ｂが、Ｂ−Ｂ断面に油室１３ａと連通するシリンダポート８２ａと８２ｂが、Ｃ−Ｃ断面にドレンポート８３ａと８３ｂが、それぞれ対向状態で、３段に形成されている。また、スプール７２のポート部７６は、これらのポートに相対する位置にポート室９１、９２を画成する。さらに、このポート部７６は、これらのポート室９１、９２とポンプポート８１ａ、８１ｂとを断続するランド部７６ａ、７６ｂと、ポート室９１、９２とドレンポート８３ａ、８３ｂとを断続するランド部７６ｃ、７６ｄとを備えている。このような構成により、シリンダポート８２ａ、８２ｂは、ポンプポート８１ａ、８１ｂまたはドレンポート８３ａ、８３ｂに選択的に接続されるようになっている。なお、図１０には、油室１３ａに高圧が導入される状態、すなわち、ポンプポート８１ａ、８１ｂからの油圧がポート室９１、９２を介してシリンダポート８２ａ，８２ｂに導入される一方、ドレンポート８３ａ、８３ｂはランド部７６ｃ、７６ｄによりポート室９１、９２に対してブロックされている状態を示している。
【００５６】
一方、図１１に示すように、スリーブ７１のＤ−Ｄ断面〜Ｆ−Ｆ断面にはサーボピストン２の油室１３ｂへ作動油の給排を行う構成として、Ｄ−Ｄ断面にはドレンポート８４ａ、８４ｂが、Ｅ−Ｅ断面には油室１３ｂと連通するシリンダポート８５ａ、８５ｂが、Ｆ−Ｆ断面にはポンプポート８６ａ、８６ｂが、それぞれ対向状態で、３段に形成されている。また、スプール７２のポート部７６は、これらのポートと相対する位置にポート室９３、９４を画成するとともに、ランド部７６ｅ、７６ｆによりポート室９３、９４に対してドレンポート８４ａ、８４ｂが閉止され、ランド部７６ｇ、７６ｈによりポート室９３、９４に対してポンプポート８６ａ、８６ｂが閉止される。これにより、シリンダポート８５ａ、８５ｂは、ドレンポート８４ａ、８４ｂまたはポンプポート８６ａ、８６ｂに選択的に接続される。なお、図１１には、油室１３ｂがタンクにドレンされる場合、すなわち、ドレンポート８４ａ、８４ｂがポート室９３、９４を介してシリンダポート８５ａ，８５ｂと接続される一方、ポンプポート８６ａ、８６ｂはランド部７６ｇ、７６ｈによりポート室９３、９４に対してブロックされている状態を示している。
【００５７】
このような構成により、本実施の形態では、スプール７２のポート部７６において、各ランド部７６ａ〜７６ｄおよびポート室９１〜９４の回転方向への幅を大きくとることができる。したがって、スプール７１とスリーブ７２の相対回転可能角度を大きくとることができる。
【００５８】
以下、図を使って説明する。図１２には、上記第２の実施の形態において、シリンダポート５７ａ、５７ｂがポンプポート５４ａ、５４ｂと連通する連通状態（連通状態Ａとする）から、シリンダポート５８ａ、５８ｂがポンプポート５４ａ、５４ｂと連通する連通状態（連通状態Ｂとする）に切り換わる寸前の状態を示している。この状態からスプール５２（ポート部５６）が反時計回転すると、連通状態はＡからＢに切り換わるが、さらに回転すると、図１３に示すように連通状態は再びＡに戻ってしまう。
【００５９】
この場合、連通状態が元に戻ってしまうまでの回転角度、すなわち相対回転可能角度は、ランド部およびポート室（ポート溝）の回転方向の幅により決まってくる。この点、上記第２の実施の形態は、同種のポートをスプール５２に対して対向状態で設ける構成を採ったため、同一平面上に配されるポートの数が多く、その分、ランド部およびポート室の幅が狭い。したがって、上記第２の実施の形態では、スリーブ５１とスプール５２に許容される相対回転可能角度は、比較的小さな角度θ１となってしまう。
【００６０】
これに対して、本実施の形態の場合には、例えば、図１４に示すように、シリンダポート８２ａ、８２ｂがポンプポート８１ａ、８１ｂが連通する連通状態（連通状態Ｃとする）から、シリンダポート８２ａ、８２ｂがドレンポート８３ａ、８２ｂが連通する連通状態（連通状態Ｄとする）に切り換わった後、図１５に示すように所定の回転角度θ２回転すると、連通状態は再びＣに戻る。この場合、制御バルブ７０においては、異なる種類のポートは異なる段に形成され、各段には対向して設けられた２つのポートがあるのみであるから、ポート部７６のランド部およびポート室は十分に長い幅で構成されている。したがって、本実施の形態では、上記第１の実施の形態における回転角度θ２に比較して、回転角度θ２を十分大きな角度とでき、相対回転可能角度を大きくすることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１の実施の形態におけるポンプ制御装置を示す断面図である。
【図２】同じく図１のＡ−Ａ断面図である。
【図３】同じくポート部の拡大正面図である。
【図４】同じくバルブ油路切換を示す説明図である。
【図５】同じくフィードバックレバーとスリーブ係合部およびサーボピストン係合部の係合状態を示す説明図である。
【図６】本発明の第２の実施の形態におけるポンプ制御装置を示す断面図である。
【図７】同じく図６のＡ−Ａ断面における制御バルブの断面図である。
【図８】同じく図６のＢ−Ｂ断面における制御バルブの断面図である。
【図９】本発明の第３の実施の形態におけるポンプ制御装置を示す断面図である。
【図１０】同じく（ａ）は図９のＡ−Ａ断面における制御バルブの断面図であり、（ｂ）は図９のＢ−Ｂ断面における制御バルブの断面図であり、（ｃ）は図９のＣ−Ｃ断面における制御バルブの断面図である。
【図１１】同じく（ａ）は図９のＤ−Ｄ断面における制御バルブの断面図であり、（ｂ）は図９のＥ−Ｅ断面における制御バルブの断面図であり、（ｃ）は図９のＦ−Ｆ断面における制御バルブの断面図である。
【図１２】本発明の第２の実施の形態における各ポートの連通状態を示す説明図である。
【図１３】同じく説明図である。
【図１４】本発明の第３の実施の形態における各ポートの連通状態を示す説明図である。
【図１５】同じく説明図である。
【図１６】従来のポンプ制御装置を示す断面図である。
【図１７】従来のポンプ制御装置におけるフィードバックレバーとスリーブ係合部およびサーボピストン係合部の係合状態を示す説明図である。
【図１８】従来のポンプ制御装置において発生する制御特性のヒステリシスを示す特性図である。
【符号の説明】
１斜板
２サーボピストン
３フィードバックレバー
３ａ係合ピン
３ｃ係合端部
１３ａピストン油室
１３ｂピストン油室
３４制御圧通路
３９ドレーン通路
２０、５０、７０制御バルブ
２１、５１、７１スリーブ
２２、５２、７２スプール
２４、５４、７４ポンプポート
２５、５５、７５ドレンポート
２６、５６、７６ポート部
３１、５７、７７シリンダポート
３２、５８、７８シリンダポート
４１、４２制御圧ポート[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a device for controlling a pump discharge amount in a hydraulic pump used in a hydraulic travel device or the like.
[0002]
[Prior art]
2. Description of the Related Art As a hydraulic traveling device for agricultural and industrial vehicles, a hydraulic traveling device including a hydraulic pump and a motor is known. The rotational speed of such a hydraulic travel device is controlled in accordance with the discharge amount of the hydraulic pump. Japanese Patent Application No. 9-81633 and Japanese Patent Application No. 9-271534 filed by the present applicant disclose the discharge of this hydraulic pump. In order to control the amount, there has been proposed a pump control device provided with a manual servo regulator and capable of controlling the pump discharge amount in accordance with an external load control signal.
[0003]
As shown in FIG. 16, in the pump control device, the control valve 100 switches the hydraulic pressure to the oil chamber of the servo piston 2 that is linked to the pump swash plate 1. Here, the control valve 100 is switched by an operation by the operation lever 102 or by introducing a control pressure into the oil chamber 103.
[0004]
The operation of the servo piston 2 (swash plate 1) is fed back to the sleeve 101 of the control valve 100 via the feedback lever 3. As a result, the sleeve 101 rotates to close the port of the control valve 40, the supply of hydraulic oil to the oil chamber of the servo piston 2 is completed, and the tilt angle of the swash plate 1 is stabilized. In this way, feedback control is performed such that, for example, the swash plate tilt angle is reduced with respect to an increase in pump rotation speed, and the pump discharge flow rate is kept constant.
[0005]
Here, as shown in FIG. 17, the feedback lever 3 is pivotally supported by a substantially central shaft 3b, and includes an engagement pin 3a and an engagement end 3c at both ends. The engagement pin 3a and the engagement end 3c are engaged with the engagement portion 101a of the sleeve 101 and the engagement portion 2a of the servo piston 2, respectively. As a result, the left and right sliding of the servo piston 2 is fed back to the sleeve 101 by rotating the feedback lever 3 about the shaft 3b.
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
However, this conventional pump control device has the following problems.
[0007]
More specifically, for example, when the servo piston 2 slides in the direction of decreasing the tilt angle of the swash plate 1 (left direction in FIG. 17), it engages with the engagement pin 3a and the engagement end 3c of the feedback lever 3. The contact state of the joint portions 101a and 3c is as shown in FIG. From this state, when the operation of the servo piston 2 is switched to the direction in which the tilt angle of the swash plate 1 is increased (the right direction in FIG. 17), this operation is transmitted to the sleeve 101 by the reverse rotation of the feedback lever 3. There is a need.
[0008]
However, when the engagement pin 3a, the engagement end 3c and the engagement portions 101a and 3c are in the contact state as shown in FIG. 17, there is a backlash α between the engagement pin 3a and the engagement portion 2a. There is a backlash β between the end portion 3c and the engaging portion 2a. For this reason, the operation of the servo piston 2 in the reverse direction is not fed back to the sleeve 101 unless the servo piston 2 is operated by the backlash α and β.
[0009]
Therefore, when the tilt angle fluctuation direction of the swash plate 1 is switched, a feedback delay occurs, and feedback control is not performed during that time. In other words, the automatic control characteristic of the pump discharge flow rate with respect to the pump input rotational speed is, for example, as shown in FIG. There is a stroke that is not performed (indicated by Q → R in the figure), and the tilt angle of the swash plate 1 does not decrease appropriately in this portion. For this reason, hysteresis occurs in the pump control characteristics, and desired characteristics cannot be obtained.
[0010]
The present invention has been made paying attention to such problems, and it is an object of the present invention to provide a pump control device in which a feedback delay due to a feedback lever is eliminated and a desired pump control characteristic can be obtained. And
[0011]
[Means for Solving the Problems]
In the first invention, the servo piston for changing the tilt angle of the pump swash plate, the sleeve rotatable around the axis, and the rotational and axial directions in the sleeve Sliding A rotary control valve that switches the hydraulic pressure supply to the servo piston by the relative rotation or axial displacement of the sleeve and the spool, and the sleeve and the spool can be manually operated. Manual valve switching means, valve switching means by control pressure for introducing the control pressure into the spool end chamber and moving the spool in the axial direction from the initial position, and both end portions of the sleeve and the servo piston respectively. In the pump control apparatus including a feedback lever that feeds back the movement of the servo piston to the sleeve by being combined, an urging unit that urges the sleeve in a rotation direction is provided.
[0012]
In the second invention, the urging means is a torsion spring disposed on the outer periphery of the sleeve.
[0013]
In the third invention, the ports formed in the sleeve are provided with the same kind of ports as a pair, and the pairs of the same kind of ports are arranged at positions facing each other across the spool.
[0014]
In a fourth aspect of the present invention, the port pairs are disposed at different heights in the axial direction from the other port pairs.
[0015]
Operation and effect of the invention
In the first invention, the control valve is switched by manual valve switching means or valve switching means by control pressure, the tilt angle of the pump swash plate varies via the servo piston, and the operation of this servo piston is controlled by the feedback lever. Is fed back to the sleeve of the control valve, the control valve switching state is returned to the initial state, and the operation of the swash plate is stabilized. In this case, since the sleeve of the control valve is constantly urged in the predetermined rotational direction by the urging means, the sleeve and the feedback lever are always kept in contact with each other at the same portion, and the feedback of the feedback lever is used for feedback of the sleeve and the feedback lever. There will be no impact due to the play. Therefore, the feedback from the servo piston to the control valve is performed without delay, so that the pump control characteristic by the pump control device becomes a desired one, and hysteresis does not occur. Further, the tolerance of the fitting portion between the sleeve and the feedback lever can be set roughly, and accordingly, the valve can be manufactured easily and the manufacturing cost can be reduced.
[0016]
In the second invention, since the biasing means is constituted by the torsion spring disposed on the outer periphery of the sleeve, the control valve including the biasing means can be configured in a compact and inexpensive manner.
[0017]
In the third aspect of the invention, in the control valve, the same type of ports (ports into which the same pressure is introduced) are paired and disposed at opposed positions sandwiching the spool, so that the hydraulic pressure from each port is opposed. It is offset by the hydraulic pressure from the same type of port. Accordingly, since the spool is pressed against the sleeve by the hydraulic pressure from the port, a large frictional resistance is not generated between the spool and the sleeve and between the sleeve and the valve body, so that the biasing force of the biasing means (the spring of the torsion spring) Force) can be reduced, and the biasing means can be constructed at low cost and in a compact manner.
[0018]
In the fourth invention, the port pairs are formed in a plurality of stages at different heights in the axial direction. Therefore, even when the same type of ports are opposed to each other in pairs, each land portion and the port groove in the spool are rotated. Can be wide in the direction. Therefore, a large rotation angle of the spool and the sleeve until the switching state of the valve is restored can be taken.
[0019]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the accompanying drawings.
[0020]
1 to 4 show a first embodiment of the present invention. FIG. 1 is a cross-sectional view of the overall configuration of the pump control apparatus of the present embodiment, and FIG. -A sectional view, FIG. 3 shows an enlarged front view of the port portion, and FIG. 4 shows an explanatory view showing valve oil passage switching.
[0021]
The pump control device is provided in a swash plate type hydraulic pump. As shown in the figure, the pump control device includes a servo piston 2, and the tilt angle of the pump swash plate 1 is changed by sliding of the servo piston 2. Yes. The pump discharge amount is variably controlled according to the tilt angle of the swash plate 1.
[0022]
Oil chambers 13a and 13b are formed on both sides of the servo piston 2 (see FIG. 4). The piston 2 is displaced left and right against the neutral spring 14 by introducing a high pressure to one of the oil chambers 13a and 13b and releasing the other to a low pressure.
[0023]
The supply of hydraulic pressure to the oil chambers 13 a and 13 b on both sides of the servo piston 2 is controlled by a rotary control valve 20.
[0024]
The control valve 20 includes a sleeve 21 accommodated in the body 10 and a spool 22 capable of rotating around an axis and sliding in the axial direction within the sleeve 21. The control valve 20 is switched by the rotation and sliding of the sleeve 21 and the spool 22, and the hydraulic pressure is selectively supplied to and discharged from the servo piston oil chambers 13a and 13b.
[0025]
The spool 22 has a different diameter fitting with a shaft 23 provided coaxially, and is coupled integrally in the rotational direction and relatively movable in the axial direction. The shaft 23 is rotated by the operation of the operation lever 19. In this way, the spool 22 is rotated by manual operation so that the control valve 20 can be switched.
[0026]
The sleeve 21 itself can also rotate around the axis. A torsion spring 29 is interposed between the sleeve 21 and the body 10 and is disposed on the outer periphery of the sleeve 21. The torsion spring 29 constantly urges the sleeve 21 in a predetermined rotation direction.
[0027]
Further, the engaging pin 3 a at one end of the feedback lever 3 is engaged with the engaging portion 22 a formed at the lower end of the sleeve 21. The feedback lever 3 is pivotally supported by a shaft 3 b, and an engagement end 3 c opposite to the engagement pin 3 a is engaged with an engagement portion 2 a formed on the servo piston 2.
[0028]
With such a configuration, the operation of the servo piston 2 (change in the tilt angle of the swash plate 1) is fed back to the sleeve 21 through the rotation of the feedback lever 3 around the axis 3b. By this feedback, the sleeve 21 rotates by the same angle following the rotation of the spool 22, and the valve oil passage is closed again to stabilize the movement of the servo piston 2 (swash plate 1).
[0029]
In this case, the engaging pin 3 a of the feedback lever 3 is always held at a position where it abuts on the inner peripheral surface of the engaging portion 21 a of the sleeve 21 by the spring force of the torsion spring 29. For this reason, the sleeve 21 is transmitted to the sleeve 21 without delay without being affected by the play between the engaging pin 3a and the engaging portion 21a.
[0030]
A pair of cylinder ports 31 and 32 communicating with the piston oil chambers 13a and 13b, respectively, are formed in the sleeve 21 so as to face each other with a predetermined length in the axial direction (see FIG. 2). Further, orthogonally to these, the pump port 24 communicating with the pump passage 33 and the drain port 25 communicating with the drain passage 39 are also formed with a predetermined length in the axial direction.
[0031]
These ports 24 and 25 are opposed to a port portion (parallel width surface portion) 26 of the spool 22. The port portion 26 has a land portion 26a having a width that is slightly larger than the width of the pump port 24. In the neutral state, the port portion 26 closes the pump port 24 and blocks communication with the cylinder ports 31 and 32. On the other hand, when the spool 22 rotates, one of the cylinder ports 31 and 32 communicates with the pump port 24 and the other communicates with the drain port 25 according to the rotation direction. As a result, the hydraulic oil is selectively supplied to and discharged from the piston oil chambers 13a and 13b, that is, the valve oil passage is selectively switched.
[0032]
In addition, the pump control device has the following configuration so that the tilt angle of the swash plate 1 can be controlled by supplying control pressure from the outside.
[0033]
Oil chambers 27A and 27B are formed at the upper and lower ends of the spool 22, respectively.
[0034]
The oil chamber 27A on the upper end side communicates with the drain passage 39 side and is provided with a return spring 28. The return spring 28 presses the spool 22 toward the oil chamber 27B side (downward).
[0035]
On the other hand, the lower oil chamber 27 </ b> B is selectively connected to the control pressure passage 34 or the drain passage 39 via the control pressure port 41 or the drain port 42. Specifically, when the sleeve 21 is in the neutral position, the control pressure port 41 is closed, while the drain port 42 communicates with the drain passage 39. Further, when the spool 21 rotates by a predetermined angle θ, the drain port 42 is closed, while the control pressure port 41 is connected to the control pressure passage 34, and control pressure can be introduced from the outside. When the control pressure is guided to the oil chamber 27B in this way, the spool 22 moves in the axial direction (upward in the drawing) against the return spring 48.
[0036]
Further, the port portion 26 of the spool 22 has a twisted shape about the axis (see FIG. 3). As a result, when the control pressure is guided to the oil chamber 27B at the end of the spool 22 and the spool 22 moves in the axial direction against the return spring 48, the relative relationship between the port portion 26 (land portion 26a) and the ports 24 and 25 is increased. Changes just as the spool 22 rotates in the reverse direction. Thereby, control which reduces the tilt angle of the swash plate 1 is possible also by the control pressure from the outside.
[0037]
More specifically, when the BB position of the port portion 26 is at a position opposite to the ports 24 and 25 as shown in FIG. 3, the port portion 26 is connected to the pump port 24, as shown in the right side of FIG. 4. The drain port 25 is closed. When the control pressure is introduced into the oil chamber 27B from this state, the spool 22 moves in the axial direction so that the CC position of the port portion 26 faces the ports 24 and 25. 4, the pump port 24 and the port 31 communicate with each other on the one twisted surface 26c side of the port portion 26, and the drain port 25 and the port 32 communicate with each other on the other twisted surface 26d side. To do. Thus, even when the spool 22 slides in the axial direction, the relationship between the port portion 26 and each of the ports 24, 25, 31, and 32 changes in the same manner as when the spool 22 rotates axially.
[0038]
Next, the operation will be described.
[0039]
When the pump discharge amount is controlled by the pump control device, the operation lever 19 is rotated. As a result, the spool 22 of the control valve 20 rotates, the valve oil passage is switched, and hydraulic pressure is introduced into one of the servo piston oil chambers 13a and 13b. As a result, the servo piston 2 moves, and the swash plate 1 tilts as the piston 9 moves. Further, the tilting of the swash plate 1 rotates the sleeve 21 via the feedback lever 3, and the introduction of the hydraulic pressure to the servo piston oil chambers 13a and 13b is completed when the sleeve 21 rotates to the same angle as the spool 22. The swash plate 1 is stable.
[0040]
Further, after the sleeve 21 is rotated by a predetermined angle θ or more, the control pressure port 41 communicates with the control pressure passage 34, and the control pressure can be introduced into the oil chamber 27B of the control valve 20. By introducing this control pressure, the valve oil passage is also switched when the sleeve 22 moves in the axial direction, and the tilt angle of the swash plate 1 (the supply and discharge of hydraulic oil to the servo piston oil chambers 13a and 13b) is changed. Be controlled. For example, when a pressure that is a function of the pump rotational speed is introduced as the control pressure, the tilt angle of the swash plate 1 is reduced when the pump rotational speed is increased, and the pump rotational speed is decreased. In this case, the pump discharge flow rate can be controlled to be constant by increasing the tilt angle of the swash plate 1.
[0041]
In such an operation of the pump control device, the engagement pin 3a of the feedback lever 3 is held at a predetermined position in the engagement portion 21a of the sleeve 21 by the action of the torsion spring 29. The rotation operation is transmitted to the sleeve 21 without delay.
[0042]
The action of the torsion spring 29 will be described in detail with reference to FIG. The sleeve 21 is urged by a torsion spring 29 in the direction of the arrow in the figure (clockwise direction). For this reason, the engaging pin 3a of the feedback lever 3 is in contact with one side surface of the inner periphery of the engaging portion 21a so as to stop the rotation of the sleeve 21. When the servo piston 2 moves in the direction of increasing the swash plate tilt angle (right direction in the figure), the feedback lever 3 rotates in the rotational direction (counterclockwise direction) that opposes the sleeve 21 against the torsion spring 29. Rotate. Therefore, the engaging pin 3a pushes this while keeping contact with the one side surface of the engaging portion 21a. On the other hand, when the servo piston 2 moves in the direction of decreasing the swash plate tilt angle (left direction in the figure), the engagement pin 3a of the feedback lever 3 is in the same direction as the biasing force by the torsion spring 29 (right in the figure). Direction). Therefore, the sleeve 21 is rotated by the spring force of the torsion spring 29 so that the one side surface of the engaging portion 21a is not separated from the engaging pin 3a.
[0043]
As described above, the engagement pin 3 of the feedback lever 3 is always kept in contact with one side surface of the sleeve engagement portion 21 a by the spring force of the torsion spring 29. That is, the sleeve 21 follows the operation of the feedback lever 3 without being affected by the play between the engaging pin 3a and the sleeve 21a. Therefore, the sliding motion of the servo piston 2 is fed back to the sleeve 21 without a response delay even when the tilt angle variation direction of the swash plate 1 moves in the reverse direction.
[0044]
Therefore, there is no hysteresis (see FIG. 18) at the time of horsepower control unlike the conventional example, and a desired value between the pump rotation speed and the discharge flow rate is obtained when the tilt angle is increased or when the tilt angle is decreased. Characteristics can be obtained.
[0045]
Further, even if there is some backlash between the engagement pin 3a of the feedback lever 3 and the engagement portion 21a of the sleeve 21, there is no effect on the feedback of the operation of the swash plate 1, so the engagement pin 3a The tolerance of fitting with the engaging portion 21a can be set roughly, and the manufacturing cost can be reduced accordingly.
[0046]
6 to 8 show a second embodiment of the present invention.
[0047]
As shown in the figure, in this embodiment, the sleeve 51 of the control valve 50 communicates with the pump port 54 and the drain port 55, and the cylinder port 57 and the oil chamber 13 b that communicate with the oil chamber 13 a of the servo piston 2. The cylinder port 58 is formed with steps at different heights in the axial direction. Each of these ports 54, 55, 57, 58 is provided in pairs, and each pair is arranged at a position facing each other across the spool 52.
[0048]
Along with this, the shape of the port portion 56 of the spool 52 is also changed. That is, the port portion 56 includes four land portions 52a, 52b, 52c, and 52d, and four port chambers 61, 62, 63, and 64 are formed between these land portions. The upper pump ports 54a and 54b and the drain ports 55a and 55b communicate with the lower cylinder ports 57a, 57b, 58a, and 58b through the port chambers 61, 62, 63, and 64, respectively. 7 and 8, the pump port 52 a and the cylinder port 57 a are connected via the port chamber 61, the cylinder port 58 a and the drain port 55 a are connected via the port chamber 62, and the pump port 54 b is connected via the port chamber 63. The cylinder port 57b is in a state where the cylinder port 58b and the drain port 55b communicate with each other through the port chamber 64.
[0049]
Further, in the present embodiment, since the configuration other than the above is common to the first embodiment, the same reference numerals are given in the drawings, and description thereof is omitted.
[0050]
With such a configuration, the force acting on the spool 52 (port portion 56) from the pair of ports (pump ports 54a and 54b, drain ports 55a and 55b, cylinder ports 31a and 31b, cylinder ports 32a and 32b) is canceled out. The Therefore, no large friction is generated between the spool 52 and the sleeve 51 or between the sleeve 51 and the body 10, so that the spring force of the torsion spring 29 can be reduced.
[0051]
More specifically, for example, in the case of the first embodiment, since the drain port 25 is disposed at a position facing the pump port 24, the port portion 26 of the spool 21 is driven by the hydraulic pressure from the pump port 24. It will be pushed to the drain port 25 side. Therefore, since the spool 22 is pressed against the sleeve 21 and the sleeve 21 pressed against the spool 22 is pressed against the body 10, a large friction is generated between the spool 22 and the sleeve 21 and between the sleeve 21 and the body 10. End up. For this reason, in order to rotate the sleeve 21, the force which the torsion spring 29 should give to the sleeve 21 will be needed.
[0052]
On the other hand, in the present embodiment, for example, the force that the hydraulic pressure from the pump port 54a acts on the spool 52 is offset by the force that the same hydraulic pressure from the pump port 54b acts on the spool 52. The spool 22 is not pressed against the sleeve 21. Therefore, a large frictional resistance force does not act on the rotation operation of the sleeve 21, and the spring force of the torsion spring 29 can be reduced. Therefore, the torsion spring 29 can be reduced in size, and the manufacturing cost can be reduced accordingly.
[0053]
9 to 11 show a third embodiment of the present invention.
[0054]
In the control valve 70 of this embodiment, the same type of ports are provided in an opposed state with the spool 72 sandwiched in the same manner as the control valve 50 of the second embodiment, and as a characteristic configuration, different types of ports are All are arranged on different planes in the axial direction (at different heights in the axial direction).
[0055]
More specifically, each port arranged on the AA cross section to the CC cross section of FIG. 9 is for supplying and discharging hydraulic oil to and from the oil chamber 13a of the servo piston 2, as shown in FIG. The sleeve 71 has pump ports 81a and 81b in the AA section, cylinder ports 82a and 82b in communication with the oil chamber 13a in the BB section, and drain ports 83a and 83b in the CC section, respectively. In the state, it is formed in three stages. The port portion 76 of the spool 72 defines port chambers 91 and 92 at positions facing these ports. Further, the port portion 76 includes land portions 76a and 76b that connect the port chambers 91 and 92 and the pump ports 81a and 81b, and land portions 76c that connect the port chambers 91 and 92 and the drain ports 83a and 83b. , 76d. With such a configuration, the cylinder ports 82a and 82b are selectively connected to the pump ports 81a and 81b or the drain ports 83a and 83b. 10 shows a state in which high pressure is introduced into the oil chamber 13a, that is, the hydraulic pressure from the pump ports 81a and 81b is introduced into the cylinder ports 82a and 82b via the port chambers 91 and 92, while the drain port Reference numerals 83a and 83b denote states in which the port chambers 91 and 92 are blocked by the land portions 76c and 76d.
[0056]
On the other hand, as shown in FIG. 11, the DD cross-section to the FF cross-section of the sleeve 71 is configured to supply and discharge hydraulic oil to and from the oil chamber 13b of the servo piston 2, and the DD cross-section has a drain port 84a. , 84b are formed in three stages with cylinder ports 85a and 85b communicating with the oil chamber 13b in the EE cross section and pump ports 86a and 86b in the FF cross section in an opposed state. The port portion 76 of the spool 72 defines port chambers 93 and 94 at positions facing these ports, and the drain ports 84a and 84b are closed with respect to the port chambers 93 and 94 by the land portions 76e and 76f. Then, the pump ports 86a and 86b are closed with respect to the port chambers 93 and 94 by the land portions 76g and 76h. Thereby, the cylinder ports 85a and 85b are selectively connected to the drain ports 84a and 84b or the pump ports 86a and 86b. In FIG. 11, when the oil chamber 13b is drained into the tank, that is, the drain ports 84a and 84b are connected to the cylinder ports 85a and 85b via the port chambers 93 and 94, while the pump ports 86a and 86b are connected. Shows a state in which the port chambers 93 and 94 are blocked by the land portions 76g and 76h.
[0057]
With this configuration, in the present embodiment, the width of the land portions 76a to 76d and the port chambers 91 to 94 in the rotation direction can be increased in the port portion 76 of the spool 72. Therefore, a relatively rotatable angle between the spool 71 and the sleeve 72 can be increased.
[0058]
Hereinafter, it demonstrates using a figure. In FIG. 12, in the second embodiment, the cylinder ports 57a and 57b are communicated with the pump ports 54a and 54b (communication state A), and the cylinder ports 58a and 58b are pump ports 54a and 54b. The state just before switching to the communication state (it is set as the communication state B) which communicates with is shown. When the spool 52 (port portion 56) rotates counterclockwise from this state, the communication state is switched from A to B. When the spool 52 (port portion 56) rotates further, the communication state returns to A again as shown in FIG.
[0059]
In this case, the rotation angle until the communication state is restored, that is, the relative rotation possible angle is determined by the width of the land portion and the port chamber (port groove) in the rotation direction. In this regard, since the second embodiment employs a configuration in which the same type of ports are provided facing the spool 52, the number of ports arranged on the same plane is large. The room is narrow. Therefore, in the second embodiment, the relative rotatable angle allowed for the sleeve 51 and the spool 52 is a relatively small angle θ1.
[0060]
On the other hand, in the case of the present embodiment, for example, as shown in FIG. 14, the cylinder ports 82a and 82b are changed from the communication state in which the pump ports 81a and 81b communicate (the communication state C). After the 82a and 82b are switched to the communication state in which the drain ports 83a and 82b communicate (referred to as the communication state D), the communication state returns to C again when a predetermined rotation angle θ2 is rotated as shown in FIG. In this case, in the control valve 70, different types of ports are formed in different stages, and each stage has only two ports provided facing each other. It is configured with a sufficiently long width. Therefore, in the present embodiment, the rotation angle θ2 can be made sufficiently larger than the rotation angle θ2 in the first embodiment, and the relative rotatable angle can be increased.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a cross-sectional view showing a pump control apparatus according to a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a cross-sectional view taken along the line AA in FIG.
FIG. 3 is an enlarged front view of the port portion.
FIG. 4 is an explanatory view showing valve oil passage switching.
FIG. 5 is an explanatory view showing an engaged state of a feedback lever, a sleeve engaging portion, and a servo piston engaging portion.
FIG. 6 is a cross-sectional view showing a pump control device according to a second embodiment of the present invention.
7 is a cross-sectional view of the control valve, taken along the line AA in FIG.
FIG. 8 is a cross-sectional view of the control valve in the BB cross section of FIG. 6;
FIG. 9 is a cross-sectional view showing a pump control device according to a third embodiment of the present invention.
10A is a cross-sectional view of the control valve in the AA cross section of FIG. 9; FIG. 10B is a cross-sectional view of the control valve in the BB cross section of FIG. 9; It is sectional drawing of the control valve in CC section of 9.
11A is a sectional view of the control valve in the DD section of FIG. 9, FIG. 11B is a sectional view of the control valve in the EE section of FIG. 9, and FIG. It is sectional drawing of the control valve in the FF cross section of 9. FIG.
FIG. 12 is an explanatory diagram showing a communication state of each port in the second embodiment of the present invention.
FIG. 13 is also an explanatory diagram.
FIG. 14 is an explanatory diagram showing a communication state of each port according to the third embodiment of the present invention.
FIG. 15 is also an explanatory diagram.
FIG. 16 is a cross-sectional view showing a conventional pump control device.
FIG. 17 is an explanatory diagram showing an engagement state of a feedback lever, a sleeve engagement portion, and a servo piston engagement portion in a conventional pump control device.
FIG. 18 is a characteristic diagram showing hysteresis of control characteristics generated in a conventional pump control apparatus.
[Explanation of symbols]
1 Swash plate
2 Servo piston
3 Feedback lever
3a engaging pin
3c engagement end
13a Piston oil chamber
13b Piston oil chamber
34 Control pressure passage
39 Drain passage
20, 50, 70 Control valve
21, 51, 71 Sleeve
22, 52, 72 spool
24, 54, 74 Pump port
25, 55, 75 Drain port
26, 56, 76 Port
31, 57, 77 Cylinder port
32, 58, 78 Cylinder port
41, 42 Control pressure port

Claims

A servo piston that changes the tilt angle of the pump swash plate;
Rotary control comprising a sleeve rotatable around an axis and a spool accommodated in the sleeve so as to be rotatable and axially slidable , and switching the hydraulic pressure supply to the servo piston by relative rotation or axial displacement of the sleeve and the spool A valve,
A manual valve switching means for manually operating the relative rotation of the sleeve and the spool;
Valve switching means by control pressure for introducing control pressure into the spool end chamber and moving the spool in the axial direction from an initial position;
A feedback lever that feeds back the movement of the servo piston to the sleeve by engaging both ends with the sleeve and the servo piston;
In a pump control device comprising:
A pump control device comprising biasing means for biasing the sleeve in the rotational direction.

The pump control device according to claim 1, wherein the biasing means is a torsion spring disposed on the outer periphery of the sleeve.

The port formed on the sleeve is provided with a pair of the same kind of ports, and the pair of the same kind of ports is arranged at a position facing each other across the spool. The pump control apparatus according to claim 1 or 2.

4. The pump control device according to claim 3, wherein each pair of ports is disposed at a different height in the axial direction from another pair of ports.