JP3909935B2 - ポンプ制御装置 - Google Patents
ポンプ制御装置 Download PDFInfo
- Publication number
- JP3909935B2 JP3909935B2 JP31386197A JP31386197A JP3909935B2 JP 3909935 B2 JP3909935 B2 JP 3909935B2 JP 31386197 A JP31386197 A JP 31386197A JP 31386197 A JP31386197 A JP 31386197A JP 3909935 B2 JP3909935 B2 JP 3909935B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- spool
- valve
- pump
- piston
- rotary
- 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.)
- Expired - Fee Related
Links
Images
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の吐出量を制御する装置に関する。
【０００２】
【従未の技術】
農業用や産業用車両の走行装置として、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。油圧ポンプの吐出量に応じて回転数が制御されるが、油圧ポンプの吐出量を可変的に制御するために、マニュアルのサーボレギュレータが取付けられ、制御レバーの操作角に応じてポンプ吐出量を増減させている。
【０００３】
【発明か解決しようとする課題】
ところで、このマニュアルサーボレギュレータの機能として、単に吐出量を制御するだけでなく、走行要素以外の負荷が変動したときなど、ポンプを駆動するエンジンの回転数がダウンしたり、あるいは過大負荷によりエンストすることなどを回避するために、走行速度を落としても、ポンプ負荷を減らすことが要求されている。
【０００４】
しかし、通常のマニュアルサーボレギュレータに、外部から負荷制御信号等に応じてポンプ吐出量を変化させる機能を付加することは難しかった。
【０００５】
本発明はこのような問題を解決することを目的とし、マニュアルサーボ機能を生かしたまま、負荷制御信号等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を提供する。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
第１の発明は、ポンプ斜板の傾転角を変化させるピストンと、ピストン両側の油室に作用させる油圧を制御するロ一タリ制御バルブと、ロータリ制御バルブの回転方向にピストンの動きをフィードバックする手段と、前記ロータリ制御バルブを、互いに摺動嵌合するスリーブとスプールとを相対回転させてバルブ油路を切換えるように構成し、かつ前記スプールを軸方向に移動させる手段を設け、この軸方向への移動によってもロータリ制御バルブのバルブ油路が切換えられる位相切換部と、を備えたポンプ制御装置において、前記スプールの摺動方向の端面に油室を形成し、この油室に対して制御圧を供給する手段を設け、制御圧の供給時にスプールを移動させ、前記スプールの端面に形成した油室に連通する油圧伝達通路をスプールの内部に設ける一方、スリーブの一部に制御圧ポートを形成し、この制御圧ポートと前記油圧伝達通路を連通させ、制御圧ポートに制御圧の供給時にリターンスプリングに抗してスプールを油室と反対側に移動させるようにした。
【０００７】
第２の発明は、前記位相切換部は、スプールの移動により斜板傾転角が減少する方向にバルブ油路が切換えられる。
【０００８】
第３の発明は、第１または第２の発明において、前記位相切換部は、スリーブに対向配置したポートをスプールとの相対軸回転に伴い切換接続するスプールの平行幅面部に、軸心方向を中心に捩った捩り面が形成され、捩り面によりスプール軸方向位置に応じてポート切換が行われるように構成されている。
【０００９】
第４の発明は、第１〜第３の発明において、前記平行幅面部の捩り面は、軸方向の中間位置を境にして、両方向へ進むにしたがってポート切換が互いに逆方向となるように捩られている。
【００１０】
第５の発明は、前記スプールは、ポンプ斜板の傾転角が所定値以上の領域でのみ軸方向に移動する。
【００１３】
第６の発明は、前記制御圧ポートは制御圧が供給される通路に対してスリーブが中立位置から所定の角度だけ軸回転したときに連通するようにした。
【００１４】
第７の発明は、ポンプ斜板の傾転角を変化させるピストンと、ピストン両側の油室に作用させる油圧を制御するロ一タリ制御バルブと、ロータリ制御バルブの回転方向にピストンの動きをフィードバックする手段と、前記ロータリ制御バルブを、互いに摺動嵌合するスリーブとスプールとを相対回転させてバルブ油路を切換えるように構成し、かつ前記スプールを軸方向に移動させる手段を設け、この軸方向への移動によってもロータリ制御バルブのバルブ油路が切換えられる位相切換部と、を備えたポンプ制御装置において、前記スプールは軸方向の中立位置から両方向に移動するように形成され、前記位相切換部はこれら移動方向に応じてバルブ油路の切換方向が逆になり、かつ斜板の傾転角に対応して中立位置からの移動方向が切換えられるように構成される。
【００１５】
第８の発明は、前記スプールの両端面に油室を形成し、かつ両油室にスプールを中立に位置に保持するスプリングを介装し、一方の油室に制御圧を供給する第１の制御圧ポートを設け、他方の油室に制御圧を供給する第２の制御圧ポートを設け、第１、第２の制御圧ポートに作用させる制御圧を変化させてスプールを中立位置から軸方向のいずれかに移動させるようにした。第９の発明は、各制御圧を調整する２つの比例電磁弁を備える。第１０の発明は、ポンプ斜板の傾転角を変化させるピストンと、ピストン両側の油室に作用させる油圧を制御するロ一タリ制御バルブと、ロータリ制御バルブの回転方向にピストンの動きをフィードバックする手段と、前記ロータリ制御バルブを、互いに摺動嵌合するスリーブとスプールとを相対回転させてバルブ油路を切換えるように構成し、かつ前記スプールを軸方向に移動させる手段を設け、この軸方向への移動によってもロータリ制御バルブのバルブ油路が切換えられる位相切換部と、を備えたポンプ制御装置において、前記ピストンの動きをフィードバックする手段は、ピストンの動きにしたがって回転軸の回りを回転するレバーと、このレバーの一部を前記制御バルブのスリーブまたはスプールに連係させる手段からなるとともに、前記レバーの回転角が対応する前記ロータリ制御バルブのスリーブまたはスプールの回転角よりも小さくなるように、前記ロータリ制御バルブの回転軸を前記レバーの回転軸から偏心させた。
【００１６】
第１１の発明は、前記ロータリ制御バルブの回転軸は、前記レバーの長手方向と直交する方向に向かって偏心している。
【００１７】
第１の発明において、ロータリ制御バルブに軸回転入力が入ることにより、バルブ油路が切換えられ、これに応じてピストンの両側の油室に油圧が給排されてピストンが変位し、ポンプ斜板の傾転角が変化する。ピストンの運動はロータリ制御バルブの軸回転方向にフィードバックされるので、軸回転入力に応じた位置でロータリ制御バルブが中立に戻り、その位置にピストンが保持され、その傾転角が保持される。一方、移動手段によりスプールまたはスリーブの一方を移動させると、位相切換部によりバルブの油路切換が行われ、これによりピストンが変位し、斜板の傾転角が変化する。したがって、移動手段がポンプ負荷に応じてスプールまたはスリーブを移動させることにより、斜板の傾転角を調整し、ポンプ負荷に応じた吐出量に制御することが可能となる。また、第１の発明において、スプールは端面の油室へ供給される制御圧に応じて油圧的にスムーズに軸方向に変位し、制御圧を調整することにより、その変位量を自由に制御でき、このため傾転角の調整が微細かつ精度よく行える。
【００１８】
第２の発明において、移動手段がスプールを移動させることにより、ポンプ傾転角が減少する方向にピストンが制御され、ポンプ負荷が増加したときなど吐出量を減じて、ポンプの駆動馬力が一定値を越えないように制御することができる。
【００１９】
第３、第４の発明において、スプールの平行幅面部に捩り面が形成され、スプールの軸方向への移動により、この捩り面のスリーブのポートに対面する位置が変化する。これにより、スプールとスリーブを相対的に軸回転させなくてもバルブ油路の切換が行われる。したがって、ロータリ制御バルブの機能を損なうことなく、別の負荷制御入力に基づいての、バルブ油路切換が可能となる。
【００２０】
第５の発明では、ポンプの斜板傾転角が一定以上の範囲において、位相切換部によるバルブ油路の切換が行われるので、傾転角が中立付近にある場合と異なり、誤って移動入力が入っても、傾転角が逆転することがなく、走行装置として利用するときのフェールセーフの機能が高められる。
【００２２】
第６の発明では、斜板傾転角が所定角以下の領域では、傾転角の調整が禁止されるので、傾転角の中立付近での誤操作による傾転角の逆転を防止できる。
【００２３】
第７の発明では、スプールは軸方向の中立位置から両方向に移動し、バルブ油路の切換方向が逆になるので、傾転角の正転、逆転のいずれにおいても、傾転角を減少方向に制御することができ、ポンプ負荷の過大時に吐出量を減少させられる。
【００２４】
第８、第９の発明では、スプールの両面の油室に供給する制御圧をコントロールすることにより、スプールをどちらの方向にも移動させることができ、傾転角の正転、逆転のいずれについても、ポンプ負荷に応じて吐出量の減少制御が可能となる。
【００２５】
第１０の発明では、ロータリバルブのスリーブまたはスプールの回転角に基づいて変位するピストン変位量にしたがって、斜板が傾転し、またレバーが回転するが、この場合、レバーの回転角が対応するロータリ制御バルブのスリーブまたはスプールの回転角よりも小さくなるように、ロータリ制御バルブの回転軸をレバーの回転軸から偏心させているので、結局、ロータリ制御バルブの回転に対する斜板の傾転の割合を小さくすることができる。したがって、本発明のポンプ制御装置を産業用または農業用車両等の油圧走行装置のポンプに適用した場合には、車両の発進時におけるロータリ制御バルブの回転角に対応する斜板の傾転角、すなわちポンプの吐出量が小さくなった分だけ、車両の飛び出し速度を小さくすることができ、車両の微速発進が可能となる。
【００２６】
第１１の発明では、ロータリ制御バルブの回転軸はレバーの長手方向と直交する方向に向かって偏心しているので、ロータリ制御バルブはレバーの軸方向にはみ出すことなく配置でき、ポンプ制御装置を大型化することなく、コンパクトに構成することができる。
【００２７】
【発明の実施の形態】
図面に基づいて本発明の最良の実施形態を説明する。
【００２８】
図１、図２において、ポンプケース１の内部にはポンプ軸２を中心に回転するシリンダブロック３が配置され、このシリンダブロック３の回転軸回りに均等に配設したピストン４の先端が斜板５に接し、この斜板５の傾転方向及ぴ傾転角に応じてポンプ吐出方向が可逆的（正転・逆転）、かつ吐出量が可変的に制御される。
【００２９】
斜板５の傾転角はトラニオンシャフト６の回転角に応じて変化し、トラニオンシャフト６のボス部６ａはポンプケース１に軸受７を介して回転自在に支持される。
【００３０】
このトラニオンシャフト６を回転させるために、マニュアルのレギュレータ８が備えられる。レギュレータ８のピストン９がトラニオンシャフト６のボス部６ａに固定したレバー１０を介して連結し、ピストン９の移動によりトラニオンシャフト６を回転させる。レバー１０の基端はトラニオンシャフト６のボス部６ａに軸方向から嵌められ、締結ボルト１１によりスリットを締め付けて固定される。レバー１０の回動先端はスライドメタル１２を介してピストン９の軸心と直交する縦溝９ａと係含し、ピストン９の移動によりレバー１０を左右に回動させる。
【００３１】
ピストン９の両側には油室１３ａと１３ｂが形成され、一方に高圧を導き、他方を低圧に解放することにより、中立スプリング１４に抗してピストン９が左右に変位する。これら油室１３ａ，１３ｂの油圧を制御するために、ｌロータリ型の制御バルブ１５が、その軸心がトラニオンシャフト６のボス部６ａと同軸上にくるように備えられる。
【００３２】
この制御バルプ１５は、スリーブ１６と、この内部で軸回りに回転かつ摺動可能なスプール１７とから構成される。スプール１７は同軸的に配置した操作シャフト１９と連結し、操作シャフト１９の軸回転により回転し、後述するようにバルブ油路の切換えが行われる。また、スリーブ１６も軸回りに回転可能であって、前記したレバー１０の一部に設けたフィードバックピン１０ａがスリーブ１６に半径方向から嵌まり、レバー１０の回動によりスリーブ１６を同一方向に軸回転させる。
【００３３】
したがってスプール１７が軸心回りに回転操作され、バルブ油路が切換わると、前記ピストン９の両側の油室１３ａ，１３ｂの一方に高圧、他方に低圧が導かれ、ピストン９がいずれかの方向に変位し、これに応じてレバー１０が回動し、斜板５の傾転角が変化する一方、レバー１０の回動によりフィードバックピン１０ａを介してスリーブ１６がスプール１７と同一方向に追従回転させられ、これによりスプール１７とスリーブ１６のバルブ油路の位置関係が中立位置に戻ると、その位置でピストン９の両側の油室１３ａ，１３ｂに対する作動油の給排が停止し、ピストン９がその位置に保持されるのである。
【００３４】
前記スプール１７の端面の軸穴１７ｃには、操作シャフト１９の先端部１９ａが挿入され、かつ両者は互いに異形嵌合し、軸回転方向には一体となるが、軸方向には相対移動する。スプール１７の両端には油室１８ａ，１８ｂが形成され、一方の油室１８ａはドレンポート２０を介してドレーン通路２１と接続し、またこの油室１８ａにはリターンスプリング２２が介装され、スプール１７を反対側の油室１８ｂに向けて押圧している。
【００３５】
他方の油室１８ｂはスプール１７の軸心に沿って設けられ、かつ半径方向に分岐する油圧伝達通路２３を介して制御圧ポート２４に接続する。なお、制御圧ポート２４はスプール１７の外周に油室１８ａ側に微細な段差をもって形成した所定の長さの小径部１７ａにおいて開口し、この小径部１７ａの途中に環状の突起１７ｂが形成され、これにより制御圧ポート２４から制御圧が供給されたときに油圧伝達通路２３を介して油室１８ｂに制御圧を導き、かつその一部は突起１７１ｂの周囲から油室１８ａにも逃がす。
【００３６】
したがって制御圧が供給されたときは、油室１８ｂの圧力が油室１８ａよりも高くなり、スプール１７はリターンスプリング２２に抗して油室１８ａ側に移動するのであり、このようにしてスプール移動手段を構成している。
【００３７】
図３、図４には制御バルブ１５のＡ−Ａ、Ｂ−Ｂ断面を示す。
【００３８】
図３のように、スリーブ１６には各油室１３ａ，１３ｂに連通する一対のポート３０ａ，３０ｂが対向的に形成され、かつこれらに直交してポンプポート３１ａとドレーンポート３１ｂが形成される。なお、これら各ポートはスリーブ軸方向にある長さをもって形成される。スプール１７には両側を平行に切り落とした平行幅面部３２が形成され、この平行幅面部３２の厚さはポンプポート３１ａの幅よりもいくらか大きく、したがって制御バルブ１５の中立状態では、左右のポート３０ａ，３０ｂとポンプポート３１ａの連通を遮断する。このようにして、スプール１７の軸回りの回転方向により左右のポート３０ａ，３０ｂの一方を選択的にポンプポート３１ａと連通させ、かつ他方をドレーンポート３１ｂに連通させることにより、ピストン９の両側の油室３ａ，１３ｂに作動油を選択的に給排する、つまりバルブ油路の切換を行う。
【００３９】
なお、ポンプポート３１ａはポンプ通路３３に、またドレーンポート３１ｂは前記したドレーン通路２１と接続する。
【００４０】
また、図４に示すように、制御圧通路３４に対してスリーブ１６が初期位置から所定の角度θだけ回転した状態で制御圧ポート２４が連通すると、制御圧をスプール１７の端部の油室１８ｂに送り、スプール１７を軸方向に移動させるが、このスプール１７の移動によっても、そのときの状態からピストン９を戻し方向、つまり斜板５の傾転角を減少する方向に動かすように、バルブ油路が切換わるように構成されている。
【００４１】
これは、レギュレータ８にポンプ負荷に応じての流量制御機能を付加するためであり、スプール１７が軸方向に移動すると、スリーブ１６とスプール１７との間に相対回転を生じたのと同じ働きを付与し、バルブ油路の切換を行う。
【００４２】
このため、前記スプール１７の平行幅面部３２の両面には、図５に示すように、スプール１７の軸方向につき、軸心を中心にして捩った、捩り面３２ａが形成されていて、初期位置（Ｂ−Ｂ断面）からスプール１７が軸方向に移動したとき（Ｃ−Ｃ断面）に、ポンプポート３１ａに対して平行幅面部３２の一面において一方のポート３０ａと連通し、ドレーンポート３１ｂが平行幅面部３２の反対面において他方のポート３０ｂと連通するように油路切換が行われる。
【００４３】
これにより、ピストン９の両側の油室１３ａ，１３ｂには、ピストン９を初期中立位置に向けて移動させる方向に圧力差が生じ、ピストン９が移動し、ポンプ傾転角を減少させる。同時にピストン９の移動により、スリーブ１６が軸回転してポンプポート３１ａを閉じると、両側の油室１３ａ，１３ｂの圧力差が解消し、ピストン９はその位置に停止する。
【００４４】
つまり、スプール１７の平行幅面部３２に捩り面３２ａを形成したため、軸方向に移動することにより、スプール１７が軸回転したの同じようにバルブ油路が切換わり、ポンプ傾転角を滅少方向に調整し、負荷に対応してポンプ吐出量を減少させることを可能としたのであり、これらによりバルブ油路の位相切換部３５が構成される。
【００４５】
なお、図４にもあるとおり、スプール１７を軸方向に移動させる制御圧の導入は、スリーブ１６の回転位置が初期位置（斜板傾転角ゼロ）から所定の角度範囲（θ）までは行われず、ポンプ傾転角が所定値以上のときにのみ、導入可能となっている。
【００４６】
これは、もし、斜板５の傾転角がゼロの中立位置付近でも制御圧の導入を可能とすると、この付近で誤って制御圧が導入されたときに、斜板５の傾転角が滅少して逆側に傾転してしまい、走行装置にあっては逆方向に走行するので、このような問題を防ぐためのフェールセーフ機能として、傾転角の小さい領域では負荷制御を禁止するようにしたのである。
【００４７】
次に全体の作用について説明する。制御バルブ１５の操作シャフト１９を中立状態から、右または左回転させると、これに応じてスプール１７が軸回転し、図３の中立位置からバルブ油路が切換わり、ポンプポート３１ａからの作動油がピストン９の油室１３ａ，１３ｂのうち一方に送り込まれ、他方はドレーンポート３１ｂに接続し、ピストン９が移動を開始する。
【００４８】
これに伴いレバー１０が回動し、トラニオンシャフト６がボス部６ａを中心に回転して斜板５の傾転角が変化する。一方、レバー１０の回動により、フィードバックピン１０ａを介してボス部６ａと同軸上の制御バルブ１５のスリーブ１６がスプール１７と同方向に追従回転し、これによりバルブ油路が中立位置に復帰すると、前記油室１３ａ，１３ｂに対する油圧の供給が遮断され、ピストン９はその位置に停止する。
【００４９】
なお、このとき、制御バルブ１５のスリーブ１６もスプール１７と同じだけ軸回転した位置で停止する。これにより、斜板５の傾転角はその角度に保持され、ポンプ吐出量は傾転角に応じた値、つまり制御バルブ１５の操作入力回転量に対応して制御される。
【００５０】
いま、斜板傾転角が所定値以上あり、スリーブ１６が初期位置からθ以上の回転角度のときに、負荷制御信号があり、つまり制御圧通路３４から制御圧ポート２４に制御圧が供給されると、圧力伝達通路２３を介してスプール１７の一方の油室１８ｂに制御圧が導かれ、他方の油室１８ａとの間に差圧を生じるため、この差圧に応じてスプール１７がリターンスプリング２２に抗して移動する。
【００５１】
スプール１７は、図５にも示すように、スリーブ１６に対して、例えば、それまでのＢ−Ｂ断面位置からＣ−Ｃ断面位置へと移動し、この結果、図６に示すように、平行幅面部３２の捩り面３２ａにより、Ｂ−Ｂ断面位置のときには遮断されていたポンプポート３１ａから一方のポート３０ａへと作動油が流れ、また、他方のポート３０ｂはドレーンポート３１ｂへ連通する。
【００５２】
このため、ビストン９の油室１３ａ，１３ｂのうち一方に高圧が導かれ、他方が低圧に解放され、ピストン９は中立方向に向けて移動し、レバー１０が回動して斜板５の傾転角を減少させる。このピストン９の移動によりレバー１０を介してスリーブ１６が追従回転し、やがてスプール１７の平行幅面部３２によりポンプポート３１ａが遮断されると、その位置で油室１３ａ，１３ｂに対する油圧の供給が停止され、ピストン９をそこで停止して斜板５の傾転角をその位置に保持する。
【００５３】
このようにして、負荷制御信号に応じて制御バルブ１５の油路切換が行われ、ポンプの吐出量を負荷に応じて減少させることができ、ポンプを駆動するエンジンに過大な負荷が作用するのを防止する。スプール１７を移動させるための制御圧は、負荷制御信号に基づいて比例電磁弁によりつくるが、この特性については、例えば図７のように、傾転角がθ以上の領域において、傾転角θ２からθ１に戻すようにする。ただし、必ずしもこれに限らず、種々の特性に設定することができる。
【００５４】
エンジンの回転数の低下を検出して、これに応じてポンプ吐出量を減少させるようにすると、馬力一定制御も行うことができる。
【００５５】
他の実施の形態について説明する。上記の場合、ポンプ傾転角の一方（正転または逆転）についてのみ負荷制御を行ったが、両方向について負荷制御を行うようにしたのが、この実施の形態である。
【００５６】
図８に示すように、スプール１７の両側の油室１８ａと１８ｂにスプリング２２ａ，２２ｂを介装し、スプール１７を中間位置に保持する一方、制御圧通路３４ａ，３４ｂに作用させる制御圧については、２つの比例電磁弁３８ａ，３８ｂにより調圧し、この制御圧を油室１８ａ，１８ｂに作用させ、スプール１７を中間位置から油室１８ｂの方向に移動したり、逆に油室１８ａの方向に移動させられるようにする。
【００５７】
これはピストン９を同一方向に移動しても、斜板５の一方の傾転側（正転側）では傾転角を滅少させるが、他方の傾転側（逆転側）では傾転角をさらに増大させることになり、傾転角の正転側と逆転側とでは、同じ負荷制御を行うにのに必要なピストン９の移動方向が逆になるためである。
【００５８】
このため、図９に示すように、平行幅面部３２の捩り面３２ａについては、中間のＢ−Ｂ断面位置に対して、Ｃ−Ｃ断面位置では、前記と同じく傾転角を減少させ、Ｄ−Ｄ断面位置では傾転角を増加させるように、Ｂ−Ｂ断面位置を基準にしてスプール１７のストローク方向によって捩り面３２ａを対称的に逆方向となるように捩る。
【００５９】
図１０は、スプール１７の位置をＢ−Ｂ断面位置からいずれかの方向にずらせたときの様子を表しているが、Ｃ−Ｃ断面位置とＤ−Ｄ断面位置とでは、ピストン９の左右の油室１３ａ，１３ｂに対する作動油の供給方向が逆転する。
【００６０】
したがって、負荷制御を行うにあたり、例えば傾転角の正転側では、一方のＣ−Ｃ断面位置どすることにより傾転角が減少し、逆転側では、他方のＤ一Ｄ断面位置とすることにより傾転角を減少させられる。したがって、正転側と逆転側とでスプール１７の移動方向を逆にするため、２つの比例電磁弁３８ａ，３８ｂにより、スプール１７の油室１８ａと１８ｂに作用させる制御圧を切換え、スプール１７を中立位置から右または左に移動させる。なおこの場合、油室１８ａ，１８ｂは共に密閉され、かつ一方の油室１８ｂには前記と同じく油圧伝達通路２３を介して制御圧を導くが、他方の油室１８ａには直接的に比例電磁弁３８ａからの制御圧を導き、また、一方に制御圧が導かれるときは、他方はドレーン側に解放されるようになっている。
【００６１】
図１１、１２には、本発明のさらに他の実施の形態を示す。
【００６２】
この実施の形態では、ロータリ制御バルブ１５の回転軸Ｂを、レバー１０の回転軸Ａから所定量Ｌだけ偏心させるようにしている。この場合、回転軸Ａ、Ｂの偏心量Ｌは、ロータリ制御バルブ１５が回転してレバー１０が回転したときに、ロータリ制御バルブ１５の回転角Θがレバー１０の回転角Фよりも大きくなるようにとる。例えば、本実施の形態では、レバー１０とロータリ制御バルブ１５のスリーブ１６はフィードバックピン１０ａを介して連係しており、フィードバックピン１０ａはレバー１０の回転により回転軸Ａの回りで円軌跡Ｃを描くのであるが、上述のような回転角Θと回転角Фの関係が得られるように、ロータリ制御バルブ１５の回転軸Ｂが円軌跡Ｃの内側に収まるように偏心させている。
【００６３】
このような構成により、ロータリ制御バルブ１５の回転角に対する斜板５の傾転角の変化の割合を小さくすることができ、本発明のポンプ制御装置が、例えばＨＳＴ（静油圧変速機）のポンプの制御装置など、産業用または農業用車両の油圧走行装置に用いられた場合に、車両の発進時の飛び出し速度を小さくして、車両の微速発進を可能とすることができる。
【００６４】
以下、この事情につき説明する。ポンプ制御装置がＨＳＴのポンプの制御装置として用いられる場合には、斜板５の傾転角により決定されるポンプ吐出量にしたがって、ＨＳＴ出力軸の回転数が決定される。
【００６５】
すなわち、理論上は、図１３に示すように、ロータリ制御バルブ１５の回転角（スリーブ１６の回転角）Θが、ポンプポート３１ａの縁部と平行幅面部３２とのラップ量を超える回転角Θ0まで達すると、ピストン９の油室１３ａ、１３ｂの一方に高圧、他方に低圧が導かれ、ピストン９が変位し、このピストン９の変位にともなって斜板５が傾き、この斜板５の傾転角にしたがった作動油の吐出がなされ、ＨＳＴの出力軸が回転し始める。その後、出力回転数Ｎは、ロータリ制御バルブ１５の回転角Θに線形の特性をもって上昇して行く。
【００６６】
ところが実際には、図１４に示すように、ロータリ制御バルブ１５の回転角がΘ0に達しても、ＨＳＴの摺動部位における静止摩擦などの影響から、ＨＳＴ出力軸は、直ちには回転を始めず、さらに回転角Θ1に達したところで初めて飛び出し回転数Ｎ1で回転を始める。すなわち、ロータリ制御バルブ１５の回転角Θに対するこのＨＳＴの出力回転数Ｎの実際の関係は、ＨＳＴが停止して行くときには、回転数Ｎは矢印４、５のように回転角Θと線形の特性となるが、ＨＳＴを始動するときには、回転数Ｎは矢印１、２、３のように変化して、始動初期において回転数ＮがゼロからＮ1に急激に跳ね上がるものとなる。このため、例えばＨＳＴを備えた車両を発進させようとしても、静止状態からいきなりＨＳＴの飛び出し回転数Ｎ1に相当する速度で発進することになってしまう。
【００６７】
これに対して、本実施の形態では、ロータリ制御バルブ１５の回転軸Ｂをレバー１０の回転軸Ａから所定量Ｌだけ偏心させた効果により、図１５に実線で示すように、ロータリ制御バルブ１５の回転角Θの変化に対するレバー１０の回転角Ф（すなわち斜板の傾転角）の変化の割合は、一点鎖線で示した偏心がない場合の１対１よりも小さくなっている。すなわち、ロータリ制御バルブ１５の回転角Θに対する斜板５の傾転の割合が小さくなっている。
【００６８】
したがって、ロータリ制御バルブ１５の回転角がΘ1となってＨＳＴの出力軸が回転を始めるときの飛び出し回転数Ｎ1は、偏心がない場合に比べて、斜板５の傾転角が小さくポンプ吐出量が小さい分だけ、小さな値とすることができる。よって、ＨＳＴを備えた車両の飛び出し速度も小さな値とすることができ、微速発進が可能となる。
【００６９】
なお、本実施の形態では、ロータリ制御バルブ１５の回転軸Ｂの偏心は、レバー１０の軸の長手方向（ピストン９に向かう方向）であるＸ軸方向と直交するＹ軸方向に向かってなされている。これにより、ロータリ制御バルブ１５をレバー１０の軸方向のピストン９と反対側に飛び出すことなく配置でき、したがって、ロータリ制御バルブ１５の回転軸Ｂとレバー１０の回転軸Ａとを偏心させる構成をとったにもかかわらず、ポンプ制御装置を大型化することなく、コンパクトに構成することができる。
【００７０】
以上の説明においては、スプール１７を負荷制御圧に応じて変位させ、スリーブ１６にレバー１０の動きをフィードバックしているが、これとは逆に、スプール１７にレバー１０の動きをフィードバックし、スリーブ１６を負荷制御圧に応じて変位させるように構成しても、同じ作用効果を生じる。したがってこの場合には、軸方向に摺動するスリーブ１６の両側に油室を形成し、かつスリーブ１６を操作シャフト１９により回転可能に構成し、また、スプール１７については、ピストン９の移動に伴いレバー１０を介してスリーブ１６と同じ方向に追従回転させるようにすればよい。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施の形態を示す断面図。
【図２】同しく他の切断面を示す断面図。
【図３】 図１のＢ−Ｂ線に沿う断面図。
【図４】図１のＡ−Ａ線に沿う断面図。
【図５】平行幅面部の拡大正面図。
【図６】バルブ油路切換を示す説明図。
【図７】負荷制御特性を示す特性図。
【図８】他の実施の形態を示す断面図。
【図９】同じく平行幅面部の拡大正面図。
【図１０】 バルブ油路切換を示す説明図。
【図１１】さらに他の実施の形態を示す断面図。
【図１２】ロータリ制御バルブの取り付け状態を示す正面図。
【図１３】ロータリ制御バルブの回転角とＨＳＴの出力回転数との理論上の関係を示す特性図。
【図１４】ロータリ制御バルブの回転角とＨＳＴの出力回転数との実際の関係を示す特性図。
【図１５】ロータリ制御バルブの回転角とＨＳＴの出力回転数との関係を示す特性図。
【符号の説明】
５ 斜板
９ ピストン
１０ レバー
１０ａ フィードバックピン
１３ａ，１３ｂ 油室
１５ ロータリ型の制御バルブ
１６ スリーブ
１７ スプール
１８ａ，１８ｂ 油室
２４ 制御圧ポート
３０ａ，３０ｂ 作動ポート
３１ａ ポンプポート
３１ｂ ドレーンポート
３２ 平行幅面部
３２ 捩り面
３５ 位相切換部
Ａ ロータリ制御バルブの回転軸
Ｂ レバーの回転軸
【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の吐出量を制御する装置に関する。
【０００２】
【従未の技術】
農業用や産業用車両の走行装置として、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。油圧ポンプの吐出量に応じて回転数が制御されるが、油圧ポンプの吐出量を可変的に制御するために、マニュアルのサーボレギュレータが取付けられ、制御レバーの操作角に応じてポンプ吐出量を増減させている。
【０００３】
【発明か解決しようとする課題】
ところで、このマニュアルサーボレギュレータの機能として、単に吐出量を制御するだけでなく、走行要素以外の負荷が変動したときなど、ポンプを駆動するエンジンの回転数がダウンしたり、あるいは過大負荷によりエンストすることなどを回避するために、走行速度を落としても、ポンプ負荷を減らすことが要求されている。
【０００４】
しかし、通常のマニュアルサーボレギュレータに、外部から負荷制御信号等に応じてポンプ吐出量を変化させる機能を付加することは難しかった。
【０００５】
本発明はこのような問題を解決することを目的とし、マニュアルサーボ機能を生かしたまま、負荷制御信号等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を提供する。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
第１の発明は、ポンプ斜板の傾転角を変化させるピストンと、ピストン両側の油室に作用させる油圧を制御するロ一タリ制御バルブと、ロータリ制御バルブの回転方向にピストンの動きをフィードバックする手段と、前記ロータリ制御バルブを、互いに摺動嵌合するスリーブとスプールとを相対回転させてバルブ油路を切換えるように構成し、かつ前記スプールを軸方向に移動させる手段を設け、この軸方向への移動によってもロータリ制御バルブのバルブ油路が切換えられる位相切換部と、を備えたポンプ制御装置において、前記スプールの摺動方向の端面に油室を形成し、この油室に対して制御圧を供給する手段を設け、制御圧の供給時にスプールを移動させ、前記スプールの端面に形成した油室に連通する油圧伝達通路をスプールの内部に設ける一方、スリーブの一部に制御圧ポートを形成し、この制御圧ポートと前記油圧伝達通路を連通させ、制御圧ポートに制御圧の供給時にリターンスプリングに抗してスプールを油室と反対側に移動させるようにした。
【０００７】
第２の発明は、前記位相切換部は、スプールの移動により斜板傾転角が減少する方向にバルブ油路が切換えられる。
【０００８】
第３の発明は、第１または第２の発明において、前記位相切換部は、スリーブに対向配置したポートをスプールとの相対軸回転に伴い切換接続するスプールの平行幅面部に、軸心方向を中心に捩った捩り面が形成され、捩り面によりスプール軸方向位置に応じてポート切換が行われるように構成されている。
【０００９】
第４の発明は、第１〜第３の発明において、前記平行幅面部の捩り面は、軸方向の中間位置を境にして、両方向へ進むにしたがってポート切換が互いに逆方向となるように捩られている。
【００１０】
第５の発明は、前記スプールは、ポンプ斜板の傾転角が所定値以上の領域でのみ軸方向に移動する。
【００１３】
第６の発明は、前記制御圧ポートは制御圧が供給される通路に対してスリーブが中立位置から所定の角度だけ軸回転したときに連通するようにした。
【００１４】
第７の発明は、ポンプ斜板の傾転角を変化させるピストンと、ピストン両側の油室に作用させる油圧を制御するロ一タリ制御バルブと、ロータリ制御バルブの回転方向にピストンの動きをフィードバックする手段と、前記ロータリ制御バルブを、互いに摺動嵌合するスリーブとスプールとを相対回転させてバルブ油路を切換えるように構成し、かつ前記スプールを軸方向に移動させる手段を設け、この軸方向への移動によってもロータリ制御バルブのバルブ油路が切換えられる位相切換部と、を備えたポンプ制御装置において、前記スプールは軸方向の中立位置から両方向に移動するように形成され、前記位相切換部はこれら移動方向に応じてバルブ油路の切換方向が逆になり、かつ斜板の傾転角に対応して中立位置からの移動方向が切換えられるように構成される。
【００１５】
第８の発明は、前記スプールの両端面に油室を形成し、かつ両油室にスプールを中立に位置に保持するスプリングを介装し、一方の油室に制御圧を供給する第１の制御圧ポートを設け、他方の油室に制御圧を供給する第２の制御圧ポートを設け、第１、第２の制御圧ポートに作用させる制御圧を変化させてスプールを中立位置から軸方向のいずれかに移動させるようにした。第９の発明は、各制御圧を調整する２つの比例電磁弁を備える。第１０の発明は、ポンプ斜板の傾転角を変化させるピストンと、ピストン両側の油室に作用させる油圧を制御するロ一タリ制御バルブと、ロータリ制御バルブの回転方向にピストンの動きをフィードバックする手段と、前記ロータリ制御バルブを、互いに摺動嵌合するスリーブとスプールとを相対回転させてバルブ油路を切換えるように構成し、かつ前記スプールを軸方向に移動させる手段を設け、この軸方向への移動によってもロータリ制御バルブのバルブ油路が切換えられる位相切換部と、を備えたポンプ制御装置において、前記ピストンの動きをフィードバックする手段は、ピストンの動きにしたがって回転軸の回りを回転するレバーと、このレバーの一部を前記制御バルブのスリーブまたはスプールに連係させる手段からなるとともに、前記レバーの回転角が対応する前記ロータリ制御バルブのスリーブまたはスプールの回転角よりも小さくなるように、前記ロータリ制御バルブの回転軸を前記レバーの回転軸から偏心させた。
【００１６】
第１１の発明は、前記ロータリ制御バルブの回転軸は、前記レバーの長手方向と直交する方向に向かって偏心している。
【００１７】
第１の発明において、ロータリ制御バルブに軸回転入力が入ることにより、バルブ油路が切換えられ、これに応じてピストンの両側の油室に油圧が給排されてピストンが変位し、ポンプ斜板の傾転角が変化する。ピストンの運動はロータリ制御バルブの軸回転方向にフィードバックされるので、軸回転入力に応じた位置でロータリ制御バルブが中立に戻り、その位置にピストンが保持され、その傾転角が保持される。一方、移動手段によりスプールまたはスリーブの一方を移動させると、位相切換部によりバルブの油路切換が行われ、これによりピストンが変位し、斜板の傾転角が変化する。したがって、移動手段がポンプ負荷に応じてスプールまたはスリーブを移動させることにより、斜板の傾転角を調整し、ポンプ負荷に応じた吐出量に制御することが可能となる。また、第１の発明において、スプールは端面の油室へ供給される制御圧に応じて油圧的にスムーズに軸方向に変位し、制御圧を調整することにより、その変位量を自由に制御でき、このため傾転角の調整が微細かつ精度よく行える。
【００１８】
第２の発明において、移動手段がスプールを移動させることにより、ポンプ傾転角が減少する方向にピストンが制御され、ポンプ負荷が増加したときなど吐出量を減じて、ポンプの駆動馬力が一定値を越えないように制御することができる。
【００１９】
第３、第４の発明において、スプールの平行幅面部に捩り面が形成され、スプールの軸方向への移動により、この捩り面のスリーブのポートに対面する位置が変化する。これにより、スプールとスリーブを相対的に軸回転させなくてもバルブ油路の切換が行われる。したがって、ロータリ制御バルブの機能を損なうことなく、別の負荷制御入力に基づいての、バルブ油路切換が可能となる。
【００２０】
第５の発明では、ポンプの斜板傾転角が一定以上の範囲において、位相切換部によるバルブ油路の切換が行われるので、傾転角が中立付近にある場合と異なり、誤って移動入力が入っても、傾転角が逆転することがなく、走行装置として利用するときのフェールセーフの機能が高められる。
【００２２】
第６の発明では、斜板傾転角が所定角以下の領域では、傾転角の調整が禁止されるので、傾転角の中立付近での誤操作による傾転角の逆転を防止できる。
【００２３】
第７の発明では、スプールは軸方向の中立位置から両方向に移動し、バルブ油路の切換方向が逆になるので、傾転角の正転、逆転のいずれにおいても、傾転角を減少方向に制御することができ、ポンプ負荷の過大時に吐出量を減少させられる。
【００２４】
第８、第９の発明では、スプールの両面の油室に供給する制御圧をコントロールすることにより、スプールをどちらの方向にも移動させることができ、傾転角の正転、逆転のいずれについても、ポンプ負荷に応じて吐出量の減少制御が可能となる。
【００２５】
第１０の発明では、ロータリバルブのスリーブまたはスプールの回転角に基づいて変位するピストン変位量にしたがって、斜板が傾転し、またレバーが回転するが、この場合、レバーの回転角が対応するロータリ制御バルブのスリーブまたはスプールの回転角よりも小さくなるように、ロータリ制御バルブの回転軸をレバーの回転軸から偏心させているので、結局、ロータリ制御バルブの回転に対する斜板の傾転の割合を小さくすることができる。したがって、本発明のポンプ制御装置を産業用または農業用車両等の油圧走行装置のポンプに適用した場合には、車両の発進時におけるロータリ制御バルブの回転角に対応する斜板の傾転角、すなわちポンプの吐出量が小さくなった分だけ、車両の飛び出し速度を小さくすることができ、車両の微速発進が可能となる。
【００２６】
第１１の発明では、ロータリ制御バルブの回転軸はレバーの長手方向と直交する方向に向かって偏心しているので、ロータリ制御バルブはレバーの軸方向にはみ出すことなく配置でき、ポンプ制御装置を大型化することなく、コンパクトに構成することができる。
【００２７】
【発明の実施の形態】
図面に基づいて本発明の最良の実施形態を説明する。
【００２８】
図１、図２において、ポンプケース１の内部にはポンプ軸２を中心に回転するシリンダブロック３が配置され、このシリンダブロック３の回転軸回りに均等に配設したピストン４の先端が斜板５に接し、この斜板５の傾転方向及ぴ傾転角に応じてポンプ吐出方向が可逆的（正転・逆転）、かつ吐出量が可変的に制御される。
【００２９】
斜板５の傾転角はトラニオンシャフト６の回転角に応じて変化し、トラニオンシャフト６のボス部６ａはポンプケース１に軸受７を介して回転自在に支持される。
【００３０】
このトラニオンシャフト６を回転させるために、マニュアルのレギュレータ８が備えられる。レギュレータ８のピストン９がトラニオンシャフト６のボス部６ａに固定したレバー１０を介して連結し、ピストン９の移動によりトラニオンシャフト６を回転させる。レバー１０の基端はトラニオンシャフト６のボス部６ａに軸方向から嵌められ、締結ボルト１１によりスリットを締め付けて固定される。レバー１０の回動先端はスライドメタル１２を介してピストン９の軸心と直交する縦溝９ａと係含し、ピストン９の移動によりレバー１０を左右に回動させる。
【００３１】
ピストン９の両側には油室１３ａと１３ｂが形成され、一方に高圧を導き、他方を低圧に解放することにより、中立スプリング１４に抗してピストン９が左右に変位する。これら油室１３ａ，１３ｂの油圧を制御するために、ｌロータリ型の制御バルブ１５が、その軸心がトラニオンシャフト６のボス部６ａと同軸上にくるように備えられる。
【００３２】
この制御バルプ１５は、スリーブ１６と、この内部で軸回りに回転かつ摺動可能なスプール１７とから構成される。スプール１７は同軸的に配置した操作シャフト１９と連結し、操作シャフト１９の軸回転により回転し、後述するようにバルブ油路の切換えが行われる。また、スリーブ１６も軸回りに回転可能であって、前記したレバー１０の一部に設けたフィードバックピン１０ａがスリーブ１６に半径方向から嵌まり、レバー１０の回動によりスリーブ１６を同一方向に軸回転させる。
【００３３】
したがってスプール１７が軸心回りに回転操作され、バルブ油路が切換わると、前記ピストン９の両側の油室１３ａ，１３ｂの一方に高圧、他方に低圧が導かれ、ピストン９がいずれかの方向に変位し、これに応じてレバー１０が回動し、斜板５の傾転角が変化する一方、レバー１０の回動によりフィードバックピン１０ａを介してスリーブ１６がスプール１７と同一方向に追従回転させられ、これによりスプール１７とスリーブ１６のバルブ油路の位置関係が中立位置に戻ると、その位置でピストン９の両側の油室１３ａ，１３ｂに対する作動油の給排が停止し、ピストン９がその位置に保持されるのである。
【００３４】
前記スプール１７の端面の軸穴１７ｃには、操作シャフト１９の先端部１９ａが挿入され、かつ両者は互いに異形嵌合し、軸回転方向には一体となるが、軸方向には相対移動する。スプール１７の両端には油室１８ａ，１８ｂが形成され、一方の油室１８ａはドレンポート２０を介してドレーン通路２１と接続し、またこの油室１８ａにはリターンスプリング２２が介装され、スプール１７を反対側の油室１８ｂに向けて押圧している。
【００３５】
他方の油室１８ｂはスプール１７の軸心に沿って設けられ、かつ半径方向に分岐する油圧伝達通路２３を介して制御圧ポート２４に接続する。なお、制御圧ポート２４はスプール１７の外周に油室１８ａ側に微細な段差をもって形成した所定の長さの小径部１７ａにおいて開口し、この小径部１７ａの途中に環状の突起１７ｂが形成され、これにより制御圧ポート２４から制御圧が供給されたときに油圧伝達通路２３を介して油室１８ｂに制御圧を導き、かつその一部は突起１７１ｂの周囲から油室１８ａにも逃がす。
【００３６】
したがって制御圧が供給されたときは、油室１８ｂの圧力が油室１８ａよりも高くなり、スプール１７はリターンスプリング２２に抗して油室１８ａ側に移動するのであり、このようにしてスプール移動手段を構成している。
【００３７】
図３、図４には制御バルブ１５のＡ−Ａ、Ｂ−Ｂ断面を示す。
【００３８】
図３のように、スリーブ１６には各油室１３ａ，１３ｂに連通する一対のポート３０ａ，３０ｂが対向的に形成され、かつこれらに直交してポンプポート３１ａとドレーンポート３１ｂが形成される。なお、これら各ポートはスリーブ軸方向にある長さをもって形成される。スプール１７には両側を平行に切り落とした平行幅面部３２が形成され、この平行幅面部３２の厚さはポンプポート３１ａの幅よりもいくらか大きく、したがって制御バルブ１５の中立状態では、左右のポート３０ａ，３０ｂとポンプポート３１ａの連通を遮断する。このようにして、スプール１７の軸回りの回転方向により左右のポート３０ａ，３０ｂの一方を選択的にポンプポート３１ａと連通させ、かつ他方をドレーンポート３１ｂに連通させることにより、ピストン９の両側の油室３ａ，１３ｂに作動油を選択的に給排する、つまりバルブ油路の切換を行う。
【００３９】
なお、ポンプポート３１ａはポンプ通路３３に、またドレーンポート３１ｂは前記したドレーン通路２１と接続する。
【００４０】
また、図４に示すように、制御圧通路３４に対してスリーブ１６が初期位置から所定の角度θだけ回転した状態で制御圧ポート２４が連通すると、制御圧をスプール１７の端部の油室１８ｂに送り、スプール１７を軸方向に移動させるが、このスプール１７の移動によっても、そのときの状態からピストン９を戻し方向、つまり斜板５の傾転角を減少する方向に動かすように、バルブ油路が切換わるように構成されている。
【００４１】
これは、レギュレータ８にポンプ負荷に応じての流量制御機能を付加するためであり、スプール１７が軸方向に移動すると、スリーブ１６とスプール１７との間に相対回転を生じたのと同じ働きを付与し、バルブ油路の切換を行う。
【００４２】
このため、前記スプール１７の平行幅面部３２の両面には、図５に示すように、スプール１７の軸方向につき、軸心を中心にして捩った、捩り面３２ａが形成されていて、初期位置（Ｂ−Ｂ断面）からスプール１７が軸方向に移動したとき（Ｃ−Ｃ断面）に、ポンプポート３１ａに対して平行幅面部３２の一面において一方のポート３０ａと連通し、ドレーンポート３１ｂが平行幅面部３２の反対面において他方のポート３０ｂと連通するように油路切換が行われる。
【００４３】
これにより、ピストン９の両側の油室１３ａ，１３ｂには、ピストン９を初期中立位置に向けて移動させる方向に圧力差が生じ、ピストン９が移動し、ポンプ傾転角を減少させる。同時にピストン９の移動により、スリーブ１６が軸回転してポンプポート３１ａを閉じると、両側の油室１３ａ，１３ｂの圧力差が解消し、ピストン９はその位置に停止する。
【００４４】
つまり、スプール１７の平行幅面部３２に捩り面３２ａを形成したため、軸方向に移動することにより、スプール１７が軸回転したの同じようにバルブ油路が切換わり、ポンプ傾転角を滅少方向に調整し、負荷に対応してポンプ吐出量を減少させることを可能としたのであり、これらによりバルブ油路の位相切換部３５が構成される。
【００４５】
なお、図４にもあるとおり、スプール１７を軸方向に移動させる制御圧の導入は、スリーブ１６の回転位置が初期位置（斜板傾転角ゼロ）から所定の角度範囲（θ）までは行われず、ポンプ傾転角が所定値以上のときにのみ、導入可能となっている。
【００４６】
これは、もし、斜板５の傾転角がゼロの中立位置付近でも制御圧の導入を可能とすると、この付近で誤って制御圧が導入されたときに、斜板５の傾転角が滅少して逆側に傾転してしまい、走行装置にあっては逆方向に走行するので、このような問題を防ぐためのフェールセーフ機能として、傾転角の小さい領域では負荷制御を禁止するようにしたのである。
【００４７】
次に全体の作用について説明する。制御バルブ１５の操作シャフト１９を中立状態から、右または左回転させると、これに応じてスプール１７が軸回転し、図３の中立位置からバルブ油路が切換わり、ポンプポート３１ａからの作動油がピストン９の油室１３ａ，１３ｂのうち一方に送り込まれ、他方はドレーンポート３１ｂに接続し、ピストン９が移動を開始する。
【００４８】
これに伴いレバー１０が回動し、トラニオンシャフト６がボス部６ａを中心に回転して斜板５の傾転角が変化する。一方、レバー１０の回動により、フィードバックピン１０ａを介してボス部６ａと同軸上の制御バルブ１５のスリーブ１６がスプール１７と同方向に追従回転し、これによりバルブ油路が中立位置に復帰すると、前記油室１３ａ，１３ｂに対する油圧の供給が遮断され、ピストン９はその位置に停止する。
【００４９】
なお、このとき、制御バルブ１５のスリーブ１６もスプール１７と同じだけ軸回転した位置で停止する。これにより、斜板５の傾転角はその角度に保持され、ポンプ吐出量は傾転角に応じた値、つまり制御バルブ１５の操作入力回転量に対応して制御される。
【００５０】
いま、斜板傾転角が所定値以上あり、スリーブ１６が初期位置からθ以上の回転角度のときに、負荷制御信号があり、つまり制御圧通路３４から制御圧ポート２４に制御圧が供給されると、圧力伝達通路２３を介してスプール１７の一方の油室１８ｂに制御圧が導かれ、他方の油室１８ａとの間に差圧を生じるため、この差圧に応じてスプール１７がリターンスプリング２２に抗して移動する。
【００５１】
スプール１７は、図５にも示すように、スリーブ１６に対して、例えば、それまでのＢ−Ｂ断面位置からＣ−Ｃ断面位置へと移動し、この結果、図６に示すように、平行幅面部３２の捩り面３２ａにより、Ｂ−Ｂ断面位置のときには遮断されていたポンプポート３１ａから一方のポート３０ａへと作動油が流れ、また、他方のポート３０ｂはドレーンポート３１ｂへ連通する。
【００５２】
このため、ビストン９の油室１３ａ，１３ｂのうち一方に高圧が導かれ、他方が低圧に解放され、ピストン９は中立方向に向けて移動し、レバー１０が回動して斜板５の傾転角を減少させる。このピストン９の移動によりレバー１０を介してスリーブ１６が追従回転し、やがてスプール１７の平行幅面部３２によりポンプポート３１ａが遮断されると、その位置で油室１３ａ，１３ｂに対する油圧の供給が停止され、ピストン９をそこで停止して斜板５の傾転角をその位置に保持する。
【００５３】
このようにして、負荷制御信号に応じて制御バルブ１５の油路切換が行われ、ポンプの吐出量を負荷に応じて減少させることができ、ポンプを駆動するエンジンに過大な負荷が作用するのを防止する。スプール１７を移動させるための制御圧は、負荷制御信号に基づいて比例電磁弁によりつくるが、この特性については、例えば図７のように、傾転角がθ以上の領域において、傾転角θ２からθ１に戻すようにする。ただし、必ずしもこれに限らず、種々の特性に設定することができる。
【００５４】
エンジンの回転数の低下を検出して、これに応じてポンプ吐出量を減少させるようにすると、馬力一定制御も行うことができる。
【００５５】
他の実施の形態について説明する。上記の場合、ポンプ傾転角の一方（正転または逆転）についてのみ負荷制御を行ったが、両方向について負荷制御を行うようにしたのが、この実施の形態である。
【００５６】
図８に示すように、スプール１７の両側の油室１８ａと１８ｂにスプリング２２ａ，２２ｂを介装し、スプール１７を中間位置に保持する一方、制御圧通路３４ａ，３４ｂに作用させる制御圧については、２つの比例電磁弁３８ａ，３８ｂにより調圧し、この制御圧を油室１８ａ，１８ｂに作用させ、スプール１７を中間位置から油室１８ｂの方向に移動したり、逆に油室１８ａの方向に移動させられるようにする。
【００５７】
これはピストン９を同一方向に移動しても、斜板５の一方の傾転側（正転側）では傾転角を滅少させるが、他方の傾転側（逆転側）では傾転角をさらに増大させることになり、傾転角の正転側と逆転側とでは、同じ負荷制御を行うにのに必要なピストン９の移動方向が逆になるためである。
【００５８】
このため、図９に示すように、平行幅面部３２の捩り面３２ａについては、中間のＢ−Ｂ断面位置に対して、Ｃ−Ｃ断面位置では、前記と同じく傾転角を減少させ、Ｄ−Ｄ断面位置では傾転角を増加させるように、Ｂ−Ｂ断面位置を基準にしてスプール１７のストローク方向によって捩り面３２ａを対称的に逆方向となるように捩る。
【００５９】
図１０は、スプール１７の位置をＢ−Ｂ断面位置からいずれかの方向にずらせたときの様子を表しているが、Ｃ−Ｃ断面位置とＤ−Ｄ断面位置とでは、ピストン９の左右の油室１３ａ，１３ｂに対する作動油の供給方向が逆転する。
【００６０】
したがって、負荷制御を行うにあたり、例えば傾転角の正転側では、一方のＣ−Ｃ断面位置どすることにより傾転角が減少し、逆転側では、他方のＤ一Ｄ断面位置とすることにより傾転角を減少させられる。したがって、正転側と逆転側とでスプール１７の移動方向を逆にするため、２つの比例電磁弁３８ａ，３８ｂにより、スプール１７の油室１８ａと１８ｂに作用させる制御圧を切換え、スプール１７を中立位置から右または左に移動させる。なおこの場合、油室１８ａ，１８ｂは共に密閉され、かつ一方の油室１８ｂには前記と同じく油圧伝達通路２３を介して制御圧を導くが、他方の油室１８ａには直接的に比例電磁弁３８ａからの制御圧を導き、また、一方に制御圧が導かれるときは、他方はドレーン側に解放されるようになっている。
【００６１】
図１１、１２には、本発明のさらに他の実施の形態を示す。
【００６２】
この実施の形態では、ロータリ制御バルブ１５の回転軸Ｂを、レバー１０の回転軸Ａから所定量Ｌだけ偏心させるようにしている。この場合、回転軸Ａ、Ｂの偏心量Ｌは、ロータリ制御バルブ１５が回転してレバー１０が回転したときに、ロータリ制御バルブ１５の回転角Θがレバー１０の回転角Фよりも大きくなるようにとる。例えば、本実施の形態では、レバー１０とロータリ制御バルブ１５のスリーブ１６はフィードバックピン１０ａを介して連係しており、フィードバックピン１０ａはレバー１０の回転により回転軸Ａの回りで円軌跡Ｃを描くのであるが、上述のような回転角Θと回転角Фの関係が得られるように、ロータリ制御バルブ１５の回転軸Ｂが円軌跡Ｃの内側に収まるように偏心させている。
【００６３】
このような構成により、ロータリ制御バルブ１５の回転角に対する斜板５の傾転角の変化の割合を小さくすることができ、本発明のポンプ制御装置が、例えばＨＳＴ（静油圧変速機）のポンプの制御装置など、産業用または農業用車両の油圧走行装置に用いられた場合に、車両の発進時の飛び出し速度を小さくして、車両の微速発進を可能とすることができる。
【００６４】
以下、この事情につき説明する。ポンプ制御装置がＨＳＴのポンプの制御装置として用いられる場合には、斜板５の傾転角により決定されるポンプ吐出量にしたがって、ＨＳＴ出力軸の回転数が決定される。
【００６５】
すなわち、理論上は、図１３に示すように、ロータリ制御バルブ１５の回転角（スリーブ１６の回転角）Θが、ポンプポート３１ａの縁部と平行幅面部３２とのラップ量を超える回転角Θ0まで達すると、ピストン９の油室１３ａ、１３ｂの一方に高圧、他方に低圧が導かれ、ピストン９が変位し、このピストン９の変位にともなって斜板５が傾き、この斜板５の傾転角にしたがった作動油の吐出がなされ、ＨＳＴの出力軸が回転し始める。その後、出力回転数Ｎは、ロータリ制御バルブ１５の回転角Θに線形の特性をもって上昇して行く。
【００６６】
ところが実際には、図１４に示すように、ロータリ制御バルブ１５の回転角がΘ0に達しても、ＨＳＴの摺動部位における静止摩擦などの影響から、ＨＳＴ出力軸は、直ちには回転を始めず、さらに回転角Θ1に達したところで初めて飛び出し回転数Ｎ1で回転を始める。すなわち、ロータリ制御バルブ１５の回転角Θに対するこのＨＳＴの出力回転数Ｎの実際の関係は、ＨＳＴが停止して行くときには、回転数Ｎは矢印４、５のように回転角Θと線形の特性となるが、ＨＳＴを始動するときには、回転数Ｎは矢印１、２、３のように変化して、始動初期において回転数ＮがゼロからＮ1に急激に跳ね上がるものとなる。このため、例えばＨＳＴを備えた車両を発進させようとしても、静止状態からいきなりＨＳＴの飛び出し回転数Ｎ1に相当する速度で発進することになってしまう。
【００６７】
これに対して、本実施の形態では、ロータリ制御バルブ１５の回転軸Ｂをレバー１０の回転軸Ａから所定量Ｌだけ偏心させた効果により、図１５に実線で示すように、ロータリ制御バルブ１５の回転角Θの変化に対するレバー１０の回転角Ф（すなわち斜板の傾転角）の変化の割合は、一点鎖線で示した偏心がない場合の１対１よりも小さくなっている。すなわち、ロータリ制御バルブ１５の回転角Θに対する斜板５の傾転の割合が小さくなっている。
【００６８】
したがって、ロータリ制御バルブ１５の回転角がΘ1となってＨＳＴの出力軸が回転を始めるときの飛び出し回転数Ｎ1は、偏心がない場合に比べて、斜板５の傾転角が小さくポンプ吐出量が小さい分だけ、小さな値とすることができる。よって、ＨＳＴを備えた車両の飛び出し速度も小さな値とすることができ、微速発進が可能となる。
【００６９】
なお、本実施の形態では、ロータリ制御バルブ１５の回転軸Ｂの偏心は、レバー１０の軸の長手方向（ピストン９に向かう方向）であるＸ軸方向と直交するＹ軸方向に向かってなされている。これにより、ロータリ制御バルブ１５をレバー１０の軸方向のピストン９と反対側に飛び出すことなく配置でき、したがって、ロータリ制御バルブ１５の回転軸Ｂとレバー１０の回転軸Ａとを偏心させる構成をとったにもかかわらず、ポンプ制御装置を大型化することなく、コンパクトに構成することができる。
【００７０】
以上の説明においては、スプール１７を負荷制御圧に応じて変位させ、スリーブ１６にレバー１０の動きをフィードバックしているが、これとは逆に、スプール１７にレバー１０の動きをフィードバックし、スリーブ１６を負荷制御圧に応じて変位させるように構成しても、同じ作用効果を生じる。したがってこの場合には、軸方向に摺動するスリーブ１６の両側に油室を形成し、かつスリーブ１６を操作シャフト１９により回転可能に構成し、また、スプール１７については、ピストン９の移動に伴いレバー１０を介してスリーブ１６と同じ方向に追従回転させるようにすればよい。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施の形態を示す断面図。
【図２】同しく他の切断面を示す断面図。
【図３】 図１のＢ−Ｂ線に沿う断面図。
【図４】図１のＡ−Ａ線に沿う断面図。
【図５】平行幅面部の拡大正面図。
【図６】バルブ油路切換を示す説明図。
【図７】負荷制御特性を示す特性図。
【図８】他の実施の形態を示す断面図。
【図９】同じく平行幅面部の拡大正面図。
【図１０】 バルブ油路切換を示す説明図。
【図１１】さらに他の実施の形態を示す断面図。
【図１２】ロータリ制御バルブの取り付け状態を示す正面図。
【図１３】ロータリ制御バルブの回転角とＨＳＴの出力回転数との理論上の関係を示す特性図。
【図１４】ロータリ制御バルブの回転角とＨＳＴの出力回転数との実際の関係を示す特性図。
【図１５】ロータリ制御バルブの回転角とＨＳＴの出力回転数との関係を示す特性図。
【符号の説明】
５ 斜板
９ ピストン
１０ レバー
１０ａ フィードバックピン
１３ａ，１３ｂ 油室
１５ ロータリ型の制御バルブ
１６ スリーブ
１７ スプール
１８ａ，１８ｂ 油室
２４ 制御圧ポート
３０ａ，３０ｂ 作動ポート
３１ａ ポンプポート
３１ｂ ドレーンポート
３２ 平行幅面部
３２ 捩り面
３５ 位相切換部
Ａ ロータリ制御バルブの回転軸
Ｂ レバーの回転軸
Claims (11)
- ポンプ斜板の傾転角を変化させるピストンと、ピストン両側の油室に作用させる油圧を制御するロ一タリ制御バルブと、ロータリ制御バルブの回転方向にピストンの動きをフィードバックする手段と、前記ロータリ制御バルブを、互いに摺動嵌合するスリーブとスプールとを相対回転させてバルブ油路を切換えるように構成し、かつ前記スプールを軸方向に移動させる手段を設け、この軸方向への移動によってもロータリ制御バルブのバルブ油路が切換えられる位相切換部と、を備えたポンプ制御装置において、前記スプールの摺動方向の端面に油室を形成し、この油室に対して制御圧を供給する手段を設け、制御圧の供給時にスプールを移動させ、前記スプールの端面に形成した油室に連通する油圧伝達通路をスプールの内部に設ける一方、スリーブの一部に制御圧ポートを形成し、この制御圧ポートと前記油圧伝達通路を連通させ、制御圧ポートに制御圧の供給時にリターンスプリングに抗してスプールを油室と反対側に移動させるようにしたポンプ制御装置。
- 前記位相切換部は、スプールの移動により斜板傾転角が減少する方向にバルブ油路が切換えられる請求項１に記載のポンプ制御装置。
- 前記位相切換部は、スリーブに対向配置したポートをスプールとの相対軸回転に伴い切換接続するスプールの平行幅面部に、軸心方向を中心に捩った捩り面が形成され、捩り面によりスプール軸方向位置に応じてポート切換が行われるように構成されている請求項１または２に記載のポンプ制御装置。
- 前記平行幅面部の捩り面は、軸方向の中間位置を境にして、両方向へ進むにしたがってポート切換が互いに逆方向となるように捩じられている請求項１〜３のいずれか一つに記載のポンプ制御装置。
- 前記スプールは、ポンプ斜板の傾転角が所定値以上の領域でのみ軸方向に移動する請求項１〜４のいずれか一つに記載のポンプ制御装置。
- 前記制御圧ポートは制御圧が供給される通路に対してスリーブが中立位置から所定の角度だけ軸回転したときに連通するようにした請求項１〜５のいずれか一つに記載のポンプ制御装置。
- ポンプ斜板の傾転角を変化させるピストンと、ピストン両側の油室に作用させる油圧を制御するロ一タリ制御バルブと、ロータリ制御バルブの回転方向にピストンの動きをフィードバックする手段と、前記ロータリ制御バルブを、互いに摺動嵌合するスリーブとスプールとを相対回転させてバルブ油路を切換えるように構成し、かつ前記スプールを軸方向に移動させる手段を設け、この軸方向への移動によってもロータリ制御バルブのバルブ油路が切換えられる位相切換部と、を備えたポンプ制御装置において、前記スプールは軸方向の中立位置から両方向に移動するように形成され、前記位相切換部はこれら移動方向に応じてバルブ油路の切換方向が逆になり、かつ斜板の傾転角に対応して中立位置からの移動方向が切換えられるように構成されるポンプ制御装置。
- 前記スプールの両端面に油室を形成し、かつ両油室にスプールを中立に位置に保持するスプリングを介装し、一方の油室に制御圧を供給する第１の制御圧ポートを設け、他方の油室に制御圧を供給する第２の制御圧ポートを設け、第１、第２の制御圧ポートに作用させる制御圧を変化させてスプールを中立位置から軸方向のいずれかに移動させるようにした請求項７に記載のポンプ制御装置。
- 各制御圧を調整する２つの比例電磁弁を備える請求項８に記載のポンプ制御装置。
- ポンプ斜板の傾転角を変化させるピストンと、ピストン両側の油室に作用させる油圧を制御するロ一タリ制御バルブと、ロータリ制御バルブの回転方向にピストンの動きをフィードバックする手段と、前記ロータリ制御バルブを、互いに摺動嵌合するスリーブとスプールとを相対回転させてバルブ油路を切換えるように構成し、かつ前記スプールを軸方向に移動させる手段を設け、この軸方向への移動によってもロータリ制御バルブのバルブ油路が切換えられる位相切換部と、を備えたポンプ制御装置において、前記ピストンの動きをフィードバックする手段は、ピストンの動きにしたがって回転軸の回りを回転するレバーと、このレバーの一部を前記制御バルブのスリーブまたはスプールに連係させる手段からなるとともに、前記レバーの回転角が対応する前記ロータリ制御バルブのスリーブまたはスプールの回転角よりも小さくなるように、前記ロータリ制御バルブの回転軸を前記レバーの回転軸から偏心させたことを特徴とするポンプ制御装置。
- 前記ロータリ制御バルブの回転軸は、前記レバーの長手方向と直交する方向に向かって偏心していることを特徴とする請求項１０に記載のポンプ制御装置。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP31386197A JP3909935B2 (ja) | 1997-03-31 | 1997-11-14 | ポンプ制御装置 |
Applications Claiming Priority (3)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP8163397 | 1997-03-31 | ||
| JP9-81633 | 1997-03-31 | ||
| JP31386197A JP3909935B2 (ja) | 1997-03-31 | 1997-11-14 | ポンプ制御装置 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH10331773A JPH10331773A (ja) | 1998-12-15 |
| JP3909935B2 true JP3909935B2 (ja) | 2007-04-25 |
Family
ID=26422636
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP31386197A Expired - Fee Related JP3909935B2 (ja) | 1997-03-31 | 1997-11-14 | ポンプ制御装置 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP3909935B2 (ja) |
Families Citing this family (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| DE19608228B4 (de) * | 1996-03-04 | 2006-03-16 | Linde Ag | Hydrostatische Axialkolbenmaschine |
| JP5918688B2 (ja) * | 2012-12-11 | 2016-05-18 | 川崎重工業株式会社 | 可変容量型ポンプ用レギュレータ |
| CN104533869A (zh) * | 2014-12-30 | 2015-04-22 | 南京萨伯工业设计研究院有限公司 | 流体传动伺服反馈机构及其控制方法 |
| DE102016226039B3 (de) | 2016-12-22 | 2018-02-08 | Danfoss Power Solutions Gmbh & Co. Ohg | Verdrängungssteueranordnung für eine axialkolbenpumpe |
-
1997
- 1997-11-14 JP JP31386197A patent/JP3909935B2/ja not_active Expired - Fee Related
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPH10331773A (ja) | 1998-12-15 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| EP1106833B1 (en) | Volume control valve of variable displacement hydraulic rotating machine | |
| JP2000046135A (ja) | トロイダル型無段変速機の変速制御装置 | |
| JP2002327836A (ja) | トロイダル型無段変速機 | |
| EP1241356B1 (en) | Hydraulic circuit for a fluid motor | |
| US11274682B2 (en) | Hydraulic driving apparatus | |
| JP3909935B2 (ja) | ポンプ制御装置 | |
| JP3827471B2 (ja) | ポンプ制御装置 | |
| JPH0224373Y2 (ja) | ||
| JP3719355B2 (ja) | 無段変速機の変速制御装置 | |
| JP3303113B2 (ja) | 可変容量形油圧装置 | |
| JP2016169828A (ja) | 変速装置及びそれを備える発電システム | |
| JP2009243425A (ja) | サーボレギュレータ | |
| US6481333B1 (en) | Positioning device, capacity controller using positioning device, and speed changing device | |
| JP3586137B2 (ja) | 可変容量型油圧モータの容量制御装置 | |
| JP4628568B2 (ja) | 油圧モータによる変速装置 | |
| JP3962457B2 (ja) | ポンプ制御装置 | |
| JP4034909B2 (ja) | 可変容量型油圧ポンプの斜板制御装置 | |
| WO2019058711A1 (ja) | 液圧モータ制御装置 | |
| JP3148289B2 (ja) | 可変容量形モータの容量制御装置 | |
| JP3517960B2 (ja) | トロイダル無段変速機の変速制御装置 | |
| US5158149A (en) | Steering force control apparatus for power steering system | |
| JP3405203B2 (ja) | トロイダル型無段変速機の変速制御装置 | |
| JPH0765681B2 (ja) | 静流体圧駆動ユニット用速度調整装置 | |
| JP3427477B2 (ja) | トロイダル無段変速機の変速制御装置 | |
| JPH10274323A (ja) | トロイダル型無段変速機 |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| A977 | Report on retrieval |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007 Effective date: 20060912 |
|
| A131 | Notification of reasons for refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131 Effective date: 20061024 |
|
| A521 | Written amendment |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523 Effective date: 20061207 |
|
| TRDD | Decision of grant or rejection written | ||
| A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 Effective date: 20070109 |
|
| A61 | First payment of annual fees (during grant procedure) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61 Effective date: 20070123 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20100202 Year of fee payment: 3 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20110202 Year of fee payment: 4 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20120202 Year of fee payment: 5 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20130202 Year of fee payment: 6 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20140202 Year of fee payment: 7 |
|
| LAPS | Cancellation because of no payment of annual fees |