JP4013246B2

JP4013246B2 - Electric hydraulic pump device

Info

Publication number: JP4013246B2
Application number: JP2002122632A
Authority: JP
Inventors: 義治稲熊; 和也安藤; 正明大脇
Original assignee: JTEKT Corp
Current assignee: JTEKT Corp
Priority date: 2002-04-24
Filing date: 2002-04-24
Publication date: 2007-11-28
Anticipated expiration: 2022-04-24
Also published as: JP2003314440A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、複数の油圧ポンプを電気モータによって駆動する電動油圧ポンプ装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
バスやトラック等の大型の電気自動車やハイブリッド車においては、油圧パワーステアリング装置などの油圧源として、電動モータで駆動される吐出流量の多い油圧ポンプが必要となる。しかしながら、一般に車両に搭載する場合、電動モータは、２００ボルト以上の高電圧システムを採用しても、許容電流の関係上、また取付けスペースの制約から大きな電動モータを使用することは困難である。そこで、吐出流量の小さい油圧ポンプを電動モータで駆動する電動油圧ポンプユニットを２個搭載し、夫々の吐出ポートを接続して油圧パワーステアリング装置の油圧シリンダに接続している。そして、油圧パワーステアリング装置の最大アシスト力を制限するために、両油圧ポンプの吐出ポートを接続した後にレリーフ弁が接続され最大吐出圧力を規制している。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
２個の電動油圧ポンプユニットの吐出ポートを接続した後にレリーフ弁を接続する構成では、レリーフ弁からのバイパス流を使って油圧ポンプの吸入性能を高めるためのスーパーチャージ機構が使えなくなり、キャビテーションが発生して騒音が生じることがあり、またレリーフ弁のドレン配管が別途必要になる問題があった。
【０００４】
従って、各油圧ポンプにレリーフ弁を内蔵する方がよいが、各油圧ポンプに内蔵したレリーフ弁のレリーフ圧力を同一にすることは極めて困難であり、レリーフ弁を夫々設けた複数の油圧ポンプの吐出ポートを単純に接続しただけでは、レリーフ圧力が低い方のレリーフ弁が開くと、高い方の油圧ポンプの吐出油が流れ込み、レリーフ圧力が低い方の油圧ポンプの吸入管からリザーバに油が逆流し、リザーバの油面が盛り上がって油が溢れたり、オイルミストが飛散する不具合が発生する。また、レリーフ圧力が高い方の油圧ポンプでは吸入特性が悪くなり、キャビテーションが発生して振動、騒音が発生したりする。
【０００５】
本発明は、係る従来の不具合を解消するためになされたもので、レリーフ圧力が低いレリーフ弁に他の油圧ポンプの吐出ポートから吐出油が流入することを阻止し、複数の電動油圧ポンプユニットの吐出ポートを接続し必要な吐出量を確保することである。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
上記の課題を解決するため、請求項１に記載の発明の構成上の特徴は、レリーフ弁を内蔵した油圧ポンプを電気モータで駆動する電動油圧ポンプユニットを２個配置し、各油圧ポンプの吐出ポートに油圧ポンプ側への圧油の逆流を阻止する逆止弁を接続し、各逆止弁の出口を互いに接続して油圧機器に接続し、各油圧ポンプの吸入ポートを独立してリザーバに接続し、一方の油圧ポンプのレリーフ弁の開弁圧と締切圧との圧力範囲以内に他方の油圧ポンプのレリーフ弁の開弁圧と締切圧との油圧範囲が入るようにしたことである。
【０００９】
請求項２に係る発明の構成上の特徴は、レリーフ弁を内蔵した油圧ポンプを電気モータで駆動する電動油圧ポンプユニットを２個配置し、各油圧ポンプの吐出ポートに油圧ポンプ側への圧油の逆流を阻止する逆止弁を接続し、各逆止弁の出口を互いに接続して油圧機器に接続し、各油圧ポンプの吸入ポートを独立してリザーバに接続し、一方の油圧ポンプのレリーフ弁の開弁圧が、他方の油圧ポンプのレリーフ弁の開弁圧と締切圧との油圧範囲内に入り、前記一方の油圧ポンプのレリーフ弁の締切圧が前記他方の油圧ポンプのレリーフ弁の締切圧以上となるようにしたことである。
請求項３に係る発明の構成上の特徴は、請求項１又は２に記載の電動油圧ポンプ装置において、前記油圧ポンプがパイロット式レリーフ弁を内蔵した油圧ベーンポンプであることである。
【００１０】
請求項４に係る発明の構成上の特徴は、請求項１乃至３のいずれかに記載の電動油圧ポンプ装置において、前記油圧機器が電気自動車又はハイブリッド車の油圧パワーステアリング装置の油圧シリンダであることである。
【００１３】
【発明の作用・効果】
上記のように構成した請求項１に係る発明においては、レリーフ弁を内蔵した油圧ポンプを備えた電動油圧ポンプユニットを２個配置し、各油圧ポンプの吐出ポートを逆止弁を介在して互いに接続したので、レリーフ圧力が低いレリーフ弁が開いても、他の油圧ポンプの吐出油が開いたレリーフ弁に流れ込むことを阻止できる。これにより、レリーフ圧力が低い油圧ポンプの吸入ポートからリザーバに油が逆流してリザーバから溢れたり、オイルミストが飛散することを防止できる。また、他の油圧ポンプでは、吸入特性が悪化してキャビテーションが発生することがなくなる。
そして、一方の油圧ポンプのレリーフ弁の開弁圧と締切圧との圧力範囲以内に他方の油圧ポンプのレリーフ弁の開弁圧と締切圧との油圧範囲が入るようにしたので、各油圧ポンプの吐出ポートから油圧機器に流れる油を合流した流量に対するレリーフ圧力の特性が２段の段付き特性となることがなく、例えば油圧パワーステアリング装置の据え切りエンドでのフィーリングをよくすることができる。
【００１４】
上記のように構成した請求項２に係る発明においては、レリーフ弁を夫々設けた２個の油圧ポンプの吐出ポートを逆止弁を介在して互いに接続し、一方のレリーフ弁の開弁圧が他方のレリーフ弁の開弁圧と締切圧との油圧範囲に入るようにし、一方のレリーフ弁の締切圧が他方のレリーフ弁の締切圧以上になるようにしたので、各油圧ポンプの吐出ポートから油圧機器に流れる油を合流した流量に対するレリーフ圧力の特性が２段の段付き特性となることがなく、例えば油圧パワーステアリング装置の据え切りエンドでのフィーリングをよくすることができる。
上記のように構成した請求項３に係る発明においては、油圧ポンプに内蔵されたパイロット式レリーフ弁は、レリーフ弁が開き始める開弁圧と油圧ポンプの吐出ポートから油圧機器に流れる油の流量がゼロになる締切圧との差が小さく、２個のパイロット式レリーフ弁のレリーフ圧力を同一にすることは極めて困難であるので、一方の油圧ポンプのパイロット式レリーフ弁の開弁圧と締切圧との圧力範囲以内に他方の油圧ポンプのパイロット式レリーフ弁の開弁圧と締切圧との油圧範囲が入るようにし、又は、一方のパイロット式レリーフ弁の開弁圧が他方のパイロット式レリーフ弁の開弁圧と締切圧との油圧範囲に入るようにし、且つ一方のパイロット式レリーフ弁の締切圧が他方のパイロット式レリーフ弁の締切圧以上になるようにしている。これにより、パイロット式レリーフ弁を内蔵した２個の油圧ポンプの吐出ポートから油圧機器に流れる油を合流した流量に対するレリーフ圧力の特性が２段の段付き特性となることがなく、例えば油圧パワーステアリング装置の据え切りエンドでのフィーリングをよくすることができる。
【００１５】
上記のように構成した請求項４に係る発明においては、レリーフ弁を内蔵した油圧ポンプを備えた電動油圧ポンプユニットを２個配置し、客油圧ポンプの吐出ポートを逆止弁を介在して互いに接続して電気自動車又はハイブリッド車の油圧パワーステアリング装置の油圧シリンダに接続したので、取付けスペースが小さい電動油圧ポンプユニットを複数個設けることにより、取付けスペースの制約が解消できるとともに、必要な油の流量を油圧パワーステアリング装置の性能を損なうことなく確保することができる。
【００１６】
【実施の形態】
以下本発明の第１の実施の形態に係る電動油圧ポンプ装置を図面に基づいて説明する。図１において、レリーフ弁を内蔵した油圧ポンプを電気モータで駆動する電動油圧ポンプユニット１ａ，１ｂが２個配置されている。電気モータ２ａ，２ｂにより駆動される油圧ポンプ３ａ，３ｂのハウジングに内蔵されたレリーフ弁４ａ，４ｂの圧力導入口は油圧ポンプ３ａ，３ｂの吐出側に連通され、レリーフポートは吸入側に連通されている。油圧ポンプ３ａ，３ｂの吸入ポート５ａ，５ｂは吸入管６ａ，６ｂによりリザーバ７に夫々独立して接続されている。
【００１７】
油圧ポンプ３ａ，３ａの吐出ポート８ａ、８ｂは、吐出管９ａ，９ｂにより逆止弁１０ａ，１０ｂの流入口に接続され、逆止弁１０ａ，１０ｂの流出口は互いに接続されて油圧機器である油圧パワーステアリング装置の油圧シリンダ１１に接続されている。逆止弁１０ａ，１０ｂは、油圧ポンプ３ａ，３ｂ側からシリンダ１１方向への圧油の流れを許容するが、油圧ポンプ３ａ，３ｂ側への圧油の逆流を阻止するものである。
【００１８】
次に、レリーフ弁４ａ，４ｂを内蔵した油圧ポンプ３ａ，３ｂの具体例としてパイロット式レリーフ弁４を内蔵した油圧ベーンポンプ３を図２に基づいて説明する。一体に固定されたフロントハウジング１４とリヤハウジング１５との間に形成された収納室１６には、チークプレート１７、カムリング１８及びプレッシャプレート１９が積層されて収納され、ピン１９により回り止めされている。カムリング１８の内周に形成されたカム孔２０にはロータ２１が回転可能に配置されている。２２はフロントハウジング１４の中心部に形成された貫通穴で、この貫通穴にはフロントハウジング１４の端面に固定される電気モータモータ２ａ，２ｂの出力軸が挿通される。かかる出力軸はチークプレート１７を貫通し、カム孔２０内でロータ２１とスプライン嵌合される。ロータ２１には、外周部分に多数のスリットが放射状に刻設され、該スリットにベーンが半径方向に摺動可能に嵌挿されている。カムリング１８のカム孔２０は、チークプレート１７及びプレッシャプレート１９により両側を閉鎖され、ロータ２１外周との間でポンプ室を形成し、ベーンによって吸入領域と吐出領域とに区画される。
【００１９】
リヤハウジング１５には吸入ポート５が形成され、吸入通路２３によりポンプ室の吸入領域に連通されている。プレッシャプレート１９は収納室１６のリヤハウジング１５側に摺動可能に嵌合され、圧縮スプリング２４によりカムリング１８側に付勢されている。ポンプ室の吐出領域から吐出された吐出油はプレッシャプレート１９に穿設された油路２５を通ってプレッシャプレート１９背面の吐出室２６に流入し、吐出通路２７を介して吐出ポート８から送出される。
【００２０】
リヤハウジング１５には、パイロット式レリーフ弁４の主スプール弁３０が摺動自在に嵌合する弁孔３１が穿設され、その開口端は栓部材３２によって閉塞されている。主スプール弁３０は、弁孔３１後部のパイロット室３３に介挿された圧縮スプリング３４のばね力により栓部材３２に押し付けられ、弁孔３１前部のレリーフ室３５に開口して吸入通路２３に連通される図略のレリーフポートを閉鎖している。このレリーフポートは主スプール弁３０が圧縮スプリング３４に抗して所定量摺動されると、レリーフ室３５に開口される。パイロット室３３は圧力導入口としての絞り穴２９により吐出室２６に連通されている。主スプール弁３０には、パイロット室３３側の端部からパイロット弁孔３６が軸線方向に穿設され、端部に弁座体３７が固定されている。パイロット弁孔３６内には、ボール弁３８が収納され、弁押えを介して圧縮スプリング３９により弁座体３７に形成された弁座４０に当接されている。弁座体３７にはパイロット室３３を弁座４０に連通する導入穴４１が穿設されている。パイロット弁孔３６のボール弁３８の背面側は、主スプール弁３０に半径方向に穿設された連通穴４２により前記レリーフポートに連通されている。
【００２１】
次に、上記第１の実施形態の作動について説明する。電気モータ２ａ，２ｂが起動されると、油圧ポンプ３ａ，３ｂが駆動され、吐出ポート８ａ，８ｂから吐出油が送出される。即ち、電気モータ２ａ，２ｂにより駆動軸２２が回転されると、ロータ２１が回転され、ベーンがカム孔２０のカム面の沿って進退しながらポンプ室を移動し、吸入ポート５に接続されたリザーバ７から吸入領域で油を吸入して吐出領域で吐出する。吐出された吐出油はプレッシャプレート１９に穿設された油路２５、吐出室２６、吐出通路２７を通って吐出ポート８ａ，８ｂから送出される。吐出ポート８ａ，８ｂから送出された吐出油は、逆止弁１０ａ，１０ｂにより油圧ポンプ３ａ，３ｂ側への逆流を阻止されて油圧シリンダ１１に供給され、油圧パワーステアリング装置を作動させる。
【００２２】
例えば、油圧パワーステアリング装置を据え切りした場合、ハンドルの据え切りエンドで油圧シリンダ１１のピストンがストロークエンドに位置すると、電動モータ２ａ，２ｂにより回転される油圧ベーンポンプ３ａ，３ｂから吐出される吐出油は封鎖状態になって油圧が上昇する。これにより、吐出室２６に絞り穴２９で連通されたパイロット室３３内の油圧が上昇し、ボール弁３８が圧縮スプリング３９のばね力に抗して弁座４０から離脱されると、油がパイロット室３３、パイロット弁孔３６、連通穴４２及びレリーフポートを通って油圧ベーンポンプ３ａ，３ｂの吸入通路２３側にバイパスされる。絞り穴２９を通過する油の流れによりパイロット室３３内の油圧が吐出室２６より低下し、前端面に吐出室２６と同じ油圧が作用し、後端面にパイロット室３３の油圧が作用する主スプール弁３０が圧縮スプリング３４のばね力に抗して後退され、吐出油がレリーフポートから吸入通路２３にバイパスされる。
【００２３】
このとき、逆止弁１０ａにより油圧ポンプ３ｂから３ａ、逆止弁１０ｂにより油圧ポンプ３ａから３ｂへの油の流れは規制されるので、例えば、レリーフ弁４ａの方が４ｂよりレリーフ圧が低くても、油圧ポンプ３ｂからの吐出油がレリーフ弁４ａから油圧ポンプ３ａの吸入ポート５ａを通ってリザーバ７に逆流することがない。
【００２４】
２個の油圧ポンプ３ａ，３ｂの各吐出ポート８ａ，８ｂに逆止弁１０ａ，１０ｂの流入口を接続し、逆止弁１０ａ，１０ｂの流出口を互いに接続して油圧パワーステアリング装置の油圧シリンダ１１に接続すると、レリーフ弁４ａ，４ｂが開き始める開弁圧P1a，P1bと油圧ポンプ３ａ，３ｂの吐出ポート８ａ，８ｂから油圧シリンダ１１に流れる油の流量がゼロになる締切圧P2a，P2bとの差が小さい例えばパイロット式レリーフ弁４を使用した場合には、レリーフ設定圧力の差で図３ (ｃ)に示すような２段の段付きレリーフ圧力特性となり、油圧パワーステアリング装置の据え切りエンドでのフィーリングを含む特性が悪くなる。即ち、レリーフ弁４ａ，４ｂをパイロット式レリーフ弁４にすると、開弁圧と締切圧との差が小さいので、これらレリーフ圧Ｐを同一にすることは極めて困難であり、例えば油圧ポンプ３ｂのレリーフ弁４ｂの締切圧P2bより油圧ポンプ３ａのレリーフ弁４ａの開弁圧P1aの方が高いと、ハンドルの据え切りエンド部で油圧シリンダ１１の油圧が上昇しパイロット室３３の圧力Ｐが上昇すると、レリーフ弁４ｂの開弁圧P1bから締切圧P2bの間で油圧ポンプ４ｂの吐出ポート８ｂから油圧シリンダ１１に送出される油の流量Qbが図３（ａ）のように減少し、その後に、レリーフ弁４ａの開弁圧P1aから締切圧P2aの間で油圧ポンプ４ａの吐出ポート８ａから油圧シリンダ１１に送出される油の流量Qaが図３ (ｂ)のように減少し、これら流量を合計した油圧シリンダ１１に供給される油の流量Qa+bは図３ (ｃ)のように２段の段付きレリーフ圧力特性となる。
【００２５】
この２段の段付きレリーフ圧力特性をなくすために、図４ ( ａ )に示すように、例えば一方の油圧ポンプ３ｂのレリーフ弁４ｂの締切圧と開弁圧との差である圧力オーバーライド特性を大きくしておき、このレリーフ弁４ｂの開弁圧と締切圧との油圧範囲内に他方の油圧ポンプ３ａのレリーフ弁４ａの開弁圧と締切圧との油圧範囲が入る構成とした。レリーフ弁４のオーバーライド特性を大きくするためには、パイロット式レリーフ弁４においては、絞り穴２９の径を大きくすればよく、直動弁の場合は弁を押圧する圧縮スプリングのばね定数を大きくすればよい。
【００２６】
これにより、ハンドルの据え切りエンド部で油圧シリンダ１１の油圧が上昇してパイロット室３３の油圧Ｐが上昇し、レリーフ弁４ｂの開弁圧P1bに達すると、油圧ポンプ３ｂの吐出ポート８ｂから油圧シリンダ１１に送出される油の流量Qbが図４(ａ)のように減少を開始し、油圧ポンプ３ａ，３ｂの吐出ポート８ａ，８ｂから油圧シリンダ１１に送出される油の流量を合計した流量を示す図４(ｃ)の点４５でレリーフ弁４ａの開弁圧P1aに達すると、油圧ポンプ３ａの吐出ポート８ａから油圧シリンダ１１に送出される油の流量Qaが図４(ｂ)のように減少を開始し、図４(ｃ)の点４６でレリーフ弁４ａの締切圧P2aに達し、油圧ポンプ３ａの吐出ポート８ａから油圧シリンダ１１に送出される油の流量がゼロとなり、点４７でレリーフ弁４ｂの締切圧P2bに達し、油圧ポンプ３ｂの吐出ポート８ｂから油圧シリンダ１１に送出される油の流量がゼロとなり、合計流量Ｑａ+bもゼロになる。このように、油圧ポンプ３ａ，３ｂの吐出ポート８ａ，８ｂから送出され、逆止弁１０ａ，１０ｂを通った後に合流されて油圧シリンダ１１に供給される油の流量は、図４(ｃ)のように圧力の上昇につれて滑らかに減少し、油圧パワーステアリング装置のハンドルの据え切りエンドでのフィーリング特性がよくなる。
【００２７】
上記の場合、一方の油圧ポンプ３ｂのレリーフ弁４ｂの開弁圧と締切圧との油圧範囲内に他方の油圧ポンプ３ａのレリーフ弁４ａの開弁圧と締切圧との油圧範囲が入る構成としたが、図４において破線で示すように、レリーフ弁４ａの開弁圧が、レリーフ弁４ｂの開弁圧と締切圧との油圧範囲内に入り、レリーフ弁４ａの締切圧がレリーフ弁４ｂの締切圧以上となるようにしてもよい。
【００２８】
また、上記実施形態においては、２個の油圧ポンプ３ａ，３ｂの吐出ポート８ａ，８ｂを逆止弁１０ａ，１０ｂに接続した後に油圧シリンダ１１に接続した場合について説明したが、レリーフ弁を内蔵した油圧ポンプを電動モータで駆動する電動油圧ポンプユニットを２個以上配置し、各油圧ポンプの吐出ポートを上記実施形態と同様に接続しもよい。また、この場合に、各レリーフ弁の圧力オーバーライド特性を上述のように順次一部又は全部が重なるように設定してもよい。
【図面の簡単な説明】
【図１】本実施形態に係る電動油圧ポンプ装置を示す油圧回路図。
【図２】レリーフ弁内蔵の油圧ベーンポンプの縦断面図。
【図３】２段の段付きレリーフ圧特性を示す図。
【図４】本実施形態のレリーフ圧特性を示す図。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an electric hydraulic pump device that drives a plurality of hydraulic pumps by an electric motor.
[0002]
[Prior art]
In large electric vehicles such as buses and trucks and hybrid vehicles, a hydraulic pump with a large discharge flow rate driven by an electric motor is required as a hydraulic power source for a hydraulic power steering device or the like. However, in general, when an electric motor is mounted on a vehicle, it is difficult to use a large electric motor because of allowable current and restrictions on installation space even if a high voltage system of 200 volts or more is adopted. Therefore, two electric hydraulic pump units for driving a hydraulic pump with a small discharge flow rate by an electric motor are mounted, and each discharge port is connected to the hydraulic cylinder of the hydraulic power steering apparatus. In order to limit the maximum assist force of the hydraulic power steering device, a relief valve is connected after the discharge ports of both hydraulic pumps are connected, thereby restricting the maximum discharge pressure.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
In the configuration in which the relief valve is connected after connecting the discharge ports of the two electric hydraulic pump units, the supercharge mechanism for improving the suction performance of the hydraulic pump using the bypass flow from the relief valve cannot be used, and cavitation occurs. As a result, noise may occur, and a drain pipe for the relief valve is required separately.
[0004]
Therefore, it is better to incorporate a relief valve in each hydraulic pump, but it is extremely difficult to make the relief pressures of the relief valves built in each hydraulic pump the same, and the discharge of a plurality of hydraulic pumps each provided with a relief valve is difficult. By simply connecting the ports, when the relief valve with the lower relief pressure is opened, the oil discharged from the higher hydraulic pump flows, and the oil flows backward from the suction pipe of the hydraulic pump with the lower relief pressure to the reservoir. If the oil level of the reservoir rises, the oil overflows or the oil mist scatters. Further, in the hydraulic pump with the higher relief pressure, the suction characteristics are deteriorated, and cavitation occurs, causing vibration and noise.
[0005]
The present invention has been made in order to eliminate such a conventional problem, and prevents discharge oil from flowing into a relief valve having a low relief pressure from the discharge port of another hydraulic pump. It is to secure a necessary discharge amount by connecting a discharge port.
[0008]
[Means for Solving the Problems]
In order to solve the above problems, the structural feature of the invention described in claim 1 is that two electric hydraulic pump units for driving a hydraulic pump with a built-in relief valve by an electric motor are arranged, and each hydraulic pump discharges. Connect the check valve that prevents the backflow of pressure oil to the hydraulic pump side to the port, connect the outlet of each check valve to each other and connect to the hydraulic equipment, and connect the suction port of each hydraulic pump to the reservoir independently In other words, the hydraulic range between the opening pressure and the closing pressure of the relief valve of the other hydraulic pump is within the pressure range of the opening pressure and the closing pressure of the relief valve of one hydraulic pump.
[0009]
The structural feature of the invention according to claim 2 is that two electric hydraulic pump units for driving a hydraulic pump with a built-in relief valve by an electric motor are arranged, and pressure oil to the hydraulic pump side is provided at the discharge port of each hydraulic pump. Connect the check valve that prevents the backflow of the oil, connect the outlet of each check valve to each other and connect to the hydraulic equipment, connect the suction port of each hydraulic pump to the reservoir independently, and relieve the relief of one hydraulic pump. The valve opening pressure falls within the hydraulic pressure range between the opening pressure and the closing pressure of the relief valve of the other hydraulic pump, and the closing pressure of the relief valve of the one hydraulic pump is the pressure of the relief valve of the other hydraulic pump. That is, the pressure is higher than the deadline pressure.
The structural feature of the invention according to claim 3 is that, in the electric hydraulic pump device according to claim 1 or 2, the hydraulic pump is a hydraulic vane pump incorporating a pilot-type relief valve.
[0010]
The constitutional feature of the invention according to claim 4 is the electric hydraulic pump device according to any one of claims 1 to 3 , wherein the hydraulic device is a hydraulic cylinder of a hydraulic power steering device of an electric vehicle or a hybrid vehicle. It is.
[0013]
[Operation and effect of the invention]
In the invention according to claim 1 configured as described above, two electric hydraulic pump units each having a hydraulic pump with a built-in relief valve are arranged, and the discharge ports of the respective hydraulic pumps are connected to each other via check valves. Since it is connected, even if a relief valve having a low relief pressure is opened, it is possible to prevent the discharge oil of another hydraulic pump from flowing into the opened relief valve. As a result, it is possible to prevent oil from flowing backward from the suction port of the hydraulic pump having a low relief pressure into the reservoir and overflowing from the reservoir or oil mist from splashing. Further, in other hydraulic pumps, the suction characteristics are not deteriorated and cavitation does not occur.
Since the hydraulic pressure range between the relief valve opening pressure and the cutoff pressure of the other hydraulic pump is within the pressure range between the relief valve opening pressure and the cutoff pressure of one hydraulic pump, each hydraulic pump The relief pressure characteristic with respect to the flow rate of the oil flowing from the discharge port to the hydraulic equipment does not become a stepped characteristic, and for example, the feeling at the stationary end of the hydraulic power steering device can be improved. .
[0014]
In the invention according to claim 2 configured as described above, the discharge ports of two hydraulic pumps each provided with a relief valve are connected to each other via a check valve, and the opening pressure of one relief valve is Since the opening pressure of the other relief valve is within the hydraulic pressure range between the relief pressure and the relief pressure of one relief valve is equal to or higher than the cutoff pressure of the other relief valve, The relief pressure characteristic with respect to the flow rate of the oil flowing into the hydraulic equipment does not become a two-step step characteristic, and for example, the feeling at the stationary end of the hydraulic power steering device can be improved.
In the invention according to claim 3 configured as described above, the pilot-type relief valve built in the hydraulic pump has a valve opening pressure at which the relief valve starts to open and a flow rate of oil flowing from the discharge port of the hydraulic pump to the hydraulic equipment. Since the difference between the zero pressure and the pilot pressure is small, it is extremely difficult to make the pressure relief pressure of the two pilot relief valves the same. The hydraulic pressure range of the pilot relief valve of the other hydraulic pump should be within the pressure range of the other pressure range, or the opening pressure of one pilot relief valve may be within the pressure range of the other pilot relief valve. Make sure that the pressure is within the hydraulic range between the valve opening pressure and the shutoff pressure, and that the shutoff pressure of one pilot type relief valve is greater than or equal to the shutoff pressure of the other pilot type relief valve. That. As a result, the relief pressure characteristic with respect to the flow rate of the oil flowing into the hydraulic equipment from the discharge ports of the two hydraulic pumps with the built-in pilot type relief valve does not become a two-stage stepped characteristic. For example, hydraulic power steering The feeling at the stationary end of the apparatus can be improved.
[0015]
In the invention according to claim 4 configured as described above, two electric hydraulic pump units having a hydraulic pump with a built-in relief valve are arranged, and the discharge port of the customer hydraulic pump is connected to each other via a check valve. Since it is connected and connected to the hydraulic cylinder of the hydraulic power steering device of an electric vehicle or hybrid vehicle, the installation space restriction can be eliminated by providing multiple electric hydraulic pump units with a small installation space, and the required oil flow rate Can be ensured without impairing the performance of the hydraulic power steering device.
[0016]
[Embodiment]
Hereinafter, an electric hydraulic pump device according to a first embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings. In FIG. 1, two electric hydraulic pump units 1a and 1b for driving a hydraulic pump incorporating a relief valve with an electric motor are arranged. The pressure inlets of the relief valves 4a and 4b built in the housings of the hydraulic pumps 3a and 3b driven by the electric motors 2a and 2b are connected to the discharge side of the hydraulic pumps 3a and 3b, and the relief port is connected to the suction side. ing. The suction ports 5a and 5b of the hydraulic pumps 3a and 3b are independently connected to the reservoir 7 by suction pipes 6a and 6b, respectively.
[0017]
The discharge ports 8a and 8b of the hydraulic pumps 3a and 3a are connected to the inlets of the check valves 10a and 10b by the discharge pipes 9a and 9b, and the outlets of the check valves 10a and 10b are connected to each other to be a hydraulic device. It is connected to the hydraulic cylinder 11 of the hydraulic power steering device. The check valves 10a and 10b allow the flow of pressure oil from the hydraulic pumps 3a and 3b to the cylinder 11 but prevent the backflow of pressure oil to the hydraulic pumps 3a and 3b.
[0018]
Next, a hydraulic vane pump 3 incorporating a pilot-type relief valve 4 will be described with reference to FIG. 2 as a specific example of the hydraulic pumps 3a, 3b incorporating relief valves 4a, 4b. In a storage chamber 16 formed between the front housing 14 and the rear housing 15 fixed together, a cheek plate 17, a cam ring 18 and a pressure plate 19 are stacked and stored, and are prevented from rotating by pins 19. . A rotor 21 is rotatably disposed in a cam hole 20 formed on the inner periphery of the cam ring 18. Reference numeral 22 denotes a through hole formed at the center of the front housing 14. The output shafts of the electric motors 2 a and 2 b fixed to the end surface of the front housing 14 are inserted into the through hole. The output shaft passes through the cheek plate 17 and is splined to the rotor 21 in the cam hole 20. A large number of slits are radially formed in the outer peripheral portion of the rotor 21, and vanes are fitted into the slits so as to be slidable in the radial direction. The cam hole 20 of the cam ring 18 is closed on both sides by a cheek plate 17 and a pressure plate 19, forms a pump chamber with the outer periphery of the rotor 21, and is divided into a suction region and a discharge region by vanes.
[0019]
A suction port 5 is formed in the rear housing 15 and communicates with a suction region of the pump chamber by a suction passage 23. The pressure plate 19 is slidably fitted on the rear housing 15 side of the storage chamber 16 and is urged toward the cam ring 18 by a compression spring 24. The discharge oil discharged from the discharge region of the pump chamber flows into the discharge chamber 26 on the back surface of the pressure plate 19 through the oil passage 25 formed in the pressure plate 19, and is sent out from the discharge port 8 through the discharge passage 27. The
[0020]
A valve hole 31 into which the main spool valve 30 of the pilot-type relief valve 4 is slidably fitted is formed in the rear housing 15, and the opening end thereof is closed by a plug member 32. The main spool valve 30 is pressed against the plug member 32 by the spring force of the compression spring 34 inserted in the pilot chamber 33 at the rear of the valve hole 31, opens to the relief chamber 35 at the front of the valve hole 31, and enters the suction passage 23. The relief port (not shown) to be communicated is closed. The relief port is opened to the relief chamber 35 when the main spool valve 30 slides a predetermined amount against the compression spring 34. The pilot chamber 33 communicates with the discharge chamber 26 through a throttle hole 29 serving as a pressure inlet. A pilot valve hole 36 is formed in the main spool valve 30 in an axial direction from an end portion on the pilot chamber 33 side, and a valve seat body 37 is fixed to the end portion. A ball valve 38 is accommodated in the pilot valve hole 36 and is in contact with a valve seat 40 formed on the valve seat body 37 by a compression spring 39 via a valve presser. The valve seat body 37 is provided with an introduction hole 41 for communicating the pilot chamber 33 with the valve seat 40. The back side of the ball valve 38 of the pilot valve hole 36 is communicated with the relief port by a communication hole 42 formed in the main spool valve 30 in the radial direction.
[0021]
Next, the operation of the first embodiment will be described. When the electric motors 2a and 2b are started, the hydraulic pumps 3a and 3b are driven, and the discharge oil is sent out from the discharge ports 8a and 8b. That is, when the drive shaft 22 is rotated by the electric motors 2 a and 2 b, the rotor 21 is rotated, the vane moves along the cam surface of the cam hole 20, moves through the pump chamber, and is connected to the suction port 5. Oil is sucked from the reservoir 7 in the suction area and discharged in the discharge area. The discharged discharge oil is sent out from the discharge ports 8a and 8b through the oil passage 25, the discharge chamber 26, and the discharge passage 27 formed in the pressure plate 19. The discharge oil delivered from the discharge ports 8a and 8b is prevented from flowing back to the hydraulic pumps 3a and 3b by the check valves 10a and 10b and supplied to the hydraulic cylinder 11 to operate the hydraulic power steering device.
[0022]
For example, when the hydraulic power steering device is stationary, when the piston of the hydraulic cylinder 11 is positioned at the stroke end at the stationary end of the handle, the discharged oil is discharged from the hydraulic vane pumps 3a and 3b rotated by the electric motors 2a and 2b. Becomes sealed and the hydraulic pressure rises. As a result, the hydraulic pressure in the pilot chamber 33 communicated with the discharge chamber 26 through the throttle hole 29 increases, and when the ball valve 38 is released from the valve seat 40 against the spring force of the compression spring 39, the oil is piloted. The oil is bypassed to the suction passage 23 side of the hydraulic vane pumps 3a and 3b through the chamber 33, the pilot valve hole 36, the communication hole 42 and the relief port. The oil pressure in the pilot chamber 33 decreases from the discharge chamber 26 due to the flow of oil passing through the throttle hole 29, the same oil pressure as the discharge chamber 26 acts on the front end surface, and the main spool on which the oil pressure of the pilot chamber 33 acts on the rear end surface. The valve 30 is retracted against the spring force of the compression spring 34, and the discharged oil is bypassed from the relief port to the suction passage 23.
[0023]
At this time, the check valve 10a restricts the oil flow from the hydraulic pumps 3b to 3a, and the check valve 10b restricts the oil flow from the hydraulic pumps 3a to 3b. For example, the relief valve 4a has a lower relief pressure than 4b. However, the oil discharged from the hydraulic pump 3b does not flow back to the reservoir 7 from the relief valve 4a through the suction port 5a of the hydraulic pump 3a.
[0024]
The hydraulic cylinders of the hydraulic power steering apparatus are configured by connecting the inlets of the check valves 10a and 10b to the discharge ports 8a and 8b of the two hydraulic pumps 3a and 3b and connecting the outlets of the check valves 10a and 10b to each other. 11, the opening pressures P1a and P1b at which the relief valves 4a and 4b start to open, and the cutoff pressures P2a and P2b at which the flow rate of oil flowing from the discharge ports 8a and 8b of the hydraulic pumps 3a and 3b to the hydraulic cylinder 11 becomes zero. For example, when a pilot type relief valve 4 is used, a relief pressure characteristic with two steps as shown in FIG. 3 (c) is obtained due to a difference in relief setting pressure, and the stationary end of the hydraulic power steering device The characteristics including the feeling at are deteriorated. That is, if the relief valves 4a and 4b are pilot-type relief valves 4, the difference between the valve opening pressure and the cutoff pressure is small, so it is extremely difficult to make these relief pressures P the same. For example, the relief of the hydraulic pump 3b When the valve opening pressure P1a of the relief valve 4a of the hydraulic pump 3a is higher than the shutoff pressure P2b of the valve 4b, when the hydraulic pressure of the hydraulic cylinder 11 rises at the stationary end portion of the handle and the pressure P of the pilot chamber 33 rises, The flow rate Qb of oil sent from the discharge port 8b of the hydraulic pump 4b to the hydraulic cylinder 11 between the valve opening pressure P1b and the shutoff pressure P2b of the relief valve 4b decreases as shown in FIG. The flow rate Qa of the oil sent from the discharge port 8a of the hydraulic pump 4a to the hydraulic cylinder 11 between the valve opening pressure P1a and the shutoff pressure P2a of the valve 4a is reduced as shown in FIG. Hydraulic system The flow rate Qa + b of the oil supplied to the binder 11 has a two-step relief pressure characteristic as shown in FIG.
[0025]
To eliminate a stepped relief pressure characteristics of the two stages, as shown in FIG. 4 (a), for example, a pressure override characteristic is the difference between the shutoff pressure and the valve opening pressure of the relief valve 4b of one of the hydraulic pump 3b The hydraulic pressure range between the relief pressure 4a of the other hydraulic pump 3a and the cutoff pressure is within the hydraulic range between the opening pressure and the cutoff pressure of the relief valve 4b. In order to increase the override characteristics of the relief valve 4, in the pilot-type relief valve 4, the diameter of the throttle hole 29 may be increased. In the case of a direct acting valve, the spring constant of the compression spring that presses the valve is increased. That's fine.
[0026]
As a result, the hydraulic pressure of the hydraulic cylinder 11 rises at the stationary end portion of the handle and the hydraulic pressure P of the pilot chamber 33 rises. When the valve opening pressure P1b of the relief valve 4b is reached, the hydraulic pressure is discharged from the discharge port 8b of the hydraulic pump 3b. The flow rate Qb of the oil sent to the cylinder 11 starts to decrease as shown in FIG. 4A, and the total flow rate of the oil sent to the hydraulic cylinder 11 from the discharge ports 8a and 8b of the hydraulic pumps 3a and 3b. When the valve opening pressure P1a of the relief valve 4a is reached at a point 45 in FIG. 4 (c), the flow rate Qa of the oil sent from the discharge port 8a of the hydraulic pump 3a to the hydraulic cylinder 11 is as shown in FIG. 4 (b). The pressure reaches the cutoff pressure P2a of the relief valve 4a at point 46 in FIG. 4 (c), and the flow rate of oil sent from the discharge port 8a of the hydraulic pump 3a to the hydraulic cylinder 11 becomes zero. Cutoff pressure P of relief valve 4b 2b, the flow rate of oil sent from the discharge port 8b of the hydraulic pump 3b to the hydraulic cylinder 11 becomes zero, and the total flow rate Qa + b also becomes zero. As described above, the flow rate of the oil that is sent from the discharge ports 8a and 8b of the hydraulic pumps 3a and 3b, merges after passing through the check valves 10a and 10b, and is supplied to the hydraulic cylinder 11 is shown in FIG. Thus, the pressure decreases smoothly as the pressure increases, and the feeling characteristics at the stationary end of the handle of the hydraulic power steering apparatus are improved.
[0027]
In the above case, the hydraulic pressure range of the relief valve 4a of the other hydraulic pump 3a falls within the hydraulic pressure range of the relief valve 4b of one hydraulic pump 3b and the cutoff pressure. However, as indicated by a broken line in FIG. 4, the valve opening pressure of the relief valve 4a falls within the hydraulic pressure range between the valve opening pressure of the relief valve 4b and the shutoff pressure, and the shutoff pressure of the relief valve 4a is equal to that of the relief valve 4b. You may make it become more than a deadline pressure.
[0028]
In the above embodiment , the case where the discharge ports 8a and 8b of the two hydraulic pumps 3a and 3b are connected to the check cylinders 10a and 10b and then connected to the hydraulic cylinder 11 has been described. Two or more electric hydraulic pump units that drive the hydraulic pump with an electric motor may be arranged, and the discharge ports of the respective hydraulic pumps may be connected in the same manner as in the above embodiment. In this case, the pressure override characteristic of each relief valve may be set so that a part or all of them sequentially overlap as described above.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram showing an electric hydraulic pump device according to an embodiment.
FIG. 2 is a longitudinal sectional view of a hydraulic vane pump with a built-in relief valve.
FIG. 3 is a view showing a relief pressure characteristic with two steps .
FIG. 4 is a diagram showing relief pressure characteristics of the present embodiment.

Claims

Two electric hydraulic pump units that drive a hydraulic pump with a built-in relief valve by an electric motor are arranged, and a check valve that prevents the backflow of pressure oil to the hydraulic pump side is connected to the discharge port of each hydraulic pump. Connect the check valve outlets to each other and connect to the hydraulic equipment, connect the suction port of each hydraulic pump to the reservoir independently, and within the pressure range of the relief valve opening pressure and shut-off pressure of one hydraulic pump An electric hydraulic pump device characterized in that a hydraulic range between a relief valve opening pressure and a shutoff pressure of the relief valve of the other hydraulic pump is included.

Two electric hydraulic pump units that drive a hydraulic pump with a built-in relief valve by an electric motor are arranged, and a check valve that prevents the backflow of pressure oil to the hydraulic pump side is connected to the discharge port of each hydraulic pump. The check valve outlets are connected to each other and connected to the hydraulic equipment. The suction port of each hydraulic pump is connected to the reservoir independently. The opening pressure of the relief valve of one hydraulic pump is the relief pressure of the other hydraulic pump. It enters the hydraulic range of valve opening pressure and the shutoff pressure of the valve, characterized in that the shutoff pressure of the relief valve of the one hydraulic pump is set to be the deadline pressure of the relief valve of the other hydraulic pump Electric hydraulic pump device.

The electric hydraulic pump device according to claim 1 or 2 , wherein the hydraulic pump is a hydraulic vane pump with a built-in pilot relief valve.

The electric hydraulic pump device according to any one of claims 1 to 3 , wherein the hydraulic device is a hydraulic cylinder of a hydraulic power steering device of an electric vehicle or a hybrid vehicle.