JP4917938B2 - Horsepower control regulator, horsepower control device, and piston pump - Google Patents
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Description
本発明は、斜板式ピストンポンプ、及び、その馬力制御レギュレータと馬力制御装置に関するものである。 The present invention relates to a swash plate type piston pump, and its horsepower control regulator and horsepower control device.
従来より、馬力（即ち出力）が略一定になるような等馬力特性で吐出圧と吐出流量を制御する馬力制御レギュレータを具備する斜板式ピストンポンプが知られている（特許文献１参照）。この斜板式ピストンポンプは、ミニショベル等の油圧機械に使用され、斜板式ピストンポンプは油圧機械のエンジンからの出力により駆動されている。
しかしながら、エンジンの出力により駆動される他のポンプ（ギアポンプ等）と斜板式ピストンポンプを組合わせたシステムでは、他のポンプの圧力が高圧側（又は低圧側）で、斜板式ピストンポンプの等馬力特性が成立するように設定すると、逆に他のポンプの低圧側（又は高圧側）で斜板式ピストンポンプの等馬力特性が成立しなくなり、エンジンの出力を有効に使用することができなくなるという問題が生じる。これは、斜板式ピストンポンプの馬力特性（油圧と吐出流量の関係）が、他のポンプの圧力に応じて水平移動するためである。 However, in a system that combines a swash plate piston pump with another pump (gear pump, etc.) driven by the engine output, the pressure of the other pump is on the high pressure side (or low pressure side), and the equal horsepower of the swash plate piston pump On the other hand, if the characteristic is established, the equi-horsepower characteristic of the swash plate type piston pump will not be established on the low pressure side (or high pressure side) of the other pump, and the engine output cannot be used effectively. Occurs. This is because the horsepower characteristics (relationship between hydraulic pressure and discharge flow rate) of the swash plate type piston pump move horizontally in accordance with the pressures of other pumps.
本発明は、上記の問題点に鑑みてなされたものであり、他のポンプの高圧側と低圧側の両方で、斜板式ピストンポンプの等馬力特性を成立させる馬力制御レギュレータを提供することを目的とする。 The present invention has been made in view of the above problems, and an object of the present invention is to provide a horsepower control regulator that establishes equal horsepower characteristics of a swash plate type piston pump on both the high-pressure side and the low-pressure side of another pump. And
本発明は、エンジン出力により他のポンプとともに駆動される斜板式ピストンポンプであって、ピストンを収装するシリンダを有するシリンダブロックと、前記シリンダブロックの回転に伴って前記ピストンを往復動させる斜板と、流体圧により前記斜板を傾転させる傾転アクチュエータと、を有する斜板式ピストンポンプにおいて使用される馬力制御レギュレータが、バルブハウジングと、前記バルブハウジングの内側に摺動自由に配置され、前記バルブハウジングに対する移動位置に応じて前記傾転アクチュエータに導かれる流体圧を調節する制御スプールと、前記制御スプール内において前記斜板式ピストンポンプの吐出圧が導かれる孔であって、前記吐出圧に応じて前記制御スプールに力を加え、前記バルブハウジングに対して前記制御スプールを移動させる孔と、前記斜板式ピストンポンプの吐出圧を前記孔へ通す貫通穴を有し、前記バルブハウジングと前記制御スプールの間に配置されるスリーブと、前記他のポンプからの流体圧に応じて信号圧が供給され、前記信号圧による力を、前記吐出圧により加えられるスプール移動方向の力と略平行に前記スリーブに加えて、前記スリーブを前記バルブハウジングに対して移動させるポートとを備え、前記スリーブと前記制御スプールとの相対位置に応じて前記傾転アクチュエータに導かれる流体圧を補正するようにしたことを特徴とする。 The present invention relates to a swash plate type piston pump that is driven together with another pump by engine output, and includes a cylinder block having a cylinder that houses a piston, and a swash plate that reciprocates the piston as the cylinder block rotates. A horsepower control regulator used in a swash plate type piston pump having a tilting actuator that tilts the swash plate by fluid pressure, and is slidably disposed inside the valve housing and inside the valve housing, A control spool for adjusting a fluid pressure guided to the tilting actuator according to a movement position with respect to the valve housing, and a hole for guiding a discharge pressure of the swash plate type piston pump in the control spool, and depending on the discharge pressure To apply force to the control spool and A hole for moving the control spool, a through hole for passing the discharge pressure of the swash plate type piston pump to the hole, a sleeve disposed between the valve housing and the control spool, and a fluid from the other pump A port that is supplied with a signal pressure in accordance with the pressure, applies a force generated by the signal pressure to the sleeve substantially parallel to a force in the spool movement direction applied by the discharge pressure, and moves the sleeve relative to the valve housing. The fluid pressure guided to the tilting actuator is corrected according to the relative position between the sleeve and the control spool.
発明によると、他のポンプ（ギアポンプ等）の高圧側だけでなく低圧側でも斜板式ピストンポンプの等馬力特性が実現でき、他のポンプからの油圧の広範囲にわたり斜板式ピストンポンプの等馬力特性が実現できる。 According to the invention, the equi-horsepower characteristics of the swash plate piston pump can be realized not only on the high-pressure side but also on the low-pressure side of other pumps (gear pumps, etc.), and the equi-horsepower characteristics of the swash plate-type piston pump over a wide range of hydraulic pressure from other pumps realizable.
以下、本発明の実施形態を添付図面に基づいて説明する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the accompanying drawings.
図１に、第一の実施形態に係る斜板式ピストンポンプの全体図を示す。なお、レギュレータ以外の斜板式ピストンポンプの構成は、特開２００２−２０２０６３号公報に記載したものと同様であり、ここでは詳細に述べない。 FIG. 1 shows an overall view of a swash plate type piston pump according to the first embodiment. The configuration of the swash plate type piston pump other than the regulator is the same as that described in Japanese Patent Laid-Open No. 2002-202063, and will not be described in detail here.
図１に示すように、斜板式ピストンポンプ１は、ポンプハウジング２とカバー１０とにより形成される内部空間にシリンダブロック３および斜板４が収装される。シリンダブロック３はシャフト５を介して回転駆動される。シャフト５はその一端に動力源として図示しないエンジンから回転が伝達される。なお、このエンジンは、ピストンポンプ１の他にギヤポンプ等を回転駆動している。 As shown in FIG. 1, in the swash plate type piston pump 1, a cylinder block 3 and a swash plate 4 are accommodated in an internal space formed by a pump housing 2 and a cover 10. The cylinder block 3 is rotationally driven via a shaft 5. The rotation of the shaft 5 is transmitted from an engine (not shown) as a power source to one end thereof. In addition, this engine rotationally drives a gear pump and the like in addition to the piston pump 1.
シリンダブロック３には複数本のシリンダがその回転軸Ｏと平行に、かつその回転軸Ｏを中心とする略同一円周上に一定の間隔を持って並んで配置される。
シリンダブロック３が回転すると、シリンダのピストンは斜板４との間で往復動し、作動油（流体）の吸込み・吐出を行なう。
In the cylinder block 3, a plurality of cylinders are arranged in parallel with the rotation axis O and arranged side by side at a constant interval on substantially the same circumference around the rotation axis O.
When the cylinder block 3 rotates, the piston of the cylinder reciprocates with the swash plate 4 to suck and discharge hydraulic oil (fluid).
ピストンポンプ１の吐出量を可変とするため、斜板４はポンプハウジング２に傾転可能に支持される。斜板４の傾転角θを変える傾転アクチュエータとして、傾転角θが大きくなる方向に駆動する小径ピストン（図示しない）と、斜板４を傾転角θが小さくなる方向に駆動する大径ピストン２３とを備える。大径ピストン２３は、レギュレータ３０から圧力室２８に導かれる油圧Ｐｃ（流体圧）の増加により斜板４の傾転角θが小さくなる方向、即ち、吐出量Ｑ（吐出流量）が減少する方向に駆動される。大径ピストン２３はポンプハウジング２に固定されたガイドスリーブを介して回転軸Ｏと略平行に摺動可能に支持される。ポンプハウジング２内には、斜板４に追従してシリンダブロック３の回転軸Ｏと略平行に変位するフィードバックピン３２がある。 In order to make the discharge amount of the piston pump 1 variable, the swash plate 4 is tiltably supported by the pump housing 2. As a tilt actuator that changes the tilt angle θ of the swash plate 4, a small-diameter piston (not shown) that drives the tilt angle θ in a direction that increases, and a large drive that drives the swash plate 4 in a direction that decreases the tilt angle θ. A diameter piston 23 is provided. In the large-diameter piston 23, the tilt angle θ of the swash plate 4 decreases as the hydraulic pressure Pc (fluid pressure) guided from the regulator 30 to the pressure chamber 28 decreases, that is, the discharge amount Q (discharge flow rate) decreases. Driven by. The large-diameter piston 23 is supported so as to be slidable substantially parallel to the rotation axis O through a guide sleeve fixed to the pump housing 2. In the pump housing 2, there is a feedback pin 32 that follows the swash plate 4 and is displaced substantially parallel to the rotation axis O of the cylinder block 3.
図２に示すように、馬力制御装置を構成するレギュレータ３０は、フィードバックピン３２に連動して大径ピストン２３に導かれる油圧Ｐｃを調節する。フィードバックピン３２およびレギュレータ３０は回転軸Ｏと略平行な軸Ｌ上に配置される。フィードバックピン３２はポンプハウジング２の穴２Ａに摺動可能に支持され、その端面が斜板４の球又は円筒ピン３１に当接し、斜板４が傾転するのに追従して軸Ｌ方向に変位する。 As shown in FIG. 2, the regulator 30 constituting the horsepower control device adjusts the hydraulic pressure Pc guided to the large-diameter piston 23 in conjunction with the feedback pin 32. The feedback pin 32 and the regulator 30 are disposed on an axis L substantially parallel to the rotation axis O. The feedback pin 32 is slidably supported in the hole 2A of the pump housing 2, and its end surface abuts on the ball of the swash plate 4 or the cylindrical pin 31, and follows the tilt of the swash plate 4 in the direction of the axis L. Displace.
レギュレータ３０は、ピストンポンプ１の吐出圧Ｐに応じて大径ピストン２３に導かれる油圧Ｐｃを調節してピストンポンプ１の馬力（即ち出力）を制御する。 レギュレータ３０は、フィードバックピン３２を斜板４側に押し付ける外側及び内側制御スプリング（ばね）３３、３４（即ち、弾性体）と、大径ピストン２３の圧力室２８に導かれる油圧Ｐｃを制御する制御スプール３５と、段付き軸部３６と、スリーブ８１とを備え、これらが軸Ｌ上に直列に配置される。制御スプール３５、段付き軸部３６、バルブハウジング４２、スリーブ８１は同軸的に配置され、それらの軸は軸Ｌとなる。制御スプール３５は、筒状のスリーブ８１に摺動可能に収装される。制御スプール３５の内部には軸Ｌ方向の穴が設けられて、この穴には段付き軸部３６が配置され、制御スプール３５は段付き軸部３６に対しても摺動可能である。スリーブ８１は、制御スプール３５とバルブハウジング４２との間に配置され、制御スプール３５とバルブハウジング４２に対して摺動可能である。ばね８２は、軸Ｌ方向内でスリーブ８１の後端８１ｂに接して配置されて、バルブハウジング４２とスリーブ８１の間に介装される。ばね８２は、スリーブ押圧ポート６４からスリーブ８１に加わる信号圧Ｐｉに応じて、軸Ｌ方向に伸縮する。なお、信号圧Ｐｉは、ギアポンプ油圧Ｐ３（ギアポンプからの油圧又はギアポンプの吐出圧）に応じて、図示しない信号圧供給システム（信号圧供給手段）により供給される油圧であり、ギアポンプ油圧Ｐ３の増加に応じて増加する。信号圧Ｐｉは、ギアポンプ油圧Ｐ３に比例して増加するものであってよく、簡単には、ギアポンプ油圧Ｐ３を公知の手段により減圧又は増圧等することにより得られる。最も簡単には、信号圧Ｐｉは、ギアポンプ油圧Ｐ３に等しいものでよく、ギアポンプ油圧Ｐ３をスリーブ押圧ポート６４に導いて、信号圧Ｐｉとして使用すればよい。 The regulator 30 controls the horsepower (ie, output) of the piston pump 1 by adjusting the hydraulic pressure Pc guided to the large-diameter piston 23 according to the discharge pressure P of the piston pump 1. The regulator 30 controls the outer and inner control springs (springs) 33 and 34 (that is, elastic bodies) that press the feedback pin 32 against the swash plate 4 side, and the hydraulic pressure Pc guided to the pressure chamber 28 of the large-diameter piston 23. A spool 35, a stepped shaft portion 36, and a sleeve 81 are provided, and these are arranged on the shaft L in series. The control spool 35, the stepped shaft portion 36, the valve housing 42, and the sleeve 81 are arranged coaxially, and their axes are the axis L. The control spool 35 is slidably mounted on the cylindrical sleeve 81. A hole in the direction of the axis L is provided inside the control spool 35, and a stepped shaft portion 36 is disposed in this hole, and the control spool 35 can also slide with respect to the stepped shaft portion 36. The sleeve 81 is disposed between the control spool 35 and the valve housing 42 and is slidable with respect to the control spool 35 and the valve housing 42. The spring 82 is disposed in contact with the rear end 81 b of the sleeve 81 in the direction of the axis L, and is interposed between the valve housing 42 and the sleeve 81. The spring 82 expands and contracts in the direction of the axis L according to the signal pressure Pi applied to the sleeve 81 from the sleeve pressing port 64. The signal pressure Pi is a hydraulic pressure supplied by a signal pressure supply system (signal pressure supply means) (not shown) according to the gear pump hydraulic pressure P3 (the hydraulic pressure from the gear pump or the discharge pressure of the gear pump), and the increase in the gear pump hydraulic pressure P3. It increases according to. The signal pressure Pi may increase in proportion to the gear pump hydraulic pressure P3, and can be simply obtained by reducing or increasing the gear pump hydraulic pressure P3 by a known means. Most simply, the signal pressure Pi may be equal to the gear pump hydraulic pressure P3, and the gear pump hydraulic pressure P3 may be guided to the sleeve pressing port 64 and used as the signal pressure Pi.
コイル状の外側及び内側制御スプリング３３、３４は、フィードバックピン３２の球面状の端部に係合するリテーナ３７と、制御スプール３５と別体に形成されたつば部３８の間に介装される。巻径の大きい外側制御スプリング３３（第一のスプリング）の内側に巻径の小さい内側制御スプリング３４（第二のスプリング）が配置される。外側制御スプリング３３の自然長（自由長）は、内側制御スプリング３４の自然長より長い。斜板４の傾転角θが最大になった状態で、外側制御スプリング３３はリテーナ３７とつば部３８の間に圧縮された状態で介装される一方、内側制御スプリング３４はその一端がリテーナ３７またはつば部３８から離れて浮いた状態で介装されている。つまり、外側制御スプリング３３の長さが長いうちは外側制御スプリング３３のみが縮み、外側制御スプリング３３の長さが内側制御スプリング３４の自然長を超えて縮まると外側及び内側制御スプリング３３と３４の両方が圧縮される。これにより、斜板４が所定角度を超えて傾転するのに伴って内側制御スプリング３４の両端がリテーナ３７およびつば部３８に当接して圧縮され、フィードバックピン３２を介して斜板４に付与される内側及び外側制御スプリング３３、３４からの弾性力が段階的に高まる構成となっている。 The coiled outer and inner control springs 33, 34 are interposed between a retainer 37 that engages the spherical end of the feedback pin 32 and a flange 38 formed separately from the control spool 35. . An inner control spring 34 (second spring) having a small winding diameter is disposed inside an outer control spring 33 (first spring) having a large winding diameter. The natural length (free length) of the outer control spring 33 is longer than the natural length of the inner control spring 34. In a state where the tilt angle θ of the swash plate 4 is maximized, the outer control spring 33 is interposed between the retainer 37 and the flange portion 38 in a compressed state, while the inner control spring 34 has a retainer at one end. 37 or the flange portion 38 is interposed in a floating state. That is, as long as the outer control spring 33 is long, only the outer control spring 33 contracts, and when the outer control spring 33 contracts beyond the natural length of the inner control spring 34, the outer and inner control springs 33 and 34 Both are compressed. As a result, as the swash plate 4 tilts beyond a predetermined angle, both ends of the inner control spring 34 come into contact with the retainer 37 and the collar 38 and are compressed, and are applied to the swash plate 4 via the feedback pin 32. The elastic force from the inner and outer control springs 33 and 34 is increased stepwise.
バルブハウジング４２の外周には４つのポート（第一のポート５１、第二のポート５２、第三のポート５３、第四のポート５４）が形成される。ポート５１、５２、５３、５４は、それぞれ、バルブハウジング４２の第一、第二、第三、第四の連通孔５１ａ、５２ａ、５３ａ、５４ａを介して、スリーブ８１のポートに連通可能となる。 Four ports (a first port 51, a second port 52, a third port 53, and a fourth port 54) are formed on the outer periphery of the valve housing 42. The ports 51, 52, 53, 54 can communicate with the port of the sleeve 81 through the first, second, third, and fourth communication holes 51a, 52a, 53a, 54a of the valve housing 42, respectively. .
第一のポート５１には、エンジンにより駆動されるギアポンプからのギアポンプ油圧Ｐ３が供給される。第二のポート５２は、吐出ポートに連通してピストンポンプ１の吐出圧Ｐが供給される。なお、吐出圧Ｐは、小径ピストンの油圧室にも供給されている。第三のポート５３は、大径ピストン２３の圧力室２８に連通してこれに油圧Ｐｃを供給する。第四のポート５４には、図示しない信号圧供給システムにより、ギアポンプ油圧Ｐ３に応じて信号圧Ｐｉが与えられる。 The first port 51 is supplied with a gear pump hydraulic pressure P3 from a gear pump driven by the engine. The second port 52 communicates with the discharge port and is supplied with the discharge pressure P of the piston pump 1. The discharge pressure P is also supplied to the hydraulic chamber of the small diameter piston. The third port 53 communicates with the pressure chamber 28 of the large diameter piston 23 and supplies the hydraulic pressure Pc thereto. A signal pressure Pi is applied to the fourth port 54 according to the gear pump hydraulic pressure P3 by a signal pressure supply system (not shown).
スリーブ８１の外周には、４つのポート（第五のポート９１、第六のポート９２、第七のポート９３、スリーブ押圧ポート６４）が形成される。第五のポート９１、第六のポート９２、第七のポート９３、スリーブ押圧ポート６４は、第一の連通孔５１ａ、第二の連通孔５２ａ、第三の連通孔５３ａ、第四の連通孔５４ａにそれぞれ連通する。スリーブ押圧ポート６４には、第四のポート５４及び連通孔５４ａを介して、信号圧Ｐｉが供給される。又、スリーブ８１には、スリーブ８１を貫通する第一の貫通穴９１ａ、第二の貫通穴９２ａ、第三の貫通穴９３ａが設けられる。第一の貫通穴９１ａ、第二の貫通穴９２ａ、第三の貫通穴９３ａは、第五のポート９１、第六のポート９２、第七のポート９３に連通する。 Four ports (a fifth port 91, a sixth port 92, a seventh port 93, and a sleeve pressing port 64) are formed on the outer periphery of the sleeve 81. The fifth port 91, the sixth port 92, the seventh port 93, and the sleeve pressing port 64 are the first communication hole 51a, the second communication hole 52a, the third communication hole 53a, and the fourth communication hole. 54a communicates with each other. A signal pressure Pi is supplied to the sleeve pressing port 64 via the fourth port 54 and the communication hole 54a. The sleeve 81 is provided with a first through hole 91a, a second through hole 92a, and a third through hole 93a that penetrate the sleeve 81. The first through hole 91 a, the second through hole 92 a, and the third through hole 93 a communicate with the fifth port 91, the sixth port 92, and the seventh port 93.
スリーブ押圧ポート６４において、スリーブ８１は、その先端８１ａ側の受圧面積と後端８１ｂ側の受圧面積との差に応じて、スリーブ８１は信号圧Ｐｉにより力を受ける。本実施形態では、スリーブ押圧ポート６４において、信号圧Ｐｉに対する先端８１ａ側の受圧面積が後端８１ｂ側の受圧面積より小さいため、力の向きは、後端８１ｂ側に向かう向き（スリーブ８１をバルブハウジング４２内に引込む向き）である。従って、信号圧Ｐｉにより加わる力は、吐出圧Ｐにより加わるスプールの移動方向の力と略平行で逆向きとなる。簡単には、スリーブ押圧ポート６４において、信号圧Ｐｉに対するスリーブ８１の先端８１ａ側の受圧面積はゼロであってもよい。 In the sleeve pressing port 64, the sleeve 81 receives force by the signal pressure Pi according to the difference between the pressure receiving area on the front end 81a side and the pressure receiving area on the rear end 81b side. In the present embodiment, in the sleeve pressing port 64, since the pressure receiving area on the front end 81a side with respect to the signal pressure Pi is smaller than the pressure receiving area on the rear end 81b side, the direction of the force is the direction toward the rear end 81b (the sleeve 81 is connected to the valve). The direction of drawing into the housing 42). Accordingly, the force applied by the signal pressure Pi is substantially parallel to and opposite to the force in the moving direction of the spool applied by the discharge pressure P. For simplicity, in the sleeve pressing port 64, the pressure receiving area on the tip 81a side of the sleeve 81 with respect to the signal pressure Pi may be zero.
制御スプール３５の外周には、第一の油溝６１、第二の油溝６２、第三の油溝６３が形成される。制御スプール３５には、制御スプール３５を貫通する第一の貫通孔７１、第二の貫通孔７２、第三の貫通孔７３が設けられる。第一の貫通孔７１、第二の貫通孔７２、第三の貫通孔７３は、第一の油溝６１、第二の油溝６２、第三の油溝６３に連通する。第三の貫通孔７３は、制御スプール３５の軸Ｌ方向の内孔７４に連結する。内孔７４には、タンク圧Ｐｔが供給される。また、制御スプール３５の底部３５ｂ側において、バルブハウジング４２と制御スプール３５の間には、バルブハウジング４２の内孔４５を介してタンク圧Ｐｔが供給される油室５６が設けられている。 A first oil groove 61, a second oil groove 62, and a third oil groove 63 are formed on the outer periphery of the control spool 35. The control spool 35 is provided with a first through hole 71, a second through hole 72, and a third through hole 73 that penetrate the control spool 35. The first through hole 71, the second through hole 72, and the third through hole 73 communicate with the first oil groove 61, the second oil groove 62, and the third oil groove 63. The third through hole 73 is connected to the inner hole 74 of the control spool 35 in the axis L direction. Tank pressure Pt is supplied to the inner hole 74. Further, on the bottom 35 b side of the control spool 35, an oil chamber 56 to which the tank pressure Pt is supplied via the inner hole 45 of the valve housing 42 is provided between the valve housing 42 and the control spool 35.
第二の貫通孔７２において、ピストンポンプ１の吐出圧Ｐに対する制御スプール３５の受圧面積は、制御スプール３５の底部３５ｂ側より先端３５ａ側で、段付き軸部３６の先端部３６ａの面積分だけ大きくなる。これは、段付き軸部３６に対応する制御スプール３５の穴が第二の貫通孔７２に達しているためである。これにより、吐出圧Ｐにより制御スプール３５は、軸Ｌ方向内でその先端３５ａ側に向かう力（制御スプール３５をバルブハウジング４２から押出す向きの力）を受ける。 In the second through-hole 72, the pressure receiving area of the control spool 35 with respect to the discharge pressure P of the piston pump 1 is equal to the area of the front end portion 36a of the stepped shaft portion 36 from the bottom 35b side of the control spool 35 to the front end 35a side. growing. This is because the hole of the control spool 35 corresponding to the stepped shaft portion 36 reaches the second through hole 72. As a result, the control spool 35 receives a force toward the front end 35 a in the direction of the axis L (force in a direction of pushing the control spool 35 from the valve housing 42) due to the discharge pressure P.
段付き軸部３６は根元部分より先端部分で径が細くなっており、第一の油溝６１と第二の油溝６２の間で、第一の油溝６１と底部３５ｂの間よりも、制御スプール３５の内径は減少する。従って、第一の貫通孔７１において、ギアポンプ油圧Ｐ３に対する制御スプール３５の受圧面積は、制御スプール３５の底部３５ｂ側より先端３５ａ側で大きい。このため、ギアポンプ油圧Ｐ３により制御スプール３５は、軸Ｌ方向内で先端３５ａ側に向かう力（制御スプール３５をバルブハウジング４２から押出す向きの力）を受ける。 The stepped shaft portion 36 has a smaller diameter at the tip than the root portion, and is between the first oil groove 61 and the second oil groove 62 and between the first oil groove 61 and the bottom 35b. The inner diameter of the control spool 35 decreases. Therefore, in the first through hole 71, the pressure receiving area of the control spool 35 with respect to the gear pump hydraulic pressure P3 is larger on the tip 35a side than on the bottom 35b side of the control spool 35. For this reason, the control spool 35 receives a force toward the tip 35a in the direction of the axis L (force to push the control spool 35 from the valve housing 42) by the gear pump hydraulic pressure P3.
制御スプール３５は、軸Ｌ方向に摺動することにより第一と第二の開位置と、図のような閉位置（定常位置）との間で切換わる。制御スプール３５とスリーブ８１との相対位置に応じて前記傾転アクチュエータに導かれる油圧（流体圧）Ｐｃが補正される。第一の開位置において、制御スプール３５は、第二の貫通穴９２ａと第三の貫通穴９３ａを第二の油溝６２により連通して、大径ピストン２３の圧力室２８に吐出圧Ｐを導く。第二の開位置において、制御スプール３５は、第三の貫通穴９３ａと第三の貫通孔７３を第三の油溝６３により連通して、大径ピストン２３の圧力室２８にポンプハウジング２内のタンク圧Ｐｔを導く。一方、閉位置で第二の貫通穴９２ａと第三の貫通穴９３ａの連通を、制御スプール３５のランド６８（第二と第三の油溝６２、６３の間に位置する）で遮断する。閉位置では、油圧（即ち、吐出圧Ｐ、ギアポンプ油圧Ｐ３）により制御スプール３５に加わる合力と制御スプリング３３、３４の弾性力は、均衡している。 The control spool 35 is switched between the first and second open positions and the closed position (steady position) as shown in the figure by sliding in the direction of the axis L. The hydraulic pressure (fluid pressure) Pc guided to the tilt actuator is corrected in accordance with the relative position between the control spool 35 and the sleeve 81. In the first open position, the control spool 35 communicates the second through hole 92a and the third through hole 93a with the second oil groove 62, and supplies the discharge pressure P to the pressure chamber 28 of the large diameter piston 23. Lead. In the second open position, the control spool 35 communicates the third through-hole 93a and the third through-hole 73 by the third oil groove 63 to the pressure chamber 28 of the large-diameter piston 23 in the pump housing 2. The tank pressure Pt is derived. On the other hand, in the closed position, the communication between the second through hole 92a and the third through hole 93a is blocked by the land 68 of the control spool 35 (located between the second and third oil grooves 62, 63). In the closed position, the resultant force applied to the control spool 35 by the hydraulic pressure (that is, the discharge pressure P and the gear pump hydraulic pressure P3) and the elastic force of the control springs 33 and 34 are balanced.
ギアポンプ油圧Ｐ３の増加に応じてスリーブ押圧ポート６４に供給される信号圧Ｐｉが増加すると、スリーブ８１は、ばね（弾性体）８２を縮めながら、後端８１ｂ側に、即ちバルブハウジング４２に引き込まれる向き（図２の左側）に移動する。この時、内側制御スプリング３４が浮いた状態にあると、内側制御スプリング３４の自由長と外側制御スプリング３３の長さとの差ｄＬが増加する。逆に、ギアポンプ油圧Ｐ３の減少に応じてスリーブ押圧ポート６４に供給される信号圧Ｐｉが減少すると、スリーブ８１は、ばね８２を伸ばしながら、前端８１ａ側に、即ちバルブハウジング４２から押し出される向き（図２の右側）に移動する。この時、内側制御スプリング３４が浮いた状態にあると、内側制御スプリング３４の自由長と外側制御スプリング３３の長さとの差ｄＬが減少する。 When the signal pressure Pi supplied to the sleeve pressing port 64 increases in accordance with the increase in the gear pump hydraulic pressure P3, the sleeve 81 is pulled toward the rear end 81b, that is, into the valve housing 42 while contracting the spring (elastic body) 82. Move in the direction (left side of FIG. 2). At this time, if the inner control spring 34 is in a floating state, the difference dL between the free length of the inner control spring 34 and the length of the outer control spring 33 increases. Conversely, when the signal pressure Pi supplied to the sleeve pressing port 64 decreases in accordance with the decrease in the gear pump hydraulic pressure P3, the sleeve 81 is pushed out toward the front end 81a, that is, from the valve housing 42 while extending the spring 82 ( Move to the right side of FIG. At this time, if the inner control spring 34 is in a floating state, the difference dL between the free length of the inner control spring 34 and the length of the outer control spring 33 decreases.
このように、スリーブ８１は、軸Ｌ方向内で信号圧Ｐｉに応じた位置をとる。また、信号圧Ｐｉは、ギアポンプ油圧Ｐ３の増加（減少）に応じて増加（減少）するので、スリーブ８１は、軸Ｌ方向内でギアポンプ油圧Ｐ３に応じた位置をとることになる。 Thus, the sleeve 81 takes a position corresponding to the signal pressure Pi in the direction of the axis L. Further, since the signal pressure Pi increases (decreases) in accordance with the increase (decrease) of the gear pump hydraulic pressure P3, the sleeve 81 takes a position in the axis L direction according to the gear pump hydraulic pressure P3.
制御スプール３５が、大径ピストン２３の圧力室２８に導かれる油圧Ｐｃの制御動作を行っている間、スリーブ８１と制御スプール３５の閉位置（定常位置）の位置関係は略一定に維持されるため、スリーブ８１のギアポンプ油圧Ｐ３に応じた移動（信号圧Ｐｉに応じた移動）に伴い、制御スプール３５の閉位置（定常位置）もスリーブ８１と同じ向きに移動することになる。即ち、ギアポンプ油圧Ｐ３が増加すると、信号圧Ｐｉが増加して、制御スプール３５の閉位置（定常位置）は、底部３５ｂ側に、即ち制御スプール３５がバルブハウジング４２に引き込まれる向き（図２の左側）に移動する。逆にギアポンプ油圧Ｐ３が減少すると、信号圧Ｐｉが減少して、制御スプール３５の閉位置（定常位置）は、先端３５ａ側に、即ち制御スプール３５がバルブハウジング４２から押し出される向き（図２の右側）に移動する。 While the control spool 35 performs the control operation of the hydraulic pressure Pc guided to the pressure chamber 28 of the large-diameter piston 23, the positional relationship between the sleeve 81 and the closed position (steady position) of the control spool 35 is maintained substantially constant. Therefore, the closed position (steady position) of the control spool 35 moves in the same direction as the sleeve 81 as the sleeve 81 moves according to the gear pump hydraulic pressure P3 (movement according to the signal pressure Pi). That is, when the gear pump hydraulic pressure P3 increases, the signal pressure Pi increases, and the closed position (steady position) of the control spool 35 is directed toward the bottom 35b, that is, the direction in which the control spool 35 is pulled into the valve housing 42 (see FIG. 2). Move to the left). Conversely, when the gear pump hydraulic pressure P3 decreases, the signal pressure Pi decreases, and the closed position (steady position) of the control spool 35 is directed toward the tip 35a, that is, the direction in which the control spool 35 is pushed out from the valve housing 42 (FIG. 2). Move to the right).
ピストンポンプ１の吐出圧Ｐが上昇することにより、制御スプール３５に加わる上記合力が制御スプリング３３、３４の弾性力を超えて高まると、制御スプール３５は、制御スプリング３３、３４を圧縮しながら軸方向に摺動し、閉位置から第一の開位置に切換わる。すると、大径ピストン２３の圧力室２８に吐出圧Ｐが導かれ、大径ピストン２３は斜板４をその傾転角θを小さくする方向に傾転させ、ピストンポンプ１の吐出量Ｑが減少する。大径ピストン２３は斜板４を傾転させると、逆に、フィードバックピン３２は、制御スプリング３３、３４を押す側、即ち、制御スプール３５を第一の開位置から閉位置に押し戻す方向に移動する。閉位置になると、大径ピストン２３への吐出圧Ｐの導入が停止し、斜板４の傾転が止まる。制御スプール３５が閉位置に押し戻された時、制御スプリング３３、３４が吐出圧Ｐが高まる前より縮んだ状態で、制御スプール３５に加わる上記合力が制御スプリング３３、３４の弾性力と均衡している。 When the discharge pressure P of the piston pump 1 rises and the resultant force applied to the control spool 35 increases beyond the elastic force of the control springs 33 and 34, the control spool 35 compresses the control springs 33 and 34 while rotating the shaft. Sliding in the direction and switching from the closed position to the first open position. Then, the discharge pressure P is guided to the pressure chamber 28 of the large-diameter piston 23, and the large-diameter piston 23 tilts the swash plate 4 in the direction of decreasing the tilt angle θ, and the discharge amount Q of the piston pump 1 decreases. To do. When the large-diameter piston 23 tilts the swash plate 4, conversely, the feedback pin 32 moves to push the control springs 33, 34, that is, to push the control spool 35 back from the first open position to the closed position. To do. When in the closed position, the introduction of the discharge pressure P to the large-diameter piston 23 is stopped, and the tilt of the swash plate 4 is stopped. When the control spool 35 is pushed back to the closed position, the resultant force applied to the control spool 35 balances with the elastic force of the control springs 33 and 34 while the control springs 33 and 34 are contracted from before the discharge pressure P increases. Yes.
逆に、ピストンポンプ１の吐出圧Ｐが低下することにより、制御スプール３５に加わる上記合力が制御スプリング３３、３４の弾性力より低くなると、制御スプール３５は、制御スプリング３３、３４を伸張しながら軸方向に摺動し、閉位置から第二の開位置に切換わる。すると、大径ピストン２３の圧力室２８にタンク圧Ｐｔが導かれ、大径ピストン２３は引っ込む方向に移動し斜板４をその傾転角θを大きくする方向に傾転させ、ピストンポンプ１の吐出量Ｑが増加する。大径ピストン２３は斜板４を傾転させると、逆に、フィードバックピン３２は、制御スプリング３３、３４から離れる側、即ち、制御スプール３５を第二の開位置から閉位置に押し戻す方向に移動する。閉位置になると、大径ピストン２３へのタンク圧Ｐｔの導入が停止し、斜板４の傾転が止まる。制御スプール３５が閉位置に戻された時、制御スプリング３３、３４が吐出圧Ｐが低下する前より伸びた状態で、制御スプール３５に加わる上記合力が制御スプリング３３、３４の弾性力と均衡している。 On the contrary, when the discharge force P of the piston pump 1 decreases and the resultant force applied to the control spool 35 becomes lower than the elastic force of the control springs 33 and 34, the control spool 35 extends the control springs 33 and 34. It slides in the axial direction and switches from the closed position to the second open position. Then, the tank pressure Pt is guided to the pressure chamber 28 of the large-diameter piston 23, the large-diameter piston 23 moves in the retracting direction, and the swash plate 4 is tilted in the direction in which the tilt angle θ is increased. The discharge amount Q increases. When the large-diameter piston 23 tilts the swash plate 4, conversely, the feedback pin 32 moves away from the control springs 33 and 34, that is, in a direction to push the control spool 35 back from the second open position to the closed position. To do. When in the closed position, the introduction of the tank pressure Pt to the large-diameter piston 23 is stopped, and the tilt of the swash plate 4 is stopped. When the control spool 35 is returned to the closed position, the resultant force applied to the control spool 35 is balanced with the elastic force of the control springs 33 and 34 in a state where the control springs 33 and 34 are extended from before the discharge pressure P is reduced. ing.
このように、ピストンポンプ１の吐出圧Ｐが上昇することによりポンプ吐出量Ｑ（吐出流量）が減少し、吐出圧Ｐが低下することによりポンプ吐出量Ｑが増加する。また、制御スプリング３３、３４から生じる弾性力が、吐出圧Ｐが上昇するにつれ段階的に高まる。このため、ピストンポンプ１の吐出圧Ｐと吐出量Ｑの関係が略反比例となる等馬力特性（吐出圧Ｐと吐出量Ｑの積が略一定である特性）が実現できる。 Thus, the pump discharge amount Q (discharge flow rate) decreases as the discharge pressure P of the piston pump 1 increases, and the pump discharge amount Q increases as the discharge pressure P decreases. Further, the elastic force generated from the control springs 33 and 34 increases stepwise as the discharge pressure P increases. For this reason, it is possible to realize an equal horsepower characteristic (a characteristic in which the product of the discharge pressure P and the discharge amount Q is substantially constant) in which the relationship between the discharge pressure P and the discharge amount Q of the piston pump 1 is approximately inversely proportional.
ここで、馬力特性（即ち、吐出圧Ｐと吐出量Ｑの関係）に対するギアポンプ油圧Ｐ３の影響を説明する。図３の従来技術では、スリーブ押圧ポート６４とスリーブ８１がないため、ギアポンプ油圧Ｐ３が減少すると、ピストンポンプ１の馬力特性は図３のＰ軸に沿って高圧側に水平移動し、逆にギアポンプ油圧Ｐ３が増加すると、ピストンポンプ１の馬力特性はＰ軸に沿って低圧側に水平移動する。これは、制御スプール３５にギアポンプ油圧Ｐ３とピストンポンプ１の吐出圧Ｐが同じ向きの力を付与しているため、低いギアポンプ油圧Ｐ３で、同じ傾転角θ（即ち、同じ吐出量Ｑ）を実現するためには、高いギアポンプ油圧Ｐ３の場合より高い吐出圧Ｐが必要になるためである。これにより、ギアポンプ油圧Ｐ３が低い場合、ピストンポンプ１の吐出圧Ｐが増加して、馬力を増やすことができる。しかし、ピストンポンプ１の馬力特性は水平移動するため、高圧のギアポンプ油圧Ｐ３で、ピストンポンプ１の等馬力特性が成立するように設定すると、低圧のギアポンプ油圧Ｐ３では、ピストンポンプ１の等馬力特性が実現できなくなるという問題が生じる。逆に、低圧のギアポンプ油圧Ｐ３で、ピストンポンプ１の等馬力特性が成立するように設定すると、高圧のギアポンプ油圧Ｐ３では、ピストンポンプ１の等馬力特性が実現できなくなるという問題が生じる。 Here, the influence of the gear pump hydraulic pressure P3 on the horsepower characteristics (that is, the relationship between the discharge pressure P and the discharge amount Q) will be described. In the prior art of FIG. 3, since there is no sleeve pressing port 64 and sleeve 81, when the gear pump hydraulic pressure P3 decreases, the horsepower characteristic of the piston pump 1 moves horizontally to the high pressure side along the P axis of FIG. When the hydraulic pressure P3 increases, the horsepower characteristic of the piston pump 1 moves horizontally along the P axis to the low pressure side. This is because the gear pump hydraulic pressure P3 and the discharge pressure P of the piston pump 1 apply the same direction force to the control spool 35, so that the same tilt angle θ (that is, the same discharge amount Q) is obtained with the low gear pump hydraulic pressure P3. This is because a higher discharge pressure P is required than in the case of the high gear pump hydraulic pressure P3 in order to achieve this. As a result, when the gear pump hydraulic pressure P3 is low, the discharge pressure P of the piston pump 1 increases and the horsepower can be increased. However, since the horsepower characteristic of the piston pump 1 moves horizontally, if the high-pressure gear pump hydraulic pressure P3 is set so that the equal horsepower characteristic of the piston pump 1 is established, the low-pressure gear pump hydraulic pressure P3 has the equal horsepower characteristic of the piston pump 1. There is a problem that cannot be realized. Conversely, if the low-pressure gear pump hydraulic pressure P3 is set so that the equal horsepower characteristics of the piston pump 1 are established, the high-pressure gear pump hydraulic pressure P3 cannot realize the equal horsepower characteristics of the piston pump 1.
しかし、図４の本発明では、スリーブ押圧ポート６４とスリーブ８１が存在するため、ギアポンプ油圧Ｐ３が減少又は増加すると、馬力特性は斜めに移動する。これは、低いギアポンプ油圧Ｐ３で、同じ傾転角θ（即ち、同じ吐出量Ｑ）を実現するためには、高いギアポンプ油圧Ｐ３の場合より高いピストンポンプ吐出圧Ｐが必要になるためであることに加えて、ギアポンプ油圧Ｐ３が減少すると、制御スプール３５の閉位置（定常位置）はバルブハウジング４２から押し出される向きに移動して、制御スプール３５は外側制御スプリング３３を縮める向きにつば部３８を押して移動させるためである。外側制御スプリング３３の長さが内側制御スプリング３４の自然長を超えて縮まり外側及び内側制御スプリング３３と３４の両方が圧縮され始める点である馬力特性中の折れ曲り点（図４の点Ａ）を考えると、低いギアポンプ油圧Ｐ３では高いギアポンプ油圧Ｐ３の場合より、外側制御スプリング３３が縮まっているため、最大吐出量（最大傾転角）から折れ曲り点までの吐出量の変化ｄＱ（傾転角の変化ｄθ）が減少している（図４でｄＱ１＞ｄＱ２）。このため、折れ曲り点（図４の点Ａ）は、Ｐ−Ｑ平面上で斜めに移動し、馬力特性も斜めに移動することになる。これにより、ギアポンプ油圧Ｐ３の高圧側だけでなく低圧側でも斜板式ピストンポンプ１の等馬力特性が実現でき、ギアポンプ油圧Ｐ３の広範囲にわたり斜板式ピストンポンプ１の等馬力特性が実現できる。 However, in the present invention shown in FIG. 4, since the sleeve pressing port 64 and the sleeve 81 are present, the horsepower characteristic moves diagonally when the gear pump hydraulic pressure P3 decreases or increases. This is because, in order to realize the same tilt angle θ (that is, the same discharge amount Q) at the low gear pump hydraulic pressure P3, a higher piston pump discharge pressure P is required than in the case of the high gear pump hydraulic pressure P3. In addition, when the gear pump hydraulic pressure P3 decreases, the closed position (steady position) of the control spool 35 moves in a direction to be pushed out from the valve housing 42, and the control spool 35 moves the collar portion 38 in a direction to contract the outer control spring 33. It is for pushing and moving. Bending point in the horsepower characteristic (point A in FIG. 4) where the length of the outer control spring 33 contracts beyond the natural length of the inner control spring 34 and both the outer and inner control springs 33 and 34 begin to compress. Therefore, since the outer control spring 33 is contracted at the lower gear pump hydraulic pressure P3 than at the higher gear pump hydraulic pressure P3, the change dQ (inclination) from the maximum discharge amount (maximum tilt angle) to the bending point. The change in angle (dθ) is decreasing (dQ1> dQ2 in FIG. 4). For this reason, the bending point (point A in FIG. 4) moves diagonally on the PQ plane, and the horsepower characteristic also moves diagonally. Thereby, the equi-horsepower characteristic of the swash plate type piston pump 1 can be realized not only on the high-pressure side but also on the low-pressure side of the gear pump oil pressure P3, and the equi-horsepower characteristic of the swash plate type piston pump 1 can be realized over a wide range of the gear pump oil pressure P3.
逆にギアポンプ油圧Ｐ３が増加すると、制御スプール３５の閉位置（定常位置）は、制御スプール３５がバルブハウジング４２に引込まれる向きに移動して、制御スプール３５は外側制御スプリング３３を伸ばす向きにつば部３８を移動させる。馬力特性中の折れ曲り点（図４の点Ａ）を考えると、高いギアポンプ油圧Ｐ３では低いギアポンプ油圧Ｐ３の場合より、外側制御スプリング３３が伸びているため、最大吐出量（最大傾転角）から折れ曲り点までの吐出量の変化ｄＱ（傾転角の変化ｄθ）が増加している。このため、折れ曲り点（図４の点Ａ）は、Ｐ−Ｑ平面上で斜めに移動し、馬力特性も斜めに移動することになる。これにより、ギアポンプ油圧Ｐ３の低圧側だけでなく高圧側でも斜板式ピストンポンプ１の等馬力特性が実現でき、ギアポンプ油圧Ｐ３の広範囲にわたり斜板式ピストンポンプ１の等馬力特性が実現できる。 Conversely, when the gear pump hydraulic pressure P3 increases, the closed position (steady position) of the control spool 35 moves in a direction in which the control spool 35 is pulled into the valve housing 42, and the control spool 35 extends in the direction in which the outer control spring 33 is extended. The collar part 38 is moved. Considering the bending point in the horsepower characteristics (point A in FIG. 4), since the outer control spring 33 extends at the higher gear pump hydraulic pressure P3 than at the lower gear pump hydraulic pressure P3, the maximum discharge amount (maximum tilt angle). The change in discharge amount dQ (change in tilt angle dθ) from to the bending point increases. For this reason, the bending point (point A in FIG. 4) moves diagonally on the PQ plane, and the horsepower characteristic also moves diagonally. Thereby, the equi-horsepower characteristic of the swash plate type piston pump 1 can be realized not only on the low pressure side but also on the high pressure side of the gear pump oil pressure P3, and the equihorse force characteristic of the swash plate type piston pump 1 can be realized over a wide range of the gear pump oil pressure P3.
本発明は上記の実施の形態に限定されずに、その技術的な思想の範囲内において種々の変更がなしうることは明白である。 The present invention is not limited to the above-described embodiment, and it is obvious that various modifications can be made within the scope of the technical idea.
本発明は、エンジン出力により駆動できる斜板式ピストンポンプ及び他のポンプ（ギアポンプ等）を有する油圧機械において、ピストンポンプの馬力制御レギュレータ又は馬力制御装置に利用できる。 INDUSTRIAL APPLICABILITY The present invention can be used for a horsepower control regulator or a horsepower control device of a piston pump in a hydraulic machine having a swash plate type piston pump that can be driven by engine output and other pumps (gear pumps, etc.).
３３ 外側制御スプリング
３４ 内側制御スプリング
３５ 制御スプール
３６ 段付き軸部
４２ バルブハウジング
５１、５２、５３、５４ 第一、第二、第三、第四のポート
５１ａ、５２ａ、５３ａ、５４ａ 第一、第二、第三、第四の連通孔
６１、６２、６３ 第一、第二、第三の油溝
６４ スリーブ押圧ポート
７１、７２、７３ 第一、第二、第三の貫通孔
８１ スリーブ
８２ ばね
９１、９２、９３ 第五、第六、第七のポート
９１ａ、９２ａ、９３ａ 第一、第二、第三の貫通穴
33 Outer control spring 34 Inner control spring 35 Control spool 36 Stepped shaft 42 Valve housing 51, 52, 53, 54 First, second, third, fourth port 51a, 52a, 53a, 54a First, second Second, third, and fourth communication holes 61, 62, 63 First, second, and third oil grooves 64 Sleeve pressing ports 71, 72, 73 First, second, and third through holes 81 Sleeve 82 Spring 91, 92, 93 Fifth, sixth, seventh ports 91a, 92a, 93a First, second, third through holes
Claims (8)
バルブハウジングと、
前記バルブハウジングの内側に摺動自由に配置され、前記バルブハウジングに対する移動位置に応じて前記傾転アクチュエータに導かれる流体圧を調節する制御スプールと、
前記制御スプール内において前記斜板式ピストンポンプの吐出圧が導かれる孔であって、前記吐出圧に応じて前記制御スプールに力を加え、前記バルブハウジングに対して前記制御スプールを移動させる孔と、
前記斜板式ピストンポンプの吐出圧を前記孔へ通す貫通穴を有し、前記バルブハウジングと前記制御スプールの間に配置されるスリーブと、
前記他のポンプからの流体圧に応じて信号圧が供給され、前記信号圧による力を、前記吐出圧により加えられるスプール移動方向の力と略平行に前記スリーブに加えて、前記スリーブを前記バルブハウジングに対して移動させるポートと、
を備え、
前記スリーブと前記制御スプールとの相対位置に応じて前記傾転アクチュエータに導かれる流体圧を補正するようにしたことを特徴とする馬力制御レギュレータ。 A swash plate type piston pump driven together with other pumps by engine output, a cylinder block having a cylinder for housing the piston, a swash plate for reciprocating the piston as the cylinder block rotates, and a fluid pressure A horsepower control regulator used in a swash plate type piston pump having a tilt actuator for tilting the swash plate by
A valve housing;
A control spool that is slidably disposed inside the valve housing and adjusts a fluid pressure guided to the tilting actuator according to a moving position with respect to the valve housing;
A hole through which the discharge pressure of the swash plate type piston pump is guided in the control spool, and applies a force to the control spool in accordance with the discharge pressure to move the control spool with respect to the valve housing;
A sleeve having a through hole for passing the discharge pressure of the swash plate type piston pump to the hole, and a sleeve disposed between the valve housing and the control spool;
A signal pressure is supplied in accordance with a fluid pressure from the other pump, and a force due to the signal pressure is applied to the sleeve substantially parallel to a force in a spool moving direction applied by the discharge pressure, and the sleeve is added to the valve. A port to be moved relative to the housing;
With
A horsepower control regulator characterized in that a fluid pressure guided to the tilting actuator is corrected in accordance with a relative position between the sleeve and the control spool.
前記第一のスプリングの自由長が前記第二のスプリングの自由長よりも長く、
前記斜板の傾転角が最大になった状態から所定角度だけ変化するまで、前記第一のスプリングは圧縮された状態であり前記第二のスプリングは自由長の状態であり、前記斜板の傾転角が最大になった状態から所定角度を超えて変化すると、前記第一のスプリングと前記第二のスプリングの両方は圧縮された状態になり、
前記信号圧により加えられる力が増加することによって、前記スリーブが前記吐出圧により前記制御スプールに加えられる力と逆向きに移動することに伴って、前記制御スプールの定常位置が当該逆向きに移動することにより、圧縮された状態にある前記第一のスプリングが伸びて、自由長の状態にある前記第二のスプリングの自由長と圧縮された状態にある前記第一のスプリングの長さとの差が増加することを特徴とする請求項４に記載の馬力制御レギュレータ。 Furthermore, the first and second springs that can apply a force to the control spool opposite to the force applied to the control spool by the discharge pressure while the pressing force from the swash plate acts,
Longer than the free length of the free length of the first spring said second spring,
The first spring is in a compressed state and the second spring is in a free length state until the tilt angle of the swash plate changes from a maximum to a predetermined angle. When the tilt angle changes beyond a predetermined angle from the maximum state, both the first spring and the second spring are in a compressed state,
Moved by the force applied by the signal pressure increases, with the said sleeve is moved in the opposite direction and the force exerted on the control spool by said discharge pressure, normal position of the control spool to the opposite by, extending said first spring in a compressed condition, the difference between the length of the first spring is in a compressed state and the free length of the second spring in a state of free length The horsepower control regulator according to claim 4, wherein
前記スリーブが、前記他のポンプからの流体圧を前記第二の孔へ通過させる貫通穴を有することを特徴とする請求項１から請求項５のいずれかに記載の馬力制御レギュレータ。 Furthermore, a second hole through which fluid pressure from the other pump is guided in the control spool, and a force is applied to the control spool by the fluid pressure, and the valve housing is applied to the valve housing according to the force. A second hole for moving the control spool;
The horsepower control regulator according to any one of claims 1 to 5, wherein the sleeve has a through hole that allows fluid pressure from the other pump to pass through the second hole.
バルブハウジングと、
前記バルブハウジングの内側に摺動自由に配置され、前記バルブハウジングに対する移動位置に応じて前記傾転アクチュエータに導かれる流体圧を調節する制御スプールと、
前記制御スプール内において前記斜板式ピストンポンプの吐出圧が導かれる孔であって、前記吐出圧に応じて前記制御スプールに力を加え、前記バルブハウジングに対して前記制御スプールを移動させる孔と、
前記斜板式ピストンポンプの吐出圧を前記孔へ通す貫通穴を有し、前記バルブハウジングと前記制御スプールの間に配置されるスリーブと、
前記他のポンプからの流体圧に応じて信号圧を供給する手段と、
前記他のポンプからの流体圧に応じて信号圧が供給され、前記信号圧による力を、前記吐出圧により加えられるスプール移動方向の力と略平行に前記スリーブに加えて、前記スリーブを前記バルブハウジングに対して移動させるポートと、
を備え、
前記スリーブと前記制御スプールとの相対位置に応じて前記傾転アクチュエータに導かれる流体圧を補正するようにしたことを特徴とする馬力制御装置。 A swash plate type piston pump driven together with other pumps by engine output, a cylinder block having a cylinder for housing the piston, a swash plate for reciprocating the piston as the cylinder block rotates, and a fluid pressure A horsepower control regulator used in a swash plate type piston pump having a tilt actuator for tilting the swash plate by
A valve housing;
A control spool that is slidably disposed inside the valve housing and adjusts a fluid pressure guided to the tilting actuator according to a moving position with respect to the valve housing;
A hole through which the discharge pressure of the swash plate type piston pump is guided in the control spool, and applies a force to the control spool in accordance with the discharge pressure to move the control spool with respect to the valve housing;
A sleeve having a through hole for passing the discharge pressure of the swash plate type piston pump to the hole, and a sleeve disposed between the valve housing and the control spool;
Means for supplying a signal pressure in accordance with a fluid pressure from the other pump;
A signal pressure is supplied in accordance with a fluid pressure from the other pump, and a force due to the signal pressure is applied to the sleeve substantially parallel to a force in a spool moving direction applied by the discharge pressure, and the sleeve is added to the valve. A port to be moved relative to the housing;
With
A horsepower control device characterized in that a fluid pressure guided to the tilting actuator is corrected in accordance with a relative position between the sleeve and the control spool.
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