JP4922068B2 - Hydraulic circuit of swash plate type double piston pump - Google Patents

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Description

本発明は、斜板式2連ピストンポンプの油圧回路の改良に関するものである。   The present invention relates to an improvement in a hydraulic circuit of a swash plate type double piston pump.

従来より、馬力(即ち出力)が略一定となるような等馬力特性で吐出圧と吐出流量を制御する等馬力制御を行う馬力制御レギュレータを備え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。   Conventionally, a swash plate type piston pump including a horsepower control regulator that performs equal horsepower control for controlling discharge pressure and discharge flow rate with equal horsepower characteristics such that horsepower (that is, output) is substantially constant is known (Patent Document 1). reference). The swash plate type piston pump is used in a hydraulic machine such as a mini excavator, and the swash plate type piston pump is driven by an output from an engine of the hydraulic machine.

このような従来の油圧機械の油圧回路において、斜板式ピストンポンプが一対の吸入口と吐出口とが二組形成される、いわゆる2連ピストンポンプである場合に、馬力制御レギュレータにそれぞれの吐出口下流の油圧が供給される。
特開2002−202063号公報
In the hydraulic circuit of such a conventional hydraulic machine, when the swash plate type piston pump is a so-called dual piston pump in which two pairs of suction ports and discharge ports are formed, each discharge port is connected to the horsepower control regulator. Downstream hydraulic pressure is supplied.
JP 2002-202063 A

しかしながら、馬力制御レギュレータのスプールにそれぞれの吐出圧が信号圧として供給されると、馬力制御レギュレータが大型化するため、吐出圧の平均圧を供給するように構成したものがある。   However, when each discharge pressure is supplied as a signal pressure to the spool of the horsepower control regulator, the horsepower control regulator increases in size.

この場合、等馬力制御のための元圧を確保するためにピストンポンプの吐出圧のうち高圧側の吐出圧を元圧として選択する高圧選択弁を設置する必要があった。高圧選択弁の設置により、その油路が必要となり、油圧回路が複雑となるという課題がある。   In this case, it is necessary to install a high-pressure selection valve that selects the discharge pressure on the high-pressure side among the discharge pressures of the piston pump as the source pressure in order to ensure the source pressure for equal horsepower control. Due to the installation of the high pressure selection valve, the oil passage is required, and there is a problem that the hydraulic circuit becomes complicated.

本発明は上記の問題点を鑑みてなされたものであり、斜板式2連ピストンポンプの油圧回路において、高圧選択弁を廃止し、油圧回路の簡素化する斜板式2連ピストンポンプの油圧回路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 in the hydraulic circuit of the swash plate type double piston pump, the hydraulic circuit of the swash plate type double piston pump which eliminates the high pressure selection valve and simplifies the hydraulic circuit. The purpose is to provide.

本発明は、吐出流量可変の斜板式2連ピストンポンプの馬力が一定となるように吐出圧に応じて吐出流量を制御するレギュレータと、前記斜板式2連ピストンポンプから吐出された作動油が流通する主流路と、前記主流路から分岐して作動油を前記レギュレータに供給する補助流路と、前記斜板式2連ピストンポンプの吐出流量を油圧回路の負荷圧に応じて制御するロードセンシングバルブと、前記ロードセンシングバルブから供給される作動油の圧力によって斜板式2連ピストンポンプの斜板の傾転角を小さくする大径アクチュエータと、前記レギュレータに作用する元圧によって、前記大径アクチュエータに作用する圧力に抗する付勢力を生じる小径アクチュエータとを備え、前記補助流路は、前記斜板式2連ピストンポンプの各吐出口に連通する第1、第2信号圧流路と、前記第1、第2信号圧流路が合流して前記レギュレータのスプールに接続する第3信号圧流路とからなり、前記各吐出口から吐出した作動油の平均圧が前記レギュレータのスプールに信号圧として作用するように形成される信号圧流路と、前記第1、第2信号圧流路の合流部と前記レギュレータとを接続し、前記各吐出口から吐出した作動油の平均圧が前記レギュレータに元圧として作用するように形成される元圧流路とを備え、前記ロードセンシングバルブは、前記油圧回路の負荷圧を検知して、前記斜板式2連ピストンポンプの一方の吐出口から吐出した作動油の圧力と、前記レギュレータから伝達される圧力とを切り換えて前記大径アクチュエータに導く斜板式ピストンポンプの油圧回路である。 The present invention relates to a regulator that controls the discharge flow rate according to the discharge pressure so that the horsepower of the swash plate type double piston pump with variable discharge flow rate is constant, and the hydraulic oil discharged from the swash plate type double piston pump flows. A main flow path, an auxiliary flow path that branches from the main flow path and supplies hydraulic oil to the regulator, and a load sensing valve that controls the discharge flow rate of the swash plate double piston pump according to the load pressure of the hydraulic circuit; The large-diameter actuator that reduces the tilt angle of the swash plate of the swash plate type double piston pump by the pressure of the hydraulic oil supplied from the load sensing valve, and the main pressure that acts on the regulator acts on the large-diameter actuator. A small-diameter actuator that generates an urging force that resists the pressure to be applied, and the auxiliary flow path is a discharge port of the swash plate type double piston pump. First communicating a second signal pressure flow path, the first, Ri Do and a third signal pressure flow path connecting a second signal pressure flow path joins the spool of the regulator, discharged from previous SL each outlet A signal pressure passage formed such that an average pressure of the hydraulic oil acts as a signal pressure on the spool of the regulator, and a joining portion of the first and second signal pressure passages is connected to the regulator, and each discharge port And an original pressure passage formed so that an average pressure of the hydraulic oil discharged from the regulator acts as an original pressure on the regulator, and the load sensing valve detects a load pressure of the hydraulic circuit to detect the swash plate type 2 It is a hydraulic circuit of the swash plate type piston pump which switches the pressure of the hydraulic oil discharged from one discharge port of the continuous piston pump and the pressure transmitted from the regulator to guide to the large diameter actuator.

本発明によれば、斜板式2連ピストンポンプの馬力が一定となるように制御するレギュレータの元圧として、ピストンポンプの吐出圧の平均圧を供給するため、高圧選択弁を設ける必要がなく、油圧回路の構成を簡素化することができるという効果がある。   According to the present invention, since the average pressure of the discharge pressure of the piston pump is supplied as the original pressure of the regulator for controlling the horsepower of the swash plate type double piston pump to be constant, there is no need to provide a high pressure selection valve. There is an effect that the configuration of the hydraulic circuit can be simplified.

図1は、本発明の油圧回路のオリフィス構造を適用する油圧回路図である。   FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram to which an orifice structure of a hydraulic circuit according to the present invention is applied.

本油圧回路には同軸上に配置され、エンジン1により駆動される3個のポンプが備えられる。第1ポンプ10は、吐出流量可変可能な斜板式2連ピストンポンプであり、第2ポンプ12、第3ポンプ14はエンジン1の回転数に応じて吐出流量が規定される、例えば、ギアポンプで構成される。   The hydraulic circuit is provided with three pumps arranged coaxially and driven by the engine 1. The first pump 10 is a swash plate type double piston pump capable of varying the discharge flow rate, and the second pump 12 and the third pump 14 are configured by a gear pump, for example, whose discharge flow rate is defined according to the rotational speed of the engine 1. Is done.

第1ポンプ10は2つの吐出口16、18を備え、それぞれの吐出口16、18に第1メイン流路20、第2メイン流路22が連通し、その第1、第2ポート24、26から作動油が、不図示の流路を通じて、例えばショベルのバケットを駆動するバケットシリンダに供給される。第2ポンプ12の吐出口28に第3メイン流路30が連通し、第3ポート32から作動油が供給される。さらに第3ポンプ14の吐出口34に第4メイン流路36が連通し、第4ポート38から低圧(いわゆるパイロット圧)の作動油が供給される。   The first pump 10 includes two discharge ports 16 and 18, and a first main channel 20 and a second main channel 22 communicate with the respective discharge ports 16 and 18, and the first and second ports 24 and 26 thereof. Hydraulic fluid is supplied to a bucket cylinder that drives, for example, a shovel bucket through a flow path (not shown). The third main channel 30 communicates with the discharge port 28 of the second pump 12, and hydraulic oil is supplied from the third port 32. Further, the fourth main flow path 36 communicates with the discharge port 34 of the third pump 14, and low pressure (so-called pilot pressure) hydraulic oil is supplied from the fourth port 38.

油圧回路には、第1ポンプ10の駆動馬力が略一定となるように吐出圧に応じて吐出流量を制御するため、第1ポンプ10の斜板を傾転する馬力制御レギュレータ40を備える。   The hydraulic circuit includes a horsepower control regulator 40 that tilts the swash plate of the first pump 10 in order to control the discharge flow rate according to the discharge pressure so that the driving horsepower of the first pump 10 becomes substantially constant.

馬力制御レギュレータ40は、3ポート2位置切換弁であって、スプールの一端にはポジションa、bで切り換わるように第1ポンプ10の吐出圧の平均圧と第2ポンプ12の吐出圧とが信号圧として供給される。スプールの他端には、供給される油圧に抗する馬力制御スプリング44の付勢力が作用する。   The horsepower control regulator 40 is a three-port two-position switching valve, and at one end of the spool, the average pressure of the discharge pressure of the first pump 10 and the discharge pressure of the second pump 12 are switched at positions a and b. Supplied as signal pressure. The urging force of the horsepower control spring 44 against the supplied hydraulic pressure acts on the other end of the spool.

馬力制御レギュレータ40のスプールに第1ポンプ10の平均吐出圧を供給するサブ流路は、第1、第2メイン流路20、22からそれぞれ分岐した第1信号圧流路46、第2信号圧流路48と、これら第1、第2信号圧流路46、48が合流した第3信号圧流路50とからなり、第3信号圧流路50が馬力制御レギュレータ40のスプールに油圧を供給する。第1、第2信号圧流路46、48にはオリフィス52、54が設置され、第1、第2メイン流路20、22の圧力脈動を緩和して伝達する。また、第1、第2信号圧流路46、48の合流部に接続する第1元圧流路58がさらに形成され、この第1元圧流路58は、馬力制御レギュレータ40の所定のポートに接続し、第1元圧流路58から供給される油圧が馬力制御レギュレータ40の元圧となる。   The sub flow paths for supplying the average discharge pressure of the first pump 10 to the spool of the horsepower control regulator 40 are a first signal pressure flow path 46 and a second signal pressure flow path branched from the first and second main flow paths 20 and 22, respectively. 48 and a third signal pressure channel 50 in which the first and second signal pressure channels 46, 48 are joined, and the third signal pressure channel 50 supplies hydraulic pressure to the spool of the horsepower control regulator 40. Orifices 52 and 54 are installed in the first and second signal pressure channels 46 and 48 to relieve pressure pulsations in the first and second main channels 20 and 22 for transmission. Further, a first source pressure channel 58 connected to the joining portion of the first and second signal pressure channels 46 and 48 is further formed. This first source pressure channel 58 is connected to a predetermined port of the horsepower control regulator 40. The hydraulic pressure supplied from the first original pressure flow path 58 becomes the original pressure of the horsepower control regulator 40.

馬力制御レギュレータ40は、スプールの一端に作用する第1ポンプ10の平均吐出圧と第2ポンプ12の吐出圧との合算の圧力に基づく信号圧と、他端に作用する馬力制御スプリング44の付勢力との大小関係によりポジションa、bが規定される。   The horsepower control regulator 40 includes a signal pressure based on the sum of the average discharge pressure of the first pump 10 acting on one end of the spool and the discharge pressure of the second pump 12, and a horsepower control spring 44 acting on the other end. Positions a and b are defined by the magnitude relationship with the power.

馬力制御レギュレータ40は、第1ポンプ10の平均吐出圧と第2ポンプ12の吐出圧との合算の圧力に基づく信号圧が馬力制御スプリング44の付勢力より小さい場合にはポジションbに切り換わり、サーボ弁であるロードセンシングバルブ42に繋がる第4元圧流路75と、ドレン流路59を介して各ポンプの吸入側へ繋がる吸入側流路56が連通状態となる。 The horsepower control regulator 40 switches to the position b when the signal pressure based on the combined pressure of the average discharge pressure of the first pump 10 and the discharge pressure of the second pump 12 is smaller than the urging force of the horsepower control spring 44, The fourth source pressure channel 75 connected to the load sensing valve 42 that is a servo valve and the suction side channel 56 connected to the suction side of each pump through the drain channel 59 are in communication.

一方、第1ポンプ10の平均吐出圧と第2ポンプ12の吐出圧との合算の圧力に基づく信号圧が馬力制御スプリング44の付勢力より大きい場合には、ポジションaに切り換わり、メイン流路20、22のうち高圧側の作動油が導かれる第1元圧流路58と第4元圧流路75とが連通状態となる。 On the other hand, when the signal pressure based on the combined pressure of the average discharge pressure of the first pump 10 and the discharge pressure of the second pump 12 is larger than the urging force of the horsepower control spring 44, the position is switched to the position a, and the main flow path 20 and 22, the first source pressure channel 58 and the fourth source pressure channel 75 through which the high-pressure side hydraulic fluid is guided are brought into communication.

馬力制御レギュレータ40によって切り換えられる第4元圧流路75の圧力を第1ポンプ10の斜板の傾転角を変える大径アクチュエータ76に伝達する第5元圧流路74の途中にロードセンシングバルブ42が設けられる。ロードセンシングバルブ42は、第1−第3ポート24、26、32等に作用する油圧回路負荷圧を検知して切り換わり、このため、ロードセンシングバルブ42のスプールの両端には、スプールの位置決めのための信号圧がそれぞれ加わる。1つは第5ポート60からの油圧であり、この第5ポート60は、第1、第2ポート24、26下流に設置された不図示のコントロールバルブの上流側の圧力の基づく圧力が供給される。ここで、コントロールバルブは、油圧機械、例えばパワーショベルのバケットを操作するバケットシリンダを制御するためのバルブである。 The load sensing valve 42 is placed in the middle of the fifth source pressure channel 74 that transmits the pressure of the fourth source pressure channel 75 switched by the horsepower control regulator 40 to the large diameter actuator 76 that changes the tilt angle of the swash plate of the first pump 10. Provided. The load sensing valve 42 detects and switches the hydraulic circuit load pressure acting on the first to third ports 24, 26, 32, etc. For this reason, the spool is positioned at both ends of the spool of the load sensing valve 42. Signal pressure for each is added. One is the hydraulic pressure from the fifth port 60, and the fifth port 60 is supplied with pressure based on the pressure upstream of a control valve (not shown) installed downstream of the first and second ports 24 and 26. The Here, the control valve is a valve for controlling a bucket cylinder for operating a bucket of a hydraulic machine, for example, a power shovel.

また、第5ポート60の油圧に基づく信号圧に抗して第6ポート62からの油圧が2つ目の信号圧としてスプールの反対端に作用する。この第6ポート62にはコントロールバルブ下流の流路が接続し、したがって、第6ポート62からスプールに供給される油圧は、例えばバケットシリンダに供給される負荷圧に基づく圧力となる。   Also, the hydraulic pressure from the sixth port 62 acts on the opposite end of the spool as the second signal pressure against the signal pressure based on the hydraulic pressure of the fifth port 60. A flow path downstream of the control valve is connected to the sixth port 62, and therefore the hydraulic pressure supplied from the sixth port 62 to the spool is based on the load pressure supplied to the bucket cylinder, for example.

さらに第5ポート60からの信号圧に抗する作用力として、油圧アクチュエータ64の作用力がスプールに作用するように構成される。   Further, the acting force of the hydraulic actuator 64 is configured to act on the spool as the acting force against the signal pressure from the fifth port 60.

油圧アクチュエータ64には、第3ポンプ14のパイロット作動油がピストンを挟んだ左右の油室に第1、第2差圧流路70、72を通じてそれぞれ供給されるが、図中右側の油室に接続する第2差圧流路72途中にはオリフィス68が設置されており、ロードセンシングバルブ42のスプールに接続する油圧アクチュエータ64のロッドを図中右側、すなわち、スプールを右側へ移動する作用力を生じる。   The hydraulic actuator 64 is supplied with the pilot hydraulic oil of the third pump 14 through the first and second differential pressure passages 70 and 72 to the left and right oil chambers sandwiching the piston, but is connected to the right oil chamber in the figure. An orifice 68 is provided in the middle of the second differential pressure flow path 72 to generate an acting force that moves the rod of the hydraulic actuator 64 connected to the spool of the load sensing valve 42 to the right side in the drawing, that is, the spool to the right side.

したがって、ロードセンシングバルブ42の位置は、スプールに作用する第5ポート60からの作動油の油圧(信号圧)に対して、第6ポート62からの作動油の油圧(信号圧)と油圧アクチュエータ64の作用力との合計の作用力の大小関係により規定される。   Therefore, the position of the load sensing valve 42 is such that the hydraulic oil pressure (signal pressure) from the sixth port 62 and the hydraulic actuator 64 are different from the hydraulic pressure (signal pressure) from the fifth port 60 acting on the spool. It is defined by the magnitude relationship of the total acting force with the acting force.

ロードセンシングバルブ42は3つのポートを備え、第5ポート60からの信号圧が第6ポート62等からの合算信号圧より大きいときにはスプールが図中左側へ移動し、ポジションdの位置となり、第2メイン流路22と連通する第3元圧流路73と第1ポンプ10の斜板を傾転する大径アクチュエータ76に接続する第5元圧流路74とが連通する。 The load sensing valve 42 has three ports. When the signal pressure from the fifth port 60 is larger than the total signal pressure from the sixth port 62 and the like, the spool moves to the left side in the figure and becomes the position d. A third source pressure channel 73 that communicates with the main channel 22 communicates with a fifth source pressure channel 74 that is connected to a large-diameter actuator 76 that tilts the swash plate of the first pump 10.

一方、第5ポート60からの信号圧が第6ポート62等の合算信号圧より小さいときにはスプールが図中右側へ移動し、ポジションcの位置となり、馬力制御レギュレータ40に連通する第4元圧流路75と第5元圧流路74とが連通する。 On the other hand, when the signal pressure from the fifth port 60 is smaller than the combined signal pressure of the sixth port 62 and the like, the spool moves to the right side in the figure, becomes the position c, and is the fourth source pressure channel communicating with the horsepower control regulator 40. 75 communicates with the fifth original pressure flow path 74.

ロードセンシングバルブ42から大径アクチュエータ76に供給される作動油圧が上昇すると、大径アクチュエータ76は斜板の傾転角度を少なくする方向、つまり第1ポンプ10の吐出流量が少なくなる方向へ斜板を傾転させる。この作用力に抗する付勢力を生じる小径アクチュエータ78が設けられ、大径アクチュエータ76に作用する油圧と小径アクチュエータ78の付勢力との大小関係により大径アクチュエータ76のストローク量が規定される。   When the hydraulic pressure supplied from the load sensing valve 42 to the large-diameter actuator 76 increases, the large-diameter actuator 76 reduces the tilt angle of the swash plate, that is, in the direction in which the discharge flow rate of the first pump 10 decreases. Tilt. A small-diameter actuator 78 that generates an urging force against this acting force is provided, and the stroke amount of the large-diameter actuator 76 is defined by the magnitude relationship between the hydraulic pressure acting on the large-diameter actuator 76 and the urging force of the small-diameter actuator 78.

次に、馬力制御レギュレータ40の作用を説明する。   Next, the operation of the horsepower control regulator 40 will be described.

このように構成された油圧回路において、油圧回路に負荷圧が作用しているとき、つまり、ロードセンシングバルブ42が負荷を検出しているときには、ロードセンシングバルブ42のスプールは作用する前記信号圧等の差に応じて図中右側へと移動し、所定負荷圧以上でポジションcに切り換わる。この状態において、第1ポンプ10の吐出圧が上昇すると、馬力制御スプリング44の付勢力に抗して、馬力制御レギュレータ40のスプールが図中右側へ移動し、ポジションaに切り換わり、第1ポンプ10の吐出圧のうち高圧側の作動油が調圧されて第1、第3元圧流路58、75を通じてロードセンシングバルブ42へ送られる。ロードセンシングバルブ42はポジションcの位置にあるため、第4元圧流路75からの高圧の作動油が第5元圧流路74を通じて大径アクチュエータ76に供給され、大径アクチュエータ76は供給される油圧に応じて第1ポンプ10の斜板の傾転角度を小さくするようにストロークする。 In the hydraulic circuit configured as described above, when a load pressure is applied to the hydraulic circuit, that is, when the load sensing valve 42 detects a load, the spool of the load sensing valve 42 acts on the signal pressure, etc. In accordance with the difference, the right side of the figure moves to the right, and the position c is switched over at a predetermined load pressure or higher. In this state, when the discharge pressure of the first pump 10 rises, the spool of the horsepower control regulator 40 moves to the right in the figure against the urging force of the horsepower control spring 44 and switches to the position a. Among the ten discharge pressures, the hydraulic oil on the high pressure side is regulated and sent to the load sensing valve 42 through the first and third source pressure channels 58 and 75. Since the load sensing valve 42 is located at the position c, high-pressure hydraulic fluid from the fourth source pressure channel 75 is supplied to the large-diameter actuator 76 through the fifth source pressure channel 74, and the large-diameter actuator 76 is supplied hydraulic pressure. Accordingly, the stroke is performed so as to reduce the tilt angle of the swash plate of the first pump 10.

したがって、第1ポンプ10の吐出圧(平均吐出圧)が上昇すると、第1ポンプ10の斜板の傾転角度を変化させ、吐出流量を低減する。   Therefore, when the discharge pressure (average discharge pressure) of the first pump 10 increases, the tilt angle of the swash plate of the first pump 10 is changed to reduce the discharge flow rate.

これに対して、第1ポンプ10の吐出圧が低下すると、馬力制御レギュレータ40のスプールが図中左側へ移動してポジションbに切り換わり、第4元圧流路75とドレン流路59を介して吸入側流路56とが連通する。第4元圧流路75は、ロードセンシングバルブ42のポジションcを介して、第5元圧流路74とが連通する。したがって大径アクチュエータ76の作動油が第5、4元圧流路74、75を通じて吸入側流路56に排出され、第1ポンプ10の斜板の傾転角度を規定する大径アクチュエータ76に作用する油圧が小さくなり、小径アクチュエータ78により第1ポンプ10の斜板の傾転角度を大きくする。これにより、第1ポンプ10の吐出流量が増加する方向へと変化する。 On the other hand, when the discharge pressure of the first pump 10 decreases, the spool of the horsepower control regulator 40 moves to the left side in the figure and switches to the position b, via the fourth source pressure channel 75 and the drain channel 59. The suction side flow path 56 communicates. The fourth source pressure channel 75 communicates with the fifth source pressure channel 74 via the position c of the load sensing valve 42. Accordingly, the hydraulic oil of the large diameter actuator 76 is discharged to the suction side flow path 56 through the fifth and fourth source pressure flow paths 74 and 75 and acts on the large diameter actuator 76 that defines the tilt angle of the swash plate of the first pump 10. The hydraulic pressure is decreased, and the tilt angle of the swash plate of the first pump 10 is increased by the small diameter actuator 78. Thereby, it changes to the direction where the discharge flow volume of the 1st pump 10 increases.

ここで、馬力制御レギュレータ40の馬力制御スプリング44には第1ポンプ10の斜板の傾転角がフィードバックされ、ポンプ吐出圧とバランスした位置で斜板を停止させる。つまり、馬力制御スプリング44は、一端を第1ポンプ10の斜板に連結されており、斜板が傾転して、吐出流量が減少する方向へ変化すると、馬力制御スプリング44は付勢力が増大し、その反対側に斜板が傾転すると付勢力が減少する。このため、第1ポンプ10の吐出圧の平均圧に対応する斜板傾転角となると馬力制御スプリング44とのバランスにより馬力制御レギュレータ40のポジションが交互に切り換わり、大径アクチュエータ76に供給される油圧が維持され、結局ポンプ吐出圧に応じて定まる吐出流量となる。   Here, the tilt angle of the swash plate of the first pump 10 is fed back to the horsepower control spring 44 of the horsepower control regulator 40, and the swash plate is stopped at a position balanced with the pump discharge pressure. That is, one end of the horsepower control spring 44 is connected to the swash plate of the first pump 10, and when the swash plate tilts and changes in a direction in which the discharge flow rate decreases, the horsepower control spring 44 increases the urging force. When the swash plate tilts to the opposite side, the urging force decreases. Therefore, when the swash plate tilt angle corresponding to the average pressure of the discharge pressure of the first pump 10 is reached, the position of the horsepower control regulator 40 is alternately switched by the balance with the horsepower control spring 44 and supplied to the large-diameter actuator 76. Therefore, the discharge flow rate is determined according to the pump discharge pressure.

このように、第1ポンプ10の吐出圧が上昇するとその吐出流量を減少させ、一方、吐出圧が低下すると吐出流量を増大させるように制御することで、吐出圧と吐出流量とに応じて定まる第1ポンプ10の馬力を略一定に制御する等馬力制御することができる。   As described above, the discharge flow rate is decreased when the discharge pressure of the first pump 10 is increased, and on the other hand, the discharge flow rate is increased according to the discharge pressure and the discharge flow rate when the discharge pressure is decreased. It is possible to perform equal horsepower control for controlling the horsepower of the first pump 10 to be substantially constant.

次に、ロードセンシングバルブ42の作用について説明する。   Next, the operation of the load sensing valve 42 will be described.

ロードセンシングバルブ42はスプール両端に作用する信号圧のバランスに応じて変位し、第6ポート62から供給される負荷圧が所定圧以上(高負荷域)のときは、ロードセンシングバルブ42はポジションcに位置される。   The load sensing valve 42 is displaced according to the balance of the signal pressure acting on both ends of the spool. When the load pressure supplied from the sixth port 62 is equal to or higher than a predetermined pressure (high load range), the load sensing valve 42 is positioned at position c. Located in.

この状態から負荷圧が低下すると、第5ポート60からの信号圧と第6ポート62等からの信号圧との差圧が変化して、差圧に応じてスプールが移動する。スプールの位置が、ポジションcとポジションdとの間の中間位置に設定される場合には、第3元圧流路73と第4元圧流路75とが第5元圧流路74に連通する。ここで、第3元圧流路73及び第4元圧流路75とから供給される油圧は、ロードセンシングバルブ42の開度に応じて合算され、第4元圧流路75からのみの油圧より高圧となるように調圧されて第5元圧流路74から大径アクチュエータ76に供給される。調圧された油圧は、第1ポンプ10の斜板の傾転角を吐出流量が減少する方向に移動する。これにより、油圧回路の負荷が減少すると同一のポンプ吐出圧に対する吐出流量が相対的に減少する。 When the load pressure decreases from this state, the differential pressure between the signal pressure from the fifth port 60 and the signal pressure from the sixth port 62 and the like changes, and the spool moves according to the differential pressure. When the position of the spool is set at an intermediate position between the position c and the position d, the third source pressure channel 73 and the fourth source pressure channel 75 communicate with the fifth source pressure channel 74. Here, the hydraulic pressure supplied from the third source pressure channel 73 and the fourth source pressure channel 75 is added according to the opening degree of the load sensing valve 42, and is higher than the hydraulic pressure only from the fourth source pressure channel 75. Then, the pressure is adjusted so as to be supplied from the fifth original pressure flow path 74 to the large-diameter actuator 76. The adjusted hydraulic pressure moves the tilt angle of the swash plate of the first pump 10 in the direction in which the discharge flow rate decreases. Thereby, when the load of the hydraulic circuit decreases, the discharge flow rate with respect to the same pump discharge pressure relatively decreases.

さらに、例えばバケットシリンダに供給される負荷圧が無負荷であるような低負荷の場合には、低い負荷圧に応じてロードセンシングバルブ42がポジションdに切り換わり、第1ポンプ10の吐出圧を、第3元圧流路73、第5元圧流路74を通じて大径アクチュエータ76に供給する。 Furthermore, for example, when the load pressure supplied to the bucket cylinder is low, such as no load, the load sensing valve 42 switches to position d in response to the low load pressure, and the discharge pressure of the first pump 10 is reduced. The large diameter actuator 76 is supplied through the third source pressure channel 73 and the fifth source pressure channel 74.

このように、負荷圧が無負荷状態のような低圧の場合には、等馬力制御を実施せずに第1ポンプ10の吐出圧が低くても吐出流量を最小値まで減少させるようにする。   In this way, when the load pressure is a low pressure such as an unloaded state, the discharge flow rate is reduced to the minimum value even if the discharge pressure of the first pump 10 is low without performing the equal horsepower control.

本発明は、エンジン1により駆動される斜板式2連ピストンポンプである第1ポンプ10の馬力が一定となるように吐出圧に応じて吐出流量を制御する馬力制御レギュレータ40と、第1ポンプ10から吐出された作動油が流通するメイン流路20、22と、このメイン流路から分岐して作動油を馬力制御レギュレータに供給するサブ流路とを備えた斜板式ピストンポンプの油圧回路である。ここで、サブ流路は、各吐出口から吐出した作動油の油圧の平均圧が馬力制御レギュレータのスプールに信号圧として作用するように形成される信号圧流路46、48、50と、各吐出口から吐出した作動油の油圧の平均圧が馬力制御レギュレータのポートに元圧として作用するように形成される元圧流路58とを備える。このため、元圧を馬力制御レギュレータに供給する高圧選択弁を設ける必要がなく、油圧回路を簡素化することができる。   The present invention includes a horsepower control regulator 40 that controls the discharge flow rate according to the discharge pressure so that the horsepower of the first pump 10 that is a swash plate type double piston pump driven by the engine 1 is constant, and the first pump 10. 2 is a hydraulic circuit of a swash plate type piston pump including main flow paths 20 and 22 through which hydraulic oil discharged from the refrigerant flows and a sub flow path that branches from the main flow path and supplies hydraulic oil to a horsepower control regulator. . Here, the sub-flow path includes signal pressure flow paths 46, 48, 50 formed so that the average pressure of the hydraulic oil pressure discharged from each discharge port acts as a signal pressure on the spool of the horsepower control regulator, and each discharge flow path. And an original pressure passage 58 formed so that the average pressure of the hydraulic oil discharged from the outlet acts as an original pressure on the port of the horsepower control regulator. For this reason, it is not necessary to provide a high pressure selection valve for supplying the original pressure to the horsepower control regulator, and the hydraulic circuit can be simplified.

また、第1元圧流路58は、第1、第2信号圧流路46、48の合流部に接続するため、さらに油圧回路を簡素化することができる。   In addition, since the first source pressure channel 58 is connected to the joining portion of the first and second signal pressure channels 46 and 48, the hydraulic circuit can be further simplified.

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、油圧機械に用いられる油圧回路に適用することができる。   The present invention can be applied to a hydraulic circuit used in a hydraulic machine.

本発明を適用する油圧回路図である。It is a hydraulic circuit diagram to which the present invention is applied.

符号の説明Explanation of symbols

1 エンジン
10 第1ポンプ
20 第1メイン流路(主流路)
22 第2メイン流路(主流路)
40 馬力制御レギュレータ
42 ロードセンシングバルブ
44 馬力制御スプリング
46 第1信号圧流路(補助流路)
48 第2信号圧流路(補助流路)
50 第3信号圧流路(補助流路)
56 吸入側流路
58 第1元圧流路(補助流路)
59 ドレン流路
61 第2元圧流路
64 油圧アクチュエータ
73 第3元圧流路
74 第5元圧流路
75 第4元圧流路
76 大径アクチュエータ
78 小径アクチュエータ
1 Engine 10 First pump 20 First main flow path (main flow path)
22 Second main channel (main channel)
40 Horsepower Control Regulator 42 Load Sensing Valve 44 Horsepower Control Spring 46 First Signal Pressure Channel (Auxiliary Channel)
48 Second signal pressure channel (auxiliary channel)
50 Third signal pressure channel (auxiliary channel)
56 Suction side channel 58 First source pressure channel (auxiliary channel)
59 Drain channel 61 Second source pressure channel 64 Hydraulic actuator 73 Third source pressure channel 74 Fifth source pressure channel 75 Fourth source pressure channel 76 Large diameter actuator 78 Small diameter actuator

Claims (1)

吐出流量可変の斜板式2連ピストンポンプの馬力が一定となるように吐出圧に応じて吐出流量を制御するレギュレータと、
前記斜板式2連ピストンポンプから吐出された作動油が流通する主流路と、
前記主流路から分岐して作動油を前記レギュレータに供給する補助流路と、
前記斜板式2連ピストンポンプの吐出流量を油圧回路の負荷圧に応じて制御するロードセンシングバルブと、
前記ロードセンシングバルブから供給される作動油の圧力によって斜板式2連ピストンポンプの斜板の傾転角を小さくする大径アクチュエータと、
前記レギュレータに作用する元圧によって、前記大径アクチュエータに作用する圧力に抗する付勢力を生じる小径アクチュエータとを備え、
前記補助流路は、
前記斜板式2連ピストンポンプの各吐出口に連通する第1、第2信号圧流路と、前記第1、第2信号圧流路が合流して前記レギュレータのスプールに接続する第3信号圧流路とからなり、前記各吐出口から吐出した作動油の平均圧が前記レギュレータのスプールに信号圧として作用するように形成される信号圧流路と、
前記第1、第2信号圧流路の合流部と前記レギュレータとを接続し、前記各吐出口から吐出した作動油の平均圧が前記レギュレータに元圧として作用するように形成される元圧流路とを備え、
前記ロードセンシングバルブは、前記油圧回路の負荷圧を検知して、前記斜板式2連ピストンポンプの一方の吐出口から吐出した作動油の圧力と、前記レギュレータから伝達される圧力とを切り換えて前記大径アクチュエータに導くことを特徴とする斜板式2連ピストンポンプの油圧回路。
A regulator for controlling the discharge flow rate according to the discharge pressure so that the horsepower of the swash plate type double piston pump with variable discharge flow rate is constant;
A main flow path through which hydraulic oil discharged from the swash plate double piston pump flows;
An auxiliary flow path branched from the main flow path and supplying hydraulic oil to the regulator;
A load sensing valve for controlling a discharge flow rate of the swash plate type double piston pump according to a load pressure of a hydraulic circuit;
A large-diameter actuator that reduces the tilt angle of the swash plate of the swash plate double piston pump by the pressure of the hydraulic oil supplied from the load sensing valve;
A small-diameter actuator that generates a biasing force against the pressure acting on the large-diameter actuator by the original pressure acting on the regulator;
The auxiliary flow path is
First and second signal pressure passages communicating with the respective discharge ports of the swash plate type dual piston pump; and a third signal pressure passage joining the first and second signal pressure passages and connecting to the spool of the regulator; Tona is, the signal pressure flow path mean pressure before Symbol hydraulic oil discharged from the discharge port is formed to act as a signal pressure to a spool of the regulator,
An original pressure flow path formed by connecting an merging portion of the first and second signal pressure flow paths and the regulator, so that an average pressure of hydraulic oil discharged from each discharge port acts as an original pressure on the regulator; With
The load sensing valve detects the load pressure of the hydraulic circuit and switches between the pressure of hydraulic oil discharged from one discharge port of the swash plate type double piston pump and the pressure transmitted from the regulator. A hydraulic circuit of a swash plate type double piston pump characterized by being led to a large-diameter actuator.
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