JPH0451671B2 - - Google Patents
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- JPH0451671B2 JPH0451671B2 JP59052350A JP5235084A JPH0451671B2 JP H0451671 B2 JPH0451671 B2 JP H0451671B2 JP 59052350 A JP59052350 A JP 59052350A JP 5235084 A JP5235084 A JP 5235084A JP H0451671 B2 JPH0451671 B2 JP H0451671B2
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Description
【発明の詳細な説明】
〔発明の利用分野〕
この発明は一つの原動機で駆動される二つの可
変容量形油圧ポンプの入力制御装置に関するもの
である。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION [Field of Application of the Invention] The present invention relates to an input control device for two variable displacement hydraulic pumps driven by one prime mover.
第１図は従来の油圧ポンプの入力制御装置を示
す図である。図において１は原動機、２はトラン
スミツシヨン、３ａ，３ｂはトランスミツシヨン
２を介して原動機１により駆動される可変容量形
油圧ポンプ、４ａ，４ｂは油圧ポンプ３ａ，３ｂ
のレギユレータ、５ａ，５ｂは制御シリンダ、６
ａ，６ｂは制御ピストン、７ａ，７ｂは制御ピス
トン６ａ，６ｂと制御シリンダ５ａ，５ｂとの間
に設けられたバネ、８ａ，８ｂは制御シリンダ５
ａ，５ｂのピストンロツドで、ピストンロツド８
ａ，８ｂの変位量によりすなわち制御ピストン６
ａ，６ｂ（制御部材）の変位量により、油圧ポン
プ３ａ，３ｂの押しのけ容積すなわち傾転角が制
御される。９ａ，９ｂ，１０ａ，１０ｂはそれぞ
れ制御シリンダ５ａ，５ｂのシリンダ室で、シリ
ンダ室９ａ，９ｂ，１０ａ，１０ｂの受圧面積は
等しい。１１ａ，１１ｂは油圧ポンプ３ａ，３ｂ
に接続された減圧弁で、シリンダ室９ａ，９ｂに
は油圧ポンプ３ａ，３ｂの吐出圧力すなわち自己
の吐出圧力が供給され、シリンダ室１０ａ，１０
ｂには減圧弁１１ｂ，１１ａを介した油圧ポンプ
３ｂ，３ａの吐出圧力すなわち他の油圧ポンプの
吐出圧力が供給される。そして、シリンダ室９
ａ，１０ａ、シリンダ室９ｂ，１０ｂに作用する
圧力の合計値が減圧弁１１ａ，１１ｂの設定圧力
の２倍になつたとき、制御ピストン６ａ，６ｂが
バネ７ａ，７ｂに抗して左行する。３０ａ，３０
ｂは油圧ポンプ３ａ，３ｂに接続されたリリーフ
弁である。
FIG. 1 is a diagram showing a conventional input control device for a hydraulic pump. In the figure, 1 is a prime mover, 2 is a transmission, 3a and 3b are variable displacement hydraulic pumps driven by the prime mover 1 via the transmission 2, and 4a and 4b are hydraulic pumps 3a and 3b.
regulator, 5a, 5b are control cylinders, 6
a and 6b are control pistons, 7a and 7b are springs provided between the control pistons 6a and 6b and the control cylinders 5a and 5b, and 8a and 8b are control cylinders 5
With piston rods a and 5b, piston rod 8
In other words, the control piston 6
The displacement amount of the hydraulic pumps 3a and 3b, that is, the tilt angle, is controlled by the displacement amount of the hydraulic pumps a and 6b (control members). 9a, 9b, 10a, 10b are cylinder chambers of the control cylinders 5a, 5b, respectively, and the pressure receiving areas of the cylinder chambers 9a, 9b, 10a, 10b are equal. 11a, 11b are hydraulic pumps 3a, 3b
The discharge pressure of the hydraulic pumps 3a, 3b, that is, the own discharge pressure, is supplied to the cylinder chambers 9a, 9b by the pressure reducing valve connected to the cylinder chambers 10a, 10.
The discharge pressure of the hydraulic pumps 3b and 3a, that is, the discharge pressure of the other hydraulic pumps, is supplied to b through the pressure reducing valves 11b and 11a. And cylinder chamber 9
When the total value of the pressures acting on a, 10a and cylinder chambers 9b, 10b becomes twice the set pressure of the pressure reducing valves 11a, 11b, the control pistons 6a, 6b move to the left against the springs 7a, 7b. . 30a, 30
b is a relief valve connected to the hydraulic pumps 3a, 3b.
つぎに、この入力制御装置の動作について説明
するが、油圧ポンプ３ａ，３ｂの制御動作は同一
であるから、油圧ポンプ３ａについて説明する。
まず、油圧ポンプ３ｂの吐出圧力Pdbが減圧弁１
１ｂの設定圧力P0より高いときには、シリンダ
室１０ａには圧力P0が作用する。したがつて、
油圧ポンプ３ａの吐出圧力Pdaが設定圧力P0より
低いときには、バネ７ａのために制御シリンダ５
ａが縮小した状態となつており、油圧ポンプ３ａ
の傾転角が最大であり、油圧ポンプ３ａの吐出流
量Ｑは最大である。そして、吐出圧力Pdaが設定
圧力P0より高くなると、制御ピストン６ａがバ
ネ７ａに抗して左行するから、油圧ポンプ３ａの
傾転角が減少し、吐出流量Ｑが減少して、油圧ポ
ンプ３ａの入力トルクＴが原動機１の最大値トル
クの1/2の値T0となるように制御される。この場
合の吐出圧力Pdaと吐出流量Ｑ、入力トルクＴと
の関係は第２図、第３図の線図Ａで表わされる。
つぎに、吐出圧力Pdbが設定圧力P0の1/2であると
きには、シリンダ室１０ａには圧力0.5P0が作用
する。したがつて、吐出圧力Pdaが1.5P0より低い
ときには、吐出流量Ｑが最大であり、吐出圧力
Pdaが1.5P0より高くなると、吐出流量Ｑが減少し
て、入力トルクＴが1.5T0となるように制御され
る。この場合の吐出圧力Pdaと吐出流量Ｑ、入力
トルクＴとの関係は第２図、第３図の線図Ｃで表
わされる。ついで、吐出圧力Pdbが零であるとき
には、シリンダ室１０ａには圧力が作用しない。
したがつて、吐出圧力Pdaが2P0より低いときには
吐出流量Ｑが最大であり、吐出圧力Pdaが2P0より
高くなると、吐出流量Ｑが減少して、入力トルク
Ｔが2T0となるように制御される。この場合の吐
出圧力Pdaと吐出流量Ｑ、入力トルクＴとの関係
は第２図、第３図の線図Ｅで表わされる。また、
吐出圧力Pdbが0.75P0、0.25P0のときには、吐出
圧力Pdaと吐出流量Ｑ、入力トルクＴとの関係は
第２図、第３図の線図Ｂ，Ｄで表わされる。 Next, the operation of this input control device will be explained. Since the control operations of the hydraulic pumps 3a and 3b are the same, only the hydraulic pump 3a will be explained.
First, the discharge pressure P db of the hydraulic pump 3b is equal to the pressure reducing valve 1
When the pressure P 0 is higher than the set pressure P 0 of the cylinder chamber 10a, the pressure P 0 acts on the cylinder chamber 10a. Therefore,
When the discharge pressure P da of the hydraulic pump 3a is lower than the set pressure P0 , the control cylinder 5 is
a is in a reduced state, and the hydraulic pump 3a
The tilt angle is the maximum, and the discharge flow rate Q of the hydraulic pump 3a is the maximum. When the discharge pressure P da becomes higher than the set pressure P 0 , the control piston 6 a moves to the left against the spring 7 a, so the tilting angle of the hydraulic pump 3 a decreases, the discharge flow rate Q decreases, and the hydraulic pressure The input torque T of the pump 3a is controlled to be 1/2 of the maximum torque of the prime mover 1, T0 . The relationship between the discharge pressure P da , the discharge flow rate Q, and the input torque T in this case is represented by the diagram A in FIGS. 2 and 3.
Next, when the discharge pressure P db is 1/2 of the set pressure P 0 , a pressure of 0.5P 0 acts on the cylinder chamber 10a. Therefore, when the discharge pressure P da is lower than 1.5P 0 , the discharge flow rate Q is maximum and the discharge pressure
When P da becomes higher than 1.5P 0 , the discharge flow rate Q is reduced and the input torque T is controlled to be 1.5T 0 . The relationship between the discharge pressure P da , the discharge flow rate Q, and the input torque T in this case is represented by the diagram C in FIGS. 2 and 3. Then, when the discharge pressure P db is zero, no pressure acts on the cylinder chamber 10a.
Therefore, when the discharge pressure P da is lower than 2P 0 , the discharge flow rate Q is maximum, and when the discharge pressure P da is higher than 2P 0 , the discharge flow Q decreases so that the input torque T becomes 2T 0 . controlled by. In this case, the relationship between the discharge pressure P da , the discharge flow rate Q, and the input torque T is represented by the diagram E in FIGS. 2 and 3. Also,
When the discharge pressure P db is 0.75P 0 or 0.25P 0 , the relationship between the discharge pressure P da , the discharge flow rate Q, and the input torque T is represented by the diagrams B and D in FIGS. 2 and 3.
したがつて、相手方の油圧ポンプたとえば油圧
ポンプ３ｂの入力トルクがT0以下のときには、
油圧ポンプ３ａの入力トルクを、油圧ポンプ３ａ
の入力トルクと油圧ポンプ３ｂの入力トルクの合
計値が2T0となるまで上昇させることができるか
ら、原動機１の出力トルクを有効に利用すること
ができるとともに、油圧ポンプ３ａ，３ｂの入力
トルクの合計値が原動機１の出力トルク２T0を
越えることがない。 Therefore, when the input torque of the other party's hydraulic pump, for example, hydraulic pump 3b, is less than T0 ,
The input torque of the hydraulic pump 3a is
The input torque of the hydraulic pump 3b can be increased until the total value of the input torque of The total value never exceeds the output torque 2T 0 of the prime mover 1.
しかしながら、常に油圧ポンプ３ａ，３ｂの吐
出した圧油が有効に活用されるとは限らない。例
えば、作動している油圧シリンダがストロークエ
ンドに達したときには、吐出圧力Pda，Pdbが上昇
し、吐出圧力Pda，Pdbがリーフ弁３０ａ，３０ｂ
の設定圧力Prに達すると、リリーフ弁３０ａ，３
０ｂが開となる。このため、原動機１の動力はリ
リーフ弁３０ａ，３０ｂで消費され、有効な仕事
とはならない。特に、他の油圧ポンプ例えば油圧
ポンプ３ｂの吐出圧力Pdbが低い場合には、リリ
ーフ弁３０ａが開となつたときの吐出流量Ｑ、入
力トルクＴが非常に大きく、エネルギ損失が極め
て大となる。また、リリーフ弁３０ａ，３０ｂで
消費された動力は熱となるので、作動油の温度が
上昇するから、冷却装置の容量を大きくする必要
があるとともに、作動油の劣化が早くなつてしま
う。さらに、リリーフ弁３０ａ，３０ｂが頻繁に
開閉するから、装置全体の騒音が大きくなる。 However, the pressure oil discharged by the hydraulic pumps 3a, 3b is not always effectively utilized. For example, when the operating hydraulic cylinder reaches the stroke end, the discharge pressures P da and P db rise, and the discharge pressures P da and P db increase as the leaf valves 30a and 30b increase.
When the set pressure P r is reached, the relief valves 30a, 3
0b is open. For this reason, the power of the prime mover 1 is consumed by the relief valves 30a and 30b, and does not become effective work. In particular, when the discharge pressure P db of another hydraulic pump, such as the hydraulic pump 3b, is low, the discharge flow rate Q and input torque T when the relief valve 30a is opened are very large, resulting in extremely large energy loss. . Further, since the power consumed by the relief valves 30a and 30b turns into heat, the temperature of the hydraulic oil rises, so the capacity of the cooling device needs to be increased, and the hydraulic oil deteriorates more quickly. Furthermore, since the relief valves 30a and 30b open and close frequently, the noise of the entire device increases.
この発明は上述の問題点を解決するためになさ
れたもので、エネルギ損失が少なく、冷却装置の
容量を小さくすることができ、作動油の寿命を長
くすることが可能で、かつ装置全体の騒音を小さ
くすることができる油圧ポンプの入力制御置装置
を提供することを目的とする。
This invention was made in order to solve the above-mentioned problems, and it is possible to reduce energy loss, reduce the capacity of the cooling device, extend the life of the hydraulic oil, and reduce the noise of the entire device. An object of the present invention is to provide an input control device for a hydraulic pump that can reduce the size of the input control device.
この目的を達成するため、この発明において
は、減圧弁と制御部材との間に、自己の吐出圧力
が設定圧力より低いときには上記減圧弁を介した
他の油圧ポンプの吐出圧力を上記制御部材に作用
させ、自己の吐出圧力が設定圧力より高いときに
は自己の吐出圧力を上記制御部材に作用させる切
換弁を設ける。
In order to achieve this object, in the present invention, between the pressure reducing valve and the control member, when the discharge pressure of the hydraulic pump is lower than the set pressure, the discharge pressure of another hydraulic pump is applied to the control member via the pressure reducing valve. A switching valve is provided for applying the own discharge pressure to the control member when the own discharge pressure is higher than the set pressure.
第４図はこの発明に係る油圧ポンプの入力制御
装置を示す図である。図において１２ａ，１２ｂ
は減圧弁１１ｂ，１１ａとシリンダ室１０ａ，１
０ｂとの間に設けられた切換弁１２ａ，１２ｂの
設定圧力Pcはリリーフ弁３０ａ，３０ｂの設定圧
力Prよりわずかに低く、自己の吐出圧力が設定圧
力Pcより低いときには、ａ位置になり、減圧弁１
１ｂ，１１ａを介した他の油圧ポンプ３ｂ，３ａ
の吐出圧力をシリンダ室１０ａ，１０ｂに作用さ
せ、自己の吐出圧力が設定圧力Pcより高いときに
は、ｂ位置となり、自己の吐出圧力をシリンダ室
１０ａ，１０ｂに作用させる。
FIG. 4 is a diagram showing an input control device for a hydraulic pump according to the present invention. 12a, 12b in the figure
are pressure reducing valves 11b, 11a and cylinder chambers 10a, 1
The set pressure P c of the switching valves 12a, 12b provided between the switching valves 12a, 12b and the relief valves 30a, 30b is slightly lower than the set pressure P r of the relief valves 30a, 30b, and when the own discharge pressure is lower than the set pressure P c , , pressure reducing valve 1
Other hydraulic pumps 3b, 3a via 1b, 11a
is applied to the cylinder chambers 10a, 10b, and when its own discharge pressure is higher than the set pressure Pc , it is at position b, and its own discharge pressure is applied to the cylinder chambers 10a, 10b.
この入力制御装置においては、油圧ポンプ３
ａ，３ｂの吐出圧力Pda，Pdbが設定圧力Pcより低
いときには、切換弁１２ａ，１２ｂがａ位置であ
り、第１図に示した従来の入力制御装置と同様の
動作を行ない、原動機１の動力を有効に活用す
る。そして、例えば油圧ポンプ３ａの吐出圧力
Pdaが切換弁１２ａの設定圧力Pcより高くなると、
切換弁１２ａがｂ位置に切換わり、シリンダ室１
０ａに設定圧力Pcより高い吐出圧力Pdaが作用す
る。この場合、設定圧力Prは2P0〜3P0と高いか
ら、制御ピストン６ａに作用する力が増加し、制
御ピストン６ａがバネ７ａに抗して左行する。こ
のため、第５図に示すように、吐出流量Ｑが減少
し、また第６図に示すように、入力トルクＴも減
少する。なお、この制御動作は油圧ポンプ３ｂに
ついても同一である。このように、ポンプ３ａ，
３ｂの吐出圧力Pda，Pdbがリリーフ弁３０ａ，３
０ｂの設定圧力Prに近くなると、油圧ポンプ３
ａ，３ｂの吐出流量Ｑが減少されるから、リリー
フ弁３０ａ，３０ｂを通過する流量が大幅に減少
する。 In this input control device, the hydraulic pump 3
When the discharge pressures P da and P db of the valves a and 3b are lower than the set pressure P c , the switching valves 12 a and 12 b are in the a position, and operate in the same way as the conventional input control device shown in FIG. Make effective use of the power of 1. For example, the discharge pressure of the hydraulic pump 3a
When P da becomes higher than the set pressure P c of the switching valve 12a,
The switching valve 12a switches to the b position, and the cylinder chamber 1
A discharge pressure P da higher than the set pressure P c acts on 0a. In this case, since the set pressure P r is as high as 2P 0 to 3P 0 , the force acting on the control piston 6a increases, and the control piston 6a moves to the left against the spring 7a. Therefore, as shown in FIG. 5, the discharge flow rate Q decreases, and as shown in FIG. 6, the input torque T also decreases. Note that this control operation is the same for the hydraulic pump 3b. In this way, the pump 3a,
3b discharge pressure P da , P db is the relief valve 30 a, 3
When the pressure approaches the set pressure P r of 0b, the hydraulic pump 3
Since the discharge flow rate Q of the valves a and 3b is reduced, the flow rate passing through the relief valves 30a and 30b is significantly reduced.
第７図はこの発明に係る他の油圧ポンプの入力
制御装置を示す図である。図において１３ａ，１
３ｂは油圧源、１４ａ，１４ｂは油圧源１３ａ，
１３ｂに接続されたサーボ弁、１５ａ，１５ｂは
サーボ弁１４ａ，１４ｂのバネ、１６ａ，１６
ｂ，１７ａ，１７ｂはサーボ弁１４ａ，１４ｂの
パイロツトポートで、パイロツトポート１６ａ，
１６ｂには油圧ポンプ３ａ，３ｂの吐出圧力すな
わち自己の吐出圧力が供給され、パイロツトポー
ト１７ａ，１７ｂには切換弁１２ａ，１２ｂによ
り、吐出圧力Pda，Pdbが設定圧力Pcより低いとき
には、減圧弁１１ｂ，１１ａを介した油圧ポンプ
３ｂ，３ａの吐出圧力すなわち他の油圧ポンプの
吐出圧力が供給され、吐出圧力Pda，Pdbが設定圧
力Pcより高いときには、油圧ポンプ３ａ，３ｂの
吐出圧力すなわち自己の吐出圧力が供給される。
１８ａ，１８ｂはサーボ弁１４ａ，１４ｂに接続
されたサーボピストンで、サーボピストン１８
ａ，１８ｂの変位量により、油圧ポンプ３ａ，３
ｂの押しのけ容積すなわち傾転角が制御される。 FIG. 7 is a diagram showing another input control device for a hydraulic pump according to the present invention. In the figure, 13a, 1
3b is a hydraulic source, 14a, 14b is a hydraulic source 13a,
Servo valves connected to 13b, 15a and 15b are springs of servo valves 14a and 14b, and 16a and 16
b, 17a, 17b are pilot ports of servo valves 14a, 14b, pilot ports 16a,
16b is supplied with the discharge pressure of the hydraulic pumps 3a and 3b, that is, their own discharge pressure, and the pilot ports 17a and 17b are supplied with the switching valves 12a and 12b so that when the discharge pressures P da and P db are lower than the set pressure P c , The discharge pressure of the hydraulic pumps 3b, 3a, that is, the discharge pressure of other hydraulic pumps, is supplied via the pressure reducing valves 11b, 11a, and when the discharge pressures P da , P db are higher than the set pressure P c , the discharge pressures of the hydraulic pumps 3 a, 3 b are A discharge pressure, that is, a self-discharge pressure is supplied.
18a and 18b are servo pistons connected to the servo valves 14a and 14b, and the servo piston 18
Hydraulic pumps 3a, 3 depending on the displacement amount of a, 18b
The displacement volume of b, that is, the tilt angle is controlled.
第８図は第７図に示した入力制御装置のレギユ
レータ４ａの構造を示す断面図である。なお、レ
ギユレータ４ｂの構造も同様である。図において
１９はサーボ弁１４ａのスプール、２０はサーボ
弁１４ａのスリーブ、２１は一端がケーシングに
回動可能に取付けられたフイードバツクレバー、
２２，２３はレバー２１に設けられたピンで、ピ
ン２２，２３はそれぞれサーボピストン１８ａ、
スリーブ２０に係合している。２４，２５はサー
ボピストン１８ａの両側に形成されたシリンダ室
である。 FIG. 8 is a sectional view showing the structure of the regulator 4a of the input control device shown in FIG. 7. Note that the structure of the regulator 4b is also similar. In the figure, 19 is a spool of the servo valve 14a, 20 is a sleeve of the servo valve 14a, and 21 is a feedback lever whose one end is rotatably attached to the casing.
22, 23 are pins provided on the lever 21, and the pins 22, 23 are the servo piston 18a, respectively.
It is engaged with the sleeve 20. 24 and 25 are cylinder chambers formed on both sides of the servo piston 18a.
この入力制御装置においては、スプール１９
（制御部材）の変位量はバネ１５ａの力とパイロ
ツトポート１６ａ，１７ａに作用する圧力による
力の合計値とで決定される。そして、例えば第８
図に示す状態から、スプール１９が左方に変位す
ると、油圧源１３ａの圧油がシリンダ室２４に供
給され、またシリンダ室２５がタンクに連通する
から、サーボピストン１８ａが左行するが、この
ときレバー２１によつてスリーブ２０もサーボピ
ストン１８ａの変位に応じて変位し、サーボビス
トン１８ａがスプール１９の変位量に応じた量だ
け変位したとき、油圧源１３ａの圧油はスリーブ
２０によつてシリンダ室２４に供給されなくな
り、またシリンダ室２５とタンクとの連通がスリ
ーブ２０により遮断されるから、サーボビストン
１８ａが停止する。すなわち、サーボビストン１
８ａの変位量はスプール１９の変位量に応じた値
となり、したがつて油圧ポンプ３ａの傾転角はス
プール１９の変位量に応じた値となる。このよう
に、スプール１９の変位量はバネ１５ａの力とパ
イロツトポート１６ａ，１７ａに作用する圧力の
合計値とで決定され、また油圧ポンプ３ａの傾転
角はスプール１９の変位量に応じた値となるか
ら、この入力制御装置においては、第４図に示し
た入力制御装置と同様に油圧ポンプ３ａ，３ｂの
吐出流量Ｑを制御する。 In this input control device, the spool 19
The amount of displacement of the (control member) is determined by the total value of the force of the spring 15a and the force due to the pressure acting on the pilot ports 16a and 17a. For example, the eighth
When the spool 19 is displaced to the left from the state shown in the figure, the pressure oil from the hydraulic source 13a is supplied to the cylinder chamber 24, and the cylinder chamber 25 is communicated with the tank, so the servo piston 18a moves to the left. When the sleeve 20 is also displaced by the lever 21 in accordance with the displacement of the servo piston 18a, and when the servo piston 18a is displaced by an amount corresponding to the displacement amount of the spool 19, the pressure oil of the hydraulic source 13a is displaced by the sleeve 20. Since the cylinder chamber 24 is no longer supplied with water and the communication between the cylinder chamber 25 and the tank is cut off by the sleeve 20, the servo piston 18a stops. That is, servo piston 1
The amount of displacement of the hydraulic pump 8a has a value corresponding to the amount of displacement of the spool 19, and therefore the tilting angle of the hydraulic pump 3a has a value corresponding to the amount of displacement of the spool 19. In this way, the amount of displacement of the spool 19 is determined by the force of the spring 15a and the total value of the pressures acting on the pilot ports 16a and 17a, and the tilting angle of the hydraulic pump 3a is determined according to the amount of displacement of the spool 19. Therefore, in this input control device, the discharge flow rate Q of the hydraulic pumps 3a, 3b is controlled in the same way as the input control device shown in FIG.
〔発明の効果〕
以上説明したように、この発明に係る油圧ポン
プの入力制御装置においては、油圧ポンプの吐出
圧力がリリーフ弁の設定圧力に近づいたとき、油
圧ポンプの吐出流量を大幅に減少することができ
るから、リリーフ弁を通過する流量が極めて少な
くなる。このため、リリーフ弁で消費される原動
機の動力が非常に少なくなるから、エネルギ損失
を大幅に低減することができるとともに、作動油
の温度の上昇を防止することができるので、冷却
装置の容量を大きくする必要がなく、かつ作動油
の寿命を長くすることができ、さらに装置全体の
騒音を低くすることができる。このように、この
発明の効果は顕著である。[Effects of the Invention] As explained above, in the input control device for a hydraulic pump according to the present invention, when the discharge pressure of the hydraulic pump approaches the set pressure of the relief valve, the discharge flow rate of the hydraulic pump is significantly reduced. Therefore, the flow rate passing through the relief valve becomes extremely small. As a result, the power of the prime mover consumed by the relief valve is extremely small, which significantly reduces energy loss.It also prevents the temperature of the hydraulic oil from rising, reducing the capacity of the cooling system. There is no need to increase the size, the life of the hydraulic oil can be extended, and the noise of the entire device can be reduced. As described above, the effects of this invention are remarkable.
第１図は従来の油圧ポンプの入力制御装置を示
す図、第２図は第１図に示した入力制御装置の場
合の吐出圧力Pdaと吐出流量Ｑとの関係を示すグ
ラフ、第３図は第１図に示した入力制御装置の場
合の吐出圧力Pdaと入力トルクＴとの関係を示す
グラフ、第４図はこの発明に係る油圧ポンプの入
力制御装置を示す図、第５図は第４図に示した入
力制御装置の場合の吐出圧力Pdaと吐出流量Ｑと
の関係を示すグラフ、第６図は第４図に示した入
力制御装置の場合の吐出圧力Pdaと入力トルクＴ
との関係を示すグラフ、第７図はこの発明に係る
他の油圧ポンプの入力制御装置を示す図、第８図
は第７図に示した入力制御装置のレギユレータの
構造を示す断面図である。
１……原動機、３ａ，３ｂ……可変容量形油圧
ポンプ、４ａ，４ｂ……レギユレータ、５ａ，５
ｂ……制御シリンダ、６ａ，６ｂ……制御ピスト
ン、７ａ，７ｂ……バネ、９ａ，９ｂ……シリン
ダ室、１０ａ，１０ｂ……シリンダ室、１１ａ，
１１ｂ……減圧弁、１２ａ，１２ｂ……切換弁、
１３ａ，１３ｂ……油圧源、１４ａ，１４ｂ……
サーボ弁、１５ａ，１５ｂ……バネ、１６ａ，１
６ｂ……パイロツトポート、１７ａ，１７ｂ……
パイロツトポート、１８ａ，１８ｂ……サーボピ
ストン、１９……スプール、２０……スリーブ、
２１……フイードバツクレバー。
Fig. 1 is a diagram showing a conventional input control device for a hydraulic pump, Fig. 2 is a graph showing the relationship between discharge pressure P da and discharge flow rate Q in the case of the input control device shown in Fig. 1, and Fig. 3 is a graph showing the relationship between discharge pressure P da and input torque T in the case of the input control device shown in FIG. 1, FIG. 4 is a graph showing the input control device for a hydraulic pump according to the present invention, and FIG. Figure 4 is a graph showing the relationship between discharge pressure P da and discharge flow rate Q for the input control device shown in Figure 4, and Figure 6 is a graph showing the relationship between discharge pressure P da and input torque for the input control device shown in Figure 4. T
FIG. 7 is a diagram showing another hydraulic pump input control device according to the present invention, and FIG. 8 is a sectional view showing the structure of the regulator of the input control device shown in FIG. 7. . 1... Prime mover, 3a, 3b... Variable displacement hydraulic pump, 4a, 4b... Regulator, 5a, 5
b...Control cylinder, 6a, 6b...Control piston, 7a, 7b...Spring, 9a, 9b...Cylinder chamber, 10a, 10b...Cylinder chamber, 11a,
11b...pressure reducing valve, 12a, 12b...switching valve,
13a, 13b...Hydraulic power source, 14a, 14b...
Servo valve, 15a, 15b... Spring, 16a, 1
6b... Pilot port, 17a, 17b...
Pilot port, 18a, 18b... Servo piston, 19... Spool, 20... Sleeve,
21...Feedback lever.
Claims (1)
油圧ポンプの押しのけ容積を制御部材の変位量に
よつて制御し、上記制御部材の一端にバネを設
け、上記制御部材の他端に自己の吐出圧力および
減圧弁を介した他の油圧ポンプの吐出圧力を作用
させる油圧ポンプの入力制御装置において、上記
減圧弁と上記制御部材との間に、自己の吐出圧力
が設定圧力より低いときには上記減圧弁を介した
他の油圧ポンプの吐出圧力を上記制御部材に作用
させ、自己の吐出圧力が設定圧力より高いときに
は自己の吐出圧力を上記制御部材に作用させる切
換弁を設けたことを特徴とする油圧ポンプの入力
制御装置。1 The displacement of two variable displacement hydraulic pumps driven by one prime mover is controlled by the displacement amount of a control member, a spring is provided at one end of the control member, and a self-discharge valve is provided at the other end of the control member. In a hydraulic pump input control device that applies pressure and the discharge pressure of another hydraulic pump via a pressure reducing valve, the pressure reducing valve is connected between the pressure reducing valve and the control member when the own discharge pressure is lower than the set pressure. The hydraulic pump is characterized by being provided with a switching valve that causes the discharge pressure of another hydraulic pump to act on the control member via the switching valve, and causes the discharge pressure of the own hydraulic pump to act on the control member when the own discharge pressure is higher than the set pressure. Pump input control device.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP59052350A JPS60198387A (en) | 1984-03-21 | 1984-03-21 | Inlet control device for hydraulic pump |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP59052350A JPS60198387A (en) | 1984-03-21 | 1984-03-21 | Inlet control device for hydraulic pump |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS60198387A JPS60198387A (en) | 1985-10-07 |
| JPH0451671B2 true JPH0451671B2 (en) | 1992-08-19 |
Family
ID=12912358
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP59052350A Granted JPS60198387A (en) | 1984-03-21 | 1984-03-21 | Inlet control device for hydraulic pump |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPS60198387A (en) |
Citations (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5797089A (en) * | 1980-12-05 | 1982-06-16 | Hitachi Constr Mach Co Ltd | Controller for variable volumetric hydraulic pump |
| JPS5923103A (en) * | 1982-07-29 | 1984-02-06 | Hitachi Constr Mach Co Ltd | Control device for variable displacement pump |
-
1984
- 1984-03-21 JP JP59052350A patent/JPS60198387A/en active Granted
Patent Citations (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5797089A (en) * | 1980-12-05 | 1982-06-16 | Hitachi Constr Mach Co Ltd | Controller for variable volumetric hydraulic pump |
| JPS5923103A (en) * | 1982-07-29 | 1984-02-06 | Hitachi Constr Mach Co Ltd | Control device for variable displacement pump |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPS60198387A (en) | 1985-10-07 |
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