JPH05256254A - 油圧システム - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 【目的】ポンプを常に零に等しい最小容量から起動し
て、立上りトルクを抑制し、省動力を図り、クラッチ等
入力の遮断機構を省略するとともに、荷役動作停止時に
おいて容量を増大するための制御シリンダの制御室の圧
力をほぼ大気圧に低下して斜板を最小容量位置に付勢す
る復帰ばねの弾性力を低減する。 【構成】可変容量型斜板式ピストンポンプ２１の吐出ポ
ート１７に吐出管路２２を介して荷役切換弁２３及び荷
役用アクチュエータ２４を接続する。又、前記吐出管路
２２から制御管路２５を介して供給される圧油により制
御シリンダ１９を動作して、復帰ばね１８により最小容
量位置に付勢される斜板１１を最大容量位置へ押動可能
にする。そして、前記制御管路２５の途中に荷役作業停
止時に制御シリンダ１９の制御室１９ａと油タンクＴを
連通するドレン通路３５を開路して、該制御室１９ａの
圧力を大気圧に保持する。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【産業上の利用分野】この発明は、各種産業機械や産業
車輌等に広く使用され、特に斜板傾角の調節機構を装備
した可変容量型斜板式ピストンポンプを含んで構成され
た油圧システムに関する。

【０００２】

【従来の技術】従来、斜板式可変容量ピストンポンプと
して実開昭６０−１９７７６号公報に示すものが提案さ
れている。このポンプは回転軸と一体的に回転するシリ
ンダブロック内のピストンが斜板の傾角に応じた距離の
往復動を行い、シリンダブロックに対して摺接関係にあ
るバルブプレート上の吸入ポート及び吐出ポートを介し
て作動油の吸入及び吐出を行うようになっている。又、
前記斜板の傾角は復帰ばねによって常には最大になる方
向に押圧付勢され、この斜板の傾角を変更するための制
御シリンダが吐出通路内の高圧の作動油によって動作さ
れると、斜板がその傾角を減少する方向に移動制御され
て、吐出容量を最小容量に調整することができるように
なっている。

【０００３】

【発明が解決しようとする課題】ところが上述の構成に
なるポンプでは、上記復帰ばねが斜板傾角を増大方向に
付勢すべく配置されており、運転の停止時、シリンダブ
ロックの各摺動間隙を介して圧油の漏出によって吐出系
圧力が低下するため、制御シリンダによる対抗力は消失
して斜板は復帰ばねの弾性力により最大傾角を保って静
止する。従って、次期運転時のポンプは最大斜板傾角つ
まり最大容量で起動される結果、立上りトルクが極めて
大きくなるという避け難い不具合がある。しかも同ポン
プは制御シリンダの作動油圧が得られないので、斜板傾
角を０°近傍に保持したごく小容量の運転継続が不能で
あり、無負荷時にはクラッチ機構を設けてポンプへの入
力を遮断する必要がある。

【０００４】特に、ダンプトラック等特装車両の荷役装
置に用いられるポンプの伝動系では、自動変速機に付設
された動力取出装置（ＰＴＯ）とポンプとの間に介装さ
れる伝動軸や電磁クラッチが、構成の複雑化と共にコス
トアップを招き、又、仮に電磁クラッチを省略し、動力
取出装置のオン、オフによって直接ポンプの駆動制御を
行うようにしたとすれば、動力取出装置の断接に伴って
シフトレバーのレンジ切換えを頻繁に繰り返さなければ
ならず、操作の煩雑化が避けられない。

【０００５】この発明の第１の目的は上記従来技術に存
する問題点を解消して、荷役指令等単なるスイッチのオ
ン、オフ操作のみで、稼働状態にあるポンプの実質的な
容量制御が達成でき、非荷役時に吐出管路に低油圧が作
用している状態において、容量を増大する制御シリンダ
の制御室の圧力をほぼ大気圧まで低減することができ、
斜板を最小容量側へ傾動する復帰ばねの弾性を軽減し、
ポンプの組付作業を容易に行い、制御シリンダの制御室
への圧力を低く設定することができる油圧システムを提
供することにある。

【０００６】又、この発明の第２の目的は、上記第１の
目的に加えて、制御シリンダに供給される油圧力の上限
を規制して、斜板等ポンプ構成要素に加わる過負荷の回
避を図ることができる油圧システムを提供することにあ
る。

【０００７】さらに、この発明の第３の目的は上記第１
又は第２の目的に加えて、荷役作業時に制御シリンダに
供給される油流量を一定にして斜板等に加わる無用な過
負荷を回避でき、斜板と制御ピストンの摺動部の摩耗を
さらに低減することができる油圧システムを提供するこ
とにある。

【０００８】

【課題を解決するための手段】請求項１記載の発明は上
記第１の目的を達成するため、斜板の傾角を常に縮小し
て容量を減少させる向きに付勢する復帰ばねと、これに
対向して該斜板の傾角を増大して容量を増大させる向き
に付勢する制御シリンダとを有して、動力供給源に直結
された可変容量型斜板式ピストンポンプと、該ポンプの
吐出ポートとアクチュエータとを結ぶ吐出管路と、該吐
出管路の途中に設けた荷役切換弁と、前記吐出管路と前
記制御シリンダの制御室とを連通して圧油を制御シリン
ダに供給する制御管路と、前記制御管路の途中に介在さ
れた圧力制御弁とからなり、該圧力制御弁は、前記ピス
トンポンプが停止又は最小容量運転状態のときには、制
御シリンダの制御室をドレン通路に連通し、かつ前記制
御管路を閉路する位置に保持し、前記荷役切換弁が動作
されて吐出管路内の油圧が荷役・非荷役切換に必要な設
定圧以上になった場合には、ドレン通路を閉鎖し、かつ
制御管路を開路する位置に移動するように構成してい
る。

【０００９】又、請求項２記載の発明は上記第２の目的
を達成するため、請求項１において、圧力制御弁が制御
管路を開路した状態で吐出管路の油圧が前記荷役・非荷
役切換に必要な第１設定圧よりも高い第２設定圧以上に
なった場合に前記圧力制御弁が前記制御管路を閉路する
ように構成している。

【００１０】さらに、請求項３記載の発明は上記第３の
目的を達成するため、請求項１又は２において、前記圧
力制御弁上流側の前記制御管路に対し前記圧力制御弁へ
の流量を制御する流量制御弁を介在している。

【００１１】

【作用】請求項１記載の発明は上記手段をとったことに
より、アクチュエータの休止時には、ポンプが駆動され
ても油タンクと直結する吐出管路内の圧力上昇は殆どな
く、圧力制御弁のスプールがばねの弾性力により制御管
路を閉路し、かつ圧力制御弁が制御シリンダの制御室と
油タンクとを連通するドレン通路の開路位置に切り換え
保持されているので、制御室内の圧力がほぼ大気圧に保
持され、このため斜板は復帰ばねにより零容量に等しい
最小傾角（約０．１〜４°）を保ってクラッチ（オフ）
機能を代替している。

【００１２】この状態から荷役切換弁の操作により荷役
用アクチュエータへの給油が開始されると、動作負荷に
基づいて吐出管路内の圧力が上昇し、この圧力が設定圧
に達すると制御管路から閉路位置を保持する圧力制御弁
に圧油が供給され、該圧力制御弁のスプールがドレン通
路を閉路し、かつ制御管路を開路する位置に移動され
る。このため吐出管路から制御管路を介して制御シリン
ダの制御室に圧油が供給され、制御ピストンの移動によ
り斜板の傾角が増大する方向に押圧される。従って、ポ
ンプは零に等しい最小容量から立ち上がり斜板が最大傾
角に達するに至って最大容量の定常運転に移行される。

【００１３】荷役等の作業が終了し実質的にアクチュエ
ータへの給油が停止されると、吐出管路内の圧力が低下
し、このため圧力制御弁のスプールがばねにより制御管
路を閉鎖し、かつ制御シリンダの制御室と油タンクとが
ドレン通路により連通される位置に移動されるので、制
御ピストンを後退させる力は摺動摩擦のみの力となり、
斜板は復帰ばねにより最小傾角位置に速やかに移動され
る。このためポンプは運転を継続したまま零に等しい最
小容量に移行される。

【００１４】又、請求項２記載の発明は、前記最大容量
運転状態において、吐出管路内の圧力が実質的にエンジ
ン回転数に左右されるポンプの吐出流量の増加や動作負
荷の増大により、制御シリンダへの制御圧力が第２設定
値を越えて上昇すると、制御管路を介して付加されてい
る該制御圧力と対抗ばね力との均衡がくずれて、それま
で開位置に保持されていた圧力制御弁のスプールは連続
的に開度を絞り、果ては制御シリンダへの給油を断つべ
く動作する。従って、制御シリンダ内の圧力の異常な上
昇が抑制され、斜板等に加わる無用な過負荷が回避さ
れ、このため斜板と制御ピストンの摺動部の摩耗が低減
される。

【００１５】さらに、請求項３記載の発明は、請求項１
又は２記載の発明の作用に加えて、荷役作業時に流量制
御弁により圧力制御弁への給油量がほぼ一定に保持さ
れ、このため制御シリンダ内の圧力の上限は確実に規制
され、斜板等に加わる無用な過負荷が回避され、このた
め斜板と制御ピストンの摺動部の摩耗が低減される。

【００１６】

【実施例】以下、この発明を具体的した油圧システムの
一実施例を図１〜図５に基づいて説明する。

【００１７】図１はこの発明を産業車両に適用した油圧
システムの構成を示すもので、エンジンＥによって駆動
される可変容量型油圧ポンプ２１としては、斜板式ピス
トンポンプが用いられている。このピストンポンプを図
５に基づいて説明すると、センターハウジング１の前
（左）端面にはフロントハウジング２が接合固定され、
センターハウジング１の後（右）端面にはリヤエンドカ
バー３が接合固定され、それらの内部には作動空間４が
形成されている。前記フロントハウジング２とエンドカ
バー３の対向端壁間には回転軸５がベアリング６により
支持されており、その外端部は図示しない動力取出装置
（ＰＴＯ）に連結され、エンジンＥ等により直接回転さ
れるようになっている。

【００１８】又、前記回転軸５にはシリンダブロック８
が圧入によって同期回転可能に結合されており、該シリ
ンダブロック８内には複数のシリンダボア９が回転軸５
と平行に形成されている。これらのシリンダボア９内に
はそれぞれシュー１０を介して斜板１１に係留されるピ
ストン１２が往復動可能に収容されている。又、回転軸
５と一体的に回転するシリンダブロック８内のシリンダ
ボア９がバルブプレート１３に透設した円弧状をなす吸
入ポート１４及び吐出ポート１５と交互に連通される。
これにより作動油が吸入ポート１４からシリンダボア１
０内に吸入され、シリンダボア１０内の作動油は吐出ポ
ート１５から吐出される。なお、前記リヤエンドカバー
３には前記吸入ポート１４及び吐出ポート１５と連通す
る吸入通路１６及び吐出通路１７が形成されている。

【００１９】前記斜板１１は復帰ばね１８により常には
その傾角を零容量に等しい最小傾角（約０．１〜４°）
に変位する方向、つまり最小容量位置に付勢されてい
る。又、前記リヤエンドカバー３には制御シリンダ１９
が片持ち支持され、該シリンダ１９内には制御ピストン
２０が回転軸５と平行に、かつ同方向に往復動可能に収
容され、その先端面が斜板１１の一部に係留した球体を
押動して斜板１１の傾角を該復帰ばね１８の弾性力に抗
して増大させる向きに押動することにより、ピストン１
２のストロークを変更し、吐出容量を調整することがで
きるようになっている。従って、油圧回路の停止時にお
いては前記制御シリンダ１９内の制御室１９ａが大気圧
となっているので、前記復帰ばね１８の弾性力により斜
板１１が図５において傾角が最小となる位置、つまり最
小吐出容量位置に付勢保持される。

【００２０】又、以上のように構成された可変容量型斜
板式ピストンポンプ２１の吐出通路１７には、図１に示
すように、吐出管路２２を介して荷役切換弁２３が接続
され、該荷役切換弁２３には荷役用アクチュエータ２４
が接続されている。又、前記吸入通路１６及び荷役切換
弁２３は油タンクＴに接続されている。

【００２１】さらに、前記吐出通路１７と制御シリンダ
１９の制御室１９ａはリヤエンドカバー３に形成した制
御管路２５により連通され、その途中には圧力制御弁２
６が介在され、吐出管路２２から制御室１９ａへの制御
油の供給油量を制御するようにしている。この圧力制御
弁２６はエンドカバー３に設けたスプール室３ａ内に往
復動可能に収容したスプール２７を有し、該スプール２
７の外周に形成した環状溝２８によって前記制御管路２
５を連通可能となっている。又、スプール２７の外周に
形成した前記環状溝２８を形成する大径部２９ａ，２９
ｂにより、制御管路２５を連続的に閉鎖可能となってい
る。さらに、前記スプール２７の右端面とスプール室３
ａにより形成された背圧室３０は、連通路３１によりス
プール２７上流側の制御管路２５と連通されている。

【００２２】又、リヤエンドカバー３にはスプール室３
ａを密閉する蓋３２が螺合され、該蓋３２と前記スプー
ル２７の一端面に連結したばね受板３４との間にはばね
３３が介在され、スプール２７を常には制御管路２５を
閉路する位置へ付勢している。さらに、前記ばね３３を
収容する蓋３２の内部に形成された低圧室３２ａはリヤ
エンドカバー３に形成したドレン通路３５により油タン
クＴに連通されている。さらに、油圧システムの停止状
態ではスプール２７の大径部２９ａによりスプール２７
の下流側の制御管路２５と前記ドレン通路３５が連通さ
れ、制御シリンダ１９の制御室１９ａがほぼ大気圧とな
るようにしている。そして、前記制御管路２５から連通
路３１を介して前記背圧室３０に導入された吐出圧力Ｐ
_d と対抗ばね３３の弾性力とによってスプール２７が往
復動作され、該吐出圧力Ｐ_d が後述する設定圧を越えた
際、前記大径部２９ａによりドレン通路３５が閉路さ
れ、かつ制御管路２５が開路されて、制御管路２５から
圧油を制御室１９ａに供給し、制御ピストン２０を進動
させて、斜板１１の傾角を増大、つまりポンプ２１の吐
出容量が最大となる位置に押動するものである。なお、
フロントハウジング２に形成したストッパ２ａは斜板１
１の最大傾角を規制するものである。

【００２３】次に、前記のように構成した車両用油圧シ
ステムについて作用を説明する。図１に示すように、荷
役切換弁２３が非荷役位置に切換られたアクチュエータ
２４の休止（非荷役）時には、エンジンＥと共にポンプ
２１が駆動されても油タンクＴと直結する吐出管路２２
の吐出圧力Ｐ_d の上昇は低い。しかし、この圧力は吐出
管路２２に設けた荷役切換弁２３を作動させるため、非
荷役時においても数気圧に保持される。又、この非荷役
状態では、圧力制御弁２６のスプール２７がばね３３の
弾性力により制御管路２５を閉路する位置に保持され、
かつドレン通路３５を開路する位置に保持されている。
従って、制御シリンダ１９の制御室１９ａ内の圧力は油
タンクＴと同様に大気圧相当に保持されている。このた
め、制御シリンダ１９は機能せず、斜板１１は復帰ばね
１８の弾性力により零容量に等しい最小傾角（０．１〜
１°）を保ってクラッチ（オフ）機能を代替している。
従って、ポンプ２１の起動トルクは小さく、動力の消費
も少ない。

【００２４】この状態から荷役切換弁２３の操作により
アクチュエータ２４への給油が開始されると、動作負荷
に基づいて吐出管路２２内の吐出圧力Ｐ_d は上昇し、こ
の圧力が図４において第１設定圧Ｐ₁ 、つまり非荷役状
態から荷役状態へ切り換えるのに必要な吐出圧力になる
と、スプール２７がばね３３の弾性力に抗して図１の左
方へ移動され、このため制御管路２５が図２に示すよう
に開路され、高圧油が制御管路２５を経て制御シリンダ
１９の制御室１９ａに供給され、制御圧力Ｐ_Cも図４に
示すように急激に増大するので、復帰ばね１８の弾性力
に抗した制御ピストン２０の進動により斜板傾角を増大
すべく付勢する。すなわちポンプ２１は零に等しい最小
容量から立上り、制御圧力Ｐ_C が切換設定圧Ｐ_C1に達す
るに至って斜板１１は最大傾角つまり最大容量の定常運
転に移行し、荷役作業が行われる。

【００２５】そして、エンジンＥの回転数に左右される
ポンプ２１の吐出流量の増加やアクチュエータ２４の動
作負荷の増大により、図４に示すように吐出圧力Ｐ_d が
さらに上昇して第２設定圧Ｐ₂ を越えると、スプール２
７の大径部２９ｂにより制御管路２５の開度を絞り、果
ては図３に示すように制御管路２５を経由した制御シリ
ンダ１９への給油を完全に断つべく動作する。従って、
制御シリンダ１９内の制御圧力Ｐ_C の過度の上昇は確実
に規制され、斜板１１等に加わる無用な過負荷は巧みに
回避される。

【００２６】荷役等の作業が終了し実質的にアクチュエ
ータ２４への給油が停止されると、吐出管路２２内の圧
力が低下し、このため圧力制御弁２６のスプール２７が
ばね３３により図２又は図３において右方へ移動されて
制御管路２５が閉路され、制御シリンダ１９の制御室１
９ａと油タンクＴとが図１に示すようにドレン通路３５
により連通される位置に移動されるので、制御室１９ａ
内の圧力Ｐ_C が速やかに大気圧相当に低下する。この結
果、斜板１１は復帰ばね１８により最小傾角位置に速や
かに移動される。このため荷役状態から非荷役状態への
切り換えが迅速に行われ、ポンプ２１は運転を継続した
まま零に等しい最小容量に移行される。

【００２７】ところで、荷役切換弁２３が不作動状態の
時、ピストンポンプ２１は運転状態において、前述した
ように少量ではあるが作動油を吐出する。もしドレン通
路３５を設けない場合には、荷役切換弁２３により荷役
状態から非荷役状態に切り換えても、この作動油が制御
管路２５を介して制御シリンダ１９の制御室１９ａに図
４の二点鎖線で示すように予圧Ｐ_O として作用するた
め、この予圧に打ち勝って斜板１１を最小傾角に押圧す
るための復帰ばね１８の弾性力を予め大きく設定しなけ
ればならない。この結果ポンプの組付時に弾性力の強い
復帰ばね１８の組付作業を行う必要が生じるとともに、
斜板１１が最小傾角（容量）状態において、最大傾角
（容量）位置への切換の際、制御シリンダ１９の制御室
１９ａへ供給する作動油の圧力を復帰ばねの高い弾性力
に応じて高くしなければならないが、この発明ではこれ
らの問題を解消することができる。

【００２８】次に、請求項３記載の発明を具体化した実
施例を図６及び図７に基づいて説明する。この実施例で
は制御管路２５の圧力制御弁２６の上流側に流量制御弁
３６を介在し、荷役動作時に圧力制御弁２６への油流量
を一定に調整するようにしている。この流量制御弁３６
は図７に示すようにケーシング３７内に収容した環状溝
３８ａ、大径部３８ｂ，３８ｃを有するスプール３８
と、該スプール３８を常には開路位置へ付勢するばね３
９と、スプール３８の両端部に形成された第１及び第２
の感圧室４０，４１とにより構成されている。又、前記
吐出管路２２の途中には絞り４２が介在され、その上流
側の圧力Ｐ_U を前記第１の感圧室４０に作用させ、下流
側の圧力Ｐ_L を第２の感圧室４１に作用させるようにし
ている。そして、吐出管路２２の上流側の圧力Ｐ_U が変
動した場合に、該上流側の圧力Ｐ_U と下流側の圧力Ｐ_L
との差圧力及びばね３９の弾性力とによりスプール３８
を往復動して、圧力制御弁２６にほぼ一定の油量を供給
することができるようにしている。

【００２９】従って、この実施例では、制御シリンダ１
９内の圧力の上限は確実に規制され、斜板１１等に加わ
る無用な過負荷がより確実に回避され、このため斜板と
制御ピストン２０の摺動部の摩耗がさらに低減される。

【００３０】なお、この発明は前記実施例に限定される
ものではなく、次のように具体化することもできる。前
記圧力制御弁２６はポンプ２１のリヤエンドカバー３に
組み込んだが、これをポンプ２１と別体に構成するこ
と。又、流量制御弁３６をリヤエンドカバー３に一体に
組み込むこと。

【００３１】

【発明の効果】以上詳述したように請求項１記載の発明
は、実質的なポンプの作動（吐出）が常に零に等しい最
小容量から開始されるので、立上りトルクが小さく、省
動力に加えて過激な負荷変動を抑制できるとともに、無
負荷時の容量を零に等しい最小容量に保持し得るため、
クラッチ等入力の遮断機構を省略でき、さらに、非荷役
時に吐出管路に低油圧が作用している状態において、容
量を増大する制御シリンダの制御室の圧力をほぼ大気圧
まで低減することができ、斜板を最小容量側へ傾動する
復帰ばねの弾性を軽減し、ポンプの組付作業を容易に行
い、非荷役から荷役状態への切り換えの際に必要な制御
シリンダの制御室への油圧を低く設定することができ
る。

【００３２】又、請求項２記載の発明は、制御シリンダ
に供給される油圧力の過度な上昇を抑制して、斜板等ポ
ンプ構成要素に加わる過負荷の回避を図ることができ
る。さらに、請求項３記載の発明は、荷役作業時に流量
制御弁により圧力制御弁への給油量をほぼ一定に保持し
て、制御シリンダ内の圧力の上限を確実に規制し、斜板
等に加わる無用な過負荷をより確実に回避でき、斜板と
制御ピストンの摺動部の摩耗を低減することができる。

【図面の簡単な説明】

【図１】この発明に係る油圧システムの一実施例を一部
模式的に表した非荷役状態の油圧回路図である。

【図２】油圧システムの荷役状態を表した油圧回路図で
ある。

【図３】油圧システムの別の荷役状態を表した油圧回路
図である。

【図４】吐出圧力と制御シリンダ内の制御圧力との関係
を示すグラフである。

【図５】斜板式可変容量型ピストンポンプの縦断面図で
ある。

【図６】この発明の別の実施例を示す油圧回路図であ
る。

【図７】図６の実施例に使用される流量制御弁の断面図
である。

【符号の説明】

１１ 斜板、１８ 復帰ばね、１９ 制御シリンダ、１
９ａ 制御室、２１可変容量型斜板式ピストンポンプ、
２２ 吐出管路、２３ 荷役切換弁、２４アクチュエー
タ、２５ 制御管路、２６ 圧力制御弁、２７ スプー
ル、３０背圧室、３１ 連通路、３３ ばね、３５ ド
レン通路、３６ 流量制御弁、３８ 流量制御弁、３９
ばね、Ｐ_C 制御圧力、Ｐ₁ 第１設定圧、Ｐ₂ 第
２設定圧、Ｅ エンジン。

Claims (3)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】 斜板の傾角を常に縮小して容量を減少さ
   せる向きに付勢する復帰ばねと、これに対向して該斜板
   の傾角を増大して容量を増大させる向きに付勢する制御
   シリンダとを有して、動力供給源に直結された可変容量
   型斜板式ピストンポンプと、該ポンプの吐出ポートとア
   クチュエータとを結ぶ吐出管路と、該吐出管路の途中に
   設けた荷役切換弁と、前記吐出管路と前記制御シリンダ
   の制御室とを連通して圧油を制御シリンダに供給する制
   御管路と、前記制御管路の途中に介在された圧力制御弁
   とからなり、該圧力制御弁は、前記ピストンポンプが停
   止又は最小容量運転状態のときには、制御シリンダの制
   御室をドレン通路に連通し、かつ前記制御管路を閉路す
   る位置に保持し、前記荷役切換弁が動作されて吐出管路
   内の油圧が荷役・非荷役切換に必要な設定圧以上になっ
   た場合には、ドレン通路を閉鎖し、かつ制御管路を開路
   する位置に移動するように構成されている油圧システ
   ム。
2. 【請求項２】 請求項１において、圧力制御弁が制御管
   路を開路した状態で吐出管路の油圧が前記荷役・非荷役
   切換に必要な第１設定圧よりも高い第２設定圧以上にな
   った場合に前記圧力制御弁が前記制御管路を閉路するよ
   うに構成した油圧システム。
3. 【請求項３】 請求項１又は２において、前記圧力制御
   弁上流側の前記制御管路に対し前記圧力制御弁への流量
   を制御する流量制御弁を介在した油圧システム。