JPH055256Y2

JPH055256Y2 -

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Publication number: JPH055256Y2
Application number: JP15276787U
Authority: JP
Priority date: 1987-10-07
Filing date: 1987-10-07
Publication date: 1993-02-10
Anticipated expiration: 2002-10-07
Also published as: JPH0158777U

Description

【考案の詳細な説明】〔産業上の利用分野〕本考案は、可変容量型ポンプ、モーター等とし
て用いられる液圧回転機の容量制御装置に関す
る。[Detailed Description of the Invention] [Industrial Application Field] The present invention relates to a capacity control device for a hydraulic rotary machine used as a variable displacement pump, motor, etc.

[Conventional technology]

第３図、第４図、第５図は、従来例を示す説明
図で、第４図は第３図の−断面図、第５図は
第３図の−断面図である。 FIGS. 3, 4, and 5 are explanatory diagrams showing conventional examples. FIG. 4 is a cross-sectional view taken from FIG. 3, and FIG. 5 is a cross-sectional view taken from FIG. 3.

これらの図に於いて、１はケーシング、１５は
図示しない液圧回転機の容量を制御する斜板であ
る。この斜板１５の傾斜角αによつて図示しない
液圧回転機の容量が決まるようになつている。 In these figures, 1 is a casing, and 15 is a swash plate that controls the capacity of a hydraulic rotating machine (not shown). The capacity of the hydraulic rotating machine (not shown) is determined by the angle of inclination α of the swash plate 15.

該斜板１５には、円筒状アーム２２が設けられ
ており、この円筒状アーム２２がアクチユエータ
ーピストン２３の嵌合溝２３Ａに摺動可能に嵌合
されている。 The swash plate 15 is provided with a cylindrical arm 22, which is slidably fitted into a fitting groove 23A of an actuator piston 23.

アクチユエーターピストン２３が直線運動し、
円筒状アーム２２に作用すると、斜板１５は図示
を省略した凹状の軸受に案内されて揺動し、傾斜
角αを変化させる。これにより図示しない液圧回
転機のピストンのストロークが変化して容量を可
変とするものである。 The actuator piston 23 moves linearly,
When acting on the cylindrical arm 22, the swash plate 15 swings while being guided by a concave bearing (not shown), changing the inclination angle α. This changes the stroke of a piston of a hydraulic rotary machine (not shown), thereby making the capacity variable.

２４はフイードバツクレバーで該フイードバツ
クレバー２４の一端に設けられた円筒状アーム２
４Ａはアクチユエーターピストン２３の嵌合溝２
３Ｂに摺動可能に嵌合し、他端に設けられた円筒
状アーム２４Ｃは制御弁スリーブ２６の嵌合溝２
６Ａに摺動可能に嵌合している。 24 is a feed back lever, and a cylindrical arm 2 is provided at one end of the feed back lever 24.
4A is the fitting groove 2 of the actuator piston 23
3B, and the cylindrical arm 24C provided at the other end is fitted into the fitting groove 2 of the control valve sleeve 26.
6A is slidably fitted.

一方、該フイードバツクレバー２４には、支点
ピン嵌合孔２４Ｂが設けられており、支点ピン２
５と摺動可能に嵌合している。 On the other hand, the feedback lever 24 is provided with a fulcrum pin fitting hole 24B.
5 and is slidably fitted.

これによつてアクチユエータピストン２３の位
置はフイードバツクレバー２４、支点ピン２５を
介して、制御弁スリーブ２６に伝達される。 As a result, the position of the actuator piston 23 is transmitted to the control valve sleeve 26 via the feedback lever 24 and the fulcrum pin 25.

２７は制御弁スプールで、後述する如く該制御
弁スプール２７と前記制御弁スリーブ２６とによ
つて、アクチユエータピストン２３に作用する圧
力を制御し、斜板１５の傾斜角αを制御して、所
定の容量に制御するものである。 Reference numeral 27 denotes a control valve spool, and as described later, the control valve spool 27 and the control valve sleeve 26 control the pressure acting on the actuator piston 23 and control the inclination angle α of the swash plate 15. , to control the capacity to a predetermined value.

次に図示しない液圧回転機を吐出圧力Ｐにより
容量を制御するポンプとして使用した場合の作動
について説明する。 Next, the operation when a hydraulic rotary machine (not shown) is used as a pump whose capacity is controlled by the discharge pressure P will be described.

別の系より吐出された吐出圧力Ｐの流体は、液
路３１を経て本容量制御装置に導かれ、液路３１
Ａを経て、アクチユエーターピストン２３の小径
受圧部３４に、また、液路３１Ｂを経て、パイロ
ツトピストン２８の受圧部３２、さらに液路３１
Ｃ、ポート２６Ｂを経て液室３３に導かれる。一
方制御弁スプール２７と制御弁スリーブ２６によ
り構成されるポート２６Ｃ、ポート２６Ｄにより
生ずる制御圧力は、液路３６を経てアクチユエー
タピストン２３の大径受圧部３５に導かれてい
る。 Fluid with a discharge pressure P discharged from another system is guided to the present capacity control device via the liquid path 31.
A to the small diameter pressure receiving portion 34 of the actuator piston 23, and via the liquid path 31B to the pressure receiving portion 32 of the pilot piston 28, and further to the liquid path 31.
C, is guided to the liquid chamber 33 via port 26B. On the other hand, the control pressure generated by ports 26C and 26D constituted by the control valve spool 27 and the control valve sleeve 26 is led to the large-diameter pressure receiving portion 35 of the actuator piston 23 via a fluid path 36.

制御弁スプール２７は吐出圧力Ｐが受圧部３２
に作用して生ずる力とスプリング２９、同３０の
スプリング力とでつり合い保持されている。 The control valve spool 27 receives the discharge pressure P from the pressure receiving part 32.
The force generated by acting on the spring 29 and the spring force of the spring 30 are balanced and maintained.

今、吐出圧力Ｐが上昇し、パイロツトピストン
２８に作用すると、制御弁スプール２７はスプリ
ング２９、同３０とつり合う位置まで左行する。 Now, when the discharge pressure P increases and acts on the pilot piston 28, the control valve spool 27 moves to the left to a position where it balances the springs 29 and 30.

制御弁スプール２７が左行し、ポート２６Ｃが
閉じ、ポート２６Ｄが開口されると大径受圧部３
５に作用する圧力は、液路３６、ポート２６Ｄ、
液路３７を経てタンクＴに開放減圧されてアクチ
ユエーターピストン２３は小径受圧部３４に作用
する力によつて右行する。 When the control valve spool 27 moves to the left, the port 26C closes, and the port 26D opens, the large diameter pressure receiving part 3
The pressure acting on 5 is the liquid path 36, port 26D,
The actuator piston 23 is opened to the tank T through the liquid path 37 and is depressurized, and the actuator piston 23 moves to the right by the force acting on the small diameter pressure receiving portion 34 .

アクチユエーターピストン２３が右行すれば、
斜板１５の傾斜角αを減ずる方向に配置されてい
るため、斜板１５に設けられた円筒状アーム２２
及びアクチユエーターピストン２３に設けられた
嵌合溝２３Ａを介して、斜板１５は右回転し、傾
斜角αは減じられる。 If the actuator piston 23 moves to the right,
The cylindrical arm 22 provided on the swash plate 15 is disposed in a direction that reduces the inclination angle α of the swash plate 15.
The swash plate 15 is rotated clockwise through the fitting groove 23A provided in the actuator piston 23, and the inclination angle α is reduced.

一方、フイードバツクレバー２４の円筒状アー
ム２４Ａは、アクチユエーターピストン２３の嵌
合溝２３Ｂにより右行させられ、支点ピン２５を
介して、他端の円筒状アーム２４Ｃを左行させ、
嵌合溝２６Ａを介して制御弁スリーブ２６を左行
させる。 On the other hand, the cylindrical arm 24A of the feedback lever 24 is moved to the right by the fitting groove 23B of the actuator piston 23, and the cylindrical arm 24C at the other end is moved to the left via the fulcrum pin 25.
The control valve sleeve 26 is moved to the left through the fitting groove 26A.

そのため、ポート２６Ｃが開口しポート２６Ｄ
が閉じられるので、液路３６の圧力が高くなり、
大径受圧部３５に作用する力が大きくなり、小径
受圧部３４に作用する力とつり合つた時にアクチ
ユエーターピストン２３の動きは停止し、斜板１
５の傾斜角αを減じた位置に保持する。 Therefore, port 26C opens and port 26D
is closed, the pressure in the liquid path 36 increases,
When the force acting on the large diameter pressure receiving part 35 increases and is balanced with the force acting on the small diameter pressure receiving part 34, the actuator piston 23 stops moving, and the swash plate 1
It is held at a position where the inclination angle α of 5 is subtracted.

また、吐出圧力Ｐが下降すると、パイロツトピ
ストン２８の受圧部３２に作用する力が減少し制
御弁スプール２７はスプリング２９、同３０に押
戻されてつり合う位置まで右行する。 Further, when the discharge pressure P decreases, the force acting on the pressure receiving portion 32 of the pilot piston 28 decreases, and the control valve spool 27 is pushed back by the springs 29 and 30 and moves to the right to a balanced position.

そのため、ポート２６Ｄが閉じ、ポート２６Ｃ
が開口するから吐出圧力が液路３６を経てアクチ
ユエーターピストン２３の大径受圧部３５に導か
れ、アクチユエーターピストン２３はその断面積
差により大径受圧部３５に生ずる作用力が小径受
圧部３４に生ずる作用力を上回るから左方向に動
き、嵌合溝２３Ａ、円筒状アーム２２を介して、
斜板１５を左回転させ、傾斜角αを増大させる。
さらにアクチユエーターピストン２３が嵌合溝２
３Ｂ、円筒状アーム２４Ａ、支点ピン２５を介し
てフイードバツクレバー２４の他端の円筒状アー
ム２４Ｃを右行させ、嵌合溝２６Ａを介して制御
弁スリーブ２６を右方向に動かすと、ポート２６
Ｃが閉じ、ポート２６Ｄが開き、液路３６の圧力
が減じて、アクチユエーターピストン２３の大径
受圧部３５に作用する力を減じさせるため、アク
チユエーターピストン２３の動きは停止し、斜板
１５の傾斜角αを増大させた位置を保持する。 Therefore, port 26D is closed and port 26C is closed.
opens, the discharge pressure is guided to the large diameter pressure receiving part 35 of the actuator piston 23 via the liquid path 36, and the actuator piston 23 has a difference in cross-sectional area, so that the acting force generated on the large diameter pressure receiving part 35 is transferred to the small diameter pressure receiving part 35. Since it exceeds the acting force generated on the portion 34, it moves to the left and moves through the fitting groove 23A and the cylindrical arm 22.
Rotate the swash plate 15 to the left to increase the inclination angle α.
Furthermore, the actuator piston 23 is inserted into the fitting groove 2.
3B, the cylindrical arm 24A and the cylindrical arm 24C at the other end of the feedback lever 24 are moved to the right via the fulcrum pin 25, and the control valve sleeve 26 is moved to the right via the fitting groove 26A. 26
C is closed, the port 26D is opened, and the pressure in the fluid path 36 is reduced to reduce the force acting on the large diameter pressure receiving part 35 of the actuator piston 23, so the movement of the actuator piston 23 is stopped and the tilt is The plate 15 is held in a position where the inclination angle α is increased.

このようにアクチユエーターピストン２３は、
フイードバツクレバー２４、制御弁スリーブ２６
の働きにより制御弁スプール２７と連動して動
き、斜板１５の傾斜角αを調節し、図示しないポ
ンプの容量をその吐出圧力Ｐに応じて制御するこ
とができる。 In this way, the actuator piston 23
Feedback lever 24, control valve sleeve 26
The control valve spool 27 moves in conjunction with the control valve spool 27 to adjust the inclination angle α of the swash plate 15, thereby controlling the capacity of a pump (not shown) in accordance with its discharge pressure P.

また、吐出圧力Ｐに対する制御弁スプール２７
の動きは、スプリング２９，同３０の特性によつ
て決定するので、該スプリング特性を変化させる
事により図示しないポンプの容量を任意に制御で
きる。 Also, the control valve spool 27 for the discharge pressure P
Since the movement of the springs 29 and 30 is determined by the characteristics of the springs 29 and 30, the displacement of the pump (not shown) can be arbitrarily controlled by changing the spring characteristics.

制御例として、ポンプの入力トルクＴを一定に
保つ制御について説明する。 As a control example, control for keeping the input torque T of the pump constant will be explained.

トルク一定、すなわち（吐出圧力Ｐ×容量Ｖ）
は一定であるからこの関係を図にすると、第６図
のａ線の如く、双曲線となる。ａ線に近以するｂ
線をスプリング２９のスプリング特性に、ｃ線を
スプリング２９のスプリング特性＋スプリング３
０のスプリング特性に設定すれば、前述した容量
制御手段により、吐出圧力Ｐに応じて容量Ｖは
ｂ，ｃ線上で制御される。 Constant torque, i.e. (discharge pressure P x capacity V)
is constant, so if this relationship is plotted, it becomes a hyperbola, as shown by line a in FIG. b near the a line
The line is the spring characteristic of spring 29, and the c line is the spring characteristic of spring 29 + spring 3.
When the spring characteristic is set to 0, the capacity V is controlled on lines b and c according to the discharge pressure P by the capacity control means described above.

〔考案が解決しようとする問題点〕上記従来の容量制御装置に於ては次の問題があ
る。[Problems to be solved by the invention] The conventional capacity control device described above has the following problems.

(1) 非線形特性を線形スプリングの組合わせで近
似するので第６図に於けるΔΤ部（斜線部）の
馬力を有効に活用できない等の如く、得られる
特性に無駄が多い。(1) Since the nonlinear characteristics are approximated by a combination of linear springs, the resulting characteristics are wasteful, such as the inability to effectively utilize the horsepower in the ΔΤ section (shaded area) in FIG.

(2) 非線形特性を線形特性の組合わせで、より精
度よく近似するには、線形要素数を増す必要が
あるが、これらの部材としてスプリング２９、
同３０、セツトスクリユー３８、同３９等を増
す事は、装置の大型化、加工、組立費用のアツ
プをまねく。(2) In order to more accurately approximate nonlinear characteristics by a combination of linear characteristics, it is necessary to increase the number of linear elements, but these members include springs 29,
Increasing the number of screws 30, set screws 38, 39, etc. increases the size of the device and increases processing and assembly costs.

[Means for solving problems]

本考案は上記問題点の解決手段として、斜板ま
たは、斜軸変位のフイードバツク機構を有し、信
号圧力とスプリングとを対向させて制御を行なう
可変容量型液圧回転機に於て、前記スプリングの
圧縮特性を非線形としたことを特徴とする液圧回
転機の容量制御装置を提供しようとするものであ
る。 The present invention provides a means for solving the above-mentioned problems in a variable displacement hydraulic rotating machine that has a swash plate or a feedback mechanism for slant shaft displacement and that performs control by opposing the signal pressure and the spring. An object of the present invention is to provide a capacity control device for a hydraulic rotating machine characterized by non-linear compression characteristics.

[Effect]

本考案は上記のように構成されるので次の作用
を有する。即ち、信号圧力に対抗するスプリング
が、非線形特性を有するので、容量制御特性を非
線形にする事ができる。 Since the present invention is constructed as described above, it has the following effects. That is, since the spring that opposes the signal pressure has nonlinear characteristics, the capacity control characteristics can be made nonlinear.

〔Example〕

本考案の一実施例を第１図に示す。 An embodiment of the present invention is shown in FIG.

４１は円錐状コイルスプリングで、４２はその
セツトスクリユーである。 41 is a conical coil spring, and 42 is its set screw.

他の構成については従来例と同様につき説明を
省略する。 The other configurations are the same as those of the conventional example, so explanations will be omitted.

第２図は円錐状コイルスプリング４１の変位Ｓ
と荷重Ｆの特性図で、その特性は非線形で、第６
図のａ線に相当する値に設定されている。今、吐
出圧力P₁がパイロツトピストン２８の受圧部３
２に作用し、作用力F₁を生ずるとスプール２７
は左行し、円錐状コイルスプリング４１とつり合
つて変位S₁となる。この時の液圧回転機の容量は
前述した制御手段によりV₁となる。 Figure 2 shows the displacement S of the conical coil spring 41.
and the characteristic diagram of load F, whose characteristics are nonlinear and the sixth
It is set to a value corresponding to line a in the figure. Now, the discharge pressure P ₁ is at the pressure receiving part 3 of the pilot piston 28.
2, producing an acting force F ₁ , the spool 27
moves to the left and is balanced by the conical coil spring 41, resulting in a displacement _S1 . At this time, the capacity of the hydraulic rotating machine is set to V ₁ by the aforementioned control means.

さらに吐出圧力がP₂になると作用力F₂を生じ、
スプール２７は左行して、円錐状コイルスプリン
グ４１とつり合つて変位S₂となる。 Furthermore, when the discharge pressure reaches P ₂ , an acting force F ₂ is generated,
The spool 27 moves to the left and is balanced by the conical coil spring 41, resulting in a displacement _S2 .

この時液圧回転機の容量はV₂となり、第６図
のａ線上を変化する。 At this time, the capacity of the hydraulic rotary machine becomes V ₂ and changes along line a in FIG. 6.

本実施例では、非線形特性を有するスプリング
として、円錐状コイルスプリング４１を示した
が、スプリングピツチをピツチ間ごとに変化させ
た円筒状不等ピツチスプリングでもよい。 In this embodiment, a conical coil spring 41 is shown as a spring having nonlinear characteristics, but a cylindrical unequal pitch spring in which the spring pitch is changed from pitch to pitch may also be used.

なお、本実施例では、トルク一定制御の双曲線
で説明を行なつたが、外部信号による容量制御等
で非線形特性を要する場合も本考案で対応可能で
ある。 Although the present embodiment has been explained using a hyperbola with constant torque control, the present invention can also handle cases where non-linear characteristics are required, such as capacity control using an external signal.

以上実施例は斜板を用いる容量制御装置の例に
ついて説明したが、これに限定されるものではな
くたとえば斜軸を用いる容量制御装置についても
同様に適用されてよい。 Although the above embodiments have been described with respect to an example of a capacity control device using a swash plate, the present invention is not limited to this, and may be similarly applied to a capacity control device using a slant shaft, for example.

[Effect of idea]

本考案は上記のように構成されるので次の効果
を有する。 Since the present invention is constructed as described above, it has the following effects.

(1) 単独で非線形特性を有するスプリングを用い
るので、得られる容量制御特性に無駄がなく、
従つてエネルギーロスが生じない。(1) Since a spring with nonlinear characteristics is used alone, there is no waste in the capacity control characteristics obtained.
Therefore, no energy loss occurs.

(2) 単独のスプリングで目的が達せられるので、
非線形特性を線形スプリングの組合せで代用す
る従来例に比べ、装置がコンパクトになる。(2) Since the purpose can be achieved with a single spring,
The device becomes more compact than the conventional example in which nonlinear characteristics are replaced by a combination of linear springs.

[Brief explanation of the drawing]

第１図は本考案の一実施例の縦断面図、第２図
は上記実施例に用いる非線形スプリングの特性
図、第３図は従来例の縦断面図、第４図は第３図
の−矢線に沿つて見た断面図、第５図は第３
図の−矢線に沿つて見た断面図、第６図は液
圧回転機の吐出圧力Ｐに対する容量Ｖの特性図で
ある。１……ケーシング、１５……斜板、２４……フ
イードバツクレバー、２５……支点ピン、２６…
…制御弁スリーブ、２７……スプール、４１……
円錐状コイルスプリング（非線形スプリング）。 Fig. 1 is a longitudinal sectional view of an embodiment of the present invention, Fig. 2 is a characteristic diagram of a nonlinear spring used in the above embodiment, Fig. 3 is a longitudinal sectional view of a conventional example, and Fig. 4 is a - A cross-sectional view taken along the arrow line, Figure 5 is the 3rd
FIG. 6, a sectional view taken along the - arrow line in the figure, is a characteristic diagram of the capacity V versus the discharge pressure P of the hydraulic rotary machine. 1... Casing, 15... Swash plate, 24... Feedback lever, 25... Fulcrum pin, 26...
...Control valve sleeve, 27...Spool, 41...
Conical coil spring (nonlinear spring).

Claims

[Scope of utility model claims]

A variable displacement hydraulic rotating machine having a feedback mechanism for swash plate or oblique axis displacement and controlling by opposing a signal pressure to a spring, characterized in that the compression characteristic of the spring is non-linear. Capacity control device for hydraulic rotating machines.