JPH0573274U - 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、荷役動作途中にお
いて吐出管路内の圧力が一時的に低下しても制御シリン
ダへ供給された制御油圧力が低下して吐出容量が低下す
るのを防止する。 【構成】可変容量型斜板式ピストンポンプ２１の吐出通
路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２
２から制御管路２５を介して供給される制御油により制
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の途中に制御シリン
ダ１９の制御室１９ａから吐出管路２５側への圧油の逆
流を防止する逆止弁３５を設ける。

Description

【考案の詳細な説明】

【０００１】

【産業上の利用分野】

この考案は、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管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】

【考案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 リンダの制御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】 この考案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、しかも荷役等の作業中にポンプの吐出油圧が一時的に急低下しても、 荷役状態を維持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】

【課題を解決するための手段】

この考案は上記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、 該制御管路の途中に介在され、制御シリンダの制御室から吐出管路への圧油の逆 流を阻止する逆止弁とにより構成している。

【０００７】

【作用】

この考案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、制御シ リンダは実質的に機能せず斜板は零容量に等しい最小傾角を保ってクラッチ（オ フ）機能を代替している。

【０００８】 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、この圧油が制御管路に より逆止弁を通して制御シリンダの制御室に供給されると、制御ピストンにより 斜板が傾角を増大する方向に押圧され、ポンプが大容量状態で運転される。この 時、油圧回路のアクチュエータが一時的に無負荷状態となって吐出管路内の圧力 が低下しても、前記逆止弁により制御シリンダの制御室内の圧力が低下すること はなく、従って、斜板は大容量位置に保持され、ポンプは大容量状態で運転を継 続する。

【０００９】 又、荷役等の作動が終了して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、このため逆止弁下流側の制御管路及び制御シリン ダの制御室に封入されていた制御油は制御ピストンの外周面と制御シリンダの内 周面との隙間、制御シリンダに設けたオリフィス等からポンプ内に徐々に漏出し て低下し、このため復帰ばねにより斜板の傾角が最小となり最小容量状態に徐々 に変移し、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する。

【００１０】

【実施例】

以下、この考案を具体化した油圧システムの一実施例を図に基づいて説明する 。

【００１１】 図１はこの考案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４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、 その外端部に嵌合された図示しない動力取出装置（ＰＴＯ）によってエンジンＥ 等により直接回転されるようになっている。

【００１２】 又、前記回転軸５にはシリンダブロック８がスプライン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１０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。

【００１３】 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１２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４において最小吐出容量位置に付勢保持される。

【００１４】 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。

【００１５】 さらに、前記吐出通路１７と制御シリンダ１９の制御室１９ａは制御管路２５ により連通され、その途中には制御弁２６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２７の外周に形成した環状溝２８によって前記制御管路２５を連 通可能となっている。又、スプール２７の外周に形成した大径部２９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３ａ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下流側の制御管路２５と連通されている。又、リヤエンドカバー３にはスプ ール室３ａ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 開路位置へ付勢している。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に導入された制御油圧力Ｐ_C と対抗ばね３３の弾性力とによって操 作され、該制御油圧力Ｐ_C が設定値を越えた際、該パイロット操作により連続的 に開度を縮小、閉鎖して、制御油圧力Ｐ_C の上限を規制するものである。なお、 ２ａは斜板１１の最大傾角を規制するストッパである。

【００１６】 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。この圧力は図３に 示す非荷役時の設定圧Ｐ₁ 、つまり吐出管路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 、制御弁２６のスプール２７がばね３３の弾性力によりノーマル位置（開位置） を保持してはいるものの、図３に示す非荷役時の設定圧Ｐ₁ よりも高い非荷役か ら荷役への切換に必要な制御油圧Ｐ_C の設定圧₂ よりも低いので、制御シリンダ １９は実質的に機能せず、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。

【００１７】 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、同時に 制御管路２５を経て制御シリンダ１９に供給される制御油圧力Ｐ_C も増大するの 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 油圧力Ｐ_C （＝Ｐ_d ）が切換設定値Ｐ₂ 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。

【００１８】 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、吐出圧力Ｐ_d が上昇して、制御シリン ダ１９への制御油圧力Ｐ_C が設定値Ｐ₃ を越えて上昇すると、連通路３１を介し て付加されている該制御油圧力Ｐ_C と対抗ばね３３の弾性力との均衡がくずれて 、それまでノーマル位置（開位置）に保持されていた制御弁２６のスプール２７ は連続的に開度を絞り、果ては制御管路２５を経由した制御シリンダ１９への給 油を断つべく動作する。従って、制御シリンダ１９内の制御圧力Ｐ_C の上限は確 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。

【００１９】 ところで、上記油圧システムにおいては、前述した荷役動作時において荷役用 アクチュエータ２４に作用する動作負荷が何らかの理由により一時的に低下する と、吐出圧力Ｐ_d が異常に低下することがあり、もし図３の矢印Ｍに示すように 荷役時の吐出圧力Ｐ_d が切換設定圧Ｐ₂ とほぼ等しいか、低くなった場合、前述 した逆止弁３５により制御シリンダ１９の制御室１９ａの制御油圧力Ｐ_C の急激 な圧力降下を抑制することができ、従って、荷役動作を継続することができる。

【００２０】 しかしながら、前記逆止弁３５を使用し無い場合には、制御シリンダ１９の制 御室１９ａの油圧力Ｐ_C が急降下して切換設定圧Ｐ₂ 以下になり、この結果、荷 役中においても斜板１１の傾角が最小容量位置に変位する可能性があり、荷役作 業を確実に行うことができない。

【００２１】 荷役等の作業を終え、荷役切換弁２３の操作によりアクチュエータ２４への給 油が停止されると、動作負荷の解除に基づいた吐出圧力Ｐ_d の降下とともに、ば ね３３により制御弁２６が元の開位置に保持され、吐出圧力Ｐ_d は図３に示すよ うに切換設定圧Ｐ₂ を越えて非荷役設定圧Ｐ₁ まで急降下する。ところが、制御 シリンダ１９の制御室１９ａ内の制御圧力Ｐ_C は吐出圧力Ｐ_d の降下よりもゆる やなに降下する。すなわち、制御管路２５には逆止弁３５が介在されているので 、制御シリンダ１９の制御室１９ａ内の残留圧油は、該室内から摺動間隙を介し て作動空間４へ徐々に漏出され、斜板傾角を増大する向きに付勢していた制御室 １９ａ内の制御圧力Ｐ_C は切換設定圧Ｐ₂ 以下に低下し、復帰ばね１８の弾性力 に屈した斜板１１は徐々に傾角縮小側へと変位され、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する。

【００２２】 ところで、上述した荷役状態においては、制御弁２６により制御シリンダ１９ 内の制御圧力Ｐ_C の上限値が設定圧Ｐ₃ となっているので、荷役から非荷役への 切換動作時に制御圧力Ｐ_C の降下が迅速に行われ、容量切換の応答性が向上する 。なお、前記制御弁２６を省略した場合には、制御圧力Ｐ_d と同様に制御圧力 Ｐ_C も高圧となるので、この高圧を漏出により設定圧Ｐ₂ 以下に低下するまでの 時間が長くなる。

【００２３】 なお、この考案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。 （１）図５に示すように、制御管路２５の逆止弁３５の下流側に前記制御シリ ンダ１９の制御室１９ａに連通するとともに、油タンクＴに接続する絞り３６を 形成すること。この実施例の場合には、荷役から非荷役への切換時に制御室１９ ａの制御圧力Ｐ_C の低下時間を設定することができる。又、前記絞り３６に代え て、制御シリンダ１９に対し作動空間４の油の還流オリフイス（図示略）を形成 することもできる。

【００２４】 （２）前記制御弁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。 （３）前記制御弁２６を省略すること。

【００２５】

【考案の効果】

以上詳述したようにこの考案は、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、荷役作業中に吐出 管路内の油圧が一時的に降下しても油圧ポンプの吐出容量の低下を抑制して安定 した荷役動作を行うことができる。

【図面の簡単な説明】

【図１】この考案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】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４】斜板式可変容量型ピストンポンプの縦断面図で
ある。

【図５】この考案の別の実施例を示す要部のみの断面図
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 制御弁、２７ スプール、
３０ 背圧室、３１ 連通路、３３ ばね、３５ 逆止
弁、Ｐ_C 制御圧力、Ｐ₁ 非荷役時の設定圧、Ｐ₂
非荷役と荷役との切換設定圧、Ｅ エンジン。

Claims (1)

【実用新案登録請求の範囲】
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、該制御管路の途中に介在され、制御シリンダ
   の制御室から吐出管路への圧油の逆流を阻止する逆止弁
   とからなる油圧システム。