WO2014156415A1 - ポンプ制御装置 - Google Patents

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WO2014156415A1
WO2014156415A1 PCT/JP2014/054303 JP2014054303W WO2014156415A1 WO 2014156415 A1 WO2014156415 A1 WO 2014156415A1 JP 2014054303 W JP2014054303 W JP 2014054303W WO 2014156415 A1 WO2014156415 A1 WO 2014156415A1
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spool
discharge
signal
pump
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PCT/JP2014/054303
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Inventor
碧 長島
Original Assignee
カヤバ工業株式会社
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    • F04B1/00—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders
    • F04B1/12—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders having cylinder axes coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis
    • F04B1/26—Control
    • F04B1/30—Control of machines or pumps with rotary cylinder blocks
    • F04B1/306—Control of machines or pumps with rotary cylinder blocks by turning the swash plate, e.g. with fixed inclination
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    • F04B49/002—Hydraulic systems to change the pump delivery
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F04B49/08—Regulating by delivery pressure
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    • F04B49/22—Control, e.g. of pump delivery, or pump pressure of, or safety measures for, machines, pumps, or pumping installations, not otherwise provided for, or of interest apart from, groups F04B1/00 - F04B47/00 by means of valves

Definitions

  • the present invention relates to a pump control device that controls the discharge capacity of a pump.
  • a swash plate type multiple piston pump rotated by an engine is used as a driving pressure source of hydraulic equipment mounted on a working machine such as a hydraulic excavator.
  • This piston pump includes two sets of suction ports and discharge ports, and discharges hydraulic oil from the discharge ports.
  • JP 2008-291732A discloses a pump control device for controlling the discharge capacity of a swash plate type multiple piston pump.
  • This pump control device is equipped with a regulator that controls the tilt angle of the swash plate so as to make the work rate of the piston pump constant, and the discharge pressure introduced from each discharge port is averaged as the original pressure led to this regulator. An average discharge pressure is used.
  • JP 2008-240518A discloses a regulator that controls the discharge capacity of a pump in accordance with a signal pressure introduced when a device such as an air conditioner operates in a piston pump driven by an engine.
  • An object of the present invention is to provide a pump control device that controls the discharge capacity of a pump using a regulator having a simple structure even when the number of signal pressures increases.
  • a pump control device that controls a discharge capacity of a pump that discharges a working fluid from a plurality of discharge ports.
  • This pump control device includes an actuator that changes the discharge capacity of the pump, and a regulator that adjusts a control pressure guided to the actuator.
  • the regulator has a driving pressure port that leads an average discharge pressure that is an average of the discharge pressures of the working fluid discharged from the plurality of discharge ports, and the highest high-pressure side discharge pressure of the working fluid discharged from the plurality of discharge ports.
  • FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram of a pump control apparatus according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view of a regulator according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 3 is a characteristic diagram showing the relationship between the signal pressure and the discharge capacity of the pump control apparatus according to one embodiment of the present invention.
  • FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram of a pump control device 1 according to an embodiment of the present invention.
  • the pump control device 1 is a device for driving hydraulic equipment mounted on work equipment such as a hydraulic excavator, for example, and controls the discharge capacity (pump displacement) of the variable capacity pump 11.
  • variable displacement pump 11 is, for example, a swash plate type multiple piston pump, and includes one suction port and two discharge ports.
  • variable displacement pump 11 is driven by the engine 10 and sucks hydraulic oil from a suction port 20 through a suction passage 20 from a tank port 30 connected to the tank, and is pressurized by a piston that reciprocates following the swash plate 15. From each outlet.
  • each discharge port drives the boom, arm, and bucket of the hydraulic excavator through the first discharge passage 21, the second discharge passage 22, the pump ports 31, 32, and a control valve (not shown), respectively. It is distributed to each hydraulic cylinder and left and right traveling motors.
  • a part of the hydraulic oil having the pressure P1 discharged from one discharge port is supplied to the left travel motor through the first discharge passage 21.
  • a part of the hydraulic oil having the pressure P ⁇ b> 2 discharged from the other discharge port is supplied to the right travel motor through the second discharge passage 22.
  • the pump control device 1 includes a first constant displacement pump 12 and a second constant displacement pump 13 that are arranged coaxially with the variable displacement pump 11.
  • the first constant capacity pump 12 and the second constant capacity pump 13 are pumps having a constant discharge capacity, and are driven by the engine 10 which is a common drive source with the variable capacity pump 11.
  • gear pumps are used as the first constant capacity pump 12 and the second constant capacity pump 13, but the present invention is not limited to this.
  • the first constant capacity pump 12 sucks the working oil through the suction passage 25 branched from the suction passage 20 and sends the pressurized working oil to the pump port 39 through the third discharge passage 23.
  • This hydraulic oil is supplied to a turning motor or the like that turns the cab (driver's seat) of the excavator by a control valve connected to the pump port 39.
  • the second constant capacity pump 13 sucks the working oil through the suction passage 26 branched from the suction passage 25 and sends the pressurized working oil to the signal pressure port 34 through the signal pressure passage 24.
  • This hydraulic oil is supplied to a hydraulic drive unit that switches each control valve through a signal pressure passage (not shown) connected to the signal pressure port 34.
  • hydraulic fluid (oil) is used as the working fluid supplied to and discharged from the variable displacement pump 11, the first constant displacement pump 12, and the second constant displacement pump 13.
  • a working fluid such as a sex alternative liquid may be used.
  • the variable displacement pump 11 which is a swash plate type piston type, includes a cylinder block that is rotationally driven by the engine 10, a piston that reciprocates in a cylinder of the cylinder block, and discharges hydraulic oil that is sucked in, and a slant that this piston follows.
  • variable displacement pump 11 which is a multiple connection type, includes one suction port and two discharge ports, and communicates with the cylinder block that communicates with the first discharge passage 21 and with the second discharge passage 22.
  • a cylinder A cylinder.
  • variable displacement pump 11 The discharge capacity of the variable displacement pump 11 is changed by driving the large-diameter actuator 16 to change the tilt angle of the swash plate 15 and changing the piston stroke of the piston that reciprocates following the swash plate 15. .
  • the large-diameter actuator 16 reduces the tilt angle of the swash plate 15 as the control pressure Pcg guided thereby increases.
  • the discharge capacity of the variable capacity pump 11 decreases as the tilt angle of the swash plate 15 decreases.
  • the pump control device 1 includes a load sensing regulator 60 (hereinafter referred to as “LS regulator 60”) that adjusts a control pressure Pcg guided to the large-diameter actuator 16, and a working hydraulic pressure (control pressure) Pc that is guided to the LS regulator 60. And a horsepower control regulator 40 to be adjusted.
  • LS regulator 60 load sensing regulator 60
  • a throttle 57 is interposed in the second control pressure passage 56.
  • the restrictor 57 reduces the pressure fluctuation of the control pressure Pcg guided to the large diameter actuator 16.
  • the control pressure Pcg generated in the second control pressure passage 56 is taken out from the control pressure port 35 and detected by the pressure sensor.
  • the horsepower control regulator 40 is a 3-port 2-position switching valve and includes a spool 70 (see FIG. 2) for switching the position of the horsepower control regulator 40 to the position a or the position b.
  • the spool 70 is provided with spring force of the horsepower control springs 48 and 49, and discharge pressure P1 and discharge pressure P2 of hydraulic oil discharged from each discharge port as signal pressure (drive pressure) against the spring force.
  • the average discharge pressure Pave obtained by averaging the above is guided through the discharge pressure signal passage 63.
  • the spool 70 moves to a position where the average discharge pressure Pave and the spring force of the horsepower control springs 48 and 49 are balanced. As a result, the position of the horsepower control regulator 40 is switched to position a or position b.
  • the discharge pressure signal passage 63 includes a first discharge pressure signal passage 61 and a second discharge pressure signal passage 62 that branch from the first discharge passage 21 and the second discharge passage 22, respectively.
  • a throttle 64 is provided in the first discharge pressure signal passage 61.
  • a throttle 65 is provided in the second discharge pressure signal passage 62.
  • the discharge pressure P1 generated in the first discharge passage 21 is guided to the discharge pressure signal passage 63 through the throttle 64, and the discharge pressure P2 generated in the second discharge passage 22 is guided through the throttle 65.
  • an average discharge pressure Pave obtained by averaging the discharge pressure P1 and the discharge pressure P2 is generated in the discharge pressure signal passage 63.
  • the average discharge pressure Pave is also taken out from the average discharge pressure port 32.
  • the horsepower control springs 48 and 49 have one end connected to the spool 70 and the other end linked to the swash plate 15.
  • the spring length of the horsepower control spring 49 is shorter than the spring length of the horsepower control spring 48 so that the spring force of the horsepower control springs 48 and 49 increases stepwise according to the tilt angle of the swash plate 15 and the stroke of the spool 70. It has become.
  • the horsepower control regulator 40 includes a main pressure guided from the main pressure passage 53 to the first control pressure passage 55 and an operating hydraulic pressure (control) led to the LS regulator 60 by being discharged from the first control pressure passage 55 to the low pressure passage 59. Pressure) Pc.
  • the original pressure passage 53 includes a first original pressure passage 51 and a second original pressure passage 52 that branch from the first discharge passage 21 and the second discharge passage 22, respectively, and a working oil pressure P 1 and a second oil pressure that are generated in the first original pressure passage 51.
  • a high pressure selection valve 50 that selectively causes the higher one of the hydraulic pressure P2 generated in the main pressure passage 52 to be generated in the main pressure passage 53.
  • the horsepower control regulator 40 adjusts the operating oil pressure Pc so that the signal pressure based on the average discharge pressure Pave and the spring force of the horsepower control springs 48 and 49 are balanced.
  • a signal pressure passage 29 branched from the third discharge passage 23 is connected to the horsepower control regulator 40, and the discharge pressure (hereinafter referred to as “second signal pressure”) of the first constant capacity pump 12 guided to the spool 70 by the signal pressure passage 29. .) P3 acts in a direction against the spring force. The second signal pressure P3 is also taken out from the second signal pressure port 39.
  • an external signal pressure passage 28 is connected to the horsepower control regulator 40, and the horsepower control signal pressure Pi guided by the external signal pressure passage 28 acts on the spool 70 in the same direction as the spring force.
  • the horsepower control signal pressure Pi increases, the spool 70 of the horsepower control regulator 40 moves in a direction to switch to the position b, thereby lowering the operating oil pressure Pc.
  • the LS regulator 60 is a 3-port 2-position switching valve and includes a spool for switching the position of the LS regulator 60 to the position c or the position d.
  • the signal pressure Pps generated on the upstream side of the control valve is guided from the signal port 36 through the signal passage 43 to one end of the spool of the LS regulator 60.
  • the signal pressure Pls generated on the downstream side of the control valve is guided from the signal pressure port 37 to the other end of the spool of the LS regulator 60 through the signal passage 44. Further, the spring force of the LS spring 14 is applied to the other end of the spool of the LS regulator 60.
  • the spool of the LS regulator 60 moves to a position where the LS differential pressure (Pps-Pls) generated before and after the control valve balances with the spring force of the LS spring 14 acting on the other end. As a result, the position of the LS regulator 60 is switched to the position c or the position d.
  • the LS differential pressure (Pps ⁇ Pls) decreases, the spool of the LS regulator 60 is held at the position c by the spring force of the LS spring 14 as shown in FIG. In this position c, the first control pressure passage 55 connected to the horsepower control regulator 40 and the second control pressure passage 56 connected to the large diameter actuator 16 are communicated with each other, and are led from the LS regulator 60 to the large diameter actuator 16.
  • the control pressure Pcg applied is a value based on the value Pc adjusted by the horsepower control regulator 40.
  • the LS regulator 60 adjusts the control pressure Pcg guided to the large-diameter actuator 16 so that the LS differential pressure and the spring force of the LS spring 14 are balanced.
  • the discharge capacity of the variable displacement pump 11 is controlled so that the LS differential pressure (Pps-Pls) becomes substantially constant even when the load on the hydraulic cylinder increases or decreases.
  • a throttle 66 is provided in the first control pressure passage 55, and a throttle 67 is provided in the original pressure passage 54. Thereby, the pressure fluctuation of the original pressure led to the LS regulator 60 is alleviated.
  • the control pressure communication passage 69 communicates with the first control pressure passage 55 and the second control pressure passage 56.
  • the control pressure communication passage 69 is provided with a throttle 18 and a check valve 17.
  • the check valve 17 is closed in a normal state where the control pressure Pcg of the second control pressure passage 56 is higher than the operating oil pressure Pc of the first control pressure passage 55.
  • the check valve 17 opens, and the second control pressure at which the operating oil pressure Pc in the first control pressure passage 55 bypasses the LS regulator 60. It is guided to the large diameter actuator 16 through the passage 56.
  • the pump control device 1 includes an adjustment mechanism that increases the discharge flow rate of the variable displacement pump 11 as the pump rotation speed of the second constant displacement pump 13 increases.
  • This adjustment mechanism drives the spool 27 of the LS regulator 60 according to the throttle 27 interposed in the signal pressure passage 24 that guides the hydraulic oil discharged from the second constant capacity pump 13 and the differential pressure across the throttle 27.
  • a control pressure actuator 90 is included in the signal pressure passage 24 that guides the hydraulic oil discharged from the second constant capacity pump 13 and the differential pressure across the throttle 27.
  • the upstream pressure P4 of the throttle 27 in the signal pressure passage 24 is guided to the control pressure actuator 90 through the upstream control pressure communication passage 94, and the downstream pressure P5 of the throttle 27 is guided through the downstream control pressure communication passage 95.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view of a horsepower control regulator 40 according to an embodiment of the present invention.
  • the horsepower control regulator 40 includes a cylindrical housing 100 having a spool accommodation hole 110 and a columnar spool 70 slidably accommodated in the spool accommodation hole 110.
  • the housing 100 is attached to the casing of the variable displacement pump 11.
  • the spool 70 has a tip portion protruding from the opening end of the spool accommodation hole 110, and a spring receiver is attached to the tip portion.
  • Horsepower control springs 48 and 49 are interposed between the spring receiver and a feedback pin interlocked with the swash plate 15 of the variable displacement pump 11.
  • the plug 140 is screwed onto the base end of the housing 100.
  • the spool 70 is urged in a direction toward the plug 140 (left direction in FIG. 2) by the horsepower control springs 48 and 49, and the stroke of the spool 70 is restricted when the proximal end abuts against the plug 140.
  • a back pressure chamber 130 is formed between the housing 100 and the base end of the spool 70 and the plug 140.
  • the back pressure chamber 130 communicates with the inside (tank side) of the variable displacement pump 11 through the through hole.
  • the shaft 70 is formed with a shaft hole 79 that opens in the base end and extends in the axial direction.
  • a stepped cylindrical pin 96 is slidably accommodated in the shaft hole 79.
  • the pin 96 is restricted from moving in the left direction in FIG.
  • the pin 96 includes a large-diameter pin portion 98 that contacts the plug 140, a small-diameter pin portion 97 that is thinner than the large-diameter pin portion 98, and a pin outer peripheral step portion formed between the large-diameter pin portion 98 and the small-diameter pin portion 97. 99.
  • the housing 100 includes five ports 101-105. These ports 101 to 105 extend in the radial direction of the spool 70 and open to the spool accommodation hole 110.
  • the ports 101 to 105 communicate with the respective passages 55, 53, 63, 29, and 28 (see FIG. 1) through the respective annular grooves formed on the outer periphery of the spool 70.
  • the control pressure port 101 constitutes a first control pressure passage 55.
  • an operating hydraulic pressure (control pressure) Pc that is guided to the large-diameter actuator 16 through the LS regulator 60 is generated by the operation of the spool 70.
  • the original pressure port 102 constitutes an original pressure passage 53.
  • the higher one of the discharge pressures P ⁇ b> 1 and P ⁇ b> 2 of the first discharge passage 21 and the second discharge passage 22 is guided to the original pressure port 102.
  • the driving pressure port 103 constitutes a discharge pressure signal passage 63.
  • An average discharge pressure Pave obtained by averaging the discharge pressures P1 and P2 of the working fluid discharged from the discharge ports of the variable displacement pump 11 is guided to the drive pressure port 103.
  • the second signal pressure port 104 constitutes a signal pressure passage 29.
  • the second signal pressure port 104 is guided with the hydraulic oil pressure P3 supplied from the first constant displacement pump 12 to the swing motor.
  • the first signal pressure port 105 constitutes an external signal pressure passage 28.
  • a horsepower control signal pressure Pi for switching the operation mode is guided to the first signal pressure port 105.
  • a tank pressure port communication hole 71 In the spool 70, a tank pressure port communication hole 71, a drive pressure port communication hole 72, and a second signal pressure port communication hole 73 are formed. These port communication holes 71 to 73 extend in the radial direction of the spool 70, and both ends of the port communication holes 71 to 73 open in annular grooves formed on the outer periphery of the spool 70.
  • a tank pressure port 74 is formed at the tip of the spool 70.
  • the tank pressure port 74 extends in the axial direction of the spool 70, and one end thereof opens to the tank pressure port communication hole 71, and the other end opens to the tip of the spool 70. ).
  • the tank pressure port 74 discharges the hydraulic pressure Pc into the casing.
  • the outer periphery of the spool 70 is formed with six land portions 81 to 86 protruding in an annular shape. Each of the land portions 81 to 86 is in sliding contact with the inner periphery of the spool housing hole 110.
  • the land portions 81 and 82 When the spool 70 moves in the axial direction and switches between the position a and the position b, the land portions 81 and 82 selectively open the tank pressure port communication hole 71 and the original pressure port 102 with respect to the spool accommodation hole 110. Thus, the hydraulic pressure (control pressure) Pc generated at the control pressure port 101 is adjusted.
  • the land portion 81 blocks between the tank pressure port communication hole 71 and the control pressure port 101, and the land portion 82 includes the original pressure port 102 and the control pressure port. 101 is blocked.
  • the tank pressure port communication hole 71 and the control pressure port 101 communicate with each other, and the operating oil pressure Pc is discharged into the case and decreases.
  • the land portion 82 blocks between the source pressure port 102 and the control pressure port 101.
  • the drive pressure port communication hole 72 and the drive pressure port 103 are always in communication regardless of the position of the spool 70.
  • the land portion 83 blocks communication between the drive pressure port 103 and the original pressure port 102, and the land portion 84 blocks between the drive pressure port 103 and the second signal pressure port 104.
  • the tip 95A of the pin 96 protruding from the opening end of the shaft hole 79 faces.
  • a portion of the inner wall surface of the driving pressure port communication hole 72 facing the tip 95A of the pin 96 constitutes the driving pressure receiving surface 72A.
  • the driving pressure receiving surface 72 ⁇ / b> A has a receiving surface area corresponding to the cross-sectional area of the small diameter pin portion 97.
  • a recess 89 is formed in a portion of the inner wall surface of the driving pressure port communication hole 72 facing the tip 95A of the pin 96.
  • the recess 89 is formed coaxially with the shaft hole 79 so that the tip 95 ⁇ / b> A of the pin 96 does not interfere with the spool 70.
  • a second signal pressure chamber 121 is defined between the shaft hole 79 and the pin 96.
  • the second signal pressure chamber 121, the second signal pressure port communication hole 73, and the second signal pressure port 104 are always in communication regardless of the position of the spool 70.
  • the land portion 85 blocks communication between the second signal pressure port 104 and the first signal pressure port 105.
  • the pin outer peripheral step portion 99 of the pin 96 faces the second signal pressure chamber 121, and the portion of the inner surface of the second signal pressure port communication hole 73 that faces the pin outer peripheral step portion 99 of the pin 96 is the second signal pressure receiving surface 73A.
  • the second signal pressure receiving surface 73A has a receiving surface area corresponding to a cross-sectional area difference between the small diameter pin portion 97 and the large diameter pin portion 98.
  • the spool 70 moves to the right in FIG. 2 by the second signal pressure P3 received by the second signal pressure receiving surface 73A, and the tip of the spool 70 is pushed out of the housing 100.
  • the spool 70 has a small-diameter spool portion 77, a large-diameter spool portion 76 that is thicker than the small-diameter spool portion 77, and an outer peripheral step portion 78 formed in the middle thereof.
  • the spool housing hole 110 of the housing 100 has a small diameter hole portion 111 into which the small diameter spool portion 77 is inserted, and a large diameter hole portion 112 into which the large diameter spool portion 76 is inserted.
  • a first signal pressure chamber 120 is defined between the large-diameter hole 112 of the housing 100 and the spool 70.
  • the first signal pressure chamber 120 and the first signal pressure port 105 are always in communication regardless of the position of the spool 70.
  • the land portion 86 blocks communication between the first signal pressure chamber 120 and the back pressure chamber 130.
  • the outer circumferential step portion 78 of the spool 70 faces the first signal pressure chamber 120, and a portion corresponding to the cross-sectional area difference between the small diameter spool portion 77 and the large diameter spool portion 76 constitutes the first signal pressure receiving surface 78A.
  • the spool 70 moves to the left in FIG. 2 by the horsepower control signal pressure Pi received on the first signal pressure receiving surface 78A.
  • the horsepower control regulator 40 When the force due to the average discharge pressure Pave received on the driving pressure receiving surface 72A of the spool 70 is smaller than the spring force of the horsepower control springs 48 and 49, the horsepower control regulator 40 is positioned at the position b as shown in FIG. The spool 70 moves. At the position b, the hydraulic pressure Pc is discharged from the control pressure port 101 to the tank pressure port 74 and decreases.
  • the horsepower control regulator 40 adjusts the operating oil pressure Pc so that the signal pressure based on the average discharge pressure Pave and the spring force of the horsepower control springs 48 and 49 are balanced. Even if the rotational speed of the variable displacement pump 11 is increased, when the average discharge pressure Pave is increased, the control pressure Pcg introduced through the LS regulator 60 is increased by the operation of the horsepower control regulator 40, and the discharge capacity of the variable displacement pump 11 is increased. Decrease.
  • the control system of the hydraulic excavator includes a high load mode (normal operation mode) in which the engine 10 is operated at a predetermined rated rotational speed and a low load mode (fuel saving) in which the engine 10 is operated at a rotational speed lower than the rated rotational speed. Operation mode).
  • the horsepower control signal pressure Pi is increased in the high load mode while being switched low in the low load mode. This mode switching is performed by a driver's switch operation or the like, but is not limited thereto, and may be configured to be performed automatically according to the operation or stop of an air conditioner (air conditioner) or the like.
  • the horsepower control regulator 40 When the operation is switched from the high load mode to the low load mode, the horsepower control regulator 40 reduces the force due to the horsepower control signal pressure Pi received on the first signal pressure receiving surface 78A as the horsepower control signal pressure Pi is switched low. As a result, the spool 70 moves in the direction in which the horsepower control regulator 40 switches to the position a. As a result, the operating oil pressure Pc of the control pressure port 101 is increased, and the discharge capacity of the variable displacement pump 11 is decreased.
  • FIG. 3 is a characteristic diagram showing the relationship between the signal pressures Pave, Pi, P3 and the discharge capacity of the variable capacity pump 11.
  • the discharge capacity of the variable displacement pump 11 decreases.
  • the work rate (horsepower) of the variable displacement pump 11 is adjusted to be substantially constant, and the operation is smoothly performed even if the rotational speed of the engine 10 increases or decreases.
  • the discharge capacity of the variable displacement pump 11 is reduced compared to the high load mode due to the operation of the horsepower control regulator 40 by the horsepower control signal pressure Pi.
  • the work rate of the variable displacement pump 11 is reduced, and the load applied to the engine 10 that drives the variable displacement pump 11 is reduced.
  • the discharge capacity of the variable capacity pump 11 is decreased by the operation of the horsepower control regulator 40 from the first constant capacity pump 12 by the second signal pressure P3. Thereby, the work rate of the variable displacement pump 11 is further reduced, and the load applied to the engine 10 that drives the variable displacement pump 11 is reduced.
  • the horsepower control regulator 40 includes a drive pressure port 103 to which an average discharge pressure Pave obtained by averaging discharge pressures P1 and P2 of working fluid discharged from a plurality of discharge ports is guided, and an operation discharged from the plurality of discharge ports.
  • the main pressure port 102 through which the highest high-pressure side discharge pressures P1 and P2 of the fluid are guided, the signal pressure port 105 through which the horsepower control signal pressure Pi is guided, and the average discharge pressure Pave and the horsepower control signal pressure Pi move.
  • a spool 70 that adjusts the control pressure Pc using the high-pressure side discharge pressures P1 and P2 as original pressures, and a drive pressure receiving surface 72A that receives the average discharge pressure Pave is formed inside the spool 70.
  • a signal pressure receiving surface 78A for receiving the horsepower control signal pressure Pi is formed in the portion 78.
  • the spool 70 of the horsepower control regulator 40 has a drive in which an average discharge pressure Pave obtained by averaging the discharge pressures P1 and P2 of the working fluid discharged from the plurality of discharge ports of the variable displacement pump 11 is formed inside the spool 70.
  • the control pressure Pc guided to the large-diameter actuator 16 is adjusted using the highest discharge pressures P1 and P2 among the discharge pressures of the working fluid discharged from the plurality of discharge ports as the original pressure.
  • the spool 70 also adjusts the control pressure Pc by receiving and moving the horsepower control signal pressure Pi on the signal pressure receiving surface 78A of the outer peripheral step 78.
  • the pump control device 1 has a configuration in which the driving pressure receiving surface 72A is provided inside the spool 70, and without using the horsepower control regulator 40 having a simple structure without increasing the size of the spool 70, the power of the variable displacement pump 11 is improved. Can be controlled according to the discharge pressures P1 and P2 of the variable displacement pump 11 and the horsepower control signal pressure Pi.
  • a regulator in which a plurality of outer circumferential step portions are formed on the spool and a driving pressure receiving surface that receives the discharge pressures P1 and P2 is provided on each outer circumferential step portion.
  • a regulator in which a plurality of pin members interlocking with the spool are provided and each pin member is provided with a driving pressure receiving surface that receives the discharge pressures P1 and P2.
  • the spool 70 is provided with a driving pressure receiving surface 72A that receives an average discharge pressure Pave obtained by averaging the discharge pressures P1 and P2, and thus has a plurality of outer peripheral step portions that receive the discharge pressures P1 and P2. It is not necessary to form the film, and the increase in size can be suppressed. Further, the horsepower control regulator 40 does not need to be provided with a plurality of pin members interlocked with the spool 70, and can realize a simple structure.
  • the horsepower control regulator 40 includes a driving pressure port communication hole 72 communicating with the driving pressure port 103 formed inside the spool 70 and a shaft formed inside the spool 70 and connected to the driving pressure port communication hole 72.
  • a hole 96 and a pin 96 that is slidably inserted into the shaft hole 79 are provided, and a portion of the inner wall surface of the driving pressure port communication hole 72 that faces the pin 96 constitutes the driving pressure receiving surface 72A.
  • the pin 96 is accommodated in the spool 70 and the driving pressure receiving surface 72A is provided so as to face the pin 96, so that the horsepower control regulator 40 is provided in the axial direction of the spool 70 by providing the driving pressure receiving surface 72A.
  • the increase in size can be suppressed.
  • the horsepower control regulator 40 includes a second signal pressure port 104 through which a second signal pressure P3 different from the horsepower control signal pressure Pi is guided, a shaft hole 79 formed in the spool 70, and a second signal pressure port 104.
  • a second signal pressure port communication hole 73 communicating with the pin 96, and a pin outer peripheral step 99 is formed in the middle of the pin 96, and the pin outer peripheral step 99 is formed on the inner wall surface of the second signal pressure port communication hole 73.
  • the opposing portion constitutes the second signal pressure receiving surface 73A that receives the second signal pressure P3.
  • the horsepower control regulator 40 is provided with the spool 70 by providing the second signal pressure receiving surface 73A. An increase in size in the axial direction can be suppressed.
  • the pump control device 1 increases the horsepower control signal pressure Pi received by the outer peripheral step 78 of the spool 70 to increase the spool 70. Is moved in the direction in which the discharge capacity of the variable displacement pump 11 is increased, and when the load of the engine 10 is low, the horsepower control signal pressure Pi received by the outer peripheral step 78 of the spool 70 is reduced to reduce the spool 70 The variable displacement pump 11 is moved in the direction in which the discharge capacity decreases.
  • the spool 70 is moved by the horsepower control signal pressure Pi that decreases as the high load mode is switched to the low load mode, and the discharge capacity of the variable displacement pump 11 is reduced. Since the horsepower control signal pressure Pi decreases in the low load mode, the driving load of the second constant capacity pump 12 is reduced, and the energy consumption of the pump control device 1 is reduced.
  • the pump control device 1 can be used not only for a working machine such as a hydraulic excavator but also for a fluid pressure supply source provided in another machine or facility.

Abstract

　ポンプ制御装置は、ポンプの吐出容量を変えるアクチュエータと、アクチュエータに導かれる制御圧を調節するレギュレータと、を備える。レギュレータは、複数の吐出口から吐出される作動流体の吐出圧を平均した平均吐出圧が導かれる駆動圧ポートと、複数の吐出口から吐出される作動流体のうち最も高い高圧側吐出圧が導かれる元圧ポートと、信号圧が導かれる信号圧ポートと、平均吐出圧及び信号圧を受けて移動することにより高圧側吐出圧を元圧として制御圧を調節するスプールと、を備え、スプールの内部に平均吐出圧を受ける駆動圧受面が形成され、スプールの外周段部に信号圧を受ける信号圧受面が形成される。

Description

ポンプ制御装置
　本発明は、ポンプの吐出容量を制御するポンプ制御装置に関するものである。
　従来から、例えば油圧ショベル等の作業機に搭載される油圧機器の駆動圧源として、エンジンによって回転駆動される斜板式多連ピストンポンプを使用したものがある。このピストンポンプは、２組の吸入口と吐出口を備え、各吐出口から作動油を吐出する。
　ＪＰ２００８－２９１７３２Ａには、斜板式多連ピストンポンプの吐出容量を制御するポンプ制御装置が開示されている。このポンプ制御装置は、ピストンポンプの仕事率を一定化するように斜板の傾転角を制御するレギュレータを備え、このレギュレータに導かれる元圧として、各吐出口から導かれる吐出圧を平均した平均吐出圧が用いられる。
　ＪＰ２００８－２４０５１８Ａには、エンジンによって駆動されるピストンポンプにおいて、エアコンディショナ等の機器が動作する場合に導かれる信号圧に応じてポンプの吐出容量を制御するレギュレータが開示されている。
　しかしながら、このような従来のポンプ制御装置にあっては、信号圧の数が増えるのに伴って、レギュレータを構成するスプールの大型化を招いたり、レギュレータの構造が複雑化するという問題点があった。
　本発明は、信号圧の数が増えても、簡便な構造のレギュレータを使用してポンプの吐出容量を制御するポンプ制御装置を提供することを目的とする。
　本発明のある態様によれば、複数の吐出口から作動流体を吐出するポンプの吐出容量を制御するポンプ制御装置が提供される。このポンプ制御装置は、ポンプの吐出容量を変えるアクチュエータと、アクチュエータに導かれる制御圧を調節するレギュレータと、を備える。そしてレギュレータは、複数の吐出口から吐出される作動流体の吐出圧を平均した平均吐出圧が導かれる駆動圧ポートと、複数の吐出口から吐出される作動流体のうち最も高い高圧側吐出圧が導かれる元圧ポートと、信号圧が導かれる信号圧ポートと、平均吐出圧及び信号圧を受けて移動することにより高圧側吐出圧を元圧として制御圧を調節するスプールと、を備え、スプールの内部に平均吐出圧を受ける駆動圧受面が形成され、スプールの外周段部に信号圧を受ける信号圧受面が形成される。
図１は、本発明の一実施形態によるポンプ制御装置の油圧回路図である。 図２は、本発明の一実施形態によるレギュレータの断面図である。 図３は、本発明の一実施形態によるポンプ制御装置の信号圧と吐出容量の関係を示す特性図である。
　以下、図面等を参照して本発明の実施形態について説明する。
　図１は、本発明の一実施形態によるポンプ制御装置１の油圧回路図である。
　ポンプ制御装置１は、例えば油圧ショベル等の作業機器に搭載される油圧機器を駆動するための装置であって、可変容量ポンプ１１の吐出容量（ポンプ押しのけ容積）を制御する。
　可変容量ポンプ１１は、例えば斜板式多連ピストンポンプであり、１個の吸入口と２個の吐出口を備える。
　可変容量ポンプ１１は、エンジン１０によって駆動され、タンクに接続されるタンクポート３０から吸込通路２０を通じて吸入口から作動油を吸い込み、斜板１５に追従して往復動するピストンによって加圧した作動油を各吐出口から吐出する。
　各吐出口から吐出される作動油は、それぞれ第１吐出通路２１、第２吐出通路２２、ポンプポート３１、３２、及びコントロールバルブ（図示省略）を通じて油圧ショベルのブーム、アーム、バケットをそれぞれ駆動する各油圧シリンダ、及び左右の走行モータ等に分配される。
　一方の吐出口から吐出される圧力Ｐ１の作動油の一部は、第１吐出通路２１を通じて左の走行モータに供給される。他方の吐出口から吐出される圧力Ｐ２の作動油の一部は、第２吐出通路２２を通じて右の走行モータに供給される。左右の走行モータに供給される作動油の流量を、左右の走行モータ用の各コントロールバルブで調整することにより、車両の停止、直進走行、旋回走行が行われる。
　ポンプ制御装置１は、可変容量ポンプ１１と同軸上に配置された第１定容量ポンプ１２と第２定容量ポンプ１３とを備える。第１定容量ポンプ１２及び第２定容量ポンプ１３は、吐出容量が一定のポンプであって、可変容量ポンプ１１と共通の駆動源であるエンジン１０によって駆動される。本実施形態では、第１定容量ポンプ１２及び第２定容量ポンプ１３としてギアポンプを用いるが、これに限られるものではない。
　第１定容量ポンプ１２は、吸込通路２０から分岐した吸込通路２５を通じて作動油を吸込み、加圧した作動油を第３吐出通路２３を通じてポンプポート３９へと送る。この作動油は、ポンプポート３９に接続されたコントロールバルブによって油圧ショベルのキャブ（運転席）を旋回させる旋回モータ等に供給される。
　第２定容量ポンプ１３は、吸込通路２５から分岐した吸込通路２６を通じて作動油を吸込み、加圧した作動油を信号圧通路２４を通じて信号圧ポート３４へと送る。この作動油は、信号圧ポート３４に接続された信号圧通路（図示省略）を通じて各コントロールバルブを切り換える油圧駆動部等に供給される。
　本実施形態では、可変容量ポンプ１１、第１定容量ポンプ１２及び第２定容量ポンプ１３に給排される作動流体として作動油（オイル）を使用しているが、作動油の他に例えば水溶性代替液等の作動流体を用いてもよい。
　次に、可変容量ポンプ１１の吐出容量を制御する構成について説明する。
　斜板式ピストンタイプである可変容量ポンプ１１は、エンジン１０によって回転駆動されるシリンダブロックと、このシリンダブロックのシリンダ内を往復動して吸い込んだ作動油を吐出するピストンと、このピストンが追従する斜板１５と、この斜板１５の傾転角度を大きくする方向に付勢する馬力制御スプリング４８、４９と、この馬力制御スプリング４８、４９のバネ力と同じ方向に斜板１５を駆動する小径アクチュエータ４７と、馬力制御スプリング４８、４９のバネ力及び小径アクチュエータ４７の駆動力に抗して斜板１５を駆動する大径アクチュエータ１６と、これらを収容するケーシングと、を備える。
　また、多連式である可変容量ポンプ１１は、１個の吸入口と２個の吐出口とを備え、シリンダブロックに第１吐出通路２１に連通するシリンダと、第２吐出通路２２に連通するシリンダと、を備える。
　可変容量ポンプ１１の吐出容量は、大径アクチュエータ１６を駆動して斜板１５の傾転角度を変化させ、斜板１５に追従して往復動するピストンのピストンストロークを変化させることによって、変化する。
　大径アクチュエータ１６は、これに導かれる制御圧Ｐｃｇが高まるのに応じて斜板１５の傾転角度を小さくする。斜板１５の傾転角度が小さくなるほど、可変容量ポンプ１１の吐出容量は減少する。
　ポンプ制御装置１は、大径アクチュエータ１６に導かれる制御圧Ｐｃｇを調整するロードセンシングレギュレータ６０（以下「ＬＳレギュレータ６０」という。）と、このＬＳレギュレータ６０に導かれる作動油圧（制御圧）Ｐｃを調整する馬力制御レギュレータ４０と、を備える。
　第２制御圧通路５６には、絞り５７が介装される。絞り５７は、大径アクチュエータ１６に導かれる制御圧Ｐｃｇの圧力変動を緩和させる。第２制御圧通路５６に生じる制御圧Ｐｃｇは、制御圧ポート３５から取り出され、圧力センサによって検知される。
　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、馬力制御レギュレータ４０のポジションをポジションａ又はポジションｂに切り替えるためのスプール７０（図２参照）を備える。
　スプール７０には、馬力制御スプリング４８、４９のバネ力が付与されるとともに、このバネ力に対抗する信号圧（駆動圧）として各吐出口から吐出される作動油の吐出圧Ｐ１及び吐出圧Ｐ２を平均した平均吐出圧Ｐaveが、吐出圧信号通路６３を通じて導かれる。スプール７０は、平均吐出圧Ｐaveと馬力制御スプリング４８、４９のバネ力とが釣り合う位置に移動する。これにより、馬力制御レギュレータ４０のポジションがポジションａ又はポジションｂに切り替わる。
　吐出圧信号通路６３は、第１吐出通路２１及び第２吐出通路２２からそれぞれ分岐する第１吐出圧信号通路６１及び第２吐出圧信号通路６２を備える。第１吐出圧信号通路６１には、絞り６４が設けられる。第２吐出圧信号通路６２には、絞り６５が設けられる。
　吐出圧信号通路６３には、第１吐出通路２１に生じる吐出圧Ｐ１が絞り６４を介して導かれるとともに、第２吐出通路２２に生じる吐出圧Ｐ２が絞り６５を介して導かれる。これにより、吐出圧信号通路６３には、吐出圧Ｐ１及び吐出圧Ｐ２を平均した平均吐出圧Ｐaveが生じる。平均吐出圧Ｐaveは、平均吐出圧ポート３２からも取り出されるようになっている。
　馬力制御スプリング４８、４９は、一端がスプール７０に連結され、他端が斜板１５と連係している。馬力制御スプリング４９のバネ長は、馬力制御スプリング４８のバネ長よりも短く、馬力制御スプリング４８、４９のバネ力が斜板１５の傾転角度及びスプール７０のストロークに応じて段階的に高まるようになっている。
　馬力制御レギュレータ４０は、元圧通路５３から第１制御圧通路５５へ導かれる元圧と、第１制御圧通路５５から低圧通路５９へ排出されることによってＬＳレギュレータ６０に導かれる作動油圧（制御圧）Ｐｃと、を調整する。
　元圧通路５３は、第１吐出通路２１及び第２吐出通路２２からそれぞれ分岐する第１元圧通路５１及び第２元圧通路５２と、第１元圧通路５１に生じる作動油圧Ｐ１及び第２元圧通路５２に生じる作動油圧Ｐ２の高い方を選択的に元圧通路５３に生じさせる高圧選択弁５０と、を備える。
　これにより、第１吐出通路２１から第１元圧通路５１に導かれる作動油圧Ｐ１、及び、第２吐出通路２２から第２元圧通路５２に導かれる作動油圧Ｐ２の高い方が高圧選択弁５０によって取り出され、元圧通路５３を通じて馬力制御レギュレータ４０及び小径アクチュエータ４７に導かれる。
　馬力制御レギュレータ４０は、平均吐出圧Ｐaveに基づく信号圧と、馬力制御スプリング４８、４９のバネ力と、が釣り合うように作動油圧Ｐｃを調整する。
　馬力制御レギュレータ４０には第３吐出通路２３から分岐する信号圧通路２９が接続され、信号圧通路２９によってスプール７０に導かれる第１定容量ポンプ１２の吐出圧（以下「第２信号圧」という。）Ｐ３がバネ力に対抗する方向に作用する。第２信号圧Ｐ３は第２信号圧ポート３９からも取り出されるようになっている。
　これにより、旋回モータを駆動する第１定容量ポンプ１２の負荷が高まると、第２信号圧Ｐ３が上昇するのに伴って、馬力制御レギュレータ４０のスプール７０がポジションａに切り換わる方向に移動して作動油圧Ｐｃを高められる。
　さらに、馬力制御レギュレータ４０には外部信号圧通路２８が接続され、この外部信号圧通路２８によって導かれる馬力制御信号圧Ｐｉがスプール７０にバネ力と同一方向に作用する。これにより、馬力制御信号圧Ｐｉが上昇すると、馬力制御レギュレータ４０のスプール７０がポジションｂに切り換わる方向に移動して作動油圧Ｐｃを低くする。
　ＬＳレギュレータ６０は、３ポート２位置切換弁であって、ＬＳレギュレータ６０のポジションをポジションｃ又はポジションｄに切り替えるためのスプールを備える。
　ＬＳレギュレータ６０のスプールの一端には、コントロールバルブの上流側に生じる信号圧Ｐｐｓが信号ポート３６から信号通路４３を通じて導かれる。
　ＬＳレギュレータ６０のスプールの他端にはコントロールバルブの下流側に生じる信号圧Ｐｌｓが信号圧ポート３７から信号通路４４を通じて導かれる。さらに、ＬＳレギュレータ６０のスプールの他端には、ＬＳスプリング１４のバネ力が与えられる。
　ＬＳレギュレータ６０のスプールは、コントロールバルブの前後に生じるＬＳ差圧（Ｐｐｓ－Ｐｌｓ）と他端に作用するＬＳスプリング１４のバネ力とが釣り合う位置に移動する。これにより、ＬＳレギュレータ６０のポジションが、ポジションｃ又はポジションｄに切り替わる。
　例えばブーム、アーム、バケットを駆動する各油圧シリンダ等の負荷が大きい場合には、コントロールバルブの下流側（負荷側）から信号圧ポート３７に導かれる信号圧（負荷圧）Ｐｌｓが上昇する。これによりＬＳ差圧（Ｐｐｓ－Ｐｌｓ）が低下すると、図１に示すようにＬＳレギュレータ６０のスプールがＬＳスプリング１４のバネ力によってポジションｃに保持される。このポジションｃでは、馬力制御レギュレータ４０に接続される第１制御圧通路５５と、大径アクチュエータ１６に接続される第２制御圧通路５６とが連通され、ＬＳレギュレータ６０から大径アクチュエータ１６に導かれる制御圧Ｐｃｇが馬力制御レギュレータ４０によって調整される値Ｐｃに基づく値になる。
　一方、ブーム、アーム、バケットを駆動する各油圧シリンダ等の負荷が小さい場合には、信号圧（負荷圧）Ｐｌｓが低くなる。これによりＬＳ差圧（Ｐｐｓ－Ｐｌｓ）が上昇すると、ＬＳレギュレータ６０のスプールがＬＳスプリング１４のバネ力に抗してポジションｄに切り換わる方向に移動する。このポジションｄでは、第２吐出通路２２から分岐して吐出圧Ｐ２が導かれる元圧通路５４と、大径アクチュエータ１６に接続される第２制御圧通路５６とが連通され、制御圧Ｐｃｇが上昇する。
　こうしてＬＳレギュレータ６０は、ＬＳ差圧とＬＳスプリング１４のバネ力が釣り合うように大径アクチュエータ１６に導かれる制御圧Ｐｃｇを調整する。これにより、油圧シリンダの負荷が増減してもＬＳ差圧（Ｐｐｓ－Ｐｌｓ）が略一定になるように可変容量ポンプ１１の吐出容量が制御される。
　第１制御圧通路５５には絞り６６が設けられ、元圧通路５４には絞り６７が設けられる。これにより、ＬＳレギュレータ６０に導かれる元圧の圧力変動が緩和される。
　制御圧連通路６９は、第１制御圧通路５５と第２制御圧通路５６とに連通している。制御圧連通路６９には、絞り１８と逆止弁１７とが設けられる。
　逆止弁１７は、第２制御圧通路５６の制御圧Ｐｃｇが第１制御圧通路５５の作動油圧Ｐｃより高い通常の状態では閉弁している。一方で、制御圧Ｐｃｇが作動油圧Ｐｃより所定値を越えて低下すると、逆止弁１７が開弁して、第１制御圧通路５５の作動油圧ＰｃがＬＳレギュレータ６０を迂回する第２制御圧通路５６を通じて大径アクチュエータ１６に導かれる。
　ポンプ制御装置１は、第２定容量ポンプ１３のポンプ回転速度が上昇するのに応じて可変容量ポンプ１１の吐出流量を高める調整機構を備える。この調整機構は、第２定容量ポンプ１３から吐出される作動油を導く信号圧通路２４に介装される絞り２７と、この絞り２７の前後差圧に応じてＬＳレギュレータ６０のスプールを駆動する制御圧アクチュエータ９０と、によって構成される。
　制御圧アクチュエータ９０には、信号圧通路２４の絞り２７の上流圧Ｐ４が上流側制御圧連通路９４を通じて導かれるとともに、絞り２７の下流圧Ｐ５が下流側制御圧連通路９５を通じて導かれる。
　第２定容量ポンプ１３のポンプ回転速度が上昇するのに応じて絞り２７の前後差圧（Ｐ４－Ｐ５）が高まると、この前後差圧を受ける制御圧アクチュエータ９０のピストンが、ＬＳレギュレータ６０のスプールをポジションｃの開度が大きくなる方向に移動する。これにより、ＬＳレギュレータ６０から大径アクチュエータ１６に導かれる制御圧Ｐｃｇが低下し、大径アクチュエータ１６の作動によって可変容量ポンプ１１の吐出容量が増大する。
　次に、馬力制御レギュレータ４０の具体的な構成について説明する。
　図２は、本発明の一実施形態による馬力制御レギュレータ４０の断面図である。
　図２に示すように、馬力制御レギュレータ４０は、スプール収容孔１１０を有する筒状のハウジング１００と、スプール収容孔１１０に摺動自在に収容される円柱状のスプール７０と、を備える。ハウジング１００は、可変容量ポンプ１１のケーシングに取り付けられる。
　スプール７０は、スプール収容孔１１０の開口端から突出する先端部を有し、この先端部にバネ受けが取り付けられる。このバネ受けと可変容量ポンプ１１の斜板１５に連動するフィードバックピンとの間に馬力制御スプリング４８、４９（図１参照）が介装される。
　ハウジング１００の基端部にはプラグ１４０が螺合して取り付けられる。スプール７０は、馬力制御スプリング４８、４９によってプラグ１４０に向かう方向（図２の左方向）に付勢され、その基端がプラグ１４０に当接することによってそのストロークが規制される。
　ハウジング１００とスプール７０の基端部とプラグ１４０との間には背圧室１３０が形成される。この背圧室１３０は貫通孔を通じて可変容量ポンプ１１のケーシング内（タンク側）に連通される。
　スプール７０にはその基端に開口して軸方向に延びる軸孔７９が形成される。この軸孔７９には段付き円柱状のピン９６が摺動自在に収容される。
　ピン９６は、その基端がプラグ１４０に当接することによって、図２の左方向に移動することが規制される。ピン９６は、プラグ１４０に当接する大径ピン部９８と、この大径ピン部９８より細い小径ピン部９７と、大径ピン部９８及び小径ピン部９７の間に形成されるピン外周段部９９と、を有する。
　ハウジング１００は、５つのポート１０１～１０５を備える。これらのポート１０１～１０５は、スプール７０の径方向に延びてスプール収容孔１１０に開口している。ポート１０１～１０５は、スプール７０の外周に形成される各環状溝を介して前述した各通路５５、５３、６３、２９、２８（図１参照）とそれぞれ連通する。
　制御圧ポート１０１は第１制御圧通路５５を構成する。この制御圧ポート１０１にはスプール７０の作動によってＬＳレギュレータ６０を経て大径アクチュエータ１６に導かれる作動油圧（制御圧）Ｐｃが生じる。
　元圧ポート１０２は元圧通路５３を構成する。この元圧ポート１０２には第１吐出通路２１、第２吐出通路２２の吐出圧Ｐ１、Ｐ２のうち高い方が導かれる。
　駆動圧ポート１０３は吐出圧信号通路６３を構成する。この駆動圧ポート１０３には可変容量ポンプ１１の各吐出口から吐出された作動流体の吐出圧Ｐ１、Ｐ２を平均した平均吐出圧Ｐaveが導かれる。
　第２信号圧ポート１０４は信号圧通路２９を構成する。この第２信号圧ポート１０４には第１定容量ポンプ１２から旋回モータに供給される作動油の圧力Ｐ３が導かれる。
　第１信号圧ポート１０５は外部信号圧通路２８を構成する。この第１信号圧ポート１０５には運転モードを切り換える馬力制御信号圧Ｐｉが導かれる。
　スプール７０には、タンク圧ポート連通孔７１、駆動圧ポート連通孔７２及び第２信号圧ポート連通孔７３が形成される。これらのポート連通孔７１～７３は、スプール７０の径方向に延び、それぞれの両端がスプール７０の外周に形成された環状溝に開口している。
　スプール７０の先端部には、タンク圧ポート７４が形成される。このタンク圧ポート７４は、スプール７０の軸方向に延び、その一端がタンク圧ポート連通孔７１に開口し、その他端がスプール７０の先端に開口して、可変容量ポンプ１１のケーシング内（タンク側）に連通する。タンク圧ポート７４は、作動油圧Ｐｃをケーシング内に排出する。
　スプール７０の外周には環状に突出した６つのランド部８１～８６が形成される。このランド部８１～８６はそれぞれの外周がスプール収容孔１１０の内周に摺接する。
　スプール７０が軸方向に移動してポジションａとポジションｂに切り換わることによって、ランド部８１、８２がスプール収容孔１１０に対してタンク圧ポート連通孔７１と元圧ポート１０２とを選択的に開通させ、制御圧ポート１０１に生じる作動油圧（制御圧）Ｐｃが調整される。
　スプール７０がポジションａとポジションｂの間にある状態では、ランド部８１がタンク圧ポート連通孔７１と制御圧ポート１０１との間を遮断するとともに、ランド部８２が元圧ポート１０２と制御圧ポート１０１との間を遮断している。
　スプール７０が図２に示すようにポジションｂにある状態では、タンク圧ポート連通孔７１と制御圧ポート１０１とが連通し、作動油圧Ｐｃはケース内に排出され低下する。このとき、ランド部８２が元圧ポート１０２と制御圧ポート１０１の間を遮断している。
　スプール７０が図２において右方向に移動してポジションａに切り換わると、元圧ポート１０２と制御圧ポート１０１とが連通し、元圧通路５３に導かれる吐出圧Ｐ１、Ｐ２のうち高い方の圧力が第１制御圧通路５５を通じてＬＳレギュレータ６０に導かれ、作動油圧Ｐｃが上昇する。このとき、ランド部８１がタンク圧ポート連通孔７１と制御圧ポート１０１との間を遮断している。
　駆動圧ポート連通孔７２と駆動圧ポート１０３は、スプール７０の位置によらず常に連通している。ランド部８３が駆動圧ポート１０３と元圧ポート１０２間の連通を遮断するとともに、ランド部８４が駆動圧ポート１０３と第２信号圧ポート１０４間の間を遮断している。
　駆動圧ポート連通孔７２の中程には、軸孔７９の開口端から突出するピン９６の先端９５Ａが臨む。駆動圧ポート連通孔７２の内壁面においてピン９６の先端９５Ａに対向する部位が駆動圧受面７２Ａを構成する。駆動圧受面７２Ａは、小径ピン部９７の断面積に相当する受面面積を有する。駆動圧受面７２Ａに受ける平均吐出圧Ｐaveによってスプール７０が図２において右方向に移動し、スプール７０の先端部がハウジング１００から押し出される。
　駆動圧ポート連通孔７２の内壁面においてピン９６の先端９５Ａに対向する部位には、凹部８９が形成される。凹部８９は軸孔７９と同軸上に形成され、ピン９６の先端９５Ａがスプール７０に干渉しないようになっている。
　軸孔７９とピン９６の間には、第２信号圧室１２１が画成される。この第２信号圧室１２１と第２信号圧ポート連通孔７３と第２信号圧ポート１０４は、スプール７０の位置によらず常に連通している。ランド部８５が第２信号圧ポート１０４と第１信号圧ポート１０５間の連通を遮断している。
　ピン９６のピン外周段部９９は第２信号圧室１２１に面し、第２信号圧ポート連通孔７３の内壁面においてピン９６のピン外周段部９９に対向する部位が第２信号圧受面７３Ａを構成する。第２信号圧受面７３Ａは、小径ピン部９７と大径ピン部９８の断面積差に相当する受面面積を有する。第２信号圧受面７３Ａに受ける第２信号圧Ｐ３によってスプール７０が図２において右方向に移動し、スプール７０の先端部がハウジング１００から押し出される。
　スプール７０は、小径スプール部７７と、この小径スプール部７７より太い大径スプール部７６と、その中程に形成される外周段部７８と、を有する。
　ハウジング１００のスプール収容孔１１０は、小径スプール部７７が挿入される小径孔部１１１と、大径スプール部７６が挿入される大径孔部１１２と、を有する。
　ハウジング１００の大径孔部１１２とスプール７０の間には、第１信号圧室１２０が画成される。この第１信号圧室１２０と第１信号圧ポート１０５は、スプール７０の位置によらず常に連通している。ランド部８６が第１信号圧室１２０と背圧室１３０の連通を遮断している。
　スプール７０の外周段部７８は第１信号圧室１２０に面し、小径スプール部７７と大径スプール部７６の断面積差に相当する部位が第１信号圧受面７８Ａを構成する。第１信号圧受面７８Ａに受ける馬力制御信号圧Ｐｉによってスプール７０が図２において左方向に移動する。
　次に、馬力制御レギュレータ４０の動作について説明する。
　スプール７０の駆動圧受面７２Ａに受ける平均吐出圧Ｐaveによる力が馬力制御スプリング４８、４９のバネ力より小さい場合は、図２に示すように、馬力制御レギュレータ４０がポジションｂの位置となるようにスプール７０が移動する。ポジションｂでは、作動油圧Ｐｃは制御圧ポート１０１からタンク圧ポート７４へ排出され低下する。
　一方、スプール７０の駆動圧受面７２Ａに受ける平均吐出圧Ｐaveによる力が馬力制御スプリング４８、４９のバネ力より大きくなった場合は、スプール７０が図２において右方向に移動し、馬力制御レギュレータ４０がポジションａの位置に切り換わる。ポジションａでは、元圧ポート１０２から制御圧ポート１０１に対して作動油圧Ｐ１、Ｐ２のうちの高い方の油圧が導かれ、制御圧ポート１０１の作動油圧Ｐｃが上昇する。
　こうして馬力制御レギュレータ４０は、平均吐出圧Ｐaveに基づく信号圧と馬力制御スプリング４８、４９のバネ力とが釣り合うように作動油圧Ｐｃを調整する。可変容量ポンプ１１の回転速度が高まっても、平均吐出圧Ｐaveが高まると、馬力制御レギュレータ４０の作動によってＬＳレギュレータ６０を介して導かれる制御圧Ｐｃｇが高められ、可変容量ポンプ１１の吐出容量が減少する。
　油圧ショベルの制御系は、所定の定格回転速度でエンジン１０が運転される高負荷モード（通常運転モード）と、この定格回転速度より低い回転速度でエンジン１０が運転される低負荷モード（省燃費運転モード）と、に切り換えられる。馬力制御信号圧Ｐｉは、高負荷モードで高められる一方、低負荷モードで低く切り換えられる。このモードの切り換えは、運転者のスイッチ操作等によって行われるが、これに限らずエアコンディショナ（空調装置）等の作動、停止に応じて自動的に行われる構成としてもよい。
　高負荷モードから低負荷モードに切り換えられる運転時に、馬力制御レギュレータ４０では、馬力制御信号圧Ｐｉが低く切り換えられるのに伴って第１信号圧受面７８Ａに受ける馬力制御信号圧Ｐｉによる力が減少することによって、馬力制御レギュレータ４０がポジションａの位置に切り換わる方向にスプール７０が移動する。これによって制御圧ポート１０１の作動油圧Ｐｃが高められ、可変容量ポンプ１１の吐出容量が減少する。
　また、旋回モータがキャブを旋回させる作動時に、第１定容量ポンプ１２から旋回モータに供給される作動油圧Ｐ３が上昇する。このときに、馬力制御レギュレータ４０では、第２信号圧受面７３Ａに受ける第２信号圧Ｐ３が上昇することによって、馬力制御レギュレータ４０がポジションａの位置に切り換わる方向にスプール７０が移動する。これによって制御圧ポート１０１作動油圧Ｐｃが高められ、可変容量ポンプ１１の吐出容量が減少する。
　図３は信号圧Ｐave、Ｐｉ、Ｐ３と可変容量ポンプ１１の吐出容量との関係を示す特性図である。
　馬力制御レギュレータ４０の作動により平均吐出圧Ｐaveが高まるのに応じて可変容量ポンプ１１の吐出容量が減少する。これにより、可変容量ポンプ１１の仕事率（馬力）が略一定となるように調整され、エンジン１０の回転数が増減しても運転が円滑に行われる。低負荷モードでは、馬力制御信号圧Ｐｉによる馬力制御レギュレータ４０の作動により高負荷モードに比べて可変容量ポンプ１１の吐出容量が減少する。これにより、可変容量ポンプ１１の仕事率が低くなり、可変容量ポンプ１１を駆動するエンジン１０にかかる負荷が減らされる。旋回モータの作動時には、第１定容量ポンプ１２から第２信号圧Ｐ３による馬力制御レギュレータ４０の作動により可変容量ポンプ１１の吐出容量が減少する。これにより、可変容量ポンプ１１の仕事率がさらに低くなり、可変容量ポンプ１１を駆動するエンジン１０にかかる負荷が減らされる。
　以上の実施形態によれば、以下に示す作用効果を奏する。
　〔１〕馬力制御レギュレータ４０は、複数の吐出口から吐出される作動流体の吐出圧Ｐ１、Ｐ２を平均した平均吐出圧Ｐaveが導かれる駆動圧ポート１０３と、複数の吐出口から吐出される作動流体のうち最も高い高圧側吐出圧Ｐ１、Ｐ２が導かれる元圧ポート１０２と、馬力制御信号圧Ｐｉが導かれる信号圧ポート１０５と、平均吐出圧Ｐave及び馬力制御信号圧Ｐｉを受けて移動することにより高圧側吐出圧Ｐ１、Ｐ２を元圧として制御圧Ｐｃを調節するスプール７０と、を備え、スプール７０の内部に平均吐出圧Ｐaveを受ける駆動圧受面７２Ａが形成され、スプール７０の外周段部７８に馬力制御信号圧Ｐｉを受ける信号圧受面７８Ａが形成されるものとした。
　これにより、馬力制御レギュレータ４０のスプール７０は、可変容量ポンプ１１の複数の吐出口から吐出される作動流体の吐出圧Ｐ１、Ｐ２を平均した平均吐出圧Ｐaveをスプール７０の内部に形成された駆動圧受面７２Ａに受けて移動し、複数の吐出口から吐出される作動流体の吐出圧のうち最も高い吐出圧Ｐ１、Ｐ２を元圧として大径アクチュエータ１６に導かれる制御圧Ｐｃを調節する。さらに、スプール７０は、馬力制御信号圧Ｐｉを外周段部７８の信号圧受面７８Ａに受けて移動することによっても制御圧Ｐｃを調節する。こうしてポンプ制御装置１は、スプール７０の内部に駆動圧受面７２Ａを有する構成により、スプール７０の大型化を招くことなく、簡便な構造の馬力制御レギュレータ４０を使用して可変容量ポンプ１１の仕事率を可変容量ポンプ１１の吐出圧Ｐ１、Ｐ２及び馬力制御信号圧Ｐｉに応じて制御することができる。
　なお、比較例として、スプールに複数の外周段部を形成し、各外周段部に吐出圧Ｐ１、Ｐ２をそれぞれ受ける駆動圧受面を設けるレギュレータを使用することが考えられる。また、他の比較例として、スプールに連動する複数のピン部材を設け、各ピン部材に吐出圧Ｐ１、Ｐ２を受ける駆動圧受面を設けるレギュレータを使用することが考えられる。これらの比較例に対して、スプール７０は、その内部に吐出圧Ｐ１、Ｐ２を平均した平均吐出圧Ｐaveを受ける駆動圧受面７２Ａが設けられるため、吐出圧Ｐ１、Ｐ２を受ける複数の外周段部を形成する必要がなく、その大型化が抑えられる。また、馬力制御レギュレータ４０は、スプール７０に連動する複数のピン部材を設ける必要もなく、簡便な構造を実現できる。
　〔２〕馬力制御レギュレータ４０は、スプール７０の内部に形成される駆動圧ポート１０３に連通する駆動圧ポート連通孔７２と、スプール７０の内部に形成され駆動圧ポート連通孔７２に接続される軸孔７９と、軸孔７９に摺動自在に挿入されるピン９６と、を備え、駆動圧ポート連通孔７２の内壁面においてピン９６に対向する部位が駆動圧受面７２Ａを構成するものした。
　これにより、スプール７０の内部にピン９６が収容されるとともに、駆動圧受面７２Ａがピン９６に対向するように設けられるため、駆動圧受面７２Ａを設けることによって馬力制御レギュレータ４０がスプール７０の軸方向に大型化することを抑えられる。
　〔３〕馬力制御レギュレータ４０は、馬力制御信号圧Ｐｉと異なる第２信号圧Ｐ３が導かれる第２信号圧ポート１０４と、スプール７０の内部に形成され軸孔７９及び第２信号圧ポート１０４に連通する第２信号圧ポート連通孔７３と、をさらに備え、ピン９６はその中程にピン外周段部９９が形成され、第２信号圧ポート連通孔７３の内壁面においてピン外周段部９９に対向する部位が第２信号圧Ｐ３を受ける第２信号圧受面７３Ａを構成するものとした。
　これにより、第２信号圧Ｐ３を受ける第２信号圧受面７３Ａがピン９６のピン外周段部９９に対向して設けられるため、第２信号圧受面７３Ａを設けることによって馬力制御レギュレータ４０がスプール７０の軸方向に大型化することを抑えられる。
　〔４〕ポンプ制御装置１は、可変容量ポンプ１１を駆動するエンジン１０の負荷が高い高負荷モードのときは、スプール７０の外周段部７８が受ける馬力制御信号圧Ｐｉを上昇させて、スプール７０を可変容量ポンプ１１の吐出容量が増す方向に移動させ、エンジン１０の負荷が低い低負荷モードのときは、スプール７０の外周段部７８が受ける馬力制御信号圧Ｐｉを低下させて、スプール７０を可変容量ポンプ１１の吐出容量が減る方向に移動させる。
　これにより、高負荷モードから低負荷モードに切り換えられるのに伴って、低下する馬力制御信号圧Ｐｉによってスプール７０が移動して、可変容量ポンプ１１の吐出容量が減らされる。低負荷モードで馬力制御信号圧Ｐｉが低下するため、第２定容量ポンプ１２の駆動負荷が減らされ、ポンプ制御装置１の消費エネルギが低減される。
　以上、本発明の実施形態について説明したが、上記実施形態は本発明の適用例の一部を示したのに過ぎず、本発明の技術的範囲を上記実施形態の具体的構成に限定する趣旨ではない。
　例えば、ポンプ制御装置１は、油圧ショベル等の作業機に限らず、他の機械、設備に設けられる流体圧供給源にも利用できる。
　本願は、２０１３年３月２７日に日本国特許庁に出願された特願２０１３－６６８５１号に基づく優先権を主張し、この出願の全ての内容は参照により本明細書に組み込まれる。
 
 
 
 

Claims (4)

  1. 　複数の吐出口から作動流体を吐出するポンプの吐出容量を制御するポンプ制御装置であって、
    　ポンプの吐出容量を変えるアクチュエータと、
    　前記アクチュエータに導かれる制御圧を調節するレギュレータと、
    を備え、
    　前記レギュレータは、
    　　複数の吐出口から吐出される作動流体の吐出圧を平均した平均吐出圧が導かれる駆動圧ポートと、
    　　前記複数の吐出口から吐出される作動流体のうち最も高い高圧側吐出圧が導かれる元圧ポートと、
    　　信号圧が導かれる信号圧ポートと、
    　　前記平均吐出圧及び前記信号圧を受けて移動することにより前記高圧側吐出圧を元圧として前記制御圧を調節するスプールと、
    を備え、
    　　前記スプールの内部に前記平均吐出圧を受ける駆動圧受面が形成され、
    　　前記スプールの外周段部に前記信号圧を受ける信号圧受面が形成される、
    ポンプ制御装置。
  2. 　前記レギュレータは、
    　　前記スプールの内部に形成され前記駆動圧ポートに連通する駆動圧ポート連通孔と、
    　　前記スプールの内部に形成され前記駆動圧ポート連通孔に接続される軸孔と、
    　　前記軸孔に摺動自在に挿入されるピンと、
    をさらに備え、
    　前記駆動圧ポート連通孔の内壁面において前記ピンに対向する部位が前記駆動圧受面を構成する、
    請求項１に記載のポンプ制御装置。
  3. 　前記レギュレータは、
    　　前記信号圧と異なる第２信号圧が導かれる第２信号圧ポートと、
    　　前記スプールの内部に形成され前記軸孔及び前記第２信号圧ポートに連通する第２信号圧ポート連通孔と、
    をさらに備え、
    　前記ピンはその中程にピン外周段部が形成され、
    　前記第２信号圧ポート連通孔の内壁面において前記ピン外周段部に対向する部位が前記第２信号圧Ｐを受ける第２信号圧受面を構成する、
    請求項１に記載のポンプ制御装置。
  4. 　前記ポンプ制御装置は、
    　　前記ポンプを駆動する駆動源の負荷が高い高負荷モードのときは、前記スプールの外周段部が受ける信号圧を上昇させて、前記スプールを前記ポンプの吐出容量が増す方向に移動させ、
    　　前記駆動源の負荷が低い低負荷モードのときは、前記スプールの外周段部が受ける信号圧を低下させて、前記スプールを前記ポンプの吐出容量が減る方向に移動させる、
    請求項１に記載のポンプ制御装置。
     
     
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