WO2014156532A1 - ポンプ吐出流量制御装置 - Google Patents

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敦 青山
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カヤバ工業株式会社
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    • F15B2211/20553Type of pump variable capacity with pilot circuit, e.g. for controlling a swash plate

Definitions

  • the present invention relates to a pump discharge flow rate control device that controls the discharge flow rate of a variable displacement pump.
  • a variable displacement pump that is driven to rotate by an engine is used as a driving pressure source for hydraulic equipment mounted on a work machine such as a hydraulic excavator.
  • JP2008-291731A includes a regulator for controlling the discharge flow rate of the variable displacement pump, a resistor interposed in the signal pressure passage through which the discharge pressure of the constant displacement pump is guided, and a regulator according to the differential pressure across the resistor.
  • a pump discharge flow rate control device including an actuator to be driven is disclosed.
  • the actuator that operates according to the differential pressure across the resistor adjusts the discharge capacity of the variable displacement pump via the regulator, so that the discharge flow rate of the variable displacement pump can be maintained even if the pump rotational speed varies. I try not to change.
  • the gain (rate of change) of the pump discharge flow rate with respect to the pump rotation speed (engine rotation speed) is increased during operation from the low rotation speed range to the middle rotation speed range of the engine. It is required to ensure the operability of the work machine.
  • the engine is operated from the middle rotation speed range to the high rotation speed range, it is required to reduce the gain of the pump discharge flow rate with respect to the pump rotation speed to maintain the work efficiency of the work implement.
  • An object of the present invention is to provide a pump discharge flow rate control device in which a rate of change (gain) of a pump discharge flow rate is switched in accordance with an increase in pump rotation speed.
  • a pump discharge flow rate control device that is controlled so that the discharge flow rate of the variable displacement pump decreases as the control pressure adjusted by the regulator increases, and is common to the variable displacement pump.
  • a control pressure actuator that drives to lower the control pressure, and the resistor includes a fixed throttle and a check valve that are interposed in parallel with each other in the signal pressure passage, and the check valve is disposed in the signal pressure passage.
  • a pump discharge flow rate control device comprising: a seat to be moved, a poppet disposed on the downstream side of the seat, and a spring for pressing the poppet against the seat It is.
  • FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram of a pump discharge flow control device according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view of the pump discharge flow control device according to the embodiment of the present invention.
  • FIG. 3 is a characteristic diagram showing the relationship between the control flow rate and the LS differential pressure with respect to the pump rotation speed according to the embodiment of the present invention.
  • the pump discharge flow control device 1 according to the embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings.
  • a pump discharge flow control device 1 shown in FIG. 1 is provided in a drive pressure source of a hydraulic device mounted on a hydraulic excavator, and controls the discharge flow rate of the variable displacement pump 11.
  • variable displacement pump 11 is, for example, a swash plate type piston pump, and the discharge capacity (pump displacement) is adjusted according to the tilt angle of the swash plate 15.
  • variable displacement pump 11 is driven by the engine 10 and sucks hydraulic oil through a suction passage 20 from a tank port 30 connected to a tank (not shown), and is added by a piston (not shown) that reciprocates following the swash plate 15.
  • the pressurized hydraulic oil is discharged into the discharge passage 21.
  • the hydraulic oil discharged from the variable displacement pump 11 is sent to the pump port 31 through the discharge passage 21, and each hydraulic pressure for driving the boom, arm, or bucket of the hydraulic excavator by a control valve (not shown) connected to the pump port 31. Distributed to cylinders and the like.
  • the control valve adjusts the flow rate of the hydraulic oil supplied to each hydraulic cylinder by the operation of the operator.
  • the pump discharge flow control device 1 is provided with a constant displacement pump 12 along with the variable displacement pump 11.
  • a gear pump is used as the constant capacity pump 12.
  • the constant displacement pump 12 is driven by the engine 10 together with the variable displacement pump 11.
  • the constant capacity pump 12 sucks the working oil through the suction passage 23 branched from the suction passage 20 and discharges the pressurized hydraulic oil to the signal pressure passage 24.
  • the hydraulic oil discharged from the constant displacement pump 12 is sent to the signal pressure port 32 through the signal pressure passage 24 and supplied to a hydraulic drive unit that switches the control valve through a signal pressure passage (not shown) connected to the signal pressure port 32. Is done.
  • the working fluid supplied to and discharged from the variable displacement pump 11 and the constant displacement pump 12 is hydraulic oil.
  • a working fluid such as a water-soluble alternative liquid may be used instead of the working oil.
  • the variable displacement pump 11 includes a cylinder block (not shown) that is rotationally driven by the engine 10, a piston that discharges the working oil that is sucked by reciprocating in the cylinder of the cylinder block, a swash plate 15 that the piston follows, Horsepower control springs 48 and 49 that urge the swash plate 15 in the direction of increasing the tilt angle, and a tilt actuator 16 that drives the swash plate 15 against the urging force of the horsepower control springs 48 and 49. .
  • the tilt angle of the swash plate 15 is changed by the operation of the actuator 16, the stroke length of the piston that reciprocates following the swash plate 15 changes, and the discharge capacity of the variable displacement pump 11 changes.
  • the pump discharge flow control device 1 includes a load sensing regulator 60 (hereinafter simply referred to as “regulator 60”) that adjusts the control pressure Pcg guided to the tilting actuator 16, and an operating hydraulic pressure (control pressure) guided to the regulator 60. )
  • the tilt actuator 16 reduces the tilt angle of the swash plate 15 and decreases the discharge capacity of the variable displacement pump 11 when the control pressure Pcg adjusted by the horsepower control regulator 40 and the regulator 60 increases.
  • a throttle 57 is interposed in the second control pressure passage 56 that communicates the regulator 60 and the tilting actuator 16.
  • the restriction 57 reduces the pressure fluctuation of the control pressure Pcg guided to the tilting actuator 16.
  • the horsepower control regulator 40 is a 3-port 2-position switching valve and includes a spool (not shown) that moves between the position 40A and the position 40B.
  • the urging force of the horsepower control springs 48 and 49 is applied to one end of the spool.
  • a discharge pressure P1 of the variable displacement pump 11 guided through a branch source pressure passage 51 branched from the source pressure passage 50 acts on the other end of the spool.
  • the spool moves to a position where the discharge pressure P1 and the urging force of the horsepower control springs 48 and 49 are balanced to change the opening degree of the positions 40A and 40B.
  • the horsepower control springs 48 and 49 have one end connected to the spool and the other end linked to the swash plate 15.
  • the length of the horsepower control spring 49 is shorter than that of the horsepower control spring 48.
  • the urging force by the horsepower control springs 48 and 49 varies depending on the tilt angle of the swash plate 15 and the position of the spool.
  • the spool moves in a direction to switch to the position 40B.
  • the first control pressure passage 55 connected to the regulator 60 and the low pressure passage 59 connected to the tank communicate with each other, so that the working oil pressure Pc of the first control pressure passage 55 decreases.
  • the spool moves in a direction to switch to the position 40A.
  • the first control pressure passage 55 connected to the regulator 60 and the branching source pressure passage 52 through which the discharge pressure P1 is guided communicate with each other, so that the working oil pressure Pc of the first control pressure passage 55 increases.
  • the horsepower control regulator 40 adjusts the operating oil pressure Pc guided to the regulator 60 so that the driving force by the discharge pressure P1 and the urging force of the horsepower control springs 48 and 49 are balanced. Even when the pump rotation speed increases, the discharge pressure of the variable displacement pump 11 decreases because the control pressure Pcg guided to the tilting actuator 16 is increased by the operation of the horsepower control regulator 40 as the discharge pressure P1 increases.
  • the load (power) of the variable displacement pump 11 is adjusted to be substantially constant regardless of the pump rotation speed.
  • the horsepower control regulator 40 is provided with a horsepower control pressure actuator 41.
  • the horsepower control pressure actuator 41 responds to the horsepower control signal pressure Ppw guided from the horsepower control signal pressure port 36 through the horsepower control signal pressure passage 46.
  • the hydraulic excavator control system can be switched between the high load mode and the low load mode.
  • the horsepower control signal pressure Ppw is lowered in the high load mode while being raised in the low load mode.
  • the spool of the horsepower control regulator 40 moves in a direction to switch to the position 40A. For this reason, the operating oil pressure Pc increases and the load of the variable displacement pump 11 decreases.
  • the regulator 60 is a 3-port 2-position switching valve and includes a spool 61 (see FIG. 2) that moves between a position 60A and a position 60B.
  • a signal pressure Pps generated on the upstream side of the control valve based on the discharge pressure P ⁇ b> 1 is guided to one end of the spool 61 from the signal port 33 through the signal passage 43.
  • a signal pressure Pls generated on the downstream side of the control valve based on the load pressure of the hydraulic cylinder is guided from the signal port 34 to the other end of the spool 61 through the signal passage 44. Further, the urging force of the LS spring 14 is applied to the other end of the spool 61.
  • the spool 61 has an LS differential pressure (Pps-Pls) generated before and after the control valve, a differential pressure (P3-P4) of a resistor 70 described later, and an urging force of the LS spring 14 acting on the other end of the spool 61. And move to a balanced position.
  • Pps-Pls LS differential pressure
  • P3-P4 differential pressure
  • the LS differential pressure (Pps-Pls) decreases due to the increase in the signal pressure Pls the spool 61 is held at the position 60A by the urging force of the LS spring 14, as shown in FIG.
  • the first control pressure passage 55 connected to the horsepower control regulator 40 and the second control pressure passage 56 connected to the tilt actuator 16 communicate with each other, so that the control pressure Pcg guided to the tilt actuator 16 is reached. Is a value based on the hydraulic pressure Pc adjusted by the horsepower control regulator 40.
  • the regulator 60 adjusts the control pressure Pcg guided to the tilt actuator 16 so that the LS differential pressure and the biasing 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.
  • the throttle 54 is interposed in the branch source pressure passage 53 so that the pressure fluctuation of the discharge pressure P1 guided to the regulator 60 is reduced.
  • the pump discharge flow rate control device 1 adjusts how much the discharge flow rate of the variable displacement pump 11 is changed (increased) according to the increase in pump rotation speed as the pump rotation speed increases.
  • a gain adjustment mechanism is provided.
  • the gain adjusting mechanism drives the regulator 70 according to the resistor 70 interposed in the signal pressure passage 24 that guides the hydraulic oil discharged from the constant capacity pump 12 and the differential pressure across the resistor 70 (P3-P4).
  • a control pressure actuator 90 for adjusting the control pressure Pcg.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view showing the regulator 60, the control pressure actuator 90, and the resistor 70. Hereinafter, these specific configurations will be described.
  • the pump discharge flow control device 1 includes a first housing 101 and a second housing 201.
  • a resistor 70 is accommodated in the first housing 101.
  • the second housing 201 accommodates the regulator 60 and the control pressure actuator 90.
  • the first housing 101 and the second housing 201 may be integrally formed.
  • a spool housing hole 202 for housing the spool 61 of the regulator 60 and a piston housing hole 203 for housing the piston 91 of the control pressure actuator 90 are formed coaxially.
  • the cylindrical spool 61 and the piston 91 are integrally formed extending coaxially with each other. Not limited to this, the spool 61 and the piston 91 may be formed separately and connected to each other.
  • the spool 61 has a tip portion protruding from the open end of the spool accommodation hole 202.
  • a pressure chamber 204 is defined between the tip of the spool 61 and the plug 210 attached to the second housing 201.
  • a signal pressure Pps generated on the upstream side of the control valve is guided to the pressure chamber 204 through a signal passage (through hole) 43 formed in the plug 210, a signal port 33, and a pipe (not shown) connected to the plug 210. .
  • the movement of the spool 61 in the right direction in FIG. 2 is restricted when its tip abuts against the plug 210.
  • the spool 61 has a base end portion that protrudes from the open end of the piston accommodation hole 203.
  • a pressure chamber 205 is defined between the proximal end portion of the spool 61 and the guide sleeve 225 and the plug 221 attached to the second housing 201.
  • a signal pressure generated on the downstream side of the control valve through a signal passage (through hole) 44 formed in the second housing 201, a signal port 34, and a pipe (not shown) connected to the second housing 201. Pls is derived.
  • a guide sleeve 225 is fitted to the open end of the piston accommodation hole 203.
  • a spool 61 is slidably inserted into the inner periphery of the guide sleeve 225.
  • the adjuster mechanism 220 that adjusts the urging force of the LS spring 14 is provided inside the plug 221.
  • the adjuster mechanism 220 includes an adjuster rod 222 that is screwed into the plug 221, a spring receiver 223 that is slidably received in the plug 221, and a spring receiver 224 that is attached to the proximal end portion of the spool 61.
  • the coiled LS spring 14 is compressed and interposed between the spring receiver 224 and the spring receiver 223. By changing the screwing position of the adjuster rod 222, the urging force of the LS spring 14 is adjusted.
  • the aforementioned branching source pressure passage 53, the first control pressure passage 55, and the second control pressure passage 56 are formed in the first housing 101 and the second housing 201.
  • a first land portion 62 and a second land portion 63 are formed in the middle of the spool 61.
  • the opening degree at which the second control pressure passage 56 and the branching source pressure passage 53 communicate with each other or the opening degree at which the second control pressure passage 56 and the first control pressure passage 55 communicate with each other changes according to the stroke of the spool 61. .
  • the pressure Pcg is a value based on the hydraulic pressure Pc adjusted by the horsepower control regulator 40.
  • the control pressure actuator 90 includes a piston 91 that drives the spool 61.
  • the piston 91 is provided in the middle of the spool 61.
  • the outer periphery of the piston 91 is in sliding contact with the inner periphery of the piston accommodation hole 203 to partition the piston accommodation hole 203 into a first pressure chamber 92 and a second pressure chamber 93.
  • the first housing 101 and the second housing 201 have an upstream control pressure communication path 94 communicating with the first pressure chamber 92 and the upstream side of the resistor 70 of the signal pressure path 24, a second pressure chamber 93 and a signal pressure path.
  • a downstream control pressure communication passage 95 is provided which communicates with the downstream side of the twenty-four resistors 70.
  • the upstream pressure P3 of the resistor 70 in the signal pressure passage 24 is guided to the first pressure chamber 92 through the upstream control pressure communication passage 94, and the downstream pressure P4 of the resistor 70 is supplied to the second pressure through the downstream control pressure communication passage 95. Guided to the pressure chamber 93.
  • the spool 61 moves to the right in FIG.
  • the opening degree of the position 60A that is, the opening degree where the first control pressure passage 55 and the second control pressure passage 56 communicate with each other increases, so that the control pressure Pcg guided to the tilting actuator 16 is a horsepower control regulator. It becomes a value based on the hydraulic pressure value Pc adjusted by 40.
  • the resistor 70 includes a fixed throttle 71 and a check valve 80 that are interposed in the signal pressure passage 24 in parallel with each other.
  • the check valve 80 includes a seat 81 provided on the signal pressure passage 24, a poppet 82 disposed on the downstream side of the seat 81, and a spring 89 that presses the poppet 82 against the seat 81. .
  • a poppet accommodating hole 102 for accommodating the poppet 82 is formed in the first housing 101.
  • a tapered sheet 81 is formed at one end of the poppet housing hole 102.
  • the poppet 82 includes a valve body 83 that is seated on the seat 81 and a shaft 84 that supports the valve body 83.
  • the valve body 83 is formed in a columnar shape, and a portion seated on the seat 81 is formed in a tapered shape.
  • the shaft 84 is formed in a columnar shape having a smaller diameter than the valve body portion 83.
  • the poppet 82 and the shaft 84 are integrally formed extending coaxially with each other. Not limited to this, the poppet 82 and the shaft 84 may be formed as separate bodies and connected to each other.
  • the signal pressure passage 24 is divided into an upstream portion 24A and a downstream portion 24B by a poppet 82 seated on the seat 81.
  • the upstream portion 24A communicates with the discharge port of the constant capacity pump 12 through the signal pressure passage 24, and communicates with the first pressure chamber 92 of the control pressure actuator 90 through the upstream control pressure communication passage 94.
  • the downstream portion 24 ⁇ / b> B communicates with the signal pressure port 32 through the signal pressure passage 24 and also communicates with the second pressure chamber 93 of the control pressure actuator 90 through the downstream control pressure communication passage 95.
  • the fixed throttle 71 is formed inside the poppet 82, bypasses the poppet 82 seated on the seat 81, and communicates the upstream portion 24A and the downstream portion 24B.
  • the fixed throttle 71 includes an upstream throttle hole 72 that opens on the axis of the poppet 82 and communicates with the upstream part 24A, and a downstream throttle hole 73 that connects to the upstream throttle hole 72 and communicates with the downstream part 24B. Prepare.
  • the upstream throttle hole 72 extends in the axial direction of the poppet 82, and its upstream end opens to the tip surface of the valve body 83, and its downstream end opens to the middle of the downstream throttle hole 73.
  • the downstream throttle hole 73 extends in the radial direction of the poppet 82, and both ends thereof open to the outer periphery of the valve body 83.
  • the hydraulic oil discharged from the constant capacity pump 12 to the signal pressure passage 24 flows from the upstream portion 24A to the downstream portion 24B through the upstream throttle hole 72 and the downstream throttle hole 73 as indicated by arrows in FIG.
  • the cross-sectional area of the upstream throttle hole 72 is smaller than the cross-sectional area of the downstream throttle hole 73, and the flow path cross-sectional area of the fixed throttle 71 increases stepwise. As a result, it is possible to suppress the occurrence of turbulence in the flow of the hydraulic oil passing through the fixed throttle 71, and to suppress fluctuations in the differential pressure across the fixed throttle 71.
  • the fixed throttle is not limited to the above-described configuration. For example, when the valve body 83 is seated on the seat 81, a small amount of hydraulic oil flows between the valve body 83 and the seat 81. A groove for communicating the upstream portion 24A and the downstream portion 24B may be formed in the valve body portion 83.
  • a cylindrical guide housing 103 is attached to the poppet housing hole 102 in the first housing 101.
  • the shaft 84 is slidably supported on the inner periphery of the guide housing 103.
  • the guide housing 103 is provided with an adjuster mechanism 110 that adjusts the urging force of the spring 89.
  • the adjuster mechanism 110 includes a spring receiver 114 attached to the base end portion of the shaft 84, a spring receiver 113 slidably accommodated in the guide housing 103, an adjuster rod 111 for adjusting the position of the spring receiver 113, Is provided.
  • the coiled spring 89 is compressed and interposed between the spring receiver 113 and the spring receiver 114, and urges the shaft 84 in the axial direction.
  • the spring receiver 113 has a main body portion 116 with which one end of the spring 89 abuts, and a protruding portion 115 that protrudes from the main body portion 116 to the inside of the spring 89.
  • the main body 116 and the protrusion 115 are integrally formed. Not only this but the main-body part 116 and the protrusion part 115 are formed separately, and it is good also as a structure which mutually connects.
  • a groove is formed on the outer periphery of the cylindrical main body 116, and an O-ring 117 is interposed in the groove.
  • the outer periphery of the main body 116 is slidably inserted into the inner periphery of the guide housing 103 via an O-ring 117.
  • a spring accommodating chamber 107 as an accommodating chamber for accommodating the spring 89 is sealed from the outside by an O-ring 117.
  • the projecting portion 115 extends in the axial direction from the main body portion 116 and is formed in a columnar shape having a smaller diameter than the main body portion 116, and the distal end thereof faces the proximal end of the shaft 84.
  • the plug 104 is attached to the guide housing 103, and the adjuster rod 111 is screwed onto the plug 104.
  • the spring receiver 113 that contacts the adjuster rod 111 moves in the axial direction, and the urging force of the spring 89 is changed.
  • the valve opening pressure of the check valve 80 changes, the timing at which the check valve 80 opens can be adjusted as the pump rotation speed increases.
  • the valve body portion 83 remains in contact with the seat 81.
  • the check valve 80 does not open even if the pump rotation speed increases, the differential pressure across the resistor 70 continues to increase at a constant rate as the pump rotation speed increases. That is, even if the pump rotational speed increases, the rate of change of the differential pressure across the resistor 70 does not change.
  • the spring receiver 113 and the adjuster rod 111 may be integrally formed.
  • a spring accommodating chamber 107 for accommodating the spring 89 is provided inside the guide housing 103.
  • the spring accommodating chamber 107 is defined between the inner wall of the guide housing 103, the spring receiver 113, and the shaft 84.
  • the volume of the spring accommodating chamber 107 expands and contracts as the shaft 84 moves when the poppet 82 is opened and closed.
  • the communication path 120 includes a shaft hole 121 extending in the axial direction of the shaft 84, and a through hole 122 and a through hole 123 extending from the middle of the shaft hole 121 in the radial direction of the shaft 84.
  • One end of the shaft hole 121 opens into the spring accommodating chamber 107, and the other end of the shaft hole 121 communicates with the downstream portion 24 ⁇ / b> B through the through hole 122.
  • the shaft hole 121 communicates with the spring accommodating chamber 107 through the through hole 123 even when the protruding portion 115 of the spring receiver 113 contacts the base end of the shaft 84 and one end of the shaft hole 121 is closed.
  • FIG. 3 is a characteristic diagram showing the relationship between the control flow rate (discharge flow rate of the variable displacement pump 11) and the LS differential pressure with respect to the pump rotation speed.
  • a broken line shows the characteristic by a conventional apparatus
  • a continuous line shows the characteristic by the pump discharge flow control apparatus 1 of this invention.
  • the control flow rate and the LS differential pressure in the pump discharge flow rate control device 1 of the present invention increase at a larger rate than the conventional device in the low and medium speed range of the pump rotation speed where the check valve 80 is closed. In the middle and high speed range where the valve opens, it rises at a smaller rate than the conventional device.
  • the change in the discharge flow rate of the variable displacement pump 11 with respect to the change in the pump rotation speed is increased, and the operability of the work machine according to the pump rotation speed is ensured.
  • the middle high pump speed range the change in the discharge flow rate of the variable displacement pump 11 with respect to the change in the pump speed is reduced, so that the work efficiency of the work implement is maintained.
  • the fixed restrictor 71 is formed inside the poppet 82, it is not necessary to form the fixed restrictor in the first housing 101 that accommodates the poppet 82, so that a simple structure can be provided and the resistor 70 can be reduced in size.
  • the fixed throttle 71 opens to the poppet 82 and communicates with the upstream side of the signal pressure passage 24 upstream of the seat 81, and is connected to the upstream side throttle hole 72 and downstream of the seat 81 of the signal pressure passage 24.
  • a downstream throttle hole 73 that communicates with the downstream throttle hole 72, and the cross-sectional area of the upstream throttle hole 72 is smaller than the cross-sectional area of the downstream throttle hole 73. Can be suppressed, and the differential pressure across the fixed throttle 71 can be stabilized.
  • the poppet 82 has a valve body portion 83 seated on the seat 81 of the signal pressure passage 24 and a shaft 84 that supports the valve body portion 83, and a spring that houses a spring 89 that biases the shaft 84 in the axial direction. Since the housing chamber 107 and the communication passage 120 that communicates the downstream side of the signal pressure passage 24 with respect to the seat 81 and the spring housing chamber 107 are provided, the hydraulic pressure on the downstream side of the signal pressure passage 24 with respect to the seat 81 is reduced. By being guided to 107, it is possible to suppress the fluctuation of the hydraulic pressure generated upstream of the seat 81 from being guided to the spring accommodating chamber 107, and the opening of the poppet 82 is stabilized.
  • An adjuster rod 111 that adjusts the biasing force of the spring 89 by being displaced in the axial direction of the poppet 82 is provided, and the adjuster rod 111 moves to a position that restricts the opening operation of the poppet 82, so that the adjuster rod 111 opens the poppet 82.
  • the adjuster rod 111 restricts the opening operation of the poppet 82, so that the operability of the working machine according to the pump rotation speed can be obtained without switching the increasing rate of the discharge flow rate of the variable displacement pump 11.

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Abstract

 レギュレータによって調整される制御圧が高まるのに応じて可変容量ポンプの吐出流量が減少するように制御されるポンプ吐出流量制御装置であって、信号圧通路に介装される抵抗器の前後差圧が高まるのに応じてレギュレータを駆動して制御圧を低下させる制御圧アクチュエータを備え、抵抗器は、信号圧通路に互いに並列に介装される固定絞り及びチェックバルブを備え、チェックバルブは、信号圧通路に介装されるシートと、シートの下流側に配置されるポペットと、ポペットをシートに押し付けるスプリングと、を備える。

Description

ポンプ吐出流量制御装置
 本発明は、可変容量ポンプの吐出流量を制御するポンプ吐出流量制御装置に関するものである。
 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には、エンジンによって回転駆動される可変容量ポンプが使用される。
 JP2008-291731Aには、可変容量ポンプの吐出流量を制御するレギュレータと、定容量ポンプの吐出圧が導かれる信号圧通路に介装される抵抗器と、抵抗器の前後差圧に応じてレギュレータを駆動するアクチュエータと、を備えるポンプ吐出流量制御装置が開示されている。
 ポンプ吐出流量制御装置では、抵抗器の前後差圧に応じて作動するアクチュエータがレギュレータを介して可変容量ポンプの吐出容量を調整することにより、ポンプ回転速度がばらついても可変容量ポンプの吐出流量が変化しないようにしている。
 油圧ショベル等の作業機にあっては、エンジンの低回転速度域から中回転速度域の運転時では、ポンプ回転速度(エンジンの回転速度)に対するポンプ吐出流量のゲイン(変化率)を大きくして作業機の操作性を確保することが要求される。一方、エンジンの中回転速度域から高回転速度域の運転時では、ポンプ回転速度に対するポンプ吐出流量のゲインを小さくして作業機の作業効率を維持することが要求される。
 本発明は、ポンプ回転速度の上昇に応じてポンプ吐出流量の変化率(ゲイン)が切り換わるポンプ吐出流量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、レギュレータによって調整される制御圧が高まるのに応じて可変容量ポンプの吐出流量が減少するように制御されるポンプ吐出流量制御装置であって、可変容量ポンプと共通の駆動源によって駆動される定容量ポンプと、定容量ポンプから吐出される作動流体が流れる信号圧通路に介装される抵抗器と、この抵抗器の前後差圧が高まるのに応じてレギュレータを駆動して制御圧を低下させる制御圧アクチュエータと、を備え、抵抗器は、信号圧通路に互いに並列に介装される固定絞り及びチェックバルブを備え、このチェックバルブは、信号圧通路に介装されるシートと、このシートの下流側に配置されるポペットと、このポペットをシートに押し付けるスプリングと、を備えるポンプ吐出流量制御装置が提供される。
図1は、本発明の実施形態に係るポンプ吐出流量制御装置の油圧回路図である。 図2は、本発明の実施形態に係るポンプ吐出流量制御装置の断面図である。 図3は、本発明の実施形態に係るポンプ回転速度に対する制御流量及びLS差圧の関係を示す特性図である。
 図面を参照して、本発明の実施形態に係るポンプ吐出流量制御装置1について説明する。
 図1に示すポンプ吐出流量制御装置1は、油圧ショベルに搭載される油圧機器の駆動圧源に設けられ、可変容量ポンプ11の吐出流量を制御する。
 可変容量ポンプ11は、例えば斜板式ピストンポンプが用いられ、斜板15の傾転角度に応じて吐出容量(ポンプ押しのけ容積)が調整される。
 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(図示省略)に接続するタンクポート30から吸込通路20を通じて作動油を吸込み、斜板15に追従して往復動するピストン(図示省略)によって加圧した作動油を吐出通路21に吐出する。
 可変容量ポンプ11から吐出される作動油は、吐出通路21を通じてポンプポート31に送られ、ポンプポート31に接続するコントロールバルブ(図示省略)によって油圧ショベルのブーム,アーム,又はバケットを駆動する各油圧シリンダ等に分配される。コントロールバルブは、オペレータの操作によって各油圧シリンダに供給される作動油の流量を調整する。
 ポンプ吐出流量制御装置1には、可変容量ポンプ11と並んで定容量ポンプ12が設けられる。定容量ポンプ12には、例えばギアポンプが用いられる。定容量ポンプ12は可変容量ポンプ11と共にエンジン10によって駆動される。
 定容量ポンプ12は、吸込通路20から分岐した吸込通路23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に吐出する。
 定容量ポンプ12から吐出される作動油は、信号圧通路24を通じて信号圧ポート32に送られ、信号圧ポート32に接続する信号圧通路(図示省略)を通じて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。
 可変容量ポンプ11及び定容量ポンプ12に給排される作動流体には、作動油(オイル)が用いられる。作動油の代わり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の吐出流量を制御するポンプ吐出流量制御装置1の構成について説明する。
 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(図示省略)と、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、ピストンが追従する斜板15と、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、馬力制御スプリング48,49の付勢力に抗して斜板15を駆動する傾転アクチュエータ16と、を備える。アクチュエータ16の作動によって斜板15の傾転角度が変えられると、斜板15に追従して往復動するピストンのストローク長さが変わり、可変容量ポンプ11の吐出容量が変化する。
 ポンプ吐出流量制御装置1には、傾転アクチュエータ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、単に「レギュレータ60」と称する。)と、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、が設けられる。
 傾転アクチュエータ16は、馬力制御レギュレータ40及びレギュレータ60によって調整される制御圧Pcgが上昇すると斜板15の傾転角度を小さくし、可変容量ポンプ11の吐出容量を減少させる。
 レギュレータ60と傾転アクチュエータ16とを連通する第二制御圧通路56には、絞り57が介装されている。絞り57によって、傾転アクチュエータ16に導かれる制御圧Pcgの圧力変動が緩和される。
 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、ポジション40Aとポジション40Bとの間で移動するスプール(図示省略)を備える。スプールの一端には、馬力制御スプリング48,49の付勢力が付与される。スプールの他端には、元圧通路50から分岐する分岐元圧通路51を通じて導かれる可変容量ポンプ11の吐出圧P1が作用する。スプールは、吐出圧P1と馬力制御スプリング48,49の付勢力とが釣り合う位置に移動し、ポジション40A,40Bの開度を変化させる。
 馬力制御スプリング48,49は、一端がスプールに連結され、他端が斜板15に連係する。馬力制御スプリング49の長さは馬力制御スプリング48より短く形成される。馬力制御スプリング48,49による付勢力は、斜板15の傾転角及びスプールの位置に応じて変化する。
 スプールが受ける可変容量ポンプ11の吐出圧P1による駆動力が馬力制御スプリング48,49の付勢力より小さい場合、スプールは、ポジション40Bに切り換わる方向に移動する。ポジション40Bでは、レギュレータ60に接続される第一制御圧通路55と、タンクに接続される低圧通路59とが連通するため、第一制御圧通路55の作動油圧Pcが低下する。
 一方、スプールが受ける可変容量ポンプ11の吐出圧P1による駆動力が馬力制御スプリング48,49の付勢力より大きい場合、スプールは、ポジション40Aに切り換わる方向に移動する。ポジション40Aでは、レギュレータ60に接続される第一制御圧通路55と、吐出圧P1が導かれる分岐元圧通路52とが連通するため、第一制御圧通路55の作動油圧Pcが上昇する。
 このように馬力制御レギュレータ40は、吐出圧P1による駆動力と馬力制御スプリング48,49の付勢力とが釣り合うようにレギュレータ60に導かれる作動油圧Pcを調整する。ポンプ回転速度が高くなっても、吐出圧P1の上昇に伴い馬力制御レギュレータ40の作動によって傾転アクチュエータ16に導かれる制御圧Pcgが高められるため、可変容量ポンプ11の吐出容量は減少する。可変容量ポンプ11の負荷(仕事率)は、ポンプ回転速度に関わらず、略一定となるように調整される。
 さらに、馬力制御レギュレータ40には馬力制御圧アクチュエータ41が設けられる。馬力制御圧アクチュエータ41は馬力制御信号圧ポート36から馬力制御信号圧通路46を通じて導かれる馬力制御信号圧Ppwに応動する。
 油圧ショベルの制御系は、高負荷モードと、低負荷モードと、に切り換えられる。馬力制御信号圧Ppwは、高負荷モードで低くされる一方、低負荷モードで高められる。低負荷モードで馬力制御信号圧Ppwが高められると、馬力制御レギュレータ40のスプールはポジション40Aに切り換わる方向に移動する。このため、作動油圧Pcが上昇し、可変容量ポンプ11の負荷が低くなる。
 レギュレータ60は、3ポート2位置切換弁であって、ポジション60Aとポジション60Bとの間で移動するスプール61(図2参照)を備える。スプール61の一端には吐出圧P1に基づいて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33から信号通路43を通じて導かれる。スプール61の他端には油圧シリンダの負荷圧に基づいてコントロールバルブの下流側に生じる信号圧Plsが信号ポート34から信号通路44を通じて導かれる。さらに、スプール61の他端にはLSスプリング14の付勢力が与えられる。スプール61は、コントロールバルブの前後に生じるLS差圧(Pps-Pls)と、後述する抵抗器70の前後差圧(P3-P4)と、スプール61の他端に作用するLSスプリング14の付勢力と、が釣り合う位置に移動する。
 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)から信号ポート34に導かれる信号圧(負荷圧)Plsが上昇する。信号圧Plsが上昇したことによりLS差圧(Pps-Pls)が小さくなると、図1に示すように、スプール61はLSスプリング14の付勢力によってポジション60Aに保持される。ポジション60Aでは、馬力制御レギュレータ40に接続される第一制御圧通路55と、傾転アクチュエータ16に接続される第二制御圧通路56とが連通するため、傾転アクチュエータ16に導かれる制御圧Pcgは馬力制御レギュレータ40によって調整される作動油圧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。信号圧Plsが低くなることによりLS差圧(Pps-Pls)が大きくなると、スプール61はLSスプリング14の付勢力に抗してポジション60Bに切り換わる方向に移動する。ポジション60Bでは、吐出圧P1が導かれる分岐元圧通路53と、傾転アクチュエータ16に接続される第二制御圧通路56とが連通するため、制御圧Pcgは上昇する。
 このようにレギュレータ60は、LS差圧とLSスプリング14の付勢力とが釣り合うように傾転アクチュエータ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。
 分岐元圧通路53には、絞り54が介装され、レギュレータ60に導かれる吐出圧P1の圧力変動が緩和されるようになっている。
 ポンプ吐出流量制御装置1には、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の吐出流量をどの程度の割合で変化(増加)させるかを、ポンプ回転速度の上昇に応じて調整するゲイン調整機構が設けられる。ゲイン調整機構は、定容量ポンプ12から吐出される作動油を導く信号圧通路24に介装される抵抗器70と、抵抗器70の前後差圧(P3-P4)に応じてレギュレータ60を駆動して制御圧Pcgを調整する制御圧アクチュエータ90と、によって構成される。
 図2は、レギュレータ60,制御圧アクチュエータ90,及び抵抗器70を示す断面図である。以下、これらの具体的な構成について説明する。
 ポンプ吐出流量制御装置1は、第一ハウジング101及び第二ハウジング201を備える。第一ハウジング101には、抵抗器70が収容される。第二ハウジング201には、レギュレータ60及び制御圧アクチュエータ90が収容される。これに限らず、第一ハウジング101及び第二ハウジング201が一体で形成される構成としてもよい。
 第二ハウジング201には、レギュレータ60のスプール61を収容するスプール収容孔202と、制御圧アクチュエータ90のピストン91を収容するピストン収容孔203と、が同軸上に形成される。
 円柱状のスプール61とピストン91とは、互いに同軸上に延びて一体形成される。これに限らず、スプール61とピストン91は、別体で形成され、互いに連結される構成としてもよい。
 スプール61は、スプール収容孔202の開口端から突出する先端部を有する。スプール61の先端部と第二ハウジング201に取り付けられるプラグ210の間に圧力室204が画成される。圧力室204には、プラグ210に形成される信号通路(通孔)43,信号ポート33,及びプラグ210に接続される配管(図示省略)を通じてコントロールバルブの上流側に生じる信号圧Ppsが導かれる。
 スプール61は、その先端がプラグ210に当接することによって、図2にて右方向への移動が規制される。
 スプール61は、ピストン収容孔203の開口端から突出する基端部を有する。スプール61の基端部と第二ハウジング201に取り付けられるガイドスリーブ225及びプラグ221の間に圧力室205が画成される。圧力室205には、第二ハウジング201に形成される信号通路(通孔)44,信号ポート34,及び第二ハウジング201に接続される配管(図示省略)を通じてコントロールバルブの下流側に生じる信号圧Plsが導かれる。
 ピストン収容孔203の開口端部にはガイドスリーブ225が嵌合される。ガイドスリーブ225の内周にスプール61が摺動自在に挿入される。
 プラグ221の内部には、LSスプリング14の付勢力を調整するアジャスタ機構220が設けられる。アジャスタ機構220は、プラグ221に螺合するアジャスタロッド222と、プラグ221の内部に摺動自在に収容されるスプリング受け223と、スプール61の基端部に取り付けられるスプリング受け224と、を備える。コイル状のLSスプリング14は、スプリング受け224とスプリング受け223の間に圧縮して介装される。アジャスタロッド222の螺合位置を変えることにより、LSスプリング14の付勢力が調節される。
 第一ハウジング101と第二ハウジング201とには、前述の分岐元圧通路53,第一制御圧通路55,及び第二制御圧通路56が形成される。スプール61の中程には第一ランド部62及び第二ランド部63が形成される。スプール61のストロークに応じて、第二制御圧通路56と分岐元圧通路53とが連通する開度、または第二制御圧通路56と第一制御圧通路55とが連通する開度が変化する。
 LSスプリング14の付勢力によってスプール61が図2に示すようにポジション60Aに保持される状態では、前述のように、第一制御圧通路55と第二制御圧通路56とが連通するため、制御圧Pcgは馬力制御レギュレータ40によって調整される作動油圧Pcに基づく値となる。
 一方、スプール61がLSスプリング14の付勢力に抗して図2において左方向に移動してポジション60Bに切り換わると、分岐元圧通路53と第二制御圧通路56とが連通するため、制御圧Pcgは上昇する。
 次に、制御圧アクチュエータ90の構成について説明する。
 制御圧アクチュエータ90は、スプール61を駆動するピストン91を備える。ピストン91は、スプール61の中程に設けられる。ピストン91は、その外周がピストン収容孔203の内周に摺接して、ピストン収容孔203を第一圧力室92と第二圧力室93とに仕切る。
 第一ハウジング101と第二ハウジング201には、第一圧力室92と信号圧通路24の抵抗器70より上流側とを連通する上流側制御圧連通路94と、第二圧力室93と信号圧通路24の抵抗器70より下流側とを連通する下流側制御圧連通路95と、が設けられる。
 信号圧通路24における抵抗器70の上流側圧力P3は、上流側制御圧連通路94を通じて第一圧力室92に導かれ、抵抗器70の下流側圧力P4は、下流側制御圧連通路95を通じて第二圧力室93に導かれる。抵抗器70の前後差圧(P3-P4)が高まると、ピストン91に作用する圧力差によってスプール61は図2において右方向に移動する。この結果、ポジション60Aの開度、すなわち、第一制御圧通路55と第二制御圧通路56とが連通する開度が大きくなるので、傾転アクチュエータ16に導かれる制御圧Pcgは、馬力制御レギュレータ40によって調整される作動油圧値Pcに基づく値になる。
 次に、抵抗器70の構成について説明する。
 図1に示すように、抵抗器70は、信号圧通路24に互いに並列に介装される固定絞り71及びチェックバルブ80を備える。
 図2に示すように、チェックバルブ80は、信号圧通路24上に設けられるシート81と、シート81の下流側に配置されるポペット82と、ポペット82をシート81に押し付けるスプリング89と、を備える。
 第一ハウジング101には、ポペット82を収容するポペット収容孔102が形成される。ポペット収容孔102の一端には、テーパ状のシート81が形成される。
 ポペット82は、シート81に着座する弁体部83と、弁体部83を支持するシャフト84と、を備える。弁体部83は、円柱状に形成され、シート81に着座する部位がテーパ状に形成される。シャフト84は、弁体部83より小径の円柱状に形成される。ポペット82とシャフト84は、互いに同軸上に延びて一体形成される。これに限らず、ポペット82とシャフト84は、別体で形成され、互いに連結される構成としてもよい。
 信号圧通路24は、シート81に着座するポペット82によって上流部24Aと、下流部24Bに仕切られる。
 上流部24Aは、信号圧通路24を通じて定容量ポンプ12の吐出口に連通するとともに、上流側制御圧連通路94を通じて制御圧アクチュエータ90の第一圧力室92に連通している。
 下流部24Bは、信号圧通路24を通じて信号圧ポート32に連通するとともに、下流側制御圧連通路95を通じて制御圧アクチュエータ90の第二圧力室93に連通している。
 固定絞り71は、ポペット82の内部に形成され、シート81に着座するポペット82を迂回して上流部24Aと下流部24Bを連通する。
 固定絞り71は、ポペット82の軸上に開口して上流部24Aに連通する上流側絞り孔72と、上流側絞り孔72に接続して下流部24Bに連通する下流側絞り孔73と、を備える。
 上流側絞り孔72は、ポペット82の軸方向に延びており、その上流端は弁体部83の先端面に開口し、その下流端は下流側絞り孔73の中程に開口する。
 下流側絞り孔73は、ポペット82の径方向に延びており、その両端は弁体部83の外周にそれぞれ開口する。
 定容量ポンプ12から信号圧通路24に吐出される作動油は、図2に矢印で示すように、上流部24Aから上流側絞り孔72,下流側絞り孔73を通じて下流部24Bへと流れる。
 上流側絞り孔72の断面積は下流側絞り孔73の断面積より小さく形成されており、固定絞り71の流路断面積は段階的に拡大する。これにより、固定絞り71を通過する作動油の流れに乱れが生じることが抑えられ、固定絞り71の前後差圧が変動することを抑えられる。固定絞りは、上記構成に限らず、弁体部83がシート81に着座しているときに、弁体部83とシート81との間を僅かな作動油が流れるように、例えば、シート81または弁体部83に上流部24Aと下流部24Bとを連通する溝を形成してもよい。
 第一ハウジング101には、筒状のガイドハウジング103がポペット収容孔102に取り付けられる。シャフト84はガイドハウジング103の内周に摺動自在に支持される。
 ガイドハウジング103には、スプリング89の付勢力を調整するアジャスタ機構110が設けられる。
 アジャスタ機構110は、シャフト84の基端部に取り付けられるスプリング受け114と、ガイドハウジング103の内部に摺動自在に収容されるスプリング受け113と、スプリング受け113の位置を調節するアジャスタロッド111と、を備える。
 コイル状のスプリング89は、スプリング受け113とスプリング受け114の間に圧縮して介装され、シャフト84を軸方向に付勢する。
 スプリング受け113は、スプリング89の一端が当接する本体部116と、本体部116からスプリング89の内側に突出する突出部115と、を有する。本体部116と突出部115は一体で形成される。これに限らず、本体部116と突出部115とを別体で形成し、互いに連結する構成としてもよい。
 円柱状の本体部116の外周には、溝が形成され、その溝にOリング117が介装される。本体部116の外周はOリング117を介してガイドハウジング103の内周に摺動自在に挿入される。スプリング89を収容する収容室としてのスプリング収容室107は、Oリング117によって外部に対して密封される。
 突出部115は、本体部116から軸方向に延び、本体部116より小径の円柱状に形成され、その先端がシャフト84の基端に対峙する。
 ガイドハウジング103にプラグ104が取り付けられ、プラグ104にアジャスタロッド111が螺合して取り付けられる。
 アジャスタロッド111の螺合位置を変えることにより、アジャスタロッド111に当接するスプリング受け113が軸方向に移動して、スプリング89の付勢力が変えられる。これにより、チェックバルブ80の開弁圧が変わるので、ポンプ回転速度が上昇するのに応じてチェックバルブ80が開弁するタイミングを調節することができる。
 さらに、アジャスタロッド111の螺合位置を変えて、スプリング受け113の突出部115をシャフト84の基端に当接させると、弁体部83はシート81に当接したままとなる。この場合、ポンプ回転速度が上昇しても、チェックバルブ80が開弁しないため、ポンプ回転速度の上昇に応じて、抵抗器70の前後差圧は一定の割合で上昇し続ける。つまり、ポンプ回転速度が上昇しても抵抗器70の前後差圧の変化率は切り換わることがない。
 上述した構成に限らず、スプリング受け113とアジャスタロッド111が一体で形成される構成としてもよい。
 ガイドハウジング103の内部には、スプリング89を収容するスプリング収容室107が設けられる。スプリング収容室107は、ガイドハウジング103の内壁とスプリング受け113とシャフト84との間に画成される。スプリング収容室107の容積は、ポペット82の開閉作動時にシャフト84が移動するのに伴って拡縮する。
 シャフト84の内部には、スプリング収容室107と下流部24Bを連通する連通路120が設けられる。連通路120は、シャフト84の軸方向に延びる軸孔121と、軸孔121の中程からシャフト84の径方向に延びる通孔122及び通孔123と、を有する。軸孔121の一端はスプリング収容室107に開口し、軸孔121の他端は通孔122を通じて下流部24Bに連通する。スプリング受け113の突出部115がシャフト84の基端に当接して、軸孔121の一端が塞がれた状態でも、軸孔121は通孔123を通じてスプリング収容室107に連通する。
 ポペット82が開弁するとき、スプリング収容室107の作動油は連通路120を通じて下流部24Bに流出する。ポペット82が閉弁するとき、下流部24Bの作動油は連通路120を通じてスプリング収容室107に流入することにより、ポペット82はスムーズに開閉する。
 次に、ポンプ吐出流量制御装置1がポンプ回転速度に対する可変容量ポンプ11の吐出流量のゲインを切り換える動作について説明する。 
 定容量ポンプ12のポンプ回転速度が低く、固定絞り71の前後差圧が所定値に達するまでは、チェックバルブ80が閉弁し、固定絞り71が作動油の流れに付与する抵抗によって前後差圧(P3-P4)が生じる。抵抗器70の前後差圧がポンプ回転速度の上昇に応じて高まるにつれて、レギュレータ60のポジション60A側の開度が大きくなるため、可変容量ポンプ11の吐出流量はポンプ回転速度の上昇に応じて所定の割合(ゲイン)で増加する。
 定容量ポンプ12のポンプ回転速度がさらに上昇して、固定絞り71の前後差圧が所定値を越えて上昇すると、ポペット82がスプリング89の付勢力に抗してシート81から離れてチェックバルブ80が開弁し、作動油がポペット82とシート81間の流路と固定絞り71の両方を流れる。抵抗器70の流路面積が拡大して作動油の流れに付与される抵抗が小さくなることにより、ポンプ回転速度の上昇に対して抵抗器70の前後差圧が変化する割合は小さくなる。これに伴い、可変容量ポンプ11の吐出流量が増加する割合(ゲイン)も小さくなる。
 図3は、ポンプ回転速度に対する制御流量(可変容量ポンプ11の吐出流量)及びLS差圧の関係を示す特性図である。図3において、破線は従来装置による特性を示し、実線は本発明のポンプ吐出流量制御装置1による特性を示す。従来装置では、抵抗器に固定絞りのみを備えるため、制御流量及びLS差圧がポンプ回転速度の全域で一定の割合で上昇している。一方、本発明のポンプ吐出流量制御装置1における制御流量及びLS差圧は、チェックバルブ80が閉弁しているポンプ回転速度の低中速度域では従来装置より大きな割合で上昇し、チェックバルブ80が開弁する中高速度域では従来装置より小さな割合で上昇する。
 以上の本実施形態によれば、以下に示す作用効果を奏する。
 ポンプ回転速度が上昇して、固定絞り71の前後差圧が所定値を越えて上昇するのに伴ってポペット82がスプリング89の付勢力に抗してシート81から離れてチェックバルブ80が開弁する。これにより、抵抗器70の前後差圧が変化する割合は、ポンプ回転速度の上昇に応じて小さくなり、可変容量ポンプ11の吐出流量が増加する割合もポンプ回転速度の上昇に応じて小さく切り換わる。
 これにより、ポンプ低中回転速度域では、ポンプ回転速度の変化に対する可変容量ポンプ11の吐出流量の変化を大きくして、ポンプ回転速度に応じた作業機の操作性が確保される。一方、ポンプ中高回転速度域では、ポンプ回転速度の変化に対する可変容量ポンプ11の吐出流量の変化が小さくなることにより、作業機の作業効率が維持される。
 ポペット82の内部に固定絞り71が形成されることにより、ポペット82を収容する第一ハウジング101に固定絞りを形成する必要がなく、簡便な構造を提供し、抵抗器70の小型化が図れる。
 固定絞り71は、ポペット82に開口して信号圧通路24のシート81より上流側に連通する上流側絞り孔72と、上流側絞り孔72に接続して信号圧通路24のシート81より下流側に連通する下流側絞り孔73と、を有し、上流側絞り孔72の断面積が下流側絞り孔73の断面積より小さく形成されるため、固定絞り71を通過する作動油の流れに乱れが生じることを抑えられ、固定絞り71の前後差圧を安定させることができる。
 ポペット82は、信号圧通路24のシート81に着座する弁体部83と、弁体部83を支持するシャフト84と、を有し、シャフト84を軸方向に付勢するスプリング89を収容するスプリング収容室107と、信号圧通路24のシート81より下流側とスプリング収容室107とを連通する連通路120と、を備えるため、信号圧通路24のシート81より下流側の作動油圧がスプリング収容室107に導かれることにより、シート81より上流側に生じる作動油圧の変動がスプリング収容室107に導かれることを抑えられ、ポペット82の開度が安定する。
 ポペット82の軸方向に変位してスプリング89の付勢力を調節するアジャスタロッド111を備え、アジャスタロッド111がポペット82の開弁作動を規制する位置に移動するため、アジャスタロッド111がポペット82の開弁圧を調節することにより、可変容量ポンプ11の吐出流量の変化割合が切り換えられるポンプ回転速度を変更できる。さらに、アジャスタロッド111がポペット82の開弁作動を規制することにより、可変容量ポンプ11の吐出流量の増加割合が切り換わることなく、ポンプ回転速度に応じた作業機の操作性が得られる。
 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。
 本願は2013年3月27日に日本国特許庁に出願された特願2013-66836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 (5)

  1.  レギュレータによって調整される制御圧が高まるのに応じて可変容量ポンプの吐出流量が減少するように制御されるポンプ吐出流量制御装置であって、
     前記可変容量ポンプと共通の駆動源によって駆動される定容量ポンプと、
     前記定容量ポンプから吐出される作動流体が流れる信号圧通路に介装される抵抗器と、
     前記抵抗器の前後差圧が高まるのに応じて前記レギュレータを駆動して前記制御圧を低下させる制御圧アクチュエータと、を備え、
     前記抵抗器は、前記信号圧通路に互いに並列に介装される固定絞り及びチェックバルブを備え、
     前記チェックバルブは、
     前記信号圧通路に介装されるシートと、
     前記シートの下流側に配置されるポペットと、
     前記ポペットを前記シートに押し付けるスプリングと、を備えるポンプ吐出流量制御装置。
  2.  請求項1に記載のポンプ吐出流量制御装置であって、
     前記固定絞りは前記ポペットの内部に形成されるポンプ吐出流量制御装置。
  3.  請求項1に記載のポンプ吐出流量制御装置であって、
     前記固定絞りは、
     前記ポペットに開口して前記信号圧通路の前記シートより上流側に連通する上流側絞り孔と、
     前記上流側絞り孔に接続して前記信号圧通路の前記シートより下流側に連通する下流側絞り孔と、を有し、
     前記上流側絞り孔の断面積が前記下流側絞り孔の断面積より小さく形成されるポンプ吐出流量制御装置。
  4.  請求項1に記載のポンプ吐出流量制御装置であって、
     前記ポペットは、
     前記信号圧通路のシートに着座する弁体部と、
     前記弁体部を支持するシャフトと、を有し、
     前記シャフトを軸方向に付勢する前記スプリングを収容する収容室と、
     前記信号圧通路の前記シートより下流側と前記収容室とを連通する連通路と、をさらに備えるポンプ吐出流量制御装置。
  5.  請求項1に記載のポンプ吐出流量制御装置であって、
     前記ポペットの軸方向に変位して前記スプリングの付勢力を調節するアジャスタロッドをさらに備え、
     前記アジャスタロッドが前記ポペットの開弁作動を規制する位置に移動するポンプ吐出流量制御装置。
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