JPH05256255A - 油圧システム - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 【目的】ポンプを常に零に等しい最小容量から起動し
て、立上りトルクを抑制し、省動力を図り、クラッチ等
入力の遮断機構を省略するとともに、荷役動作開始時に
おいて容量を増大するための制御シリンダへ圧油を確実
に供給して最小容量から最大容量運転への移行を円滑に
行う。 【構成】可変容量型斜板式ピストンポンプ２１の吐出通
路１７に吐出管路２２を介して荷役切換弁２３及び荷役
用アクチュエータ２４を接続する。又、前記吐出管路２
２から制御管路２５を介して供給される圧油により制御
シリンダ１９を動作して、復帰ばね１８により最小容量
位置に付勢される斜板１１を最大容量位置へ押動可能に
する。そして、前記吐出管路２２の途中に荷役作業開始
時に前記制御管路２５への制御油の圧力を速やかに上昇
させ、その後吐出通路２２の通路を増大する可変絞り弁
３９を設ける。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

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

【０００２】

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

【０００３】

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

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

【０００５】この発明の目的は上記従来技術に存する問
題点を解消して、荷役指令等単なるスイッチのオン、オ
フ操作のみで、稼働状態にあるポンプの実質的な容量制
御が達成でき、しかも簡単な構成により非荷役状態から
荷役状態への切換操作時にポンプの容量を最小容量から
最大容量へ速やかに切換えることができる油圧システム
を提供することにある。

【０００６】

【課題を解決するための手段】この発明は上記目的を達
成するため、斜板の傾角を常に縮小して容量を減少させ
る向きに付勢する復帰ばねと、これに対向して該斜板の
傾角を増大して容量を増大させる向きに付勢する制御シ
リンダとを有して、動力供給源に直結された可変容量型
斜板式ピストンポンプと、該ポンプの吐出ポートとアク
チュエータとを結ぶ吐出管路と、該吐出管路の途中に設
けた荷役切換弁と、前記吐出管路と前記制御シリンダの
制御室とを連通して圧油を制御シリンダに供給する制御
管路と、前記吐出管路と制御管路の接続点よりも下流側
の吐出管路に設けられ、かつ常には付勢ばねにより該吐
出管路の通路面積を減少する方向に付勢され、吐出管路
を流れる油圧力の増大により通路面積を付勢ばねの弾性
力に抗して増大する方向に押圧される可変絞り弁とによ
り構成している。

【０００７】

【作用】この発明は上記手段をとったことにより、アク
チュエータの休止時には、ポンプが駆動されても油タン
クと直結する吐出管路内の圧力上昇は殆どなく、制御シ
リンダは実質的に機能せず斜板は零容量に等しい最小傾
角（約０．１〜４°）を保ってクラッチ（オフ）機能を
代替している。又、この状態においては可変絞り弁が吐
出管路の通路面積を絞りが最大となる位置に付勢ばねに
より保持された状態にある。

【０００８】この状態から荷役切換弁の操作によりアク
チュエータへの給油が開始されると、動作負荷に基づい
て吐出管路内の圧力が上昇し、制御管路を介して制御シ
リンダに圧油が供給され、制御ピストンの移動が促さ
れ、斜板の傾角が増大する方向に付勢される。この時、
可変絞り弁により吐出管路の通路面積が絞り状態にある
ため、可変絞り弁上流側の吐出管路の油圧が素早く増大
し、従って、制御管路から制御シリンダの制御室への制
御油圧が増大し、ポンプは零に等しい最小容量から迅速
かつ確実に立ち上がり、斜板が最大傾角に達するに至っ
て最大容量の定常運転に速やかに移行される。

【０００９】そして、この定常運転状態においては吐出
管路内を流れる作動油の圧力が荷役負荷に応じて上昇し
ており、又、流量の増大による運動量も作用するので、
可変絞り弁が吐出管路の面積を増大する方向に付勢ばね
の弾性力に抗して移動され、定常運転状態における作動
油の供給に支障を来すことはない。

【００１０】又、荷役等の作業が終了し実質的にアクチ
ュエータへの給油が停止されると、吐出管路内の圧力が
低下して、制御シリンダ内周面と制御ピストン外周面と
の摺動間隙を介した圧油の漏出や制御シリンダに設けら
れた還流オリフィス等からの圧油の漏出と相まって、斜
板傾角を増大する向きに付勢していた制御シリンダ内の
制御圧は低下し、これにより復帰ばねの弾性力に屈した
斜板は徐々に傾角縮小側へと変位して、ポンプは運転を
継続したまま零に等しい最小容量に移行される。これと
同時に、付勢ばねにより可変絞り弁が絞り量を増大する
方向に移動される。

【００１１】

【実施例】以下、この発明を具体的した油圧システムの
一実施例を図１〜図６に基づいて説明する。

【００１２】図１はこの発明を産業車両に適用した油圧
システムの構成を示すもので、エンジンＥによって駆動
される可変容量型油圧ポンプ２１としては、斜板式ピス
トンポンプが用いられている。このピストンポンプを図
５に基づいて説明すると、センターハウジング１の前
（左）端面にはフロントハウジング２が接合固定され、
センターハウジング１の後（右）端面にはリヤエンドカ
バー３が接合固定され、それらの内部には作動空間４が
形成されている。前記フロントハウジング２とエンドカ
バー３の対向端壁間には回転軸５がベアリング６により
支持されており、その外端部に連結された図示しない動
力取出装置（ＰＴＯ）によってエンジンＥ等により直接
回転されるようになっている。

【００１３】又、前記回転軸５にはシリンダブロック８
がスプラインによって同期回転可能に結合されており、
該シリンダブロック８内には複数のシリンダボア９が回
転軸５と平行に形成されている。これらのシリンダボア
９内にはそれぞれシュー１０を介して斜板１１に係留さ
れるピストン１２が往復動可能に収容されている。又、
回転軸５と一体的に回転するシリンダブロック８内のシ
リンダボア９がバルブプレート１３に透設した円弧状を
なす吸入ポート１４及び吐出ポート１５と交互に連通さ
れる。これにより作動油が吸入ポート１４からシリンダ
ボア１０内に吸入され、シリンダボア１０内の作動油は
吐出ポート１５から吐出される。なお、前記リヤエンド
カバー３には前記吸入ポート１４及び吐出ポート１５と
連通する吸入通路１６及び吐出通路１７が形成されてい
る。

【００１４】前記斜板１１は復帰ばね１８により常には
その傾角を零容量に等しい最小傾角（約０．１〜４°）
に変位する方向、つまり最小容量位置に付勢されてい
る。又、前記リヤエンドカバー３には制御シリンダ１９
が片持ち支持され、該シリンダ１９内には制御ピストン
２０が回転軸５と平行に、かつ同方向に往復動可能に収
容され、その先端面が斜板１１の一部に係留した球体を
押動して斜板１１の傾角を該復帰ばね１８の弾性力に抗
して増大させる向きに押動することにより、ピストン１
２のストロークを変更し、吐出容量を調整することがで
きるようになっている。従って、油圧回路の停止時にお
いては前記制御シリンダ１９内の制御室１９ａが大気圧
となっているので、前記復帰ばね１８の弾性力により斜
板１１が図５において傾角が最小となる最小容量位置に
付勢保持される。

【００１５】又、以上のように構成された可変容量型斜
板式ピストンポンプ２１の吐出通路１７には、図１に示
すように、吐出管路２２を介して荷役切換弁２３が接続
され、該荷役切換弁２３には荷役用アクチュエータ２４
が接続されている。又、前記吸入通路１６及び荷役切換
弁２３は油タンクＴに接続されている。

【００１６】さらに、前記吐出通路１７と制御シリンダ
１９の制御室１９ａはエンドカバー３に設けた制御管路
２５により連通され、その途中には圧力制御弁２６が介
在され、吐出管路２２から制御室１９ａへの制御油の供
給油量を制御するようにしている。この圧力制御弁２６
は図２に示すようにエンドカバー３に設けたスプール室
３ａ内に往復動可能に収容したスプール２７を有し、該
スプール２７の外周に形成した環状溝２８によって前記
制御管路２５を開路可能となっている。又、スプール２
７の外周に形成した大径部２９により、制御管路２５を
連続的に閉路可能となっている。さらに、前記スプール
２７の右端面とスプール室３ａにより形成された背圧室
３０は、連通路３１によりスプール２７下流側の制御管
路２５と連通されている。

【００１７】又、リヤエンドカバー３にはスプール室３
ａを密閉する蓋３２が螺合され、該蓋３２と前記スプー
ル２７の一端面に連結したばね受板３４との間にはばね
３３が介在され、スプール２７を常には開路位置へ付勢
している。そして、スプール２７は前記制御管路２５か
ら連通路３１を介して前記背圧室３０に導入された制御
圧Ｐ_C と対抗ばね３３の弾性力とによって操作され、該
制御圧Ｐ_C が設定値を越えた際、スプール２７により制
御管路２５が連続的に開度を縮小、閉鎖され、制御圧Ｐ
_C の上限を規制するものである。なお、図１，５におい
て２ａは斜板１１の最大傾角を規制するストッパであ
る。

【００１８】図１に示すように、前記吐出管路２２には
非荷役状態から荷役状態への切換えの際、吐出管路２２
内の初期圧力を効率的に上昇させて制御管路２５から制
御シリンダ１９の制御室１９ａへ高油圧を作用させるた
めの可変絞り弁３９が介在されている。この可変絞り弁
３９の一例を図３により説明すると、前記リヤエンドカ
バー３の側面には、吐出通路１７と対応してケーシング
４０が接合固定され、その吐出通路４０ａには吐出管路
２２の端部が接続されている。前記ケーシング４０の下
部に形成した収容室４０ｂにはスプール４２が前記吐出
通路４０ａの通路面積を増減する上下方向への往復動可
能に収容され、付勢ばね４３により常には絞り量が最大
（通路面積が最小）となる上方へ付勢されている。さら
に、前記スプール４２の外周面には上下方向へ延びるス
プライン突条４２ａが形成され、前記収容室４０ｂに形
成したスプライン溝４０ｃに沿って上下方向のみ移動可
能に収容されている。又、このスプライン嵌合されたス
プール４２の先端部には、吐出通路１７側に指向する受
圧用の傾斜面４２ｂが形成されている。

【００１９】次に、前記のように構成した車両用油圧シ
ステムについて、その作用を説明する。図１に示すよう
に、荷役切換弁２３が非荷役位置に切換られたアクチュ
エータ２４の休止（非荷役）時には、エンジンＥと共に
ポンプ２１が駆動されても油タンクＴと直結する吐出管
路２２の吐出圧Ｐ_d の上昇は低い。この圧力は図６に示
す非荷役時の設定圧Ｐ₁ 、つまり吐出管路２２に設けた
荷役切換弁２３を作動させるため、非荷役時においても
数気圧に保持される。又、この非荷役状態では、圧力制
御弁２６のスプール２７がばね３３の弾性力によりノー
マル位置（開位置）を保持してはいるものの、図６に示
す非荷役時の設定圧Ｐ₁ よりも高い非荷役から荷役状態
への切換に必要な制御圧Ｐ_C の設定圧Ｐ₂ よりも低いの
で、制御シリンダ１９は実質的に機能せず、斜板１１は
復帰ばね１８の弾性力により零容量に等しい最小傾角
（０．１〜４°）を保ってクラッチ（オフ）機能を代替
している。従って、ポンプ２１の起動トルクは小さく、
動力の消費も少ない。

【００２０】この状態から荷役切換弁２３の操作により
アクチュエータ２４への給油が開始されると、動作負荷
に基づいて吐出管路２２内の吐出圧Ｐ_d は上昇し、同時
に制御管路２５を経て制御シリンダ１９に供給される制
御圧Ｐ_C も増大するので、復帰ばね１８の弾性力に抗し
た制御ピストン２０の進動により斜板傾角を増大すべく
付勢する。すなわちポンプ２１は零に等しい最小容量か
ら立上り、制御圧Ｐ_C（＝Ｐ_d ）が切換設定値Ｐ₂ に達
するに至って斜板１１は最大傾角つまり最大容量の定常
運転に移行し、荷役作業が行われる。

【００２１】この実施例では図３に示すように制御管路
２５の下流側付近の吐出通路４０ａに非荷役状態におい
て該吐出通路４０ａの通路面積を小さくする可変絞り弁
３９を設けたので、非荷役状態から荷役状態への切換え
時に、吐出通路１７内の油圧Ｐ_d が図６に示すように急
上昇する。このため、制御シリンダ１９に作用する制御
圧Ｐ_C も切換設定圧Ｐ₂ に速やかに到達することにな
り、斜板１１は最小容量位置（非荷役状態）から最大容
量位置（荷役状態）へ迅速かつ確実に切換えられる。

【００２２】図３に示す非荷役状態で吐出管路２２を流
れる油量Ｑは、次式のようにポンプ２１の最小容量Ｖ
_min にそのアイドル回転数ｎを乗じて、１０００で除算
することにより求められる。

【００２３】

【数１】Ｑ＝（Ｖ_min ×ｎ）／１０００ 上式の油量Ｑが決まれば、吐出通路１７の内容積から吐
出圧力Ｐ_d が求められ、この吐出圧力Ｐ_d が制御管路２
５を通して制御シリンダ１９の制御室１９ａ内へ供給さ
れ、制御油圧Ｐ_C として制御ピストン２０に作用する。
従って、この制御ピストン２０を進動するのに必要な制
御圧Ｐ_C を設定圧Ｐ₂ として設定することができ、この
設定圧Ｐ₂ を短時間に得るためにスプール４２を付勢す
るばね４３の弾性力が設定されている。

【００２４】さらに、斜板１１が図５に示すように最大
容量位置へ切換えられると、その吐出量が図４に示すよ
うに大流量Ｑ´となり、この大流量Ｑ´が可変絞り弁３
９のスプール４２に作用するので、該スプール４２はば
ね４３に抗して収容室４０ｂ内へ没入され、吐出通路面
積が充分確保される。

【００２５】次に、前記スプール４２に作用する圧油の
作用について、詳細に説明すると、図３においては、油
の質量流量（Ｑ×γ、但しγは油の比重）が単位時間に
スプール４２の傾斜面４２ｂに当たる力が荷重Ｆとして
作用する。すなわち、前記スプール４２の傾斜面４２ｂ
には油の流れる方向の投影面積Ｓに前記圧力Ｐ_d を乗じ
た荷重Ｆ（＝Ｓ×Ｐ_d ）が作用する。この荷重Ｆは前記
傾斜面４２ｂと同方向及び法線方向の分力ｆ_a ，ｆ_b と
なり、そのうちの分力ｆ_b に関するスプール４２の軸方
向への分力ｆ_C がばね４３の弾性力に抗してスプール４
２を押動する力となる。この分力ｆ_C は非荷役状態にお
いてはスプール４２を没入方向へ押動する力とはなら
ず、ポンプ２１が最大容量の荷役状態に移行した後、図
４に示すように吐出圧力がＰ_d からＰ_d ´に増大して、
荷重ＦがＦ´に増大し、それによりスプール４２を軸方
向へ押し込む分力ｆ_C もｆ_C ´に増大した場合に、スプ
ール４２がばね４３を圧縮しつつ没入を開始する。

【００２６】ところで、前述した油圧システムにおいて
は、吐出管路２２の配管容積がポンプ最小容量状態にお
ける吐出量に比べ膨大であるため、もし、前記可変絞り
弁３９を使用しない場合には、図６の二点鎖線で示すよ
うに制御圧Ｐ_C が数気圧の設定圧Ｐ₂ に達するまでの時
間が長くなるか、場合によっては制御圧不足あるいは制
御ピストン２０の作動が行われてもそれを維持すること
ができず、この結果斜板１１の傾角を最大容量状態に移
動保持できないという問題がある。しかし、この実施例
では上記問題を簡単な構成により解消することができ
る。

【００２７】又、前記荷役状態において、エンジンＥの
回転数に左右されるポンプ２１の吐出流量の増加やアク
チュエータ２４の動作負荷の増大により、図６に示すよ
うに吐出圧Ｐ_d がさらに上昇して、制御シリンダ１９へ
の制御圧Ｐ_C が設定値Ｐ₃ を越えると、連通路３１を介
して付加されている該制御圧Ｐ_C と対抗ばね３３の弾性
力との均衡がくずれて、それまでノーマル位置（開位
置）に保持されていた圧力制御弁２６のスプール２７は
連続的に開度を絞り、果ては制御管路２５を経由した制
御シリンダ１９への給油を完全に断つべく動作する。従
って、制御シリンダ１９内の制御圧Ｐ_C の上限は確実に
規制され、斜板１１等に加わる無用な過負荷は巧みに回
避される。

【００２８】荷役等の作業を終え、荷役切換弁２３の操
作によりアクチュエータ２４への給油が停止されると、
動作負荷の解除に基づいた吐出圧Ｐ_d の降下とともに、
ばね３３により圧力制御弁２６が元の開位置に保持さ
れ、吐出圧Ｐ_d 及び斜板傾角を増大する向きに付勢して
いた制御室１９ａ内の制御圧Ｐ_C は図６に示すように切
換設定圧Ｐ₂ を越えて非荷役設定圧Ｐ₁ まで急降下し、
復帰ばね１８の弾性力に屈した斜板１１は傾角縮小側へ
と変位され、ポンプ２１は運転を継続したまま零に等し
い最小容量に移行する。

【００２９】ところで、上述した荷役状態においては、
圧力制御弁２６により制御シリンダ１９内の制御圧Ｐ_C
の上限値が設定圧Ｐ₃ となっているので、荷役から非荷
役状態への切換動作時に制御圧Ｐ_C の降下が迅速に行わ
れ、容量切換の応答性が向上する。なお、前記圧力制御
弁２６を省略した場合には、吐出圧Ｐ_d と同様に制御圧
Ｐ_C も高圧となるので、この高圧を漏出により設定圧Ｐ
₂ 以下に低下するまでの時間が長くなる。

【００３０】又、この発明は前記実施例に限定されるも
のではなく、次のように具体化することもできる。 （１）図７に示すように、ケーシング４０の内部に絞り
通路４４ａを有するスプール４４を収容するとともに、
該スプールを常には絞り量が最大となる方向にばね４３
により付勢し、さらにスプール４４の上流側の吐出通路
４０ａとスプール４４の下部に設けた圧力室４６とを連
通路４５により連通すること。この実施例の場合にも非
荷役から荷役状態への切換えの際、制御管路３５へ供給
する制御油の圧力Ｐ_C を速やかに上昇して切換え動作を
迅速かつ確実に行うことができる他、荷役時に絞り通路
４４ａが吐出通路４０ａと対応する状態では油が自由流
となるため、圧力損失を抑制することができる。

【００３１】（２）図８に示すように、板状の絞り弁４
７をばね４８により常には絞り量が最大となる位置に付
勢すること。 （３）前記実施例では前記圧力制御弁２６をポンプ２１
のリヤエンドカバー３に組み込んだが、これをポンプ２
１と別体に構成すること。

【００３２】

【発明の効果】以上詳述したようにこの発明は、実質的
なポンプの作動（吐出）が常に零に等しい最小容量から
開始されるので、立上りトルクが小さく、省動力に加え
て過激な負荷変動を抑制できるとともに、無負荷時の容
量を零に等しい最小容量に保持し得るため、クラッチ等
入力の遮断機構を省略でき、さらに非荷役状態から荷役
状態への切換え作業を迅速かつ確実に行うことができ
る。

【図面の簡単な説明】

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

【図２】圧力制御弁の一例を示す断面図である。

【図３】可変絞り弁の一例を示す最大絞り状態の断面図
である。

【図４】可変絞り弁の一例を示す最小絞り状態の断面図
である。

【図５】斜板式可変容量型ピストンポンプの縦断面図で
ある。

【図６】非荷役及び荷役動作時間と吐出圧及び制御圧と
の関係を示すグラフである。

【図７】可変絞り弁の別例を示す断面図である。

【図８】可変絞り弁の別例を示す断面図である。

【符号の説明】

１１ 斜板、１８ 復帰ばね、１９ 制御シリンダ、１
９ａ 制御室、２１可変容量型斜板式ピストンポンプ、
２２ 吐出管路、２３ 荷役切換弁、２４アクチュエー
タ、２５ 制御管路、２６ 圧力制御弁、２７ スプー
ル、３０背圧室、３１ 連通路、３３ ばね、３９ 可
変絞り弁、４２，４４ スプール、４３，４８ 付勢ば
ね、Ｐ_C 制御圧、Ｐ₁ 非荷役時の設定圧、Ｐ₂ 非
荷役と荷役との切換設定圧、Ｅ エンジン。

Claims (1)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】 斜板の傾角を常に縮小して容量を減少さ
   せる向きに付勢する復帰ばねと、これに対向して該斜板
   の傾角を増大して容量を増大させる向きに付勢する制御
   シリンダとを有して、動力供給源に直結された可変容量
   型斜板式ピストンポンプと、該ポンプの吐出ポートとア
   クチュエータとを結ぶ吐出管路と、該吐出管路の途中に
   設けた荷役切換弁と、前記吐出管路と前記制御シリンダ
   の制御室とを連通して圧油を制御シリンダに供給する制
   御管路と、前記吐出管路と制御管路の接続点よりも下流
   側の吐出管路に設けられ、かつ常には付勢ばねにより該
   吐出管路の通路面積を減少する方向に付勢され、吐出管
   路を流れる油圧力の増大により通路面積を付勢ばねの弾
   性力に抗して増大する方向に押圧される可変絞り弁とか
   らなる油圧システム。