JPH0615865B2 - 油圧ポンプの入力制御装置 - Google Patents
油圧ポンプの入力制御装置Info
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- JPH0615865B2 JPH0615865B2 JP60242552A JP24255285A JPH0615865B2 JP H0615865 B2 JPH0615865 B2 JP H0615865B2 JP 60242552 A JP60242552 A JP 60242552A JP 24255285 A JP24255285 A JP 24255285A JP H0615865 B2 JPH0615865 B2 JP H0615865B2
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-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
- F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
- F15B11/00—Servomotor systems without provision for follow-up action; Circuits therefor
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- Engineering & Computer Science (AREA)
- Physics & Mathematics (AREA)
- Fluid Mechanics (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Control Of Positive-Displacement Pumps (AREA)
Description
【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本発明は主に油圧シヨベル、油圧クレーンその他の建設
機械、土木機械に使用される油圧ポンプの入力制御装置
に関する。
機械、土木機械に使用される油圧ポンプの入力制御装置
に関する。
この種の入力制御装置には油圧ポンプを駆動する原動機
の設定定格回転数と実際回転数との差に基づき油圧ポン
プの吐出量を制御する機構を備えたものがある。例えば
第３図に示す特開昭５５−１２２４５号公報記載のもの
は、制御シリンダ７０内の第１ピストン７１と第２ピス
トン７２との間にばね７３を介在させると共に、第１ピ
ストン７１のばねのない側に第１油圧室７４，７５を、
第２ピストン７２のばねのない側に第２油圧室７７を配
設し、第１ピストン７１と油圧ポンプ７８，７９とを操
作杆８０で連結し、第１油圧室７４，７５の受圧面積を
それぞれ等しくし、油圧ポンプ７８，７９の吐出圧力を
フイードバック管８１，８２で第１油圧室７４，７５に
導くと共に、油圧ポンプ７８，７９の駆動原動機８３の
設定定格回転数と実際回転数との差を演算する比較検出
器８４を設け、この比較検出器８４の検出信号により第
２油圧室７７の油圧力を制御している。
の設定定格回転数と実際回転数との差に基づき油圧ポン
プの吐出量を制御する機構を備えたものがある。例えば
第３図に示す特開昭５５−１２２４５号公報記載のもの
は、制御シリンダ７０内の第１ピストン７１と第２ピス
トン７２との間にばね７３を介在させると共に、第１ピ
ストン７１のばねのない側に第１油圧室７４，７５を、
第２ピストン７２のばねのない側に第２油圧室７７を配
設し、第１ピストン７１と油圧ポンプ７８，７９とを操
作杆８０で連結し、第１油圧室７４，７５の受圧面積を
それぞれ等しくし、油圧ポンプ７８，７９の吐出圧力を
フイードバック管８１，８２で第１油圧室７４，７５に
導くと共に、油圧ポンプ７８，７９の駆動原動機８３の
設定定格回転数と実際回転数との差を演算する比較検出
器８４を設け、この比較検出器８４の検出信号により第
２油圧室７７の油圧力を制御している。
この従来装置は、原動機８３の実際回転数が設定定格回
転数より少なくなる過負荷状態では、比較検出器８４の
検出信号により電磁弁８５が切換つて第２油圧室７７と
タンク８６とを連通するため、ピストン７２，７１が左
行し操作杆８０を動かしポンプ吐出量が減少する。これ
により実際回転数と設定定格回転数が等しくなると、電
磁弁８５は励磁を解かれて第２油圧室７７に通じるポー
トをブロックしタンク８６との連通を断つ。又、負荷に
余裕ができ原動機８３の実際回転数が設定定格回転数よ
り多くなると、比較検出器８４の検出信号により電磁弁
８５が切換つて第２油圧室７７と油圧源８７とを連通す
る結果、第２油圧室７７にシフト圧力が導かれピストン
７２，７１が右行し、ポンプ吐出量が増加する。これに
より実際回転数と設定定格回転数が等しくなると、電磁
弁８５は励磁を解かれて第２油圧室７７に通じるポート
をブロックし油圧源８７との連通を断つ。
転数より少なくなる過負荷状態では、比較検出器８４の
検出信号により電磁弁８５が切換つて第２油圧室７７と
タンク８６とを連通するため、ピストン７２，７１が左
行し操作杆８０を動かしポンプ吐出量が減少する。これ
により実際回転数と設定定格回転数が等しくなると、電
磁弁８５は励磁を解かれて第２油圧室７７に通じるポー
トをブロックしタンク８６との連通を断つ。又、負荷に
余裕ができ原動機８３の実際回転数が設定定格回転数よ
り多くなると、比較検出器８４の検出信号により電磁弁
８５が切換つて第２油圧室７７と油圧源８７とを連通す
る結果、第２油圧室７７にシフト圧力が導かれピストン
７２，７１が右行し、ポンプ吐出量が増加する。これに
より実際回転数と設定定格回転数が等しくなると、電磁
弁８５は励磁を解かれて第２油圧室７７に通じるポート
をブロックし油圧源８７との連通を断つ。
第４図に示す特開昭５８−８８４８０号公報記載のもの
は、原動機１に連結された油圧ポンプ２，２２を管路５
１，５２により当該ポンプ２，２２のレギュレータ５
３，５４のスプール４，２４の一端に制御ピストンを介
して接続し、自身のポンプ吐出圧力Ｐｄ１，Ｐｄ２をス
プール４，２４の他単に配設した加圧機構と対抗させ
る。加圧機構は、シリンダ室５５，５６にスプール４，
２４寄りの段付ピストン５７，５８、これと対向する第
２ピストン５９，６０及びその間に介在するばね６１，
６２を収容すると共に、スプール４，２４と段付ピスト
ン５７，５８との間に介在させるばね６５，６６を有
し、段付ピストン５７，５８の段付部を管路６３，６４
及び管路５２，５１により相手ポンプ２２，２に接続し
ている。
は、原動機１に連結された油圧ポンプ２，２２を管路５
１，５２により当該ポンプ２，２２のレギュレータ５
３，５４のスプール４，２４の一端に制御ピストンを介
して接続し、自身のポンプ吐出圧力Ｐｄ１，Ｐｄ２をス
プール４，２４の他単に配設した加圧機構と対抗させ
る。加圧機構は、シリンダ室５５，５６にスプール４，
２４寄りの段付ピストン５７，５８、これと対向する第
２ピストン５９，６０及びその間に介在するばね６１，
６２を収容すると共に、スプール４，２４と段付ピスト
ン５７，５８との間に介在させるばね６５，６６を有
し、段付ピストン５７，５８の段付部を管路６３，６４
及び管路５２，５１により相手ポンプ２２，２に接続し
ている。
原動機１に連結されたサーボポンプ１２，３７からの圧
油はサーボシリンダ４０，４１のロッド室４２，４３、
電磁比例減圧弁４４，４５及びスプール４，２４の各１
次側ポートに導き、スプール４，２４の２次側ポートは
サーボシリンダ４０，４１のヘッド室４６，４７に連通
している。
油はサーボシリンダ４０，４１のロッド室４２，４３、
電磁比例減圧弁４４，４５及びスプール４，２４の各１
次側ポートに導き、スプール４，２４の２次側ポートは
サーボシリンダ４０，４１のヘッド室４６，４７に連通
している。
一方、制御装置１８はスロットルレバー１６で設定する
原動機１の設定定格回転数と回転数検出器１７で検出す
る実際回転数との差を演算しさらに電磁比例減圧弁４
４，４５への出力値を演算するものである。電磁比例減
圧弁４４，４５はサーボポンプ１２，３７からの油圧力
を前記出力値に応じて減圧するものであり、この２次圧
力は増馬力圧力で加圧機構の第２ピストン５９，６０の
ストッパ側に導かれている。
原動機１の設定定格回転数と回転数検出器１７で検出す
る実際回転数との差を演算しさらに電磁比例減圧弁４
４，４５への出力値を演算するものである。電磁比例減
圧弁４４，４５はサーボポンプ１２，３７からの油圧力
を前記出力値に応じて減圧するものであり、この２次圧
力は増馬力圧力で加圧機構の第２ピストン５９，６０の
ストッパ側に導かれている。
この従来装置にあつては、自身のポンプ吐出圧力Ｐ
ｄ１，Ｐｄ２をスプール４，２４に当接する制御ピスト
ンに導き、相手のポンプ吐出圧力Ｐｄ２，Ｐｄ１を加圧
機構の段付ピストン５７，５８の段付部に導くと共に、
電磁比例減圧弁４４，４５からの増馬力圧力を第２ピス
トン５９，６０に導いて、自身のポンプ吐出圧力及び相
手のポンプ吐出圧力と対抗させることによりポンプ２，
２２の入力馬力を制御している。
ｄ１，Ｐｄ２をスプール４，２４に当接する制御ピスト
ンに導き、相手のポンプ吐出圧力Ｐｄ２，Ｐｄ１を加圧
機構の段付ピストン５７，５８の段付部に導くと共に、
電磁比例減圧弁４４，４５からの増馬力圧力を第２ピス
トン５９，６０に導いて、自身のポンプ吐出圧力及び相
手のポンプ吐出圧力と対抗させることによりポンプ２，
２２の入力馬力を制御している。
また、前記特開昭５８−８８４８０号公報記載の他の実
施例であるレギュレータは、第５図に示すように電磁比
例減圧弁からの二次圧力である減馬力圧力Ｐｉを、自身
のポンプ吐出圧力Ｐｄ及び相手のポンプ吐出圧力Ｐ２と
同方向にとつて加圧機構９２に作用せしめている。
施例であるレギュレータは、第５図に示すように電磁比
例減圧弁からの二次圧力である減馬力圧力Ｐｉを、自身
のポンプ吐出圧力Ｐｄ及び相手のポンプ吐出圧力Ｐ２と
同方向にとつて加圧機構９２に作用せしめている。
即ち、第５図において、レギュレータ９０のスプール４
の一端に作用する自身のポンプ吐出圧力Ｐｄとスプール
４を介して対抗する加圧機構９２は、シリンダ室５５に
密嵌され且つスプール４にばね６５を介して当接する第
１段付ピストン９３、同軸上となるシリンダ室５５、９
５に密嵌され且つ第１段付ピストン９３にばね６１を介
して対抗する第２段付ピストン９４、第２段付ピストン
９４とストッパ部９６との間に介在するばね９７、第１
段付ピストン９３とスプール４との間に介在するばね６
５等を備え、制御ピストン９１に導かれた自身のポンプ
吐出圧力Ｐｄに対して、第１段付ピストン９３のスプー
ル４側の段付部に相手のポンプ吐出圧力Ｐ２を導き、第
２段付ピストン９４の第１段付ピストン側の段付部に電
磁比例減圧弁からの減馬力圧力Ｐｉを導くことにより、
ポンプの入力馬力を制御している。
の一端に作用する自身のポンプ吐出圧力Ｐｄとスプール
４を介して対抗する加圧機構９２は、シリンダ室５５に
密嵌され且つスプール４にばね６５を介して当接する第
１段付ピストン９３、同軸上となるシリンダ室５５、９
５に密嵌され且つ第１段付ピストン９３にばね６１を介
して対抗する第２段付ピストン９４、第２段付ピストン
９４とストッパ部９６との間に介在するばね９７、第１
段付ピストン９３とスプール４との間に介在するばね６
５等を備え、制御ピストン９１に導かれた自身のポンプ
吐出圧力Ｐｄに対して、第１段付ピストン９３のスプー
ル４側の段付部に相手のポンプ吐出圧力Ｐ２を導き、第
２段付ピストン９４の第１段付ピストン側の段付部に電
磁比例減圧弁からの減馬力圧力Ｐｉを導くことにより、
ポンプの入力馬力を制御している。
ところで、この種のポンプ２，２２の吐出圧力Ｐｄ1，
Ｐｄ2は２５０〜３５０kgｆ／cm2であるが、これと対抗
するサーボポンプ１２，３７の吐出圧力は３０kgｆ／cm
2程度である。
Ｐｄ2は２５０〜３５０kgｆ／cm2であるが、これと対抗
するサーボポンプ１２，３７の吐出圧力は３０kgｆ／cm
2程度である。
ところが第３図に示す従来装置は、シフト圧力受圧面積
とポンプ吐出圧力受圧面積とが等しいから、油圧源８７
にはポンプ７８，７９と同様２５０〜３５０kgｆ／cm2
の高圧ポンプが必要となり不経済である。
とポンプ吐出圧力受圧面積とが等しいから、油圧源８７
にはポンプ７８，７９と同様２５０〜３５０kgｆ／cm2
の高圧ポンプが必要となり不経済である。
第４図に示す従来装置は、サーボポンプ１２，３７の吐
出圧力は前述のようにポンプ２，２２の吐出圧力Ｐ
ｄ1，Ｐｄ2の約１／１０と低くく、しかもこのサーボポ
ンプ１２，３７の吐出圧力を電磁比例減圧弁４４，４５
で減圧した増馬力圧力を加圧機構の第２ピストン５９，
６０に導くので、この増馬力圧力でポンプ吐出圧力Ｐｄ
1，Ｐｄ2に打ち勝つてスプールを移動させるには、ポン
プ吐出圧力との受圧面積比率を非常に大きくする必要が
ある。このため、シリンダ室５５，５６、段付ピストン
５７，５８及び第２ピストン５９，６０が大径となり、
加圧機構及びレギュレータが大型化する不都合がある。
さらに、第２ピストン５９，６０は他のピストンとは別
に製作する必要があり、ばね６１，６２は第２ピストン
５９，６０と段付ピストン５７，５８とで挟まれるの
で、ばね力の調整が困難となる。
出圧力は前述のようにポンプ２，２２の吐出圧力Ｐ
ｄ1，Ｐｄ2の約１／１０と低くく、しかもこのサーボポ
ンプ１２，３７の吐出圧力を電磁比例減圧弁４４，４５
で減圧した増馬力圧力を加圧機構の第２ピストン５９，
６０に導くので、この増馬力圧力でポンプ吐出圧力Ｐｄ
1，Ｐｄ2に打ち勝つてスプールを移動させるには、ポン
プ吐出圧力との受圧面積比率を非常に大きくする必要が
ある。このため、シリンダ室５５，５６、段付ピストン
５７，５８及び第２ピストン５９，６０が大径となり、
加圧機構及びレギュレータが大型化する不都合がある。
さらに、第２ピストン５９，６０は他のピストンとは別
に製作する必要があり、ばね６１，６２は第２ピストン
５９，６０と段付ピストン５７，５８とで挟まれるの
で、ばね力の調整が困難となる。
又、第４図に示す加圧機構における第２ピストン５９，
６０を除いてばね室に直接増馬力圧力を導くようにした
ものでは、前記同様シリンダ室５５，５６及び段付ピス
トン５７，５８が大径となり、又、ばね室が圧油室を兼
ねるためばね力調整機構の構造が複雑となるほか、段付
ピストン５７，５８の受圧面積、ばね６１，６２の設計
に制約をうける。又、エンジンスピードセンシングを使
用する場合、自身のポンプ吐出圧力及び増馬力圧力が導
かれるレギュレータには相手ポンプの吐出圧力によるス
プール制御が不要となるが、これによつて加圧機構の構
成要素で不要となるものは相手ポンプの吐出圧力を導く
ポートだけであるから、加圧機構を小型化することには
ならない。
６０を除いてばね室に直接増馬力圧力を導くようにした
ものでは、前記同様シリンダ室５５，５６及び段付ピス
トン５７，５８が大径となり、又、ばね室が圧油室を兼
ねるためばね力調整機構の構造が複雑となるほか、段付
ピストン５７，５８の受圧面積、ばね６１，６２の設計
に制約をうける。又、エンジンスピードセンシングを使
用する場合、自身のポンプ吐出圧力及び増馬力圧力が導
かれるレギュレータには相手ポンプの吐出圧力によるス
プール制御が不要となるが、これによつて加圧機構の構
成要素で不要となるものは相手ポンプの吐出圧力を導く
ポートだけであるから、加圧機構を小型化することには
ならない。
第５図に示す従来装置のレギュレータ９０は、加圧機構
９２の第２段付ピストン９４が第１段付ピストン９３に
比べて１段と大きく、又、第２段付ピストン９４をスプ
ール４側へ押付けるばね９７は、そのばね常数及びばね
外径が他のばね６１，６５に比べて拡段に大きくなり、
しかもばね長が長い。このため、レギュレータ９０が大
型化する不都合がある。
９２の第２段付ピストン９４が第１段付ピストン９３に
比べて１段と大きく、又、第２段付ピストン９４をスプ
ール４側へ押付けるばね９７は、そのばね常数及びばね
外径が他のばね６１，６５に比べて拡段に大きくなり、
しかもばね長が長い。このため、レギュレータ９０が大
型化する不都合がある。
以下、これを具体例で詳しく説明する。
第７図はこの従来技術のＰｄ−Ｑ線図（Ｐｄ−△Ｘ線図
を含む）で、減馬力圧力Ｐｉを３０kgｆcm2、減馬力制
御範囲を６０kgｆcm2にとり、制御ピストン９１のスト
ローク量は５mm、制御ピストン９１の直径は３mm（受圧
面積０．０７cm2）、第１段付ピストン９３の大径部の
直径ｄ２は１１mmにとつている。
を含む）で、減馬力圧力Ｐｉを３０kgｆcm2、減馬力制
御範囲を６０kgｆcm2にとり、制御ピストン９１のスト
ローク量は５mm、制御ピストン９１の直径は３mm（受圧
面積０．０７cm2）、第１段付ピストン９３の大径部の
直径ｄ２は１１mmにとつている。
いま、制御ピストン９１の受圧面積をＡｄ、第１段付ピ
ストン９３の受圧面積Ａ２、第２段付ピストン９４の受
圧面積Ａｉ、ばね６５，６１，９７のばね常数をｋａ，
Ｋｂ，Ｋｃ、自身のポンプ吐出圧力をＰｄ、相手のポン
プ吐出圧力をＰ２、減馬力圧力をＰｉとすれば、 制御ピストン９１のストローク量は、 △Ｘ＝△Ｘａ＋△Ｘｂ＋△Ｘｃ＝Ｐｄ・Ａｄ／ｋａ＋（Ｐｄ・Ａｄ＋Ｐ２・
Ａ2）／ｋｂ＋（Ｐｄ・Ａｄ＋Ｐ２・Ａ2＋Ｐｉ・Ａｉ）／ｋｃ・・(1) (1)式を第７図のＰｄ−Ｑ線図（Ｐｄ−△Ｘ線図を含
む）にあてはめて計算すると、以下の関係式が得られ
る。
ストン９３の受圧面積Ａ２、第２段付ピストン９４の受
圧面積Ａｉ、ばね６５，６１，９７のばね常数をｋａ，
Ｋｂ，Ｋｃ、自身のポンプ吐出圧力をＰｄ、相手のポン
プ吐出圧力をＰ２、減馬力圧力をＰｉとすれば、 制御ピストン９１のストローク量は、 △Ｘ＝△Ｘａ＋△Ｘｂ＋△Ｘｃ＝Ｐｄ・Ａｄ／ｋａ＋（Ｐｄ・Ａｄ＋Ｐ２・
Ａ2）／ｋｂ＋（Ｐｄ・Ａｄ＋Ｐ２・Ａ2＋Ｐｉ・Ａｉ）／ｋｃ・・(1) (1)式を第７図のＰｄ−Ｑ線図（Ｐｄ−△Ｘ線図を含
む）にあてはめて計算すると、以下の関係式が得られ
る。
Ｄ−Ｃ＝１．４４＝Ａi（３０／Kc）・・・(2) Ｃ−Ｂ＝３＝（１／kb＋１／ｋｃ）×２５０×Ａ２ ・・・・・・
・・・・・(3) Ｂ−Ａ＝０．６＝（１／ka＋１／kb＋１／kc）×５０×Ａｄ ・・・・・
・・・・・・(4) ここで、制御ピストン９１の受圧面積Ａｄを０．０７cm
2とすると、(2)，(3)，(4)式より各諸元は、以下のよう
になる。
・・・・・(3) Ｂ−Ａ＝０．６＝（１／ka＋１／kb＋１／kc）×５０×Ａｄ ・・・・・
・・・・・・(4) ここで、制御ピストン９１の受圧面積Ａｄを０．０７cm
2とすると、(2)，(3)，(4)式より各諸元は、以下のよう
になる。
ka＝10.3 kgｆ／mm kb＝20.6 kgｆ／mm kc＝41.2 kgｆ／mm Ａ２＝0.165cm2 （ｄ１＝１０，ｄ２＝１１） Ａｉ＝1.98 cm2 （ｄ３＝１９．３） 即ち、第１段付ピストン９３は小径ｄ１が１０mmで大径
ｄ２が１１mm、第２段付ピストン９４は小径ｄ２が１１
mmで大径ｄ３が１９．３mmとなる。
ｄ２が１１mm、第２段付ピストン９４は小径ｄ２が１１
mmで大径ｄ３が１９．３mmとなる。
以上の諸元で、減馬力圧力Ｐｉをうける第２段付ピスト
ン９４、これを嵌めるシリンダ室９５及び第２段付ピス
トン９４をスプール４側へ押付けるばね９７で構成する
減馬力圧力によるスプール押付機構に着目すると、第２
段付ピストン９４の大径ｄ３が第１段付ピストン９３の
大径ｄ２のほぼ２倍、ばね９７はばね常数４１．２kgf
／cm2で、ばね６５のばね常数の４倍、ばね６１のばね
常数の２倍と非常に大きく、さらに、ばね９７の長さが
８０mm程度になるので、減馬力圧力によるスプール押付
機構は、第１段付ピストン９３、これを嵌めるシリンダ
室５５、第１段付ピストン９３を挟圧するばね６１，６
５で構成する相手のポンプ吐出圧力によるスプール押付
機構に比べ、格段に大きくなる。しかも、この場合、ば
ね９７の外径は第２段付ピストン９４の大径ｄ３の約２
倍の４０mmとなるので、ばね９７と第２段付ピストン９
４との間にシリンダ室９５と干渉しない段付部材を介在
させることになる。このため、シリンダ室９５のスプー
ル側の端部からストッパ部９６に至る間が非常に長くな
る。
ン９４、これを嵌めるシリンダ室９５及び第２段付ピス
トン９４をスプール４側へ押付けるばね９７で構成する
減馬力圧力によるスプール押付機構に着目すると、第２
段付ピストン９４の大径ｄ３が第１段付ピストン９３の
大径ｄ２のほぼ２倍、ばね９７はばね常数４１．２kgf
／cm2で、ばね６５のばね常数の４倍、ばね６１のばね
常数の２倍と非常に大きく、さらに、ばね９７の長さが
８０mm程度になるので、減馬力圧力によるスプール押付
機構は、第１段付ピストン９３、これを嵌めるシリンダ
室５５、第１段付ピストン９３を挟圧するばね６１，６
５で構成する相手のポンプ吐出圧力によるスプール押付
機構に比べ、格段に大きくなる。しかも、この場合、ば
ね９７の外径は第２段付ピストン９４の大径ｄ３の約２
倍の４０mmとなるので、ばね９７と第２段付ピストン９
４との間にシリンダ室９５と干渉しない段付部材を介在
させることになる。このため、シリンダ室９５のスプー
ル側の端部からストッパ部９６に至る間が非常に長くな
る。
本発明は前記の実情に鑑みてなされたもので、この種の
油圧ポンプのレギュレータの小型化と製作費の低減を図
ることを目的とする。
油圧ポンプのレギュレータの小型化と製作費の低減を図
ることを目的とする。
前記の目的を達成するための本発明の手段を実施例に対
応する第１図及び第２図を用いて説明する。
応する第１図及び第２図を用いて説明する。
１台の原動機に連結された複数台の油圧ポンプの各レギ
ュレータに、少くとも自身のポンプ吐出圧力と、電磁比
例減圧弁から原動機の設定回転数と実際回転数との比較
検出値に応じた減馬力圧力を導いて油圧ポンプの入力馬
力を制限するようにしたものにおいて、レギュレータの
スプールを介して段付ピストンと加圧機構とを対抗させ
ると共に、この段付ピストンの同じ向きの二つの受圧面
の一方に自身のポンプ吐出圧力を導き、他方に前記減馬
力圧力を導くようにしたことを特徴とするものである。
ュレータに、少くとも自身のポンプ吐出圧力と、電磁比
例減圧弁から原動機の設定回転数と実際回転数との比較
検出値に応じた減馬力圧力を導いて油圧ポンプの入力馬
力を制限するようにしたものにおいて、レギュレータの
スプールを介して段付ピストンと加圧機構とを対抗させ
ると共に、この段付ピストンの同じ向きの二つの受圧面
の一方に自身のポンプ吐出圧力を導き、他方に前記減馬
力圧力を導くようにしたことを特徴とするものである。
前記加圧機構は、設定ばねのみで構成するか、又は設定
ばねと、この設定ばねにピストンを介して相手の油圧ポ
ンプ吐出圧力を対抗させるためのシリンダと、前記ピス
トンとレギュレータのスプールとの間に介在させるばね
で構成する。
ばねと、この設定ばねにピストンを介して相手の油圧ポ
ンプ吐出圧力を対抗させるためのシリンダと、前記ピス
トンとレギュレータのスプールとの間に介在させるばね
で構成する。
本発明の作用を第２図を用いて説明する。
自身のポンプ吐出圧力Ｐｄ1，Ｐｄ2と減馬力圧力Ｐ
ｉ1，Ｐｉ2を受ける段付ピストン６，２６のスプール押
付力と加圧機構４８，４８′によるスプール押付力とが
スプール４，２４を介して釣合つている第２図に示す状
態から、原動機２，２２の実際回転数が設定回転数より
少くなる過負荷状態になると、電磁比例減圧弁４４，４
５が作動し減馬力圧力Ｐｉ1，Ｐｉ2が高くなり、又、ポ
ンプ吐出圧力Ｐｄ1，Ｐｄ2も高くなるので、段付ピスト
ン６，２６は加圧機構４８，４８′のスプール押付力に
打ち勝つてスプール４，２４を加圧機構４８，４８′側
へ押す。これによりサーボシリンダ４０，４１のヘッド
室４６，４７をタンクに連通しポンプ傾転角を減じポン
プ吐出量が減少する。これとは逆に、負荷に余裕ができ
ると、原動機２，２２の実際回転数が設定回転数より多
くなるので、前記過負荷の場合同様、電磁比例減圧弁４
４，４５が作動し、又ポンプ吐出圧力Ｐｄ1，Ｐｄ2が低
下するため、加圧機構４８，４８′は段付ピストン６，
２６のスプール押付力に打ち勝つてスプール４，４４を
段付ピストン６，２６側へ押し、ポンプ傾転角を増しポ
ンプ吐出量が増加する。
ｉ1，Ｐｉ2を受ける段付ピストン６，２６のスプール押
付力と加圧機構４８，４８′によるスプール押付力とが
スプール４，２４を介して釣合つている第２図に示す状
態から、原動機２，２２の実際回転数が設定回転数より
少くなる過負荷状態になると、電磁比例減圧弁４４，４
５が作動し減馬力圧力Ｐｉ1，Ｐｉ2が高くなり、又、ポ
ンプ吐出圧力Ｐｄ1，Ｐｄ2も高くなるので、段付ピスト
ン６，２６は加圧機構４８，４８′のスプール押付力に
打ち勝つてスプール４，２４を加圧機構４８，４８′側
へ押す。これによりサーボシリンダ４０，４１のヘッド
室４６，４７をタンクに連通しポンプ傾転角を減じポン
プ吐出量が減少する。これとは逆に、負荷に余裕ができ
ると、原動機２，２２の実際回転数が設定回転数より多
くなるので、前記過負荷の場合同様、電磁比例減圧弁４
４，４５が作動し、又ポンプ吐出圧力Ｐｄ1，Ｐｄ2が低
下するため、加圧機構４８，４８′は段付ピストン６，
２６のスプール押付力に打ち勝つてスプール４，４４を
段付ピストン６，２６側へ押し、ポンプ傾転角を増しポ
ンプ吐出量が増加する。
加圧機構３５，３６のスプール押付力と段付ピストン
６，２６のスプール押付力とが釣合うと、ポンプ傾転角
はこの位置で固定され、原動機出力に見合つたポンプ入
力が得られる。
６，２６のスプール押付力とが釣合うと、ポンプ傾転角
はこの位置で固定され、原動機出力に見合つたポンプ入
力が得られる。
このように本発明では、加圧機構４８，４８′にスプー
ル４，２４を介して当接する段付ピストン６，２６には
自身のポンプ吐出圧力と減馬力圧力とを導いているの
で、この減馬力圧力によるスプール押付機構は、従来装
置の加圧機構に設けている減馬力圧力によるスプール押
付機構に比べ構造が簡単で小型化でき、且つ加圧機構に
は減馬力圧力によるスプール押付機構が不要となる。
又、ピストンスピードセンシングの使用で加圧機構には
相手のポンプ吐出圧力によるスプール押付機構が不要に
なるとか、又、段付ピストンに三つの受圧面を形成し、
これにより増えた受圧面に相手のポンプ吐出圧力を導く
ようにしたものでは、加圧機構は設定ばねのみでよい。
ル４，２４を介して当接する段付ピストン６，２６には
自身のポンプ吐出圧力と減馬力圧力とを導いているの
で、この減馬力圧力によるスプール押付機構は、従来装
置の加圧機構に設けている減馬力圧力によるスプール押
付機構に比べ構造が簡単で小型化でき、且つ加圧機構に
は減馬力圧力によるスプール押付機構が不要となる。
又、ピストンスピードセンシングの使用で加圧機構には
相手のポンプ吐出圧力によるスプール押付機構が不要に
なるとか、又、段付ピストンに三つの受圧面を形成し、
これにより増えた受圧面に相手のポンプ吐出圧力を導く
ようにしたものでは、加圧機構は設定ばねのみでよい。
本発明の実施例を図面に基づいて説明する。第２図にお
いて、原動機１に歯車機構を介して連結された油圧ポン
プ２，２２には入力馬力を制限するためのレギュレータ
３，２３を備えている。レギュレータ３，２３のスプー
ル４，２４の一端にはハウジング５，２５に嵌挿された
段付ピストン６，２６の大径側先端を当接すると共に、
段付ピストン６，２６の大径部の後端及び小径部の後端
の各箇所に油室７，２７と油室８，２８を形成し、油圧
７，２７にはポンプ２，２２からの吐出油を導き、油室
８，２８には電磁比例減圧弁４４，４５の２次圧力であ
る減馬力圧力Ｐｉ1，Ｐｉ2を導いている。従つて、段付
ピストン６，２６はポンプ吐出圧力Ｐｄ1，Ｐｄ2による
押付力に減馬力圧力Ｐｉ1，Ｐｉ2による押付力を加算し
たスプール押付力でスプール４，２４を介し加圧機構４
８，４８′と対抗する。
いて、原動機１に歯車機構を介して連結された油圧ポン
プ２，２２には入力馬力を制限するためのレギュレータ
３，２３を備えている。レギュレータ３，２３のスプー
ル４，２４の一端にはハウジング５，２５に嵌挿された
段付ピストン６，２６の大径側先端を当接すると共に、
段付ピストン６，２６の大径部の後端及び小径部の後端
の各箇所に油室７，２７と油室８，２８を形成し、油圧
７，２７にはポンプ２，２２からの吐出油を導き、油室
８，２８には電磁比例減圧弁４４，４５の２次圧力であ
る減馬力圧力Ｐｉ1，Ｐｉ2を導いている。従つて、段付
ピストン６，２６はポンプ吐出圧力Ｐｄ1，Ｐｄ2による
押付力に減馬力圧力Ｐｉ1，Ｐｉ2による押付力を加算し
たスプール押付力でスプール４，２４を介し加圧機構４
８，４８′と対抗する。
加圧機構４８，４８′は設定ばね３１，３２と、この設
定ばねに当接するピストン３３，３４と、相手ポンプ２
２，２の吐出圧力をピストン３３，３４のスプール４，
２４側に作用させるシリンダ室３５，３６と、ピストン
３３，３４とスプール４，２４との間に介在させるばね
２９，３０からなつている。
定ばねに当接するピストン３３，３４と、相手ポンプ２
２，２の吐出圧力をピストン３３，３４のスプール４，
２４側に作用させるシリンダ室３５，３６と、ピストン
３３，３４とスプール４，２４との間に介在させるばね
２９，３０からなつている。
原動機１で駆動される油圧ポンプ２，２２及びサーボポ
ンプ１２，３７のうち、ポンプ２，２２からの吐出圧力
Ｐｄ1，Ｐｄ2は自身のレギュレータ３，２３の油室７，
２７と相手の加圧機構４８′，４８のロッド室３８，３
９に導いている。サーボポンプ１２，３７からの油圧力
はスプール４，２４に嵌挿されたスリーブ４９，５０と
連動するサーボシリンダ４０，４１のロッド室４２，４
３、電磁比例減圧弁４４，４５及びスプール４，２４の
各１次側ポートに導き、スプール４，２４の２次側ポー
トはサーボシリンダ４０，４１のヘッド室４６，４７に
連通し、電磁比例減圧弁４４，４５の２次側ポートは油
室８，２８に連通している。
ンプ１２，３７のうち、ポンプ２，２２からの吐出圧力
Ｐｄ1，Ｐｄ2は自身のレギュレータ３，２３の油室７，
２７と相手の加圧機構４８′，４８のロッド室３８，３
９に導いている。サーボポンプ１２，３７からの油圧力
はスプール４，２４に嵌挿されたスリーブ４９，５０と
連動するサーボシリンダ４０，４１のロッド室４２，４
３、電磁比例減圧弁４４，４５及びスプール４，２４の
各１次側ポートに導き、スプール４，２４の２次側ポー
トはサーボシリンダ４０，４１のヘッド室４６，４７に
連通し、電磁比例減圧弁４４，４５の２次側ポートは油
室８，２８に連通している。
電磁比例減圧弁４４，４５は、スロットルレバー１６で
設定する原動機１の設定定格回転数と回転数検出器１７
で検出する原動機１の実際回転数との差を演算する制御
装置１８からの出力値に相応してサーボポンプ１２，３
７からの油圧力を減圧するもので、その２次圧たる減馬
力圧力Ｐｉ1，Ｐｉ2は原動機の設定定格回転数と実際回
転数とが等しいとき最低となる。
設定する原動機１の設定定格回転数と回転数検出器１７
で検出する原動機１の実際回転数との差を演算する制御
装置１８からの出力値に相応してサーボポンプ１２，３
７からの油圧力を減圧するもので、その２次圧たる減馬
力圧力Ｐｉ1，Ｐｉ2は原動機の設定定格回転数と実際回
転数とが等しいとき最低となる。
次に、第２図に示すレギュレータ３，２３を第５図に示
す従来技術のレギュレータ９０と同様の条件で製作した
場合に、第５図に示す従来装置のレギュレータとどのよ
うな差異が生ずるかを説明する。
す従来技術のレギュレータ９０と同様の条件で製作した
場合に、第５図に示す従来装置のレギュレータとどのよ
うな差異が生ずるかを説明する。
第２図に示すレギュレータを、第５図に示す従来装置の
レギュレータと比較し易いように書き代えた第６図にお
いて、段付ピストン６の自身のポンプ吐出圧力が作用す
る受圧部の面積Ａｄを０．０７cm2（従来装置の制御ピ
ストン９１の受圧面積Ａｄと同じ）、段付ピストン６の
ストローク量を５mm、ピストン３３の大径部ｄ２をほぼ
１１mmにとる。
レギュレータと比較し易いように書き代えた第６図にお
いて、段付ピストン６の自身のポンプ吐出圧力が作用す
る受圧部の面積Ａｄを０．０７cm2（従来装置の制御ピ
ストン９１の受圧面積Ａｄと同じ）、段付ピストン６の
ストローク量を５mm、ピストン３３の大径部ｄ２をほぼ
１１mmにとる。
いま、段付ピストン６の減馬力圧力受圧部の面積をＡ
ｉ、ピストン３３の受圧部の面積をＡ２、ばね２９，３
１のばね常数をｋａ，ｋｂ、自身のポンプ吐出圧力をＰ
ｄ、相手のポンプ吐出圧力をＰ２、減馬力圧力をＰｉと
すると、 段付ピストン６のストローク量は、 △Ｘ＝△Ｘａ＋△Ｘｂ＝（Ｐｄ・Ａｄ＋Ｐｉ・Ａｉ）／ｋａ＋（Ｐｄ・Ａｄ＋Ｐ
ｉ・Ａｉ＋Ｐ２・Ａ２）／ｋｂ・・・・・・・・・・・・(5) (5)式を第７図のＰｄ−Ｑ線図（Ｐｄ−△Ｘ線図を含
む）にあてはめて計算すると、以下の関係式が得られ
る。
ｉ、ピストン３３の受圧部の面積をＡ２、ばね２９，３
１のばね常数をｋａ，ｋｂ、自身のポンプ吐出圧力をＰ
ｄ、相手のポンプ吐出圧力をＰ２、減馬力圧力をＰｉと
すると、 段付ピストン６のストローク量は、 △Ｘ＝△Ｘａ＋△Ｘｂ＝（Ｐｄ・Ａｄ＋Ｐｉ・Ａｉ）／ｋａ＋（Ｐｄ・Ａｄ＋Ｐ
ｉ・Ａｉ＋Ｐ２・Ａ２）／ｋｂ・・・・・・・・・・・・(5) (5)式を第７図のＰｄ−Ｑ線図（Ｐｄ−△Ｘ線図を含
む）にあてはめて計算すると、以下の関係式が得られ
る。
Ｄ−Ｃ＝１．４４＝（１／ｋａ＋１／ｋｂ）×３０×Ａｉ ・・・・・・・
・・・・・(6) Ｃ−Ｂ＝３＝（１／ｋｂ）２５０×Ａ２・・(7) Ｂ−Ａ＝０．６＝（１／ｋａ＋１／ｋｂ）×５０×Ａｄ ・・・・・・・・
・・・・(8) ここで、Ａｄ＝０．０７cm2であるから、(6)，(7)，(8)
式より ka＝８．８kgｆ／mm kb＝１７．６kgｆ／mm Ａ2＝０．１０６cm2（ｄ1＝１０，ｄ2＝１０．７） Ａi＝０．２８２cm2（ｄ3＝６，ｄ４＝６．７） そして、ピストン３３の小径ｄ１が１０mmでは大径ｄ２
は１０．７mm、段付ピストン６の小径ｄ３が６では大径
ｄ４は６．７mmとなる。
・・・・・(6) Ｃ−Ｂ＝３＝（１／ｋｂ）２５０×Ａ２・・(7) Ｂ−Ａ＝０．６＝（１／ｋａ＋１／ｋｂ）×５０×Ａｄ ・・・・・・・・
・・・・(8) ここで、Ａｄ＝０．０７cm2であるから、(6)，(7)，(8)
式より ka＝８．８kgｆ／mm kb＝１７．６kgｆ／mm Ａ2＝０．１０６cm2（ｄ1＝１０，ｄ2＝１０．７） Ａi＝０．２８２cm2（ｄ3＝６，ｄ４＝６．７） そして、ピストン３３の小径ｄ１が１０mmでは大径ｄ２
は１０．７mm、段付ピストン６の小径ｄ３が６では大径
ｄ４は６．７mmとなる。
即ち、この実施例においては、加圧機構のピストン３３
の小径部は１０mmで大径部が１０．７mm、又、ピストン
３３を挟圧するばね２９，３１のばね常数は８．８kgｆ
／mmと１７．６kgｆ／mmである。これに対し、第５図に
示す従来装置の第１段付ピストン９３の小径部が１０mm
で大径部が１１mm、第１段付ピストン９３を挟圧するば
ね６５，６１のばね常数は１０．３kgｆ／mmと２０．６
kgｆ／mmであるから、両者の相手のポンプ吐出圧力によ
るスプール押付機構はほぼ同サイズとみてよい。又、段
付ピストン６は大径部が６．７mmで小径部が６mmである
から、第５図に示す直径３mmの制御ピストン９１に比べ
若干太く、又、長さも若干長くなる。しかし、これらの
違いはレギュレータ全体からみれば、問題とはならな
い。
の小径部は１０mmで大径部が１０．７mm、又、ピストン
３３を挟圧するばね２９，３１のばね常数は８．８kgｆ
／mmと１７．６kgｆ／mmである。これに対し、第５図に
示す従来装置の第１段付ピストン９３の小径部が１０mm
で大径部が１１mm、第１段付ピストン９３を挟圧するば
ね６５，６１のばね常数は１０．３kgｆ／mmと２０．６
kgｆ／mmであるから、両者の相手のポンプ吐出圧力によ
るスプール押付機構はほぼ同サイズとみてよい。又、段
付ピストン６は大径部が６．７mmで小径部が６mmである
から、第５図に示す直径３mmの制御ピストン９１に比べ
若干太く、又、長さも若干長くなる。しかし、これらの
違いはレギュレータ全体からみれば、問題とはならな
い。
従つて、第２図に示すレギュレータは、相手のポンプ吐
出圧力によるスプール押付機構を従来装置（第５図）の
ものとほぼ同サイズにとつた場合に、従来装置（第５
図）の減馬力圧力によるスプール押付機構（相手のポン
プ吐出圧力によるスプール押付機構よりも格段に大き
い）が占る容積だけ縮小することができる。
出圧力によるスプール押付機構を従来装置（第５図）の
ものとほぼ同サイズにとつた場合に、従来装置（第５
図）の減馬力圧力によるスプール押付機構（相手のポン
プ吐出圧力によるスプール押付機構よりも格段に大き
い）が占る容積だけ縮小することができる。
以上説明した第２図に示すものは、１台の原動機で駆動
される二つのポンプのレギュレータにそれぞれ自身のポ
ンプ吐出圧力と相手のポンプの吐出圧力と減馬力圧力を
導いてポンプの入力を制御するものであつたが、エンジ
ンスピードセンシングを用いることにより、二つのポン
プのうち一方のポンプのレギュレータにのみ自身のポン
プ吐出圧力と減馬力圧力を導いてポンプの入力を制御し
たものを第１図に示す。
される二つのポンプのレギュレータにそれぞれ自身のポ
ンプ吐出圧力と相手のポンプの吐出圧力と減馬力圧力を
導いてポンプの入力を制御するものであつたが、エンジ
ンスピードセンシングを用いることにより、二つのポン
プのうち一方のポンプのレギュレータにのみ自身のポン
プ吐出圧力と減馬力圧力を導いてポンプの入力を制御し
たものを第１図に示す。
このものは、油圧ポンプ２のレギュレータ３内の段付ピ
ストン６に自身のポンプ吐出圧力Ｐｄと電磁比例減圧弁
１０からの減馬力圧力Ｐｉを導き、加圧機構である設定
ばね１１とスプール４を介して対抗させる構成である。
その他の構成は第２図に示すものとほぼ同じである。
ストン６に自身のポンプ吐出圧力Ｐｄと電磁比例減圧弁
１０からの減馬力圧力Ｐｉを導き、加圧機構である設定
ばね１１とスプール４を介して対抗させる構成である。
その他の構成は第２図に示すものとほぼ同じである。
尚、第２図に示すレギュレータ３，２３の段付ピストン
６，２６に三つの受圧面を形成し、これにより増えた受
圧面に相手のポンプ吐出圧力Ｐｄ2，Ｐｄ1を導くように
すれば、加圧機構４８，４８′は設定ばね３１，３２だ
けでよい。
６，２６に三つの受圧面を形成し、これにより増えた受
圧面に相手のポンプ吐出圧力Ｐｄ2，Ｐｄ1を導くように
すれば、加圧機構４８，４８′は設定ばね３１，３２だ
けでよい。
以上説明したように本発明によれば、スプールを介して
加圧機構と対抗する段付ピストンに自身のポンプ吐出圧
力と減馬力圧力を導いているので、その減馬力圧力によ
るスプール押付機構は、従来装置の加圧機構に設ける減
馬力圧力によるスプール押付機構よりも小型で簡単な構
成となり、加圧機構には減馬力圧力によるスプール押付
機構が不要となる。従って、この種の油圧ポンプのレギ
ュレータの小型化及び製作費の低減を図ることができ
る。さらに、レギュレータに相手のポンプ吐出圧力を導
かない場合、従来装置の加圧機構ではその大きさは変わ
らないが、本発明では加圧機構を設定ばねのみで構成で
きるので、レギュレータの一層の小型化を図ることがで
きる。
加圧機構と対抗する段付ピストンに自身のポンプ吐出圧
力と減馬力圧力を導いているので、その減馬力圧力によ
るスプール押付機構は、従来装置の加圧機構に設ける減
馬力圧力によるスプール押付機構よりも小型で簡単な構
成となり、加圧機構には減馬力圧力によるスプール押付
機構が不要となる。従って、この種の油圧ポンプのレギ
ュレータの小型化及び製作費の低減を図ることができ
る。さらに、レギュレータに相手のポンプ吐出圧力を導
かない場合、従来装置の加圧機構ではその大きさは変わ
らないが、本発明では加圧機構を設定ばねのみで構成で
きるので、レギュレータの一層の小型化を図ることがで
きる。
第１図及び第２図はそれぞれ本発明の実施例の油圧回路
図、第３図及び第４図はそれぞれ従来装置の油圧回路
図、第５図はいま一つの従来装置のレギュレータの概略
図、第６図は本発明のレギュレータの概略図、第７図は
本発明の実施例のＰｄ−Ｑ線図である １……原動機、２，２２……油圧ポンプ、３，２３……
レギュレータ、４，２４……スプール、５，２５……ハ
ウジング、６，２６……段付ピストン、７，８，２７，
２８……油室、１０，４４，４５……電磁比例減圧弁、
１１，３１，３２……設定ばね、１６……スロットルレ
バー、１７……回転数検出器、１８……制御装置、４
８，４８……加圧機構。
図、第３図及び第４図はそれぞれ従来装置の油圧回路
図、第５図はいま一つの従来装置のレギュレータの概略
図、第６図は本発明のレギュレータの概略図、第７図は
本発明の実施例のＰｄ−Ｑ線図である １……原動機、２，２２……油圧ポンプ、３，２３……
レギュレータ、４，２４……スプール、５，２５……ハ
ウジング、６，２６……段付ピストン、７，８，２７，
２８……油室、１０，４４，４５……電磁比例減圧弁、
１１，３１，３２……設定ばね、１６……スロットルレ
バー、１７……回転数検出器、１８……制御装置、４
８，４８……加圧機構。
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 若宮 達也 兵庫県神戸市西区櫨谷町松本234番地 川 崎重工業株式会社西神戸工場内 (56)参考文献 特開 昭58−88480（ＪＰ，Ａ)
Claims (2)
- 【請求項１】１台の原動機に連結された複数台の油圧ポ
ンプの各レギュレータに、少くとも自身のポンプ吐出圧
力と、電磁比例減圧弁から原動機の設定回転数と実際回
転数との比較検出値に応じた減馬力圧力を導いて油圧ポ
ンプの入力馬力を制限するようにしたものにおいて、レ
ギュレータのスプールを介して段付ピストンと加圧機構
とを対抗させると共に、この段付ピストンの同じ向きの
二つの受圧面の一方に自身のポンプ吐出圧力を導き、他
方に前記減馬力圧力を導くようにしたことを特徴とする
油圧ポンプの入力制御装置。 - 【請求項２】加圧機構が設定ばねであるか、又は設定ば
ねと、この設定ばねにピストンを介して相手のポンプ吐
出圧力を対抗させるためのシリンダと、前記ピストンと
レギュレータのスプールとの間に介在させるばねからな
る特許請求の範囲第１項記載の油圧ポンプの入力制御装
置。
Priority Applications (2)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP60242552A JPH0615865B2 (ja) | 1985-10-28 | 1985-10-28 | 油圧ポンプの入力制御装置 |
| KR1019860008797A KR920007700B1 (ko) | 1985-10-28 | 1986-10-21 | 유압펌프의 입력제어장치 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP60242552A JPH0615865B2 (ja) | 1985-10-28 | 1985-10-28 | 油圧ポンプの入力制御装置 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS62101891A JPS62101891A (ja) | 1987-05-12 |
| JPH0615865B2 true JPH0615865B2 (ja) | 1994-03-02 |
Family
ID=17090797
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP60242552A Expired - Fee Related JPH0615865B2 (ja) | 1985-10-28 | 1985-10-28 | 油圧ポンプの入力制御装置 |
Country Status (2)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH0615865B2 (ja) |
| KR (1) | KR920007700B1 (ja) |
Families Citing this family (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2801091B2 (ja) * | 1991-02-19 | 1998-09-21 | 川崎重工業株式会社 | 可変容量型油圧ポンプの馬力制御装置 |
| CN115199790B (zh) * | 2022-06-30 | 2026-02-27 | 中国航发贵州红林航空动力控制科技有限公司 | 一种燃油泵调节器的安全活门 |
Family Cites Families (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5888480A (ja) * | 1981-11-21 | 1983-05-26 | Hitachi Constr Mach Co Ltd | 原動機で駆動される油圧ポンプの入力制御装置 |
-
1985
- 1985-10-28 JP JP60242552A patent/JPH0615865B2/ja not_active Expired - Fee Related
-
1986
- 1986-10-21 KR KR1019860008797A patent/KR920007700B1/ko not_active Expired
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| KR920007700B1 (ko) | 1992-09-15 |
| KR870004249A (ko) | 1987-05-08 |
| JPS62101891A (ja) | 1987-05-12 |
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