JPS62101892A - 油圧ポンプの入力制御装置 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

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ョベル、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。

〔従来の技術〕

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とのそれぞれの対向側にばね７３を有すると共
に、その非対抗側シリンダ空間にそれぞれ第１油圧室７
４．７５と第２油圧室７７とを配設し、第１ピストン７
１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におけるピストン７１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
第１油圧室７４．７５に導くフィードバック管８１．８
２を配設すると共に、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比較検出器８
４を設け、この検出器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が切換って第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
行して操作杆８０を動かしポンプ吐出量が減少する。こ
れにより過負荷が解消すると実際回転数と設定定格回転
数が等しくなり電磁弁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、検出器８４の検出信号
により電磁弁８５が切換って第２油圧室７７と油圧源８
７とを連通ずる結果、第２油圧室７７にシフト圧が導か
れピストン７２．７１が右行して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３．２３は管路
１０，３０を介して当該ポンプ３゜２３のレギュレータ
５３．５４のスプール８，２８の一端に接続してそれぞ
れ自身のポンプ吐出圧力Ｐｄ＋、Ｐｄｚをスプール８．
２８の一端に導いている。スプール８．２８の他端側に
はシリンダ室５５．５６を配設し、それぞれはスプール
８．２８寄りに段付ピストン５７．５８と第２ピストン
５９．６０及びその間に介装するばね６１゜６２を収容
すると共に、スプール８，２８と段付ピストン５７．５
８との間にばね６５．６６を介装し、段付ピストン５７
．５８の段付部は管路６３．６４により管路３０．１０
に連絡してあり、これによって当該段付部に相手のポン
プ２３．３の吐出圧力Ｐｄｇ、Ｐｄ、が導かれる。

サーボポンプ２，４３からの圧油はサーボシリンダ１７
．４８のロッド室１９．４９、電磁比例減圧弁１３．３
３及びスプール８．２８の各１次側ポートに導き、スプ
ール８，２８の２次側ポートはサーボシリンダ１７．４
８のヘソ）’室１８゜５０に連通している。

一方、制御装置２２はスロットルレバー２０で設定する
原動機ｌの設定定格回転数と回転数検出器２１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１３
．３３への出力値を演算するものであり、電磁比例減圧
弁１３．３３はサーボポンプ２，４３からの油圧力を前
記出力値に応じて減圧し、減圧された２次圧力（シフト
圧力）は第２ピストン５９．６０のストッパ側に導かれ
、段付ピストン５７．５８に導かれたポンプ吐出圧力と
対抗する。

この従来装置にあっては、自身のポンプ吐出圧力ＰＬ　
、Ｐｄｚをスプール８．２８に、相手のポンプ吐出圧力
ｐｄｚ、Ｐｄ＋を段付ピストン５７．５８の段付部に導
くと共に、原動機１の実際回転数と設定定格回転数とを
制御装置２２で比較しその出力値に基づき電磁比例減圧
弁１３．３３に減圧動作を行わせ、そのシフト圧力を第
２ピストン５９．６０に導くことによりポンプ３，２３
の入力馬力を制御している。

〔発明が解決しようとする問題点〕

ところが、この種のポンプ３，２３，７８．７９の吐出
圧力Ｐｄ１．Ｐｄ、は２５０〜３５０　ｋｇ／ｄである
のに対し、これに対抗するサーボポンプの吐出圧力は３
０ｋｇ／ｃｔＡ程度である。従って、サーボポンプの吐
出圧力でポンプ吐出圧力Ｐｄ。

、Ｐｄ！に打勝ってスプールないしピストンを作動させ
るにはサーボポンプ側の受圧面積をポンプ側の受圧面積
の約１０倍以上にする必要がある。

ところで第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が等しいから、油圧源８７には
２５０〜３５０ｋｇ／ｃｆｆｌの高圧ポンプが必要とな
る。第４図に示す従来装置はサーボポンプ２．４３から
の吐出圧力を電磁比例減圧弁１３．３３で減圧して使用
するため、前記受圧面積比率をさらに高める必要があり
段付ピストン５７．５８及゛び第２ピストン５９．６０
の径が大きくなり油圧ポンプのレギュレータが大きくな
る欠点がある。

本発明は前記の点に鑑みてなされたもので、シフト圧受
圧面積の小径化を図ることによりこの種の油圧ポンプの
レギュレータを小型化することを目的とする。

〔問題点を解決するための手段〕

前記の目的を達成するための本発明の構成を実施例に対
応する第１図及び第２図のうち、主に第２図を用いて説
明する。

１台の原動機」により駆動される油圧ポンプ３．２３に
油圧ポンプの入力馬力を制限するレギュレータ４，２４
を備えたものにおいて、レギュレータ４，２４のスプー
ル８．２８の一端にスプール８．２８に最も近いロッド
室１２．３２に受圧面を持つ第１制御ピストン６．２６
を介してスプール８．２８から最も遠い油室９に受圧面
を持つ第２制御ピストン７を当接し、油室９°に自身の
ポンプ吐出圧力を導き、ロッド室１２に原動機１の設定
定格回転数と原動機１の実際回転数との比較検出値に応
じた油圧力（シフト圧力）を導いてスプール他端の加圧
機構５１．５２．５２’と対抗させる。

〔作　用〕

自身のポンプ吐出圧力を受ける第２制御ピズトン７，２
７の押付力からシフト圧力を受ける第１制御ピストン６
．２６の押付力を差引いたスプール押付力と加圧機構５
１，５２．５２’のスプール押付力とがスプール８，２
８を介して釣合っている状態において、過負荷により原
動機１の実際回転数が設定定格回転数より下がるとシフ
ト圧力を低下させ、スプール８，２８はポンプ傾転角を
減じる方向に切換ねる。これによりポンプ吐出量が減少
して原動機ｌの実際回転数と設定定格回転数が合致する
と原動機出力に見合ったポンプ入力が得られる。

このように自身のポンプ吐出圧力を小さな受圧面で受け
る第２制御ピストンとシフト圧力を受ける第１制御ピス
トンとの差力をスプールを介し加圧機構のスプール押付
力と対抗させてポンプ入力を制御しているから、従来の
ように加圧機構のスプール押付力と逆方向に作用する加
圧機構の相手ポンプの吐出圧力に前記シフト圧を対抗さ
せる必要がない。従って、加圧機構の小径化と低圧化を
図ることができる。

〔実　施　例〕

本発明の実施例を図面に基いて説明する。第１図におい
て、原動機Ｉによりサーボポンプ２と共に駆動される油
圧ポンプ３にはその入力馬力を制限するためのレギュレ
ータ４を備えている。レギュレータ４のハウジング５に
は第１制御ピストン６と第２制御ピストン７とを直列に
嵌挿当接してレギュレータ４のスプール８の一端に第１
制御ピストン６の先端を当接すると共に、第２制御ピス
トン７の後端部が臨む油室９にポンプ３からの吐出圧力
を管路１０を経て導き、第１制御ピストン６を嵌挿する
シリンダ部１１のロッド室１２には電磁比例減圧弁１３
からのシフト圧力を導き、第１制御ピストン６の後端と
第２制御ピストン７の先端とが当接するヘッド室１４は
クンク１５に連通している。

従って、ポンプ吐出圧力Ｐｄによる第２制御ピストン７
の押付力からシフト圧力Ｐｉによる第１制御ピストン６
の押付力を差引いた押付力がスプール８を介し所定弾発
力にセットされたばね１６と対抗することになる。

一方スプール８の１次側ボート及びスプール８に嵌挿さ
れたスリーブ４６と連動するサーボシリンダ１７のロッ
ド室１８には油圧ポンプ３からの吐出圧力Ｐｄを導き、
スプール８の２次側ポートはサーボシリンダ１７のヘッ
ド室１９に連通している。

前記電磁比例減圧弁１３は、スロットルレバー２０で設
定する原動機１の設定定格回転数と回転数検出器２１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２２からの出力値に相応してサーボポンプ１２からの
油圧力を減圧するもので、その２次圧たるシフト圧力Ｐ
ｉは原動機の設定定格回転数と実際回転数が等しいとき
最高値をとる。

第１図では原動機１で駆動される油圧ポンプは１台であ
ったが、２台の例を第２図について説明する。

この実施例は、油圧ポンプ３．２３のレギュレータ４．
２４のハウジング５．２５に第１制御ピストン６．２６
と第２制御ピストン７．２７とを直列に嵌挿当接して第
１制御ピストン６．２６の先端をレギュレータ４，２４
のスプール８．２８の一端に当接し、スプール８．２８
の他端には加圧機構５１．５１’を配設している。本実
施例の加圧機構はばね３５，３６とばね３７．３８とで
挟圧されたピストン３９．４０を嵌挿したシリンダ室４
１．４２のロッド室４４．４５に相手のポンプ吐出圧力
を導くと共に、ばね３５，３６でスプール８．２８に連
絡している。

原動機１で駆動される油圧ポンプ３，２３及びサーボポ
ンプ２．４３のうち、ポンプ３．２３からの吐出圧力Ｐ
　ｄｌ　、Ｐ　ｄｚは自身のレギュレータ４．２４の第
２制御ピストン７．２７の後端部が臨む油室９．２９、
スプール８，２８の１次側ポート、スプール８．２８に
嵌挿されたスリーブ４６．４７と連動するサーボシリン
ダ１７．４８のロッド室１８．４９及び前述の如（相手
のレギュレータ２４，４の加圧機構５１’、５１に導い
てい為。サーボポンプ２．４３からの吐出圧力は電磁比
例減圧弁１３．３３を介して第１制御ピストン６．２６
を嵌挿するシリンダ部１１．３１のロッド室１２．３２
に導いている。

尚、第１制御ピストン６．２６の後端と第２制御ピスト
ン７．２７の先端とが当接するヘッド室１４．３４はタ
ンク１５に連通し、サーボシリンダ１７．４８のヘッド
室１９．５０はスプール８．２８の２次側ボートに連通
している。

電磁比例減圧弁１３．３３は第１図の実施例と同様であ
ってその２次圧たるシフト圧力ｐｉｅ。

Ｐｉｚは原動機ｌの設定定格回転数と実際回転数が等し
いとき最高値をとり、原動機１の実際回転数が設定定格
回転数より少なくなる程低下する。

従って、自身のポンプ吐出圧力による第２制御ピストン
７．２７の押付力からシフト圧力による第１制御ピスト
ン６．２６の押付力を差引いたスプール押付力と加圧機
構５１．５１’のスプール押付力とがスプール８．２８
を介して釣合っている状態において、過負荷により原動
機１の実際回転数が設定定格回転数より下がるとシフト
圧力が低下するため、制御ピストン側のスプール押付力
が増しスプール８，２８は押されてサーボシリンダ１７
．４８のヘッド室１９．５０をタンク１５に連通しポン
プ傾転角を減じる。これによりポンプ吐出量が減少し、
原動機１の実際回転数と設定定格回転数とが合致したと
ころで原動機出力に見合ったポンプ入力が得られるため
、原動機出力が低い場合のエンジンストップを防止でき
る。

しかして、前記するようなポンプの入力制御においては
、シフト圧力は自身のポンプ吐出圧力を受ける第２制御
ピストンのスプール押付力を減じるように作用させれば
よく、加圧機構５１，５１′の相手ポンプの吐出圧力に
打勝ってピストン３９．４０を動かすこと、を必要とし
ない。従って、加圧機構５１．５１’にはシフト圧力受
圧面が不要となり、加圧機構の小径化を図ることができ
る。

第１図の実施例は原動機で駆動される油圧ポンプの台数
が第２図では２台としたのを１台とする差異があるが、
第２図の油圧ポンプと同様の作用が得られる。

〔発明の効果〕

以上説明したように本発明によれば、シフト圧力は制御
ピストンのスプール押付力を減じるように作用させるも
ので加圧機構にはシフト圧力受圧面ば不要となるため、
加圧機構を小径化でき、又、制御ピストンのシフト圧力
受圧面も小さくすることができる。従って、レギュレー
タの小型化、コンパクト化を図り得る効果を有する。

【図面の簡単な説明】

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
である。 ｌ・・原動機、２，４３・・サーボポンプ、３．２３・
・油圧ポンプ、４．２４・・レギュレータ、６．２６・
・第１制御ピストン、７．２７・・ｉ２制御ピストン、
８．２８・・スプール、９．２９・・油室、１２．３２
・・ロッド室、１３．３３・・電磁比例減圧弁、１６・
・ばね、２０・・スロットルレバー、２１・・回転数検
出器、２２・・制御装置、５１．５１’・・加圧機構。

Claims (1)

【特許請求の範囲】
1. 　１台の原動機により駆動される油圧ポンプに油圧ポン
   プの入力馬力を制限するレギュレータを備えたものにお
   いて、レギュレータのスプールの一端に受圧部を対抗さ
   せる制御ピストンを当接してスプール他端の加圧機構と
   対抗させ、スプールから遠い側の受圧部に自身のポンプ
   吐出圧力を導き、スプールに近い側の受圧部に原動機の
   設定定格回転数と原動機の実際回転数との比較検出値に
   応じた油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。