液压泵的制作方法

文档序号:19255766发布日期:2019-11-27 21:47
液压泵的制作方法

本发明涉及一种用于建筑车辆等的液压泵。



背景技术:

在建筑车辆等广泛的领域中,使用了液压泵。作为一例,液压泵具有:旋转轴;缸体,其形成有多个沿着旋转轴方向延伸的缸孔;活塞,其移动自如地保持在各缸孔内;斜板,其用于在缸体旋转时使各活塞在各缸孔内移动;以及机构,其用于改变斜板相对于缸体的旋转轴的倾斜角(偏转角)。旋转轴与作为驱动源的发动机连结。特别是,上述液压泵还被作为可变容量式液压泵使用。在日本jp2002-138948a中公开了这样的可变容量式液压泵的一例。

该液压泵输出基于油从缸孔的排出而产生的驱动力。更具体而言,利用来自发动机的动力使旋转轴旋转,从而使与旋转轴结合的缸体旋转,并通过缸体的旋转使活塞往复动作。根据该活塞的往复动作,从一部分缸孔喷出油并且其他的缸孔吸入油,由此液压泵得以实现。此时,斜板利用设在泵壳内的弹簧等推压部件以其偏转角变大的方式偏转,利用根据输入的压力而动作的控制用活塞等推压部件以其偏转角变小的方式偏转。随着斜板的偏转角变大,油从液压泵的喷出流量变大。

在日本jp2002-138948a所公开的以往的液压泵的情况下,在发动机起动时,未向控制用活塞输入压力,因此斜板的偏转角最大。即,驱动液压泵所需要的转矩最大。在该情况下,为了起动发动机并开始液压泵的驱动,需要较大的驱动力。特别是,在低温环境下油的粘度会变大,因此起动发动机所需要的驱动转矩变得非常大。因此,在液压泵处于低温环境使用的情况下,有时需要进行增大用于起动发动机的电池、起动马达等的尺寸等处理。



技术实现要素:

本发明是考虑到这样的方面而做成的,其目的在于提供一种能够减小驱动源的起动转矩的液压泵。

本发明的液压泵包括:

缸体,其具有多个缸孔,且被配置为能够旋转;

活塞,其移动自如地保持在各缸孔内;

斜板,其根据偏转角的大小来控制所述活塞的移动量;

第1推压部件,其用于朝向所述斜板的偏转角变小的方向推压所述斜板;以及

第2推压部件,其用于在从外部供给来的压力的作用下朝向所述斜板的偏转角变大的方向推压所述斜板。

在本发明的液压泵中,也可以是,

所述第2推压部件具有用于朝向所述斜板的偏转角变大的方向推压所述斜板的推压杆,

所述压力作用于所述推压杆的与所述斜板相反的一侧的端面。

在本发明的液压泵中,也可以是,

所述压力是与负流量控制压力相对应的压力。

在本发明的液压泵中,也可以是,

所述压力是与负载传感流量控制压力相对应的压力。

在本发明的液压泵中,也可以是,

所述压力是与正流量控制压力相对应的压力。

在本发明的液压泵中,也可以是,

所述压力是与锁定杆压力相对应的压力。

在本发明的液压泵中,也可以是,

所述压力是将电信号利用电磁比例阀转换成液压而得到的压力。

发明的效果

采用本发明,可提供一种能够减小驱动源的起动转矩的液压泵。

附图说明

图1是用于说明本发明的一实施方式的图。特别是,图1是表示斜板的偏转角最小时的液压泵的截面的图。

图2是表示图1的液压泵在斜板的偏转角最大时的截面的图。

图3a是用于说明输入至液压泵的第2推压部件的压力的图。

图3b是用于说明输入至液压泵的第2推压部件的压力的图。

图4a是表示液压泵的一变形例的图,且是用于说明输入至液压泵的第2推压部件的压力的图。

图4b是用于与图4a一起说明输入至液压泵的第2推压部件的压力的图。

图5a是表示液压泵的另一变形例的图,且是用于说明输入至液压泵的第2推压部件的压力的图。

图5b是用于与图5a一起说明输入至液压泵的第2推压部件的压力的图。

图6a是表示液压泵的再一变形例的图,且是用于说明输入至液压泵的第2推压部件的压力的图。

图6b是用于与图6a一起说明输入至液压泵的第2推压部件的压力的图。

图6c是用于与图6a及图6b一起说明输入至液压泵的第2推压部件的压力的图。

图7a是表示液压泵的再一变形例的图,且是用于说明输入至液压泵的第2推压部件的压力的图。

图7b是用于与图7a一起说明输入至液压泵的第2推压部件的压力的图。

图8a是表示液压泵的再一变形例的图,且是用于说明输入至液压泵的第2推压部件的压力的图。

图8b是用于与图8a一起说明输入至液压泵的第2推压部件的压力的图。

具体实施方式

以下,参照附图对本发明的一实施方式进行说明。另外,在本说明书所附的附图中,为了便于图示和理解,而相对于实物适当地对比例尺和纵横尺寸比等进行了变更、夸张。

另外,对于在本说明书中使用的形状、几何学的条件以及确定它们的程度的例如“平行”、“正交”、“相同”等用语、长度、角度的值等,不局限于严格的意思,可以解释为包含能够期待同样的功能的程度的范围。

图1~图8b是用于说明本发明的一实施方式的图。其中,图1及图2是表示液压泵10的截面的图。特别是,图1是表示后述的斜板40的偏转角(倾斜角)最小时的液压泵10的截面的图,图2是表示斜板40的偏转角最大时的液压泵10的截面的图。

本实施方式的液压泵10是所谓的斜板式可变容量式液压泵。液压泵10输出基于油从后述的缸孔32的排出(及油向缸孔32的吸入)而产生的驱动力。更具体而言,利用来自发动机等动力源的动力使旋转轴25旋转,从而使通过花键结合等与旋转轴25结合的缸体30旋转,而通过缸体30的旋转使活塞38往复动作。根据该活塞38的往复动作,从一部分缸孔32喷出油并且向其他的缸孔32吸入油,从而液压泵得以实现。

图1及图2所示的液压泵10具有外壳20、旋转轴25、缸体30、斜板40、第1推压部件50以及第2推压部件60。

外壳20具有第1外壳体21以及利用未图示的紧固部件等与第1外壳体21结合起来的第2外壳体22。外壳20收纳有旋转轴25的局部、缸体30、斜板40及第1推压部件50。在图1及图2所示的例中,在第1外壳体21的内侧配置有:旋转轴25的一端部、经由吸排板35与多个缸孔32连通的未图示的吸入口及排出口、用于引导后述的推压杆61的第1引导部23。并且,吸入口贯穿第1外壳体21地设置,与设于液压泵10的外部的液压源(罐)连通。

在第1外壳体21形成有供旋转轴25插入的旋转轴用凹部24a,旋转轴25在旋转轴用凹部24a内利用轴承28a支承为绕轴线(旋转轴线)ax旋转自如。轴线ax沿着旋转轴25的长度方向延伸。

在第2外壳体22形成有供旋转轴25贯穿的旋转轴用孔24b,旋转轴25自其一端朝向另一端贯穿缸体30和斜板40地延伸。旋转轴25在其另一端利用配置于旋转轴用孔24b的轴承28b支承为绕轴线ax旋转自如。在图示的例中,旋转轴25的另一端自旋转轴用孔24b向外侧突出,借助形成于该另一端的花键结合部26b与发动机等动力源连结。另外,并不局限于此,也可以是,旋转轴25的另一端不自旋转轴用孔24b向外侧突出。即,也可以是,旋转轴25的另一端位于外壳20的内侧。例如,也可以是,自动力源延伸的驱动轴插入到外壳20内,该驱动轴与旋转轴25的另一端在外壳20内连结。

在图1及图2所示的例中,旋转轴25在设于贯穿缸体30的部分的花键结合部26c与缸体30花键结合。通过与该缸体30的花键结合,旋转轴25能够在轴线ax的方向上与缸体30无关地移动,但在绕轴线ax的旋转方向上与缸体30一起一体地旋转。另外,旋转轴25在第1外壳体21内利用轴承28a被支承为旋转自如,在第2外壳体22内利用轴承28b被限制沿着轴线ax的方向的移动并且被支承为旋转自如,其与斜板40不接触。因而,旋转轴25被设为能够不受除缸体30以外的构件妨碍地与缸体30一起向绕轴线ax的旋转方向旋转。

缸体30被配置为能够与旋转轴25一起以轴线ax为中心旋转,并具有绕轴线ax贯穿设有的多个缸孔32。特别是,在图1及图2所示的例中,各缸孔32被设为分别沿着与轴线ax平行的方向延伸。另外,并不局限于此,也可以是,缸孔32被设为沿着相对于轴线ax倾斜的方向延伸。形成于缸体30的多个缸孔32的数量并不特别限定,优选的是,在从沿着轴线ax的方向进行观察时,这些缸孔32以等间隔(等角度间隔)配置在同一圆周上。

在缸体30的与设置斜板40的一侧相反的一侧的端部形成有分别与多个缸孔32中的各缸孔32连通的开口32a。并且,同缸体30的与设置斜板40的一侧相反的一侧的端部相面对地配置有吸排板35,该吸排板35形成有未图示的多个贯通孔。多个缸孔32经由所述开口32a及贯通孔与设在第1外壳体21内的未图示的吸入口及排出口连通,经由所述吸入口及排出口进行油的吸入及排出。另外,在图1及图2所示的例中,在旋转轴25的位于缸体30的与设置斜板40的一侧相反的一侧的端部处的周围形成有用于收纳后述的弹簧44及座45a、45b的凹部30a。

图1及图2所示的吸排板35固定于第1外壳体21,且即使在缸体30与旋转轴25一起旋转的情况下也相对于外壳20(第1外壳体21)静止。因此,与吸入口及排出口分别连通的缸孔32根据缸体30的旋转状态借助吸排板35切换,在从吸入口吸入油的状态与向排出口排出油的状态之间反复切换。

活塞38被配置为相对于各自所对应的缸孔32移动自如?;谎灾?,活塞38移动自如地保持在各自所对应的缸孔32内。特别是,各活塞38被设为能够相对于对应的缸孔32沿着与轴线ax平行的方向往复运动?;钊?8的内部为空洞,由缸孔32内的油填满。因而,活塞38的往复运动与油向缸孔32的吸入及从缸孔32的排出相关联,在活塞38自缸孔32拉出时,油自吸入口向缸孔32内吸入,在活塞38进入缸孔32内时,油自缸孔32内向排出口排出。

在本实施方式中,在各活塞38的靠斜板40侧的端部(自缸孔32突出的一侧的端部)安装有滑靴43。并且,在旋转轴25的周围设有弹簧44、座45a、45b、连结构件46、按压构件47以及滑靴保持构件48。弹簧44及座45a、45b被收纳在凹部30a内,该凹部30a形成于旋转轴25的位于缸体30的与设置斜板40的一侧相反的一侧的端部处的周围。在图1及图2所示的例中,弹簧44是螺旋弹簧,以压缩在座45a与座45b之间的状态配置在凹部30a内。因而,弹簧44利用其弹性力向该弹簧44伸长的方向产生推压力。弹簧44的推压力经由座45b及连结构件46向按压构件47传递?;ケ3止辜?8保持着各滑靴43,按压构件47受到弹簧44的推压力,而借助滑靴保持构件48朝向斜板40按压各滑靴43。

在图1及图2所示的例中,斜板40能够以各种角度偏转,但在弹簧44的推压力的作用下,各滑靴43会与斜板40的偏转角无关地适当地追随斜板40并被压靠于斜板40。由此,当活塞38与缸体30一起旋转时,各滑靴43在斜板40上以描画圆轨道的方式移动。另外,在图示的例中,活塞38的靠斜板40侧的端部形成球状的凸部,活塞38的凸部嵌入形成于滑靴43的球状的凹部,滑靴43的凹部被嵌塞,由活塞38和滑靴43形成球面轴承构造。利用该球面轴承构造,即使斜板40的偏转角发生变化,各滑靴43也能够追随斜板40的偏转并在斜板40上适当地移动旋转。

斜板40根据其偏转角的大小来控制活塞38的移动量。详细而言,斜板40随着缸体30绕轴线ax旋转而使各活塞38在各缸孔32内移动。斜板40在与缸体30面对的一侧具有平坦的主面41,与活塞38的靠斜板40侧的端部连结的滑靴43被压靠于主面41。并且,斜板40被设为能够偏转,活塞38的往复运动的行程根据斜板40(主面41)的偏转角而改变。即,斜板40(主面41)的偏转角越大,则伴随各活塞38的往复运动而发生的油相对于缸孔32的吸入量及排出量就越大,斜板40(主面41)的偏转角越小,则伴随各活塞38的往复运动而发生的油相对于缸孔32的吸入量及排出量就越小。在此,斜板40(主面41)的偏转角是指斜板40的板面(主面41)同与轴线ax正交的假想平面所成的角。在偏转角为0度的情况下,即使缸体30绕轴线ax旋转,各活塞38也不往复运动,油从各缸孔32的排出量也为零。另外,如图1所示,对于斜板40,如果其偏转角减小,则会与设于第2外壳体22的止挡件27抵接。止挡件27构成为能够相对于斜板40进退。由此,斜板40的最小偏转角能够通过使止挡件27相对于斜板40进退来适当地调整。另外,斜板40在主面41的外侧具有作用面42,该作用面42与后述的推压杆61抵接,且推压杆61的推压力作用于该作用面42。在图示的例中,作用面42被设为与主面41平行。

第1推压部件50用于朝向斜板40的偏转角变小的方向推压斜板40。在图1及图2所示的例中,第1推压部件50具有:配置在与斜板40相反的一侧(第1外壳体21侧)的第1座51、配置在斜板40侧(第2外壳体22侧)的第2座52以及配置在第1座51与第2座52之间的弹簧54、55。第1弹簧54以压缩的状态配置在第1座51与第2座52之间。因而,第1弹簧54利用其弹性力朝向该第1弹簧54伸长的方向产生推压力。第2弹簧55配置在第1弹簧54的内侧。因此,第2弹簧55的卷径形成为比第1弹簧54的卷径小。

在图1及图2所示的例中,第2弹簧55固定于第2座52,在斜板40的偏转角较小的状态(参照图1)下离开第1座51。由此,在斜板40的偏转角较小时,仅第1弹簧54的推压力作用于斜板40。若斜板40的偏转角变大,则在某一偏转角时,第2弹簧55与第1座51接触。如果斜板40的偏转角进一步变大(参照图2),则第2弹簧55也在第1座51与第2座52之间被压缩,由此,第1弹簧54和第2弹簧55这两者的推压力作用于斜板40。因而,利用图示的第1推压部件50,能够根据斜板40的偏转角,使该推压力阶段性地变化。另外,第2弹簧55并不局限于固定于第2座52,也可以固定于第1座51,还可以不固定于第1座51和第2座52中的任一者,而能够在第1座51与第2座52之间移动。在图示的例中,第1座51相对于第2座52分开的分开距离能够通过使调整器57朝向第1座51进退来进行调整。由此,能够适当地调整第1推压部件50的初始推压力,特别是第1推压部件50的基于第1弹簧54的初始推压力。另外,在本实施方式中,第2弹簧55是为了对第1弹簧54赋予追加的推压力而设置的。因而,根据期待第1推压部件50发挥的推压力特性,也能够省略第2弹簧55。

第2推压部件60使与第1推压部件50对斜板40的推压力相反朝向的推压力作用于斜板40。特别是,第2推压部件60抵抗第1推压部件50的朝向斜板40的偏转角变小的方向的推压力,而朝向斜板40的偏转角变大的方向推压斜板40。在图1及图2所示的例中,第2推压部件60具有推压杆61和形成于推压杆61的与斜板40相反的一侧的压力室65。从外部供给来的压力输入(导入)压力室65。另外,在本说明书中,“外部”是指液压泵10的外部。推压杆61利用被输入至压力室65的压力朝向斜板40推压,而使斜板40绕其偏转轴线以偏转角变大的方式偏转。即,第2推压部件60利用被输入至该第2推压部件60(压力室65)的压力来控制。

在图1及图2所示的例中,推压杆61整体具有大致圆柱状的形状,以其轴线与轴线ax平行的方式与斜板40的作用面42相面对地配置。另外,推压杆61并不局限于以其轴线与轴线ax平行的方式配置,也可以以其轴线相对于轴线ax倾斜的方式配置。推压杆61具有:与斜板40(作用面42)相面对的前端面61a、沿着推压杆61的轴线与前端面61a相反的一侧的后端面(端面)61b以及用于连接前端面61a和后端面61b的侧面61c。在图示的例中,前端面61a呈球面状。由此,即使由于斜板40的偏转角的变化而斜板40(作用面42)与推压杆61所成的角度发生变化,也能够使针对斜板40的推压力自前端面61a向作用面42适当地传递。另外,推压杆61的后端面61b具有与推压杆61的轴线正交的平坦面。另外,后端面61b只要具有能够作为供压力作用的作用面发挥功能的配置及形状即可,其具体的配置及形状并不特别限定。在此,“后端面”是指朝向与“前端面”大致相反的一侧的面。因而,也可以是,后端面61b并非一定是位于推压杆61的最后端的面。例如,后端面61b也可以设于沿着推压杆61的轴线的中间部。并且,后端面61b既可以具有相对于推压杆61的轴线倾斜的平坦面,也可以含有曲面。例如,后端面61b可以是自推压杆61突出的球面状、朝向推压杆61凹陷的球面状、波状、使多个平坦面组合而成的形状、使多个曲面组合而成的形状、使平坦面与曲面组合而成的形状、含有台阶部的形状等。

在第1外壳体21(外壳20)设有用于引导推压杆61的侧面61c的第1引导部23,推压杆61被配置为相对于第1引导部23移动自如。因此,推压杆61被保持为其一部分在第1引导部23内移动自如。第1引导部23由设于第1外壳体21的贯通孔构成,具有与推压杆61的截面形状呈互补形状的截面形状。即,第1引导部23由具有圆形截面的圆筒状的贯通孔构成。在图1及图2所示的例中,第1引导部23与第1外壳体21(外壳20)一体地设置。若将第1引导部23与第1外壳体21一体地设置,则第1引导部23能够通过在第1外壳体21上穿孔而形成,能够通过简单的加工形成第1引导部23。并且,由于不需要为了设置第1引导部23而追加构件,因此有助于削减液压泵10的零部件个数以及降低成本。另外,第1引导部23的结构并不局限于此。作为一例,也可以将与第1外壳体21分体的例如圆筒状的、利用构件形成的第1引导部23安装于外壳20。

在第1外壳体21(外壳20)形成有与第1引导部23连通的凹部29。凹部29供未图示的盖构件嵌入,利用该盖构件封闭压力室65。作为一例,可以使用日本jp2018-003609a中记载的推压销单元作为盖构件。在该情况下,凹部29供推压销单元的凸部嵌入。

在利用推压杆61推压斜板40时,存在这样的情况:在来自斜板40的反作用力的作用下,相对于推压杆61的轴线方向倾斜的朝向的力作用于推压杆61。本实施方式的液压泵10具有上述第1引导部23,由此,即使相对于推压杆61的轴线方向倾斜的朝向的力作用于推压杆61,第1引导部23也能够适当地保持推压杆61,因此能够使推压杆61稳定地动作。另外,保持在外壳20内的油的一部分供给至推压杆61的侧面61c与第1引导部23之间,由此进行侧面61c与第1引导部23之间的润滑。

在推压杆61的与斜板40相反的一侧形成有压力室65。在本实施方式中,位于推压杆61的后端面61b与盖构件之间的空间成为压力室65。油的压力输入压力室65,该压力作用于推压杆61的后端面61b。特别是,在本实施方式中,压力直接作用于推压杆61的后端面61b。在此,“直接作用”是指压力不隔着其他构件地作用于推压杆61的后端面61b。另外,并不局限于此,也可以是,压力隔着其他构件,例如日本jp2018-003609a中记载的施力销地作用于推压杆61。

另外,在图1及图2中,成为斜板40的偏转中心的轴线ac沿着与纸面正交的方向延伸。因而,在从与轴线ax和轴线ac这两者正交的方向(图1及图2中的上方或下方)进行观察时,轴线ax和轴线ac彼此正交地延伸。在图示的例中,轴线ac位于相对于轴线ax而言向第1推压部件50侧偏移了的位置。由此,同轴线ac与轴线ax相交地延伸(轴线ac和轴线ax共有一点)的情况相比,能够使第2推压部件60小型化。

接着,参照图3a及图3b对输入至第2推压部件60的压力的一例进行说明。在图示的例中,输入至第2推压部件60的压力(从外部供给来的压力)是与负流量控制压力pn相对应的压力。另外,图3a~图8b中的标注有附图标记a、b的部分分别与图1及图2中的标注有附图标记a、b的部分连通。

在液压致动器停止(非动作)或者缓慢地动作(微动作)的情况下,液压致动器的油消耗量非常小,由液压泵10喷出的油大部分被排出至罐。此时,用于驱动液压泵10的发动机等驱动源也消耗燃料。因而,在液压致动器非动作时或微动作时,减少由液压泵10喷出的油的量,并削减由驱动源消耗的燃料是有利的。

在负流量控制(负控制)机构中,在从液压泵经由控制阀朝向罐的中心旁通路线的、控制阀与罐之间设有节流孔。并且,检测穿过该节流孔的油泄漏流量并将其作为节流孔的背压,检测出的背压为负流量控制压力pn。若为了液压致动器的非动作或者微动作而操作控制阀以减少经由该控制阀朝向液压致动器去的油的流量,则在负流量控制机构中自液压泵10经由中心旁通路线向罐返回的油的流量增加。伴随于此,中心旁通路线的节流孔近前的油的压力(背压)pn增大。

在图3a及图3b所示的例中,负流量控制压力pn被转换成与该压力pn相对应的压力输入压力室65。特别是,在图示的例中,将压力pn的压力的高低颠倒后的压力作为与压力pn相对应的压力输入压力室65。在此,与压力pn相对应的压力是指基于压力pn生成的压力。在图示的例中,利用换向阀81将压力pn转换成与该压力pn相对应的压力?;幌蚍?1具有阀柱和用于推压阀柱的弹簧,通过将压力pn输入换向阀81,从而控制换向阀81的阀柱的位置,切换换向阀81内的油路。

在较大的压力pn输入换向阀81的情况下,即在经由负流量控制机构的中心旁通路线向罐排出的油的流量较多的情况下,换向阀81的阀柱由于压力pn而克服弹簧的推压力并移动,如图3a所示,自先导泵(パイロットポンプ)71朝向换向阀81的油的流路91不与自换向阀81朝向第2推压部件60的油的流路92连通。在图示的例中,此时,流路92与自换向阀81朝向罐73的流路93连通。在该情况下,由先导泵71喷出的油的压力不输入第2推压部件60(压力室65)。因而,如图1所示,推压杆61不推压斜板40,斜板40的偏转角变小。由此,由液压泵10喷出的油的流量减少。

在较小的压力pn输入换向阀81的情况下,即在经由负流量控制机构的中心旁通路线向罐排出的油的流量较少的情况下,换向阀81的阀柱由于弹簧的推压力而移动,如图3b所示,流路91与流路92连通。在图示的例中,此时,流路92不与自换向阀81朝向罐73的流路93连通。在该情况下,由先导泵71喷出的油的压力输入第2推压部件60(压力室65)。因而,如图2所示,推压杆61推压斜板40,斜板40的偏转角变大。由此,由液压泵10喷出的油的流量增大。

另外,换向阀81的阀柱在流路91与流路92完全连通的位置(全开位置)和完全阻断的位置(全闭位置)之间连续地移动,还能够位于全开位置与全闭位置之间的中间位置。即,由此,换向阀81的连接流路91和流路92的流路的开度根据输入该换向阀81的压力pn的压力连续地控制。

在图3a及图3b所示的例中,由先导泵71喷出且穿过利用压力pn控制的换向阀81调整该压力后输入第2推压部件60的压力成为与压力pn相对应的压力。特别是,在图示的例中,在输入换向阀81的压力pn变大时,输入第2推压部件60的压力变小,在输入换向阀81的压力pn变小时,输入第2推压部件60的压力变大。即,相对于压力pn的压力而言,具有将压力pn的压力的高低颠倒后的压力的压力输入第2推压部件60。

在发动机等驱动源停止,自液压泵10不喷出油的情况下,换向阀81没被输入来自负流量控制机构的压力pn。由此,如图3b所示,流路91与流路92连通。另一方面,在驱动源停止的情况下,先导泵71也停止,自先导泵71不喷出油。因而,在该情况下,第2推压部件60没被输入压力。即,如图1所示,推压杆61不推压斜板40,斜板40的偏转角变小。特别是,斜板40的偏转角变为最小。

在以往的液压泵的情况下,在发动机起动时,控制用活塞未被输入压力,因此斜板的偏转角最大。即,驱动液压泵所需要的转矩最大。在该情况下,为了起动发动机而开始液压泵的驱动,需要较大的驱动力。特别是,在低温环境下油的粘度变大,因此起动发动机所需要的驱动转矩变得非常大。因此,对于液压泵在低温环境下使用的情况,需要增大用于起动发动机的电池的尺寸等处理。

相对于此,在图1~图3b所示的液压泵10的情况下,在发动机等驱动源起动时,斜板40的偏转角较小。即,驱动液压泵10所需要的转矩较小。特别是,在图示的例中,在发动机等驱动源起动时,斜板40的偏转角最小。即,驱动液压泵10所需要的转矩最小。因而,即使在油的粘度变大的低温环境下,也能够降低开始液压泵10的驱动所需要的驱动转矩。由此,能够减小用于起动驱动源的电池的尺寸。这还有助于包括液压泵10及驱动源的液压驱动系统整体的小型化。另外,驱动源起动时的斜板40的偏转角无需一定是最小的偏转角度。只要驱动源起动时的斜板40的偏转角为比最大的偏转角度小的角度,就能够减小驱动液压泵10所需要的转矩。例如,驱动源起动时的斜板40的偏转角能够设为比最小的偏转角度与最大的偏转角度之间的中央的角度小的角度?;谎灾?,驱动源起动时的斜板40的偏转角能够设为比最小的偏转角度与最大的偏转角度之和的1/2小的角度。

本实施方式的液压泵10包括:缸体30,其具有多个缸孔32,且被配置为能够旋转;活塞38,其移动自如地保持在各缸孔32内;斜板40,其根据偏转角的大小来控制活塞38的移动量;第1推压部件50,其用于朝向斜板40的偏转角变小的方向推压斜板40;以及第2推压部件60,其用于在从外部供给来的压力的作用下朝向斜板40的偏转角变大的方向推压斜板40。

根据这样的液压泵10,利用从外部供给来的压力来控制的第2推压部件60朝向斜板40的偏转角变大的方向推压斜板40,因此能够在未将该压力输入第2推压部件60的驱动源起动时,减小斜板40的偏转角。由此,即使在油的粘度变大的低温环境下,也能够降低开始液压泵10的驱动所需要的驱动转矩。

在本实施方式的液压泵10中,第2推压部件60具有用于朝向斜板40的偏转角变大的方向推压斜板40的推压杆61,从外部供给来的压力作用于推压杆61的与斜板40相反的一侧的端面61b。

根据这样的液压泵10,能够通过比较简单的构造实现第2推压部件60,因此能够削减零部件个数以及实现液压泵10的小型化。

在本实施方式的液压泵10中,从外部供给来的压力为与负流量控制压力pn相对应的压力。

根据这样的液压泵10,在液压致动器非动作时及微动作时,第2推压部件60的推压力减少。因而,斜板40以其偏转角变小的方式偏转,由液压泵10喷出的油的流量减少。由此,能够削减驱动源消耗的燃料的浪费,并有效地提高包括液压泵10的液压设备的节能性。

另外,能够对上述实施方式实施各种变更。以下,一边适当地参照附图,一边说明变形例。在以下的说明及以下的说明所使用的附图中,对能够与上述实施方式同样地构成的部分使用与上述实施方式中的对应的部分所使用的附图标记相同的附图标记,并省略重复的说明。

图4a及图4b是表示液压泵10的一变形例的图,且是用于说明输入至液压泵10的第2推压部件60的压力的图。在图示的例中,输入至第2推压部件60的压力(从外部供给来的压力)为与负载传感(ls)流量控制压力pls相对应的压力。

在图示的例中,从连接液压泵10和控制阀75的流路94的中途分支出的流路95与换向阀82连接。因液压泵10的运转而自液压泵10的缸孔32排出的油经由流路94朝向控制阀75去,并自控制阀75朝向各液压致动器去。由液压泵10(缸孔32)喷出(排出)的油的一部分经由自流路94分支出的流路95朝向换向阀82去。并且,换向阀82的与输入负载传感流量控制压力pls的端部相反的一侧的端部(在图4a及图4b中为下端部,以下也称作“相反侧端部”)与自流路94的中途分支出的流路96连接。由此,从液压泵10的缸孔32排出且经由流路94、96输入的油的压力作用于换向阀82的相反侧端部。

在负载传感流量控制机构中,在与由液压泵10喷出的油量相比液压致动器消耗的油量较少的情况下,如图4a所示,换向阀82被输入相对较小的负载传感流量控制压力pls。在图4a及图4b所示的例中,压力pls被转换成与该压力pls相对应的压力输入压力室65。特别是,在图示的例中,与压力pls的压力的高低相对应的压力作为与压力pls相对应的压力输入压力室65。

在换向阀82被输入相对较小的压力pls的情况下,由于作用于换向阀82的相反侧端部的油的压力,换向阀82的阀柱克服压力pls及弹簧的推压力而移动,如图4a所示,自缸孔32朝向换向阀82的油的流路95不与自换向阀82朝向第2推压部件60的油的流路92连通。在图示的例中,此时,流路92与自换向阀82朝向罐73的流路93连通。在该情况下,从液压泵10的缸孔32排出且朝向控制阀75去的油中的一部分油的压力不输入第2推压部件60。因而,如图1所示,推压杆61不推压斜板40,斜板40的偏转角变小。由此,由液压泵10喷出的油的流量减少。

在换向阀82被输入相对较大的压力pls的情况下,在压力pls及弹簧的推压力的作用下,换向阀82的阀柱克服作用于换向阀82的相反侧端部的油的压力而移动,如图4b所示,流路95与流路92连通。在图示的例中,此时,流路92不与自换向阀82朝向罐73的流路93连通。在该情况下,从液压泵10的缸孔32排出且朝向控制阀75去的油中的一部分油的压力输入第2推压部件60。因而,如图2所示,推压杆61推压斜板40,斜板40的偏转角变大。由此,由液压泵10喷出的油的流量增大。

在发动机等驱动源停止,而自液压泵10(缸孔32)不喷出(排出)油的情况下,不管换向阀82的阀柱的位置如何,都不会自流路95向流路92输入压力。即,第2推压部件60没被输入压力。在该情况下,如图1所示,推压杆61不推压斜板40,斜板40的偏转角变小。特别是,斜板40的偏转角变为最小。

图5a及图5b是表示液压泵10的另一变形例的图,且是用于说明输入至液压泵10的第2推压部件60的压力的图。

存在这样情况:在作业机械等液压设备设置有用于同时锁定多个液压致动器的动作的锁定杆。在图示的例中,输入至第2推压部件60的压力(从外部供给来的压力)是与通过该锁定杆的操作而生成的锁定杆压力pll相对应的压力。

在图5a及图5b所示的例中,锁定杆压力pll被转换成与该压力pll相对应的压力输入压力室65。特别是,在图示的例中,将压力pll的压力的高低颠倒后的压力作为与压力pll相对应的压力输入压力室65。在图示的例中,利用换向阀83将压力pll转换成与该压力pll相对应的压力?;幌蚍?3具有阀柱和用于推压阀柱的弹簧,通过将压力pll输入换向阀83,从而控制换向阀83的阀柱的位置,切换换向阀83内的油路。

在利用锁定杆锁定液压致动器的动作,而换向阀83被输入较小的压力pll的情况下,换向阀83的阀柱被弹簧推压而被定位,如图5a所示,自先导泵71朝向换向阀83的油的流路91不与自换向阀83朝向第2推压部件60的油的流路92连通。在图示的例中,此时,流路92与自换向阀83朝向罐73的流路93连通。在该情况下,由先导泵71喷出的油的压力不输入第2推压部件60(压力室65)。因而,如图1所示,推压杆61不推压斜板40,斜板40的偏转角变小。由此,由液压泵10喷出的油的流量减少。

在利用锁定杆对液压致动器的动作的锁定被解除,而换向阀83被输入较大的压力pll的情况下,换向阀83的阀柱在压力pll的作用下克服弹簧的推压力而移动,如图5b所示,流路91与流路92连通。在图示的例中,此时,流路92不与自换向阀83朝向罐73的流路93连通。在该情况下,由先导泵71喷出的油的压力输入第2推压部件60(压力室65)。因而,如图2所示,推压杆61推压斜板40,斜板40的偏转角变大。由此,由液压泵10喷出的油的流量增大。

图6a~图6c是表示液压泵10的再一变形例的图,且是用于说明输入至液压泵10的第2推压部件60的压力的图。在图示的例中,输入至第2推压部件60的压力是与负流量控制压力pn及锁定杆压力pll相对应的压力。

在经由负流量控制机构的中心旁通路线向罐排出的油的流量较少,且利用锁定杆锁定了液压致动器的动作的情况下,即,在换向阀81被输入较小的压力pn,且换向阀83也被输入较小的压力pll的情况下,换向阀81、83的阀柱被弹簧推压而被定位,如图6a所示,自先导泵71朝向换向阀83的油的流路91不与自换向阀83朝向换向阀81的油的流路97连通。另外,自换向阀83朝向第2推压部件60的油的流路92与流路97经由换向阀81连通。在图示的例中,此时,流路97与自换向阀83朝向罐73的流路93连通。并且,流路92不与自换向阀81朝向罐73的流路98连通。在该情况下,由先导泵71喷出的油的压力不输入第2推压部件60。因而,如图1所示,推压杆61不推压斜板40,斜板40的偏转角变小。由此,由液压泵10喷出的油的流量减少。

在利用锁定杆对液压致动器的动作的锁定被解除,而换向阀83被输入较大的压力pll时,换向阀83的阀柱在压力pll的作用下克服弹簧的推压力而移动,如图6b所示,流路91与流路97连通。在图示的例中,此时,流路97不与流路93连通。在该情况下,由先导泵71喷出的油的压力经由流路91、97、92输入第2推压部件60。因而,如图2所示,推压杆61推压斜板40,斜板40的偏转角变大。由此,由液压泵10喷出的油的流量增大。

在经由负流量控制机构的中心旁通路线向罐排出的油的流量增大,而换向阀81被输入较大的压力pn时,换向阀81的阀柱在压力pn的作用下克服弹簧的推压力而移动,如图6c所示,流路97不与流路92连通。在图示的例中,此时,流路92与流路98连通。在该情况下,由先导泵71喷出的油的压力不输入第2推压部件60。因而,如图1所示,推压杆61不推压斜板40,斜板40的偏转角变小。由此,由液压泵10喷出的油的流量减少。

图7a及图7b是表示液压泵10的再一变形例的图,且是用于说明输入至液压泵10的第2推压部件60的压力的图。在图示的例中,输入至第2推压部件60的压力(从外部供给来的压力)是与负载传感流量控制压力pls及锁定杆压力pll相对应的压力。在本变形例中,在参照图4a及图4b进行了说明的变形例的流路95的中途配置有利用锁定杆压力pll而动作的换向阀83。本变形例的除换向阀83以外的各部分的结构、动作及效果与参照图4a及图4b进行了说明的变形例同样,因此省略具体的说明。

在图7a及图7b所示的例中,换向阀83配置在流路95的中途,由此,流路95被划分成连接流路94和换向阀83的流路95a以及连接换向阀83和换向阀82的流路95b。

在利用锁定杆锁定了液压致动器的动作的情况下,换向阀83被输入较小的压力pll?;幌蚍?3的阀柱被弹簧推压而被定位,如图7a所示,自流路94的中途分支出来且同换向阀83连接的流路95a不与将换向阀83和换向阀82连接的流路95b连通。在图示的例中,此时,流路95b与自换向阀83朝向罐73的流路99连通。

在图7a所示的例中,不管换向阀82的阀柱的位置如何,流路94都不与自换向阀82朝向第2推压部件60的油的流路92连通。在图示的例中,此时,流路92与自换向阀82朝向罐73的流路93连通。在该情况下,从液压泵10的缸孔32排出且朝向控制阀75去的油中的一部分油的压力不输入第2推压部件60。因而,如图1所示,推压杆61不推压斜板40,斜板40的偏转角变小。由此,由液压泵10喷出的油的流量减少。

在利用锁定杆对液压致动器的动作的锁定被解除,而换向阀83被输入较大的压力pll时,换向阀83的阀柱在压力pll的作用下克服弹簧的推压力而移动,如图7b所示,流路95a与流路95b经由换向阀83连通。由此,从液压泵10的缸孔32排出且朝向控制阀75去的油中的一部分油的压力经由流路95(95a、95b)到达换向阀82。

在从图7b所示的状态、换向阀82的阀柱由于压力pls而移动时,流路95(95b)与流路92连通。在图示的例中,此时,流路92不与自换向阀82朝向罐73的流路93连通。在该情况下,从液压泵10的缸孔32排出且朝向控制阀75去的油中的一部分油的压力输入第2推压部件60。因而,如图2所示,推压杆61推压斜板40,斜板40的偏转角变大。由此,由液压泵10喷出的油的流量增大。

作为再一变形例,也可以是,输入至第2推压部件60的压力是与正流量控制(正控制)压力pp相对应的压力。压力pp既可以直接输入第2推压部件60的压力室65,也可以利用换向阀等转换成与压力pp相对应的另一压力输入压力室65。

在此,说明压力pp没被转换成另一压力就直接输入第2推压部件60的压力室65的例子。在正流量控制机构中,用于对阀进行操作的先导操作阀的先导压力反馈至液压泵10。在本变形例中,该先导压力作为压力pp输入第2推压部件60(压力室65)。在第2推压部件60被输入较小的压力pp的情况下,如图1所示,推压杆61不推压斜板40,斜板40的偏转角变小。由此,由液压泵10喷出的油的流量减少。在第2推压部件60被输入较大的压力pp的情况下,如图2所示,推压杆61推压斜板40,斜板40的偏转角变大。由此,由液压泵10喷出的油的流量增大。

图8a及图8b是表示液压泵10的再一变形例的图,且是用于说明输入至液压泵10的第2推压部件60的压力的图。在图示的例中,输入至第2推压部件60的压力(从外部供给来的压力)是电信号(电压信号)v利用电磁比例阀转换成液压而得到的压力。

在图示的例中,换向阀85是电磁比例阀,并具有将输入的电信号v转换成对应的液压的压力的功能。作为电信号v,能够使用例如与负流量控制压力pn、正流量控制压力pp、负载传感流量控制压力pls、锁定杆压力pll中的任一者相对应的电信号或者将它们中的两者以上组合而得到的电信号。

在换向阀85被输入较小的电信号v的情况下,换向阀85的阀柱利用弹簧的推压力定位,如图8a所示,自先导泵71朝向换向阀85的油的流路91不与自换向阀85朝向第2推压部件60的油的流路92连通。在图示的例中,此时,流路92与自换向阀85朝向罐73的流路93连通。在该情况下,由先导泵71喷出的油的压力不输入第2推压部件60。因而,如图1所示,推压杆61不推压斜板40,斜板40的偏转角变小。由此,由液压泵10喷出的油的流量减少。

在换向阀85被输入较大的电信号v的情况下,换向阀85的阀柱在根据电信号v被驱动的螺线管产生的推压力的作用下克服弹簧的推压力而移动,如图8b所示,流路91与流路92连通。在图示的例中,此时,流路92不与自换向阀85朝向罐73的流路93连通。在该情况下,由先导泵71喷出的油的压力输入第2推压部件60。因而,如图2所示,推压杆61推压斜板40,斜板40的偏转角变大。由此,由液压泵10喷出的油的流量增大。

以上说明的各变形例的液压泵10也与参照图1~图3b进行了说明的实施方式的液压泵10同样地,在发动机等驱动源起动时,斜板40的偏转角最小。即,驱动液压泵10所需要的转矩最小。因而,即使在油的粘度变大的低温环境下,也能够降低开始液压泵10的驱动所需要的驱动转矩。

另外,以上说明了上述实施方式的几个变形例,当然,也能够适当地组合多个变形例进行应用。

再多了解一些
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