(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
ポンプ斜板の傾転角を変化させるサーボピストンと、
軸回りで回転可能なスリーブとこのスリーブ内に回転および軸方向摺動可能に収容されたスプールとを備えこのスリーブとスプールの相対回転または軸方向変位により前記サーボピストンへの油圧供給を切り換えるロータリ制御バルブと、
前記スリーブとスプールとの相対回転を手動で操作可能とする手動によるバルブ切換手段と、
前記スプール端室に制御圧を導入して前記スプールを初期位置から軸方向に移動させる制御圧によるバルブ切換手段と、
両端部がそれぞれ前記スリーブと前記サーボピストンとに係合されることにより前記スリーブに前記サーボピストンの動きをフィードバックするフィードバックレバーと、
を備えたポンプ制御装置において、
前記スリーブを回転方向に付勢する付勢手段を備えたことを特徴とするポンプ制御装置。
【請求項２】
前記付勢手段は、前記スリーブ外周に配設されたねじりバネであることを特徴とする請求項１に記載のポンプ制御装置。
【請求項３】
前記スリーブに形成されるポートは、同種のポートが対にして設けられるとともに、これら各同種のポートの対は前記スプールを挟んで対向する位置に配置されるようにしたことを特徴とする請求項１または請求項２に記載のポンプ制御装置。
【請求項４】
前記各ポートの対は他のポートの対と軸方向に異なる高さに配設されることを特徴とする請求項３に記載のポンプ制御装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、油圧走行装置などに用いられる油圧ポンプにおいて、ポンプ吐出量を制御する装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
農業用や産業用車両の油圧走行装置として、油圧ポンプとモータから構成される油圧走行装置が知られている。このような油圧走行装置の回転数は油圧ポンプの吐出量に応じて制御されるが、本出願人による特願平９−８１６３３号および特願平９−２７１５３４号には、この油圧ポンプの吐出量を制御するためにマニュアルのサーボレギュレータを備えるとともに、外部からの負荷制御信号に応じてもポンプ吐出量を制御可能としたポンプ制御装置が提案されている。
【０００３】
図１６に示すように、ポンプ制御装置では、ポンプ斜板１と連動するサーボピストン２の油室への油圧切換を、制御バルブ１００により行う。ここで、この制御バルブ１００は、操作レバー１０２による操作、あるいは油室１０３への制御圧導入により切り換えられるようになっている。
【０００４】
また、サーボピストン２（斜板１）の動作は、フィードバックレバー３を介して制御バルブ１００のスリーブ１０１にフィードバックされる。これにより、スリーブ１０１が回転して制御バルブ４０のポートが閉じられ、サーボピストン２の油室への作動油供給が終了し、斜板１の傾転角が安定するようになっている。このようにして、例えばポンプ回転数の上昇に対して斜板傾転角を小さくし、ポンプ吐出流量を一定に保つようなフィードバック制御が行われる。
【０００５】
ここでフィードバックレバー３は、図１７にも示すように、略中央の軸３ｂに軸支されたもので、両端に係合ピン３ａと係合端部３ｃを備える。そして、これらの係合ピン３ａ、係合端部３ｃは、それぞれスリーブ１０１の係合部１０１ａ、サーボピストン２の係合部２ａに係合している。これにより、サーボピストン２の左右摺動が、フィードバックレバー３を軸３ｂ回りで回動させ、スリーブ１０１にフィードバックされるようになっている。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、この従来のポンプ制御装置には、以下に述べるような問題点があった。
【０００７】
詳しく説明すると、例えば、サーボピストン２が斜板１の傾転角を小さくする方向（図１７の左方向）に摺動するときには、フィードバックレバー３の係合ピン３ａ、係合端部３ｃと係合部１０１ａ、３ｃの接触状態は、図１７に示すようになっている。この状態から、サーボピストン２の動作が斜板１の傾転角を大きくする方向（図１７の右方向）に切り換わると、この動作は、フィードバックレバー３の逆回転によりスリーブ１０１に伝達される必要がある。
【０００８】
しかしながら、係合ピン３ａ、係合端部３ｃと係合部１０１ａ、３ｃが図１７のような接触状態にあると、係合ピン３ａと係合部２ａの間にはガタαが、また係合端部３ｃと係合部２ａの間にはガタβがある。このため、サーボピストン２の逆方向への動作は、このガタα、β分、サーボピストン２が動作した後でなければ、スリーブ１０１にフィードバックされない。
【０００９】
したがって、斜板１の傾転角変動方向の切換があった場合には、フィードバックの遅れが生じてしまい、その間、フィードバック制御がなされなくなってしまう。すなわち、ポンプ入力回転数に対するポンプ吐出流量の自動制御特性には、例えば図１８に示すように、ポンプ傾転角が増大から減少に転じるときに、上述のガタの影響でフィードバック制御が適切になされない行程があり（図にＱ→Ｒで示す）、この部分で斜板１の傾転角が適切に減少して行かない。このため、ポンプ制御特性にはヒステリシスが生じてしまい、所望の特性が得られない。
【００１０】
本発明は、このような問題点に着目してなされたもので、ポンプ制御装置において、フィードバックレバーによるフィードバック遅れを解消して、所望のポンプ制御特性が得られるようにしたもの提供することを目的とする。
【００１１】
【課題を解決するための手段】
第１の発明では、ポンプ斜板の傾転角を変化させるサーボピストンと、軸回りで回転可能なスリーブとこのスリーブ内に回転および軸方向摺動可能に収容されたスプールとを備えこのスリーブとスプールの相対回転または軸方向変位により前記サーボピストンへの油圧供給を切り換えるロータリ制御バルブと、前記スリーブとスプールとの相対回転を手動で操作可能とする手動によるバルブ切換手段と、前記スプール端室に制御圧を導入して前記スプールを初期位置から軸方向に移動させる制御圧によるバルブ切換手段と、両端部がそれぞれ前記スリーブと前記サーボピストンとに係合されることにより前記スリーブに前記サーボピストンの動きをフィードバックするフィードバックレバーとを備えたポンプ制御装置において、前記スリーブを回転方向に付勢する付勢手段を備えた。
【００１２】
第２の発明では、前記付勢手段は、前記スリーブ外周に配設されたねじりバネである。
【００１３】
第３の発明では、前記スリーブに形成されるポートは、同種のポートが対にして設けられるとともに、これら各同種のポートの対は前記スプールを挟んで対向する位置に配置されるようにした。
【００１４】
第４の発明では、前記各ポートの対は他のポートの対と軸方向に異なる高さに配設される。
【００１５】
【発明の作用および効果】
第１の発明では、手動によるバルブ切換手段または制御圧によるバルブ切換手段により制御バルブが切り換えられ、サーボピストンを介してポンプ斜板の傾転角が変動するとともに、このサーボピストンの動作がフィードバックレバーを介して制御バルブのスリーブにフィードバックされることにより、制御バルブの切換状態は初期状態に戻され、斜板の動作が安定する。この場合、制御バルブのスリーブは、付勢手段によって所定の回転方向に常時付勢されているので、スリーブとフィードバックレバーは常時同じ部分で接触し続け、フィードバックレバーによるフィードバックに、スリーブとフィードバックレバーの間のガタによる影響が生じることはない。したがって、サーボピストンから制御バルブへのフィードバックは遅れなくなされるため、ポンプ制御装置によるポンプ制御特性は所望のものとなり、ヒステリシスが生じることはなくなる。また、スリーブとフィードバックレバーとのはめ合い部分の公差はラフに設定することができ、その分、バルブ製造が容易となり、製造コストを低減できる。
【００１６】
第２の発明では、付勢手段をスリーブ外周に配設されたねじりバネから構成したので、付勢手段を含む制御バルブをコンパクトかつ安価に構成できる。
【００１７】
第３の発明では、制御バルブにおいては、同種のポート（同圧が導入されるポート）が対にされて、スプールを挟む対向位置に配設されるので、各ポートからの油圧は、対向する同種のポートからの油圧により相殺される。したがって、ポートからの油圧によりスプールがスリーブに押し付けられて、スプールとスリーブ間およびスリーブとバルブボディ間に大きな摩擦抵抗が発生してしまうことが無くなるので、付勢手段の付勢力（ねじりバネのバネ力）を小さくすることができ、付勢手段を低コストかつコンパクトに構成できる。
【００１８】
第４の発明では、ポートの対は軸方向に異なる高さで複数段に形成されるので、同種ポートを対で対向させる構成を採用した場合でも、スプールにおける各ランド部とポート溝を、回転方向に幅の大きなものとできる。したがって、バルブの切換状態が元に戻ってしまうまでのスプールとスリーブの回転角度を、大きく採ることができる。
【００１９】
【発明の実施の形態】
以下、添付図面に基づいて、本発明の実施の形態について説明する。
【００２０】
図１〜図４は本発明の第１の実施の形態を示すもので、図１には本実施の形態のポンプ制御装置の全体構成を断面図を、また第２図には図１のＡ−Ａ断面図を、図３にはポート部の拡大正面図を、図４にはバルブ油路切換を示す説明図を、それぞれ示す。
【００２１】
ポンプ制御装置は、斜板式油圧ポンプに備えられるもので、図示されるように、サーボピストン２を備え、このサーボピストン２の摺動によりポンプ斜板１の傾転角を変化させるようになっている。この斜板１の傾転角に応じてポンプ吐出量が可変的に制御される。
【００２２】
サーボピストン２の両側には、油室１３ａと１３ｂが形成される（図４参照）。これらの油室１３ａ、１３ｂの一方に高圧を導き、他方を低圧に解放することにより、ピストン２は中立スプリング１４に抗して左右に変位する。
【００２３】
サーボピストン２両側の油室１３ａ、１３ｂへの油圧の供給は、ロータリ型の制御バルブ２０によって制御される。
【００２４】
この制御バルブ２０は、ボディ１０内に収容されたスリーブ２１と、このスリーブ２１内部で軸回りの回転および軸方向の摺動が可能なスプール２２とから構成される。このスリーブ２１とスプール２２の回転および摺動により、制御バルブ２０が切り換えられ、サーボピストン油室１３ａ、１３ｂへの油圧の選択的給排が行われるようになっている。
【００２５】
スプール２２は、同軸的に設けられたシャフト２３と異径嵌合し、回転方向には一体に、軸方向には相対移動可能に連結される。このシャフト２３は操作レバー１９の操作により、回転動作する。このように、スプール２２は手動操作により回転し、制御バルブ２０の切換ができるようになっている。
【００２６】
また、スリーブ２１自身も、軸回りに回転可能となっている。そして、このスリーブ２１とボディ１０の間にはねじりバネ２９が介装され、スリーブ２１の外周に配置されている。このねじりバネ２９は、スリーブ２１を所定の回転方向に常時付勢している。
【００２７】
また、スリーブ２１下端に形成された係合部２２ａには、フィードバックレバー３の一端の係合ピン３ａが係合している。このフィードバックレバー３は軸３ｂに軸支されるもので、係合ピン３ａと反対側の係合端部３ｃは、サーボピストン２に形成された係合部２ａに係合している。
【００２８】
このような構成により、サーボピストン２の動作（斜板１の傾転角変化）は、フィードバックレバー３の軸３ｂ周りの回転を介して、スリーブ２１にフィードバックされる。このフィードバックにより、スリーブ２１はスプール２２の回転に追随して同一角度回転し、バルブ油路を再び閉じてサーボピストン２（斜板１）の動きを安定させる。
【００２９】
この場合、フィードバックレバー３の係合ピン３ａは、ねじりバネ２９のバネ力により、スリーブ２１の係合部２１ａ内周面に当接する位置に常時保持されている。このため、スリーブ２１は、フィードバックレバー３の回転動作は、係合ピン３ａと係合部２１ａ間のガタの影響を受けることなく、遅れなくスリーブ２１に伝達される。
【００３０】
スリーブ２１には、ピストン油室１３ａ、１３ｂにそれぞれ連通する一対のシリンダポート３１、３２が、軸方向に所定の長さで対向的に形成されている（図２参照）。また、これらに直交して、ポンプ通路３３に連通するポンプポート２４と、ドレン通路３９に連通するドレンポート２５が、同じく軸方向に所定の長さで形成される。
【００３１】
これらのポート２４、２５には、スプール２２のポート部（平行幅面部）２６が相対する。このポート部２６は、ポンプポート２４の幅より若干大きな幅のランド部２６ａを持ち、中立状態ではポンプポート２４を塞いでシリンダポート３１、３２との連通を遮断する。一方、スプール２２が回転すると、その回転方向にしたがってシリンダポート３１、３２の一方をポンプポート２４に、他方をドレンポート２５に連通させる。これにより、ピストン油室１３ａ、１３ｂへの作動油の選択的給排、つまりバルブ油路の選択的切換が行われる。
【００３２】
また、このポンプ制御装置は、外部からの制御圧の供給によっても斜板１の傾転角が制御できるように、以下のような構成を備えている。
【００３３】
スプール２２の上下両端には、それぞれ油室２７Ａ、２７Ｂが形成される。
【００３４】
上端側の油室２７Ａは、ドレン通路３９側に連通するとともに、リターンスプリング２８が備えられる。このリターンスプリング２８は、スプール２２を油室２７Ｂ側（下方）に向けて押圧する。
【００３５】
一方、下端側の油室２７Ｂは、制御圧ポート４１またはドレンポート４２を介して、制御圧通路３４またはドレン通路３９に、選択的に接続される。詳しくは、スリーブ２１が中立位置にあるときには、制御圧ポート４１が閉止されている一方で、ドレンポート４２はドレン通路３９に連通している。また、スプール２１が所定の角度θだけ回転すると、ドレンポート４２が閉止される一方、制御圧ポート４１は制御圧通路３４と接続され、外部からの制御圧導入が可能となる。そして、このように油室２７Ｂに制御圧が導かれると、スプール２２はリターンスプリング４８に抗して軸方向（図の上方）に移動するようになっている。
【００３６】
また、スプール２２のポート部２６は、軸心を中心にして捩られた形状となっている（図３参照）。これにより、スプール２２端部の油室２７Ｂに制御圧が導かれ、スプール２２がリターンスプリング４８に抗して軸方向に移動すると、ポート部２６（ランド部２６ａ）とポート２４、２５の相対関係がちょうどスプール２２が逆回転したのと同じように変化する。これにより、外部からの制御圧によっても、斜板１の傾転角を減少させるような制御が可能となっている。
【００３７】
詳しく説明すると、図３のようにポート部２６のＢ−Ｂ位置がポート２４、２５と相対する位置にあるときには、図４の右側の図に示すように、ポート部２６は、ポンプポート２４、ドレンポート２５を閉鎖している。この状態から油室２７Ｂへ制御圧を導入すると、ポート部２６のＣ−Ｃ位置がポート２４、２５と相対するようにスプール２２が軸方向に移動する。これにより、図４の左側の図に示すように、ポンプポート２４とポート３１はポート部２６の一方のねじれ面２６ｃ側で連通し、ドレンポート２５とポート３２は他方のねじれ面２６ｄ側で連通する。このように、スプール２２の軸方向の摺動によっても、ポート部２６と各ポート２４、２５、３１、３２の関係は、ちょうどスプール２２が軸回転したときと同じように変化する。
【００３８】
つぎに作用を説明する。
【００３９】
ポンプ制御装置でポンプ吐出量を制御するときには、操作レバー１９を回転操作する。これにより、制御バルブ２０のスプール２２が回転し、バルブ油路切換がなされてサーボピストン油室１３ａ、１３ｂの一方に油圧が導入される。この結果、サーボピストン２が移動し、このピストン９の移動にともなって斜板１が傾転して行く。さらに、この斜板１の傾転は、フィードバックレバー３を介してスリーブ２１を回転させ、スリーブ２１がスプール２２と同じ角度まで回転したところでサーボピストン油室１３ａ、１３ｂへの油圧の導入が終了し、斜板１は安定する。
【００４０】
また、スリーブ２１が所定角度θ以上回転した後は、制御圧ポート４１が制御圧通路３４と連通し、制御バルブ２０の油室２７Ｂへの制御圧導入が可能となる。この制御圧導入により、スリーブ２２が軸方向に移動することによっても、バルブ油路の切換がなされ、斜板１の傾転角（サーボピストン油室１３ａ、１３ｂへの作動油の給排）が制御される。例えば、この制御圧として、ポンプ回転数の関数である圧力が導入されることにより、ポンプ回転数が上がった場合には斜板１の傾転角を小さくし、またポンプ回転数が下がった場合には斜板１の傾転角を大きくすることにより、ポンプ吐出流量を一定に制御することができる。
【００４１】
このようなポンプ制御装置の動作において、ねじりバネ２９の作用により、フィードバックレバー３の係合ピン３ａは、スリーブ２１の係合部２１ａ内で所定の位置に保持されているので、フィードバックレバー３の回転動作は、スリーブ２１に遅れなく伝達される。
【００４２】
このねじりバネ２９の作用を、図５を用いて詳しく説明する。スリーブ２１は、ねじりバネ２９により図の矢印の方向（時計回り方向）に付勢されている。このため、フィードバックレバー３の係合ピン３ａは、このスリーブ２１の回転を止めるようにして、係合部２１ａ内周の一側面に当接している。そして、サーボピストン２が斜板傾転角を大きくする方向（図の右方向）に動いた場合には、フィードバックレバー３はスリーブ２１をねじりバネ２９に対抗する回転方向（反時計回り方向）に回転させる。よって、係合ピン３ａは、係合部２１ａの前記一側面に当接したまま、これを押していく。一方、サーボピストン２が斜板傾転角を小さくする方向（図の左方向）に動いた場合には、フィードバックレバー３の係合ピン３ａはねじりバネ２９による付勢と同一方向（図の右方向）に動く。よって、スリーブ２１は、ねじりバネ２９のバネ力により、係合部２１ａの前記一側面が係合ピン３ａと離れないように回転していく。
【００４３】
このように、フィードバックレバー３の係合ピン３は、ねじりバネ２９のバネ力により、常時、スリーブ係合部２１ａの一側面に当接し続ける。すなわち、スリーブ２１は、係合ピン３ａとスリーブ２１ａとの間のガタの影響を受けずに、フィードバックレバー３の動作に追随する。したがって、サーボピストン２の摺動動作は、斜板１の傾転角変動方向が逆転方向に動く場合でも、応答遅れなくスリーブ２１にフィードバックされる。
【００４４】
したがって、従来例のように馬力制御時におけるヒステリシス（図１８参照）が発生することはなく、傾転角増大時と傾転角減少時のいずれにおいても、ポンプ回転数と吐出流量の間に所望の特性を得ることができる。
【００４５】
また、フィードバックレバー３の係合ピン３ａとスリーブ２１の係合部２１ａの間に多少のガタがあったとしても、斜板１の動作のフィードバックには影響がないのだから、係合ピン３ａと係合部２１ａとのはめ合いの公差をラフに設定することができ、その分、製造コストを低減できる。
【００４６】
図６〜図８には、本発明の第２の実施の形態を示す。
【００４７】
図示されるように、この実施の形態では、制御バルブ５０のスリーブ５１には、ポンプポート５４およびドレンポート５５と、サーボピストン２の油室１３ａに連通するシリンダポート５７および油室１３ｂに連通するシリンダポート５８は、軸方向に異なる高さに、段差をもって形成されている。そして、これらの各ポート５４、５５、５７、５８は対で設けられ、各対がスプール５２を挟んで対向する位置に配置されるようになっている。
【００４８】
また、これに伴って、スプール５２のポート部５６の形状も変更されている。すなわち、ポート部５６は、４つのランド部５２ａ、５２ｂ、５２ｃ、５２ｄを備え、これらのランド部の間に４つのポート室６１、６２、６３、６４が形成されている。そして、上段のポンプポート５４ａ、５４ｂ、ドレンポート５５ａ、５５ｂは、これらのポート室６１、６２、６３、６４を介して、下段のシリンダポート５７ａ、５７ｂ、５８ａ、５８ｂと連通する。なお、図７、図８には、ポート室６１を介してポンプポート５２ａとシリンダポート５７ａが、ポート室６２を介してシリンダポート５８ａとドレンポート５５ａが、ポート室６３を介してポンプポート５４ｂとシリンダポート５７ｂが、ポート室６４を介してシリンダポート５８ｂがドレンポート５５ｂが、それぞれ連通している状態を示している。
【００４９】
また、本実施の形態では、上述以外の構成は上記第１の実施の形態と共通するので、図には同一の符号を付して示し、説明は省略する。
【００５０】
このような構成により、各ポートの対（ポンプポート５４ａと５４ｂ、ドレンポート５５ａと５５ｂ、シリンダポート３１ａと３１ｂ、シリンダポート３２ａと３２ｂ）からスプール５２（ポート部５６）に作用する力は相殺される。したがって、スプール５２とスリーブ５１間、あるいはスリーブ５１とボディ１０間には、大きな摩擦が発生することはないので、ねじりバネ２９のバネ力を小さくすることができる。
【００５１】
詳しく説明すると、例えば上記第１の実施の形態の場合では、ポンプポート２４と対向する位置にはドレンポート２５が配置されているので、スプール２１のポート部２６は、ポンプポート２４からの油圧によりドレンポート２５側に押されてしまう。このため、スプール２２がスリーブ２１に押し付けられ、またスプール２２に押されたスリーブ２１がボディ１０に押し付けられるので、スプール２２とスリーブ２１間およびスリーブ２１とボディ１０間には大きな摩擦が発生してしまう。このため、スリーブ２１を回転させるためにねじりバネ２９がスリーブ２１に与えるべき力が余計に必要となってしまう。
【００５２】
これに対して、本実施の形態では、例えば、ポンプポート５４ａからの油圧がスプール５２に作用する力は、ポンプポート５４ｂからの同圧の油圧がスプール５２に作用する力により相殺されるので、スプール２２をスリーブ２１に押し付けてしまうことはない。したがって、スリーブ２１の回転動作には大きな摩擦抵抗力が作用することはなく、ねじりバネ２９のバネ力は小さくできる。したがって、その分、ねじりバネ２９を小型化でき、また製造コストを削減できる。
【００５３】
図９〜図１１には、本発明の第３の実施の形態を示す。
【００５４】
この実施の形態の制御バルブ７０では、上記第２の実施の形態の制御バルブ５０と同様に同種のポートがスプール７２を挟む対向状態で設けられるとともに、特徴となる構成として、異なる種類のポートは、総て、軸方向の異なる平面上に（軸方向に異なる高さで）配置されるようになっている。
【００５５】
詳しく説明すると、図９のＡ−Ａ断面〜Ｃ−Ｃ断面に配置された各ポートは、サーボピストン２の油室１３ａへ作動油の給排を行うためのもので、図１０に示すように、スリーブ７１には、Ａ−Ａ断面にポンプポート８１ａと８１ｂが、Ｂ−Ｂ断面に油室１３ａと連通するシリンダポート８２ａと８２ｂが、Ｃ−Ｃ断面にドレンポート８３ａと８３ｂが、それぞれ対向状態で、３段に形成されている。また、スプール７２のポート部７６は、これらのポートに相対する位置にポート室９１、９２を画成する。さらに、このポート部７６は、これらのポート室９１、９２とポンプポート８１ａ、８１ｂとを断続するランド部７６ａ、７６ｂと、ポート室９１、９２とドレンポート８３ａ、８３ｂとを断続するランド部７６ｃ、７６ｄとを備えている。このような構成により、シリンダポート８２ａ、８２ｂは、ポンプポート８１ａ、８１ｂまたはドレンポート８３ａ、８３ｂに選択的に接続されるようになっている。なお、図１０には、油室１３ａに高圧が導入される状態、すなわち、ポンプポート８１ａ、８１ｂからの油圧がポート室９１、９２を介してシリンダポート８２ａ，８２ｂに導入される一方、ドレンポート８３ａ、８３ｂはランド部７６ｃ、７６ｄによりポート室９１、９２に対してブロックされている状態を示している。
【００５６】
一方、図１１に示すように、スリーブ７１のＤ−Ｄ断面〜Ｆ−Ｆ断面にはサーボピストン２の油室１３ｂへ作動油の給排を行う構成として、Ｄ−Ｄ断面にはドレンポート８４ａ、８４ｂが、Ｅ−Ｅ断面には油室１３ｂと連通するシリンダポート８５ａ、８５ｂが、Ｆ−Ｆ断面にはポンプポート８６ａ、８６ｂが、それぞれ対向状態で、３段に形成されている。また、スプール７２のポート部７６は、これらのポートと相対する位置にポート室９３、９４を画成するとともに、ランド部７６ｅ、７６ｆによりポート室９３、９４に対してドレンポート８４ａ、８４ｂが閉止され、ランド部７６ｇ、７６ｈによりポート室９３、９４に対してポンプポート８６ａ、８６ｂが閉止される。これにより、シリンダポート８５ａ、８５ｂは、ドレンポート８４ａ、８４ｂまたはポンプポート８６ａ、８６ｂに選択的に接続される。なお、図１１には、油室１３ｂがタンクにドレンされる場合、すなわち、ドレンポート８４ａ、８４ｂがポート室９３、９４を介してシリンダポート８５ａ，８５ｂと接続される一方、ポンプポート８６ａ、８６ｂはランド部７６ｇ、７６ｈによりポート室９３、９４に対してブロックされている状態を示している。
【００５７】
このような構成により、本実施の形態では、スプール７２のポート部７６において、各ランド部７６ａ〜７６ｄおよびポート室９１〜９４の回転方向への幅を大きくとることができる。したがって、スプール７１とスリーブ７２の相対回転可能角度を大きくとることができる。
【００５８】
以下、図を使って説明する。図１２には、上記第２の実施の形態において、シリンダポート５７ａ、５７ｂがポンプポート５４ａ、５４ｂと連通する連通状態（連通状態Ａとする）から、シリンダポート５８ａ、５８ｂがポンプポート５４ａ、５４ｂと連通する連通状態（連通状態Ｂとする）に切り換わる寸前の状態を示している。この状態からスプール５２（ポート部５６）が反時計回転すると、連通状態はＡからＢに切り換わるが、さらに回転すると、図１３に示すように連通状態は再びＡに戻ってしまう。
【００５９】
この場合、連通状態が元に戻ってしまうまでの回転角度、すなわち相対回転可能角度は、ランド部およびポート室（ポート溝）の回転方向の幅により決まってくる。この点、上記第２の実施の形態は、同種のポートをスプール５２に対して対向状態で設ける構成を採ったため、同一平面上に配されるポートの数が多く、その分、ランド部およびポート室の幅が狭い。したがって、上記第２の実施の形態では、スリーブ５１とスプール５２に許容される相対回転可能角度は、比較的小さな角度θ１となってしまう。
【００６０】
これに対して、本実施の形態の場合には、例えば、図１４に示すように、シリンダポート８２ａ、８２ｂがポンプポート８１ａ、８１ｂが連通する連通状態（連通状態Ｃとする）から、シリンダポート８２ａ、８２ｂがドレンポート８３ａ、８２ｂが連通する連通状態（連通状態Ｄとする）に切り換わった後、図１５に示すように所定の回転角度θ２回転すると、連通状態は再びＣに戻る。この場合、制御バルブ７０においては、異なる種類のポートは異なる段に形成され、各段には対向して設けられた２つのポートがあるのみであるから、ポート部７６のランド部およびポート室は十分に長い幅で構成されている。したがって、本実施の形態では、上記第１の実施の形態における回転角度θ２に比較して、回転角度θ２を十分大きな角度とでき、相対回転可能角度を大きくすることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１の実施の形態におけるポンプ制御装置を示す断面図である。
【図２】同じく図１のＡ−Ａ断面図である。
【図３】同じくポート部の拡大正面図である。
【図４】同じくバルブ油路切換を示す説明図である。
【図５】同じくフィードバックレバーとスリーブ係合部およびサーボピストン係合部の係合状態を示す説明図である。
【図６】本発明の第２の実施の形態におけるポンプ制御装置を示す断面図である。
【図７】同じく図６のＡ−Ａ断面における制御バルブの断面図である。
【図８】同じく図６のＢ−Ｂ断面における制御バルブの断面図である。
【図９】本発明の第３の実施の形態におけるポンプ制御装置を示す断面図である。
【図１０】同じく（ａ）は図９のＡ−Ａ断面における制御バルブの断面図であり、（ｂ）は図９のＢ−Ｂ断面における制御バルブの断面図であり、（ｃ）は図９のＣ−Ｃ断面における制御バルブの断面図である。
【図１１】同じく（ａ）は図９のＤ−Ｄ断面における制御バルブの断面図であり、（ｂ）は図９のＥ−Ｅ断面における制御バルブの断面図であり、（ｃ）は図９のＦ−Ｆ断面における制御バルブの断面図である。
【図１２】本発明の第２の実施の形態における各ポートの連通状態を示す説明図である。
【図１３】同じく説明図である。
【図１４】本発明の第３の実施の形態における各ポートの連通状態を示す説明図である。
【図１５】同じく説明図である。
【図１６】従来のポンプ制御装置を示す断面図である。
【図１７】従来のポンプ制御装置におけるフィードバックレバーとスリーブ係合部およびサーボピストン係合部の係合状態を示す説明図である。
【図１８】従来のポンプ制御装置において発生する制御特性のヒステリシスを示す特性図である。
【符号の説明】
１  斜板
２  サーボピストン
３  フィードバックレバー
３ａ  係合ピン
３ｃ  係合端部
１３ａ  ピストン油室
１３ｂ  ピストン油室
３４  制御圧通路
３９  ドレーン通路
２０、５０、７０  制御バルブ
２１、５１、７１  スリーブ
２２、５２、７２  スプール
２４、５４、７４  ポンプポート
２５、５５、７５  ドレンポート
２６、５６、７６  ポート部
３１、５７、７７  シリンダポート
３２、５８、７８  シリンダポート
４１、４２  制御圧ポート
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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【図１７】
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【図１８】
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