JP2008095755A - Load sensing hydraulic control device - Google Patents

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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a load sensing hydraulic control device for preventing delay in driving the hydraulic actuators wherein, in the case of simultaneously operating the plurality of hydraulic actuators, a compensation valve for hydraulic actuators other than a hydraulic actuator determining a maximum load pressure is excessively influenced by a maximum load pressure. <P>SOLUTION: The larger the load 120a of the hydraulic cylinder 120 is, the pressure LS of a load sensing line becomes larger via a line 124a and a check valve 124. Then, as output pressure S (<LS) is supplied to the compensation valves 114, 116 by providing a predetermined external pressure oil signal PC, the compensation valve 114 is throttled by output pressure S which is smaller than the pressure LS when operation pressure signals a1 or b1 are provided to drive a hydraulic cylinder 118 in a same state. <P>COPYRIGHT: (C)2008,JPO&INPIT

Description

本発明は、ロードセンシング式油圧制御装置を搭載した建設機械、例えば油圧ショベルの操作性向上に係り、特に複数の油圧アクチュエータを同時操作する場合、最高負荷圧力を決定する１つの油圧アクチュエータに対し、他の油圧アクチュエータ用の補償弁が前記最高負荷圧力により影響され、当該油圧アクチュエータの操作に遅延などの不都合が生じるのを防止することに関する。   The present invention relates to improvement in operability of a construction machine equipped with a load-sensing hydraulic control device, for example, a hydraulic excavator, and in particular, when simultaneously operating a plurality of hydraulic actuators, for one hydraulic actuator that determines the maximum load pressure, The present invention relates to preventing a compensation valve for another hydraulic actuator from being affected by the maximum load pressure and causing inconveniences such as a delay in the operation of the hydraulic actuator.

ロードセンシング式油圧制御装置の利点は油圧アクチュエータの負荷圧が変化しても切換弁の操作量に比例して流量を供給し、又は新たな切換弁および油圧アクチュエータを追加した場合でも容易に流量配分が出来ることにある。その場合、ロードセンシング機能を有する切換弁群とロードセンシング機能を有しない切換弁群とを共通の可変容量ポンプに接続し、これら各々の切換弁群の切換弁に接続されたアクチュエータが慣性、負荷圧力が異なる場合でもかつ同時に駆動しても、極めて簡単な方法で、それぞれのアクチュエータの特性に応じて非常にスムースな起動特性、操作性を得ることが出来る油圧制御装置が開示されている（特許文献１）。   The advantage of the load-sensing hydraulic control device is that even if the load pressure of the hydraulic actuator changes, the flow is supplied in proportion to the operation amount of the switching valve, or even when a new switching valve and hydraulic actuator are added, the flow is easily distributed. There is something that can be done. In that case, the switching valve group having the load sensing function and the switching valve group not having the load sensing function are connected to a common variable displacement pump, and the actuator connected to the switching valve of each of these switching valve groups has inertia, load A hydraulic control device has been disclosed that can obtain very smooth start-up characteristics and operability in accordance with the characteristics of each actuator in a very simple method even when the pressures are different and when they are driven simultaneously (patent) Reference 1).

また、特許文献２の図５には、従来例としてレギュレータバルブ９とアンロード弁１３を備えたロードセンシング式の油圧制御回路が示され、その改良として、切換手段によって切換わる切換弁１５を設けている。そして、この切換弁１５は、レギュレータバルブ９の他方のパイロット室９ｂに、アクチュエータの最高負荷圧を導く第１切換位置１５ａと、レギュレータバルブ９の他方のパイロット室９ｂに、ポンプ圧を導く第２切換位置１５ｂとを有する油圧回路が示されている。   FIG. 5 of Patent Document 2 shows a load sensing type hydraulic control circuit including a regulator valve 9 and an unload valve 13 as a conventional example. As an improvement, a switching valve 15 that is switched by switching means is provided. ing. The switching valve 15 includes a first switching position 15a that guides the highest load pressure of the actuator to the other pilot chamber 9b of the regulator valve 9, and a second pump that guides the pump pressure to the other pilot chamber 9b of the regulator valve 9. A hydraulic circuit with a switching position 15b is shown.

図３は、従来のロードセンシング式油圧制御装置の問題点を説明するため、特許文献１、２のロードセンシングに関わる油圧回路部分を２つの油圧アクチュエータに単純化してその典型的な回路構成を示す。   FIG. 3 shows a typical circuit configuration by simplifying the hydraulic circuit portion related to load sensing in Patent Documents 1 and 2 into two hydraulic actuators in order to explain the problems of the conventional load sensing type hydraulic control device. .

同図３において、参照符号１０は原動機１２により駆動される可変容量ポンプ、１０Ａは同ポンプ１０の斜板を示し、参照符号１４は斜板１０Ａの傾斜角を調整する油圧シリンダである。参照符号２０、及び３０は可変容量ポンプ１０からの圧油供給ラインＬ１に接続されたクローズセンタ型の切換弁でありこれら切換弁２０、３０には油圧シリンダからなる油圧アクチュエータＡＣＴ１、ＡＣＴ２がそれぞれ接続されている。なお、図示しないが、可変容量ポンプ１０に隣接して原動機１２の出力軸１２Ａにより駆動されるパイロットポンプが設けられている。   In FIG. 3, reference numeral 10 denotes a variable displacement pump driven by a prime mover 12, 10A denotes a swash plate of the pump 10, and reference numeral 14 denotes a hydraulic cylinder that adjusts an inclination angle of the swash plate 10A. Reference numerals 20 and 30 are closed center type switching valves connected to the pressure oil supply line L1 from the variable displacement pump 10, and hydraulic actuators ACT1 and ACT2 each consisting of a hydraulic cylinder are connected to these switching valves 20 and 30, respectively. Has been. Although not shown, a pilot pump that is driven by the output shaft 12 </ b> A of the prime mover 12 is provided adjacent to the variable displacement pump 10.

又、各切換弁２０、３０と各油圧アクチュエータとの間には補償弁２２、３２が設けられている。これら補償弁２２、３２と切換弁２０、３０との間には負荷圧力検出ラインＳＬ１、ＳＬ２が設けられて、各負荷圧力が取出され、これら取出された負荷圧力は補償弁２２、３２に対して、それぞれバネ２６、３６と共にこれらを開方向に作用すると同時に高圧選択手段４０によって選択された負荷圧力検出ラインＳＬ１又はＳＬ２の圧力がロードセンシング用の信号ラインＳＬ５へ取出され、前記補償弁２２及び３２に対してこれらを絞り方向に作用させている。同時にこの信号ラインＳＬ５の信号圧力はラインＳＬ７として可変容量ポンプ１０の容量調整装置１６に作用している。   Compensation valves 22 and 32 are provided between the switching valves 20 and 30 and the hydraulic actuators. Load pressure detection lines SL1 and SL2 are provided between the compensation valves 22 and 32 and the switching valves 20 and 30, and each load pressure is taken out. These taken out load pressures are applied to the compensation valves 22 and 32. The pressures of the load pressure detection line SL1 or SL2 selected by the high pressure selection means 40 are taken out to the load sensing signal line SL5 simultaneously with the springs 26 and 36 acting in the opening direction, respectively, and the compensation valve 22 and These are made to act on the direction 32 in the aperture direction. At the same time, the signal pressure of the signal line SL5 acts on the capacity adjusting device 16 of the variable capacity pump 10 as a line SL7.

又、可変容量ポンプ１０の圧油供給ラインＬ１にはアンロード弁１８が接続され、このアンロード弁１８は信号ラインＳＬ６の圧力と可変容量ポンプ１０の圧油供給ラインＬ１との圧力差が、当該アンロード弁１８に設けられたバネ１８Ａの力によって定まる所定圧力を超えると前記圧油供給ラインＬ１をアンロードするようになっている。   An unload valve 18 is connected to the pressure oil supply line L1 of the variable displacement pump 10, and the unload valve 18 has a pressure difference between the pressure of the signal line SL6 and the pressure oil supply line L1 of the variable displacement pump 10. When a predetermined pressure determined by the force of the spring 18A provided in the unload valve 18 is exceeded, the pressure oil supply line L1 is unloaded.

上記の構成において、例えば切換弁２０を図中２０Ｂの位置へ操作した場合を想定すると、可変容量ポンプ１０からの圧油は、ラインＬ０、Ｌ１、Ｌ２から切換弁２０内の供給通路２０Ｂ１を経て通路Ｌ４に至り、同通路Ｌ４から補償弁２６、逆止弁２４、ラインＬ５を経て再び切換弁２０に戻りラインＬＡ１を通って油圧アクチュエータＡＣＴ１に与えられ、その戻り側のラインＬＢ１から切換弁２０を経てタンクラインＬ８を介してタンクＴに戻されるようになっている。   In the above configuration, for example, assuming that the switching valve 20 is operated to the position 20B in the drawing, the pressure oil from the variable displacement pump 10 passes from the lines L0, L1, L2 through the supply passage 20B1 in the switching valve 20. The passage L4 is reached, and from the passage L4, the compensation valve 26, the check valve 24, the line L5, the return to the switching valve 20 and the return through the line LA1 to the hydraulic actuator ACT1, and the return side line LB1 to the switching valve 20 And then returned to the tank T via the tank line L8.

その場合、油圧アクチュエータＡＣＴ１の負荷圧に対応する通路Ｌ４の圧力は信号ラインＳＬ１を介して検出され、さらに高圧選択手段４０を経て信号ラインＳＬ５上の圧力として検出され、この検出圧力は信号ラインＳＬ６としてバネ１８Ａの力と共にアンロード弁１８に作用し、可変容量ポンプ１０の圧油供給ラインＬ１とタンクＴに通じるタンクラインＬ１１との導通を遮断するようになっている。   In that case, the pressure in the passage L4 corresponding to the load pressure of the hydraulic actuator ACT1 is detected via the signal line SL1, and further detected as the pressure on the signal line SL5 via the high pressure selection means 40, and this detected pressure is detected as the signal line SL6. Acting on the unload valve 18 together with the force of the spring 18A, the conduction between the pressure oil supply line L1 of the variable displacement pump 10 and the tank line L11 leading to the tank T is cut off.

このとき、前記アンロード弁１８の開閉に関わる圧力は、一方が高圧選択された信号ラインＳＬ６上の圧力（最高負荷圧力）であり、他方は、前記圧油供給ラインＬ１上の圧力であるので、例えば油圧アクチュエータＡＴＣ１の負荷圧力が大きい場合には、これらの圧力は共に高圧であって、アンロード弁１８の開閉は一般に非常に速い。   At this time, the pressure related to the opening / closing of the unload valve 18 is one on the signal line SL6 (highest load pressure) on which one is selected, and the other is the pressure on the pressure oil supply line L1. For example, when the load pressure of the hydraulic actuator ATC1 is large, these pressures are both high, and the opening and closing of the unload valve 18 is generally very fast.

同様な関係は、切換弁３０、油圧アクチュエータＡＣＴ２を駆動した場合にも該当するがその詳細説明は省略する。   The same relationship applies to the case where the switching valve 30 and the hydraulic actuator ACT2 are driven, but detailed description thereof is omitted.

図３に示した従来のロードセンシング式油圧制御装置においては、信号ラインＳＬ３、ＳＬ４は図示のように補償弁２２、３２に与えられているので、一方のアクチュエータＡＣＴ１、例えばアーム用シリンダが切換弁２０を介して駆動されている状態で、他方の油圧アクチュエータＡＣＴ２、例えばバケット用シリンダが切換弁３０を介して同時に駆動される場合、信号ラインＳＬ５にはＳＬ１（＞ＳＬ２）、高圧選択手段４０を介してアーム側の負荷圧力が検出され、信号ラインＳＬ４を介して補償弁３２に与えられる。したがって、油圧アクチュエータＡＣＴ２すなわち、バケット用の補償弁３２には、信号ラインＳＬ４と、バネ３６および信号ラインＳＬ２とがバランスする状態に対応した圧油流量がラインＬ６を経てＬ７へ流れ、バケットを駆動することとなる。   In the conventional load sensing type hydraulic control apparatus shown in FIG. 3, since the signal lines SL3 and SL4 are provided to the compensation valves 22 and 32 as shown in the figure, one actuator ACT1, for example, an arm cylinder is connected to the switching valve. When the other hydraulic actuator ACT2, for example, the bucket cylinder, is driven simultaneously via the switching valve 30 while being driven through the signal line 20, the signal line SL5 has SL1 (> SL2) and the high pressure selection means 40. The load pressure on the arm side is detected via the signal line SL4 and applied to the compensation valve 32 via the signal line SL4. Accordingly, in the hydraulic actuator ACT2, that is, the compensation valve 32 for the bucket, the pressure oil flow rate corresponding to the state in which the signal line SL4, the spring 36, and the signal line SL2 are balanced flows to the L7 via the line L6 to drive the bucket. Will be.

しかしながら、その際、アームの駆動中において信号ラインＳＬ１の検出圧力である最高負荷検出圧力ＳＬ５が非常に大きくなること、例えば油圧アクチュエータＡＣＴ１がそのシリンダストローク限に達した場合には、バケット側の前記補償弁３２への信号ラインＳＬ４も大きくなり流量が絞られるのでラインＬ６にはほとんど圧油が流れなくなり、結果として切換弁３０を介して駆動指令を与えているにもかかわらずバケットが駆動しないか又は、駆動が遅いという操作上の難点があった。   However, at that time, when the maximum load detection pressure SL5 that is the detection pressure of the signal line SL1 becomes very large during driving of the arm, for example, when the hydraulic actuator ACT1 reaches its cylinder stroke limit, Since the signal line SL4 to the compensation valve 32 is also increased and the flow rate is reduced, almost no pressure oil flows through the line L6. As a result, the bucket does not drive even though a drive command is given through the switching valve 30. Or there was an operational difficulty that driving was slow.

特開２００２−２９５４０５号公報JP 2002-295405 A 特開平１０−１０３３０５号公報JP-A-10-103305

本発明者は、上記問題点を解決せんとして鋭意検討した結果、最高負荷検出ラインまたは可変容量ポンプ吐出ラインと各補償弁との間に、減圧機能を有する圧力制御弁を設け、外部信号により減圧された圧油信号を前記各補償弁に与えることで前記問題点は基本的に解決できることを突き止めた。   As a result of diligent investigation to solve the above problems, the present inventor has provided a pressure control valve having a pressure reducing function between the maximum load detection line or variable displacement pump discharge line and each compensation valve, and the pressure is reduced by an external signal. It has been found that the problem can be basically solved by supplying the compensated pressure oil signal to each compensation valve.

従って、本発明の目的は、複数の油圧アクチュエータを同時操作する場合、最高負荷圧力を決定する１つの油圧アクチュエータに対し、他の油圧アクチュエータ用の補償弁が前記最高負荷圧力により影響され、当該油圧アクチュエータの操作に不都合が生じるのを防止するロードセンシング式油圧制御装置を提供することにある。   Accordingly, an object of the present invention is that when a plurality of hydraulic actuators are operated simultaneously, a compensation valve for another hydraulic actuator is influenced by the maximum load pressure with respect to one hydraulic actuator that determines the maximum load pressure. An object of the present invention is to provide a load-sensing hydraulic control device that prevents inconvenience in operation of an actuator.

上記の目的を達成するため、本発明によるロードセンシング式油圧制御装置は、複数の切換弁の各々に油圧アクチュエータを接続し、これら油圧アクチュエータに共通の可変容量型ポンプから圧油を供給し、前記各切換弁においては各油圧アクチュエータの負荷圧力を検出すると共に操作されていない状態では負荷圧力検出信号通路をタンクラインに接続するよう構成し、各切換弁と各アクチュエータ又は各切換弁とタンクとの間には各々補償弁を設け、当該補償弁の開方向には各アクチュエータの負荷圧力を、絞り方向へは複数の切換弁が同時操作された場合の最高負荷圧力を選択して作用させるよう構成したロードセンシング式の油圧制御装置において、前記各補償弁の絞り方向に作用する前記選択された最高負荷圧力を減圧する圧力制御弁を設けたことを特徴とする。   In order to achieve the above object, a load sensing hydraulic control device according to the present invention connects a hydraulic actuator to each of a plurality of switching valves, supplies pressure oil from a variable displacement pump common to these hydraulic actuators, Each switching valve is configured to detect the load pressure of each hydraulic actuator and to connect the load pressure detection signal path to the tank line when not operated, and to connect each switching valve and each actuator or each switching valve and tank. A compensation valve is provided in between, and the load pressure of each actuator is selected in the opening direction of the compensation valve, and the maximum load pressure when a plurality of switching valves are operated simultaneously is selected in the throttle direction. In the load sensing type hydraulic control apparatus, the pressure control for reducing the selected maximum load pressure acting in the throttle direction of each compensation valve. Characterized in that a valve.

その場合、前記の選択された最高負荷圧力の代わりに前記ポンプの吐出圧ラインの圧力を用いることができる。   In that case, the pressure in the discharge pressure line of the pump can be used instead of the selected maximum load pressure.

また、その場合、圧力制御弁は外部油圧信号の上昇に応じて２次圧力が低減される減圧弁である。   In this case, the pressure control valve is a pressure reducing valve in which the secondary pressure is reduced in accordance with an increase in the external hydraulic pressure signal.

さらにその場合、圧力制御弁の２次圧力調整用外部信号圧力として電磁比例弁の２次圧力を導入することができる。   Furthermore, in that case, the secondary pressure of the electromagnetic proportional valve can be introduced as the external signal pressure for secondary pressure adjustment of the pressure control valve.

本発明によるロードセンシング式の油圧制御装置によれば、各切換弁および該切換弁と接続された油圧アクチュエータに該油圧アクチュエータに流れる圧油流量を前記最高負荷圧力により調整するよう接続された補償弁と、前記油圧アクチュエータに対応する各補償弁と前記最高負荷圧力の検出ラインとの間に設けられ、外部圧油信号により前記検出ラインの圧力を減圧して前記各補償弁の少なくとも１つに供給する圧力制御弁と、を備えるようにしたので、特に複数の油圧アクチュエータを同時操作する場合、最高負荷圧力を決定する１つの油圧アクチュエータに対し、他の油圧アクチュエータ用の補償弁が前記最高負荷圧力により過大に影響され、当該油圧アクチュエータの駆動に遅延が生じるのを防止することができる。   According to the load sensing type hydraulic control apparatus of the present invention, the compensation valve is connected to each switching valve and the hydraulic actuator connected to the switching valve so as to adjust the flow rate of the hydraulic oil flowing through the hydraulic actuator by the maximum load pressure. And each compensation valve corresponding to the hydraulic actuator and the detection line for the maximum load pressure, and the pressure in the detection line is reduced by an external pressure oil signal and supplied to at least one of the compensation valves. In particular, when operating a plurality of hydraulic actuators at the same time, the compensation valve for the other hydraulic actuator is provided with the maximum load pressure for one hydraulic actuator that determines the maximum load pressure. Therefore, it is possible to prevent the hydraulic actuator from being delayed due to being excessively influenced.

以下、本発明の実施の形態に基づく１実施例について添付図面の図１、２を参照して詳細に説明する。   Hereinafter, an example based on an embodiment of the present invention will be described in detail with reference to FIGS.

図１は、本発明を適用したロードセンシング式油圧制御装置であって、原動機（図示せず）により駆動される可変容量ポンプ１００およびパイロット圧油ＰＰを供給するパイロットポンプ１０２が設けられている。なお、参照符号１０４は可変容量ポンプ１００の斜板１００Ａを傾転駆動する油圧シリンダである。参照符号ＰＬは前記可変容量ポンプ１００の吐出ラインであり、それぞれラインＰＬ１、ＰＬ２、ＰＬ３に分岐され切換弁１１０、１１２および容量調整装置１０６にポンプ１００からの圧油が供給される。図示の切換弁１１０、１１２ではそれぞれの弁のスプール位置がパイロット操作圧信号ａ１、ｂ１およびａ２、ｂ２により操作されて中立位置から偏移し圧油を供給する状態にあることを示している。また、参照符号Ｔはタンクである。   FIG. 1 is a load sensing type hydraulic control apparatus to which the present invention is applied, and is provided with a variable displacement pump 100 driven by a prime mover (not shown) and a pilot pump 102 for supplying pilot pressure oil PP. Reference numeral 104 denotes a hydraulic cylinder that drives the swash plate 100A of the variable displacement pump 100 to tilt. Reference numeral PL denotes a discharge line of the variable displacement pump 100, which is branched into lines PL1, PL2, and PL3, respectively, and pressure oil from the pump 100 is supplied to the switching valves 110 and 112 and the capacity adjusting device 106. In the illustrated switching valves 110 and 112, the spool positions of the respective valves are operated by the pilot operation pressure signals a1, b1 and a2, b2, and are deviated from the neutral position to supply pressure oil. Reference symbol T is a tank.

参照符号１１８、１２０は切換弁１１０、１１２に対応して設けられた油圧シリンダであって、例えば油圧ショベルのバケット、アーム駆動用と考えることができる。しかし必ずしもこれらの対応に限定されない。なお、同図１では他の油圧アクチュエータ用の切換弁や油圧シリンダ等は省略してある。参照符号１１４、１１６は補償弁であって、補償弁１１４は油圧シリンダ１１８の戻り側（メータアウト）に設けられ、補償弁１１６は油圧シリンダ１２０の供給側（メータイン）に設けられている。   Reference numerals 118 and 120 are hydraulic cylinders provided corresponding to the switching valves 110 and 112, and can be considered for driving buckets and arms of a hydraulic excavator, for example. However, it is not necessarily limited to these correspondences. In FIG. 1, the switching valves and hydraulic cylinders for other hydraulic actuators are omitted. Reference numerals 114 and 116 are compensation valves. The compensation valve 114 is provided on the return side (meter-out) of the hydraulic cylinder 118, and the compensation valve 116 is provided on the supply side (meter-in) of the hydraulic cylinder 120.

各補償弁１１４、１１６の左方側からは、それぞれの油圧シリンダ１１８、１２０の負荷圧を検出するライン１２２ａ、１２４ａの圧力が与えられている。一方、各補償弁１１４、１１６の右方側からは、最高負荷圧検出ラインすなわち、破線で示されるロードセンシングラインの圧力ＬＳを外部圧油信号ＰＣにより減圧する圧力制御弁１０８の出力圧Ｓが与えられている。   From the left side of each compensation valve 114, 116, the pressure of lines 122a, 124a for detecting the load pressure of the respective hydraulic cylinders 118, 120 is applied. On the other hand, from the right side of each compensation valve 114, 116, the output pressure S of the pressure control valve 108 that reduces the pressure LS of the maximum load pressure detection line, that is, the load sensing line indicated by the broken line by the external pressure oil signal PC. Is given.

ロードセンシングラインの圧力ＬＳは逆止弁１２２、１２４を介して前記ライン１２２ａと１２４ａのうち圧力の高い方が選択されることにより生成される。参照符号１０６は容量調整装置であって図３の容量調整装置１６と同等の装置である。なお、逆止弁１２３は、ライン１２２ａが高圧のときタンク側への流れを阻止すると共に、油圧シリンダ１１８の戻り側の圧力が供給側の圧力より高い場合戻り側の油量の一部を逆止弁１２３から供給するよう機能する。これにより可変容量ポンプ１００からの供給油量を少なくし、原動機の消費エネルギを節約することができる。参照符号１２０ａは、例えばアーム駆動用の油圧シリンダ１２０に対する負荷を示す。   The pressure LS of the load sensing line is generated by selecting the higher one of the lines 122a and 124a via the check valves 122 and 124. Reference numeral 106 is a capacity adjusting device, which is equivalent to the capacity adjusting device 16 of FIG. The check valve 123 prevents the flow to the tank side when the line 122a is high, and reverses a part of the oil amount on the return side when the pressure on the return side of the hydraulic cylinder 118 is higher than the pressure on the supply side. It functions to supply from the stop valve 123. Thereby, the amount of oil supplied from the variable displacement pump 100 can be reduced, and the energy consumption of the prime mover can be saved. Reference numeral 120a indicates a load on the hydraulic cylinder 120 for driving the arm, for example.

図２は、図１の圧力制御弁１０８の構造および、同圧力制御弁１０８へ供給される外部圧油信号ＰＣとの関係を示す。   FIG. 2 shows the relationship between the structure of the pressure control valve 108 of FIG. 1 and the external pressure oil signal PC supplied to the pressure control valve 108.

同図の（ａ）において、圧力制御弁１０８は、それぞれ貫通孔Ｈ１、Ｈ２を有する弁本体ＢＤ１とＢＤ２および、貫通孔Ｈ１、Ｈ２内に摺動可能に設けられた可動軸体１０８ａを備えている。さらに、弁本体ＢＤ１の側部には横孔１０８ｂが形成され、同横孔１０８ｂに対しロードセンシングラインの圧力ＬＳまたは可変容量ポンプ１００の吐出ラインの圧力ＰＬが導かれるようになっている。   In FIG. 2A, the pressure control valve 108 includes valve bodies BD1 and BD2 having through holes H1 and H2, respectively, and a movable shaft body 108a slidably provided in the through holes H1 and H2. Yes. Further, a lateral hole 108b is formed in the side portion of the valve body BD1, and the pressure LS of the load sensing line or the pressure PL of the discharge line of the variable capacity pump 100 is guided to the lateral hole 108b.

一方、前記可動軸体１０８ａの中央径太部には前記横孔１０８ｂに対向した溝部１０８ｄが形成されさらに、同溝部１０８ｄに連通し、可動軸体１０８ａの右端面に開口された通路１０８ｅが形成されている。貫通孔Ｈ１の左端部には可動軸体１０８ａの中央径太部と同じ内径でタンクに連通した油室１０８ｆが形成され、同油室１０８ｆには前記可動軸体１０８ａの左側径小部に設けられたバネ１３０が配設されて、可動軸体１０８ａを右方へ付勢している。同図では可動軸体１０８ａの右側段部Ｚが貫通孔Ｈ１側の段部に当接した状態で油室１０８ｃが形成されていることを示す。また、この状態で前記横孔１０８ｂと溝部１０８ｄはほぼ対向した関係位置にある。   On the other hand, a groove portion 108d facing the lateral hole 108b is formed in the thick central portion of the movable shaft body 108a, and a passage 108e communicating with the groove portion 108d and opened on the right end surface of the movable shaft body 108a is formed. Has been. An oil chamber 108f is formed at the left end of the through hole H1 and communicated with the tank with the same inner diameter as the central diameter thick portion of the movable shaft body 108a. The oil chamber 108f is provided at the small left diameter portion of the movable shaft body 108a. The spring 130 is disposed to urge the movable shaft 108a to the right. In the drawing, it is shown that the oil chamber 108c is formed in a state where the right side step portion Z of the movable shaft body 108a is in contact with the step portion on the through hole H1 side. Further, in this state, the lateral hole 108b and the groove 108d are in a substantially opposite relationship position.

前記油室１０８ｃには外部圧油信号ＰＣが与えられる。この外部圧油信号ＰＣは、パイロットポンプ１０２からの圧油ＰＰの供給される電磁比例制御弁１４０の出力として生成される。   The oil chamber 108c is supplied with an external pressure oil signal PC. The external pressure oil signal PC is generated as an output of the electromagnetic proportional control valve 140 to which the pressure oil PP from the pilot pump 102 is supplied.

図２の（ｂ）には、電磁比例制御弁１４０の入力制御電流Ｉ（ｍＡ）に対する外部圧油信号ＰＣおよび前記圧力制御弁１０８の出力圧Ｓとの関係を示す。同図に示すように、電磁比例制御弁１４０の入力制御電流Ｉが増加すると圧力制御弁１０８の出力圧Ｓは減少する。入力制御電流Ｉはゼロから連続的に増大させる必要はなく、離散的にＩ１、Ｉ２、Ｉ３の如く制御電流を与えた場合でも対応する出力圧Ｓ１、Ｓ２、Ｓ３を生成する。すなわち、同図（ａ）において、外部圧油信号ＰＣが油室１０８ｃに供給されると可動軸体１０８ａはバネ１３０の付勢力に抗して左行し、その結果、前記横孔１０８ｂと溝部１０８ｄとの間の開口面積が減少し横孔１０８ｂに供給されている圧力ＬＳまたはＰＬは絞られるのでこの部分で圧力降下を生ずる。したがって、出力圧Ｓはその圧力降下分だけＬＳまたはＰＬより小さい値となる。   FIG. 2B shows the relationship between the external pressure oil signal PC and the output pressure S of the pressure control valve 108 with respect to the input control current I (mA) of the electromagnetic proportional control valve 140. As shown in the figure, when the input control current I of the electromagnetic proportional control valve 140 increases, the output pressure S of the pressure control valve 108 decreases. The input control current I does not need to be continuously increased from zero, and the corresponding output pressures S1, S2, and S3 are generated even when the control current is given discretely as I1, I2, and I3. That is, in FIG. 9A, when the external pressure oil signal PC is supplied to the oil chamber 108c, the movable shaft 108a moves left against the urging force of the spring 130. As a result, the lateral hole 108b and the groove portion are The pressure area LS or PL supplied to the lateral hole 108b is reduced and the pressure drop occurs in this portion. Accordingly, the output pressure S is smaller than LS or PL by the pressure drop.

次に図１において作動について説明する。油圧シリンダ１２０の負荷１２０ａが大きくなる、例えばシリンダストローク限に達するとライン１２４ａ、逆止弁１２４を介してロードセンシングラインの圧力ＬＳが大きくなる。このとき、所定の外部圧油信号ＰＣを与えることにより出力圧Ｓ（＜ＬＳ）が補償弁１１４、１１６に供給されるので、その状態で油圧シリンダ１１８を駆動すべく操作圧信号ａ１またはｂ１を与えたとき補償弁１１４は圧力ＬＳよりも小さい値の出力圧Ｓにより絞られているので油圧シリンダ１１８には直ちに圧油が供給される。   Next, the operation will be described with reference to FIG. When the load 120a of the hydraulic cylinder 120 increases, for example, when the cylinder stroke limit is reached, the pressure LS of the load sensing line increases via the line 124a and the check valve 124. At this time, since the output pressure S (<LS) is supplied to the compensation valves 114 and 116 by giving a predetermined external pressure oil signal PC, the operation pressure signal a1 or b1 is set to drive the hydraulic cylinder 118 in this state. When applied, the compensating valve 114 is throttled by the output pressure S having a value smaller than the pressure LS, so that the hydraulic oil is immediately supplied to the hydraulic cylinder 118.

一方、補償弁１１６の側では従来の圧力ＬＳであったもの（図３参照）がより小さい出力圧Ｓとなっても油圧シリンダ１２０への圧油の供給になんら実質的な影響を受けることがない。すなわち、ロードセンシングラインの圧力ＬＳを決定している油圧アクチュエータに対応する補償弁の絞り側に減圧された出力圧Ｓが与えられても当該油圧アクチュエータの操作に影響しない。   On the other hand, on the compensation valve 116 side, even if the conventional pressure LS (see FIG. 3) becomes a smaller output pressure S, the supply of pressure oil to the hydraulic cylinder 120 may be substantially affected. Absent. That is, even if the reduced output pressure S is given to the throttle side of the compensation valve corresponding to the hydraulic actuator that determines the pressure LS of the load sensing line, the operation of the hydraulic actuator is not affected.

以上本発明の好適な実施例について図１、２により説明したが当業者であれば、本発明の技術的思想を利用して種々の変形を行うことができる。例えば、上記の図１では、補償弁の全てに圧力制御弁１０８からの減圧された出力圧Ｓを供給するものとして説明したが、補償弁１１６には従来のようにロードセンシングラインの圧力ＬＳを与えるようにし、補償弁１１４には図示のように、出力圧Ｓを与えることもできる。勿論、この場合、非常に大きいロードセンシングラインの圧力ＬＳが油圧シリンダ１１８の負荷によって決定されている状態で油圧シリンダ１２０を同時に駆動しようとしたとき、油圧シリンダ１２０の駆動に遅れが生ずることは当然である。   Although the preferred embodiment of the present invention has been described with reference to FIGS. 1 and 2, those skilled in the art can make various modifications using the technical idea of the present invention. For example, in FIG. 1 described above, it has been described that all the compensation valves are supplied with the reduced output pressure S from the pressure control valve 108. However, the compensation valve 116 has a load sensing line pressure LS as in the conventional case. As shown in the figure, an output pressure S can be applied to the compensation valve 114 as shown. Of course, in this case, when the hydraulic cylinder 120 is simultaneously driven in a state where the pressure LS of the very large load sensing line is determined by the load of the hydraulic cylinder 118, it is natural that the driving of the hydraulic cylinder 120 is delayed. It is.

本発明を適用した適用したロードセンシング式油圧制御装置の油圧回路図である。1 is a hydraulic circuit diagram of a load sensing type hydraulic control apparatus to which the present invention is applied. FIG. 図１中の圧力制御弁を説明する図であって、（ａ）はその詳細構造を示す断面図、（ｂ）は電磁比例制御弁の入力信号と制御圧力との関係を示すグラフである。It is a figure explaining the pressure control valve in FIG. 1, (a) is sectional drawing which shows the detailed structure, (b) is a graph which shows the relationship between the input signal of an electromagnetic proportional control valve, and control pressure. 従来のロードセンシング式油圧制御装置の油圧回路図である。It is a hydraulic circuit diagram of the conventional load sensing type hydraulic control device.

符号の説明Explanation of symbols

１０ 可変容量ポンプ
１２ 原動機
１４ シリンダ
１６ 容量調整装置
１６Ａ バネ
１８ アンロード弁
１８Ａ バネ
２０、３０ 切換弁
２２、３２ 補償弁
２４、３４ 逆止弁
２６、３６ バネ
１００ 可変容量ポンプ
１０２ パイロットポンプ
１０４ 斜板を傾転駆動する油圧シリンダ
１０６ 容量調整装置
１０８ 圧力制御弁
１０８ａ 可動軸体
１０８ｂ 横孔
１０８ｃ、１０８ｆ 油室
１０８ｅ 通路
１１０、１１２ 切換弁
１１４、１１６ 補償弁
１１８、１２０ 油圧シリンダ
１３０ バネ
１４０ 電磁比例制御弁
ＬＳ ロードセンシングラインの圧力
ＰＣ 外部圧油信号
ＰＬ ポンプ吐出圧
Ｓ 出力圧 DESCRIPTION OF SYMBOLS 10 Variable capacity pump 12 Motor | power_engine 14 Cylinder 16 Capacity adjustment apparatus 16A Spring 18 Unload valve 18A Spring 20, 30 Switching valve 22, 32 Compensation valve 24, 34 Check valve 26, 36 Spring 100 Variable capacity pump 102 Pilot pump 104 Swash plate Hydraulic cylinder 106 that tilts the drive 106 Capacity adjustment device 108 Pressure control valve 108a Movable shaft body 108b Horizontal hole 108c, 108f Oil chamber 108e Passage 110, 112 Switching valve 114, 116 Compensation valve 118, 120 Hydraulic cylinder 130 Spring 140 Electromagnetic proportional control Valve LS Load sensing line pressure PC External pressure oil signal PL Pump discharge pressure S Output pressure

Claims (4)

複数の切換弁の各々に油圧アクチュエータを接続し、これら油圧アクチュエータに共通の可変容量型ポンプから圧油を供給し、前記各切換弁においては各油圧アクチュエータの負荷圧力を検出すると共に操作されていない状態では負荷圧力検出信号通路をタンクラインに接続するよう構成し、各切換弁と各アクチュエータ又は各切換弁とタンクとの間には各々補償弁を設け、当該補償弁の開方向には各アクチュエータの負荷圧力を、絞り方向へは複数の切換弁が同時操作された場合の最高負荷圧力を選択して作用させるよう構成したロードセンシング式の油圧制御装置において、
前記各補償弁の絞り方向に作用する前記選択された最高負荷圧力を減圧する圧力制御弁を設けたことを特徴とするロードセンシング式油圧制御装置。 A hydraulic actuator is connected to each of the plurality of switching valves, pressure oil is supplied from a common variable displacement pump to these hydraulic actuators, and each switching valve detects the load pressure of each hydraulic actuator and is not operated. In the state, the load pressure detection signal passage is configured to be connected to the tank line, and each compensation valve and each actuator or each compensation valve is provided between each selector valve and the tank, and each actuator is arranged in the opening direction of the compensation valve. In the load sensing type hydraulic control device configured to select and act on the maximum load pressure when a plurality of switching valves are operated simultaneously in the throttle direction,
A load-sensing hydraulic control device comprising a pressure control valve for reducing the selected maximum load pressure acting in a throttle direction of each compensation valve. 前記の選択された最高負荷圧力の代わりに前記ポンプの吐出圧ラインの圧力を用いることを特徴とする請求項１に記載されたロードセンシング式油圧制御装置。   2. The load sensing type hydraulic control device according to claim 1, wherein a pressure of a discharge pressure line of the pump is used instead of the selected maximum load pressure. 圧力制御弁は外部油圧信号の上昇に応じて２次圧力が低減される減圧弁であることを特徴とする請求項１または２に記載されたロードセンシング式油圧制御装置。   3. The load sensing type hydraulic control device according to claim 1, wherein the pressure control valve is a pressure reducing valve in which the secondary pressure is reduced in accordance with an increase in the external hydraulic signal. 圧力制御弁の２次圧力調整用外部信号圧力として電磁比例弁の２次圧力を導入したことを特徴とする請求項３に記載されたロードセンシング式油圧制御装置。   4. The load sensing type hydraulic control device according to claim 3, wherein a secondary pressure of an electromagnetic proportional valve is introduced as an external signal pressure for secondary pressure adjustment of the pressure control valve.
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