JP2840957B2 - Variable circuit of pump discharge volume in closed center load sensing system - Google Patents
Variable circuit of pump discharge volume in closed center load sensing systemInfo
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- Fluid-Pressure Circuits (AREA)
Description
【発明の詳細な説明】 （産業上の利用分野） 本発明は、クローズドセンタ・ロードセンシングシス
テムにおけるポンプの吐出容積の可変回路に係わり、特
には、パワーショベル等の建設機械に用いる１ポンプシ
ステムに適用する好適なポンプの吐出容積の可変回路の
改良に関寸る。Description: BACKGROUND OF THE INVENTION (Industrial Application Field) The present invention relates to a variable displacement circuit of a pump in a closed center load sensing system, and more particularly to a one pump system used for construction equipment such as a power shovel. The present invention relates to an improvement of a circuit for changing a discharge volume of a suitable pump to be applied.
（従来の技術） 従来、建設機械のパワーショベル等には第８図に示す
ように、エンジン51に配設されたPTO52を介して駆動さ
れる圧油源用の２個のポンプ53、54と、作業機を作動す
るバケット、アーム、ブーム、旋回等のアクチュエータ
55、57、58への油圧を切り換える２個の切換弁59、60
（以下、２ポンプ２バルブと言う。尚、本例の切換弁59
は内部に２つの切換弁をタンデムに有する）とを別々に
配管61、62で連結した回路が主に用いられている。最近
では、第９図に示すように、これに加えて２個のポンプ
71、72からの油圧を１個の切換弁73（以下、２ポンプ１
バルブと言う。尚、本例の切換弁73は内部に２つの切換
弁をパラレルに有する）に配管74、75を集めて連結した
回路が用いられている。この場合、切換弁73にはクロー
ズドセンタ方式が使用され、各ポンプ71、72はそれぞれ
吐出容積を負荷圧ｐにより可変とするロードセンシング
システム80が用いられている。このロードセンシングシ
ステム80はフローコントロールバルブ81を切り換え、１
個のポンプ72の吐出量に切り換える構成としている。(Prior Art) Conventionally, as shown in FIG. 8, a power shovel of a construction machine includes two pumps 53 and 54 for a pressure oil source which are driven via a PTO 52 disposed on an engine 51. Actuators such as buckets, arms, booms, swivels, etc. that operate work machines
Two switching valves 59, 60 for switching oil pressure to 55, 57, 58
(Hereinafter referred to as a two-pump two-valve. The switching valve 59 of this example
Is mainly used in a circuit in which two switching valves are provided in tandem. Recently, as shown in FIG. 9, two pumps
The hydraulic pressure from 71 and 72 is applied to one switching valve 73 (hereinafter referred to as two pumps 1).
Call it a valve. The switching valve 73 of this embodiment has a circuit in which pipes 74 and 75 are collected and connected to two switching valves in parallel. In this case, a closed center system is used for the switching valve 73, and each of the pumps 71 and 72 uses a load sensing system 80 that makes the discharge volume variable by the load pressure p. This load sensing system 80 switches the flow control valve 81,
It is configured to switch to the discharge amount of the individual pumps 72.
（発明が解決しようとする課題） しかしながら上記第８図に示す２ポンプ１バルブで
は、２個のポンプ53、54をPTO52を用いて駆動し、それ
ぞれを別置きの２個の切換弁59、60に配管で連結してい
るため、構造が複雑になると共にスペースを広く取り、
価格も高くなるという問題がある。第９図に示す２ポン
プ１バルブも２個のポンプ71、72のため上記同様の問題
があり、また性能面では第10図の不具合がある。即ち、 切換弁のストロークＡ（操作レバーのストローク）の
スロットリング（ストロークに対する流量特性）の範囲
では２ポンプから１ポンプに切り換えても、アクチュエ
ータに流れる流量のファインコントロールカーブ（イ）
がストロークに対して一定となり、可変できない。(Problems to be Solved by the Invention) However, in the two-pump one-valve shown in FIG. 8, two pumps 53 and 54 are driven by using the PTO 52, and two switching valves 59 and 60 are separately provided. Because it is connected by piping, the structure is complicated and the space is wide,
There is a problem that the price increases. The two-pump one-valve shown in FIG. 9 also has the same problem as described above due to the two pumps 71 and 72, and has a problem in performance in FIG. That is, in the range of the throttling (flow characteristic with respect to the stroke) of the switching valve stroke A (the stroke of the operation lever), even if the pump is switched from two pumps to one pump, the fine control curve of the flow rate flowing through the actuator (a)
Becomes constant with respect to the stroke and cannot be changed.
フローコントロールバルブ81を切り換えて１個のポン
プの吐出量にしても、最大流量は（ロ）から（ハ）へと
少なくなるものの、上記の不具合は解消しない。Even if the flow rate of one pump is changed by switching the flow control valve 81, the maximum flow rate decreases from (b) to (c), but the above-mentioned problem is not solved.
さらに、構造をシンプルにし価格を安くすると共に、
スペースを狭くするために１ボンプ１バルブにすれば良
いが、上記の問題の他、パワーショベルの旋回のよう
にポンプの最大吐出量に対して要求流量の少ないもので
はエンジン等でポンプの回転を下げても従来のクローズ
ド・ロードセンシングシステムでは第11図のごとく、旋
回速度（ニ）（アクチュエータの最大速度）が変わら
ず、操作感覚とのズレが生ずるという問題がある。Furthermore, while simplifying the structure and reducing the price,
In order to reduce the space, it is only necessary to use one pump and one valve. Even if lowered, the conventional closed load sensing system has a problem that the turning speed (d) (maximum speed of the actuator) does not change as shown in FIG.
本発明は上記従来の問題点に着目し、ファインコント
ロールカーブやポンプの最大吐出容量を可変にでき、ま
た各ファインコントロールカーブを滑らかにできるクロ
ーズドセンタ・ロードセンシングシステムにおけるポン
プの吐出容積の可変回路の提供を目的とする。The present invention focuses on the above-mentioned conventional problems, and makes it possible to vary the fine control curve and the maximum discharge capacity of the pump, and to provide a pump discharge volume variable circuit in a closed center load sensing system capable of smoothing each fine control curve. For the purpose of providing.
（課題を解決するための手段） 上記目的を達成するために、本発明に係わるクローズ
ドセンタ・ロードセンシングシステムにおけるポンプの
吐出容積の可変回路の第１は、エンジン１によって駆動
される可変容量形油圧ポンプ２と、可変容量形油圧ポン
プ２からの圧油を油圧アクチュエータ３に給排するクロ
ーズドセンタ形の切換弁７と、切換弁７の前後差圧なる
ロードセンシング圧△ｐを受け、このロードセンシング
圧△ｐと予め備えたバネ15の付勢力とが一致するよう
に、可変容量形油圧ポンプ２の吐出量を変更するレギュ
レータ13とを有するクローズドセンタ・ロードセンシン
グシステムにおけるポンプの吐出容積の可変回路におい
て、バネ15の付勢力を変更自在とする手段16をバネ15に
連接したことを特徴としている。(Means for Solving the Problems) In order to achieve the above object, in the closed center load sensing system according to the present invention, the first of the variable circuits of the pump displacement volume is a variable displacement hydraulic pressure driven by the engine 1. The pump 2 receives a pump 2, a closed center type switching valve 7 for supplying and discharging pressure oil from the variable displacement type hydraulic pump 2 to the hydraulic actuator 3, and a load sensing pressure △ p which is a differential pressure across the switching valve 7 and receives this load sensing. A variable circuit of a pump displacement volume in a closed center load sensing system having a regulator 13 for changing the discharge amount of the variable displacement hydraulic pump 2 so that the pressure △ p and the biasing force of a spring 15 provided in advance match. The present invention is characterized in that means 16 for changing the urging force of the spring 15 is connected to the spring 15.
さらに第２に、上記第１構成のクローズドセンタ・ロ
ードセンシングシステムにおけるポンプの吐出容積の可
変回路において、運転席近傍に切換スイッチを有すると
共に、手段（16）は切換スイッチから指令（19）を受
け、この指令（19）に応じてバネ（15）の付勢力を変更
自在とすることを特徴としている。Secondly, in the closed center load sensing system having the first configuration described above, the variable displacement circuit of the pump has a changeover switch near the driver's seat, and the means (16) receives a command (19) from the changeover switch. It is characterized in that the urging force of the spring (15) can be freely changed according to the command (19).
（作用） 上記構成によれば、次のような作用効果を奏する。(Operation) According to the above configuration, the following operation and effect can be obtained.
（１）第１構成での「〜おいて」は、いわゆるクローズ
ドセンタ・ロードセンシングシステムでのポンプの吐出
容積の可変回路の一般的構成を示す。これは、詳細の実
施例の欄で後述するように、レギュレータ13が切換弁７
の前後差圧なるロードセンシング圧△ｐを受け、このロ
ードセンシング圧△ｐと予め備えたバネ15の付勢力とが
一致するように、可変容量形油圧ポンプ２の吐出量を変
更している。分かり易く言えば、絞り（本構成では切換
弁７の開口面積、また操作レバーのストロークに対応す
る）を流れる流量Ｑは、その一般式「Ｑ∝Ｚ（△ｐ）
1/2」において、「△ｐを一定化する」とすれば「Ｑ∝
Ｚ」となる。そして「△ｐを一定化する」は上記「レギ
ュレータ13が切換弁７の前後差圧なるロードセンシング
圧△ｐを受け、このロードセンシング圧△ｐと予め備え
たバネ15の付勢力とが一致するように（正確には、「△
ｐによる油圧力＝バネ15の付勢力」となるように）、可
変容量形油圧ポンプ２の吐出量を変更した」ことにより
達成される。そしてこの結果（Ｑ∝Ｚ）、可変容量形油
圧ポンプ２の吐出量は切換弁７の開口面積Ｚに依存した
ものとなる。即ち切換弁７を中立位置から開位置へ移行
するときの開口面積の変化に応じた流量Ｑがそのアクチ
ュエータ３に流入する。つまり操作レバーのストローク
に対してファインコントロールカーブが得られることに
なる。(1) In the first configuration, “to” indicates a general configuration of a variable circuit of the discharge volume of a pump in a so-called closed center load sensing system. This is because the regulator 13 is connected to the switching valve 7 as described later in the detailed embodiment section.
And the discharge amount of the variable displacement hydraulic pump 2 is changed such that the load sensing pressure Δp matches the biasing force of the spring 15 provided in advance. In other words, the flow rate Q flowing through the throttle (corresponding to the opening area of the switching valve 7 and the stroke of the operation lever in this configuration) is represented by the general formula “Q∝Z (△ p)
In “ 1/2 ”, if “△ p is constant”, then “Q∝
Z ". "Constant △ p" means that the "regulator 13 receives the load sensing pressure △ p, which is the differential pressure across the switching valve 7, and the load sensing pressure △ p matches the biasing force of the spring 15 provided in advance. Like (exactly, "△
The hydraulic pressure is changed by changing the discharge amount of the variable displacement hydraulic pump 2 so that "the hydraulic pressure by p = the biasing force of the spring 15"). As a result (Q∝Z), the discharge amount of the variable displacement hydraulic pump 2 depends on the opening area Z of the switching valve 7. That is, the flow rate Q corresponding to the change in the opening area when the switching valve 7 shifts from the neutral position to the open position flows into the actuator 3. That is, a fine control curve is obtained for the stroke of the operation lever.
そしてこのような「〜において」構成において、上記
第１構成ではさらに「バネ15の付勢力を変更自在とする
手段16」を有する。従って前記ファインコントロールカ
ーブを自在に変更できる。またこのことは、上記一般式
「Ｑ∝Ｚ（△ｐ）1/2」において、（△ｐ）1/2を変更す
ることを意味するから、開口面積Ｚを最大としたときの
最大流量Qmaxもまた、ロードセンシング圧△ｐを小さく
したときの値Qmax1よりロードセンシング圧△ｐを大き
くしたときの値Qmax2の方が大きくなる。つまりファイ
ンコントロールカーブを可変化できるほか、切換弁７の
最大流量（又はポンプの最大吐出容量）も可変化でき
る。In such a configuration, the first configuration further includes "means 16 for changing the biasing force of the spring 15". Therefore, the fine control curve can be freely changed. This means that (△ p) 1/2 is changed in the general formula “Q∝Z (△ p) 1/2 ”. Therefore, the maximum flow rate Qmax when the opening area Z is maximized. Also, the value Qmax2 when the load sensing pressure △ p is increased is larger than the value Qmax1 when the load sensing pressure △ p is reduced. That is, the fine control curve can be varied, and the maximum flow rate of the switching valve 7 (or the maximum discharge capacity of the pump) can also be varied.
しかも上記第１構成はさらにまた「手段16はバネ15に
連接している」。つまり各ファインコントロールカーブ
はレギュレータ13のバネ15の連続的伸縮に追従して生ず
る。このため各ファインコントロールカーブが滑らかに
なる。Moreover, the above-mentioned first configuration further “the means 16 is connected to the spring 15”. In other words, each fine control curve follows the continuous expansion and contraction of the spring 15 of the regulator 13. Therefore, each fine control curve becomes smooth.
しかもこのように各ファインコントロールカーブを滑
らかにするために第１構成は、「手段16をバネ15に連接
した」だけであるから、構造が簡素化し、製造も容易と
なる。In addition, since the first configuration is merely "the means 16 is connected to the spring 15" in order to smooth each fine control curve, the structure is simplified and the manufacture is easy.
（２）第２構成によれば、次のような作用を奏する。第
１構成における手段（16）は、運転席近傍に設けた切換
スイッチからの指令（19）に応じてバネ（15）の付勢力
を変更自在である。従ってオペレータが切換スイッチを
操作することにより、ファインコントロールカーブ及び
最大流量を自在設定できる。(2) According to the second configuration, the following operation is achieved. The means (16) in the first configuration is capable of changing the urging force of the spring (15) in response to a command (19) from a changeover switch provided near the driver's seat. Therefore, the fine control curve and the maximum flow rate can be freely set by operating the changeover switch by the operator.
（実施例） 以下、本発明の実施例を図面を参照し詳細に説明す
る。第１図は第１実施例を示し、エンジン等の動力源１
に駆動される可変容量形ポンプ２（以下、ポンプ２と言
う）と、図示しないブーム、アーム、バケット等の作業
機用のアクチュエータ３（以下、説明を簡単にするため
ブーム用のアクチュエータ３とする）及び旋回装置用の
アクチュエータ４に油圧を切り換え自在に与えるクロー
ズドセンタのスタック形の切換弁７、８とを有する。切
換弁７、８は１個に結合され、配管９によってポンプ２
に連結されると共に、配管10によってタンク11に連結さ
れている。ポンプ２にはその吐出容積を可変にする通常
の傾板用レギュレータ12と、レギュレータバルブ13（以
下、バルブ13と言う）とを有する。傾板用レギュレータ
12及びバルブ13はパイロット配管14によって配管９に接
続され、これによりポンプ２の吐出圧Ppを受けてポンプ
２の吐出容積Qpを制御している。バルブ13は３ポート２
位置（Ｅ、Ｆ位置）を有し、制御方式は一端（ａ）に作
用するポンプ２の吐出圧Ppと、他端（ｂ）に作用するア
クチュエータ３、４の最大負荷油圧と、付勢力が変わる
バネ15とによって制御され切り換わる。バネ15にはレギ
ュレータ16が連接され、第２ポンプ17からの油圧を第２
バルブ18を介して受け、これによりバネ15の取付け長さ
が変わり、これにより付勢力を可変にしている。レギュ
レータ16には第２バネ16aが内蔵され、第２ポンプ17か
らの油圧によって伸縮する。第２バルブ18は図示しない
運転席近傍に設けた切換スイッチからの指令19によって
作動する。Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. FIG. 1 shows a first embodiment, and a power source 1 such as an engine.
Pump 2 (hereinafter, referred to as pump 2) and an actuator 3 for a working machine such as a boom, an arm, and a bucket (not shown). ) And a closed-center stack-type switching valve 7, 8 for switching the hydraulic pressure to the actuator 4 for the turning device in a freely switchable manner. The switching valves 7 and 8 are combined into one, and the pump 2 is connected by a pipe 9.
And connected to a tank 11 by a pipe 10. The pump 2 includes a normal tilt plate regulator 12 that makes the discharge volume variable, and a regulator valve 13 (hereinafter, referred to as a valve 13). Regulator for inclined plate
The valve 12 and the valve 13 are connected to the pipe 9 by a pilot pipe 14, thereby controlling the discharge volume Qp of the pump 2 by receiving the discharge pressure Pp of the pump 2. Valve 13 is 3 port 2
Position (E, F positions), and the control method is such that the discharge pressure Pp of the pump 2 acting on one end (a), the maximum load oil pressure of the actuators 3 and 4 acting on the other end (b), and the urging force are: The switching is controlled by the changing spring 15. A regulator 16 is connected to the spring 15, and the hydraulic pressure from the second pump 17 is
It is received via a valve 18, which changes the mounting length of the spring 15, thereby making the biasing force variable. The regulator 16 incorporates a second spring 16a, which expands and contracts by hydraulic pressure from the second pump 17. The second valve 18 is operated by a command 19 from a changeover switch provided near the driver's seat (not shown).
切換弁７、８には配管９に配管9a、9bが並列に連結さ
れ、ブームのアクチュエータ３には配管3a、3bが連結さ
れ、旋回装置のアクチュエータ４には配管4a、4bが連結
されている。切換弁７、８はそれぞれ３位置を有し、中
立位置Ｎではポンプポートはクローズドされ、中立位置
Ｎから切換位置Ｌ、Ｍまでは開口面積が変化し（即ち、
可変絞り20となり）、また切換位置Ｌ、Ｍではその開口
面積が一定（固定絞り20）になっていると共に、各位置
Ｎ、Ｌ、ＭでポートＲを経てシャトル弁21、22に連結さ
れている。シャトル弁21、22はパイロット管23a、23bで
連結されると共にパイロット管24を介して各アクチュエ
ータ３、４の配管3a、3b、4a、4bへの回路に挿入された
減圧弁25a、25b、26a、26bに導かれている。また、切換
弁７、８は図示しない運転席近傍に設けたレバー操作に
よるパイロット比例圧力弁等からの圧力指令を受けて切
り換わる。この例では、油圧を用いたが電気による指令
でも良い。また、切換位置Ｌ、Ｍでの絞り20は一定の面
積でなく、可変の最大値であっても良い。The pipes 9a and 9b are connected to the switching valves 7 and 8 in parallel with the pipe 9, the pipes 3a and 3b are connected to the actuator 3 of the boom, and the pipes 4a and 4b are connected to the actuator 4 of the turning device. . The switching valves 7 and 8 each have three positions. In the neutral position N, the pump port is closed, and the opening area changes from the neutral position N to the switching positions L and M (that is, the opening area changes).
The aperture area is fixed (fixed aperture 20) at the switching positions L and M, and connected to the shuttle valves 21 and 22 via the port R at each of the positions N, L and M. I have. Shuttle valves 21 and 22 are connected by pilot pipes 23a and 23b, and pressure-reducing valves 25a, 25b and 26a inserted into circuits to pipes 3a, 3b, 4a and 4b of actuators 3 and 4 via pilot pipe 24. , 26b. The switching valves 7 and 8 are switched by receiving a pressure command from a pilot proportional pressure valve or the like provided by operating a lever (not shown) near the driver's seat. In this example, hydraulic pressure is used, but an electric command may be used. Further, the aperture 20 at the switching positions L and M does not have to have a fixed area, but may have a variable maximum value.
上記第１実施例の作動を説明する。図示しない運転席
近傍に設けた切換スイッチを作動させない通常作業の場
合（例えばブームを作動させる場合）、運転席近傍に設
けた操作レバーの操作によって切換弁７を中立位置Ｎか
ら切換位置Ｌ（又はＭ）に切換えると、切換時のスプー
ルの絞り20（絞り面積Zmm2）によって絞られるため、ポ
ンプ２の吐出圧Ppはブームの負荷圧（即ち、アクチュエ
ータ３の配管3a、3bの圧力Pa）よりも所定量の圧力△ｐ
だけ高くなる。即ち、 Pp＝Pa＋△ｐ ……（１） となる。つまり△ｐは切換時７の前後差圧（＝Pp−Pa）
なるロードセンシング圧である（以下、差圧△ｐとす
る）。差圧△ｐはレギュレータ16に連接されたバネ15の
付勢力によって定まり、この差圧△ｐが一定となるよう
に（つまり、差圧△ｐがバネ15の付勢力に一致するよう
に）、バルブ13は傾板用レギュレータ12を作動させてポ
ンプ２の吐出容量Qpを変化させる。即ち、 Qp＝Ｃ×Ｚ×（Pp−Pa）1/2 Qp＝Ｃ×Ｚ×（△ｐ）1/2 ……（２） であり、アクチュエータ３への流量は絞り20の面積Ｚと
バルブ13の差圧△ｐの平方根によって決まるが、ここで
絞り20の面積Ｚは、前記の通り、切換弁７のスプールス
トロークによって定まるスプールの開口面積であるか
ら、アクチュエータ３への流量Qpはブームの負荷圧Paに
よってではなく、切換弁７のスプールストロークによっ
て決まる。即ち、差圧△ｐが一定であるから、ポンプ２
の吐出容量Qpはスプールの開口面積に基づき増減する。
尚、アクチュエータ３とのポートは減圧弁25a、25bの反
バネ側面に負荷圧Paをパイロット圧として与えている
が、アクチュエータ３の実際圧が切換弁７と、シャトル
弁21と、後述するシャトル弁22と、パイロット管24とを
この順に経て減圧弁25a、25bに導かれているため、減圧
弁25a、25bに作用するパイロット管24のパイロット圧が
左右ほぼ等しく、このため、減圧弁25a、25bでの圧力の
抵抗はそれぞれのバネ25cによる小さい抵抗のみであ
る。The operation of the first embodiment will be described. In the case of a normal operation in which the changeover switch provided near the driver's seat (not shown) is not operated (for example, when operating the boom), the changeover valve 7 is changed from the neutral position N to the changeover position L (or by operating the operation lever provided near the driver's seat). M), the throttle pressure is reduced by the spool throttle 20 (throttle area Zmm 2 ) at the time of switching, so that the discharge pressure Pp of the pump 2 is higher than the load pressure of the boom (that is, the pressure Pa of the pipes 3a and 3b of the actuator 3). Is also a predetermined amount of pressure △ p
Only get higher. That is, Pp = Pa + △ p (1) That is, △ p is the differential pressure before and after switching (= Pp-Pa)
(Hereinafter, referred to as a differential pressure Δp). The differential pressure Δp is determined by the urging force of the spring 15 connected to the regulator 16, and the differential pressure Δp is constant (that is, the differential pressure Δp matches the urging force of the spring 15). The valve 13 operates the tilt plate regulator 12 to change the discharge capacity Qp of the pump 2. That is, Qp = C × Z × (Pp−Pa) 1/2 Qp = C × Z × (△ p) 1/2 (2), and the flow rate to the actuator 3 is determined by the area Z of the throttle 20 and the valve. 13 is determined by the square root of the differential pressure Δp of the throttle valve 13, where the area Z of the throttle 20 is the opening area of the spool determined by the spool stroke of the switching valve 7 as described above. It is determined not by the load pressure Pa but by the spool stroke of the switching valve 7. That is, since the differential pressure Δp is constant, the pump 2
Increases or decreases based on the opening area of the spool.
The port connected to the actuator 3 applies the load pressure Pa as a pilot pressure to the side opposite to the spring of the pressure reducing valves 25a and 25b, but the actual pressure of the actuator 3 is controlled by the switching valve 7, the shuttle valve 21, and the shuttle valve described later. The pilot pressure of the pilot pipe 24 acting on the pressure reducing valves 25a and 25b is substantially equal to the left and right since the pressure reducing valves 25a and 25b are guided to the pressure reducing valves 25a and 25b through the pipe 22 and the pilot pipe 24 in this order. Is only a small resistance due to each spring 25c.
また、ブームと旋回とを同時に操作したときは、切換
弁７、８の切換位置Ｌ（又はＭ）への切換え時、また切
換え完了時、ポンプ２の吐出油がブームと旋回とのアク
チュエータ３、４に各切換弁７、８の絞り20、20、配管
3a、4a（又は3b、4b）を介して流入する。尚、このとき
仮に、ブームの負荷圧Paよりも旋回の負荷圧Psの方が小
さい場合（Pa＞Ps）、ブームの負荷圧Paはシャトル弁21
を通過し、シャトル弁22で旋回の負荷圧Psと比較され、
ブームの負荷圧Paの方が高いためシャトル弁22を通過
し、バルブ13に導かれると共に、各アクチュエータ３、
４の減圧弁25a、25b、26a、26bに導かれる。ブームの減
圧弁25a、25bは前記同様に小さい抵抗で流れるが、旋回
の減圧弁では大きな減圧Psaがおこなわれ、旋回のため
の所定の負荷圧Psになる。即ち、 Pp＝Ps＋△ｐ＋Psa ……（３） となる。即ち、切換弁７、８を切り換えたときも、ポン
プ２の吐出容量Qpは切換弁７、８のスプールの面積Z7及
びZ8を流れる加算流量が所定量の差圧△ｐになるように
バルブ13のバネ15によって制御される。When the boom and the swivel are operated at the same time, when the switching valves 7 and 8 are switched to the switching position L (or M), and when the switching is completed, the discharge oil of the pump 2 causes the actuator 3 between the boom and the swivel to rotate. 4 The throttles 20, 20 for each of the switching valves 7, 8 and piping
Inflow through 3a, 4a (or 3b, 4b). At this time, if the turning load pressure Ps is smaller than the boom load pressure Pa (Pa> Ps), the boom load pressure Pa is set to the shuttle valve 21.
And is compared with the load pressure Ps of the swing by the shuttle valve 22,
Since the load pressure Pa of the boom is higher, the boom passes through the shuttle valve 22 and is guided to the valve 13.
4 are led to the pressure reducing valves 25a, 25b, 26a, 26b. Although the boom pressure reducing valves 25a and 25b flow with a small resistance in the same manner as described above, the turning pressure reducing valve performs a large pressure reduction Psa, and reaches a predetermined load pressure Ps for turning. That is, Pp = Ps + △ p + Psa (3) That is, even when the switching valves 7 and 8 are switched, the discharge capacity Qp of the pump 2 is adjusted so that the added flow rate flowing through the spool areas Z7 and Z8 of the switching valves 7 and 8 becomes the predetermined amount of differential pressure Δp. Is controlled by a spring 15.
ファインコントロールカーブを可変にするときは、図
示しない運転席近傍に設けた切換スイッチからの指令19
によって第２バルブ18を切換え、第２ポンプ17からの油
圧を第２バルブ18を経由してレギレータ16に供給する。
この油圧によってレギュレータ16内の第２バネ16aが縮
み、これによりレギュレータ16に連接されたバネ15の取
付け長さが変わる。この結果、バルブ13のバネ15の付勢
力が小さくなり、バルブ13の切変圧力を差圧△ｐから差
圧△ａに小さくなる（△ｐ＞△pa）。これにより、切換
スイッチを作動させた作業の場合（例えばブームを作動
させる場合）、運転席近傍に設けられたレバー操作によ
って切変弁７を中立位置Ｎから切換位置Ｌ（又はＭ）に
切り換えると、第２図のごとく、先ず操作レバーストロ
ークのＵ点まではスプールが開口しないため（即ち、絞
り20の面積「Ｚ＝０」であるため）、アクチュエータ３
にはポンプ２からの供給はないが、次いで、ストローク
Ｕ点からＷ点まではバルブ13の切換圧力が差圧△ｐから
差圧△paに小さくなっているため、前記（２）式に基づ
く変形式「Qpa＝Ｃ×Ｚ×（△pa）1/2」によりアクチュ
エータ３への流量は絞り20の面積Ｚとバルブ13の差圧△
paの平方根によって決まり、QpからQpaに減少する。最
後に、ストロークＷ点以上では、絞り20の最大面積Zmax
（即ち、スプールの最大開口面積Zmax）が一定でありな
がら、差圧△ｐのみ差圧△paへと小さくなっているた
め、ポンプ２の最大吐出容量はQpmaxからQpamaxに減少
する。つまり、ファインコントロールカーブが（ホ）か
ら（ヘ）に移行すると同時に、ポンプ２の最大吐出容量
もQpmaxからQpamaxに減少する。即ち、この移行はバル
ブ13のバネ16の付勢力の変更によって達成される。To make the fine control curve variable, a command 19 from a changeover switch provided near the driver's seat (not shown) is used.
The second valve 18 is switched to supply the hydraulic pressure from the second pump 17 to the regulator 16 via the second valve 18.
Due to this oil pressure, the second spring 16a in the regulator 16 contracts, whereby the mounting length of the spring 15 connected to the regulator 16 changes. As a result, the urging force of the spring 15 of the valve 13 decreases, and the switching pressure of the valve 13 decreases from the differential pressure △ p to the differential pressure △ a (△ p> △ pa). Thus, when the changeover switch is operated (for example, when the boom is operated), the switching valve 7 is switched from the neutral position N to the switching position L (or M) by operating a lever provided near the driver's seat. As shown in FIG. 2, the spool does not open up to the point U of the operating lever stroke (ie, since the area of the diaphragm 20 is “Z = 0”), the actuator 3
Is not supplied from the pump 2, but the switching pressure of the valve 13 is reduced from the differential pressure か ら p to the differential pressure △ pa from the stroke U to the point W. According to the modified equation “Qpa = C × Z × (△ pa) 1/2 ”, the flow rate to the actuator 3 is determined by the area Z of the throttle 20 and the differential pressure of the valve 13 △
Determined by the square root of pa, decreasing from Qp to Qpa. Finally, above the stroke W point, the maximum area Zmax of the aperture 20
Since the differential pressure △ p is reduced to the differential pressure な が ら pa while the spool opening area Zmax is constant, the maximum discharge capacity of the pump 2 is reduced from Qpmax to Qpamax. That is, at the same time that the fine control curve shifts from (e) to (f), the maximum discharge capacity of the pump 2 also decreases from Qpmax to Qpamax. That is, this transition is achieved by changing the urging force of the spring 16 of the valve 13.
第３図は第２実施例の全体構成図を示し、上記第１実
施例と同一要素には同一符号を付し、重複説明は省略す
る。バネ15にはレギュレータ16が連接され、第２ポンプ
17からの油圧を圧力比例弁31を介して受け、バネ15の取
付け長さを圧力に比例して漸変させ、これによりバネ15
の付勢力を変えている。圧力比例弁31は図示しない運転
席近傍に設けた切換スイッチからの指令信号32により作
動する。尚、指令信号32はエンジン33に配設した回転セ
ンサ34の回転に応じて変動するようにしてある。FIG. 3 shows an overall configuration diagram of the second embodiment, in which the same elements as those in the first embodiment are denoted by the same reference numerals, and redundant description will be omitted. A regulator 16 is connected to the spring 15, and the second pump
The pressure from valve 17 is received via pressure proportional valve 31, and the installation length of spring 15 is gradually changed in proportion to the pressure.
Is changing its biasing force. The pressure proportional valve 31 is operated by a command signal 32 from a changeover switch provided near the driver's seat (not shown). Note that the command signal 32 fluctuates in accordance with the rotation of a rotation sensor 34 provided in the engine 33.
上記第２実施例の作動を説明する。例えば、パワーシ
ョベルの旋回のように、ポンプ２の最大吐出量に対しそ
もそも要求流量の少ないものをさらに旋回等の回転を遅
くしたいときは、エンジン33の回転速度を図示しないア
クセルペダル等からの信号によって下げると共に、切換
スイッチを作動させて回転センサ34からの指令信号32に
よって圧力比例弁31を切り換える。指令信号32は第４図
のごとくエンジン33の回転速度の変動に応じて変動させ
ている。圧力比例弁31は指令信号32に応じて第５図のご
とく圧力Ppiを変え、この圧力Ppiの変動によってレギュ
レータ16を介してバルブ13のバネ15の取付け長さを圧力
Ppiによって漸変させ、これにより、第６図のごとくバ
ルブ13のバネ15の付勢力（即ち差圧△ｐ）を変えてい
る。この差圧△ｐによって、第７図のごとくポンプ２の
吐出容量（又はアクチュエータへの吐出流量）はエンジ
ン33の回転速度の変動に応じて同様に変動する。The operation of the second embodiment will be described. For example, when it is desired to further reduce the rotation of the pump 2 with a smaller required flow rate than the maximum discharge amount of the pump 2 in the first place, such as turning of a power shovel, the rotation speed of the engine 33 is signaled from an accelerator pedal or the like (not shown). The pressure proportional valve 31 is switched by the command signal 32 from the rotation sensor 34 by operating the changeover switch. The command signal 32 fluctuates according to the fluctuation of the rotation speed of the engine 33 as shown in FIG. The pressure proportional valve 31 changes the pressure Ppi according to the command signal 32 as shown in FIG. 5, and the fluctuation of the pressure Ppi causes the mounting length of the spring 15 of the valve 13 via the regulator 16 to be increased.
The biasing force of the spring 15 of the valve 13 (that is, the differential pressure Δp) is changed as shown in FIG. Due to this differential pressure Δp, the discharge capacity of the pump 2 (or the discharge flow rate to the actuator) similarly fluctuates according to the fluctuation of the rotation speed of the engine 33 as shown in FIG.
尚、上記第２実施例では、エンジン33の変動に対し、
指令信号32を１次比例させているが、通常のコントロー
ラを用いて、２次、３次及び他の連続した変動としても
良い。Incidentally, in the second embodiment, the fluctuation of the engine 33 is
Although the command signal 32 is proportional to the first order, it may be changed to a second order, a third order, and other continuous changes using a normal controller.
（発明の効果） 以上説明したように本発明によれば、 （１）先ず上記構成において、「〜おいて」迄の構成
は、いわゆるクローズドセンタ・ロードセンシングシス
テムにおけるポンプの吐出容積の可変回路の一般的構成
を示す。これは、詳細は実施例の欄で後述するように、
レギュレータ13が切換弁７の前後差圧なるロードセンシ
ング圧△ｐを受け、このロードセンシング圧△ｐと予め
備えたバネ15の付勢力とが一致するように、可変容量形
油圧ポンプ２の吐出量を変更している。分かり易く言え
ば、絞り（開口面積Ｚ、本発明の場合は切換弁７の開口
面積、また操作レバーのストロークに対応する）を流れ
る流量Ｑは、その一般式「Ｑ∝Ｚ（△ｐ）1/2」におい
て、「△ｐを一定化する」とすれば「Ｑ∝Ｚ」なる。そ
して「△ｐを一定化する」は、上記「レギュレータ13が
切換弁７の前後差圧なるロードセンシング圧△ｐを受
け、このロードセンシング圧△ｐと予め備えたバネ15の
付勢力とが一致するように（正確には、「△ｐによる油
圧力＝バネ15の付勢力」となるように）、可変容量形油
圧ポンプ２の吐出量を変更した」ことにより達成され
る。そしてこの結果（Ｑ∝Ｚ）、可変容量形油圧ポンプ
２の吐出量は切換弁７の開口面積Ｚに依存したものとな
る。即ち切換弁７を中立位置から開位置へ移行するとき
の開口面積の変化に応じた流量Ｑがそのアクチュエータ
３に流入する。つまり操作レバーのストロークに対して
ファインコントロールカーブが得られることになる。
（２）そしてこのような「〜おいて」構成において、上
記構成はさらに第１に「バネ15の付勢力を変更自在とす
る手段16」を有している。従って前記ファインコントロ
ールカーブを自在に変更できる。またこのことは、上記
一般式「Ｑ∝Ｚ（△ｐ）1/2」において、（△ｐ）1/2を
変更することを意味するから、開口面積Ｚを最大とした
ときの最大流量Qmax」もまた、ロードセンシング圧△ｐ
を小さくしたときの値Qmax1よりロードセンシング圧△
ｐを大きくしたときの値Qmax2の方が大きくなる。つま
りファインコントロールカーブを可変化できるほか、ポ
ンプの最大吐出容量も可変化できる。(Effects of the Invention) As described above, according to the present invention, (1) First, in the above-described configuration, the configuration up to "-" is a circuit for a variable circuit of the pump discharge volume in a so-called closed center load sensing system. The general configuration is shown. This is, as described later in the Examples section,
The regulator 13 receives the load sensing pressure △ p, which is the differential pressure across the switching valve 7, and discharges the variable displacement hydraulic pump 2 so that the load sensing pressure △ p matches the biasing force of the spring 15 provided in advance. Has changed. In other words, the flow rate Q flowing through the throttle (the opening area Z, which corresponds to the opening area of the switching valve 7 and the stroke of the operation lever in the present invention) is represented by the general formula “Q∝Z (△ p) 1. / 2 ", if" ∝p is fixed ", then" Q∝Z ". "Constant △ p" means that the "regulator 13 receives the load sensing pressure △ p, which is the differential pressure across the switching valve 7, and this load sensing pressure が p matches the biasing force of the spring 15 provided in advance. (Accurately, the discharge amount of the variable displacement hydraulic pump 2 is changed so that “the hydraulic pressure by Δp = the urging force of the spring 15”). As a result (Q∝Z), the discharge amount of the variable displacement hydraulic pump 2 depends on the opening area Z of the switching valve 7. That is, the flow rate Q corresponding to the change in the opening area when the switching valve 7 shifts from the neutral position to the open position flows into the actuator 3. That is, a fine control curve is obtained for the stroke of the operation lever.
(2) In such a configuration, the above-described configuration further has firstly a "means 16 for allowing the biasing force of the spring 15 to be freely changed". Therefore, the fine control curve can be freely changed. This means that (△ p) 1/2 is changed in the general formula “Q∝Z (△ p) 1/2 ”. Therefore, the maximum flow rate Qmax when the opening area Z is maximized. Is also the load sensing pressure △ p
Is smaller than the value Qmax1 when the load sensing pressure
The value Qmax2 when p is increased is larger. That is, the fine control curve can be varied, and the maximum discharge capacity of the pump can also be varied.
（３）しかも上記構成はさらにまた第２に「手段16はバ
ネ15に連接している」。つまり各ファインコントロール
カーブはレギュレータ13のバネ15の連続的伸縮に追従し
て生ずる。このため各ファインコントロールカーブが滑
らかになる。(3) Moreover, the above configuration is further secondly "the means 16 is connected to the spring 15". In other words, each fine control curve follows the continuous expansion and contraction of the spring 15 of the regulator 13. Therefore, each fine control curve becomes smooth.
（４）しかもこのように各ファインコントロールカーブ
を滑らかにするための構成は、「手段16をバネ15に連接
した」だけであるから、構造が簡素化し、製造も容易で
ある。(4) In addition, since the configuration for smoothing each fine control curve is only "the means 16 is connected to the spring 15", the structure is simplified and the manufacture is easy.
第１図は第１実施例の回路図、第２図は第１実施例のス
プールのストロークとアクチュエータへの流量の関係を
示す図、第３図は第２実施例の回路図、第４図はエンジ
ン回転速度と指令信号の電圧の関係図、第５図はエンジ
ン回転速度とレギュレータへの圧力の関係図、第６図は
エンジン回転速度とレギュレータの切換圧力の関係図、
第７図はエンジン回転速度とポンプの吐出容量の関係
図、第８図は従来の２ポンプ２バルブの油圧回路図、第
９図は従来の回路図、第10図は第９図の回路のスプール
のストロークとアクチュエータへの流量の関係図、第11
図は第９図の回路のエンジン回転速度とアクチュエータ
の最大速度の関係図である。 1:動力源、2:可変容量形ポンプ、3:アクチュエータ（ブ
ーム）、4:アクチュエータ（旋回）、７、8:切換弁、1
2、16:レギュレータ、13:レギュレータバルブ、15:バ
ネ、21、22:シャトル弁、25a、25b、26a、26b:減圧弁FIG. 1 is a circuit diagram of the first embodiment, FIG. 2 is a diagram showing the relationship between the stroke of the spool and the flow rate to the actuator of the first embodiment, FIG. 3 is a circuit diagram of the second embodiment, and FIG. Is a diagram showing the relationship between the engine speed and the voltage of the command signal, FIG. 5 is a diagram showing the relationship between the engine speed and the pressure applied to the regulator, FIG. 6 is a diagram showing the relationship between the engine speed and the switching pressure of the regulator,
FIG. 7 is a diagram showing the relationship between the engine rotational speed and the displacement of the pump, FIG. 8 is a hydraulic circuit diagram of a conventional two-pump two-valve valve, FIG. 9 is a conventional circuit diagram, and FIG. Diagram showing relationship between spool stroke and flow rate to actuator, No. 11
The figure shows the relationship between the engine speed and the maximum speed of the actuator in the circuit of FIG. 1: Power source, 2: Variable displacement pump, 3: Actuator (boom), 4: Actuator (swing), 7, 8: Switching valve, 1
2, 16: regulator, 13: regulator valve, 15: spring, 21, 22: shuttle valve, 25a, 25b, 26a, 26b: pressure reducing valve
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (56)参考文献 特開 平２−164941（ＪＰ，Ａ) 特開 昭59−200703（ＪＰ，Ａ) 特表 昭61−502112（ＪＰ，Ａ) 特公 昭46−3733（ＪＰ，Ｂ１) 特公 昭44−25271（ＪＰ，Ｂ１) 米国特許4487018（ＵＳ，Ａ) ──────────────────────────────────────────────────続 き Continuation of the front page (56) References JP-A-2-1644941 (JP, A) JP-A-59-200703 (JP, A) JP-T-61-502112 (JP, A) JP-T-46- 3733 (JP, B1) JP-B-44-25271 (JP, B1) US Patent 4,487,018 (US, A)
Claims (2)
量形油圧ポンプ（２）と、可変容量形油圧ポンプ（２）
からの圧油を油圧アクチュエータ（３）に給排するクロ
ーズドセンタ形の切換弁（７）と、切換弁（７）の前後
差圧なるロードセンシング圧（△ｐ）を受け、このロー
ドセンシング圧（△ｐ）と予め備えたバネ（15）の付勢
力とが一致するように、可変容量形油圧ポンプ（２）の
吐出量を変更するレギュレータ（13）とを有するクロー
ズドセンタ・ロードセンシングシステムにおけるポンプ
の吐出容積の可変回路において、バネ（15）の付勢力を
変更自在とする手段（16）をバネ（15）に連接したこと
を特徴とするクローズドセンタ・ロードセンシングシス
テムにおけるポンプの吐出容積の可変回路。1. A variable displacement hydraulic pump (2) driven by an engine (1), and a variable displacement hydraulic pump (2).
And a load sensing pressure (△ p), which is a differential pressure between before and after the closed center type switching valve (7) for supplying and discharging the hydraulic oil from the hydraulic actuator (3) to the switching valve (7). Δp) and a pump in a closed center load sensing system having a regulator (13) for changing the discharge amount of the variable displacement hydraulic pump (2) such that the biasing force of the spring (15) provided in advance matches. A variable displacement circuit of a pump in a closed center load sensing system, wherein a means (16) for changing the biasing force of a spring (15) is connected to the spring (15). circuit.
に、手段（16）は、切換スイッチから指令（19）を受
け、この指令（19）に応じてバネ（15）の付勢力を変更
自在とすることを特徴とする請求項１記載のクローズド
センタ・ロードセンシングシステムにおけるポンプの吐
出容積の可変回路。And means (16) for receiving a command (19) from the changeover switch and changing the urging force of the spring (15) according to the command (19). 2. The variable circuit of the discharge volume of the pump in the closed center load sensing system according to claim 1, wherein:
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP1082961A JP2840957B2 (en) | 1989-03-31 | 1989-03-31 | Variable circuit of pump discharge volume in closed center load sensing system |
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Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH02261902A JPH02261902A (en) | 1990-10-24 |
| JP2840957B2 true JP2840957B2 (en) | 1998-12-24 |
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| JP (1) | JP2840957B2 (en) |
Cited By (1)
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| KR101856775B1 (en) * | 2011-01-24 | 2018-05-11 | 주식회사 두산 | switching apparatus into a fixed type pump from a load sensing system for heavy equipment |
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1989
- 1989-03-31 JP JP1082961A patent/JP2840957B2/en not_active Expired - Fee Related
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