JP3773397B2

JP3773397B2 - Backhoe hydraulic system

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Publication number: JP3773397B2
Application number: JP2000179744A
Authority: JP
Inventors: 啓司堀井
Original assignee: Kubota Corp
Current assignee: Kubota Corp
Priority date: 2000-06-15
Filing date: 2000-06-15
Publication date: 2006-05-10
Anticipated expiration: 2020-06-15
Also published as: JP2001355612A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、ロードセンシングシステムを備えたバックホウの油圧装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
ロードセンシングシステムは、変容量型の油圧ポンプの吐出圧と最高負荷圧との差を設定値に維持するように、前記吐出圧と最高負荷圧とに基づいて前記油圧ポンプの吐出量を流量制御部によって自動変更するものであり、省エネ運転および操作性の向上を図る上で有効な手段として研究されている。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
このロードセンシングシステムでは、油圧ポンプの吐出量を変更する流量制御部に油圧ポンプの吐出圧と最高負荷圧を静圧信号として伝達するので、低温条件下で運転開始した場合、信号ラインの作動油の粘度が高くて応答性が低下することになり、油圧装置全体の油温を上昇させるために長時間の暖気運転が必要となっていた。
【０００４】
特に、ロードセンシングシステムでは、作業負荷がかからない中立状態において、油圧ポンプの吐出量を最小流量におとす制御が働くために、暖気運転中の作動油の循環量が少なく、油温の上昇に一層時間がかかるものとなっていた。
【０００５】
本発明は、このような点に着目してなされたものであって、短時間の暖気運転で信号回路における作動油の温度を速やかに上昇させて、応答遅れのない制御を速やかに遂行できるようにすることを主たる目的とする。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
〔請求項１に係る発明の構成、作用および効果〕
【０００７】
（構成）請求項１に係る発明は、可変容量型の油圧ポンプの吐出圧と最高負荷圧との差を設定値に維持するように、前記吐出圧と最高負荷圧とに基づいて前記油圧ポンプの吐出量を流量制御部によって自動変更するロードセンシングシステムを備えたバックホウの油圧装置であって、システムリリーフ弁およびアンロード弁を作業用の制御バルブ群の下流に配備してあることを特徴とする。
【０００８】
（作用）上記構成によると、油圧ポンプからの吐出油は中立状態にある作業用の制御バルブ群を通過するので、制御バルブ群を通過する間の発熱によって比較的短時間の内に油温が上昇し、制御バルブのスプールやバルブブロックも速やかに昇温されることになる。
【０００９】
（効果）従って、請求項１に係る発明によると、比較的短時間の暖気運転で油圧装置全体の温度が上昇するので、ロードセンシングシステムにおける応答性も良好となる。
【００１０】
〔請求項２に係る発明の構成、作用および効果〕
【００１１】
（構成）請求項２に係る発明は請求項１の発明において、前記吐出圧と最高負荷圧を前記流量制御部に伝達する信号ラインのホースを、前記油圧ポンプの吐出油路を構成するホース、あるいは、パイロット油路のホース、の少なくともいずれかに沿って接触あるいは近接して配置して、高温側のホースから低温側のホースへの熱の伝達が行われるように構成してあることを特徴とする。
【００１２】
（作用）上記構成によると、油圧ポンプの吐出油路を構成するホースやパイロット油路のホースには、エンジンを始動すると直ちに作動油が流動して油温が上昇するので、これらのホースに接触あるいは近接して配置された信号ラインのホースも比較的短時間で暖められる。
この場合、油圧ポンプの吐出油路を構成するホースやパイロット油路のホースのいずれか、あるいは、両者に信号ラインのホースを接触させて、断熱材などで束ねて巻いておくと、高温側のホースから低温側のホースへの熱の伝達が効率よく行われるので、暖気時間を短くする上で有効となる。
【００１３】
（効果）従って、請求項２に係る発明によると、短時間の暖気運転で信号ラインにおける作動油の温度を速やかに上昇させて、応答性の良好な制御を速やかに遂行できる。
【００１４】
〔請求項３に係る発明の構成、作用および効果〕
【００１５】
（構成）請求項３に係る発明は請求項１または２の発明において、前記吐出圧が前記流量制御部に伝達される状態と、流量制御部に吐出圧が作用するのを解除する状態とに切換え可能な、吐出圧解除手段を備えてあることを特徴とする。
【００１６】
（作用）上記構成によると、エンジン始動後に吐出圧解除手段を介して流量制御部に吐出圧が作用するのを解除する状態にすると、ロードセンシングシステムの機能として、吐出圧と最高負荷圧との差を設定値にするために吐出圧を上昇させる制御が行われ、油圧ポンプはその吐出量が最大にまで制御される。従って、この状態では作動油の循環量が多くなり、短時間で油温が上昇する。
【００１７】
なお、この場合、吐出圧解除手段としては人為的に切換えるものや自動的に作動するものが考えられる。例えば、人為切換え式の場合には、流量制御部に吐出圧が作用するのを解除する状態に切換えた後、暖気運転が設定時間経過すると自動的に吐出圧が流量制御部に伝達される状態に復帰させるようにしておくとよい。また、自動切換え式においては、エンジン始動時の外気温度、あるいは、油温の検出に基づいて自動的に切換え作動するようにしておき、設定時間の後、あるいは、油温が設定温度にまで上昇したことの検出に基づいて復帰作動するようにしておくとよい。
【００１８】
（効果）従って、請求項３に係る発明によると、暖気運転中の吐出量を多くすることができるので、比較的短時間で油温の上昇を促進して、油圧装置全体の温度を上昇させることができ、速やかにロードセンシングシステムを応答性の良好な状態にして実作業を開始することができる。
【００１９】
〔請求項４に係る発明の構成、作用および効果〕
【００２０】
（構成）請求項４係る発明は請求項１〜３のいずれかの発明において、前記油圧ポンプの吐出量を変更する流量制御部の近くにおいて、最高負荷圧の信号ラインを捨て絞りを介して排油路に連通させてあることを特徴とする。
【００２１】
（作用）上記構成によると、最高負荷圧の信号ラインで微少量ずつ作動油の循環が行われ、短時間の暖気運転中に最高負荷圧の信号ラインの作動油が昇温した作動油に置換される。また、最高負荷圧ライン中のエアー抜きが行われる。
【００２２】
（効果）従って、請求項４に係る発明によると、比較的短時間の内に最高負荷圧の信号ラインの作動油を昇温できるとともに、流量制御部にエアーかみなく信号圧を伝達できる状態を得ることができ、ロードセンシングシステムを応答性の良好な状態にして速やかに実作業を開始することができる。
【００２３】
〔請求項５に係る発明の構成、作用および効果〕
【００２４】
（構成）請求項５に係る発明は、請求項４記載の発明において、最高負荷圧の信号ラインの上手部位を捨て絞りを介して排油路に連通させてある。
【００２５】
（作用・効果）上記構成によると、最高負荷圧の信号ラインにおける作動油の流動置換が一層速やかに行われ、請求項４の発明の上記効果を助長する。
【００２６】
〔請求項６に係る発明の構成、作用および効果〕
【００２７】
（構成）請求項６に係る発明は、請求項４または５記載の発明において、前記油圧ポンプの吐出量を変更する流量制御部の近くにおいて、吐出圧の信号ラインを捨て絞りを介して排油路に連通させてある。
【００２８】
（作用）上記構成によると、吐出圧の信号ラインでも微少量ずつ作動油の循環が行われ、短時間の暖気運転中に吐出圧の信号ラインの作動油が昇温した作動油に置換される。また、吐出圧の信号ライン中のエアー抜きが行われる。
【００２９】
（効果）従って、請求項６に係る発明によると、比較的短時間の内に信号伝達ラインの作動油を昇温できるとともに、流量制御部にエアーかみなく信号圧を伝達できる状態を得ることができ、ロードセンシングシステムを応答性の良好な状態にして速やかに実作業を開始することができる。
【００３０】
【発明の実施の形態】
図１に、バックホウの全体側面図が示されている。このバックホウは、左右一対のクローラ型走行装置１Ｌ，１Ｒを装備した走行機台２の上部に、エンジン３および搭乗運転部４が装備された旋回台５が縦軸心Ｘ１周りに全旋回可能に搭載され、この旋回台５の前部に、ブーム６、アーム７、および、バケット８を順次連結してなるフロント作業装置９が装備されるとともに、走行機台２の前部にドーザ作業用の排土板１０が装備されている。
【００３１】
左右の走行装置１Ｌ，１Ｒは、それぞれ走行用油圧モータＭＬ，ＭＲによって正逆転駆動されるとともに、旋回台３は旋回用油圧モータＭＴによって左右に旋回駆動されるようになっている。フロント作業装置６のブーム６、アーム７、および、バケット８は、それぞれブームシリンダＣ１、アームシリンダＣ２、および、バケットシリンダＣ３によって駆動されるとともに、フロント作業装置９全体がスイングシリンダＣ４によって縦軸心Ｘ２周りに左右に揺動駆動されるようになっている。また、排土板１０は、ドーザシリンダＣ５によって上下駆動されるようになっている。
【００３２】
図２に、上記した各種の油圧アクチュエータを駆動する油圧回路の全体が、また、図３にその概略がそれぞれ示されている。図において、Ｖ１は左走行用の制御バルブ、Ｖ２は右走行用の制御バルブ、Ｖ３は旋回用の制御バルブ、Ｖ４はドーザ用の制御バルブ、Ｖ５はアーム用の制御バルブ、Ｖ６はブーム用の制御バルブ、Ｖ７はバケット用の制御バルブ、Ｖ８はスイング用の制御バルブ、Ｖ９は補助作業用の制御バルブであり、左右の走行用の制御バルブＶ１，Ｖ２は運転座席１１前方の操縦塔１２に配備された左右の走行レバー１３によってそれぞれ直接にスプールを切換え操作する人為操作式のものが採用されるとともに、ドーザ用、スイング用、および、補助作業用の各制御バルブＶ４，Ｖ８，Ｖ９はレバー操作やペダル操作によって直接にスプールを操作する人為操作式のものが採用され、また、旋回用、アーム用、ブーム用、および、バケット用の各制御バルブＶ３，Ｖ５，Ｖ６，Ｖ７は、油圧パイロット操作式のものが採用され、操縦塔１２に十字操作可能に配備された左右一対の作業用レバー１４によって操作される図示しないパイロットバルブから供給されるパイロット圧によって、レバー操作量に応じた開度に操作されるようになっている。
【００３３】
前記制御バルブＶ１〜Ｖ９のバルブブロック群は、インレット用ブロックＢ１、アウトレット用ブロックＢ２、および、中間のスペーサブロックＢ３とともに並列されて互いに連結されて内部油路によって接続されている。ここで、インレット用ブロックＢ１は左走行用の制御バルブＶ１のバルブブロックと右走行用の制御バルブＶ２のバルブブロックとの間に介在されるとともに、アウトレット用ブロックＢ２は補助作業用の制御バルブＶ９のバルブブロックの外側に終端ブロックとして連結されている。
【００３４】
前記圧油供給ユニット１５にはエンジン３によって駆動される３つの油圧ポンプＰａ，Ｐｂ，Ｐｃが備えられており、圧油供給ユニット１５に設けられた４個の吐出ポートｐ１〜ｐ４と前記インレット用ブロックＢ１とがホースｈ１〜ｈ４で接続されている。ポンプＰａは、単一のロータに２組のプランジャ群を組付けて、独立した一対の吐出ポートｐ１，ｐ２からそれぞれ同量ずつ圧油を吐出するアキシャルプランジャ型のものが利用されており、斜板の角度変更によって両吐出ポートｐ１，ｐ２からの吐出量を変更可能な可変容量型に構成されている。そして、このポンプＰａは、後述するロードセンシングシステムによって流量制御されるようになっており、その流量制御部１６がインレット用ブロックＢ１に２本のホースｈ５，ｈ６を介して接続されている。ポンプＰｂは主として旋回およびドーザ作業用に使用されるものであり、定容量のギヤポンプが使用されている。また、ポンプＰｃは定容量のギヤポンプからなるパイロット圧供給用ポンプであり、走行セクションのバルブスプールに連通接続されたパイロット油路ａ１、旋回およびドーザセクションのバルブスプールに連通接続されたパイロット油路ａ２、および、ロードセンシング系のセクションのバルブスプールに連通接続されたパイロット油路ａ３にパイロット圧を供給している。
【００３５】
ロードセンシングシステムは、作業負荷圧に応じてポンプ吐出量を制御して、負荷に必要とされる油圧動力をポンプから吐出させることで、動力の節約と操作性を向上することができるシステムであり、この例では、フロント作業装置６のアームセクション、ブームセクション、バケットセクション、スイングセクション、および、補助作業セクションに対して機能するよう構成されている。そして、ここでは、図７に示すように、各セクションにおける各制御バルブＶ５〜Ｖ９のスプールの後に圧力補償弁ＣＶ５〜ＣＶ９が接続されたアフターオリフィス型のロードセンシングシステムが利用されている。また、この例では、ロードセンシングシステムのアンロードバルブＶ１０とシステムリリーフバルブＶ１１が、最下流のアウトレット用ブロックＢ２に組込まれている。
【００３６】
図２中に示すように、前記流量制御部１６には流量補償用バルブＶ１２が装備されるとともに、圧油供給ユニット１５には、ポンプＰａを流量調節するための流量補償用ピストンＡｃと馬力制御用ピストンＡｐが備えられており、各セクションにおける負荷検出ラインのうちの最高負荷圧が制御信号圧ＰＬＳとして流量制御部１６の流量補償用バルブＶ１２に、ホースｈ６によって形成された信号ラインを介して伝達されるようになっている。
【００３７】
ロードセンシングシステムの作動を説明するために、アームセクションとブームセクションとの２つのセクションに関する部分を抜粋した基本的な回路が図７に示されている。ここで、例えば、ポンプＰａの最大吐出量を１３０リットル、最小吐出量を２８リットル、圧力補償弁ＣＶ５，ＣＶ６の圧損をそれぞれ２ｋｇ、流量制御部１６における流量補償用バルブＶ１２に与える制御差圧を１４ｋｇ、アンロードバルブＶ１０の差圧を２５ｋｇ、システムリリーフバルブＶ１１の作動圧を２１０ｋｇにシステム設定した場合の、各種の作業条件のもとでの作動例を具体的に数値をあげて以下に説明する。
【００３８】
[ 作動例１]
図８に示すように、両セクションの制御バルブＶ５，Ｖ６が共に中立にあると、圧油供給油路の終端はブロックされているのでポンプＰａの吐出圧ＰＰＳは上昇し、吐出圧ＰＰＳと信号圧ＰＬＳ（＝０）との差が制御差圧１４ｋｇよりも大きくなる。ここで、流量制御部１６では、吐出量が過大であるとして、ポンプＰａの吐出量を減少させる方向に流量補償用ピストンＡｃを作動させる。ここで、アンロードバルブＶ１０は２５ｋｇで開く設定であるので、吐出圧ＰＰＳは２５ｋｇとなり、吐出圧ＰＰＳ（２５ｋｇ）と信号圧ＰＬＳ（＝０）との差（ＰＰＳーＰＬＳ＝２５）が制御差圧１４ｋｇよりも大きくなる。従って、更に流量を下げる方向への制御が行われるが、ポンプＰａは機械的に２８リットル以下にまで吐出量を下げることができないので、最終的には、吐出量は２８リットル、アンロードバルブＶ１０は開放、吐出圧ＰＰＳは２５ｋｇ、信号圧ＰＬＳは０ｋｇの状態に収束する。つまり、この時の吐出量２８リットルがこのシステムにおけるスタンバイ流量となるのである。
【００３９】
[ 作動例２]
図９に示すように、制御バルブＶ５，Ｖ６が共に操作されて、アームセクションの負荷圧が１００ｋｇ、ブームセクションの負荷圧が５０ｋｇ、アームセクションにおける制御バルブＶ５の要求流量Ｑ１が３０リットル、ブームセクションにおける制御バルブＶ６の要求流量Ｑ２が３０リットルである場合は次のように作動する。
【００４０】
上記設定では、負荷検出ラインの信号圧ＰＬＳは１００ｋｇであるので、流量制御部１６はポンプＰａの吐出圧ＰＰＳを１１４ｋｇにしようとする。また、この時、圧力補償弁ＣＶ１，ＣＶ２に働く裏圧も１００ｋｇとなっている。ここで、圧力補償弁ＣＶ５，ＣＶ６は、裏圧（ＰＬＳ＝１００ｋｇ）に対して上流側が＋２ｋｇになるように開口面積を変えてバランスすることになり、各圧力補償弁ＣＶ５，ＣＶ６の上流側は共に１０２ｋｇになる。その結果、各制御バルブＶ５，Ｖ６におけるスプール前後の圧損はそれぞれ１２ｋｇとなるように吐出流量は分流されることになる。
【００４１】
この場合、制御バルブＶ５，Ｖ６は、どちらも３０リットル流れた時にスプールの圧損が１２ｋｇ生じる設定であるので、両制御バルブＶ５，Ｖ６にそれぞれ３０リットル流れる。つまり、制御バルブＶ５，Ｖ６のスプール下流圧、つまり、圧力補償弁ＣＶ５，ＣＶ６の上流圧を信号圧ＰＬＳ＋２ｋｇになるように圧力補償弁圧損を作るために、アームセクションおよびブームセクションの負荷圧にかかわらずスプールの圧損が各セクションで同じになり、スプールの開口面積に比例して流量を分流することができるのである。
【００４２】
[ 作動例３]
アームセクションの負荷圧が１００ｋｇ、ブームセクションの負荷圧が５０ｋｇ、アームセクションにおける制御バルブＶ５の要求流量Ｑ１が８０リットル、ブームセクションにおける制御バルブＶ６の要求流量Ｑ２が８０リットルである場合は次のように作動する。
【００４３】
この場合も、負荷検出ラインの信号圧ＰＬＳは１００ｋｇであるので、流量制御部１６はポンプＰａの吐出圧ＰＰＳを１１４ｋｇにしようとし、圧力補償弁ＣＶ５，ＣＶ６には１００ｋｇの裏圧が働く。ここで、圧力補償弁ＣＶ５，ＣＶ６は、裏圧（ＰＬＳ＝１００ｋｇ）に対して上流側が＋２ｋｇになるように開口面積を変えてバランスすることになり、各圧力補償弁ＣＶ５，ＣＶ２６上流側は共に１０２ｋｇになる。
【００４４】
両制御バルブＶ５，Ｖ６のスプール前後の圧損が同じ（流量不足で１２ｋｇにはならない）になるように分流されるので、
Ｑ１：Ｑ２＝８０：８０＝１: １
となる。ここで、ポンプＰａの最大吐出量は１３０リットルであるので、各セクションには６５リットルずつ流れることになる。
【００４５】
[ 作動例４]
アームセクションの負荷圧が１００ｋｇ、ブームセクションの負荷圧が５０ｋｇ、アームセクションにおける制御バルブＶ５の要求流量Ｑ１が８０リットル、ブームセクションにおける制御バルブＶ６の要求流量Ｑ２が６０リットルである場合は次のように作動する。
【００４６】
この場合も、負荷検出ラインの信号圧ＰＬＳは１００ｋｇであるので、流量制御部１６はポンプＰａの吐出圧ＰＰＳを１１４ｋｇにしようとし、圧力補償弁ＣＶ５，ＣＶ６に働く裏圧も１００ｋｇとなる。ここで、圧力補償弁ＣＶ５，ＣＶ６は、裏圧（ＰＬＳ＝１００ｋｇ）に対して上流側が＋２ｋｇになるように開口面積を変えてバランスすることになり、各圧力補償弁ＣＶ１，ＣＶ２の上流側は共に１０２ｋｇになる。
【００４７】
制御バルブＶ５，Ｖ６のスプールで同じ圧損１２ｋｇを作るのに必要な流量が大きいということは、開口面積が大きいということであり、流量と開口面積は比例するので、それぞれへの分流比は、
Ｑ１：Ｑ２＝８０：６０＝４: ３
となる。ここで、ポンプＰａの最大吐出量は１３０リットルであるので、これが上記比率で分流されるので、各セクションへの流量は、Ｑ１＝７４リットル，Ｑ２＝５６リットルとなる。
【００４８】
以上から明らかなように、このアフターオリフィス型のロードセンシングシステムでは、制御バルブにおけるスプールの下流圧（圧力補償弁の上流圧）を信号圧に対して一定になるように圧力補償弁がバランスするため、分流される比率が各セクションにおける制御バルブのスプールの開口面積に比例することになるのである。
【００４９】
なお、この例において、前記流量制御部１６における流量補償用バルブＶ１２にかけられる制御差圧は、図２中に示すように、バネ１７と差圧ピストン１８とによって与えられるようになっており、エンジン３の回転速度が高くなってポンプＰｃの吐出量が多くなると、差圧ピストン１８によって与えられる制御差圧成分が大きくなって、ポンプＰａの流量が多くなるように制御され、逆に、エンジン３の回転速度が低くなってポンプＰｃの吐出量が少なくなると、差圧ピストン１８によって与えられる制御差圧成分が小さくなって、ポンプＰａの流量が少なくなるように制御されるようになっている。
【００５０】
上記したロードセンシングシステムにおいては、油圧ポンプＰａの吐出量を変更する流量制御部１６に吐出圧ＰＰＳと制御信号圧（最高負荷圧）ＰＬＳを静圧信号として伝達するので、低温条件下で運転開始した場合、信号ラインの作動油の粘度が高くて応答性が低下することになり、ロードセンシングシステムにおける信号伝達系の油温上昇を図るためには油圧装置全体の油温を上昇させる必要があり、このために長時間の暖気運転が必要となっていた。特に、上記したように、作業負荷がかからない中立状態において、油圧ポンプＰａの吐出量を最小流量におとす制御が働くために、暖気運転中の作動油の循環量が少なく、油温の上昇に一層時間がかかることになる。
【００５１】
そこで本発明では、以下のようにしてロードセンシングシステムにおける信号伝達系での油温上昇に必要な暖気運転時間の短縮化を図っている。すなわち、図３に示すように、吐出圧ＰＰＳと制御信号圧ＰＬＳを流量制御部１６に伝達する信号ラインの一部を形成するホースｈ５，ｈ６を、油圧ポンプＰａ，Ｐｂの吐出油路を構成するホースｈ１，ｈ２，ｈ３、および、パイロット油路を形成するホースｈ４に沿ってできるだけ長く接触配置するとともに、これらを束ねて断熱テープなどの断熱材１９で巻いてある。このようにすることで、ホースｈ１〜ｈ４には、エンジン３を始動すると直ちに作動油が流動して油温が上昇するので、これら高温側のホースｈ１〜ｈ４に接触配置された信号ラインのホースｈ５，ｈ６を比較的短時間で暖めることができる。
【００５２】
この場合、アンロードバルブＶ１０とシステムリリーフバルブＶ１１を、ロードセンシング系のセクションの最後に配置してあるので、中立運転状態に多くのセクションに圧油が流動することで油温の上昇が速やかになる。また、各セクションでのバルブブロックが暖められ、暖気運転後にバルブが操作された際に、バルブスプールのヒートショックや、油切り、ヒステリシスの発生、などが抑制され、応答性が改善される。
【００５３】
また、上記のように、フロント作業装置９の各セクションがロードセンシング系に属しているのに対して、走行セクション、旋回セクション、および、ドーザセクションは、オープン回路で構成されている。
【００５４】
つまり、図４に示すように、前記インレトブロックＢ１には、パイロット式の流路切換えバルブＶ１３，Ｖ１４が組込まれている。ここで、流路切換えバルブＶ１３は、走行用の制御バルブＶ１，Ｖ２の切換え作動を検知するパイロット油路ａ１の圧が立った時に切換えられ、また、流路切換えバルブＶ１４は、フロント作業用の制御バルブ群Ｖ５〜Ｖ９の切換え作動を検知するパイロット油路ａ３の圧と前記パイロット油路ａ１の圧が共に立った時に切換えられるようになっている。
【００５５】
そして、走行用の制御バルブＶ１，Ｖ２が操作されない機体停止状態では、図４に示すように、ポンプＰａにおける第１および第２のポンプポートｐ１，ｐ２からの圧油を、流路切換えバルブＶ１３で合流してフロント作業用の制御バルブ群に供給するとともに、ポンプＰｂにおける第３のポンプポートｐ３からの圧油を旋回用およびドーザ用の制御バルブＶ３，Ｖ４に供給する第１圧油供給モードが現出され、また、図５に示すように、フロント作業用の制御バルブ群Ｖ５〜Ｖ９を操作することなく走行用の制御バルブＶ１，Ｖ２を操作する走行状態では、パイロット油路ａ１に圧が立つために流路切換えバルブＶ１３が自動的に切換えられ、第１および第２のポンプポートｐ１，ｐ２からの圧油をそれぞれ独立に左右の走行用の制御バルブＶ１，Ｖ２に供給するとともに、第３のポンプポートｐ３からの圧油を旋回用およびドーザ用の制御バルブＶ３，Ｖ４に供給する第２圧油供給モードに自動的に切換えられるようになっている。つまり、この第２圧油供給モードでは、従来の３ポンプ型式と同様の圧油供給状態を現出して、走行と旋回あるいはドーザ作業を同時に行うことができる。
【００５６】
また、上記第２圧油供給モードにおいて、ロードセンシング系であるフロント作業用の制御バルブ群Ｖ５〜Ｖ９のいずれかを操作すると、パイロット油路ａ３に圧が立って流路切換えバルブＶ１４が自動的に図６中に示すように切換えられ、ポンプＰｂのポンプポートｐ３からの圧油が旋回用およびドーザ用の制御バルブＶ３，Ｖ４を通った後、流路切換えバルブＶ１４を経てスペーサブロックＢ３に流入し、フロント作業用の制御バルブ群Ｖ５〜Ｖ９群に供給されることになる。
【００５７】
また、この例では、エンジン３のアクセル装置を自動的に操作するオートアイドリング制御システムが備えられている。すなわち、図３に示すように、エンジン３のガバナ２１は、電気アクチュエータ２２によって操作されるようになっており、この電気アクチュエータ２２を作動制御する制御装置２３に、搭乗運転部４に備えたポテンショメータ利用のアクセル設定器２４と、前記パイロット油路ａ１，ａ２，ａ３に接続した圧力スイッチ２５とが接続されており、運転者がアクセル設定器２４を任意に設定することで作業時のアクセル設定がなされる。そして、図２の回路において、制御バルブＶ１〜Ｖ９の全てが中立にある状態では、前記パイロット油路ａ１，ａ２，ａ３の全てがドレンされているために圧力スイッチ２５は感圧作動することがなく、この状態では、ガバナ２１は予め設定されているアイドリング位置にまで電気アクチュエータ２２によって自動的にアクセルダウン制御される。そして、制御バルブＶ１〜Ｖ９のうちのいずれか一つでも操作されると、パイロット油路ａ１，ａ２，ａ３のいずれかに圧が立ち、これが圧力スイッチ２５で検知される。圧力スイッチ２５が感圧作動すると、ガバナ２１はアクセル設定器２４で設定されたアクセル位置まで電気アクチュエータ２２によって自動的にアクセルアップ制御される。つまり、作業あるいは走行が行われていない時には、エンジン３の回転数を自動的に所定のアイドリング回転にまで落として騒音の低減および燃費の向上を図り、作業あるいは走行が行われるとエンジン３の回転速度を設定した回転数にまで自動的に上げて、必要な油圧動力を供給して所望の作業あるいは走行を効率よく行うことができるようになっているのである。
【００５８】
〔別実施形態〕
本発明は、以下のような形態で実施することも可能である。
【００５９】
(1) 上記実施形態では、吐出圧ＰＰＳと制御信号圧（最高負荷圧）ＰＬＳを流量制御部１６に伝達する信号ラインを形成するホースｈ５，ｈ６を、油圧ポンプＰａ，Ｐｂの吐出油路を構成するホースｈ１，ｈ２，ｈ３、および、パイロット油路を形成するホースｈ４に沿って接触配置するとともに、これらを断熱材１９で束ねて巻いて、高温側のホースｈ１〜ｈ４から低温側のホースｈ５，ｈ６への熱伝達を特に高率よく行うようにしているが、ホースｈ５，ｈ６を、高温側のホースｈ１〜ｈ４の内の一部のものに接触配置して、断熱材で束ねて巻いておくだけでも有効であり、また、ホースｈ５，ｈ６を、高温側のホースｈ１〜ｈ４に接触あるいは接近して配備しておくだけでも、ある程度の熱の伝達を行って暖気運転を短くすることができる。
【００６０】
(2) 図１０に示すように、吐出圧ＰＰＳを伝達する信号ラインに流路切換えバルブＶ１５を介在し、エンジン３を始動した後、流路切換えバルブＶ１５を適当時間（例えば２から３分）だけドレン位置に切換え保持しておく。これによると、流量制御部１６は、吐出圧ＰＰＳと制御信号圧ＰＬＳとの差（ＰＰＳーＰＬＳ）が一定値（例えば１４ｋｇ）となるようにポンプＰａを流量制御するので、吐出圧ＰPSを増大する方向、つまり吐出量増大方向に制御され、最大流量にまで吐出流量が増大し、これによって暖気運転時間の短縮化を図ることができる。なお、前記流路切換えバルブＶ１５の切換えは、スイッチなどを用いて人為的に操作したり、あるいは、油温検出に基づいて、油温が低い時にのみ自動的に切換え作動させるようにするとよい。また、流路切換えバルブＶ１５の復帰操作は、時間制御あるいは油温検出に基づいて行うとよい。
【００６１】
(3) 図１１に示すように、吐出圧ＰＰＳを伝達する信号ラインと、制御信号圧ＰＬＳを伝達する信号ラインとに亘って短絡用バルブＶ１６を介在し、エンジン３を始動した後、人為的あるいは自動的に短絡用バルブＶ１６開くことによっても、ポンプＰａを最大流量にまで流量制御して、暖気運転時間の短縮化を図ることもできる。
【００６２】
(4) 図１２に示すように、制御信号圧ＰＬＳを伝達する信号ライン、および、吐出圧ＰＰＳを伝達する信号ラインを、流量制御部１６の近くにおいて捨て絞りＳ１，Ｓ２を介して排油路に接続しておくと、これら信号ラインにも圧油が微量ずつ流動することになり、圧油の循環流動によって流量制御部１６が比較的短い時間で暖められることになる。また、この際、アンロードバルブＶ１０付近において、制御信号圧ＰＬＳを伝達する信号ラインを捨て絞りＳ３を介して排油路に接続するとともに、絞りＳ４を介して流量制御部１６に制御信号圧ＰＬＳを伝達するようにしておくと、制御信号圧ＰＬＳの信号ラインの全体に微少流量を発生させて、一層効果的に暖気運転することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】バックホウの全体側面図
【図２】全体の油圧回路図
【図３】全体の油圧回路図の概略図
【図４】オープン回路部分の油圧回路図
【図５】走行セクションを作動させた状態におけるオープン回路部分の油圧回路図
【図６】走行セクションとロードセンシング系を作動させた状態におけるオープン回路部分の油圧回路図
【図７】ロードセンシング系の油圧回路図
【図８】ロードセンシングシステムを説明するために一部を抽出した油圧回路図
【図９】ロードセンシングシステムの作動状態の一例を示す油圧回路図
【図１０】暖気運転短縮のための別の実施形態を示す要部の油圧回路図
【図１１】暖気運転短縮のための更に別の実施形態を示す要部の油圧回路図
【図１２】暖気運転短縮のための更に別の実施形態を示す要部の油圧回路図
【符号の説明】
１６流量制御部
Ｖ１０アンロードバルブ
Ｖ１１システムリリーフバルブ
Ｐａポンプ
ＰＰＳ吐出圧
ＰＬＳ最高負荷圧
Ｓ１捨て絞り
Ｓ２捨て絞り
Ｓ３捨て絞り
ｈ１ホース
ｈ２ホース
ｈ４ホース
ｈ５ホース
ｈ６ホース[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a backhoe hydraulic apparatus including a load sensing system.
[0002]
[Prior art]
The load sensing system controls the discharge rate of the hydraulic pump based on the discharge pressure and the maximum load pressure so that the difference between the discharge pressure and the maximum load pressure of the variable displacement hydraulic pump is maintained at the set value. It is automatically changed depending on the part, and has been studied as an effective means for improving energy-saving operation and operability.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
In this load sensing system, the hydraulic pump discharge pressure and the maximum load pressure are transmitted as static pressure signals to the flow rate controller that changes the discharge amount of the hydraulic pump. As the viscosity of the oil is high, the responsiveness decreases, and a long-time warm-up operation is required to raise the oil temperature of the entire hydraulic device.
[0004]
In particular, in the load sensing system, since the control to reduce the discharge rate of the hydraulic pump to the minimum flow rate works in a neutral state where no work load is applied, the circulating amount of hydraulic oil during warm-up operation is small, and the oil temperature rises further. It was to take.
[0005]
The present invention has been made paying attention to such points, and it is possible to quickly increase the temperature of the hydraulic oil in the signal circuit in a short warm-up operation so that control without delay in response can be performed quickly. The main purpose is to
[0006]
[Means for Solving the Problems]
[Configuration, operation and effect of the invention according to claim 1]
[0007]
(Structure) The invention according to claim 1 is based on the discharge pressure and the maximum load pressure so as to maintain the difference between the discharge pressure and the maximum load pressure of the variable displacement hydraulic pump at a set value. A backhoe hydraulic device equipped with a load sensing system that automatically changes the discharge amount of the engine by a flow rate control unit, wherein a system relief valve and an unload valve are arranged downstream of a control valve group for work. To do.
[0008]
(Operation) According to the above configuration, since the oil discharged from the hydraulic pump passes through the control valve group for work in a neutral state, the oil temperature is reduced within a relatively short time due to heat generated while passing through the control valve group. As a result, the spool of the control valve and the valve block are quickly heated.
[0009]
(Effect) Therefore, according to the first aspect of the present invention, the temperature of the entire hydraulic device rises in a relatively short warm-up operation, and the responsiveness in the load sensing system is also improved.
[0010]
[Configuration, operation and effect of invention of claim 2]
[0011]
(Structure) The invention according to claim 2 is the invention according to claim 1, wherein the hose of the signal line for transmitting the discharge pressure and the maximum load pressure to the flow rate control unit, the hose constituting the discharge oil passage of the hydraulic pump, Alternatively, the heat transfer from the high temperature side hose to the low temperature side hose is performed by being arranged in contact with or in close proximity to at least one of the pilot oil path hoses. And
[0012]
(Function) According to the above configuration, the hydraulic oil flows to the hoses constituting the discharge oil passage of the hydraulic pump and the pilot oil passage immediately after the engine is started and the oil temperature rises. Alternatively, the signal line hoses arranged in close proximity can be warmed in a relatively short time.
In this case, if the hose of the signal line is brought into contact with either the hose constituting the discharge oil passage of the hydraulic pump or the pilot oil passage, or both of them and wound with a heat insulating material or the like, Since heat is efficiently transferred from the hose to the hose on the low temperature side, it is effective in shortening the warm-up time.
[0013]
(Effect) Therefore, according to the invention which concerns on Claim 2 , the temperature of the hydraulic fluid in a signal line can be raised rapidly by a warm-up operation for a short time, and control with favorable responsiveness can be performed rapidly.
[0014]
[Configuration, operation and effect of invention of claim 3]
[0015]
(Structure) The invention according to claim 3 is the invention according to claim 1 or 2, wherein the discharge pressure is transmitted to the flow control unit and the discharge pressure is released from acting on the flow control unit. A switchable discharge pressure release means is provided.
[0016]
(Operation) According to the above configuration, when the discharge pressure is released from acting on the flow rate control unit via the discharge pressure release means after engine startup, the load sensing system functions as a discharge pressure and a maximum load pressure. In order to make the difference a set value, control for increasing the discharge pressure is performed, and the discharge amount of the hydraulic pump is controlled to the maximum. Therefore, in this state, the circulating amount of hydraulic oil increases, and the oil temperature rises in a short time.
[0017]
In this case, the discharge pressure releasing means may be artificially switched or automatically operated. For example, in the case of an artificial switching type, after switching to a state in which the discharge pressure acts on the flow rate control unit, the discharge pressure is automatically transmitted to the flow rate control unit after a set time elapses in warm-up operation It is better to return to. In the automatic switching type, the automatic switching operation is performed based on the detection of the outside air temperature or the oil temperature when the engine is started, and the oil temperature rises to the set temperature after a set time. A return operation may be performed based on the detection of this.
[0018]
(Effect) Therefore, according to the invention according to claim 3, since the discharge amount during the warm-up operation can be increased, the increase in the oil temperature is promoted in a relatively short time, and the temperature of the entire hydraulic device is increased. The load sensing system can be quickly brought into a good responsive state and actual work can be started.
[0019]
[Configuration, operation and effect of the invention according to claim 4]
[0020]
(Structure) According to a fourth aspect of the present invention, in any one of the first to third aspects of the present invention, the signal line of the maximum load pressure is discarded via the restrictor in the vicinity of the flow rate control unit that changes the discharge amount of the hydraulic pump. It is characterized by being connected to an oil passage.
[0021]
(Operation) According to the above structure, a substituted a maximum load circulation of the hydraulic oil by a small amount in a signal line pressure is performed, the hydraulic oil hydraulic oil of the signal lines of the maximum load pressure is raised in a short time of warmup Is done. In addition, air is vented in the maximum load pressure line.
[0022]
(Effect) Therefore, according to the invention which concerns on Claim 4, while being able to raise the temperature of the hydraulic fluid of the signal line of the highest load pressure within a comparatively short time, the state which can transmit a signal pressure to an air flow control part without an air gap. It is possible to obtain the load sensing system with good responsiveness and to start the actual work promptly.
[0023]
[Configuration, operation and effect of the invention according to claim 5]
[0024]
(Structure) The invention according to claim 5 is the invention according to claim 4, wherein the upper portion of the signal line of the maximum load pressure is communicated with the oil drainage passage through the throttling.
[0025]
(Operation / Effect) According to the above-described configuration, the flow replacement of the hydraulic oil in the signal line of the maximum load pressure is performed more rapidly, which promotes the above-described effect of the invention of claim 4.
[0026]
[Configuration, operation and effect of the invention of claim 6]
[0027]
(Structure) The invention according to claim 6 is the invention according to claim 4 or 5, wherein the discharge pressure signal line is disposed near the flow rate control unit for changing the discharge amount of the hydraulic pump, and the oil is discharged through the throttle. It is in communication with the road.
[0028]
(Operation) According to the above configuration, the hydraulic oil is circulated little by little even in the discharge pressure signal line, and the hydraulic oil in the discharge pressure signal line is replaced with the heated hydraulic oil during a short warm-up operation. . In addition, air is removed from the signal line of the discharge pressure.
[0029]
(Effect) Therefore, according to the invention which concerns on Claim 6, while being able to heat-up the hydraulic fluid of a signal transmission line within a comparatively short time, the state which can transmit a signal pressure to an air flow control part without an air gap is obtained. In addition, the load sensing system can be put in a good responsive state and actual work can be started immediately.
[0030]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
FIG. 1 shows an overall side view of the backhoe. In this backhoe, a swivel base 5 equipped with an engine 3 and a boarding operation unit 4 on the upper part of a traveling machine base 2 equipped with a pair of left and right crawler type traveling devices 1L and 1R is capable of full turning around a vertical axis X1. The front working device 9 is mounted on the front part of the swivel base 5 and the boom 6, the arm 7, and the bucket 8 are sequentially connected, and the front part of the traveling machine base 2 is used for dozer work. The earth removal board 10 is equipped.
[0031]
The left and right traveling apparatuses 1L and 1R are driven forward and reverse by traveling hydraulic motors ML and MR, respectively, and the swivel 3 is swiveled left and right by a turning hydraulic motor MT. The boom 6, the arm 7 and the bucket 8 of the front working device 6 are driven by the boom cylinder C1, the arm cylinder C2 and the bucket cylinder C3, respectively, and the entire front working device 9 is vertically centered by the swing cylinder C4. It is driven to swing left and right around X2. Further, the earth discharging plate 10 is driven up and down by a dozer cylinder C5.
[0032]
FIG. 2 shows an overall hydraulic circuit for driving the various hydraulic actuators described above, and FIG. 3 shows an outline thereof. In the figure, V1 is a control valve for left travel, V2 is a control valve for right travel, V3 is a control valve for turning, V4 is a control valve for dozer, V5 is a control valve for arm, and V6 is a control valve for boom. Control valve V7 is a control valve for bucket, V8 is a control valve for swing, V9 is a control valve for auxiliary work, and control valves V1 and V2 for left and right traveling are connected to the control tower 12 in front of the driver's seat 11. An artificially operated type in which the spool is directly switched by the left and right traveling levers 13 is adopted, and the control valves V4, V8, and V9 for dozer, swing, and auxiliary work are levers. A manual operation type that directly operates the spool by operation or pedal operation is adopted, and each control for turning, arm, boom, and bucket is used. The valves V3, V5, V6, and V7 are of a hydraulic pilot operation type, and are supplied from a pilot valve (not shown) that is operated by a pair of left and right working levers 14 disposed on the control tower 12 so as to be able to perform a cross operation. The pilot pressure is operated to an opening corresponding to the lever operation amount.
[0033]
The valve block groups of the control valves V1 to V9 are connected to each other in parallel with the inlet block B1, the outlet block B2, and the intermediate spacer block B3, and are connected by an internal oil passage. Here, the inlet block B1 is interposed between the valve block of the control valve V1 for left travel and the valve block of the control valve V2 for right travel, and the outlet block B2 is a control valve V9 for auxiliary work. It is connected to the outside of the valve block as a terminal block.
[0034]
The hydraulic oil supply unit 15 includes three hydraulic pumps Pa, Pb, and Pc driven by the engine 3, and includes four discharge ports p1 to p4 provided in the hydraulic oil supply unit 15 and the inlet. Block B1 is connected by hoses h1 to h4. As the pump Pa, an axial plunger type pump is used in which two sets of plunger groups are assembled to a single rotor and the same amount of pressure oil is discharged from a pair of independent discharge ports p1 and p2. It is configured as a variable capacity type that can change the discharge amount from both discharge ports p1 and p2 by changing the angle of the plate. The flow rate of the pump Pa is controlled by a load sensing system described later, and the flow rate control unit 16 is connected to the inlet block B1 via two hoses h5 and h6. The pump Pb is mainly used for turning and dozer work, and a constant capacity gear pump is used. The pump Pc is a pilot pressure supply pump comprising a constant capacity gear pump. The pilot oil passage a1 is connected to the valve spool of the traveling section, and the pilot oil passage a2 is connected to the valve spool of the turning and dozer section. The pilot pressure is supplied to the pilot oil passage a3 that is connected to the valve spool of the section of the load sensing system.
[0035]
The load sensing system is a system that can improve the power saving and operability by controlling the pump discharge amount according to the work load pressure and discharging the hydraulic power required for the load from the pump. In this example, the front work device 6 is configured to function with respect to the arm section, the boom section, the bucket section, the swing section, and the auxiliary work section. Here, as shown in FIG. 7, an after-orifice type load sensing system is used in which pressure compensating valves CV5 to CV9 are connected after the spools of the control valves V5 to V9 in each section. In this example, the unloading valve V10 and the system relief valve V11 of the load sensing system are incorporated in the most downstream outlet block B2.
[0036]
As shown in FIG. 2, the flow rate control unit 16 is equipped with a flow rate compensation valve V12, and the pressure oil supply unit 15 has a flow rate compensation piston Ac and a horsepower control for adjusting the flow rate of the pump Pa. Piston Ap is provided, and the highest load pressure among the load detection lines in each section is the control signal pressure PLS via the signal line formed by the hose h6 to the flow rate compensation valve V12 of the flow rate control unit 16. It is to be transmitted.
[0037]
In order to explain the operation of the load sensing system, a basic circuit excerpted from two sections, an arm section and a boom section, is shown in FIG. Here, for example, the maximum discharge amount of the pump Pa is 130 liters, the minimum discharge amount is 28 liters, the pressure loss of the pressure compensation valves CV5 and CV6 is 2 kg, and the control differential pressure given to the flow rate compensation valve V12 in the flow rate control unit 16 is An example of operation under various working conditions when the system setting is 14 kg, the differential pressure of the unload valve V10 is 25 kg, and the operating pressure of the system relief valve V11 is 210 kg will be described below with specific numerical values. To do.
[0038]
[Operation example 1]
As shown in FIG. 8, when the control valves V5 and V6 of both sections are neutral, the end of the pressure oil supply oil passage is blocked, so that the discharge pressure PPS of the pump Pa rises, and the discharge pressure PPS and signal The difference from the pressure PLS (= 0) becomes larger than the control differential pressure 14 kg. Here, the flow rate control unit 16 operates the flow rate compensation piston Ac in a direction to decrease the discharge amount of the pump Pa, assuming that the discharge amount is excessive. Here, since the unload valve V10 is set to open at 25 kg, the discharge pressure PPS is 25 kg, and the difference between the discharge pressure PPS (25 kg) and the signal pressure PLS (= 0) (PPS−PLS = 25) is the control difference. The pressure is greater than 14 kg. Accordingly, the flow rate is further controlled to decrease, but the pump Pa cannot mechanically reduce the discharge amount to 28 liters or less, so the final discharge amount is 28 liters and the unload valve V10. Is opened, the discharge pressure PPS is 25 kg, and the signal pressure PLS is converged to 0 kg. That is, the discharge volume of 28 liters at this time becomes the standby flow rate in this system.
[0039]
[Operation example 2]
As shown in FIG. 9, the control valves V5 and V6 are operated together, the load pressure of the arm section is 100 kg, the load pressure of the boom section is 50 kg, the required flow rate Q1 of the control valve V5 in the arm section is 30 liters, the boom section When the required flow rate Q2 of the control valve V6 is 30 liters, the operation is as follows.
[0040]
In the above setting, since the signal pressure PLS of the load detection line is 100 kg, the flow control unit 16 tries to set the discharge pressure PPS of the pump Pa to 114 kg. At this time, the back pressure acting on the pressure compensation valves CV1, CV2 is also 100 kg. Here, the pressure compensation valves CV5 and CV6 are balanced by changing the opening area so that the upstream side is +2 kg with respect to the back pressure (PLS = 100 kg), and the upstream side of each pressure compensation valve CV5 and CV6 is Both are 102kg. As a result, the discharge flow rate is divided so that the pressure loss before and after the spool in each control valve V5, V6 becomes 12 kg.
[0041]
In this case, since both control valves V5 and V6 are set so that 12 kg of spool pressure loss occurs when 30 liters flow, 30 liters flows through both control valves V5 and V6. That is, in order to make the pressure compensation valve pressure loss so that the spool downstream pressure of the control valves V5 and V6, that is, the upstream pressure of the pressure compensation valves CV5 and CV6 becomes the signal pressure PLS + 2 kg, Therefore, the pressure loss of the spool is the same in each section, and the flow rate can be divided in proportion to the opening area of the spool.
[0042]
[Operation example 3]
When the load pressure of the arm section is 100 kg, the load pressure of the boom section is 50 kg, the required flow rate Q1 of the control valve V5 in the arm section is 80 liters, and the required flow rate Q2 of the control valve V6 in the boom section is 80 liters, Operates on.
[0043]
Also in this case, since the signal pressure PLS of the load detection line is 100 kg, the flow control unit 16 tries to set the discharge pressure PPS of the pump Pa to 114 kg, and a back pressure of 100 kg acts on the pressure compensation valves CV5 and CV6. Here, the pressure compensation valves CV5 and CV6 are balanced by changing the opening area so that the upstream side is +2 kg with respect to the back pressure (PLS = 100 kg), and the upstream sides of the pressure compensation valves CV5 and CV26 are both 102 kg.
[0044]
Since the pressure loss before and after the spool of both control valves V5 and V6 is the same (the flow rate is insufficient and does not become 12 kg),
Q1: Q2 = 80: 80 = 1: 1
It becomes. Here, since the maximum discharge amount of the pump Pa is 130 liters, 65 liters flows in each section.
[0045]
[Operation example 4]
When the load pressure of the arm section is 100 kg, the load pressure of the boom section is 50 kg, the required flow rate Q1 of the control valve V5 in the arm section is 80 liters, and the required flow rate Q2 of the control valve V6 in the boom section is 60 liters, Operates on.
[0046]
Also in this case, since the signal pressure PLS of the load detection line is 100 kg, the flow control unit 16 tries to set the discharge pressure PPS of the pump Pa to 114 kg, and the back pressure acting on the pressure compensation valves CV5 and CV6 also becomes 100 kg. Here, the pressure compensation valves CV5 and CV6 are balanced by changing the opening area so that the upstream side becomes +2 kg with respect to the back pressure (PLS = 100 kg), and the upstream side of each pressure compensation valve CV1 and CV2 is Both are 102kg.
[0047]
The large flow rate required to make the same pressure loss 12 kg with the spools of the control valves V5 and V6 means that the opening area is large, and the flow rate and the opening area are proportional.
Q1: Q2 = 80: 60 = 4: 3
It becomes. Here, since the maximum discharge amount of the pump Pa is 130 liters, and this is diverted at the above ratio, the flow rate to each section is Q1 = 74 liters and Q2 = 56 liters.
[0048]
As is apparent from the above, in this after orifice type load sensing system, the pressure compensation valve balances so that the downstream pressure of the spool in the control valve (the upstream pressure of the pressure compensation valve) is constant with respect to the signal pressure. The ratio of the diversion is proportional to the opening area of the spool of the control valve in each section.
[0049]
In this example, the control differential pressure applied to the flow rate compensation valve V12 in the flow rate control unit 16 is given by a spring 17 and a differential pressure piston 18 as shown in FIG. When the rotational speed of 3 is increased and the discharge amount of the pump Pc is increased, the control differential pressure component given by the differential pressure piston 18 is increased and the flow rate of the pump Pa is increased. When the rotation speed of the pump Pc decreases and the discharge amount of the pump Pc decreases, the control differential pressure component provided by the differential pressure piston 18 decreases, and the flow rate of the pump Pa is controlled to decrease.
[0050]
In the load sensing system described above, since the discharge pressure PPS and the control signal pressure (maximum load pressure) PLS are transmitted as static pressure signals to the flow rate control unit 16 that changes the discharge amount of the hydraulic pump Pa, operation is started under low temperature conditions. In this case, the hydraulic fluid of the signal line is high in viscosity and the responsiveness decreases, and it is necessary to increase the oil temperature of the entire hydraulic system in order to increase the oil temperature of the signal transmission system in the load sensing system. For this reason, a long warm-up operation is required. In particular, as described above, in the neutral state where no work load is applied, since the control to reduce the discharge amount of the hydraulic pump Pa to the minimum flow rate works, the circulation amount of the hydraulic oil during the warm-up operation is small, and the oil temperature is further increased. It will take time.
[0051]
Therefore, in the present invention, the warm-up operation time required for increasing the oil temperature in the signal transmission system in the load sensing system is shortened as follows. That is, as shown in FIG. 3, the hoses h5 and h6 forming part of the signal line for transmitting the discharge pressure PPS and the control signal pressure PLS to the flow rate control unit 16 constitute the discharge oil passages of the hydraulic pumps Pa and Pb. The hose h1, h2, h3 to be connected and the hose h4 forming the pilot oil path are arranged in contact with each other as long as possible, and these are bundled and wound with a heat insulating material 19 such as a heat insulating tape. By doing in this way, since the hydraulic oil immediately flows into the hoses h1 to h4 and the oil temperature rises when the engine 3 is started, the hose of the signal line arranged in contact with the hoses h1 to h4 on the high temperature side. h5 and h6 can be warmed in a relatively short time.
[0052]
In this case, since the unload valve V10 and the system relief valve V11 are disposed at the end of the section of the load sensing system, the oil temperature rises quickly due to the flow of pressure oil to many sections in the neutral operation state. Become. In addition, when the valve block in each section is warmed and the valve is operated after the warm-up operation, heat shock, oil draining, occurrence of hysteresis, etc. of the valve spool are suppressed, and responsiveness is improved.
[0053]
Further, as described above, each section of the front work device 9 belongs to the load sensing system, whereas the traveling section, the turning section, and the dozer section are configured by an open circuit.
[0054]
That is, as shown in FIG. 4, pilot-type flow path switching valves V13 and V14 are incorporated in the inlet block B1. Here, the flow path switching valve V13 is switched when the pressure of the pilot oil passage a1 for detecting the switching operation of the traveling control valves V1, V2 is raised, and the flow path switching valve V14 is used for front work. Switching is performed when the pressure of the pilot oil passage a3 for detecting the switching operation of the control valve groups V5 to V9 and the pressure of the pilot oil passage a1 stand together.
[0055]
In the airframe stop state where the travel control valves V1, V2 are not operated, as shown in FIG. 4, the pressure oil from the first and second pump ports p1, p2 in the pump Pa is supplied to the flow path switching valve V13. In the first pressure oil supply mode for supplying the pressure oil from the third pump port p3 in the pump Pb to the control valves V3 and V4 for turning and dozer. Further, as shown in FIG. 5, in the traveling state in which the control valves V1 and V2 for traveling are operated without operating the control valve groups V5 to V9 for front work, the pressure is applied to the pilot oil passage a1. Therefore, the flow path switching valve V13 is automatically switched so that the pressure oil from the first and second pump ports p1 and p2 is independently supplied to the left and right control valves for traveling. While being supplied to V1 and V2, the pressure oil from the third pump port p3 is automatically switched to the second pressure oil supply mode for supplying the control valves V3 and V4 for turning and dozer. . That is, in the second pressure oil supply mode, the same pressure oil supply state as that of the conventional three-pump type can be displayed, and traveling and turning or dozer work can be performed simultaneously.
[0056]
Further, in the second pressure oil supply mode, when any one of the front-operation control valve groups V5 to V9, which is a load sensing system, is operated, pressure is raised in the pilot oil passage a3 and the flow passage switching valve V14 is automatically set. As shown in FIG. 6, the pressure oil from the pump port p3 of the pump Pb passes through the control valves V3 and V4 for turning and dozer and then flows into the spacer block B3 through the flow path switching valve V14. Then, it is supplied to the control valve groups V5 to V9 for front work.
[0057]
In this example, an auto-idling control system that automatically operates the accelerator device of the engine 3 is provided. That is, as shown in FIG. 3, the governor 21 of the engine 3 is operated by an electric actuator 22, and a potentiometer provided in the boarding operation unit 4 is added to a control device 23 that controls the operation of the electric actuator 22. The accelerator setting device 24 for use and the pressure switch 25 connected to the pilot oil passages a1, a2, and a3 are connected, and the driver can set the accelerator setting device 24 arbitrarily, so that the accelerator setting at the time of operation can be performed. Made. In the circuit of FIG. 2, when all of the control valves V1 to V9 are in a neutral state, the pressure switch 25 may be pressure-sensitively operated because all of the pilot oil passages a1, a2, and a3 are drained. Instead, in this state, the governor 21 is automatically accelerator-down controlled by the electric actuator 22 to a preset idling position. When any one of the control valves V1 to V9 is operated, pressure is generated in any of the pilot oil passages a1, a2, and a3, and this is detected by the pressure switch 25. When the pressure switch 25 is pressure-sensitively operated, the governor 21 is automatically accelerator-up controlled by the electric actuator 22 to the accelerator position set by the accelerator setter 24. In other words, when work or travel is not being performed, the engine 3 is automatically rotated to a predetermined idling speed to reduce noise and improve fuel efficiency. The speed is automatically increased to the set number of revolutions, and the necessary hydraulic power is supplied so that a desired work or traveling can be performed efficiently.
[0058]
[Another embodiment]
The present invention can also be implemented in the following forms.
[0059]
(1) In the above embodiment, the hoses h5 and h6 forming a signal line for transmitting the discharge pressure PPS and the control signal pressure (maximum load pressure) PLS to the flow rate control unit 16 are connected to the discharge oil passages of the hydraulic pumps Pa and Pb. The hose h1, h2, h3 to be configured and the hose h4 forming the pilot oil passage are arranged in contact with each other. Heat transfer to h5 and h6 is performed at a particularly high rate. Hose h5 and h6 are arranged in contact with a part of hose h1 to h4 on the high temperature side and bundled with a heat insulating material. It is effective to just wind it, and even if the hoses h5 and h6 are placed in contact with or close to the high-temperature hoses h1 to h4, a certain amount of heat is transferred to shorten the warm-up operation. It is possible The
[0060]
(2) As shown in FIG. 10, the flow path switching valve V15 is interposed in the signal line for transmitting the discharge pressure PPS, and after the engine 3 is started, the flow path switching valve V15 is set to an appropriate time (for example, 2 to 3 minutes). Only switch to the drain position and hold it. According to this, the flow rate control unit 16 controls the flow rate of the pump Pa so that the difference (PPS−PLS) between the discharge pressure PPS and the control signal pressure PLS becomes a constant value (for example, 14 kg), so the discharge pressure PPS is increased. The discharge flow rate is increased to the maximum flow rate, and the warm-up operation time can be shortened. The flow path switching valve V15 may be switched manually by using a switch or the like, or may be switched automatically only when the oil temperature is low based on the oil temperature detection. The return operation of the flow path switching valve V15 may be performed based on time control or oil temperature detection.
[0061]
(3) As shown in FIG. 11, after the engine 3 is started with the short-circuit valve V16 interposed between the signal line for transmitting the discharge pressure PPS and the signal line for transmitting the control signal pressure PLS, Alternatively, the warm-up operation time can be shortened by automatically controlling the flow rate of the pump Pa to the maximum flow rate by automatically opening the short-circuit valve V16.
[0062]
(4) As shown in FIG. 12, the signal line for transmitting the control signal pressure PLS and the signal line for transmitting the discharge pressure PPS are disposed in the vicinity of the flow rate control unit 16 via the restrictors S1 and S2, and the oil discharge passage. If you leave connected to pressure oil to these signal lines becomes to flow by trace amounts, so that the flow control unit 16 is warmed in a relatively short time by the circulating flow of the pressurized oil. Further, at this time, in the vicinity of the unload valve V10, the signal line for transmitting the control signal pressure PLS is discarded and connected to the oil drainage path via the throttle S3, and the control signal pressure PLS is connected to the flow rate control unit 16 via the throttle S4. Is transmitted, a minute flow rate is generated in the entire signal line of the control signal pressure PLS, and the warm-up operation can be performed more effectively.
[Brief description of the drawings]
[Fig. 1] Overall side view of backhoe [Fig. 2] Overall hydraulic circuit diagram [Fig. 3] Schematic diagram of overall hydraulic circuit diagram [Fig. 4] Hydraulic circuit diagram of open circuit portion [Fig. Hydraulic circuit diagram of the open circuit part in a state where the road section is in operation [FIG. 6] Hydraulic circuit diagram of the open circuit part in a state in which the traveling section and the load sensing system are operated [FIG. 7] Hydraulic circuit diagram of the load sensing system [FIG. 8] Load sensing FIG. 9 is a hydraulic circuit diagram showing an example of an operating state of the load sensing system. FIG. 10 is a main part showing another embodiment for shortening warm-up operation. FIG. 11 is a hydraulic circuit diagram of a main part showing still another embodiment for shortening the warm-up operation. FIG. 12 is a hydraulic circuit of a main part showing still another embodiment for shortening the warm-up operation. Road view DESCRIPTION OF SYMBOLS
16 Flow Control Unit V10 Unload Valve V11 System Relief Valve Pa Pump PPS Discharge Pressure PLS Maximum Load Pressure S1 Discard Throttling S2 Discard Throttling S3 Discard Throttling h1 Hose h2 Hose h4 Hose h5 Hose h6 Hose

Claims

可変容量型の油圧ポンプの吐出圧と最高負荷圧との差を設定値に維持するように、前記吐出圧と最高負荷圧とに基づいて前記油圧ポンプの吐出量を流量制御部を介して自動調整するロードセンシングシステムを備えたバックホウの油圧装置であって、
システムリリーフ弁およびアンロード弁を制御バルブ群の下流に配備してあることを特徴とするバックホウの油圧装置。The discharge amount of the hydraulic pump is automatically controlled via the flow control unit based on the discharge pressure and the maximum load pressure so that the difference between the discharge pressure and the maximum load pressure of the variable displacement hydraulic pump is maintained at a set value. A backhoe hydraulic device with a load sensing system to adjust,
A backhoe hydraulic system, wherein a system relief valve and an unload valve are arranged downstream of a control valve group .

前記吐出圧と最高負荷圧を前記流量制御部に伝達する信号ラインのホースを、前記油圧ポンプの吐出油路を構成するホース、あるいは、パイロット油路のホース、の少なくともいずれかに沿って接触あるいは近接して配置して、高温側のホースから低温側のホースへの熱の伝達が行われるように構成してある請求項１記載のバックホウの油圧装置。Contact the hose of the signal line that transmits the discharge pressure and the maximum load pressure to the flow rate control unit along at least one of the hose constituting the discharge oil passage of the hydraulic pump or the hose of the pilot oil passage, or 2. The backhoe hydraulic device according to claim 1, wherein the backhoe hydraulic device is arranged in close proximity so that heat is transferred from the high temperature side hose to the low temperature side hose.

前記吐出圧が前記流量制御部に伝達される状態と、流量制御部に吐出圧が作用するのを解除する状態とに切換え可能な、吐出圧解除手段を備えてある請求項１または２記載のバックホウの油圧装置。The discharge pressure release means that can be switched between a state in which the discharge pressure is transmitted to the flow rate control unit and a state in which the discharge pressure acts on the flow rate control unit is released . Backhoe hydraulic system.

前記油圧ポンプの吐出量を調整する流量制御部の近くにおいて、最高負荷圧の信号ラインを捨て絞りを介して排油路に連通させてある請求項１〜３のいずれか１に記載のバックホウの油圧装置。 The backhoe according to any one of claims 1 to 3, wherein a signal line of maximum load pressure is communicated with an oil discharge passage through a throttling in the vicinity of a flow rate control unit that adjusts a discharge amount of the hydraulic pump. Hydraulic device.

最高負荷圧の信号ラインの上手部位を、捨て絞りを介して排油路に連通させてある請求項４記載のバックホウの油圧装置。 5. The backhoe hydraulic system according to claim 4, wherein an upper portion of the signal line of the maximum load pressure is communicated with an oil discharge passage through a throttling throttle.

前記油圧ポンプの吐出量を調整する流量制御部の近くにおいて、吐出圧の信号ラインを捨て絞りを介して排油路に連通させてある請求項４または５記載のバックホウの油圧装置。 6. The backhoe hydraulic device according to claim 4 or 5, wherein a discharge pressure signal line is communicated with an oil discharge passage through a throttling in the vicinity of a flow rate control unit for adjusting a discharge amount of the hydraulic pump.