JP4086725B2 - Backhoe hydraulic system - Google Patents
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Description
【0001】
【発明の属する技術分野】
本発明は、バルブセクション群のうちの最高負荷圧とポンプ吐出圧とに基づいて可変容量型のポンプの吐出流量を制御するよう構成したアフターオリフィス型の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】
周知のように、ロードセンシングシステムを装備したバックホウの油圧装置においては、ロードセンシングシステムに属する各セクションに圧力補償弁が備えられるとともに、各圧力補償弁には、ポペットをバネで閉じ側に付勢することで、圧力補償弁の前後に所定の差圧を発生させるよう構成されている。また、このロードセンシングシステムを装備したバックホウの油圧装置においては、バルブセクション群に発生する負荷圧の内の最大のものを制御信号圧として取り出すために、各セクションの負荷圧検出用油路を高圧選択弁を介して直列に接続する回路構造を採用するのが一般的である(例えば、特許文献1参照)。
【0003】
また、高圧選択弁を用いないで最高負荷圧を取り出す手段として、圧力補償弁のポペットがバネに抗して変位した際に裏圧室に連通する流路をポペットの内部に形成したものが知られている(例えば、特許文献2参照)。
【0004】
【特許文献1】
特開2002−206256号公報
【0005】
【特許文献2】
特開平6−58305号公報
【0006】
【発明が解決しようとする課題】
ロードセンシングシステムを装備したバックホウでは、該システムが機能することで負荷に応じた力強い作業を効率よく行うことができるのであるが、ブームを上げながらアームを掻き込み作動させてバケットを水平に掻き込み移動させる水平引き作業や、ブームとアームを同時に作動させての上昇作動のような複合操作においては、アームシリンダへの圧油供給量が不足気味となって操作がしづらくなることがあった。また、旋回しながらフロント装置を同時操作した時に、フロント装置の作動具合によって旋回速度が変化するとともに、フロント装置を止めると旋回速度が急に速くなる、といった問題もあった。
【0007】
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、油圧回路構造の簡素化を図ることができるとともに、同時操作時において優先的に圧油供給を行うことができるようにすること目的とするものである。
【0008】
【課題を解決するための手段】
【0009】
請求項1に係る発明は、バルブセクション群の負荷圧の内の最高圧を制御信号圧として取り出し、この制御信号圧とポンプ吐出圧との差圧が予め設定した値となるように可変容量型のポンプの吐出流量を制御するアフターオリフィス型の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、
メインスプールの流路下手側に配備した圧力補償弁のポペットに、このポペットがバネに抗して全開位置まで変位した際に、メインスプールに連通した圧油供給用の油路が裏圧室に連通する連通路をポペットに形成し、各バルブセクションにおける圧力補償弁の裏圧室に並列接続された油路の圧を前記制御信号圧として取り出すよう構成するとともに、優先セクションに設定した一部のセクションにおける圧力補償弁の最大開口面積を、優先セクション以外のセクションにおける圧力補償弁の最大開口面積より小さく設定するとともに、優先セクションにおけるメインスプールの最大開口面積を優先セクション以外のセクションにおけるメインスプールの最大開口面積より大きく設定してあることを特徴とする。
【0010】
上記構成によると、作動状態にある複数のバルブセクションのうち、ポペットが閉じ付勢用のバネに抗して最大開度まで変位した圧力補償弁の裏圧室と、メインスプールに連通した圧油供給用の油路とが、ポペット外周の連通路を介して圧力降下なく連通し、この裏圧室に印加された裏圧がこのときの最高負荷圧となる。そして、この圧が各バルブセクションにおける圧力補償弁の裏圧として作用するとともに、ポンプ吐出量制御用の制御信号圧として利用される。
【0011】
また、優先セクションを単独で全開操作した場合、圧力補償弁の最大開口面積が他のセクションのそれよりも小さく絞られているので、圧力補償弁が全開されてもこの圧力補償弁の前後に発生する差圧は所定の差圧よりも大きくなり、この優先セクションの流量を減少させる要因となる。ここで、優先セクションにおけるメインスプール最大開口面積を他のセクションのそれよりも大きく設定して流量増大を図ることで、圧力補償弁を絞ったことによる流量減少を補うことができ、結果的には、優先セクションを単独で全開操作した場合の流量を、他のセクションを単独で全開操作した場合の流量と同等にすることができる。
【0012】
また、優先セクションと他のセクションを同時に操作した場合には、両セクションには圧油が分配されるので、両セクションにおける圧力補償弁は全開までには至らず、両セクションにおける圧力補償弁にはそれぞれ所定の差圧がもたらされることになる。この場合、両セクションの流量分配比率はメインスプール開口面積の比率に比例することになるので、優先セクションと他のセクションを同時に同量操作すれば、開口面積の大きい優先セクションの流量の方が他のセクションの流量より多くなる。
【0013】
従って、本発明によれば、負荷圧検出用の専用油路と高圧選択弁を不要にして油圧開路構造の簡素化を図ることができるとともに、同時操作時において優先的に圧油供給を行うことができるセクションを得ることができるようになった。
【0014】
請求項2に係る発明は、請求項1の発明において、前記優先セクションがアームセクションである。
【0015】
上記構成によると、複合操作時にアームシリンダへの圧油供給が優先的に行われることで、ブームを上げながらアームを掻き込み作動させてバケットを水平に掻き込み移動させる水平引き作業や、ブームとアームを同時に作動させての上昇複合作動のような操作を、アーム作動を遅らせることなく円滑軽快に行うことができる。
【0016】
請求項3に係る発明は、請求項1の発明において、前記優先セクションが旋回セクションである。
【0017】
上記構成によると、複合操作時に旋回用モータへの圧油供給が優先的に行われることで、フロント装置を作動させながらの旋回操作を、旋回速度が大きく変動することなくでき、掬い取った土砂のトラック荷台などへの積込み作業などを的確に行える。
【0018】
【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。
【0019】
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。フロント装置9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、フロント装置9全体がスイングシリンダC4によって、旋回台3に対して縦軸心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。
【0020】
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示されている。図において、V1 は旋回用の制御バルブ、V2 は右走行用の制御バルブ、V3 は左走行用の制御バルブ、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 は補助作業に用いる予備の制御バルブであり、左右の走行用の制御バルブV2 ,V3 は運転座席11前方の操縦塔12に配備された左右一対の走行レバー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 は専用の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V1 ,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14a,14bによって操作されるパイロットバルブPV1 ,PV2 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。なお、前記制御バルブV1 〜V9 のバルブブロック群は、左右のエンドブロックB1 ,B2 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。
【0021】
作業用のポンプP1 と、パイロット圧供給用のパイロットポンプP2 とを備えた圧油供給部15がエンジン3によって駆動されるようになっている。ポンプP1 は、斜板の角度変更によって吐出量を変更することが可能な可変容量型のものが使用されており、その吐出油が圧油供給用油路aを介してエンドブロックB1 ,B2に供給されている。また、パイロットポンプP2 は、定容量のギヤポンプが使用されており、その吐出圧が油路bを介してアンロード部16に供給されたのち、パイロットバルブPV1 ,PV2 の一次側油路cにパイロット元圧として供給されている。
【0022】
図2中に示すように、アンロード部16は、レバーロック用のアンロードバルブV10と、高速走行切換え用のアンロードバルブV11とが並列配備されて構成されている。アンロードバルブV10は、運転部4への乗降通路を横切って開閉する牽制レバー17に電気的に連係されており、牽制レバー17を振り上げて乗降通路を開放した状態では、図示のようにアンロード位置に付勢保持され、パイロットバルブPV1 ,PV2 の一次側油路cがドレンされて、作業用レバー14a,14bを操作しても制御バルブV1 ,V5 ,V6 ,V7 を切換え操作することができない状態、つまり、レバーロック状態がもたらされる。また、作業者が運転座席11に搭乗した後、牽制レバー17を乗降通路を横切る位置にまで降ろすと、これが電気的に検出されてアンロードバルブV10は図示と逆の位置に切換えられ、パイロットバルブPV1 ,PV2 の一次側油路cへのパイロット元圧の供給が行われ、制御バルブV1 ,V5 ,V6 ,V7 の切換え操作が可能となる。
【0023】
また、図3に示すように、パイロットバルブPV1 ,PV2 の一次側油路cは、旋回用モータMTに備えたネガティブ・ブレーキNBの解除用の油路eにも連通されており、レバーロック用のアンロードバルブV10がアンロード位置にあるレバーロック時には、ネガティブ・ブレーキNBの解除用油路eがドレンされるので、旋回台5も旋回不能にロックされることになる。
【0024】
また、高速走行切換え用のアンロードバルブV11は、移動走行の際に走行用モータML,MRを高速状態に切換えるためのものであり、常態では図示のようにアンロード位置にある。左右の走行用モータML,MRは、の斜板角の変更によって高低2段の変速が可能なアキシャルプランジャ型の可変容量モータが利用されており、モータケーシングに組込んだシリンダ18L,18Rに圧油を供給することで「高速」が、また、シリンダ18L,18Rから排油することで「低速」がもたらされるよう構成されている。そして、これらシリンダ18L,18Rを作動制御するパイロット操作型の流路切換えバルブV12,V13の操作用パイロット油路fがアンロードバルブV11に連通接続されている。
【0025】
これによると、通常は、アンロードバルブV11は図示のアンロード位置に付勢保持されており、パイロット油路fがドレンされることで流路切換えバルブV12,V13は図示した「低速」にある。そして、操縦塔12の横側下部に配備した増速ペダル19を踏み込み操作すると、これが電気的に検出されてアンロードバルブV11が逆位置に切換えられ、パイロット油路fに圧が立って流路切換えバルブV12,V13が図示の位置から逆位置に切換えられる。流路切換えバルブV12,V13が逆位置に切換えられた状態では、モータ駆動用の高圧側油路の油圧によってシリンダ18L,18Rが駆動されて、モータ斜板が高速位置に操作されるのである。
【0026】
ポンンP1 は、ロードセンシングシステムによって吐出流量が制御されるようになっており、その流量制御部21が前記圧油供給部15に隣接して備えられている。流量制御部21には流量補償用バルブV14が装備されるとともに、圧油供給部15には、ポンプP1 を流量調節するための流量補償用ピストンAcが備えられ、流量補償用バルブV14によって流量補償用ピストンAcが作動制御されるようになっている。そして、ポンプP1 の吐出圧PPSと、各セクションにおける負荷検出ラインのうちの最高負加圧を取出した制御信号圧PLSとが、それぞれエンドブロックB1 ,B2 から導出された信号ラインL1 ,L2 を介して流量補償用バルブV14に印加されるようになっており、周知のように、吐出圧PPSと制御信号圧PLSとの差が設定値(制御差圧)に維持されるように、流量補償用ピストンAcを介してポンプP1 の吐出流量が制御される。
【0027】
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、各制御バルブV1 〜V9 におけるメインスプールの後にそれぞれ圧力補償弁CV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。
【0028】
なお、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V15と主リリーフバルブV16が、エンドブロックB1 に組込まれている。また、流量制御部21における流量補償用バルブV14に設定される制御差圧は、バネ22と差圧ピストン23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パイロットポンプP2 の吐出量が多くなると、差圧ピストン23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P1 の流量が多い目に制御され、逆に、エンジン3の回転速度が低くなってパイロットポンプP2 の吐出量が少なくなると、差圧ピストン23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P1 の流量が少ない目に制御されるのである。
【0029】
本発明では、前記制御信号圧PLSを取り出すために以下のような回路構造が採用されている。すなわち、図4に示すように、各バルブセクションのバルブケーシング24に組み込まれた圧力補償弁CVは、ポペット25と、これを閉じ側にスライド付勢するバネ26とで構成されており、かつ、ポペット25の外周面の全周に亘って、メインスプール31に連通した圧油供給用の油路hを裏圧室iに連通させるための環状溝からなる連通路27が凹入形成されている。
【0030】
上記構成によると、各バルブセクションにおける圧力補償弁CVの裏圧室iに並列接続された油路の圧が最大負荷圧となり、この圧が前記制御信号圧PLSとして信号ラインL2から取り出されて流量制御部21に伝達される。
【0031】
ここで、ロードセンシングシステムの機能を理解するために、アクチュエータCX,CYを備えた2つのセクションX,Yに関する部分を抜粋した基本的な回路が図5に示されている。ここで、例えば、ポンプPの最大吐出量を130リットル、最小吐出量を28リットル、各制御バルブVx,Vyの圧力補償弁CVx,CVyに備えたバネ26によってもたらされる圧損(圧力補償弁の前後の差圧)をそれぞれ2kg、流量制御部21における流量補償用バルブV14に与える制御差圧を14kg、アンロードバルブV15の差圧を25kg、システムリリーフバルブV16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。
【0032】
[ 作動例1]
両セクションの制御バルブVx,Vy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Pの吐出圧PPSは上昇し、吐出圧PPSと制御信号圧PLS(=0kg)との差が制御差圧14kgよりも大きくなり、流量制御部21では、吐出量が過大であるとして、ポンプP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V 15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(=0kg)との差(PPSーPLS=25kg)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Pは機械的に設定量(例えば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V15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。
【0033】
[ 作動例2]
制御バルブVx,Vyが共に操作されて、セクションXの負荷圧が100kg、セクションYの負荷圧が50kg、制御バルブVxの要求流量Qxが30リットル、制御バルブVyの要求流量Qyが30リットルである場合は次のように作動する。
【0034】
上記設定では、負荷検出ラインの制御信号圧PLSは100kgであるので、流量制御部21はポンプPの吐出圧PPSを114kgにしようとする。また、この時、圧力補償弁CVx,CVyに働く裏圧も100kgとなっている。ここで、圧力補償弁CVx,CVyは、バネ26によって2kgの圧損が与えられているので、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CVx,CVy上流側は共に102kgになる。その結果、各制御バルブVx,Vyにおけるメイン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。
【0035】
この場合、制御バルブVx,Vyは、どちらも30リットル流れた時にメインスプールの圧損が12kg生じる設定であるので、両制御バルブVx,Vyにそれぞれ30リットル流れる。従って、制御バルブVx,Vyのスプール下流圧、つまり、圧力補償弁CVx,CVyの上流圧を信号圧PLSが+2kgになるように圧力補償弁圧損を作るために、各セクションの負荷圧にかかわらずメインスプールの圧損が各セクションで同じになりメイン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。
【0036】
[ 作動例3]
セクションXの負荷圧が100kg、セクションYの負荷圧が50kg、御バルブVxの要求流量Qxが80リットル、制御バルブVyの要求流量Qyが80リットルである場合は次のように作動する。
【0037】
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21はポンプPの吐出圧PPSを114kgにしようとし、圧力補償弁CVx,CVyには100kgの裏圧が働く。ここで、圧力補償弁CVx,CVy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CVx,CVyの上流側は共に102kgになる。
【0038】
両制御バルブVx,Vy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、
Qx:Qy=80:80=1:1
となる。ここで、ポンプPの最大吐出量は130リットルであるので、各セクションに65リットルづつ流れることになる。
【0039】
[ 作動例4]
セクションXの負荷圧が100kg、セクションYの負荷圧が50kg、制御バルブVxの要求流量Qxが80リットル、制御バルブVyの要求流量Qyが60リットルである場合は次のように作動する。
【0040】
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21はポンプPの吐出圧PPSを114kgにしようとし、圧力補償弁CVx,CVyに働く裏圧も100kgとなる。ここで、圧力補償弁CVx,CVy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CVx,CVyの上流側は共に102kgになる。
【0041】
制御バルブVx,Vyのメイン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、メインスプール開口面積が大きいということであり、流量とメインスプール開口面積は比例するので、それぞれへの分流比は、
Qx:Qy=80:60=4:3
となる。ここで、ポンプP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、各セクションへの流量は、Qx=74リットル,Qy=56リットルとなる。
【0042】
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メインスプールの下流圧(圧力補償弁の上流圧)を制御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メインスプールの開口面積に比例することになるのである。
【0043】
ここで、両セクションX,Yにおける流量Qx,Qyは、
Qx=k×Ax×√(α−βx)
Qy=k×Ay×√(α−βy)
k:流量係数
Ax:制御バルブVxのメインスプール開口面積
Ay:制御バルブVyのメインスプール開口面積
α:ポンプ制御差圧
βx:圧力補償弁CVxの差圧
βy:圧力補償弁CVyの差圧
として表されることになる。
【0044】
そして、このバックホウの油圧装置においては、複数のセクションを同時に操作して複合作業を行う場合に、旋回セクションとアームセクションに優先的に圧油供給を行うことができるよう構成されている。
【0045】
すなわち、ロードセンシングシステムに属するセクションにおける圧力補償弁CVには、圧力補償弁CVの前後に所定の差圧(圧損)を発生させるために同一仕様のバネ26がそれぞれ備えられるとともに、優先セクションに設定された旋回セクションとアームセクションにおける圧力補償弁CV1 ,CV5 の最大開口面積が、他のセクションにおける圧力補償弁CVの最大開口面積より小さく設定されるとともに、この優先セクションにおけるメインスプール最大開口面積が他のセクションにおけるメインスプール最大開口面積よりも大きく設定されている。
【0046】
なお、優先セクションにおける圧力補償弁CV1 ,CV5 の最大開口面積を小さくする手段としては、例えば、図4中に示すように、ポペット25に形成する透孔28の個数を少なくしたり、透孔28の大きさを小さくし、また、優先セクションにおけるメインスプール最大開口面積を大きくする手段としては、例えば、図4中に示すように、メインスプール31のランドに形成するノッチ32の深さを大きくしたり、ノッチ32の数を多くすればよい。
【0047】
上記したように優先セクションを設定すると、例えば優先セクションであるアームセクションの制御バルブV5 が全開操作された場合、上記説明のように、アームセクションに流れる流量Q5 は、
Q5 =k×A5 ×√(ポンプ制御差圧α−圧力補償弁差圧β)
となり、圧力補償弁CV5 はその差圧を設定値(例えば2kg)にしようとして最大開度にまで開かれる。しかし、この圧力補償弁CV5 の最大開口面積は優先セクション以外のセクションにおける圧力補償弁CVの最大開口面積よりも絞られているので、圧力補償弁CV5 が全開しても差圧β5 が設定値(2kg)よりも大きい値(例えば4kg)となる。従って、この時の流量Q5 は、
Q5 =k×A5 ×√(α−β5 )
=k×A5 ×√(14−4)
=k×A5 ×√(10)
となる。この場合、優先セクション以外のセクションにおける制御バルブが全開操作された場合の流量Qは、
Q=k×A×√(α−β)
=k×A×√(14−2)
=k×A×√(12)
となり、メインスプール最大開口面積が同じ(A5 =A)であれば、優先セクションへの流量が優先セクションでないセクションへの流量より少なくなるが、アームセクションにおけるメインスプール最大開口面積A5 を、例えば優先セクション以外のセクションにおけるメインスプール最大開口面積Aの(12/10)倍に大きく設定しておくことで、アームセクションの流量Qは、
Q5 =k×A5 ×√(10)
=k×{A (12/ 10) }×√(10)
=k×A×√(12)
となり、優先セクション以外のセクションにおける全開操作時の流量と同じになる。
【0048】
また、優先セクションと他のセクションが同時操作された場合、例えばアームセクションの制御バルブV5 とブームセクションの制御バルブV6 が同時に同量だけ操作された場合には、上記したように、アームセクションの流量Q5 およびブームセクションの流量Q6 は、次式で表される。
Q5 =k×A5 ×√(α−β5 )
Q6 =k×A6 ×√(α−β6 )
この場合、この場合ポンプからの圧油は2つのセクションに分流されるので、各セクションに流れる流量は最大吐出量よりも少なく、アームセクションの圧力補償弁CV5 の差圧β5 は、最大開度になる前にバネ26により設定された値(2kg)をもたらすことになる。つまり、β5 =β6 =2kgとなる。従って、アームセクションの流量Q5 およびブームセクションの流量Q6 は、
Q5 =k×A5 ×√(14-2) =k×A5 ×√(12)
Q6 =k×A6 ×√(14-2) =k×A6 ×√(12)
となる。ここで、アームセクションのメインスプール最大開口面積A5 は、優先セクションでないセクションであるブームセクションのメインスプール最大開口面積A6 よりも大きく設定してあるので(A5 >A6 )、アームセクションの流量Q5 がブームセクションの流量Q6 より多くなる(Q5 >Q6 )。つまり、両セクションが同量操作されるものでありながらアームセクションの方に優先的に多く流されることになるのである。
【0049】
またお、旋回セクションと優先セクションでない他のセクションが同時操作された場合も、上記と同様に、旋回セクションに優先的に圧油が供給されることになる。
【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】 走行および旋回セクションの油圧回路図
【図4】 制御バルブの概略断面図
【図5】 ロードセンシングシステムの説明用の油圧回路図
【符号の説明】
25 ポペット
26 バネ
27 連通路
31 メインスプール
P1 ポンプ
CV 圧力補償弁
h 油路
i 裏圧室
PLS 制御信号圧
PPS ポンプ吐出圧[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a backhoe hydraulic apparatus including an after-orifice type load sensing system configured to control a discharge flow rate of a variable displacement pump based on a maximum load pressure and a pump discharge pressure in a valve section group. .
[0002]
[Prior art]
As is well known, in a backhoe hydraulic system equipped with a load sensing system, each section belonging to the load sensing system is provided with a pressure compensation valve, and each pressure compensation valve is biased to the closed side by a spring with a spring. By doing so, a predetermined differential pressure is generated before and after the pressure compensation valve. Also, in the backhoe hydraulic equipment equipped with this load sensing system, the load pressure detection oil passages in each section are made high pressure in order to take out the maximum of the load pressure generated in the valve section group as the control signal pressure. Generally, a circuit structure connected in series via a selection valve is employed (see, for example, Patent Document 1).
[0003]
In addition, as a means for extracting the maximum load pressure without using a high pressure selection valve, there is known a method in which a flow path communicating with the back pressure chamber is formed inside the poppet when the poppet of the pressure compensation valve is displaced against the spring. (For example, refer to Patent Document 2).
[0004]
[Patent Document 1]
Japanese Patent Laid-Open No. 2002-206256
[Patent Document 2]
JP-A-6-58305 gazette
[Problems to be solved by the invention]
The backhoe equipped with a load sensing system can efficiently perform powerful work according to the load by the function of the system, but the arm is scraped and operated while raising the boom, and the bucket is scraped horizontally. In a complex operation such as a horizontal pulling operation to move or a lifting operation by simultaneously operating a boom and an arm, the amount of pressure oil supplied to the arm cylinder may be insufficient, making it difficult to perform the operation. Further, when the front device is operated simultaneously while turning, there is a problem that the turning speed changes depending on the operating state of the front device, and the turning speed suddenly increases when the front device is stopped.
[0007]
The present invention has been made paying attention to such points, and can simplify the hydraulic circuit structure and can preferentially supply pressure oil during simultaneous operation. It is intended.
[0008]
[Means for Solving the Problems]
[0009]
According to the first aspect of the present invention, the maximum pressure among the load pressures of the valve section group is taken out as the control signal pressure, and the variable displacement type is set so that the differential pressure between the control signal pressure and the pump discharge pressure becomes a preset value. A backhoe hydraulic device equipped with an after orifice type load sensing system for controlling the discharge flow rate of the pump of
When the poppet of the pressure compensation valve arranged on the lower side of the main spool flow path is displaced to the fully open position against the spring, the oil passage for supplying pressure oil that communicates with the main spool enters the back pressure chamber. A communicating passage is formed in the poppet so that the pressure of the oil passage connected in parallel to the back pressure chamber of the pressure compensation valve in each valve section is taken out as the control signal pressure, and a part of the priority section is set. The maximum opening area of the pressure compensation valve in the section is set smaller than the maximum opening area of the pressure compensation valve in the section other than the priority section, and the maximum opening area of the main spool in the priority section is set to the maximum of the main spool in the section other than the priority section. It is characterized by being set larger than the opening area .
[0010]
According to the above configuration, among the plurality of valve sections in the operating state, the poppet is closed and displaced to the maximum opening degree against the biasing spring, and the pressure oil communicated with the main spool. The supply oil passage communicates with the pressure passage through the communication passage on the outer periphery of the poppet, and the back pressure applied to the back pressure chamber becomes the maximum load pressure at this time. This pressure acts as a back pressure of the pressure compensation valve in each valve section and is used as a control signal pressure for controlling the pump discharge amount.
[0011]
In addition, when the priority section is fully opened alone, the maximum opening area of the pressure compensation valve is throttled smaller than that of the other sections, so even if the pressure compensation valve is fully opened, it occurs before and after this pressure compensation valve. The differential pressure to be increased is larger than the predetermined differential pressure, which causes a decrease in the flow rate of the priority section. Here, by setting the maximum opening area of the main spool in the priority section to be larger than that in the other sections and increasing the flow rate, it is possible to compensate for the decrease in flow rate due to the restriction of the pressure compensation valve. The flow rate when the priority section is fully opened alone can be made equal to the flow rate when the other sections are fully opened independently.
[0012]
In addition, when the priority section and other sections are operated simultaneously, pressure oil is distributed to both sections, so the pressure compensation valves in both sections do not reach full open, and the pressure compensation valves in both sections Each will result in a predetermined differential pressure. In this case, the flow distribution ratio of both sections is proportional to the ratio of the main spool opening area, so if the same amount of the priority section and other sections are operated at the same time, the flow rate of the priority section with the larger opening area is the other. More than the flow rate in the section.
[0013]
Therefore, according to the present invention, it is possible to simplify the hydraulic open circuit structure by eliminating the dedicated oil path for detecting load pressure and the high pressure selection valve, and to supply pressure oil preferentially at the time of simultaneous operation. Now you can get a section that can.
[0014]
The invention according to claim 2 is the invention according to claim 1 , wherein the priority section is an arm section.
[0015]
According to the above configuration, the pressure oil supply to the arm cylinder is preferentially performed during the combined operation, so that the arm is scraped and actuated while the boom is raised, and the bucket is moved horizontally, An operation such as a combined lift operation by simultaneously operating the arms can be performed smoothly and lightly without delaying the arm operation.
[0016]
The invention according to
[0017]
According to the above configuration, the pressure oil is preferentially supplied to the turning motor during the combined operation, so that the turning operation while operating the front device can be performed without greatly changing the turning speed. It is possible to accurately carry out loading work on truck trucks.
[0018]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
FIG. 1 shows an overall side view of the backhoe. This backhoe is mounted on the upper part of a traveling machine base 2 equipped with a pair of left and right crawler
[0019]
The left and right traveling
[0020]
FIG. 2 shows the entire hydraulic circuit that drives the various hydraulic actuators described above. In the figure, V1 is a control valve for turning, V2 is a control valve for right travel, V3 is a control valve for left travel, V4 is a control valve for dozer, V5 is a control valve for arm, and V6 is for boom. Control valve V7 is a control valve for bucket, V8 is a control valve for swing, V9 is a spare control valve used for auxiliary work, and control valves V2 and V3 for left and right traveling are control towers in front of the driver's
[0021]
A pressure
[0022]
As shown in FIG. 2, the unloading portion 16 is configured by arranging a lever locking unloading valve V10 and a high-speed traveling switching unloading valve V11 in parallel. The unloading valve V10 is electrically linked to a
[0023]
Further, as shown in FIG. 3, the primary side oil passages c of the pilot valves PV1 and PV2 are also communicated with an oil passage e for releasing the negative brake NB provided in the turning motor MT, for lever locking. When the unloading valve V10 is in the unloading position and the lever is locked, the oil passage e for releasing the negative brake NB is drained, so that the swivel base 5 is locked so as not to turn.
[0024]
The unloading valve V11 for switching the high speed travel is for switching the travel motors ML and MR to the high speed state during the traveling travel, and is normally in the unload position as shown in the figure. As the left and right traveling motors ML and MR, axial plunger type variable displacement motors capable of shifting in two steps of high and low by changing the swash plate angle are used, and pressure is applied to the
[0025]
According to this, normally, the unload valve V11 is urged and held in the illustrated unload position, and the flow path switching valves V12 and V13 are at the “low speed” illustrated by draining the pilot oil path f. . Then, when the
[0026]
The discharge flow rate of the Pon P1 is controlled by a load sensing system, and the flow
[0027]
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, an after-orifice type load sensing system in which a pressure compensation valve CV is connected after the main spool in each of the control valves V1 to V9 is used.
[0028]
In this example, the unload valve V15 and the main relief valve V16 of the load sensing system are incorporated in the end block B1. In addition, the control differential pressure set in the flow rate compensation valve V14 in the flow
[0029]
In the present invention, the following circuit structure is employed to extract the control signal pressure PLS. That is, as shown in FIG. 4, the pressure compensation valve CV incorporated in the
[0030]
According to the above configuration, the pressure in the oil passage connected in parallel to the back pressure chamber i of the pressure compensation valve CV in each valve section becomes the maximum load pressure, and this pressure is taken out from the signal line L2 as the control signal pressure PLS and the flow rate. It is transmitted to the
[0031]
Here, in order to understand the function of the load sensing system, a basic circuit excerpted from the sections related to the two sections X and Y including the actuators CX and CY is shown in FIG. Here, for example, the maximum discharge amount of the pump P is 130 liters, the minimum discharge amount is 28 liters, and the pressure loss caused by the
[0032]
[Operation example 1]
When the control valves Vx and Vy 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 P rises, and the discharge pressure PPS and the control signal pressure PLS (= 0 kg) And the flow
[0033]
[Operation example 2]
The control valves Vx and Vy are operated together, the load pressure of section X is 100 kg, the load pressure of section Y is 50 kg, the required flow rate Qx of control valve Vx is 30 liters, and the required flow rate Qy of control valve Vy is 30 liters. The case operates as follows.
[0034]
In the above setting, since the control signal pressure PLS of the load detection line is 100 kg, the flow
[0035]
In this case, since both control valves Vx and Vy are set to cause 12 kg of pressure loss of the main spool when 30 liters flow, 30 liters flows through both control valves Vx and Vy. Therefore, the spool downstream pressure of the control valves Vx and Vy, that is, the upstream pressure of the pressure compensation valves CVx and CVy is used regardless of the load pressure of each section in order to make the pressure compensation valve pressure loss so that the signal pressure PLS becomes +2 kg. The pressure loss of the main spool is the same in each section, and the flow rate can be divided in proportion to the opening area of the main spool.
[0036]
[Operation example 3]
When the load pressure of section X is 100 kg, the load pressure of section Y is 50 kg, the required flow rate Qx of the control valve Vx is 80 liters, and the required flow rate Qy of the control valve Vy is 80 liters, the operation is as follows.
[0037]
Also in this case, since the signal pressure PLS of the load detection line is 100 kg, the
[0038]
Since the pressure loss before and after the spool of both control valves Vx and Vy is the same (the flow rate is insufficient and does not become 12 kg),
Qx: Qy = 80: 80 = 1: 1
It becomes. Here, since the maximum discharge amount of the pump P is 130 liters, 65 liters flows in each section.
[0039]
[Operation example 4]
When the load pressure of section X is 100 kg, the load pressure of section Y is 50 kg, the required flow rate Qx of the control valve Vx is 80 liters, and the required flow rate Qy of the control valve Vy is 60 liters, the operation is as follows.
[0040]
Also in this case, since the signal pressure PLS of the load detection line is 100 kg, the
[0041]
The large flow rate required to make the
Qx: Qy = 80: 60 = 4: 3
It becomes. Here, since the maximum discharge amount of the pump P is 130 liters, this is diverted at the above ratio, and the flow rate to each section is Qx = 74 liters and Qy = 56 liters.
[0042]
As apparent from the above, in this after orifice type load sensing system, the pressure compensation valve is balanced so that the downstream pressure of the main spool (upstream pressure of the pressure compensation valve) in the control valve is constant with respect to the control signal pressure. Therefore, the ratio of diversion is proportional to the opening area of the main spool in each section.
[0043]
Here, the flow rates Qx, Qy in both sections X, Y are
Qx = k × Ax × √ (α−βx)
Qy = k × Ay × √ (α−βy)
k: flow coefficient Ax: main spool opening area of control valve Vx Ay: main spool opening area of control valve Vy α: pump control differential pressure βx: differential pressure of pressure compensation valve CVx βy: differential pressure of pressure compensation valve CVy Will be.
[0044]
The backhoe hydraulic device is configured so that pressure oil can be preferentially supplied to the swivel section and the arm section when a plurality of sections are operated simultaneously to perform combined work.
[0045]
That is, the pressure compensation valve CV in the section belonging to the load sensing system is provided with a
[0046]
As a means for reducing the maximum opening area of the pressure compensation valves CV1 and CV5 in the priority section, for example, as shown in FIG. 4, the number of through
[0047]
When the priority section is set as described above, for example, when the control valve V5 of the arm section which is the priority section is fully opened, as described above, the flow rate Q5 flowing through the arm section is
Q5 = k x A5 x √ (pump control differential pressure α-pressure compensation valve differential pressure β)
Thus, the pressure compensation valve CV5 is opened to the maximum opening in order to make the differential pressure a set value (for example, 2 kg). However, since the maximum opening area of the pressure compensation valve CV5 is narrower than the maximum opening area of the pressure compensation valve CV in the sections other than the priority section, even if the pressure compensation valve CV5 is fully opened, the differential pressure β5 remains at the set value ( 2 kg) (for example, 4 kg). Therefore, the flow rate Q5 at this time is
Q5 = k * A5 * √ (α-β5)
= K x A5 x √ (14-4)
= K × A5 × √ (10)
It becomes. In this case, the flow rate Q when the control valves in the sections other than the priority section are fully opened is
Q = k × A × √ (α−β)
= K x A x √ (14-2)
= K x A x √ (12)
If the main spool maximum opening area is the same (A5 = A), the flow rate to the priority section will be less than the flow rate to the non-priority section, but the main spool maximum opening area A5 in the arm section will be By setting it to be large (12/10) times the main spool maximum opening area A in the other sections, the flow rate Q of the arm section is
Q5 = k * A5 * √ (10)
= K x {A (12/10)} x √ (10)
= K x A x √ (12)
It becomes the same as the flow rate at the time of the fully open operation in the sections other than the priority section.
[0048]
When the priority section and other sections are operated simultaneously, for example, when the control valve V5 of the arm section and the control valve V6 of the boom section are operated by the same amount at the same time, as described above, the flow rate of the arm section Q5 and the boom section flow rate Q6 are expressed by the following equations.
Q5 = k * A5 * √ (α-β5)
Q6 = k * A6 * √ (α-β6)
In this case, since the pressure oil from the pump is divided into two sections in this case, the flow rate flowing through each section is less than the maximum discharge amount, and the differential pressure β5 of the pressure compensation valve CV5 of the arm section is set to the maximum opening. This results in the value (2 kg) set by the
Q5 = k * A5 * √ (14-2) = k * A5 * √ (12)
Q6 = k * A6 * √ (14-2) = k * A6 * √ (12)
It becomes. Here, the main section maximum spool opening area A5 of the arm section is set larger than the main spool maximum opening area A6 of the boom section which is not a priority section (A5> A6). More than the section flow rate Q6 (Q5> Q6). In other words, while both sections are operated in the same amount, a large amount is preferentially flowed toward the arm section.
[0049]
Further, when the turning section and another section that is not the priority section are operated simultaneously, the pressure oil is preferentially supplied to the turning section as described above.
[Brief description of the drawings]
[Fig. 1] Overall side view of backhoe [Fig. 2] Overall hydraulic circuit diagram [Fig. 3] Hydraulic circuit diagram of traveling and turning section [Fig. 4] Schematic sectional view of control valve [Fig. 5] For explaining load sensing system Hydraulic circuit diagram [Explanation of symbols]
25
Claims (3)
メインスプールの流路下手側に配備した圧力補償弁のポペットに、このポペットがバネに抗して全開位置まで変位した際に、メインスプールに連通した圧油供給用の油路が裏圧室に連通する連通路をポペットに形成し、各バルブセクションにおける圧力補償弁の裏圧室に並列接続された油路の圧を前記制御信号圧として取り出すよう構成するとともに、優先セクションに設定した一部のセクションにおける圧力補償弁の最大開口面積を、優先セクション以外のセクションにおける圧力補償弁の最大開口面積より小さく設定するとともに、優先セクションにおけるメインスプールの最大開口面積を優先セクション以外のセクションにおけるメインスプールの最大開口面積より大きく設定してあることを特徴とするバックホウの油圧装置。The maximum pressure of the load pressures in the valve section group is taken out as a control signal pressure, and the discharge flow rate of the variable displacement pump is controlled so that the differential pressure between the control signal pressure and the pump discharge pressure becomes a preset value. A backhoe hydraulic device equipped with an after-orifice type load sensing system,
When the poppet of the pressure compensation valve arranged on the lower side of the main spool flow path is displaced to the fully open position against the spring, the oil passage for supplying pressure oil that communicates with the main spool enters the back pressure chamber. A communicating passage is formed in the poppet so that the pressure of the oil passage connected in parallel to the back pressure chamber of the pressure compensation valve in each valve section is taken out as the control signal pressure, and a part of the priority section is set. The maximum opening area of the pressure compensation valve in the section is set smaller than the maximum opening area of the pressure compensation valve in the section other than the priority section, and the maximum opening area of the main spool in the priority section is set to the maximum of the main spool in the section other than the priority section. A hydraulic device for a backhoe, which is set to be larger than an opening area.
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