JP4086725B2

JP4086725B2 - Backhoe hydraulic system

Info

Publication number: JP4086725B2
Application number: JP2003188004A
Authority: JP
Inventors: 一善有井
Original assignee: Kubota Corp
Current assignee: Kubota Corp
Priority date: 2003-06-30
Filing date: 2003-06-30
Publication date: 2008-05-14
Anticipated expiration: 2023-06-30
Also published as: JP2005023962A

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 claim 3 is the invention according to claim 1 , wherein the priority section is a turning section.
[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 type traveling devices 1L and 1R so that a swivel base 5 equipped with an engine 3 and a driving unit 4 can be turned around the vertical axis X1. A front device 9 comprising a boom 6, an arm 7, and a bucket 8 sequentially connected to the front part of the swivel base 5 is installed, and the earth for dozer work is disposed at the front part of the traveling machine base 2. A board 10 is equipped.
[0019]
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, arm 7 and bucket 8 of the front device 9 are driven by the boom cylinder C1, arm cylinder C2 and bucket cylinder C3, respectively, and the entire front device 9 is moved to the swivel 3 by the swing cylinder C4. On the other hand, it is driven to swing left and right around the vertical axis X2. Further, the earth discharging plate 10 is driven up and down by a dozer cylinder C5.
[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 seat 11. with those directly in manual operation type for operating switching the spool respectively employed by a pair of left and right travel levers 13 deployed in 12, for dozer, a swing, and, the control valve for the auxiliary working V4, V8, V9 is a human-operated type that operates the spool directly by operating a dedicated lever or pedal, and it is also used for turning, for arms, for booms, and for buckets. The control valves V1, V5, V6, and V7 for the engine are hydraulic pilot operation type pilots that are operated by a pair of left and right working levers 14a and 14b arranged on the control tower 12 so as to be able to perform a cross operation. The pilot pressure supplied from the valves PV1 and PV2 is operated to an opening corresponding to the lever operation amount. The valve block groups of the control valves V1 to V9 are connected in parallel with the left and right end blocks B1 and B2 and connected to each other through an internal oil passage.
[0021]
A pressure oil supply unit 15 provided with a working pump P 1 and a pilot pressure supply pilot pump P 2 is driven by the engine 3. The pump P1 is a variable displacement pump that can change the discharge amount by changing the angle of the swash plate, and the discharge oil is sent to the end blocks B1 and B2 via the pressure oil supply oil passage a. Have been supplied. The pilot pump P2 is a constant capacity gear pump. After the discharge pressure is supplied to the unload section 16 via the oil passage b, the pilot pump P2 is piloted to the primary oil passage c of the pilot valves PV1 and PV2. It is supplied as a source 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 check lever 17 that opens and closes across the boarding / exiting passage to the operating unit 4, and in the state where the boarding passage is opened by swinging up the checking lever 17, the unloading is performed as shown in the figure. The control valves V1, V5, V6, V7 cannot be switched even if the primary side oil passages c of the pilot valves PV1, PV2 are drained and the operation levers 14a, 14b are operated. A state, that is, a lever locked state is brought about. Further, after the operator gets on the driver's seat 11, when the check lever 17 is lowered to a position crossing the getting-on / off passage, this is electrically detected, and the unload valve V10 is switched to a position opposite to that shown in the figure, and the pilot valve The pilot source pressure is supplied to the primary oil passage c of PV1 and PV2, and the control valves V1, V5, V6 and V7 can be switched.
[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 cylinders 18L and 18R incorporated in the motor casing. “High speed” is provided by supplying oil, and “low speed” is provided by discharging oil from the cylinders 18L and 18R. An operation pilot oil passage f for pilot operation type flow path switching valves V12 and V13 for controlling the operation of the cylinders 18L and 18R is connected to the unload valve V11.
[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 speed increasing pedal 19 provided at the lower side of the control tower 12 is depressed, this is electrically detected, the unload valve V11 is switched to the reverse position, and a pressure builds up in the pilot oil passage f. The switching valves V12 and V13 are switched from the illustrated position to the reverse position. In the state where the flow path switching valves V12 and V13 are switched to the opposite positions, the cylinders 18L and 18R are driven by the hydraulic pressure of the high pressure side oil passage for driving the motor, and the motor swash plate is operated to the high speed position.
[0026]
The discharge flow rate of the Pon P1 is controlled by a load sensing system, and the flow rate control unit 21 is provided adjacent to the pressure oil supply unit 15. The flow rate control unit 21 is equipped with a flow rate compensation valve V14, and the pressure oil supply unit 15 is equipped with a flow rate compensation piston Ac for adjusting the flow rate of the pump P1, and the flow rate compensation valve V14 compensates the flow rate compensation. The piston Pi for operation is controlled. Then, the discharge pressure PPS of the pump P1 and the control signal pressure PLS obtained from the maximum negative pressure among the load detection lines in each section are respectively transmitted via the signal lines L1 and L2 derived from the end blocks B1 and B2. As is well known, the flow compensation valve V14 is used so that the difference between the discharge pressure PPS and the control signal pressure PLS is maintained at the set value (control differential pressure). The discharge flow rate of the pump P1 is controlled via the piston Ac.
[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 rate control unit 21 is given by the spring 22 and the differential pressure piston 23, and the rotational speed of the engine 3 increases and the pilot pump P2 increases. of the ejection amount is increased, increases the control difference pressure component given by the differential pressure piston 23, the flow rate of the pump P1 is controlled to more eyes, conversely, the pilot pump P2 rotational speed of the engine 3 is lowered When the discharge amount is reduced, the control differential pressure component provided by the differential pressure piston 23 is reduced, and the flow rate of the pump P1 is controlled to be small.
[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 valve casing 24 of each valve section includes a poppet 25 and a spring 26 that slidably biases the poppet 25 toward the closing side, and A communication passage 27 formed of an annular groove for communicating the pressure oil supply oil passage h communicated with the main spool 31 with the back pressure chamber i is recessed and formed over the entire outer peripheral surface of the poppet 25 . .
[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 control unit 21.
[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 springs 26 provided in the pressure compensation valves CVx and CVy of the control valves Vx and Vy (before and after the pressure compensation valve). System differential pressure) is 2 kg, the control differential pressure applied to the flow compensation valve V14 in the flow control unit 21 is 14 kg, the differential pressure of the unload valve V15 is 25 kg, and the operating pressure of the system relief valve V16 is 210 kg. Examples of operation under various working conditions will be described below with specific numerical values.
[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 rate control unit 21 operates the flow rate compensation piston Ac in the direction of decreasing the discharge amount of the pump P, assuming that the discharge amount is excessive. Here, since the unload valve V 15 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 kg) (PPS-PLS = 25 kg) is controlled. The differential pressure is greater than 14kg. Accordingly, the flow rate is further controlled to decrease, but the pump P cannot mechanically reduce the discharge amount to a set amount (for example, 28 liters) or less, so that the final discharge amount is 28 liters. The unload valve V15 opens, the discharge pressure PPS converges to 25 kg, and the signal pressure PLS converges to 0 kg. That is, the discharge amount of 28 liters at this time becomes the standby flow rate in this system.
[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 rate control unit 21 tries to set the discharge pressure PPS of the pump P to 114 kg. At this time, the back pressure acting on the pressure compensation valves CVx and CVy is also 100 kg . Here, since the pressure compensation valves CVx and CVy are given a pressure loss of 2 kg by the spring 26, the opening area is changed and balanced so that the upstream side becomes +2 kg with respect to the back pressure (PLS = 100 kg). Therefore, the upstream side of each pressure compensation valve CVx, CVy is 102 kg. As a result, the discharge flow rate is divided so that the pressure loss before and after the main spool in each control valve Vx, Vy becomes 12 kg.
[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 flow control unit 21 tries to set the discharge pressure PPS of the pump P to 114 kg, and a back pressure of 100 kg acts on the pressure compensation valves CVx and CVy. Here, the pressure compensation valves CVx and CVy 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 CVx and CVy is Both are 102kg.
[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 flow control unit 21 tries to set the discharge pressure PPS of the pump P to 114 kg, and the back pressure acting on the pressure compensation valves CVx and CVy also becomes 100 kg. Here, the pressure compensation valves CVx and CVy 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 CVx and CVy is Both are 102kg.
[0041]
The large flow rate required to make the same pressure loss 12 kg with the main spools of the control valves Vx and Vy means that the main spool opening area is large, and the flow rate and the main spool opening area are proportional. The diversion ratio is
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 spring 26 having the same specification in order to generate a predetermined differential pressure (pressure loss) before and after the pressure compensation valve CV, and is set as the priority section. The maximum opening area of the pressure compensation valves CV1 and CV5 in the swivel section and the arm section is set smaller than the maximum opening area of the pressure compensation valve CV in the other sections, and the main spool maximum opening area in this priority section is It is set larger than the maximum opening area of the main spool in the section.
[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 holes 28 formed in the poppet 25 is reduced, or the through holes 28 are formed. For example, as shown in FIG. 4 , the depth of the notch 32 formed in the land of the main spool 31 is increased as a means for increasing the main spool maximum opening area in the priority section . Or the number of notches 32 may be increased.
[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 spring 26 before. That is, β5 = β6 = 2kg. Therefore, the flow rate Q5 of the arm section and the flow rate Q6 of the boom section are
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 Poppet 26 Spring 27 Communication path 31 Main spool P1 Pump CV Pressure compensation valve h Oil passage i Back pressure chamber PLS Control signal pressure PPS Pump discharge pressure

Claims

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.

前記優先セクションがアームセクションである請求項１記載のバックホウの油圧装置。2. The backhoe hydraulic device according to claim 1 , wherein the priority section is an arm section.

前記優先セクションが旋回セクションである請求項１記載のバックホウの油圧装置。2. The backhoe hydraulic device according to claim 1 , wherein the priority section is a turning section.