JP6757238B2 - Hydraulic drive system - Google Patents

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Description

本発明は、例えば建設機械などに搭載される油圧駆動システムに関する。 The present invention relates to a hydraulic drive system mounted on, for example, a construction machine.

産業機械や建設機械などに用いられる油圧駆動システムでは、ポンプから複数の油圧アクチュエータへ作動油が供給される。具体的に、ポンプからはセンターバイパスラインがタンクまで延びており、このセンターバイパスライン上に複数の制御弁が配置される。各制御弁は、対応するアクチュエータに対する作動油の供給および排出を制御する。 In hydraulic drive systems used in industrial machinery and construction machinery, hydraulic oil is supplied from a pump to a plurality of hydraulic actuators. Specifically, a center bypass line extends from the pump to the tank, and a plurality of control valves are arranged on the center bypass line. Each control valve controls the supply and discharge of hydraulic oil to the corresponding actuator.

一般的に、上記のポンプは、傾転角に応じた流量の作動油を吐出する可変容量型のポンプであり、ポンプの傾転角はレギュレータによって調整される。レギュレータとしては、アクチュエータの作動速度によってポンプの吐出流量を変更する流量制御と、ポンプの負荷が当該ポンプを駆動するエンジンの出力を超えないようにポンプの吐出流量を制限する馬力制御を行うものがある。 Generally, the above pump is a variable displacement pump that discharges hydraulic oil at a flow rate according to the tilt angle, and the tilt angle of the pump is adjusted by a regulator. Regulators include flow control that changes the discharge flow rate of the pump according to the operating speed of the actuator, and horsepower control that limits the discharge flow rate of the pump so that the load of the pump does not exceed the output of the engine that drives the pump. is there.

例えば、特許文献１には、ポンプの吐出流量をネガティブコントロール方式で制御するレギュレータであって、流量制御ピストンおよび馬力制御ピストンを含むレギュレータが記載されている。流量制御ピストンおよび馬力制御ピストンは、サーボピストン用の制御圧を調整するスプールを駆動するためのものであり、そのうちのポンプの吐出流量が小さくなる方が優先して機能するように構成される。 For example, Patent Document 1 describes a regulator that controls the discharge flow rate of a pump by a negative control method, and includes a flow rate control piston and a horsepower control piston. The flow rate control piston and the horsepower control piston are for driving a spool for adjusting the control pressure for the servo piston, and the smaller the discharge flow rate of the pump is preferentially configured to function.

より詳しくは、流量制御ピストンは、センターバイパスラインにおける最も下流側に位置する制御弁と絞りの間の圧力であるネガティブコントロール圧が高くなるほどスプールを流量低減方向に移動させる。馬力制御ピストンは、ポンプの吐出圧が高くなるほどスプールを流量低減方向に移動させる。 More specifically, the flow rate control piston moves the spool in the flow rate reduction direction as the negative control pressure, which is the pressure between the control valve located on the most downstream side in the center bypass line and the throttle, increases. The horsepower control piston moves the spool in the direction of reducing the flow rate as the discharge pressure of the pump increases.

特許第５９６５５０２号公報Japanese Patent No. 5965502

しかしながら、上述したようなレギュレータでは、スプールの駆動手段として、流量制御ピストンおよび馬力制御ピストンという２つのピストンが必要であり、構造が複雑である。 However, in the regulator as described above, two pistons, a flow rate control piston and a horsepower control piston, are required as a spool driving means, and the structure is complicated.

そこで、本発明は、レギュレータの構造を簡素化しつつ、流量制御と馬力制御の双方を行うことができる油圧駆動システムを提供することを目的とする。 Therefore, an object of the present invention is to provide a hydraulic drive system capable of performing both flow rate control and horsepower control while simplifying the structure of the regulator.

前記課題を解決するために、本発明の油圧駆動システムは、傾転角に応じた流量の作動油を吐出する可変容量型のポンプと、前記ポンプからタンクまで延びるセンターバイパスライン上に配置された、アクチュエータに対する作動油の供給および排出を制御する少なくとも１つの制御弁と、前記少なくとも１つの制御弁を操作するための、操作レバーを含む操作装置と、前記ポンプの傾転角を調整するレギュレータであって、前記ポンプの吐出圧が導入される第１受圧室に露出する第１端部および第２受圧室に露出する前記第１端部よりも大径の第２端部を有するサーボピストン、前記第２受圧室に導入される制御圧を上昇させる流量低減方向および前記制御圧を低下させる流量増加方向に移動するスプール、および信号圧が高くなるほど前記スプールを前記流量低減方向に移動させる共通ピストン、を含むレギュレータと、指令電流に応じた二次圧を出力する電磁比例弁であって、指令電流が増加すると二次圧が増加する正比例型の電磁比例弁と、前記センターバイパスラインにおける前記少なくとも１つの制御弁の最下流側の圧力であるネガティブコントロール圧と前記電磁比例弁から出力される二次圧のうちの高い方を選択して前記信号圧として前記共通ピストンへ供給する高圧選択弁と、前記ポンプの吐出圧を検出する圧力センサと、前記ポンプの吐出圧と吐出流量との関係線である馬力制御特性線が予め格納され、前記圧力センサで検出される前記ポンプの吐出圧に応じて、前記馬力制御特性線により定まる吐出流量の作動油を前記ポンプが吐出するように指令電流を前記電磁比例弁へ送給する制御装置と、を備える、ことを特徴とする。 In order to solve the above problems, the hydraulic drive system of the present invention is arranged on a variable displacement pump that discharges a flow rate of hydraulic oil according to the tilt angle and a center bypass line extending from the pump to the tank. , At least one control valve for controlling the supply and discharge of hydraulic oil to the actuator, an operating device including an operating lever for operating the at least one control valve, and a regulator for adjusting the tilt angle of the pump. A servo piston having a first end exposed to the first pressure receiving chamber into which the discharge pressure of the pump is introduced and a second end having a diameter larger than that of the first end exposed to the second pressure receiving chamber. A spool that moves in a flow rate reducing direction that raises the control pressure introduced into the second pressure receiving chamber and a flow rate increasing direction that lowers the control pressure, and a common piston that moves the spool in the flow rate reducing direction as the signal pressure increases. A regulator including, and an electromagnetic proportional valve that outputs a secondary pressure according to a command current, a direct proportional electromagnetic proportional valve in which the secondary pressure increases as the command current increases, and at least the above in the center bypass line. A high-pressure selection valve that selects the higher of the negative control pressure, which is the pressure on the most downstream side of one control valve, and the secondary pressure output from the electromagnetic proportional valve, and supplies it as the signal pressure to the common piston. , The pressure sensor that detects the discharge pressure of the pump and the horsepower control characteristic line that is the relationship line between the discharge pressure of the pump and the discharge flow rate are stored in advance, and correspond to the discharge pressure of the pump detected by the pressure sensor. It is characterized by comprising a control device for supplying a command current to the electromagnetic proportional valve so that the pump discharges hydraulic oil having a discharge flow rate determined by the horsepower control characteristic line.

上記の構成によれば、ネガティブコントロール圧が電磁比例弁の出力する二次圧より高いときはネガティブコントロール圧が共通ピストンの信号圧となることにより流量制御を行うことができ、電磁比例弁が出力する二次圧がネガティブコントロール圧より高いときは電磁比例弁が出力する二次圧が共通ピストンの信号圧となることにより馬力制御を行うことができる。しかも、レギュレータはスプールの駆動手段として一つの共通ピストンを含むため、レギュレータの構造を簡素化することができる。さらには、制御装置に複数の馬力制御特性線を格納し、状況に応じてそのうちの１つを選択するようにすれば、馬力制御を可変とすることができる。 According to the above configuration, when the negative control pressure is higher than the secondary pressure output by the electromagnetic proportional valve, the flow rate can be controlled by the negative control pressure becoming the signal pressure of the common piston, and the electromagnetic proportional valve outputs. When the secondary pressure is higher than the negative control pressure, the secondary pressure output by the electromagnetic proportional valve becomes the signal pressure of the common piston, so that the horsepower can be controlled. Moreover, since the regulator includes one common piston as a spool driving means, the structure of the regulator can be simplified. Further, if a plurality of horsepower control characteristic lines are stored in the control device and one of them is selected according to the situation, the horsepower control can be made variable.

前記レギュレータは、信号圧ラインにより前記高圧選択弁と接続された、前記共通ピストンに前記信号圧を作用させる第１作動室と、フェールセーフラインにより前記センターバイパスラインと接続された、前記共通ピストンに前記ポンプの吐出圧を作用させる第２作動室を含み、上記の油圧駆動システムは、前記フェールセーフラインに設けられた切換弁であって、前記電磁比例弁から出力される二次圧が設定圧よりも低いときに前記フェールセーフラインを開放して前記第２作動室へ前記ポンプの吐出圧を導き、前記電磁比例弁から出力される二次圧が前記設定圧よりも高いときに前記フェールセーフラインをブロックするとともに前記第２作動室をタンクと連通させる切換弁をさらに備えてもよい。この構成によれば、電磁比例弁が正常に作動する正常時には、フェールセーフラインがブロックされて第２作動室がタンクと連通するため、上述したように流量制御と馬力制御の双方を行うことができる。一方、電気系統の寸断や電磁比例弁の故障によって電磁比例弁の二次圧が設定圧よりも低く維持される不具合発生時には、共通ピストンの信号圧として、ネガティブコントロール圧にポンプの吐出圧を重畳させることができる。これにより、不具合発生時には、流量制御を行いつつ、ポンプの吐出圧と吐出流量の関係が、操作装置の操作量ごとに予め定めた馬力制御特性線を越えたときにポンプの吐出流量を制限することができる。従って、過負荷によるエンジンの停止を確実に防止することができる。 The regulator is connected to the first operating chamber for applying the signal pressure to the common piston, which is connected to the high pressure selection valve by a signal pressure line, and to the common piston, which is connected to the center bypass line by a fail-safe line. The hydraulic drive system including a second operating chamber on which the discharge pressure of the pump acts is a switching valve provided in the fail-safe line, and the secondary pressure output from the electromagnetic proportional valve is a set pressure. When it is lower than, the fail-safe line is opened to guide the discharge pressure of the pump to the second operating chamber, and when the secondary pressure output from the electromagnetic proportional valve is higher than the set pressure, the fail-safe A switching valve that blocks the line and communicates the second operating chamber with the tank may be further provided. According to this configuration, when the electromagnetic proportional valve operates normally, the fail-safe line is blocked and the second operating chamber communicates with the tank, so that both flow rate control and horsepower control can be performed as described above. it can. On the other hand, when a problem occurs in which the secondary pressure of the electromagnetic proportional valve is maintained lower than the set pressure due to a disruption of the electrical system or a failure of the electromagnetic proportional valve, the discharge pressure of the pump is superimposed on the negative control pressure as the signal pressure of the common piston. Can be made to. As a result, when a problem occurs, the discharge flow rate of the pump is limited when the relationship between the discharge pressure of the pump and the discharge flow rate exceeds the horsepower control characteristic line predetermined for each operation amount of the operating device while controlling the flow rate. be able to. Therefore, it is possible to reliably prevent the engine from stopping due to overload.

あるいは、前記レギュレータは、信号圧ラインにより前記高圧選択弁と接続された、前記共通ピストンに前記信号圧を作用させる作動室を含み、前記信号圧ラインには、前記高圧選択弁から前記作動室に向かう流れは許容するがその逆の流れは禁止する逆止弁が設けられており、上記の油圧駆動システムは、前記少なくとも１つの制御弁の最上流側で前記センターバイパスラインから分岐してタンクにつながる、一対の絞りが設けられたフェールセーフラインと、前記一対の絞りの上流側で前記フェールセーフラインに設けられた切換弁であって、前記電磁比例弁から出力される二次圧が設定圧よりも低いときに前記フェールセーフラインを開放し、前記電磁比例弁から出力される二次圧が前記設定圧よりも高いときに前記フェールセーフラインをブロックする切換弁と、前記信号圧ラインにおける前記作動室と前記逆止弁との間の部分と前記フェールセーフラインにおける前記一対の絞りの間の部分とを接続する、前記フェールセーフラインから前記信号圧ラインに向かう流れは許容するがその逆の流れは禁止する逆止弁が設けられた中継ラインと、をさらに備えてもよい。この構成によれば、電磁比例弁が正常に作動する正常時には、フェールセーフラインがブロックされるため、上述したように流量制御と馬力制御の双方を行うことができる。一方、電気系統の寸断や電磁比例弁の故障によって電磁比例弁の二次圧が設定圧よりも低く維持される不具合発生時には、共通ピストンの信号圧が、ネガティブコントロール圧とフェールセーフラインにおける一対の絞りの間の圧力の高い方となる。これにより、不具合発生時には、流量制御を行いつつ、ポンプの吐出圧と吐出流量の関係が、予め定めた馬力制御特性線を越えたときにポンプの吐出流量を制限することができる。従って、過負荷によるエンジンの停止を確実に防止することができる。 Alternatively, the regulator includes an operating chamber in which the signal pressure is applied to the common piston, which is connected to the high pressure selection valve by a signal pressure line, and the signal pressure line includes the high pressure selection valve to the operating chamber. A check valve is provided that allows forward flow but prohibits reverse flow, and the hydraulic drive system branches off the center bypass line to the tank on the most upstream side of at least one control valve. A fail-safe line provided with a pair of throttles and a switching valve provided on the fail-safe line on the upstream side of the pair of throttles, and the secondary pressure output from the electromagnetic proportional valve is the set pressure. A switching valve that opens the fail-safe line when it is lower than the value and blocks the fail-safe line when the secondary pressure output from the electromagnetic proportional valve is higher than the set pressure, and the signal pressure line. A flow from the fail-safe line to the signal pressure line connecting the portion between the working chamber and the check valve and the portion between the pair of throttles in the fail-safe line is allowed, but vice versa. A relay line provided with a check valve that prohibits flow may be further provided. According to this configuration, when the electromagnetic proportional valve operates normally, the fail-safe line is blocked, so that both flow rate control and horsepower control can be performed as described above. On the other hand, when a problem occurs in which the secondary pressure of the electromagnetic proportional valve is maintained lower than the set pressure due to a disruption of the electrical system or a failure of the electromagnetic proportional valve, the signal pressure of the common piston becomes a pair of negative control pressure and fail-safe line. The higher the pressure between the throttles. As a result, when a problem occurs, the discharge flow rate of the pump can be limited when the relationship between the discharge pressure of the pump and the discharge flow rate exceeds a predetermined horsepower control characteristic line while controlling the flow rate. Therefore, it is possible to reliably prevent the engine from stopping due to overload.

本発明によれば、レギュレータの構造を簡素化しつつ、流量制御と馬力制御の双方を行うことができる。 According to the present invention, both flow rate control and horsepower control can be performed while simplifying the structure of the regulator.

本発明の第１実施形態に係る油圧駆動システムの概略構成図である。It is a schematic block diagram of the hydraulic drive system which concerns on 1st Embodiment of this invention. 共通ピストンへの信号圧がネガティブコントロール圧であるときのネガティブコントロール圧とポンプ吐出流量との関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between the negative control pressure and a pump discharge flow rate when the signal pressure to a common piston is a negative control pressure. （ａ）は馬力制御特性線を示すグラフ、（ｂ）は共通ピストンへの信号圧が電磁比例弁の二次圧であるときの電磁比例弁への指令電流とポンプ吐出流量との関係を示すグラフである。(A) is a graph showing the horsepower control characteristic line, and (b) shows the relationship between the command current to the electromagnetic proportional valve and the pump discharge flow rate when the signal pressure to the common piston is the secondary pressure of the electromagnetic proportional valve. It is a graph. 本発明の第２実施形態に係る油圧駆動システムの概略構成図である。It is a schematic block diagram of the hydraulic drive system which concerns on 2nd Embodiment of this invention. 本発明の第３実施形態に係る油圧駆動システムの概略構成図である。It is a schematic block diagram of the hydraulic drive system which concerns on 3rd Embodiment of this invention.

（第１実施形態）
図１に、本発明の第１実施形態に係る油圧駆動システム１Ａを示す。この油圧駆動システム１Ａは、例えば、油圧ショベルや油圧クレーンのような建設機械または産業機械などに搭載される。なお、建設機械は、自走式であってもよいし、浚渫船のような船に搭載されてもよいし、固定式のローダーまたはアンローダーとして港湾に設置されてもよい。 (First Embodiment)
FIG. 1 shows a hydraulic drive system 1A according to a first embodiment of the present invention. The hydraulic drive system 1A is mounted on, for example, a construction machine such as a hydraulic excavator or a hydraulic crane, or an industrial machine. The construction machine may be self-propelled, may be mounted on a ship such as a dredger, or may be installed in a port as a fixed loader or unloader.

具体的に、油圧駆動システム１Ａは、傾転角に応じた流量の作動油を吐出する可変容量型の主ポンプ１２と、主ポンプ１２の傾転角を調整するレギュレータ２を含む。主ポンプ１２は、エンジン１１により駆動される。また、エンジン１１は、副ポンプ１３も駆動する。ただし、主ポンプ１２および副ポンプ１３は、電動機によって駆動されてもよい。 Specifically, the hydraulic drive system 1A includes a variable displacement main pump 12 that discharges hydraulic oil at a flow rate according to the tilt angle, and a regulator 2 that adjusts the tilt angle of the main pump 12. The main pump 12 is driven by the engine 11. The engine 11 also drives the auxiliary pump 13. However, the main pump 12 and the sub pump 13 may be driven by an electric motor.

主ポンプ１２からは、タンクまでセンターバイパスライン１４が延びており、このセンターバイパスライン１４上に少なくとも１つの制御弁３１が配置されている。また、センターバイパスライン１４には、少なくとも１つの制御弁３１の最下流側に絞り１５が設けられている。さらに、センターバイパスライン１４には、絞り１５をバイパスするように絞りバイパスラインが接続されており、この絞りバイパスラインにリリーフ弁１６が設けられている。 A center bypass line 14 extends from the main pump 12 to the tank, and at least one control valve 31 is arranged on the center bypass line 14. Further, the center bypass line 14 is provided with a throttle 15 on the most downstream side of at least one control valve 31. Further, a throttle bypass line is connected to the center bypass line 14 so as to bypass the throttle 15, and a relief valve 16 is provided in the throttle bypass line.

制御弁３１は、油圧アクチュエータ３２に対する作動油の供給および排出を制御する。油圧アクチュエータ３２は、油圧シリンダであってもよいし、油圧モータであってもよい。油圧アクチュエータ３２および制御弁３１のセットの数は、１つであってもよいし複数であってもよい。 The control valve 31 controls the supply and discharge of hydraulic oil to the hydraulic actuator 32. The hydraulic actuator 32 may be a hydraulic cylinder or a hydraulic motor. The number of sets of the hydraulic actuator 32 and the control valve 31 may be one or a plurality.

例えば、油圧駆動システム１Ａが自走式の油圧ショベルに搭載される場合には、ブームシリンダ、アームシリンダ、バケットシリンダ、旋回モータおよび走行モータが、油圧アクチュエータ３２である。この場合、主ポンプ１２が２台設けられてもよい。 For example, when the hydraulic drive system 1A is mounted on a self-propelled hydraulic excavator, the boom cylinder, arm cylinder, bucket cylinder, swivel motor and traveling motor are hydraulic actuators 32. In this case, two main pumps 12 may be provided.

制御弁３１は、操作レバーを含む操作装置３３により操作される。本実施形態では、操作装置３３が、操作レバーの傾倒角に応じたパイロット圧を出力するパイロット操作弁であり、一対のパイロットラインにより制御弁３１のパイロットポートと接続されている。ただし、操作装置３３が操作レバーの傾倒角に応じた電気信号を出力する電気ジョイスティックであり、制御弁３１のパイロットポートに一対の電磁比例弁が接続されてもよい。 The control valve 31 is operated by an operating device 33 including an operating lever. In the present embodiment, the operating device 33 is a pilot operating valve that outputs a pilot pressure according to the tilt angle of the operating lever, and is connected to the pilot port of the control valve 31 by a pair of pilot lines. However, the operating device 33 is an electric joystick that outputs an electric signal according to the tilt angle of the operating lever, and a pair of electromagnetic proportional valves may be connected to the pilot port of the control valve 31.

本実施形態では、主ポンプ１２が、斜板１２ａの角度により傾転角が規定される斜板ポンプである。ただし、主ポンプ１２は、駆動軸とシリンダブロックのなす角により傾転角が規定される斜軸ポンプであってもよい。 In the present embodiment, the main pump 12 is a swash plate pump whose tilt angle is defined by the angle of the swash plate 12a. However, the main pump 12 may be an oblique shaft pump whose tilt angle is defined by the angle formed by the drive shaft and the cylinder block.

レギュレータ２は、主ポンプ１２の傾転角を変更するサーボピストン２１と、サーボピストン２１を駆動するための調整弁２３を含む。レギュレータ２には、主ポンプ１２の吐出圧Ｐｄが導入される第１受圧室２ａと、制御圧Ｐｃが導入される第２受圧室２ｂが形成されている。サーボピストン２１は、第１端部と、第１端部よりも大径の第２端部を有している。第１端部は第１受圧室２ａに露出しており、第２端部は第２受圧室２ｂに露出している。 The regulator 2 includes a servo piston 21 that changes the tilt angle of the main pump 12 and a regulating valve 23 for driving the servo piston 21. The regulator 2 is formed with a first pressure receiving chamber 2a into which the discharge pressure Pd of the main pump 12 is introduced and a second pressure receiving chamber 2b into which the control pressure Pc is introduced. The servo piston 21 has a first end portion and a second end portion having a diameter larger than that of the first end portion. The first end portion is exposed to the first pressure receiving chamber 2a, and the second end portion is exposed to the second pressure receiving chamber 2b.

調整弁２３は、第２受圧室２ｂに導入される制御圧Ｐｃを調整するためのものである。具体的に、調整弁２３は、制御圧Ｐｃを上昇させる流量低減方向（図１では左向き）および制御圧Ｐｃを低下させる流量増加方向（図１では右向き）に移動するスプール２４と、スプール２４を収容するスリーブ２５を含む。 The regulating valve 23 is for adjusting the control pressure Pc introduced into the second pressure receiving chamber 2b. Specifically, the adjusting valve 23 provides a spool 24 and a spool 24 that move in a flow rate reducing direction (to the left in FIG. 1) for increasing the control pressure Pc and a flow rate increasing direction (to the right in FIG. 1) for decreasing the control pressure Pc. Includes a sleeve 25 to accommodate.

サーボピストン２１は、当該サーボピストン２１の軸方向に移動可能となるように主ポンプ１２の斜板１２ａと連結されている。スリーブ２５は、サーボピストン２１の軸方向に移動可能となるようにフィードバックレバー２２によりサーボピストン２１と連結されている。スリーブ２５には、ポンプポート、タンクポートおよび出力ポート（出力ポートは第２受圧室２ｂと連通する）が形成されており、スリーブ２５とスプール２４との相対位置によって、出力ポートがポンプポートおよびタンクポートから遮断されるかポンプポートおよびタンクポートのどちらかと連通される。そして、スプール２４が後述する共通ピストン２６によって流量低減方向または流量増加方向に移動されると、サーボピストン２１の両側から作用する力（圧力×サーボピストン受圧面積）が釣り合うようにスプール２４とスリーブ２５との相対位置が定まり、制御圧Ｐｃが調整される。 The servo piston 21 is connected to the swash plate 12a of the main pump 12 so as to be movable in the axial direction of the servo piston 21. The sleeve 25 is connected to the servo piston 21 by a feedback lever 22 so as to be movable in the axial direction of the servo piston 21. The sleeve 25 is formed with a pump port, a tank port, and an output port (the output port communicates with the second pressure receiving chamber 2b), and the output port is a pump port and a tank depending on the relative position between the sleeve 25 and the spool 24. It is either shut off from the port or communicated with either the pump port or the tank port. Then, when the spool 24 is moved in the flow rate decreasing direction or the flow rate increasing direction by the common piston 26 described later, the spool 24 and the sleeve 25 are balanced so that the forces acting from both sides of the servo piston 21 (pressure × servo piston pressure receiving area) are balanced. The relative position with and is determined, and the control pressure Pc is adjusted.

また、レギュレータ２は、スプール２４を駆動するための共通ピストン２６と、スプール２４を挟んで共通ピストン２６と反対側に配置されたスプリング２７を含む。共通ピストン２６は、流量制御と馬力制御の双方に使用される。スプール２４は、共通ピストン２６に押圧されて流量低減方向に移動し、スプリング２７の付勢力によって流量増加方向に移動する。 Further, the regulator 2 includes a common piston 26 for driving the spool 24 and a spring 27 arranged on the opposite side of the spool 24 from the common piston 26. The common piston 26 is used for both flow control and horsepower control. The spool 24 is pressed by the common piston 26 and moves in the flow rate decreasing direction, and is moved in the flow rate increasing direction by the urging force of the spring 27.

さらに、レギュレータ２には、共通ピストン２６に信号圧Ｐｐを作用させる作動室２ｃが形成されている。つまり、共通ピストン２６は、信号圧Ｐｐが高くなるほどスプール２４を流量低減方向に移動させる。 Further, the regulator 2 is formed with an operating chamber 2c that causes a signal pressure Pp to act on the common piston 26. That is, the common piston 26 moves the spool 24 in the flow rate reduction direction as the signal pressure Pp increases.

作動室２ｃは、信号圧ライン４２により高圧選択弁４１と接続されている。本実施形態では、高圧選択弁４１がレギュレータ２の外に配置されているが、高圧選択弁４１はレギュレータ２に組み込まれてもよい。この場合、後述する電磁比例弁５１もレギュレータ２に組み込まれてもよい。あるいは、高圧選択弁４１がレギュレータ２に組み込まれずに、電磁比例弁５１のみがレギュレータ２に組み込まれてもよい。 The operating chamber 2c is connected to the high pressure selection valve 41 by a signal pressure line 42. In the present embodiment, the high pressure selection valve 41 is arranged outside the regulator 2, but the high pressure selection valve 41 may be incorporated in the regulator 2. In this case, the electromagnetic proportional valve 51 described later may also be incorporated in the regulator 2. Alternatively, the high-pressure selection valve 41 may not be incorporated in the regulator 2, and only the electromagnetic proportional valve 51 may be incorporated in the regulator 2.

高圧選択弁４１は、流量制御ライン４３により、センターバイパスライン１４における少なくとも１つの制御弁３１のうちの最も下流側に位置する制御弁３１と絞り１５の間の部分と接続されているとともに、馬力制御ライン４４により電磁比例弁５１と接続されている。電磁比例弁５１は、一次圧ライン５２により上述した副ポンプ１３と接続されている。一次圧ライン５２からは逃しラインが分岐してタンクにつながっており、この逃しラインにリリーフ弁５３が設けられている。 The high-pressure selection valve 41 is connected by a flow rate control line 43 to a portion between the control valve 31 and the throttle 15 located on the most downstream side of at least one control valve 31 in the center bypass line 14, and has horsepower. It is connected to the electromagnetic proportional valve 51 by a control line 44. The electromagnetic proportional valve 51 is connected to the auxiliary pump 13 described above by a primary pressure line 52. A relief line branches off from the primary pressure line 52 and is connected to the tank, and a relief valve 53 is provided in this relief line.

電磁比例弁５１は、制御装置６により制御される。つまり、電磁比例弁５１へは制御装置６から指令電流Ｉが送給され、電磁比例弁５１は、指令電流Ｉに応じた二次圧Ｐｓを出力する。電磁比例弁５１は、指令電流Ｉが増加すると二次圧Ｐｓが増加する正比例型（ノーマルクローズ型）である。 The electromagnetic proportional valve 51 is controlled by the control device 6. That is, the command current I is supplied from the control device 6 to the electromagnetic proportional valve 51, and the electromagnetic proportional valve 51 outputs the secondary pressure Ps corresponding to the command current I. The electromagnetic proportional valve 51 is a direct proportional type (normally closed type) in which the secondary pressure Ps increases as the command current I increases.

高圧選択弁４１は、電磁比例弁５１から出力される二次圧Ｐｓと、センターバイパスライン１４における少なくとも１つの制御弁３１のうちの最も下流側に位置する制御弁３１と絞り１５の間の圧力（少なくとも１つの制御弁３１の最下流側の圧力）であるネガティブコントロール圧Ｐｎのうちの高い方を選択する。高圧選択弁４１により選択された圧力（ＰｓまたはＰｎ）は、信号圧ライン４２を通じて信号圧Ｐｐとして共通ピストン２６へ供給される。 The high-pressure selection valve 41 is a pressure between the secondary pressure Ps output from the electromagnetic proportional valve 51 and the pressure between the control valve 31 and the throttle 15 located on the most downstream side of at least one control valve 31 in the center bypass line 14. (The pressure on the most downstream side of at least one control valve 31), whichever is higher of the negative control pressure Pn, is selected. The pressure (Ps or Pn) selected by the high pressure selection valve 41 is supplied to the common piston 26 as a signal pressure Pp through the signal pressure line 42.

信号圧Ｐｐがネガティブコントロール圧Ｐｎであるときは、主ポンプ１２の吐出流量Ｑは、図２に示すように、ネガティブコントロール圧Ｐｎが大きくなるほど低下する。一方、信号圧Ｐｐが電磁比例弁５１の二次圧であるときは、上述したように電磁比例弁５１が正比例型であるため、主ポンプ１２の吐出流量Ｑは、図３（ｂ）に示すように、指令電流Ｉが大きくなるほど低下する。つまり、指令電流Ｉが第２指令電流Ｉ２以上のときに吐出流量Ｑが最小となり、指令電流Ｉが第１指令電流Ｉ１以下のときに吐出流量Ｑが最大となる。 When the signal pressure Pp is the negative control pressure Pn, the discharge flow rate Q of the main pump 12 decreases as the negative control pressure Pn increases, as shown in FIG. On the other hand, when the signal pressure Pp is the secondary pressure of the electromagnetic proportional valve 51, the discharge flow rate Q of the main pump 12 is shown in FIG. 3B because the electromagnetic proportional valve 51 is of the direct proportional type as described above. As described above, the larger the command current I is, the lower the value is. That is, the discharge flow rate Q becomes the minimum when the command current I is the second command current I2 or more, and the discharge flow rate Q becomes the maximum when the command current I is the first command current I1 or less.

さらに、センターバイパスライン１４には、主ポンプ１２の吐出圧Ｐｄを検出する圧力センサ６１が設けられている。圧力センサ６１は、制御装置６と電気的に接続されている。ただし、図１では、図面の簡略化のために一部の信号線のみを描いている。 Further, the center bypass line 14 is provided with a pressure sensor 61 that detects the discharge pressure Pd of the main pump 12. The pressure sensor 61 is electrically connected to the control device 6. However, in FIG. 1, only some signal lines are drawn for the sake of simplification of the drawing.

例えば、制御装置６は、ＲＯＭやＲＡＭなどのメモリとＣＰＵを有し、ＲＯＭに格納されたプラグラムがＣＰＵにより実行される。制御装置６には、図３（ａ）に示すような馬力制御特性線が予め格納されている。馬力制御特性線は、主ポンプ１２の吐出圧Ｐｄと吐出流量Ｑとの関係線である。馬力制御特性線は、エンジン１１の出力に基づいて決定されるか、あるいは燃費向上のためにエンジン１１の出力より低くなるように設定される。制御装置６は、図３（ａ）および（ｂ）に示すように、圧力センサ６１で検出される主ポンプ１２の吐出圧Ｐｄｘに応じて、馬力制御特性線により定まる吐出流量Ｑｘの作動油を主ポンプ１２が吐出するように指令電流Ｉｘを電磁比例弁５１へ送給する。 For example, the control device 6 has a memory such as a ROM or RAM and a CPU, and the program stored in the ROM is executed by the CPU. The metric horsepower control characteristic line as shown in FIG. 3A is stored in the control device 6 in advance. The horsepower control characteristic line is a relationship line between the discharge pressure Pd of the main pump 12 and the discharge flow rate Q. The horsepower control characteristic line is determined based on the output of the engine 11, or is set to be lower than the output of the engine 11 in order to improve fuel efficiency. As shown in FIGS. 3A and 3B, the control device 6 applies hydraulic oil having a discharge flow rate Qx determined by a horsepower control characteristic line according to the discharge pressure Pdx of the main pump 12 detected by the pressure sensor 61. The command current Ix is supplied to the electromagnetic proportional valve 51 so that the main pump 12 discharges.

以上説明したように、本実施形態の油圧駆動システム１Ａでは、ネガティブコントロール圧Ｐｎが電磁比例弁５１の出力する二次圧Ｐｓより高いときはネガティブコントロール圧Ｐｎが共通ピストン２６の信号圧Ｐｐとなることにより流量制御を行うことができ、電磁比例弁５１が出力する二次圧Ｐｓがネガティブコントロール圧Ｐｎより高いときは電磁比例弁５１が出力する二次圧Ｐｓが共通ピストン２６の信号圧Ｐｐとなることにより馬力制御を行うことができる。しかも、レギュレータ２はスプール２４の駆動手段として一つの共通ピストン２６を含むため、レギュレータ２の構造を簡素化することができる。さらには、制御装置６に複数の馬力制御特性線を格納し、状況に応じてそのうちの１つを選択するようにすれば、馬力制御を可変とすることができる。 As described above, in the hydraulic drive system 1A of the present embodiment, when the negative control pressure Pn is higher than the secondary pressure Ps output by the electromagnetic proportional valve 51, the negative control pressure Pn becomes the signal pressure Pp of the common piston 26. Therefore, the flow rate can be controlled, and when the secondary pressure Ps output by the electromagnetic proportional valve 51 is higher than the negative control pressure Pn, the secondary pressure Ps output by the electromagnetic proportional valve 51 is the signal pressure Pp of the common piston 26. The horsepower can be controlled by becoming. Moreover, since the regulator 2 includes one common piston 26 as a driving means for the spool 24, the structure of the regulator 2 can be simplified. Further, if a plurality of horsepower control characteristic lines are stored in the control device 6 and one of them is selected according to the situation, the horsepower control can be made variable.

（第２実施形態）
図４に、本発明の第２実施形態に係る油圧駆動システム１Ｂを示す。なお、本実施形態および後述する第３実施形態において、第１実施形態と同一構成要素には同一符号を付し、重複した説明は省略する。 (Second Embodiment)
FIG. 4 shows a hydraulic drive system 1B according to a second embodiment of the present invention. In this embodiment and the third embodiment described later, the same components as those in the first embodiment are designated by the same reference numerals, and duplicate description will be omitted.

本実施形態では、レギュレータ２に、共通ピストン２６用の作動室として、第１作動室２ｄと第２作動室２ｅが形成されている。第１作動室２ｄは、第１実施形態の作動室２ｃと同様に、信号圧ライン４２により高圧選択弁４１と接続されている。つまり、第１作動室２ｄは、共通ピストン２６に信号圧Ｐｐを作用させる作動室である。一方、第２作動室２ｅは、フェールセーフライン７１によりセンターバイパスライン１４と接続されている。第２作動室２ｅは、共通ピストン２６に主ポンプ１２の吐出圧Ｐｄを作用させる作動室である。つまり、フェールセーフライン７１は、少なくとも１つの制御弁３１の最上流側でセンターバイパスライン１４から分岐して第２作動室２ｅへつながっている。 In the present embodiment, the regulator 2 is formed with a first operating chamber 2d and a second operating chamber 2e as operating chambers for the common piston 26. The first operating chamber 2d is connected to the high pressure selection valve 41 by a signal pressure line 42, similarly to the operating chamber 2c of the first embodiment. That is, the first operating chamber 2d is an operating chamber in which the signal pressure Pp is applied to the common piston 26. On the other hand, the second operating chamber 2e is connected to the center bypass line 14 by a fail-safe line 71. The second operating chamber 2e is an operating chamber in which the discharge pressure Pd of the main pump 12 acts on the common piston 26. That is, the fail-safe line 71 branches from the center bypass line 14 on the most upstream side of at least one control valve 31 and is connected to the second operating chamber 2e.

フェールセーフライン７１には、切換弁７２が設けられている。切換弁７２は、タンクライン７４によりタンクと接続されている。 The fail-safe line 71 is provided with a switching valve 72. The switching valve 72 is connected to the tank by a tank line 74.

切換弁７２はパイロットポートを有し、このパイロットポートは、パイロットライン７３により馬力制御ライン４４と接続されている。切換弁７２は、電磁比例弁５１から出力される二次圧Ｐｓが設定圧Ｐｔよりも低いときにフェールセーフライン７１を開放して第２作動室２ｅへ主ポンプ１２の吐出圧Ｐｄを導き、二次圧Ｐｓが設定圧Ｐｔよりも高いときにフェールセーフライン７１をブロックするとともに第２作動室２ｅをタンクと連通させる。 The switching valve 72 has a pilot port, which is connected to the horsepower control line 44 by a pilot line 73. When the secondary pressure Ps output from the electromagnetic proportional valve 51 is lower than the set pressure Pt, the switching valve 72 opens the fail-safe line 71 to guide the discharge pressure Pd of the main pump 12 to the second operating chamber 2e. When the secondary pressure Ps is higher than the set pressure Pt, the fail-safe line 71 is blocked and the second operating chamber 2e is communicated with the tank.

設定圧Ｐｔは、電磁比例弁５１に主ポンプ１２の吐出流量Ｑを最大とする指令電流（図３（ｂ）中の０〜Ｉ１）のうち最大である第１指令電流Ｉ１が送給されたときに電磁比例弁５１から出力される二次圧Ｐｓ１よりも低い値に設定される。例えば、二次圧Ｐｓ１が１ＭＰａのとき、設定圧Ｐｔは０．３〜１．０ＭＰａである。 As the set pressure Pt, the first command current I1 which is the maximum of the command currents (0 to I1 in FIG. 3B) that maximizes the discharge flow rate Q of the main pump 12 is supplied to the electromagnetic proportional valve 51. Sometimes it is set to a value lower than the secondary pressure Ps1 output from the electromagnetic proportional valve 51. For example, when the secondary pressure Ps1 is 1 MPa, the set pressure Pt is 0.3 to 1.0 MPa.

本実施形態の油圧駆動システム１Ｂでは、電磁比例弁５１が正常に作動する正常時には、フェールセーフライン７１がブロックされて第２作動室２ｅがタンクと連通するため、第１実施形態と同様に流量制御と馬力制御の双方を行うことができる。一方、電気系統の寸断や電磁比例弁５１の故障によって電磁比例弁５１の二次圧Ｐｓが設定圧Ｐｔよりも低く維持される不具合発生時には、共通ピストン２６の信号圧Ｐｐとして、ネガティブコントロール圧Ｐｎに主ポンプ１２の吐出圧Ｐｄを重畳させることができる（Ｐｐ＝Ｐｎ＋Ｐｄ×Ａｄ／Ａｎ）。ここで、Ａｎは第１作動室２ｄにおける共通ピストン２６の受圧面積、Ａｄは第２作動室２ｅにおける共通ピストン２６の受圧面積である。これにより、不具合発生時には、流量制御を行いつつ、主ポンプ１２の吐出圧Ｐｄと吐出流量Ｑの関係が、操作装置３３の操作量ごとに予め定めた馬力制御特性線（吐出圧Ｐｄと吐出流量Ｑとの関係線）を越えたときに主ポンプ１２の吐出流量Ｑを制限することができる。従って、過負荷によるエンジン１１の停止を確実に防止することができる。 In the hydraulic drive system 1B of the present embodiment, when the electromagnetic proportional valve 51 operates normally, the fail-safe line 71 is blocked and the second operating chamber 2e communicates with the tank, so that the flow rate is the same as that of the first embodiment. Both control and horsepower control can be performed. On the other hand, when a problem occurs in which the secondary pressure Ps of the electromagnetic proportional valve 51 is maintained lower than the set pressure Pt due to a disruption of the electric system or a failure of the electromagnetic proportional valve 51, the negative control pressure Pn is used as the signal pressure Pp of the common piston 26. The discharge pressure Pd of the main pump 12 can be superimposed on the main pump 12 (Pp = Pn + Pd × Ad / An). Here, An is the pressure receiving area of the common piston 26 in the first operating chamber 2d, and Ad is the pressure receiving area of the common piston 26 in the second operating chamber 2e. As a result, when a problem occurs, the relationship between the discharge pressure Pd of the main pump 12 and the discharge flow rate Q is determined in advance for each operation amount of the operating device 33 while controlling the flow rate (discharge pressure Pd and discharge flow rate). The discharge flow rate Q of the main pump 12 can be limited when the line (relationship line with Q) is crossed. Therefore, it is possible to reliably prevent the engine 11 from stopping due to an overload.

（第３実施形態）
図５に、本発明の第３実施形態に係る油圧駆動システム１Ｃを示す。本実施形態では、レギュレータ２が、共通ピストン２６用の作動室として、第１実施形態と同様に１つの作動室２ｃを有する。 (Third Embodiment)
FIG. 5 shows a hydraulic drive system 1C according to a third embodiment of the present invention. In the present embodiment, the regulator 2 has one operating chamber 2c as the operating chamber for the common piston 26, as in the first embodiment.

さらに、本実施形態では、フェールセーフライン８１が、少なくとも１つの制御弁３１の最上流側でセンターバイパスライン１４から分岐し、タンクにつながっている。フェールセーフライン８１には、一対の絞り８２，８３が設けられている。さらに、フェールセーフライン７１には、一対の絞り８２，８３の上流側に、切換弁８４が設けられている。 Further, in the present embodiment, the fail-safe line 81 branches from the center bypass line 14 on the most upstream side of at least one control valve 31 and is connected to the tank. The fail-safe line 81 is provided with a pair of diaphragms 82 and 83. Further, the fail-safe line 71 is provided with a switching valve 84 on the upstream side of the pair of throttles 82 and 83.

切換弁８４はパイロットポートを有し、このパイロットポートは、パイロットライン８５により馬力制御ライン４４と接続されている。切換弁８４は、電磁比例弁５１から出力される二次圧Ｐｓが設定圧Ｐｔよりも低いときにフェールセーフライン８１を開放し、二次圧Ｐｓが設定圧Ｐｔよりも高い時にフェールセーフライン８１をブロックする。 The switching valve 84 has a pilot port, which is connected to the horsepower control line 44 by a pilot line 85. The switching valve 84 opens the fail-safe line 81 when the secondary pressure Ps output from the electromagnetic proportional valve 51 is lower than the set pressure Pt, and the fail-safe line 81 when the secondary pressure Ps is higher than the set pressure Pt. To block.

設定圧Ｐｔは、電磁比例弁５１に主ポンプ１２の吐出流量Ｑを最大とする指令電流のうち最大である第１指令電流Ｉ１が送給されたときに電磁比例弁５１から出力される二次圧Ｐｓ１よりも低い値に設定される。例えば、二次圧Ｐｓ１が１ＭＰａのとき、設定圧Ｐｔは０．３〜１．０ＭＰａである。 The set pressure Pt is a secondary output from the electromagnetic proportional valve 51 when the first command current I1 which is the maximum of the command currents that maximize the discharge flow rate Q of the main pump 12 is supplied to the electromagnetic proportional valve 51. It is set to a value lower than the pressure Ps1. For example, when the secondary pressure Ps1 is 1 MPa, the set pressure Pt is 0.3 to 1.0 MPa.

また、本実施形態では、信号圧ライン４２に逆止弁４５が設けられている。逆止弁４５は、高圧選択弁４１から作動室２ｃに向かう流れは許容するが、その逆の流れは禁止する。 Further, in the present embodiment, the check valve 45 is provided on the signal pressure line 42. The check valve 45 allows a flow from the high pressure selection valve 41 toward the operating chamber 2c, but prohibits the reverse flow.

フェールセーフライン８１における一対の絞り８２，８３の間の部分は、中継ライン８６により信号圧ライン４２における作動室２ｃと逆止弁４５との間の部分と接続されている。中継ライン７６には、逆止弁８７が設けられている。逆止弁８７は、フェールセーフライン８１から信号圧ライン４２に向かう流れは許容するが、その逆の流れは禁止する。 The portion of the fail-safe line 81 between the pair of throttles 82 and 83 is connected by the relay line 86 to the portion of the signal pressure line 42 between the working chamber 2c and the check valve 45. The relay line 76 is provided with a check valve 87. The check valve 87 allows a flow from the fail-safe line 81 to the signal pressure line 42, but prohibits the reverse flow.

本実施形態の油圧駆動システム１Ｃでは、電磁比例弁５１が正常に作動する正常時には、フェールセーフライン８１がブロックされるため、第１実施形態と同様に流量制御と馬力制御の双方を行うことができる。一方、電気系統の寸断や電磁比例弁５１の故障によって電磁比例弁５１の二次圧Ｐｓが設定圧Ｐｔよりも低く維持される不具合発生時には、共通ピストン２６の信号圧Ｐｐが、ネガティブコントロール圧Ｐｎとフェールセーフライン８１における一対の絞り８２，８３の間の圧力Ｐｍの高い方となる。これにより、不具合発生時には、流量制御を行いつつ、主ポンプ１２の吐出圧Ｐｄと吐出流量Ｑの関係が、予め定めた馬力制御特性線（吐出圧Ｐｄと吐出流量Ｑとの関係線）を越えたときに主ポンプ１２の吐出流量Ｑを制限することができる。従って、過負荷によるエンジン１１の停止を確実に防止することができる。 In the hydraulic drive system 1C of the present embodiment, the fail-safe line 81 is blocked when the electromagnetic proportional valve 51 operates normally, so that both flow rate control and horsepower control can be performed as in the first embodiment. it can. On the other hand, when a problem occurs in which the secondary pressure Ps of the electromagnetic proportional valve 51 is maintained lower than the set pressure Pt due to a disruption of the electric system or a failure of the electromagnetic proportional valve 51, the signal pressure Pp of the common piston 26 becomes the negative control pressure Pn. The pressure Pm between the pair of throttles 82 and 83 at the fail-safe line 81 and the fail-safe line 81 is higher. As a result, when a problem occurs, the relationship between the discharge pressure Pd and the discharge flow rate Q of the main pump 12 exceeds the predetermined horsepower control characteristic line (relationship line between the discharge pressure Pd and the discharge flow rate Q) while controlling the flow rate. At that time, the discharge flow rate Q of the main pump 12 can be limited. Therefore, it is possible to reliably prevent the engine 11 from stopping due to an overload.

すなわち、本実施形態では、上記不具合発生時に、流量制御の大きさに拘らず、換言すれば操作装置３３の操作レバーの傾倒角の大きさに拘らずに主ポンプ１２の吐出圧Ｐｄに対する吐出流量Ｑの関係だけにより馬力制御の上限を設定できるので、エンジン馬力をより有効に使用することができる。 That is, in the present embodiment, when the above-mentioned trouble occurs, the discharge flow rate with respect to the discharge pressure Pd of the main pump 12 regardless of the size of the flow rate control, in other words, regardless of the size of the tilt angle of the operation lever of the operation device 33. Since the upper limit of horsepower control can be set only by the relationship of Q, the engine horsepower can be used more effectively.

（その他の実施形態）
本発明は上述した第１〜第３実施形態に限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲で種々の変形が可能である。 (Other embodiments)
The present invention is not limited to the first to third embodiments described above, and various modifications can be made without departing from the gist of the present invention.

例えば、第２実施形態において、フェールセーフライン７１および切換弁７２の代わりに、第３実施形態と同様の一対の絞り８２，８３が設けられたフェールセーフライン８１および切換弁８４を採用し、フェールセーフライン８１における一対の絞り８２，８３の間の部分を中継ラインにより第２作動室２ｅと接続してもよい。この構成によれば、電磁比例弁５１の二次圧Ｐｓが設定圧Ｐｔよりも低く維持される不具合発生時に、フェールセーフライン７１における一対の絞り８２，８３の間の圧力Ｐｍが第２作動室２ｅへ導かれる。 For example, in the second embodiment, instead of the fail-safe line 71 and the switching valve 72, the fail-safe line 81 and the switching valve 84 provided with the same pair of throttles 82 and 83 as in the third embodiment are adopted and fail. The portion of the safe line 81 between the pair of diaphragms 82 and 83 may be connected to the second operating chamber 2e by a relay line. According to this configuration, when a problem occurs in which the secondary pressure Ps of the electromagnetic proportional valve 51 is maintained lower than the set pressure Pt, the pressure Pm between the pair of throttles 82 and 83 in the fail-safe line 71 becomes the second operating chamber. Guided to 2e.

１Ａ〜１Ｃ 油圧駆動システム
１２ 主ポンプ
１４ センターバイパスライン
２ レギュレータ
２１ サーボピストン
２４ スプール
２６ 共通ピストン
２ａ 第１受圧室
２ｂ 第２受圧室
２ｃ 作動室
２ｄ 第１作動室
２ｅ 第２作動室
３１ 制御弁
４１ 高圧選択弁
４２ 信号圧ライン
４５ 逆止弁
５１ 電磁比例弁
６ 制御装置
６１ 圧力センサ
７１ フェールセーフライン
７２ 切換弁
８１ フェールセーフライン
８２，８３ 絞り
８４ 切換弁
８６ 中継ライン
８７ 逆止弁
1A to 1C Hydraulic drive system 12 Main pump 14 Center bypass line 2 Regulator 21 Servo piston 24 Spool 26 Common piston 2a 1st pressure receiving chamber 2b 2nd pressure receiving chamber 2c Operating chamber 2d 1st operating chamber 2e 2nd operating chamber 31 Control valve 41 High-pressure selection valve 42 Signal pressure line 45 Check valve 51 Electromagnetic proportional valve 6 Control device 61 Pressure sensor 71 Fail-safe line 72 Switching valve 81 Fail-safe line 82, 83 Squeezing 84 Switching valve 86 Relay line 87 Check valve

Claims (3)

傾転角に応じた流量の作動油を吐出する可変容量型のポンプと、
前記ポンプからタンクまで延びるセンターバイパスライン上に配置された、アクチュエータに対する作動油の供給および排出を制御する少なくとも１つの制御弁と、
前記少なくとも１つの制御弁を操作するための、操作レバーを含む操作装置と、
前記ポンプの傾転角を調整するレギュレータであって、前記ポンプの吐出圧が導入される第１受圧室に露出する第１端部および第２受圧室に露出する前記第１端部よりも大径の第２端部を有するサーボピストン、前記第２受圧室に導入される制御圧を上昇させる流量低減方向および前記制御圧を低下させる流量増加方向に移動するスプール、および信号圧が高くなるほど前記スプールを前記流量低減方向に移動させる共通ピストン、を含むレギュレータと、
指令電流に応じた二次圧を出力する電磁比例弁であって、指令電流が増加すると二次圧が増加する正比例型の電磁比例弁と、
前記センターバイパスラインにおける前記少なくとも１つの制御弁の最下流側の圧力であるネガティブコントロール圧と前記電磁比例弁から出力される二次圧のうちの高い方を選択して前記信号圧として前記共通ピストンへ供給する高圧選択弁と、
前記ポンプの吐出圧を検出する圧力センサと、
前記ポンプの吐出圧と吐出流量との関係線である馬力制御特性線が予め格納され、前記圧力センサで検出される前記ポンプの吐出圧に応じて、前記馬力制御特性線により定まる吐出流量の作動油を前記ポンプが吐出するように指令電流を前記電磁比例弁へ送給する制御装置と、
を備える、油圧駆動システム。 A variable displacement pump that discharges hydraulic oil with a flow rate according to the tilt angle,
At least one control valve located on the center bypass line extending from the pump to the tank to control the supply and discharge of hydraulic oil to the actuator.
An operating device including an operating lever for operating the at least one control valve,
A regulator that adjusts the tilt angle of the pump, which is larger than the first end exposed to the first pressure receiving chamber into which the discharge pressure of the pump is introduced and the first end exposed to the second pressure receiving chamber. The servo piston having the second end of the diameter, the spool moving in the flow rate decreasing direction for increasing the control pressure introduced into the second pressure receiving chamber and the flow rate increasing direction for decreasing the control pressure, and the higher the signal pressure, the more the said. A regulator that includes a common piston that moves the spool in the flow rate reduction direction,
An electromagnetic proportional valve that outputs a secondary pressure according to the command current, and a direct proportional type electromagnetic proportional valve that increases the secondary pressure as the command current increases.
The higher of the negative control pressure, which is the pressure on the most downstream side of the at least one control valve in the center bypass line, and the secondary pressure output from the electromagnetic proportional valve is selected and used as the signal pressure of the common piston. High-pressure selection valve to supply to
A pressure sensor that detects the discharge pressure of the pump and
The horsepower control characteristic line, which is the relationship line between the discharge pressure of the pump and the discharge flow rate, is stored in advance, and the operation of the discharge flow rate determined by the horsepower control characteristic line according to the discharge pressure of the pump detected by the pressure sensor. A control device that sends a command current to the electromagnetic proportional valve so that the pump discharges oil, and
A hydraulic drive system. 前記レギュレータは、信号圧ラインにより前記高圧選択弁と接続された、前記共通ピストンに前記信号圧を作用させる第１作動室と、フェールセーフラインにより前記センターバイパスラインと接続された、前記共通ピストンに前記ポンプの吐出圧を作用させる第２作動室を含み、
前記フェールセーフラインに設けられた切換弁であって、前記電磁比例弁から出力される二次圧が設定圧よりも低いときに前記フェールセーフラインを開放して前記第２作動室へ前記ポンプの吐出圧を導き、前記電磁比例弁から出力される二次圧が前記設定圧よりも高いときに前記フェールセーフラインをブロックするとともに前記第２作動室をタンクと連通させる切換弁をさらに備える、請求項１に記載の油圧駆動システム。 The regulator is connected to the first operating chamber for applying the signal pressure to the common piston connected to the high pressure selection valve by a signal pressure line, and to the common piston connected to the center bypass line by a fail-safe line. Includes a second working chamber on which the discharge pressure of the pump acts.
A switching valve provided in the fail-safe line, and when the secondary pressure output from the electromagnetic proportional valve is lower than the set pressure, the fail-safe line is opened and the pump is sent to the second operating chamber. A claim that guides the discharge pressure and further includes a switching valve that blocks the fail-safe line when the secondary pressure output from the electromagnetic proportional valve is higher than the set pressure and communicates the second operating chamber with the tank. Item 1. The hydraulic drive system according to item 1. 前記レギュレータは、信号圧ラインにより前記高圧選択弁と接続された、前記共通ピストンに前記信号圧を作用させる作動室を含み、
前記信号圧ラインには、前記高圧選択弁から前記作動室に向かう流れは許容するがその逆の流れは禁止する逆止弁が設けられており、
前記少なくとも１つの制御弁の最上流側で前記センターバイパスラインから分岐してタンクにつながる、一対の絞りが設けられたフェールセーフラインと、
前記一対の絞りの上流側で前記フェールセーフラインに設けられた切換弁であって、前記電磁比例弁から出力される二次圧が設定圧よりも低いときに前記フェールセーフラインを開放し、前記電磁比例弁から出力される二次圧が前記設定圧よりも高いときに前記フェールセーフラインをブロックする切換弁と、
前記信号圧ラインにおける前記作動室と前記逆止弁との間の部分と前記フェールセーフラインにおける前記一対の絞りの間の部分とを接続する、前記フェールセーフラインから前記信号圧ラインに向かう流れは許容するがその逆の流れは禁止する逆止弁が設けられた中継ラインと、をさらに備える、請求項１に記載の油圧駆動システム。
The regulator comprises an operating chamber that acts the signal pressure on the common piston, which is connected to the high pressure selection valve by a signal pressure line.
The signal pressure line is provided with a check valve that allows the flow from the high pressure selection valve to the operating chamber but prohibits the reverse flow.
A fail-safe line with a pair of throttles that branches off from the center bypass line and connects to the tank on the most upstream side of the at least one control valve.
A switching valve provided on the fail-safe line on the upstream side of the pair of throttles, and the fail-safe line is opened when the secondary pressure output from the electromagnetic proportional valve is lower than the set pressure. A switching valve that blocks the fail-safe line when the secondary pressure output from the electromagnetic proportional valve is higher than the set pressure.
The flow from the fail-safe line to the signal pressure line connecting the portion between the working chamber and the check valve in the signal pressure line and the portion between the pair of throttles in the fail-safe line The hydraulic drive system according to claim 1, further comprising a relay line provided with a check valve that allows but prohibits the reverse flow.
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