JPH03255202A - Hydraulic drive control device - Google Patents

Abstract

PURPOSE:To obtain the device in a simple mechanism equipped with the functions of pressure compensation and saturation avoidance, by constituting a direction changeover valve out of a flow rate check valve, including a proportional poppet valves as meter-in and meter-out elements, and valve bodies, and by introducing maximum load pressure and pump delivery pressure into a pump regulator. CONSTITUTION:Maximum load pressure, taken out from a load pressure detecting circuits 28, 29 through a shuttle valve, is introduced into a tumbling control device 19 toward direction changeover valves 23, 24 together with pump delivery pressure. The direction changeover valves 23, 24 have a flow rate control valve, including poppet valves 47, 48, 49, 50 as meter-in/out elements, and valve bodies 51, 52 while meter-in elements 47, 48 are connected to meter- out elements 49, 50 through a main circuit 20, the valve bodies 51, 52 and overload check valves V1, V2. The whole mechanism is so simplified as to make the meter-in/out elements 47, 48, 49, 50 common and to control each side separately, and to make possible pressure compensation and saturation avoidance.

Description

【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本発明は油圧駆動制御装置に係り、特に油圧ショベルな
どの複数のアクチュエータを備えた土木・建設機械に用
いられる油圧駆動制御装置に関する。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION [Field of Industrial Application] The present invention relates to a hydraulic drive control device, and more particularly to a hydraulic drive control device used in a civil engineering/construction machine equipped with a plurality of actuators, such as a hydraulic excavator.

〔従来の技術〕[Conventional technology]

第９図は従来の油圧駆動制御装置の構成を示す回路図で
あり、原動８！２で駆動される可変容量ポンプ１に、パ
イロット用の補助ポンプ３と傾転制御装置４とが接続さ
れている。FIG. 9 is a circuit diagram showing the configuration of a conventional hydraulic drive control device, in which a pilot auxiliary pump 3 and a tilting control device 4 are connected to a variable displacement pump 1 driven by a prime mover 8!2. There is.

可変容量ポンプｌの吐出口に主回路５が接続され、この
主回路５は分岐され、それぞれの分岐路の端部にアクチ
ュエータ６．７が接続されている。A main circuit 5 is connected to the discharge port of the variable displacement pump l, this main circuit 5 is branched, and an actuator 6.7 is connected to the end of each branch path.

可変容量ポンプ１と各アクチュエータ６．７間は流量制
御弁８．９がそれぞれ接続され、流量制御弁８．９の可
変容量ポンプ１側には圧力補償弁１０．１１がそれぞれ
接続されている。これらの圧力補償弁１０．１１は流量
制御弁８．９の出入口差圧により作動するようになって
いる。A flow control valve 8.9 is connected between the variable displacement pump 1 and each actuator 6.7, and a pressure compensation valve 10.11 is connected to the variable displacement pump 1 side of the flow control valve 8.9. These pressure compensating valves 10.11 are operated by the differential pressure between the inlet and outlet of the flow control valve 8.9.

流量制御弁８．９にはパイロット操作弁１２．１３がそ
れぞれ接続され、流量制御弁８．９は油圧アクチュエー
タ６．７に供給される圧油の流れを、パイロット操作弁
１２．１３の指令に応じて調整するようになっている。Each of the flow control valves 8.9 is connected to a pilot operated valve 12.13, and the flow control valve 8.9 controls the flow of pressure oil supplied to the hydraulic actuator 6.7 according to the command of the pilot operated valve 12.13. It will be adjusted accordingly.

アクチュエータ６．７の負荷圧を検出する負荷圧検出回
路１４．１５が設けられ、負荷圧検出回路１４．１５に
は、その高圧側の圧力を取り出すシャトル弁１６が接続
されている。シャトル弁１６には、最高負荷圧検出回路
１７が接続され、この最高負荷圧検出回路１７によって
、最高負荷圧が傾転制御装置４に導かれている。A load pressure detection circuit 14.15 is provided to detect the load pressure of the actuator 6.7, and a shuttle valve 16 is connected to the load pressure detection circuit 14.15 to take out the pressure on the high pressure side. A maximum load pressure detection circuit 17 is connected to the shuttle valve 16 , and the maximum load pressure is guided to the tilting control device 4 by this maximum load pressure detection circuit 17 .

また、圧力補償弁１０．１１には、最高負荷圧検出回路
１７からの最高負荷圧と、主回路５の吐出圧力とが導か
れている。圧力補償弁１０．１１は、流量制御弁８．９
の入口圧力及び出口圧力を、対向するパイロット室にそ
れぞれ導いていて、油圧アクチュエータ６．７の負荷圧
力の変動に対して流量制御弁８．９の出入口差圧を一定
に保持し、これにより互いに他のアクチュエータの負荷
変動にかかわらず自己の流■が変動しないように補償す
る機能を有している。Further, the maximum load pressure from the maximum load pressure detection circuit 17 and the discharge pressure of the main circuit 5 are guided to the pressure compensation valve 10.11. The pressure compensation valve 10.11 is a flow control valve 8.9.
The inlet and outlet pressures of the flow control valve 8.9 are guided to the opposing pilot chambers, and the differential pressure at the outlet and outlet of the flow control valve 8.9 is kept constant against fluctuations in the load pressure of the hydraulic actuator 6.7. It has a function to compensate so that its own flow does not fluctuate regardless of load fluctuations of other actuators.

この場合、出入口差圧の値は、圧力補償弁１０．１１に
導かれているポンプ吐出圧力ＰＳと最高負荷圧力ＰＬｍ
ａｘの差圧Ｐｓ　−ＰＬｍａｘによって決定される。In this case, the value of the inlet and outlet differential pressure is the pump discharge pressure PS guided to the pressure compensation valve 10.11 and the maximum load pressure PLm.
It is determined by the differential pressure Ps - PLmax of ax.

また、傾転制御装置４はロードセンシング制御器を具備
し、このロードセンシング制御器によって、可変容量ポ
ンプ１の吐出圧力を、複数のアクチュエータの最高負荷
圧力よりも所定値だけ高く保持するように、ポンプ傾転
の制御が行われるようになっている。Further, the tilting control device 4 includes a load sensing controller, which maintains the discharge pressure of the variable displacement pump 1 by a predetermined value higher than the maximum load pressure of the plurality of actuators. Pump tilting is controlled.

さらに、傾転制御装置４には馬力制御器が設けられてい
て、可変容量ポンプ１を駆動する原動機２が失速しそう
になると、ロードセンシング制御器に優先して馬力制御
器が作動し、可変容量ポンプ１の吐出量を減少するよう
な制御が行われるようになっている。Furthermore, the tilting control device 4 is equipped with a horsepower controller, and when the prime mover 2 that drives the variable displacement pump 1 is about to stall, the horsepower controller is activated with priority over the load sensing controller. Control is performed to reduce the discharge amount of the pump 1.

このような構成の従来の油圧駆動制御装置では、例えば
複数の油圧アクチュエータの要求消費流量が、可変容量
ポンプ１の最大吐出量を越えるような運転状態となると
、ロードセンシング制御器は機能しなくなり、最高負荷
圧に対する所定のポンプ圧を維持できなくなってＰ５−
ＰＬｍａｘが低下しサチュレーション状態となる。In the conventional hydraulic drive control device with such a configuration, for example, when the required flow rate of the plurality of hydraulic actuators exceeds the maximum discharge amount of the variable displacement pump 1, the load sensing controller stops functioning. The specified pump pressure for the maximum load pressure cannot be maintained and P5-
PLmax decreases and a saturation state occurs.

この時、圧力補償弁１０．１１が、流量制御弁８．９の
出入差圧を、Ｐｓ−ＰＬｍａｘに応じて制御して、Ｐ　
５　　Ｐ　ｔｌａＸの低下に見合っただけ、流量制御弁
８．９の通過流量が減少する。At this time, the pressure compensation valve 10.11 controls the differential pressure between the inlet and outlet of the flow rate control valve 8.9 according to Ps-PLmax, and
The flow rate passing through the flow rate control valve 8.9 decreases in proportion to the decrease in 5 P tlaX.

このため、サチュレーション状態においても、高負荷側
アクチュエータに圧油を供給できなくなる事態が回避さ
れ、複数のアクチュエータが常に作動される。Therefore, even in the saturation state, a situation in which pressure oil cannot be supplied to the high-load actuator is avoided, and a plurality of actuators are always operated.

なお、関連技術が、特開昭６０−１１７０６号公報、特
開昭５７−２００７０５号公報及び特開昭５６−１８１
０２号公報に開示されている。Incidentally, related technologies are disclosed in JP-A-60-11706, JP-A-57-200705, and JP-A-56-181.
It is disclosed in Publication No. 02.

〔発明が解決しようとする課題〕[Problem to be solved by the invention]

従来例のように、流量制御弁としてスプール弁を用いて
、ロードセンシングシステムを設け、圧力補償機能やサ
チュレーション回避の機能を付加すると、スプール形状
や流量制御弁の構造が複雑となり、製造コストの面でも
問題が生じる。If a spool valve is used as a flow control valve, a load sensing system is installed, and a pressure compensation function and a saturation avoidance function are added as in the conventional example, the spool shape and structure of the flow control valve become complicated, which increases manufacturing costs. But a problem arises.

また、スプール弁を使用したものでは、メータイン側で
は圧力補償などの制御はできるが、メータアウト側では
これらの制御は殆どできない。Further, in the case of using a spool valve, control such as pressure compensation can be performed on the meter-in side, but these controls are almost impossible on the meter-out side.

これに対して、油圧駆動制御装置においては、メータイ
ン側及びメータアウト側で別個の制御が要求されること
もあり、従来の油圧駆動制御装置ではこの要求に応じる
ことができなかった。On the other hand, in a hydraulic drive control device, separate control may be required on the meter-in side and the meter-out side, and conventional hydraulic drive control devices could not meet this request.

本発明は、前述したような油圧駆動制御装置の現状に鑑
みてなされたものであり、その目的は、簡単な構造で圧
力補償機能とサチュレーション回避機能を備え、メータ
イン側及びメータアウト側の個別制御もでき、製造コス
トの面でも有利な油圧駆動制御装置を提供することにあ
る。The present invention was made in view of the current state of hydraulic drive control devices as described above, and its purpose is to provide a simple structure with a pressure compensation function and a saturation avoidance function, and to provide individual control of meter-in and meter-out sides. It is an object of the present invention to provide a hydraulic drive control device which is advantageous in terms of manufacturing cost.

〔課題を解決するための手段〕[Means to solve the problem]

前記目的を遠戚するために、請求項（１）に記載の発明
は、ポンプと、このポンプから供給される制御流体によ
り作動する複数のアクチュエータと、これらのアクチュ
エータを切換作動させる方向切換弁とを備えた油圧駆動
制御装置において、前記方向切換弁は、比例ポペット弁
をメータイン要素及びメータアウト要素とする流量制御
弁と、前記メータイン要素と前記アクチュエータ間に設
けられ、前記メータイン要素下流圧に対して最高負荷圧
により制御される弁体とを含み、前記比例ポペット弁は
、流体入口と流体出口とを連通し或は遮断するシート部
を具備する主弁と、この主弁の背部に形成される背圧室
と、前記主弁に前記背圧室と前記流体出口とを連通して
形成される流路と、前記主弁に前記流体入口と前記背圧
室とを連通して形成される絞り部と、前記主弁の前記背
圧室側に設けられ、前記背圧室と前記流路とを連通し或
は遮断するパイロットピストンとを有し、このパイロッ
トピストンを指令入力により移動させ、前記パイロット
ピストンの移動に追従して前記主弁を移動させるように
構成され、前記ポンプを制御するポンプレギュレータに
は、前記最高負荷圧と前記ポンプの吐出圧とが導かれて
いる。In order to achieve the above object, the invention according to claim (1) includes a pump, a plurality of actuators operated by control fluid supplied from the pump, and a directional control valve that switches and operates these actuators. In the hydraulic drive control device, the directional control valve is provided with a flow control valve having a proportional poppet valve as a meter-in element and a meter-out element, and between the meter-in element and the actuator, and the directional control valve The proportional poppet valve includes a main valve having a seat portion that communicates or blocks a fluid inlet and a fluid outlet, and a valve body formed at the back of the main valve. a flow path formed by communicating the back pressure chamber and the fluid outlet with the main valve; and a flow path formed by communicating the fluid inlet and the back pressure chamber with the main valve. a throttle portion, and a pilot piston provided on the back pressure chamber side of the main valve and communicating or blocking the back pressure chamber and the flow path, the pilot piston being moved by inputting a command; The maximum load pressure and the discharge pressure of the pump are guided to a pump regulator that is configured to move the main valve in accordance with the movement of the pilot piston and controls the pump.

また、前記目的を遠戚するために、請求項（２）に記載
の発明は、請求項（１）に記載の発明において、ポンプ
レギュレータに最高負荷圧と、メータイン要素下流と弁
体間の圧力を導く手段を設けた楕　また、請求項（３〉
に記載の発明は、請求項（１）記載の発明において、ポ
ンプレギュレータにポンプ吐出圧と、メータイン要素下
流と弁体間の圧力を導く手段を設けた構成となっている
。Further, in order to achieve the above object distantly, the invention according to claim (2) provides the invention according to claim (1), wherein the pump regulator has a maximum load pressure and a pressure between the meter-in element downstream and the valve body. Also, claim (3)
In the invention described in claim (1), the pump regulator is provided with means for guiding the pump discharge pressure and the pressure between the meter-in element downstream and the valve body.

〔作用〕[Effect]

本発明では、各方向切換弁の対をなすメータイン要素と
メータアウト要素とが、選択されて開弁状態となり、そ
の方向切換弁に接続されているアクチュエータが駆動さ
れる。In the present invention, a meter-in element and a meter-out element forming a pair of each directional control valve are selected to be in an open state, and an actuator connected to the directional control valve is driven.

メータイン要素及びメータアウト要素としては、比例ポ
ペット弁が用いられ、比例ポペット弁が制御されると、
主弁の形状と絞り部の開度により設定される背圧室内の
圧力を保持するように、主弁がパイロットピストンとの
間で絞りを形成して静定する。この間、メータイン要素
下流圧に応じて作動する弁体により流入側の圧とメータ
イン要素下流圧との差圧が一定となるように制御され、
弁体部分を介して一定の流量を流すことができる。Proportional poppet valves are used as meter-in and meter-out elements, and when the proportional poppet valve is controlled,
The main valve forms a throttle between the pilot piston and the pressure in the back pressure chamber, which is determined by the shape of the main valve and the opening degree of the throttle part, and is statically fixed. During this time, the differential pressure between the inflow side pressure and the meter-in element downstream pressure is controlled to be constant by a valve body that operates according to the downstream pressure of the meter-in element.
A constant flow rate can flow through the valve body portion.

請求項（１）に記載の発明では、ポンプを制御するポン
プレギュレータには、最高負荷圧とポンプ吐出圧とが導
かれ、ポンプ吐出圧が、最高負荷圧より一定圧だけ高く
なるように、ポンプレギュレータによりポンプが制御さ
れる。In the invention described in claim (1), the maximum load pressure and the pump discharge pressure are guided to the pump regulator that controls the pump, and the pump is adjusted such that the pump discharge pressure is higher than the maximum load pressure by a constant pressure. A regulator controls the pump.

また、請求項（２）に記載の発明では、ポンプを制御す
るポンプレギュレータには、メータイン要素下流および
弁体間の圧力と最高負荷圧とが導かれ、メータイン要素
下流及び弁体間の圧力が、最高負荷圧より一定圧だけ高
くなるように、ポンプレギュレータによりポンプが制御
される。Further, in the invention described in claim (2), the pressure and the maximum load pressure between the downstream meter-in element and the valve body are guided to the pump regulator that controls the pump, and the pressure between the downstream meter-in element and the valve body is guided to the pump regulator that controls the pump. , the pump is controlled by the pump regulator so that the pressure is higher than the maximum load pressure by a certain amount.

また、請求項（３）に記載の発明では、ポンプを制御す
るポンプレギュレータには、メータイン要素下流および
弁体間の圧力とポンプ吐出圧とが導かれ、メータイン要
素下流及び弁体間の圧力が、ポンプ吐出圧より一定圧だ
け高くなるように、ポンプレギュレータによりポンプが
制御される。Further, in the invention described in claim (3), the pressure between the downstream meter-in element and the valve body and the pump discharge pressure are guided to the pump regulator that controls the pump, and the pressure between the downstream meter-in element and the valve body is guided to the pump regulator that controls the pump. The pump is controlled by the pump regulator so that the pressure is higher than the pump discharge pressure by a constant pressure.

〔実施例〕〔Example〕

以下、本発明の実施例を図面を参照して説明する。 Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings.

第１図〜第３図は第１の実施例を説明する図で第１図は
全体構成を示す回路図、第２図は方向切換弁の構成を示
す回路図、第３図はメータイン要素と弁体ブロック部分
の構成を示す断面図である。Figures 1 to 3 are diagrams explaining the first embodiment. Figure 1 is a circuit diagram showing the overall configuration, Figure 2 is a circuit diagram showing the configuration of the directional control valve, and Figure 3 is a diagram showing the meter-in element. It is a sectional view showing the composition of a valve body block part.

第１図に示すように、可変容量ボンア１８の吐出口に主
回路２０が接続され、この主回路２０は二分岐され、そ
れぞれの分岐管には方向切換弁２３．２４が接続されて
いる。方向切換弁２３には、流体回路４２．４３を介し
てアクチュエータ２１が接続され、方向切換弁２４には
、流体回路４４．４５を介してアクチュエータ２２が接
続されている。As shown in FIG. 1, a main circuit 20 is connected to the discharge port of the variable capacity borer 18, and this main circuit 20 is branched into two, with directional control valves 23 and 24 connected to each branch pipe. The actuator 21 is connected to the directional control valve 23 via a fluid circuit 42.43, and the actuator 22 is connected to the directional control valve 24 via a fluid circuit 44.45.

これらの方向切換弁２３．２４は、それぞれアクチュエ
ータ２１．２２への供給流量を制御する機能を有してい
る。These directional control valves 23.24 each have a function of controlling the flow rate supplied to the actuator 21.22.

方向切換弁２３．２４には、負荷圧検出回路２８．２つ
からシャトル弁３０で取り出される最高負荷圧が、それ
ぞれ信号回路３２．３３を介して導かれている。この最
高負荷圧は、最高負荷圧検出回路３１を介して、可変容
量ポンプ１８に設けられている傾転制御装置１９にも導
かれている。The maximum load pressure taken out by the shuttle valve 30 from the two load pressure detection circuits 28.2 is guided to the directional control valves 23.24 via signal circuits 32.33, respectively. This maximum load pressure is also guided to a tilting control device 19 provided in the variable displacement pump 18 via a maximum load pressure detection circuit 31.

この傾転ｆ％１Ｌｌｌ装置１９は、可変容量ポンプ１８
の容量を設定するロードセンシング制御機能と馬力制御
機能とを有している。This tilting f%1Lll device 19 includes a variable displacement pump 18
It has a load sensing control function to set the capacity of the engine and a horsepower control function.

一方、操作レバー２５に制御装置２６が接続され、この
制御装置２６には電気・油圧変換装置２７が接続されて
いる。この制御装置２６には、操作レバー２５の指令信
号を制御信号に変換する機能を有し、変換装置２７は、
制御装置２６からの制御信号に基づいて、方向切換弁２
３．２４を駆動する機能を有している。On the other hand, a control device 26 is connected to the operating lever 25, and an electric/hydraulic conversion device 27 is connected to the control device 26. This control device 26 has a function of converting the command signal of the operating lever 25 into a control signal, and the conversion device 27
Based on the control signal from the control device 26, the directional control valve 2
It has the function of driving 3.24.

この変換装置２７と方向切換弁２３間は、制御信号回路
３４〜３７で接続され、変換袋［２７と方向切換弁２４
間は、制御信号回路３８〜４１で接続されている。The conversion device 27 and the direction switching valve 23 are connected by control signal circuits 34 to 37, and the conversion bag [27 and the direction switching valve 24
are connected by control signal circuits 38-41.

方向切換弁２３．２４は同一１１１造なので、方向切換
弁２３について説明する。Since the directional control valves 23 and 24 are made of the same 111-piece construction, only the directional control valve 23 will be described.

第２図に示すように、方向切換弁２３は、アクチュエー
タへの供給流量を制御する比例ポペット弁からなるメー
タイン要素４７．４８、アクチュエータからの流出流量
を制御する比例ポペット弁からなるメータアウト要素４
９．５０を含む流量制御弁と、弁体ブロック５１．５２
とを具備している。主回路２０がメータイン要素４７　
Ｊ４８に接続され、メータイン要素４７．４８は、それ
ぞれ弁体ブロック５１．５２とオーバロードチエツク弁
Ｖ１、Ｖ２を介して、メータアウト要素４９．５０に接
続されている。弁体ブロック５１．５２は、シャトル弁
５５を介して負荷検出回路２８に接続され、また、弁体
ブロック５１．５２には、それぞれ信号回路３２．３３
が接続されている。As shown in FIG. 2, the directional valve 23 includes a meter-in element 47, 48 consisting of a proportional poppet valve that controls the supply flow rate to the actuator, and a meter-out element 4 consisting of a proportional poppet valve that controls the outflow flow rate from the actuator.
Flow control valve including 9.50 and valve body block 51.52
It is equipped with. The main circuit 20 is the meter-in element 47
J48, and meter-in elements 47.48 are connected to meter-out elements 49.50 via valve body blocks 51.52 and overload check valves V1, V2, respectively. The valve blocks 51.52 are connected to the load detection circuit 28 via the shuttle valve 55, and each of the valve blocks 51.52 is connected to a signal circuit 32.33.
is connected.

このように、弁体ブロック５１．５２は、メータイン要
素４７．４８の下流にそれぞれ設けられ、信号回路３２
．３３を介して伝達される最高負荷圧によって制御され
るようになっている。In this way, the valve body blocks 51 , 52 are respectively provided downstream of the meter-in elements 47 , 48 and the signal circuit 32
．． The maximum load pressure is controlled by the maximum load pressure transmitted through 33.

また、メータアウト要素４９．５０には、それぞれ流体
回路４２．４３が接続され、さらに戻り管路４６が接続
されている。メータアウト要素４９．５０には、それぞ
れ制御信号回路３４．３７が接続され、メータイン要素
４７．４８には、それぞれ制御信号回路３５．３６が接
続されている。A fluid circuit 42,43 is also connected to each of the meter-out elements 49,50, and a return line 46 is also connected thereto. A control signal circuit 34.37 is connected to each meter-out element 49.50, and a control signal circuit 35.36 is connected to each meter-in element 47.48.

メータイン要素４７．４８と、弁体ブロック５１．５２
とは、それぞれ同一構造なので、メータイン要素４７と
弁体ブロック５１とについて、第３図を用いて説明する
。Meter-in element 47.48 and valve body block 51.52
Since they have the same structure, the meter-in element 47 and the valve body block 51 will be explained using FIG. 3.

ケーシング本体５８に主シリンダ室５９が設けられ、こ
の主シリンダ室５９内に、軸方向に移動自在に主弁６０
が配設されている。この主弁６０には細心位置を貫通し
て流路６７が形成され、周縁部近傍を貫通して絞り部６
３が形成されている。A main cylinder chamber 59 is provided in the casing body 58, and a main valve 60 is disposed within the main cylinder chamber 59 so as to be movable in the axial direction.
is installed. A flow passage 67 is formed in this main valve 60 by penetrating through a narrow position, and a flow passage 67 is formed by penetrating near the peripheral edge of the main valve 60 to form a constriction part 6.
3 is formed.

そして、この絞り部６３に連続して、ケーシング本体５
８の周面に主回路２０が接続されている。Then, the casing body 5 is connected to the constricted portion 63.
A main circuit 20 is connected to the peripheral surface of 8.

第３図において、主弁６０の下方に流路６７に連続して
流体路６５が形成され、この流体路６５の周壁と主弁６
０との対接部分に、シート部６１が形成されている。主
弁６０はシート部６１の開度を変えるように、主シリン
ダ室５９内を軸方向に移動自在に配設されている。In FIG. 3, a fluid path 65 is formed below the main valve 60 and continuous with the flow path 67, and the peripheral wall of this fluid path 65 and the main valve 6
A seat portion 61 is formed in a portion that faces 0. The main valve 60 is disposed so as to be freely movable in the axial direction within the main cylinder chamber 59 so as to change the opening degree of the seat portion 61.

ケーシング本体５８の底部に第２シリンダ室６８が形成
され、この第２シリンダ室６８内に、流体路６５の周壁
と対接するように、制御ばね７２で偏倚された弁体６９
が配設されている。この弁体６９の側面に対向して、ケ
ーシング本体５８には流体路５６及び圧力検出回路５３
が接続され、弁体６９の底面に対向して、ケーシング本
体５８には信号回路３２が接続されている。A second cylinder chamber 68 is formed at the bottom of the casing body 58 , and a valve body 69 biased by a control spring 72 is disposed within the second cylinder chamber 68 so as to be in contact with the peripheral wall of the fluid passage 65 .
is installed. Opposed to the side surface of the valve body 69, the casing body 58 includes a fluid passage 56 and a pressure detection circuit 53.
The signal circuit 32 is connected to the casing body 58 facing the bottom surface of the valve body 69 .

前記弁体６９及び制御ばね７２と、これらが収容され、
流体路５６．６５が形成され、圧力検出回路５３との接
続部及び信号回路３２との接続部が形成されたケーシン
グ本体５８部分とで、弁体ブロック５１が構成されてい
る。The valve body 69 and the control spring 72 are housed,
The valve body block 51 is composed of a casing body 58 portion in which fluid passages 56 and 65 are formed, and a connection portion with the pressure detection circuit 53 and a connection portion with the signal circuit 32 are formed.

第３図において、ケーシング本体５８の上方にサブケー
シング７３が固設され、このサブケーシング７３の端面
と主弁６０の対向面間には、背圧室６２が形成されてい
る。サブケーシング７３にパイロットシリンダ室７４が
形成され、このパイロットシリンダ室７４内に、端部を
背面室６２内に突出させて、パイロットピストン７５が
配設されている。In FIG. 3, a sub-casing 73 is fixed above the casing body 58, and a back pressure chamber 62 is formed between the end surface of the sub-casing 73 and the opposing surface of the main valve 60. A pilot cylinder chamber 74 is formed in the sub-casing 73, and a pilot piston 75 is disposed within the pilot cylinder chamber 74 with its end projecting into the rear chamber 62.

このパイロットピストン７５の軸心には流路りが貫通形
成され、パイロットピストン７５は上端部に取り付けら
れたパイロットばね８０によって、主弁６０方向に偏倚
されている。パイロットピストン７５には、広径のピス
トン部７６が形成され、このピストン部７６によってパ
イロットシリンダ室７４は、第１のパイロット制御室７
８と第２のパイロット制御室７９とに部分されている。A passage is formed through the axis of the pilot piston 75, and the pilot piston 75 is biased toward the main valve 60 by a pilot spring 80 attached to its upper end. A wide-diameter piston portion 76 is formed in the pilot piston 75 , and the pilot cylinder chamber 74 is connected to the first pilot control chamber 7 by this piston portion 76 .
8 and a second pilot control room 79.

第１のパイロット制御室７８は、制御信号回路３５に接
続され、第２のパイロット制御室７９はタンクに接続さ
れている。The first pilot control room 78 is connected to the control signal circuit 35, and the second pilot control room 79 is connected to the tank.

そして、制御信号回路３５に対する制御が行われない状
態では、パイロットピストン７５は、パイロットばね８
０によって主弁６０に押し付けられ、パイロットピスト
ン７５と主弁６０との対接部分が、パイロットシート部
７７となっている。When the control signal circuit 35 is not controlled, the pilot piston 75 is moved by the pilot spring 8.
The portion where the pilot piston 75 and the main valve 60 come into contact with each other serves as a pilot seat portion 77 .

次に、第１の実施例の動作を説明する。Next, the operation of the first embodiment will be explained.

操作レバー２５からの指令信号は制御装置２６で制御信
号に変換され、この制御信号は変換装置２７に入力され
る。制御信号は変換装Ｗ２７で油圧制御信号に変換され
、この油圧制御信号が方向切変弁２３．２４に入力され
る。A command signal from the operating lever 25 is converted into a control signal by a control device 26, and this control signal is input to a conversion device 27. The control signal is converted into a hydraulic control signal by the converter W27, and this hydraulic control signal is input to the directional control valves 23, 24.

制御信号回路３５．３７に油圧制御信号が与えられると
、メータイン要素４７、メータアウト要素５０が開弁状
態となり、主回路２０の圧力流体はメータイン要素４７
、弁体ブロック５１、流体回路４２を経てアクチュエー
タ２１に流入し、アクチュエータ２１のシリンダは第１
図で右方向に移動する。When a hydraulic control signal is applied to the control signal circuits 35 and 37, the meter-in element 47 and the meter-out element 50 are opened, and the pressure fluid in the main circuit 20 is transferred to the meter-in element 47.
, the valve body block 51 and the fluid circuit 42 into the actuator 21, and the cylinder of the actuator 21 is connected to the first cylinder.
Move to the right in the diagram.

アクチュエータ２１からの戻り油は、流体回路４３、メ
ータアウト要素５０、戻り管路４６を経てタンクに戻さ
れる。Return oil from actuator 21 is returned to the tank via fluid circuit 43, meter-out element 50, and return line 46.

また、制御回路３４．３６に油圧制御信号が与えられる
と、メータイン要素４８、メータアウト要素４９が開弁
状態となり、主回路２０の圧力流体はメータイン要素４
８、弁体ブロック５２、流体路５７、流体回路４３を経
てアクチュエータ２１に流入し、アクチュエータ２１の
シリンダは第１図の左方に移動する。Further, when a hydraulic control signal is given to the control circuits 34 and 36, the meter-in element 48 and the meter-out element 49 are opened, and the pressure fluid in the main circuit 20 is supplied to the meter-in element 4.
8, flows into the actuator 21 via the valve body block 52, fluid path 57, and fluid circuit 43, and the cylinder of the actuator 21 moves to the left in FIG.

アクチュエータ２１からの戻り油は、流体回路４２、メ
ータアウト要素４９、戻り管路４６を経てタンクに戻さ
れる。Return oil from actuator 21 is returned to the tank via fluid circuit 42, meter-out element 49, and return line 46.

方向切変弁２３．２４は同−構成を有し、制御信号回路
３８〜４１に信号を与えることにより、アクチュエータ
２２をアクチュエータ２１と同様に作動させることがで
きる。The directional control valves 23 and 24 have the same configuration, and can operate the actuator 22 in the same manner as the actuator 21 by applying signals to the control signal circuits 38 to 41.

第３図を参照して、メータイン要素４７と弁体ブロック
５１の弁体６９部分の動作を説明する。The operation of the meter-in element 47 and the valve body 69 portion of the valve body block 51 will be described with reference to FIG.

主回路２０には可変容量ポンプ１８の吐出流体が導かれ
ており、絞り部６３を介して背圧室６２内に吐出流体が
満たされている。背圧室６２内の流体圧により、主弁６
０は第３図で下方に押圧され、シート部６１はシートさ
れ、主回路２０と流体路６５間の流路は遮断されている
。The discharge fluid of the variable displacement pump 18 is led to the main circuit 20, and the back pressure chamber 62 is filled with the discharge fluid via the throttle section 63. Due to the fluid pressure in the back pressure chamber 62, the main valve 6
0 is pushed downward in FIG. 3, the seat portion 61 is seated, and the flow path between the main circuit 20 and the fluid path 65 is blocked.

パイロットピストン７５はパイロットばね８０により第
３図で下方に押圧され、パイロットシート部７７はシー
トされ、背圧室６２内の流体の流路６７への流出を防止
している。The pilot piston 75 is pressed downward in FIG. 3 by the pilot spring 80, and the pilot seat portion 77 is seated to prevent the fluid in the back pressure chamber 62 from flowing out into the flow path 67.

また、弁体６９は制御ばね７２のばね力により、第３図
で上方に付勢されていて流体路６５と流体路５６とは遮
断されている。Further, the valve body 69 is urged upward in FIG. 3 by the spring force of the control spring 72, and the fluid path 65 and the fluid path 56 are cut off.

この状態から、制御信号回路３５を介して第１のパイロ
ット制御室７８内に制御流体を流入させた場合、この流
体圧によりパイロットピストン７５に発生する力が、パ
イロットばね８０のばね力に打ち勝つと、パイロットピ
ストン７５は第３図で上方に移動する。When control fluid is caused to flow into the first pilot control chamber 78 from this state via the control signal circuit 35, the force generated in the pilot piston 75 by this fluid pressure overcomes the spring force of the pilot spring 80. , the pilot piston 75 moves upward in FIG.

パイロットピストン７５の移動により、主弁６０のパイ
ロットシート部７７が開放され、背圧室６２と流路６７
とは連通状態となり、主回路２０の流体は絞り部６３、
背圧室６２、流路６７を経て流体路６５に流出する。Due to the movement of the pilot piston 75, the pilot seat portion 77 of the main valve 60 is opened, and the back pressure chamber 62 and the flow path 67 are opened.
The fluid in the main circuit 20 is in communication with the constriction section 63,
It flows out into the fluid path 65 via the back pressure chamber 62 and the flow path 67.

この時、絞り部６３の圧力降下により背圧室６２内の圧
力は低下し、主弁６０の主回路２０側の第１の受圧部６
４に、主回路２０の流体圧が作用する。また、主弁６０
の流体路６５側の第２の受圧部６６に、流体路６５の流
体圧が作用する。At this time, the pressure in the back pressure chamber 62 decreases due to the pressure drop in the throttle part 63, and the pressure in the first pressure receiving part 6 on the main circuit 20 side of the main valve 60 decreases.
4, the fluid pressure of the main circuit 20 acts. In addition, the main valve 60
The fluid pressure of the fluid path 65 acts on the second pressure receiving part 66 on the fluid path 65 side.

このように、主弁６０の第１の受圧部６４に作用する力
と、第２の受圧部６６に作用する力とが背圧室６２内の
圧力により主弁６０に作用する力に打ち勝つと、主弁６
０は第３図で上方に移動する。主弁６０が上方に移動す
ると、主回路２０の流体は、流体路６５を経て弁体６９
を押し下げ流体路５６に流出する。In this way, when the force acting on the first pressure receiving part 64 of the main valve 60 and the force acting on the second pressure receiving part 66 overcome the force acting on the main valve 60 due to the pressure in the back pressure chamber 62. , main valve 6
0 moves upward in FIG. When the main valve 60 moves upward, the fluid in the main circuit 20 passes through the fluid path 65 to the valve body 69.
is pushed down and flows out into the fluid path 56.

そして主弁６０は、第１の受圧部６４と第２の受圧部６
６の面積比と、絞り部６３の絞りの開度により設定され
る背圧室６２内の圧力を保持するように、パイロットシ
ート部７７の絞りの開度を設定して静定状態となる。こ
のようにして、制御信号回路３５の制御流体圧に比例し
てパイロットピストン７５の位置は決定され、且つ主弁
６０の位置も設定される。The main valve 60 has a first pressure receiving part 64 and a second pressure receiving part 6.
The opening degree of the throttle of the pilot seat part 77 is set so as to maintain the pressure in the back pressure chamber 62 set by the area ratio of 6 and the opening degree of the throttle of the throttle part 63, and a static state is achieved. In this way, the position of the pilot piston 75 is determined in proportion to the control fluid pressure of the control signal circuit 35, and the position of the main valve 60 is also set.

第１図及び第３図において、可変容量ポンプ１８の吐出
圧をＰＳ、最高負荷圧をＰ　ｔ＋＊ａｘ、流体路６５の
圧力をＰａ、第２のシリンダ室６８の断面積をＡ、ｌｔ
＋ｌｌ１ｌばね７２のばね定数をｋ、初期たわみ量をｘ
ｏ、弁体６９の軸方向移動量をＸとすると、開弁状態の
弁体６９について次式が成立する。1 and 3, the discharge pressure of the variable displacement pump 18 is PS, the maximum load pressure is Pt+*ax, the pressure of the fluid path 65 is Pa, and the cross-sectional area of the second cylinder chamber 68 is A, lt.
+ll1l Spring constant of spring 72 is k, initial deflection amount is x
o, and the amount of axial movement of the valve body 69 is represented by X, then the following equation holds true for the valve body 69 in the open state.

Ａ　　（Ｐ　　ａ−Ｐ　Ｌｍａｘ）　　＝ｋ　　（ｘｇ
　　＋ｘ）　　・−・・　　（１）（１）式でｋｘ、０
＞＞ｋｘとなるように設定すると、（１）式から〈２〉
式が得られる。A (P a-P Lmax) = k (xg
+x) ・−・・(1) In formula (1), kx, 0
If we set it so that >>kx, then from equation (1) we get <2>
The formula is obtained.

Ｐａ−Ｐｔｍａｘ＝ｋｘｏ　　／Ａ　　　　　・−−（
２）可変容量ポンプ１８の傾転制御装置１９において、
圧力Ｐｓが最高負荷圧Ｐ　Ｌｍａｘより所定圧ΔＰＬｓ
だけ高くなるように、可変容量ポンプ１８のポンプ傾転
が制御されるので、次式が成立する。Pa-Ptmax=kxo/A ・--(
2) In the tilting control device 19 of the variable displacement pump 18,
Pressure Ps is lower than maximum load pressure P Lmax by predetermined pressure ΔPLs
Since the pump tilting of the variable displacement pump 18 is controlled so that

Ｐ　Ｈ−Ｐ　（−ｍａｘ＝ΔＰ　１．ｓ　　　−・”　
（３）主弁６０のシート部６１における絞りを通過する
流量Ｑは、Ｃを流体定数、Ａｍを絞り部の通過面積とし
て次式で与えられる。P H−P (-max=ΔP 1.s −・”
(3) The flow rate Q passing through the throttle in the seat portion 61 of the main valve 60 is given by the following equation, where C is a fluid constant and Am is the passage area of the throttle.

Ｑ＝Ｃ−Ａｍψ丁７丁Ｐ　ａ　　−−−−−−（４）ま
た、（５）式が成立する。Q=C-Amψ7-7 P a ---------(4) Also, formula (5) holds true.

Ｐｓ　−Ｐａ＝ΔＰ　ＬＳ　　ｋ　Ｘ　ｏ　／　Ａ　　
−−（５）（５）から、Ｐｓ−Ｐａは一定値であること
は明らかであり、（４）式から流量Ｑは一定となる。Ps - Pa = ΔP LS k X o / A
--(5) From (5), it is clear that Ps-Pa is a constant value, and from equation (4), the flow rate Q is constant.

このように、主弁６０の開度が決まると負荷圧によらず
、主回路２０、流体路６５、流体路５６を経て、アクチ
ュエータ２１に流入する流量は一定に保たれ、所謂圧力
補償された流量制御が行われる。In this way, once the opening degree of the main valve 60 is determined, the flow rate flowing into the actuator 21 via the main circuit 20, the fluid path 65, and the fluid path 56 is kept constant regardless of the load pressure, resulting in so-called pressure compensation. Flow rate control is performed.

第１の実施例において、サチュレーション状態となって
Ｐ、−ＰＬｍａｘが低下すると、（３〉式よりΔｐｔｓ
が低下し、（５）式によりＰｇ　−Ｐａも低下する。こ
のようにサチュレーション状態となってＰＳ−ＰＬｍａ
ｘが低下すると、これに応じて主弁６Ｏの通過流量も減
少する。In the first embodiment, when the saturation state occurs and P and -PLmax decrease, Δpts
decreases, and Pg −Pa also decreases according to equation (5). In this way, the saturation state occurs and PS-PLma
When x decreases, the flow rate passing through the main valve 6O also decreases accordingly.

従って、サチュレーション状態においても、高負荷側ア
クチュエータに圧油が供給できなくなる事態を回避して
、複数のアクチュエータを常に作動させることができる
。Therefore, even in the saturation state, it is possible to avoid a situation where pressure oil cannot be supplied to the high-load side actuator, and it is possible to constantly operate a plurality of actuators.

次に、第４図〜第６図を参照して第２の実施例を説明す
る。Next, a second embodiment will be described with reference to FIGS. 4 to 6.

ここで、第４図は第２の実施例の全体構成を示す回路図
、第５図は第２の実施例の方向切換弁の構成を示す回路
図、第６図は第２の実施例のメータイン要素と弁体ブロ
ック部分の＃ｌｔｃを示す断面図である。Here, FIG. 4 is a circuit diagram showing the overall structure of the second embodiment, FIG. 5 is a circuit diagram showing the structure of the directional control valve of the second embodiment, and FIG. 6 is a circuit diagram showing the structure of the directional control valve of the second embodiment. It is a sectional view showing #ltc of the meter-in element and the valve body block portion.

これらの図に示すように、第２の実施例では、傾転制御
装置１９には、シャトル弁３０で取り出された最高負荷
圧Ｐ　ｕ＋ａχが最高負荷圧検出回路３１で導かれ、ま
た、流体路６５内の圧力Ｐａが信号検出回路８１．８２
を介して導かれている。As shown in these figures, in the second embodiment, the maximum load pressure P u+aχ taken out by the shuttle valve 30 is guided to the tilting control device 19 by the maximum load pressure detection circuit 31, and the fluid path The pressure Pa in 65 is the signal detection circuit 81.82
is guided through.

第２の実施例のその他の部分の構成は、すでに説明した
第１の実施例と同一である。The configuration of other parts of the second embodiment is the same as that of the first embodiment already described.

第２の実施例では、メータイン要素４７．４８の下流と
弁体ブロック５１．５２間の流体路６５内の圧力Ｐａを
、最高負荷圧ＰＬ■ａｘより所定圧ΔＰＬａだけ高くな
るように、可変容量ポンプ１８のポンプ傾転が制御され
る。In the second embodiment, the pressure Pa in the fluid path 65 between the downstream of the meter-in element 47.48 and the valve body block 51.52 is set to be higher than the maximum load pressure PLax by a predetermined pressure ΔPLa using a variable capacity. Pump tilting of pump 18 is controlled.

第２の実施例のその他の部分の動作は、すでに説明した
第１の実施例と同一である。The operations of other parts of the second embodiment are the same as those of the first embodiment already described.

このようにして、第２の実施例においても、第１の実施
例と同様に、サチュレーション状態においても、高負荷
側アクチュエータに圧油が供給できなくなる事態を回避
して、複数のアクチュエータを常に作動させることがで
きる。In this way, in the second embodiment, as in the first embodiment, even in the saturation state, a situation where pressure oil cannot be supplied to the high-load actuator is avoided, and multiple actuators are always operated. can be done.

第７図は第３の実施例の全体構成を示す回路図である。FIG. 7 is a circuit diagram showing the overall configuration of the third embodiment.

この第３の実施例では、傾転制御装置１９には、ポンプ
吐出圧Ｐ５が導かれ、また、前述の流体路６５内の圧力
Ｐａが信号検出回路８１．８２を介して導かれている。In this third embodiment, the pump discharge pressure P5 is guided to the tilting control device 19, and the pressure Pa in the fluid path 65 mentioned above is also guided via the signal detection circuits 81 and 82.

第３の実施例のその他の部分の構成は、すでに説明した
第２の実施例と同じである。The configuration of other parts of the third embodiment is the same as the already described second embodiment.

この第３の実施例では、メータイン要素４７．４８の下
流と弁体ブロック５１．５２間の流体路６５内の圧力Ｐ
ａを、ポンプ吐出圧ＰＳより所定圧ＰＬｓａだけ高くな
るように、可変容量油圧ポンプ１８のポンプ傾転が制御
される。このように構成した第３の実施例にあっても、
前述した第２の実施例におけるものと同様に複数のアク
チュエータの作動をおこなわせることができる。In this third embodiment, the pressure P in the fluid path 65 between the meter-in element 47.48 downstream and the valve body block 51.52 is
The pump tilting of the variable displacement hydraulic pump 18 is controlled so that a is higher than the pump discharge pressure PS by a predetermined pressure PLsa. Even in the third embodiment configured in this way,
A plurality of actuators can be operated in the same manner as in the second embodiment described above.

次に、第８図を参照して第４の実施例を説明する。Next, a fourth embodiment will be described with reference to FIG.

ここで、第８図は第４の実施例の方向切換弁の構成を示
す回路図であり、同図に示すように第３の実施例は、第
２図に示した第１の実施例からオーバロードチエツク弁
Ｖ１Ｖ２と、シャトル弁５５とが取り除かれている。そ
して、制御信号回路３５に信号導管１０３を介して接続
されたパイロットオペレートチエツク弁１０１と、制御
信号回路３６に信号導管１０４を介して接続されたパイ
ロットオペレートチエツク弁１０２とが、弁体ブロック
５１．５２にそれぞれ接続されている。また、パイロッ
トオペレートチエツク弁１０１．１０２相互の接続点に
は、負荷検出回路２８が接続されている。Here, FIG. 8 is a circuit diagram showing the configuration of the directional control valve of the fourth embodiment, and as shown in the figure, the third embodiment is different from the first embodiment shown in FIG. Overload check valve V1V2 and shuttle valve 55 have been removed. A pilot operated check valve 101 connected to the control signal circuit 35 via a signal conduit 103 and a pilot operated check valve 102 connected to the control signal circuit 36 via a signal conduit 104 are connected to the valve body block 51. 52, respectively. Further, a load detection circuit 28 is connected to the connection point between the pilot operated check valves 101 and 102.

第４の実施例は、このような構成となっていて信号導管
１０３．１０４の制御流体によって、パイロットオペレ
ートチエツク弁１０１．１０２は開状態となるようにな
っている。第４の実施例のその他の部分の構成は、すで
に説明した第１の実施例と同一である。The fourth embodiment has such a configuration, and the pilot operated check valves 101, 102 are opened by the control fluid in the signal conduits 103, 104. The configuration of other parts of the fourth embodiment is the same as that of the first embodiment already described.

第４の実施例では、操作レバーの指示入力が入力される
と、制御信号回路３５．３７にパイロット圧信号が与え
られる。このため、メータイン要素４７、メータアウト
要素５０が開状態となり、主回路２０のポンプ吐出圧は
、メータイン装置４７、弁体ブロック５１、流体路５６
、流体回路４２を経てアクチュエータに流入する。この
場合、戻り流体は流体回路４３、メータアウト要素５０
、戻り管路４６を経てタンクに流出する。In the fourth embodiment, when a control lever instruction input is input, a pilot pressure signal is provided to the control signal circuits 35 and 37. Therefore, the meter-in element 47 and the meter-out element 50 are in an open state, and the pump discharge pressure of the main circuit 20 is
, flows into the actuator via the fluid circuit 42. In this case, the return fluid is connected to the fluid circuit 43, the meter-out element 50
, exits via return line 46 to the tank.

この時、制御信号回路３５のパイロット圧信号は、信号
導管１０３を介してパイロットオペレートチエツク弁１
０１に入力され、パイロットオペレートチエツク弁１０
１が開状態となる。このため、流体路５６の流体圧は、
圧力検出回路５３、パイロットオペレートチエツク弁１
０１を介して、負荷検出回路２８に伝達され、アクチュ
エータ負荷圧が検出される。At this time, the pilot pressure signal of the control signal circuit 35 is transmitted to the pilot operated check valve 1 via the signal conduit 103.
01, pilot operated check valve 10
1 is in the open state. Therefore, the fluid pressure in the fluid path 56 is
Pressure detection circuit 53, pilot operated check valve 1
01 to the load detection circuit 28, and the actuator load pressure is detected.

制御信号回路３４．３６にパイロット圧信号が与えられ
ると、全く同様にしてパイロットオペレートチエツク弁
１０２を介して、アクチュエータ負荷圧が検出される。When a pilot pressure signal is applied to the control signal circuits 34, 36, the actuator load pressure is detected via the pilot operated check valve 102 in exactly the same manner.

このようにして、第４の実施例では弁体ブロック５１．
５２の弁体がオーバロードチエツク弁の機能を有し、別
途にオーバロードチエツク弁を設ける必要がなくなり、
部品点数が減少すると共にオーバロードチエツク弁の破
損事故が発生することがなくなる。In this way, in the fourth embodiment, the valve body block 51.
The 52 valve body has the function of an overload check valve, eliminating the need to provide a separate overload check valve.
The number of parts is reduced and overload check valve breakage accidents are eliminated.

第４の実施例のその他の部分の動作及び効果は、すでに
説明した第１の実施例と同一である。The operations and effects of other parts of the fourth embodiment are the same as those of the first embodiment already described.

なお、各実施例では、変換装置からの油圧信号で方向切
換弁を作動させる場合を説明したが、本発明は実施例に
限定されるものでなく、例えば電気信号で方向切換弁を
作動させることもできる。In each of the embodiments, a case has been described in which the directional control valve is actuated by a hydraulic signal from a conversion device, but the present invention is not limited to the embodiments. For example, the directional control valve may be actuated by an electric signal. You can also do it.

〔発明の効果〕〔Effect of the invention〕

以上詳細に説明したように、本発明によると、全体構成
が簡単でメータイン要素とメータアウト要素の共通化が
でき、メータイン側とメータアウト側の別個制御も可能
で、圧力補償機能とサチュレーション回避機能を備えた
油圧駆動制御装置が提供される。As explained in detail above, according to the present invention, the overall configuration is simple, the meter-in element and the meter-out element can be shared, the meter-in side and the meter-out side can be controlled separately, and the pressure compensation function and saturation avoidance function A hydraulic drive control device is provided.

【図面の簡単な説明】[Brief explanation of drawings]

第１図〜第３図は本発明の第１の実施例を説明する図で
、第１図は全体構成を示す回路図、第２図は方向切換弁
の構成を示す回路図、第３図はメータイン要素と弁体ブ
ロック部分の構成を示す断面図、第４図〜第６図は本発
明の第２の実施例を説明する図で、第４図は全体構成を
示す回路図、第５図は方向切換弁の構成を示す回路図、
第６図はメータイン要素と弁体ブロック部分の構成を示
す断面図、第７図は本発明の第３の実施例の全体構成を
示す回路図、第８図は本発明の第４の実施例の方向切換
弁の構成を示す回路図、第９図は従来の油圧駆動制御装
置の構成を示す回路図である。 １８・・・・・・可変容量ポンプ、１９・・・・・・傾
転制御装置、２０・・・・・・主回路、２１．２２・・
・・・・アクチュエータ、２３．２４・・・・・・方向
切換弁、２５・・・・・・操作レバー、２６・・・・・
・制御装置、２７・・・・・・電気・油圧変換装置、２
８．２９・・・・・・負荷圧検出回路、３０・・・・・
・シャトル弁、３１・・・・・・最高負荷圧検出回路、
３２．３３・・・・・・信号回路、３４〜４１・・・・
・・制御信号回路、４２〜４５・・・・・・流体回路、
４６・・・・・・戻り管路、４７．４８・・・・・・メ
ータイン要素、・４９．５０・・・・・・メータアウト
要素、５１．５２・・・・・・弁体ブロック、５３．５
４・・・・・・圧力検出回路、５５・・・・・・シャト
ル弁、５６．５７・・・・・・流体路、５８・・・・・
・ケーシング本体、５９・・・・・・主シリンダ室、６
０・・・・・・主弁、６１・・・・・・シート部、６２
・・・・・・背圧室、６４・・・・・・第１の受圧部、
６５・・・・・・流体路、６６・・・・・・第２の受圧
部、６７・・・・・・流路、６８・・・・・・第２のシ
リンダ室、６９・・・・・・弁体、７０・・・・・・制
御シート部、７１・・・・・・制御室、７２・・・・・
・制御ばね、７３・・・・・・サブケーシング、７４・
・・・・・パイロットシリンダ室、７５・・・・・・パ
イロットピストン、７６・・・・・・ピストン部、７７
・・・・・・パイロットシート部、７８・・・・・・第
１のパイロット制御室、７９・・・・・・第２のパイロ
ット制御室、８０・・・・・・パイロットばね、８１．
８２・・・・・・信号検出回路、１０１．１０２・・・
・・・パイロットオペレートチエツク弁。 第１図 ３４〜４／：　　事’ｌ、ｆｌｙノ盲号（ｉｉ）Ｂ１１
２図 第４ 図 １１３図 １１ｇ５図 第６図 第８図 第７図 ９ 第９ 図1 to 3 are diagrams explaining a first embodiment of the present invention, in which FIG. 1 is a circuit diagram showing the overall configuration, FIG. 2 is a circuit diagram showing the configuration of a directional control valve, and FIG. 4 is a sectional view showing the configuration of the meter-in element and the valve body block portion, FIGS. 4 to 6 are diagrams explaining the second embodiment of the present invention, FIG. 4 is a circuit diagram showing the overall configuration, and FIG. The figure is a circuit diagram showing the configuration of a directional control valve.
FIG. 6 is a sectional view showing the configuration of the meter-in element and the valve body block portion, FIG. 7 is a circuit diagram showing the overall configuration of the third embodiment of the present invention, and FIG. 8 is the fourth embodiment of the present invention. FIG. 9 is a circuit diagram showing the structure of a directional switching valve, and FIG. 9 is a circuit diagram showing the structure of a conventional hydraulic drive control device. 18... Variable capacity pump, 19... Tilt control device, 20... Main circuit, 21.22...
... Actuator, 23.24 ... Directional switching valve, 25 ... Operation lever, 26 ...
・Control device, 27... Electric/hydraulic conversion device, 2
8.29...Load pressure detection circuit, 30...
・Shuttle valve, 31...Maximum load pressure detection circuit,
32.33...Signal circuit, 34-41...
...Control signal circuit, 42-45...Fluid circuit,
46... Return pipe line, 47.48... Meter-in element, 49.50... Meter-out element, 51.52... Valve body block, 53.5
4...Pressure detection circuit, 55...Shuttle valve, 56.57...Fluid path, 58...
・Casing body, 59...Main cylinder chamber, 6
0... Main valve, 61... Seat part, 62
...Back pressure chamber, 64...First pressure receiving part,
65...Fluid path, 66...Second pressure receiving section, 67...Flow path, 68...Second cylinder chamber, 69... ... Valve body, 70 ... Control seat section, 71 ... Control room, 72 ...
・Control spring, 73...Sub casing, 74・
...Pilot cylinder chamber, 75...Pilot piston, 76...Piston part, 77
...Pilot seat portion, 78...First pilot control room, 79...Second pilot control room, 80...Pilot spring, 81.
82... Signal detection circuit, 101.102...
...Pilot operated check valve. Fig. 1 34-4/: thing'l, fly blind sign (ii) B11
Figure 2 Figure 4 Figure 113 Figure 11g Figure 6 Figure 8 Figure 7 Figure 9 Figure 9

Claims (3)

【特許請求の範囲】[Claims] （１）ポンプと、このポンプから供給される制御流体に
より作動する複数のアクチュエータと、これらのアクチ
ュエータを切換作動させる方向切換弁とを備えた油圧駆
動制御装置において、前記方向切換弁は、比例ポペット
弁をメータイン要素及びメータアウト要素とする流量制
御弁と、前記メータイン要素と前記アクチュエータ間に
設けられ、前記メータイン要素下流圧に対して最高負荷
圧により制御される弁体とを含み、前記比例ポペット弁
は、流体入口と流体出口とを連通し或は遮断するシート
部を具備する主弁と、この主弁の背部に形成される背圧
室と、前記主弁に前記背圧室と前記流体出口とを連通し
て形成される流路と、前記主弁に前記流体入口と前記背
圧室とを連通して形成される絞り部と、前記主弁の前記
背圧室側に設けられ、前記背圧室と前記流路とを連通し
或は遮断するパイロットピストンとを有し、このパイロ
ットピストンを指令入力により移動させ、前記パイロッ
トピストンの移動に追従して前記主弁を移動させるよう
に構成され、前記ポンプを制御するポンプレギュレータ
には、前記最高負荷圧と前記ポンプの吐出圧とが導かれ
ていることを特徴とする油圧駆動制御装置。(1) In a hydraulic drive control device including a pump, a plurality of actuators operated by control fluid supplied from the pump, and a directional control valve that switches and operates these actuators, the directional control valve is a proportional poppet. The proportional poppet includes a flow control valve having a valve as a meter-in element and a meter-out element, and a valve body that is provided between the meter-in element and the actuator and is controlled by a maximum load pressure with respect to the downstream pressure of the meter-in element. The valve includes a main valve having a seat portion that communicates with or blocks a fluid inlet and a fluid outlet, a back pressure chamber formed at the back of the main valve, and a back pressure chamber and a fluid connected to the main valve. a flow path formed by communicating with the outlet; a throttle part formed by communicating the fluid inlet and the back pressure chamber with the main valve; provided on the back pressure chamber side of the main valve; It has a pilot piston that communicates or blocks the back pressure chamber and the flow path, and the pilot piston is moved by inputting a command, and the main valve is moved following the movement of the pilot piston. A hydraulic drive control device comprising: a pump regulator configured to control the pump; the maximum load pressure and the discharge pressure of the pump being guided; （２）ポンプレギュレータに最高負荷圧と、メータイン
要素と弁体間の圧力とを導く手段を設けたことを特徴と
する請求項（１）に記載の油圧駆動制御装置。(2) The hydraulic drive control device according to claim (1), wherein the pump regulator is provided with means for guiding the maximum load pressure and the pressure between the meter-in element and the valve body. （３）ポンプレギュレータにポンプ吐出圧と、メータイ
ン要素と弁体間の圧力とを導く手段を設けたことを特徴
とする請求項（１）に記載の油圧駆動制御装置。(3) The hydraulic drive control device according to claim (1), wherein the pump regulator is provided with means for guiding the pump discharge pressure and the pressure between the meter-in element and the valve body.