JP2006290236A

JP2006290236A - Hydraulic drive device

Info

Publication number: JP2006290236A
Application number: JP2005115829A
Authority: JP
Inventors: Rindou Morikawa; 林道森川; Genroku Sugiyama; 玄六杉山; Yoichi Iizuka; 陽一飯塚
Original assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Current assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Priority date: 2005-04-13
Filing date: 2005-04-13
Publication date: 2006-10-26

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a hydraulic drive device capable of making an effective differential pressure, i.e., a differential pressure of a pressure of a main conduit and a load pressure approach a previously set target differential pressure regardless of variation of a state amount related to a steering cylinder. <P>SOLUTION: The hydraulic drive device is provided with a steering control valve 11 having a main hydraulic pump 1, the steering cylinder 10 and a movable valve member rotated by rotation of a steering handle and controlling a flow of a pressure oil fed to the steering cylinder 10; a priority valve 4 having a spool 6 sliding so as to control a flow rate such that an actual effective differential pressure of a pressure of a main conduit and a load pressure of the steering cylinder 10 becomes a target value, having a check valve 33 in the spool 6, feeding the pressure oil delivered from a main hydraulic pump 1 to any one of the main conduit 2 and an auxiliary conduit 3 and preferentially feeding it to the main conduit 2; and a differential pressure correction means for correcting the above effective differential pressure according to the state amount related to drive of the steering cylinder 10, for example, according to a steering handle operation angle. <P>COPYRIGHT: (C)2007,JPO&INPIT

Description

本発明は、ホイールローダ等の建設機械や産業用機械などに備えられ、主油圧ポンプの圧油を主管路及び補助管路の少なくとも一方に供給すると共に、主管路に優先的に供給させるプライオリティバルブを含む油圧駆動装置に関する。 The present invention is provided in a construction machine such as a wheel loader, an industrial machine, and the like, and supplies a pressure oil of a main hydraulic pump to at least one of a main pipeline and an auxiliary pipeline and preferentially supplies the main pipeline to the main pipeline. It is related with the hydraulic drive device containing.

本願出願人は先に、この種のプイオリティバルブを有する油圧駆動装置を提案した（特願２００４−２０６１２１）。これを先行技術１として以下に説明する。この先行技術１は、主油圧ポンプと、この主油圧ポンプから吐出され主管路を介して供給される圧油によって駆動する操向シリンダと、主油圧ポンプから吐出される圧油が導かれる補助管路に接続される作業機回路と、ステアリングハンドルの操作によって作動する可動弁部材を有し、操向シリンダに供給される圧油の流れを制御する操向制御弁とを備えている。 The present applicant has previously proposed a hydraulic drive device having this kind of priority valve (Japanese Patent Application No. 2004-206121). This will be described below as Prior Art 1. This prior art 1 includes a main hydraulic pump, a steering cylinder driven by pressure oil discharged from the main hydraulic pump and supplied via a main pipeline, and an auxiliary pipe to which pressure oil discharged from the main hydraulic pump is guided. A work machine circuit connected to the road, and a steering valve that has a movable valve member that operates by operating the steering handle and controls the flow of pressure oil supplied to the steering cylinder.

また、主管路の圧力と操向シリンダの負荷圧との現実の差圧である有効差圧が目標の値になるように流量を制御して摺動するスプールを有し、主油圧ポンプから吐出される圧油を、主管路及び補助管路の少なくとも一方に供給させると共に、主管路に優先的に供給させるプライオリティバルブを備えている。このプライオリティバルブには主油圧ポンプ方向への圧油の流れを防ぐ逆止弁が内蔵されている。 In addition, it has a spool that slides by controlling the flow rate so that the effective differential pressure, which is the actual differential pressure between the pressure in the main line and the load pressure in the steering cylinder, becomes the target value. The pressure oil to be supplied is supplied to at least one of the main pipeline and the auxiliary pipeline, and is provided with a priority valve that preferentially supplies the main pipeline. This priority valve incorporates a check valve that prevents the flow of pressure oil toward the main hydraulic pump.

このように構成される先行技術１は、ステアリングハンドルを操作、すなわち回転させることにより、操向制御弁の可動弁部材が作動し、プライオリティバルブを介して優先的に主管路に供給される主油圧ポンプの圧油が、操向制御弁を介して操向シリンダに供給され、ステアリングハンドルの操作角に応じた操向操作が実施される。なお、このようにステアリングハンドルが操作されるときであっても、主油圧ポンプから吐出された残りの圧油は、補助管路を介して作業機回路に含まれる油圧アクチュエータへと供給可能となっている。したがって、作業機回路の油圧アクチュエータを作動させることにより、作業機の駆動も可能となっている。 In the prior art 1 configured as described above, by operating, that is, rotating the steering handle, the movable valve member of the steering control valve is operated, and the main hydraulic pressure supplied preferentially to the main pipeline via the priority valve. Pressure oil of the pump is supplied to the steering cylinder via the steering control valve, and the steering operation according to the operating angle of the steering handle is performed. Even when the steering handle is operated in this way, the remaining pressure oil discharged from the main hydraulic pump can be supplied to the hydraulic actuator included in the work implement circuit via the auxiliary pipe line. ing. Therefore, the working machine can be driven by operating the hydraulic actuator of the working machine circuit.

また、本願出願人は先に、プライオリティバルブを有する別の油圧駆動装置を提案した（特願２００４−２１８８５３）。これを先行技術２とする。この先行技術２も、プライオリティバルブに逆止弁を内蔵させていない点を除けば、上述した先行技術１と同等の構成になっている。 The applicant of the present application has previously proposed another hydraulic drive device having a priority valve (Japanese Patent Application No. 2004-218853). This is referred to as Prior Art 2. This prior art 2 also has the same configuration as the prior art 1 except that the check valve is not built in the priority valve.

本発明者らの実験等による確認から、上述した先行技術１にあっては、プライオリティバルブに逆止弁を内蔵させたことに伴う問題があることが分かった。すなわち、この逆止弁を設けたことによりプライオリティバルブ内に比較的大きな圧力損失が発生してしまうことがある。この先行技術１にあっては、本来は、主管路の圧力と操向シリンダの負荷圧との現実の差圧である有効差圧を、ステアリングハンドルの操作角の如何に拘わらず予め設定される目標差圧に保持したいところが、上述した逆止弁に関係する圧力損失により、実際にはステアリングハンドルの操作角が大きくなるに従って有効差圧が次第に小さくなってしまい、これに伴って主油圧ポンプからの操向シリンダへの供給流量が、ステアリングハンドルの操作角に応じて本来供給されるべき目標流量、すなわち、上述の予め設定される目標差圧に相応する目標流量よりも少ない流量となってしまう場合がある。 From confirmation by the inventors' experiments and the like, it has been found that there is a problem associated with incorporating the check valve into the priority valve in the prior art 1 described above. That is, by providing this check valve, a relatively large pressure loss may occur in the priority valve. In the prior art 1, an effective differential pressure, which is an actual differential pressure between the main line pressure and the load pressure of the steering cylinder, is set in advance regardless of the operating angle of the steering wheel. Where the target differential pressure is to be maintained, the effective pressure differential gradually decreases as the steering wheel operating angle increases due to the pressure loss related to the check valve described above. The flow rate supplied to the steering cylinder is a target flow rate that should be supplied according to the operating angle of the steering handle, that is, a flow rate that is less than the target flow rate corresponding to the above-mentioned preset target differential pressure. There is a case.

また、先行技術２にあっては、プライオリティバルブ内に逆止弁を設けていないことから、逆止弁に関係する問題は生じないものの、操向シリンダの負荷圧や、エンジンの回転数あるいは主油圧ポンプの回転数等に関係する問題があることが分かった。すなわち、この先行技術２では、エンジンの回転数あるいは主油圧ポンプの回転数が高くなるに従って、また、操向シリンダの負荷圧が高くなるに従って、上述した主管路の圧力と負荷圧との現実の差圧である有効差圧が予め設定される目標差圧よりも次第に大きくなってしまい、これに伴って操向シリンダへ供給される流量が、エンジンの回転数あるいは主油圧ポンプの回転数に応じて目標差圧に相応する本来供給されるべき目標流量よりも多い流量となってしまう場合がある。 In Prior Art 2, since the check valve is not provided in the priority valve, there is no problem related to the check valve, but the load pressure of the steering cylinder, the engine speed or the main engine It was found that there was a problem related to the rotational speed of the hydraulic pump. That is, in this prior art 2, as the engine speed or the main hydraulic pump speed increases, and as the load pressure of the steering cylinder increases, the actual pressure between the main line and the load pressure is increased. The effective differential pressure, which is the differential pressure, gradually becomes larger than the preset target differential pressure, and as a result, the flow rate supplied to the steering cylinder depends on the engine speed or the main hydraulic pump speed. In some cases, the flow rate may be larger than the target flow rate that should be originally supplied corresponding to the target differential pressure.

つまり、本願出願人が先に提案した上述の先行技術１，２にあっては、本来は、ステアリングハンドル操作角や、エンジンの回転数などの操向シリンダの駆動に関係する状態量の変化に拘わらず、主管路の圧力と操向シリンダの負荷圧との現実の差圧である有効差圧を予め設定される目標差圧に保持したいところが、実際には有効差圧が上述した状態量の変化に応じて目標差圧よりも小さくなったり、大きくなったりし、その結果、主油圧ポンプから操向シリンダへの供給流量が、目標差圧に相応する目標流量よりも少なくなってしまったり、逆に多くなってしまったりする事態を生じる懸念がある。 In other words, in the above-described prior arts 1 and 2 previously proposed by the applicant of the present application, the change in the state quantity related to the driving of the steering cylinder, such as the steering handle operating angle and the engine speed, is inherently changed. Regardless, the effective differential pressure, which is the actual differential pressure between the main line pressure and the steering cylinder load pressure, should be maintained at the preset target differential pressure. Depending on the change, it may become smaller or larger than the target differential pressure, and as a result, the supply flow rate from the main hydraulic pump to the steering cylinder will be less than the target flow rate corresponding to the target differential pressure, On the contrary, there is a concern that the situation will increase.

本発明は、上述した従来技術における実状からなされたもので、その目的は、操向シリンダに関係する状態量の変化に拘わらず、主管路の圧力と操向シリンダの負荷圧との現実の差圧である有効差圧を、予め設定される目標差圧に近づけることができる油圧駆動装置を提供することにある。 The present invention was made from the actual situation in the above-described prior art, and its purpose is to realize the actual difference between the pressure in the main line and the load pressure in the steering cylinder regardless of the change in the state quantity related to the steering cylinder. An object of the present invention is to provide a hydraulic drive device that can bring an effective differential pressure that is a pressure close to a preset target differential pressure.

上記目的を達成するために、本発明は、主油圧ポンプと、この主油圧ポンプから吐出され主管路を介して供給される圧油によって駆動する操向シリンダと、上記主油圧ポンプから吐出される圧油が導かれる補助管路に接続される作業機回路と、ステアリングハンドルの操作によって作動する可動弁部材を有し、上記操向シリンダに供給される圧油の流れを制御する操向制御弁とを備えると共に、上記主管路の圧力と上記操向シリンダの負荷圧との現実の差圧である有効差圧が目標の値になるように流量を制御して摺動するスプールを有し、上記主油圧ポンプから吐出される圧油を、上記主管路及び上記補助管路の少なくとも一方に供給させると共に、上記主管路に優先的に供給させるプライオリティバルブを備えた油圧駆動装置において、上記操向シリンダの駆動に関係する状態量に応じて、上記有効差圧を補正する差圧補正手段を備えたことを特徴としている。 In order to achieve the above object, the present invention provides a main hydraulic pump, a steering cylinder driven by pressure oil discharged from the main hydraulic pump and supplied through a main pipeline, and discharged from the main hydraulic pump. A steering control valve that has a work machine circuit connected to an auxiliary pipeline through which pressure oil is guided and a movable valve member that is operated by operation of a steering handle, and that controls the flow of pressure oil supplied to the steering cylinder. And a spool that slides by controlling the flow rate so that an effective differential pressure that is an actual differential pressure between the pressure of the main pipeline and the load pressure of the steering cylinder becomes a target value. In the hydraulic drive device including a priority valve for supplying pressure oil discharged from the main hydraulic pump to at least one of the main pipeline and the auxiliary pipeline and preferentially supplying the main pipeline to the main pipeline, Depending on the state quantity relating to the driving of the steering cylinder, it is characterized by comprising a differential pressure correction means for correcting the effective pressure difference.

このように構成した本発明は、ステアリングハンドルの操作時には、主油圧ポンプから吐出される圧油をプライオリティバルブを介して優先的に主管路に供給し、さらに操向シリンダに供給して所望の操向操作を実施できる。また、主油圧ポンプから吐出される余剰流量はプライオリティバルブから補助管路に供給され、この補助管路に供給された圧油が作業機回路に供給され、作業機の駆動が可能となる。 In the present invention configured as described above, when the steering handle is operated, the pressure oil discharged from the main hydraulic pump is preferentially supplied to the main pipeline via the priority valve, and further supplied to the steering cylinder to perform a desired operation. Direction operation. Further, the surplus flow rate discharged from the main hydraulic pump is supplied from the priority valve to the auxiliary pipeline, and the pressure oil supplied to the auxiliary pipeline is supplied to the work implement circuit, so that the work implement can be driven.

上述したステアリングハンドルの操作の間、差圧補正手段によって、操向シリンダの駆動に関係する状態量に応じて現実の差圧である有効差圧、すなわち主管路の圧力と操向シリンダの負荷圧との差圧である有効差圧が補正される。これにより、操向シリンダの駆動に関係する状態量の如何に拘わらず有効差圧を、予め設定される目標差圧に近づけることができる。その結果、プライオリティバルブから主管路へ供給される圧油の流量補正が行なわれ、操向シリンダへの供給流量を、予め設定される目標差圧に応じた本来供給されるべき目標流量に相当する流量とすることができる。 During the operation of the steering handle described above, the differential pressure correction means causes the effective differential pressure, which is the actual differential pressure according to the state quantity related to the driving of the steering cylinder, that is, the main line pressure and the steering cylinder load pressure. The effective differential pressure, which is the differential pressure with respect to, is corrected. Thereby, the effective differential pressure can be brought close to the preset target differential pressure regardless of the state quantity related to the driving of the steering cylinder. As a result, the flow rate of the pressure oil supplied from the priority valve to the main pipeline is corrected, and the supply flow rate to the steering cylinder corresponds to the target flow rate that should be supplied according to the preset target differential pressure. It can be a flow rate.

また、本発明は、上記発明において、上記プライオリティバルブが上記主油圧ポンプ方向への圧油の流れを防ぐ逆止弁を内蔵し、上記状態量がステアリングハンドル操作角であると共に、上記差圧補正手段が、上記ステアリングハンドル操作角が大きくなるに従って上記主管路へ供給される上記圧油の流量を増加させるように上記有効差圧を補正する手段から成ることを特徴としている。このように構成した本発明は、プライオリティバルブに逆止弁を内蔵させたことに伴う圧力損失による有効差圧の減少を防ぎ、この有効差圧を目標差圧に近づけることができる。 Further, the present invention is the above invention, wherein the priority valve incorporates a check valve for preventing the flow of pressure oil toward the main hydraulic pump, the state quantity is a steering handle operating angle, and the differential pressure correction The means is characterized by comprising means for correcting the effective differential pressure so as to increase the flow rate of the pressure oil supplied to the main pipeline as the steering handle operating angle increases. According to the present invention configured as described above, it is possible to prevent the effective differential pressure from being reduced due to pressure loss due to the built-in check valve in the priority valve, and to bring the effective differential pressure close to the target differential pressure.

また、本発明は、上記発明において、上記差圧補正手段が、上記ステアリングハンドル操作角を検出する回転角度センサと、上記プライオリティバルブの制御室に供給される制御圧を出力する電磁比例弁と、上記回転角度センサの検出信号に応じて上記電磁比例弁の駆動を制御するコントローラとを含むことを特徴としている。 Further, the present invention is the above invention, wherein the differential pressure correction means includes a rotation angle sensor that detects the steering wheel operation angle, an electromagnetic proportional valve that outputs a control pressure supplied to a control chamber of the priority valve, And a controller for controlling driving of the electromagnetic proportional valve in accordance with a detection signal of the rotation angle sensor.

また、本発明は、上記発明において、上記主油圧ポンプを駆動するエンジンを備え、上記状態量が、上記操向シリンダの負荷圧と、上記エンジンの回転数または上記主油圧ポンプの回転数であると共に、上記差圧補正手段が、上記負荷圧が高くなるに従って、また、上記エンジンの回転数または上記主油圧ポンプの回転数が高くなるに従って、上記主管路へ供給される圧油の流量を減少させるように上記有効差圧を補正する手段から成ることを特徴としている。このように構成した本発明は、操向シリンダの負荷圧が高くなったり、エンジンの回転数あるいは主油圧ポンプの回転数が高くなったりすることに伴う有効差圧の上昇を防ぎ、この有効差圧を目標差圧に近づけることができる。 The present invention further includes an engine for driving the main hydraulic pump, wherein the state quantity is a load pressure of the steering cylinder and a rotational speed of the engine or a rotational speed of the main hydraulic pump. At the same time, the differential pressure correction means reduces the flow rate of the pressure oil supplied to the main line as the load pressure increases and as the engine speed or the main hydraulic pump speed increases. It is characterized by comprising means for correcting the effective differential pressure. The present invention configured as described above prevents an increase in the effective differential pressure associated with an increase in the load pressure of the steering cylinder or an increase in the engine speed or the main hydraulic pump speed. The pressure can be brought close to the target differential pressure.

また、本発明は、上記発明において、上記状態量が、上記有効差圧であると共に、上記差圧補正手段が、上記有効差圧が大きくなるに従って上記主管路へ供給される圧油の流量を減少させるように上記有効差圧を補正する手段から成ることを特徴としている。このように構成した本発明も、操向シリンダの負荷圧が高くなったり、エンジンの回転数あるいは主油圧ポンプの回転数が高くなったりすることに伴う有効差圧の上昇を防ぎ、この有効差圧を目標差圧に近づけることができる。 Further, the present invention is the above invention, wherein the state quantity is the effective differential pressure, and the differential pressure correcting means controls the flow rate of the pressure oil supplied to the main pipeline as the effective differential pressure increases. It is characterized by comprising means for correcting the effective differential pressure so as to decrease. The present invention configured as described above also prevents an increase in the effective differential pressure caused by an increase in the load pressure of the steering cylinder or an increase in the engine speed or the main hydraulic pump speed. The pressure can be brought close to the target differential pressure.

本発明は、操向シリンダの駆動に関係する状態量に応じて、主管路の圧力と操向シリンダの負荷圧との現実の差圧である有効差圧を補正する差圧補正手段を備えたことから、操向シリンダの駆動に関係する状態量の変化に拘わらず有効差圧を、予め設定される目標差圧に近づけることができ、これにより目標差圧に応じた目標流量に相当する流量を操向シリンダに供給でき、ステアリングハンドルの操作量に応じた操向シリンダの精度の高い駆動制御を実現させることができる。 The present invention includes differential pressure correction means for correcting an effective differential pressure that is an actual differential pressure between the pressure of the main pipe and the load pressure of the steering cylinder in accordance with a state quantity related to the driving of the steering cylinder. Therefore, the effective differential pressure can be brought close to the preset target differential pressure regardless of the change in the state quantity related to the driving of the steering cylinder, and thereby the flow rate corresponding to the target flow rate according to the target differential pressure. Can be supplied to the steering cylinder, and high-precision drive control of the steering cylinder according to the operation amount of the steering handle can be realized.

以下，本発明に係る油圧駆動装置を実施するための最良の形態を図に基づいて説明する。 The best mode for carrying out the hydraulic drive apparatus according to the present invention will be described below with reference to the drawings.

図１は本発明に係る油圧駆動装置の第１実施形態を示す油圧回路図、図２は図１に示す第１実施形態に備えられるプライオリティバルブの構造を示す断面図、図３は図１に示す第１実施形態に備えられるコントローラに含まれる関数設定部を示す図である。 1 is a hydraulic circuit diagram showing a first embodiment of a hydraulic drive device according to the present invention, FIG. 2 is a cross-sectional view showing the structure of a priority valve provided in the first embodiment shown in FIG. 1, and FIG. It is a figure which shows the function setting part contained in the controller with which 1st Embodiment is shown.

図１に示す本発明に係る油圧駆動装置の第１実施形態、及び後述する第２，第３実施形態は、例えばホイールローダなどのステアリング機構に備えられるものである。第１実施形態は、例えば図１に示すように、主油圧ポンプ１と、この主油圧ポンプ１から吐出される圧油を、主管路２及び補助管路３の少なくとも一方に供給させると共に、主管路２に優先的に供給させるプライオリティバルブ４を備えている。このプライオリティバルブ４は、本体を形成するハウジング５内に摺動自在なスプール６を備えている。このスプール６の一端には、このスプール６を付勢するばね７が配置される制御室８を備え、他端には、ばね７の力と制御室８に与えられる圧油の圧力による力との和に対抗する力を与える圧油が導かれる制御室９を備えている。 The first embodiment of the hydraulic drive device according to the present invention shown in FIG. 1 and the second and third embodiments described later are provided in a steering mechanism such as a wheel loader, for example. In the first embodiment, for example, as shown in FIG. 1, the main hydraulic pump 1 and the pressure oil discharged from the main hydraulic pump 1 are supplied to at least one of the main pipeline 2 and the auxiliary pipeline 3, and the main pipeline A priority valve 4 for preferentially supplying the channel 2 is provided. The priority valve 4 includes a slidable spool 6 in a housing 5 forming a main body. One end of the spool 6 is provided with a control chamber 8 in which a spring 7 for urging the spool 6 is arranged, and the other end includes a force of the spring 7 and a force generated by the pressure oil pressure applied to the control chamber 8. A control chamber 9 into which pressure oil is applied to give a force that counteracts the sum of

また、主管路２の圧油が導かれ、ロッド１２に連結される図示しないステアリングハンドルによって軸心を中心に回転可能な可動弁部材１３を有する操向制御弁１１と、この操向制御弁１１から供給される圧油によって駆動し、図示しないタイヤの向きの制御、すなわち操向操作を行なう操向シリンダ１０とを備えている。操向制御弁１１の可動弁部材１３と操向シリンダ１０の室Ａとは管路１４で接続させてあり、可動弁部材１３と操向シリンダ１０の室Ｂとは管路１５で接続させてある。 Further, the steering control valve 11 having a movable valve member 13 that is guided by pressure oil in the main pipe line 2 and can be rotated around an axis by a steering handle (not shown) connected to the rod 12, and the steering control valve 11 And a steering cylinder 10 that controls the direction of the tire (not shown), that is, performs a steering operation. The movable valve member 13 of the steering control valve 11 and the chamber A of the steering cylinder 10 are connected by a pipeline 14, and the movable valve member 13 and the chamber B of the steering cylinder 10 are connected by a pipeline 15. is there.

上述した主管路２と、プライオリティバルブ４のスプール６の一端に形成された制御室８とは流路１６で接続してあり、この流路１６中に絞り１７を設けてある。また、主管路２と、プライオリティバルブ４のスプール６の他端に形成される制御室９とは油路１８で接続してある。この油路１８中に絞り１９を設けてある。操作制御弁１１の可動弁部材１３に導かれる操向シリンダ１０の負荷圧は検出管路２０で検出される。この検出管路２０中にも絞り２１を設けてある。 The main pipeline 2 described above and the control chamber 8 formed at one end of the spool 6 of the priority valve 4 are connected by a flow path 16, and a throttle 17 is provided in the flow path 16. The main pipeline 2 and the control chamber 9 formed at the other end of the spool 6 of the priority valve 4 are connected by an oil passage 18. A throttle 19 is provided in the oil passage 18. The load pressure of the steering cylinder 10 guided to the movable valve member 13 of the operation control valve 11 is detected by the detection pipeline 20. A diaphragm 21 is also provided in the detection pipeline 20.

同図１に示すように、絞り１７，１９，２１は、プライオリティバルブ４内に形成させてある。また、このプライオリティバルブ４内には操向シリンダ１０の負荷圧が一定圧以上にならないように制御する安全弁、すなわちリリーフ弁２２と、このリリーフ弁２２を通過する圧油を浄化するフィルタ２３とを配置してある。 As shown in FIG. 1, the diaphragms 17, 19, and 21 are formed in the priority valve 4. In addition, a safety valve that controls the load pressure of the steering cylinder 10 so as not to exceed a predetermined pressure, that is, a relief valve 22 and a filter 23 that purifies pressure oil that passes through the relief valve 22 are provided in the priority valve 4. It is arranged.

操向制御弁１１とタンク２４とは戻り管路２５で接続してあり、この戻り管路２５中にも、タンク２４に戻る油を浄化するフィルタ２６を配置してある。 The steering control valve 11 and the tank 24 are connected by a return pipe 25, and a filter 26 for purifying oil returning to the tank 24 is also arranged in the return pipe 25.

さらに、主油圧ポンプ１を駆動する図示しないエンジンの故障時や、主油圧ポンプ１の故障時等の主管路２への圧油供給機能低下時に、緊急用圧油を管路２８を介して主管路２に供給可能な緊急用油圧ポンプ２７を備えている。また、この緊急用油圧ポンプ２７を駆動するモータ２９と、このモータ２９の駆動を制御するスイッチ３０と、プライオリティバルブ４の制御室９の圧力を検出する圧力センサ３１と、この圧力センサ３１で検出される圧力に応じてスイッチ３０のオン、オフを制御するコントローラ３２とを備えている。 Furthermore, emergency pressure oil is supplied to the main pipe via the pipe line 28 when the engine (not shown) for driving the main hydraulic pump 1 is broken or when the pressure oil supply function to the main pipe line 2 is reduced. An emergency hydraulic pump 27 that can be supplied to the passage 2 is provided. Further, a motor 29 for driving the emergency hydraulic pump 27, a switch 30 for controlling the driving of the motor 29, a pressure sensor 31 for detecting the pressure in the control chamber 9 of the priority valve 4, and detection by the pressure sensor 31 And a controller 32 for controlling on / off of the switch 30 in accordance with the applied pressure.

なお、主油圧ポンプ１の吐出圧はリリーフ弁３４によって規定される。また、上述した補助管路３によって、図示しない作業機を駆動する油圧アクチュエータに圧油が供給されるようになっている。すなわち、補助管路３は、上述の油圧アクチュエータを含む作業機回路に接続されている。 The discharge pressure of the main hydraulic pump 1 is defined by a relief valve 34. Further, pressure oil is supplied to a hydraulic actuator that drives a working machine (not shown) by the auxiliary pipe 3 described above. That is, the auxiliary pipeline 3 is connected to a work machine circuit including the hydraulic actuator described above.

上述したプライオリティバルブ４は、図２に示すように、スプール６の内部に上述した主管路２に連通する通路４６を有し、この通路４６上に位置するスプール６の内部に、上述した緊急用圧油の主油圧ポンプ１方向への流れを阻止する逆止弁３３を配置してある。緊急用油圧ポンプ２７から吐出された緊急用圧油を導く管路２８は、例えばプライオリティバルブ４のハウジング５内の所定部位５０に接続させてある。 As shown in FIG. 2, the priority valve 4 described above has a passage 46 communicating with the main pipeline 2 described above inside the spool 6, and the emergency valve described above is provided inside the spool 6 located on the passage 46. A check valve 33 for preventing the flow of pressure oil in the direction of the main hydraulic pump 1 is disposed. The conduit 28 for guiding the emergency pressure oil discharged from the emergency hydraulic pump 27 is connected to a predetermined portion 50 in the housing 5 of the priority valve 4, for example.

プライオリティバルブ４のスプール６を摺動自在に収納するハウジング５は、主油圧ポンプ１に接続されるポンプポート４０と、主管路２に接続される主管路供給ポートＣＦと、補助管路３に接続される補助管路供給ポートＥＦと、上述した検出管路２０によって負荷圧が与えられる負荷圧ポートＬＳとを備えている。 A housing 5 that slidably houses the spool 6 of the priority valve 4 is connected to a pump port 40 connected to the main hydraulic pump 1, a main line supply port CF connected to the main line 2, and an auxiliary line 3. And a load pressure port LS to which a load pressure is applied by the detection pipe 20 described above.

また、プライオリティバルブ４のスプール６は、ポンプポート４０に連通する中央室４１に臨ませた大径部５７を有し、この大径部５７の外周の一端に主管路２に供給される圧油の流れを制御する主管路側制御エッジ５８を形成してあり、大径部５７の外周の他端に補助管路３に供給される圧油の流れを制御する補助管路側制御エッジ５９を形成してある。この大径部５７の内部を通るように、主管路２に連通する上述の通路４６を形成し、この通路４６上に位置するスプール６の内部に、緊急用圧油の主油圧ポンプ１方向への流れを阻止する上述の逆止弁３３を配置してある。 Further, the spool 6 of the priority valve 4 has a large diameter portion 57 facing the central chamber 41 communicating with the pump port 40, and pressure oil supplied to the main pipe line 2 at one end of the outer periphery of the large diameter portion 57. The main pipe side control edge 58 for controlling the flow of the oil is formed, and the auxiliary pipe side control edge 59 for controlling the flow of the pressure oil supplied to the auxiliary pipe line 3 is formed at the other end of the outer periphery of the large diameter portion 57. It is. The passage 46 communicating with the main pipeline 2 is formed so as to pass through the inside of the large diameter portion 57, and the emergency pressure oil is directed toward the main hydraulic pump 1 in the spool 6 located on the passage 46. The above-described check valve 33 is arranged to prevent the flow of air.

そして特に、この第１実施形態は、操向シリンダ１０の駆動に関係する状態量に応じて、例えばステアリングハンドル操作角に応じて、主管路の圧力と操向シリンダ１０の負荷圧との現実の差圧である有効差圧を補正する差圧補正手段を備えており、この差圧補正手段は、例えば上述のステアリングハンドル操作角が大きくなるに従って主管路２へ供給される圧油の流量を増加させるように有効差圧を補正する手段から成っている。 In particular, in the first embodiment, the actual pressure between the main line pressure and the load pressure of the steering cylinder 10 depends on the state quantity related to the driving of the steering cylinder 10, for example, on the steering handle operating angle. A differential pressure correction means for correcting an effective differential pressure, which is a differential pressure, is provided. This differential pressure correction means increases the flow rate of the pressure oil supplied to the main pipe line 2 as the steering wheel operation angle increases, for example. It consists of means to correct the effective differential pressure so as to make it.

上述した差圧補正手段は、図１に示すように、ステアリングハンドル操作角、すなわち図示しないステアリングハンドルに連結されるロッド１２の回転角度を検出する回転角度センサ６０と、プライオリティバルブ４の制御室８に供給される制御圧を出力する電磁比例弁６２と、パイロット圧を供給するパイロットポンプ６３と、回転角度センサ６０の検出信号に応じて電磁比例弁６２の駆動を制御するコントローラ６１を含む構成になっている。なお、コントローラ６１は、コントローラ３２とは別体に設けてあるが、これらを１つコントローラとして設けてもよい。 As shown in FIG. 1, the differential pressure correcting means described above includes a steering handle operating angle, that is, a rotation angle sensor 60 that detects a rotation angle of the rod 12 connected to a steering handle (not shown), and a control chamber 8 of the priority valve 4. The configuration includes an electromagnetic proportional valve 62 that outputs a control pressure supplied to the motor, a pilot pump 63 that supplies a pilot pressure, and a controller 61 that controls the driving of the electromagnetic proportional valve 62 according to a detection signal of the rotation angle sensor 60. It has become. The controller 61 is provided separately from the controller 32, but one of these may be provided as a controller.

コントローラ６１内には、図３に示すように、ステアリングハンドル操作角θ、すなわち回転角度センサ６０の検出信号の値が大きくなるに従って、次第に値の大きい制御電流ｉを出力する関数設定部６１ａを設けてある。 As shown in FIG. 3, the controller 61 is provided with a function setting unit 61a that outputs a control current i that gradually increases as the steering wheel operation angle θ, that is, the value of the detection signal of the rotation angle sensor 60 increases. It is.

また、図２に示すように、プライオリティバルブ４のハウジング５には電磁比例弁６２から出力される制御圧を導く通路６４を形成してあると共に、ハウジング５とスプール６との間には、通路６４を経由して導いた制御圧をスプール６に作用させるための室６５を形成させてある。 Further, as shown in FIG. 2, a passage 64 for guiding a control pressure output from the electromagnetic proportional valve 62 is formed in the housing 5 of the priority valve 4, and a passage is provided between the housing 5 and the spool 6. A chamber 65 for allowing the control pressure guided via 64 to act on the spool 6 is formed.

このように構成した第１実施形態は、図示しないステアリングハンドルが操作されず、主油圧ポンプ１から圧油Ｐが吐出されず、図１に示すように操向制御弁１１の可動弁部材１３が中立位置に保持されているときには、検出管路２０は可動弁部材１３を介してタンク２４に接続される戻り管路２５に連通する。すなわち、プライオリティバルブ４のスプール６のばね７が配置される制御室８は低圧となり、その低圧が流路１６，１８を介して制御室９にも与えられる。したがって、ばね７の力によってスプール６は同図１に示す状態に保たれる。 In the first embodiment configured as described above, the steering handle (not shown) is not operated, the pressure oil P is not discharged from the main hydraulic pump 1, and the movable valve member 13 of the steering control valve 11 as shown in FIG. When held in the neutral position, the detection pipe line 20 communicates with the return pipe line 25 connected to the tank 24 via the movable valve member 13. In other words, the control chamber 8 in which the spring 7 of the spool 6 of the priority valve 4 is disposed has a low pressure, and the low pressure is also applied to the control chamber 9 through the flow paths 16 and 18. Therefore, the spool 6 is maintained in the state shown in FIG.

この状態において、主油圧ポンプ１から圧油Ｐが吐出されると、適宜に設定した絞り１７と絞り２１の関係から同図１に示す油路１８、絞り１９を介してプライオリティバルブ４のスプール６の他端の制御室９に圧油が導かれ、この制御室９の圧力が所定圧以上になったときにスプール６はばね７の力に抗して右位置に切換えられる。したがって、図２の矢印５４で示すようにプライオリティバルブ４のポンプポート４０に導かれた圧油Ｐは、中央室４１に配置されたスプール６の大径部５７の外周から中央室４１と室５３との間に位置するスプール６の小径部に沿うように流れて、中央室４１から室５３へと導かれ、矢印５６で示すように、補助管路供給ポートＥＦから図１に示す補助管路３に供給される。これによって図示しない作業機の駆動が可能となる。 In this state, when the pressure oil P is discharged from the main hydraulic pump 1, the spool 6 of the priority valve 4 via the oil passage 18 and the throttle 19 shown in FIG. When the pressure oil is introduced into the control chamber 9 at the other end, and the pressure in the control chamber 9 exceeds a predetermined pressure, the spool 6 is switched to the right position against the force of the spring 7. Therefore, as shown by the arrow 54 in FIG. 2, the pressure oil P guided to the pump port 40 of the priority valve 4 starts from the outer periphery of the large-diameter portion 57 of the spool 6 disposed in the central chamber 41 to the central chamber 41 and the chamber 53. 1 flows from the central chamber 41 to the chamber 53, and as shown by an arrow 56, from the auxiliary pipeline supply port EF to the auxiliary pipeline shown in FIG. 3 is supplied. As a result, a working machine (not shown) can be driven.

また、このような状態からステアリングハンドルが操作されると、プライオリティバルブ４のスプール６は、ばね７の力と制御室８に与えられる圧油の圧力による力の和と、制御室９に与えられる圧油の圧力による力との大小関係に応じて摺動する。 Further, when the steering handle is operated from such a state, the spool 6 of the priority valve 4 is given to the control chamber 9 by the sum of the force of the spring 7 and the pressure of the pressure oil given to the control chamber 8. Sliding according to the magnitude relationship with the force due to the pressure of the pressure oil.

すなわち、ステアリングハンドルの操作に伴って、プライオリティバルブ４のスプール６が例えば図２に示す状態に保持され、主油圧ポンプ１から吐出される圧油Ｐが矢印５４で示すようにポンプポート４０から中央室４１に導かれ、大径部５７の外周に沿うように流れて、大径部５７の通路４６に導かれ、逆止弁３３を押し開き、室４８から主管路供給ポートＣＦを介して矢印５５で示すように主管路２に供給される。これにより図１に示す操向制御弁１１を介して操向シリンダ１０に圧油Ｐが供給され、操向シリンダ１０を駆動して図示しないタイヤを動かすことができる。 That is, as the steering handle is operated, the spool 6 of the priority valve 4 is held in the state shown in FIG. 2, for example, and the pressure oil P discharged from the main hydraulic pump 1 is centered from the pump port 40 as indicated by an arrow 54. It is guided to the chamber 41, flows along the outer periphery of the large diameter portion 57, is guided to the passage 46 of the large diameter portion 57, pushes the check valve 33 open, and the arrow from the chamber 48 via the main pipeline supply port CF. As indicated by 55, it is supplied to the main pipeline 2. Thus, the pressure oil P is supplied to the steering cylinder 10 via the steering control valve 11 shown in FIG. 1, and the steering cylinder 10 can be driven to move a tire (not shown).

その後、プライオリティバルブ４の制御室９に導かれる圧油の圧力による力が制御室８側の力に比べて大きくなると、プライオリティバルブ４のスプール６が図２の左方向に摺動し、中央室４１が室５３に連通する状態になる。これにより、上述のようにして供給される主油圧ポンプ１の圧油Ｐの余剰流量が中央室４１から室５３に導かれ、この室５３から補助管路供給ポートＥＦを経て矢印５６に示すように補助管路３に供給される。これにより上述したように、作業機の駆動が可能となる。 After that, when the force due to the pressure oil pressure guided to the control chamber 9 of the priority valve 4 becomes larger than the force on the control chamber 8 side, the spool 6 of the priority valve 4 slides in the left direction in FIG. 41 is in communication with the chamber 53. As a result, the surplus flow rate of the pressure oil P of the main hydraulic pump 1 supplied as described above is guided from the central chamber 41 to the chamber 53, and as indicated by the arrow 56 from this chamber 53 via the auxiliary pipeline supply port EF. To the auxiliary pipe 3. As a result, the working machine can be driven as described above.

なお、このような動作の間、操向制御弁１１の上流圧、すなわち主管路の圧力がプライオリティバルブ４のスプール６の制御室９に導かれ、制御室８の圧力は操向制御弁１１の下流圧、すなわち操向シリンダ１０の負荷圧に対応した圧力となり、プライオリティバルブ４のスプール６は、操向制御弁１１の上流圧と下流圧との差圧、すなわち主管路の圧力との現実の差圧である有効差圧が目標の値になるように流量を制御して摺動する。したがって、このプライオリティバルブ４は圧力補償弁として機能しようとする。 During this operation, the upstream pressure of the steering control valve 11, that is, the pressure in the main line is guided to the control chamber 9 of the spool 6 of the priority valve 4, and the pressure in the control chamber 8 is controlled by the steering control valve 11. The pressure corresponding to the downstream pressure, that is, the load pressure of the steering cylinder 10, and the spool 6 of the priority valve 4 is the actual pressure difference between the upstream pressure and the downstream pressure of the steering control valve 11, that is, the main line pressure. The sliding is performed by controlling the flow rate so that the effective differential pressure, which is the differential pressure, becomes a target value. Therefore, the priority valve 4 tries to function as a pressure compensation valve.

また、主油圧ポンプ１を駆動する図示しないエンジンが故障したときや、主油圧ポンプ１が故障したときなどのように、主管路２への圧油供給機能が低下し、緊急用油圧ポンプ２７から管路２８を介して緊急用圧油が供給されると、図２に示すプライオリティバルブ４のハウジング５に形成された所定部位５０に緊急用圧油が与えられる。この緊急用圧油が室４８を経て主油圧ポンプ１の圧油Ｐに合流して、あるいは主油圧ポンプ１の圧油Ｐの代わりに主管路供給ポートＣＦから矢印５５で示すように主管路２に供給される。これにより、タイヤをステアリングハンドルの操作に応じて動かすことができる。この間、プライオリティバルブ４の中央室４１の圧力に比べて室４８の圧力が高くなったときには、ばね４７の力と、逆止弁３３の流路４９を経て、ばね４７が配置される室４８に導かれる圧力による力とによって、逆止弁３３は通路４６を閉じるように保持される。したがって、上述した緊急用圧油の主油圧ポンプ１方向への流れは、逆止弁３３によって防止される。 Further, the function of supplying the pressure oil to the main pipe line 2 is reduced, such as when an engine (not shown) that drives the main hydraulic pump 1 fails or when the main hydraulic pump 1 fails, and the emergency hydraulic pump 27 When the emergency pressure oil is supplied through the conduit 28, the emergency pressure oil is supplied to the predetermined portion 50 formed in the housing 5 of the priority valve 4 shown in FIG. The emergency pressure oil merges with the pressure oil P of the main hydraulic pump 1 through the chamber 48 or, instead of the pressure oil P of the main hydraulic pump 1, as indicated by an arrow 55 from the main line supply port CF. To be supplied. Thereby, the tire can be moved according to the operation of the steering wheel. During this time, when the pressure in the chamber 48 becomes higher than the pressure in the central chamber 41 of the priority valve 4, the force of the spring 47 and the flow path 49 of the check valve 33 pass through the chamber 48 in which the spring 47 is disposed. The check valve 33 is held so as to close the passage 46 by the force caused by the introduced pressure. Accordingly, the above-described flow of the emergency pressure oil toward the main hydraulic pump 1 is prevented by the check valve 33.

そして特に、この第１実施形態は、ステアリングハンドルの操作による操向シリンダ１０の操作が行なわれる間、上述のように構成した差圧補正手段によって、操向シリンダ１０の駆動に関係する状態量であるステアリングハンドル操作角に応じて、現実の差圧である有効差圧の補正が行なわれる。すなわち、ステアリングハンドル操作角が図１に示す回転角度センサ６０によって検出され、コントローラ６１に備えられる関数設定部６１ａで回転角度センサ６０の検出信号の値に応じた制御電流ｉが求められ、該当する制御電流ｉが電磁比例弁６２出力される。これにより電磁比例弁６２が駆動してパイロットポンプ６３のパイロット圧を一次圧とし、電磁比例弁６２から吐出される二次圧すなわち制御圧が、図２に示すプライオリティバルブ４のハウジング５の通路６４を介して室６５に与えられる。これにより、ステアリングハンドル操作角が大きくなるに従って主管路２へ供給される圧油の流量を増加させるように、有効差圧の補正が行なわれる。すなわち、プライオリティバルブ４に逆止弁３３を内蔵させたことに伴う圧力損失による有効差圧の減少を防ぐ制御が行なわれ、この有効差圧を予め設定される目標差圧に近づけることができる。 In particular, in the first embodiment, while the steering cylinder 10 is operated by the operation of the steering handle, the differential pressure correcting means configured as described above is used for the state quantity related to the driving of the steering cylinder 10. The effective differential pressure, which is an actual differential pressure, is corrected according to a certain steering wheel operation angle. That is, the steering wheel operation angle is detected by the rotation angle sensor 60 shown in FIG. 1, and the control current i corresponding to the value of the detection signal of the rotation angle sensor 60 is obtained by the function setting unit 61a provided in the controller 61. The control current i is output from the electromagnetic proportional valve 62. Thus, the electromagnetic proportional valve 62 is driven to set the pilot pressure of the pilot pump 63 as the primary pressure, and the secondary pressure, that is, the control pressure discharged from the electromagnetic proportional valve 62 is changed to the passage 64 of the housing 5 of the priority valve 4 shown in FIG. To the chamber 65. As a result, the effective differential pressure is corrected so that the flow rate of the pressure oil supplied to the main pipeline 2 is increased as the steering wheel operation angle increases. That is, control is performed to prevent a decrease in the effective differential pressure due to pressure loss due to the built-in check valve 33 in the priority valve 4, and the effective differential pressure can be brought close to a preset target differential pressure.

このように構成した第１実施形態によれば、プライオリティバルブ４のスプール６内に逆止弁３３を設けるようにしたので、プライオリティバルブ４等とは別体に設けられる独立構造体としての逆止弁、このような逆止弁をプライオリティバルブ４等の外部の所定個所に設置する固定具、及び逆止弁をプライオリティバルブ４等に接続する配管等が不要になる。これらによって、全体の部品数を少なくすることができる。また、逆止弁３３をプライオリティバルブ４等の外部の所定個所に設置する設置作業を不要にできる。さらに、上述したようにプライオリティバルブ４のスプール６の外部に位置するこのプライオリティバルブ４のハウジング５部分に、逆止弁３３を設置するための領域を要することがなく、このプライオリティバルブ４の形状を大きくしないで済む。すなわち、プライオリティバルブ４を、独立構造体としての逆止弁を備えた場合のプライオリティバルブと同等の大きさとすることができ、このプライオリティバルブ４の所定個所への据付作業を簡単に行なうことができる。 According to the first embodiment configured as described above, since the check valve 33 is provided in the spool 6 of the priority valve 4, the check as an independent structure provided separately from the priority valve 4 and the like. There is no need for a valve, a fixture for installing such a check valve at a predetermined location outside the priority valve 4 or the like, and piping for connecting the check valve to the priority valve 4 or the like. As a result, the total number of parts can be reduced. Further, the installation work for installing the check valve 33 at a predetermined location outside the priority valve 4 or the like can be eliminated. Further, as described above, there is no need for a region for installing the check valve 33 in the housing 5 portion of the priority valve 4 located outside the spool 6 of the priority valve 4, and the shape of the priority valve 4 is changed. Don't make it bigger. That is, the priority valve 4 can have the same size as the priority valve provided with the check valve as an independent structure, and the priority valve 4 can be easily installed at a predetermined location. .

また、主管路側制御エッジ５８と補助管路側制御エッジ５９とをプライオリティバルブ４のスプール６に形成される大径部５７に含ませてあり、この大径部５７をポンプポート４０に連通する中央室４１に臨ませてあるので、スプール６の長さ寸法を短く設定することができる。これにより、このスプール６の長さ方向に対応するプライオリティバルブ４のハウジング５の寸法を小さく設定でき、このプライオリティバルブ４のコンパクト化を実現できる。 Further, the main pipe side control edge 58 and the auxiliary pipe side control edge 59 are included in the large diameter portion 57 formed in the spool 6 of the priority valve 4, and the large diameter portion 57 communicates with the pump port 40. 41, the length dimension of the spool 6 can be set short. Thereby, the dimension of the housing 5 of the priority valve 4 corresponding to the length direction of the spool 6 can be set small, and the priority valve 4 can be made compact.

そして特に、回転角度センサ６０、電磁比例弁６２、コントローラ６１、及びパイロットポンプ６３を含み、操向シリンダ１０の駆動に関係する状態量であるステアリングハンドル操作角に応じて、主管路の圧力と負荷圧との差圧である有効差圧を補正する差圧補正手段を備えたことから、ステアリングハンドル操作角の変化に拘わらず、有効差圧を、予め設定される目標差圧に近づけることができ、これにより目標差圧に応じた目標流量に相当する流量を操向シリンダ１０に供給できる。したがって、ステアリングハンドルの操作量に応じた操向シリンダ１０の精度の高い駆動制御を実現させることができる。 In particular, the pressure and load of the main line include the rotation angle sensor 60, the electromagnetic proportional valve 62, the controller 61, and the pilot pump 63, depending on the steering handle operating angle, which is a state quantity related to driving of the steering cylinder 10. Since differential pressure correction means for correcting the effective differential pressure, which is the differential pressure with respect to the pressure, is provided, the effective differential pressure can be brought close to the preset target differential pressure regardless of changes in the steering wheel operating angle. As a result, a flow rate corresponding to the target flow rate corresponding to the target differential pressure can be supplied to the steering cylinder 10. Therefore, highly accurate drive control of the steering cylinder 10 according to the operation amount of the steering handle can be realized.

図４は本発明の第２実施形態を示す油圧回路図、図５は図４に示す第２実施形態に備えられるプライオリティバルブの構造を示す断面図、図６は図４に示す第２実施形態に備えられるコントローラに含まれる関数設定部及び乗算部を示す図である。 4 is a hydraulic circuit diagram showing a second embodiment of the present invention, FIG. 5 is a sectional view showing a structure of a priority valve provided in the second embodiment shown in FIG. 4, and FIG. 6 is a second embodiment shown in FIG. It is a figure which shows the function setting part and multiplication part which are contained in the controller with which is equipped.

図４に示す第２実施形態は、上述した第１実施形態では備えられていた緊急用油圧ポンプ２７、及びこの緊急用油圧ポンプ２７を駆動させる機構を備えておらず、これに伴ってプライオリティバルブ４内には逆止弁を備えていない。 The second embodiment shown in FIG. 4 does not include the emergency hydraulic pump 27 and the mechanism for driving the emergency hydraulic pump 27 provided in the first embodiment described above, and accordingly, the priority valve 4 has no check valve.

また、プライオリティバルブ４は、図５に示すように、スプール６を摺動自在に収納するハウジング５は、主油圧ポンプ１のハウジング８０に形成された油路７１に連通する中央室８１と、この中央室８１に連通可能であると共に、主管路２に接続される主管路供給ポートＣＦに連通する室８２と、中央室８１に連通可能であると共に、補助管路３に接続される補助管路供給ポートＥＦに連通する室８３とを有する。 As shown in FIG. 5, the priority valve 4 includes a housing 5 that slidably accommodates the spool 6, a central chamber 81 that communicates with an oil passage 71 formed in the housing 80 of the main hydraulic pump 1, and this A chamber 82 communicated with the central chamber 81 and communicated with the main pipeline supply port CF connected to the main pipeline 2, and an auxiliary pipeline communicated with the central chamber 81 and connected to the auxiliary pipeline 3 And a chamber 83 communicating with the supply port EF.

ハウジング５内に摺動自在に配置されるスプール６は、中央室８１に臨ませた小径部８４の一端に形成され、主管路２に供給される圧油の流れを制御する主管路側制御エッジ８５を有する第１大径部８６と、小径部８４の他端に形成され、補助管路３に供給される圧油の流れを制御する補助管路側制御エッジ８７を有する第２大径部８８とを備えている。上述した第１大径部８６は室８２に臨ませてあり、第２大径部８８は室８３に臨ませてある。 The spool 6 slidably disposed in the housing 5 is formed at one end of a small diameter portion 84 facing the central chamber 81, and controls the main line side control edge 85 that controls the flow of pressure oil supplied to the main line 2. A first large-diameter portion 86 having a second large-diameter portion 88 formed on the other end of the small-diameter portion 84 and having an auxiliary pipe-side control edge 87 that controls the flow of pressure oil supplied to the auxiliary pipe 3. It has. The first large diameter portion 86 described above faces the chamber 82, and the second large diameter portion 88 faces the chamber 83.

なお、図４中には、主油圧ポンプ１を駆動するエンジン７０、及び補助管路３に接続される作業機回路７４を図示してある。 In FIG. 4, an engine 70 for driving the main hydraulic pump 1 and a work machine circuit 74 connected to the auxiliary pipeline 3 are shown.

この第２実施形態は特に、操向シリンダ１０の駆動に関係する状態量である。操向シリンダ１０の負荷圧、及びエンジン７０の回転数あるいは主油圧ポンプ１の回転数に応じて、現実の差圧である有効差圧を補正する差圧補正手段を備えており、この差圧補正手段は例えば、操向シリンダ１０の負荷圧が高くなるに従って、また、エンジン７０の回転数または主油圧ポンプ１の回転数が高くなるに従って、主管路２へ供給される圧油の流量を減少させるように有効差圧を補正する手段から成っている。 In particular, the second embodiment is a state quantity related to the driving of the steering cylinder 10. A differential pressure correcting means for correcting an effective differential pressure, which is an actual differential pressure, is provided according to the load pressure of the steering cylinder 10 and the rotational speed of the engine 70 or the rotational speed of the main hydraulic pump 1. The correction means, for example, decreases the flow rate of the pressure oil supplied to the main pipeline 2 as the load pressure of the steering cylinder 10 is increased and as the rotational speed of the engine 70 or the rotational speed of the main hydraulic pump 1 is increased. It consists of means to correct the effective differential pressure so as to make it.

この第２実施形態における差圧補正手段は、図４に示すように、操向シリンダ１０の負荷圧を検出する圧力センサ７５と、例えばエンジン７０の回転数を検出する回転数センサ７６と、プライオリティバルブ４の制御室９の側に供給される制御圧を出力する電磁比例弁６２と、パイロット圧を供給するパイロットポンプ６３と、圧力センサ７５の検出信号の値、及び回転数センサ７６の検出信号の値に応じて電磁比例弁６２の駆動を制御するコントローラ６１を含む構成になっている。 As shown in FIG. 4, the differential pressure correction means in the second embodiment includes a pressure sensor 75 for detecting the load pressure of the steering cylinder 10, a rotation speed sensor 76 for detecting the rotation speed of the engine 70, and a priority. An electromagnetic proportional valve 62 that outputs a control pressure supplied to the control chamber 9 side of the valve 4, a pilot pump 63 that supplies a pilot pressure, a value of a detection signal of a pressure sensor 75, and a detection signal of a rotation speed sensor 76 The controller 61 is configured to control the drive of the electromagnetic proportional valve 62 according to the value of.

コントローラ６１内には、図６に示すように、操向シリンダ１０の負荷圧ＰＬＳの検出信号の値が大きくなるに従って、１を下限値とする次第に値が大きくなる補正係数Ｋを出力する関数設定部６１ｂと、エンジン７０の回転数の検出信号ｒｐｍの値が大きくなるに従って、次第に値が大きくなる制御電流ｉを出力する関数設定部６１ｃと、これらの関数設定部６１ｂ，６１ｃから出力される補正係数Ｋと制御電流ｉとを乗算する乗算部６１ｄとを設けてある。 In the controller 61, as shown in FIG. 6, a function setting for outputting a correction coefficient K that gradually increases with the value of 1 as the lower limit as the value of the detection signal of the load pressure PLS of the steering cylinder 10 increases. 61b, a function setting unit 61c that outputs a control current i that gradually increases as the value of the detection signal rpm for the rotational speed of the engine 70 increases, and corrections that are output from these function setting units 61b and 61c. A multiplication unit 61d that multiplies the coefficient K and the control current i is provided.

また、プライオリティバルブ４のハウジング５には、電磁比例弁６２から出力される制御圧を導く通路９０と、この通路９０を経由して導いた制御圧をスプール６に作用させるための室９１とを設けてある。その他の構成は、上述した第１実施形態の構成とほぼ同等である。 Further, the housing 5 of the priority valve 4 has a passage 90 for guiding the control pressure output from the electromagnetic proportional valve 62 and a chamber 91 for applying the control pressure guided through the passage 90 to the spool 6. It is provided. Other configurations are substantially the same as those of the first embodiment described above.

このように構成した第２実施形態も、プライオリティバルブ４によって主管路２側に主油圧ポンプ１の圧油を優先的に供給できる。この点については第１実施形態におけるのと同様である。 Also in the second embodiment configured as described above, the priority valve 4 can preferentially supply the pressure oil of the main hydraulic pump 1 to the main pipeline 2 side. This is the same as in the first embodiment.

この第２実施形態は特に、ステアリングハンドルの回転による操向シリンダ１０の操作が行なわれる間、上述した構成の差圧補正手段によって、操向シリンダ１０の駆動に関係する状態量である操向シリンダ１０の負荷圧と、エンジン７０の回転数とに応じて、現実の差圧である有効差圧の補正が行なわれる。すなわち、操向シリンダ１０の負荷圧ＰＬＳが圧力センサ７５で検出されると共に、エンジン７０の回転数ｒｐｍが回転数センサ７６で検出され、コントローラ６１に設けられる関数設定部６１ｂ，６１ｃのそれぞれから対応する補正係数Ｋと制御電流ｉが出力され、これらが乗算部６１ｄで乗算されて補正された制御電流ｉが求められ、この補正された制御電流ｉが電磁比例弁６２に出力される。これにより、電磁比例弁６２が駆動してパイロットポンプ６３のパイロット圧を一次圧とし、電磁比例弁６２から吐出される二次圧、すなわち制御圧が、図５に示すプライオリティバルブ４のハウジング５の通路９０を介して室９１に与えられる。その結果、操向シリンダ１０の負荷圧ＰＬＳが高くなるに従って、また、エンジン７０の回転数ｒｐｍが高くなるに従って、主管路２へ供給される圧油の流量を減少させるように、有効差圧の補正が行なわれる。すなわち、操向シリンダ１０の負荷圧ＰＬＳが高くなることによる、また、エンジン７０の回転数ｒｐｍが高くなることによる有効差圧の上昇を防ぐ制御が行なわれ、この有効差圧を予め設定される目標差圧に近づけることができる。 In particular, the second embodiment is a steering cylinder that is a state quantity related to driving of the steering cylinder 10 by the differential pressure correcting means having the above-described configuration while the steering cylinder 10 is operated by rotation of the steering handle. The effective differential pressure that is an actual differential pressure is corrected according to the load pressure of 10 and the rotational speed of the engine 70. That is, the load pressure PLS of the steering cylinder 10 is detected by the pressure sensor 75, and the rotational speed rpm of the engine 70 is detected by the rotational speed sensor 76, and each of the function setting units 61b and 61c provided in the controller 61 responds. The correction coefficient K and the control current i to be output are output, and these are multiplied by the multiplication unit 61 d to obtain the corrected control current i. The corrected control current i is output to the electromagnetic proportional valve 62. As a result, the electromagnetic proportional valve 62 is driven to set the pilot pressure of the pilot pump 63 as the primary pressure, and the secondary pressure discharged from the electromagnetic proportional valve 62, that is, the control pressure is applied to the housing 5 of the priority valve 4 shown in FIG. It is given to the chamber 91 through the passage 90. As a result, the effective differential pressure is reduced so that the flow rate of the pressure oil supplied to the main line 2 is decreased as the load pressure PLS of the steering cylinder 10 is increased and as the rotational speed rpm of the engine 70 is increased. Correction is performed. That is, control is performed to prevent an increase in the effective differential pressure due to an increase in the load pressure PLS of the steering cylinder 10 and an increase in the rotational speed rpm of the engine 70, and this effective differential pressure is preset. The target differential pressure can be approached.

このように構成した第２実施形態によれば、圧力センサ７５、回転数センサ７６、電磁比例弁６２、コントローラ６１、及びパイロットポンプ６３を含み、操向シリンダ１０の駆動に関係する状態量である操向シリンダ１０の負荷圧ＰＬＳと、エンジン７０の回転数ｒｐｍとに応じて、現実の有効差圧の補正を行なう差圧補正手段を備えたことから、操向シリンダ１０の負荷圧ＰＬＳの変化、及びエンジン７０の回転数ｒｐｍの変化に拘わらず、有効差圧を上述した第１実施形態におけるのと同様に、予め設定される目標差圧に近づけることができ、これにより目標差圧に応じた目標流量に相当する流量を操向シリンダ１０に供給できる。したがって、この第２実施形態も第１実施形態と同様に、ステアリングハンドルの操作量に応じた操向シリンダ１０の精度の高い駆動制御を実現させることができる。 According to the second embodiment configured as described above, the pressure sensor 75, the rotation speed sensor 76, the electromagnetic proportional valve 62, the controller 61, and the pilot pump 63 are state quantities related to driving of the steering cylinder 10. Since the differential pressure correcting means for correcting the actual effective differential pressure according to the load pressure PLS of the steering cylinder 10 and the rotational speed rpm of the engine 70 is provided, the change in the load pressure PLS of the steering cylinder 10 In addition, the effective differential pressure can be brought close to the preset target differential pressure in the same manner as in the first embodiment described above, regardless of the change in the rotational speed rpm of the engine 70, and in accordance with the target differential pressure. A flow rate corresponding to the target flow rate can be supplied to the steering cylinder 10. Therefore, the second embodiment can also realize high-accuracy drive control of the steering cylinder 10 according to the operation amount of the steering handle, similarly to the first embodiment.

図７は本発明の第３実施形態を示す油圧回路図、図８は図７に示す第３実施形態に備えられるコントローラに含まれる演算部及び関数設定部を示す図である。 FIG. 7 is a hydraulic circuit diagram showing a third embodiment of the present invention, and FIG. 8 is a diagram showing a calculation unit and a function setting unit included in a controller provided in the third embodiment shown in FIG.

図７に示す第３実施形態は、特に、操向シリンダ１０の駆動に関係する状態量、例えば主管路の圧力ＰＣＦと操向シリンダ１０の負荷圧ＰＬＳとの現実の差圧である有効差圧ΔＰに応じて、その有効差圧ΔＰを補正する差圧補正手段を備えており、この差圧補正手段は、例えば有効差圧ΔＰが大きくなるに従って、主管路２へ供給される圧油の流量を減少させるようにその有効差圧ΔＰを補正する手段から成っている。 The third embodiment shown in FIG. 7 is an effective differential pressure that is an actual differential pressure between the state quantity relating to the driving of the steering cylinder 10, for example, the pressure PCF of the main pipeline and the load pressure PLS of the steering cylinder 10. In accordance with ΔP, there is provided differential pressure correction means for correcting the effective differential pressure ΔP. This differential pressure correction means, for example, the flow rate of pressure oil supplied to the main pipeline 2 as the effective differential pressure ΔP increases. Means for correcting the effective differential pressure ΔP so as to reduce the pressure.

この第３実施形態における差圧補正手段は、図７に示すように、操向シリンダ１０の負荷圧ＰＬＳを検出する圧力センサ７５と、主管路の圧力ＰＣＦを検出する圧力センサ７５ａと、プライオリティバルブ４の制御室９の側（第２実施形態の室９１に相当）に供給される制御圧を出力する電磁比例弁６２と、パイロット圧を供給するパイロットポンプ６３と、圧力センサ７５の検出信号の値、及び圧力センサ７５ａの検出信号の値に応じて電磁比例弁６２の駆動を制御するコントローラ６１とを含む構成になっている。 As shown in FIG. 7, the differential pressure correction means in the third embodiment includes a pressure sensor 75 for detecting the load pressure PLS of the steering cylinder 10, a pressure sensor 75a for detecting the pressure PCF of the main line, and a priority valve. 4 of the control chamber 9 (corresponding to the chamber 91 of the second embodiment), an electromagnetic proportional valve 62 that outputs a control pressure, a pilot pump 63 that supplies pilot pressure, and a detection signal of the pressure sensor 75 The controller 61 controls the drive of the electromagnetic proportional valve 62 according to the value and the value of the detection signal of the pressure sensor 75a.

このコントローラ６１内には、図８に示すように、圧力センサ７５ａによって検出される主管路の圧力ＰＣＦと、圧力センサ７５によって検出される負荷圧ＰＬＳとの現実の差圧である有効差圧ΔＰを求める演算部６１ｅと、この演算部６１ｅで求められた有効差圧ΔＰが大きくなるに従って次第に大きな値となる制御電流ｉの関係が設定され、演算部６１ｅで求められた有効差圧ΔＰに応じた値の制御電流ｉを出力する関数設定部６１ｆとを設けてある。 In the controller 61, as shown in FIG. 8, an effective differential pressure ΔP which is an actual differential pressure between the pressure PCF of the main pipe line detected by the pressure sensor 75a and the load pressure PLS detected by the pressure sensor 75. And a relation between the control current i that gradually increases as the effective differential pressure ΔP calculated by the calculation unit 61e increases, and according to the effective differential pressure ΔP calculated by the calculation unit 61e. A function setting unit 61f that outputs a control current i having a predetermined value is provided.

その他の構成は、上述した図４に示す第２実施形態と同等である。 Other configurations are the same as those of the second embodiment shown in FIG. 4 described above.

このように構成した第３実施形態は、ステアリングハンドルの回転による操向シリンダ１０の操作が行なわれる間、上述した構成の差圧補正手段によって、有効差圧の補正が行なわれる。すなわち、主管路の圧力ＰＣＦが圧力センサ７５ａで検出されると共に、操向シリンダ１０の負荷圧ＰＬＳが圧力センサ７５で検出され、コントローラ６１に備えられる演算部６１ｅで現実の差圧である有効差圧ΔＰが求められ、この求められた有効差圧ΔＰに相応する値の制御電流ｉが関数設定部６１ｆから電磁比例弁６２に出力される。これにより、電磁比例弁６２が駆動してパイロットポンプ６３のパイロット圧を一次圧とし、電磁比例弁６２から吐出される二次圧、すなわち制御圧が、プライオリティバルブ４の制御室９の側（第２実施形態の室９１に相当）に与えられる。その結果、有効差圧が大きくなるに従って、主管路２へ供給される圧油の流量を減少させるようにこの有効差圧の補正が行なわれる。すなわち、有効差圧の上昇を防ぐ制御が行なわれ、この有効差圧を予め設定される目標差圧に近づけることができる。 In the third embodiment configured as described above, the effective differential pressure is corrected by the differential pressure correcting means having the above-described configuration while the steering cylinder 10 is operated by rotating the steering handle. That is, the pressure PCF of the main line is detected by the pressure sensor 75a, the load pressure PLS of the steering cylinder 10 is detected by the pressure sensor 75, and an effective difference that is an actual differential pressure is calculated by the calculation unit 61e provided in the controller 61. The pressure ΔP is obtained, and a control current i having a value corresponding to the obtained effective differential pressure ΔP is output from the function setting unit 61f to the electromagnetic proportional valve 62. As a result, the electromagnetic proportional valve 62 is driven to set the pilot pressure of the pilot pump 63 as the primary pressure, and the secondary pressure discharged from the electromagnetic proportional valve 62, that is, the control pressure, is increased to the control chamber 9 side of the priority valve 4 (the first pressure). Equivalent to the chamber 91 of the second embodiment). As a result, as the effective differential pressure increases, the effective differential pressure is corrected so that the flow rate of the pressure oil supplied to the main pipeline 2 is decreased. That is, control for preventing an increase in effective differential pressure is performed, and this effective differential pressure can be brought close to a preset target differential pressure.

このように構成した第３実施形態も、上述した第２実施形態と同等の効果が得られる。なお、上述した圧力センサ７５，７５ａを設ける代わりに差圧センサを設ける構成にしてもよい。 The third embodiment configured as described above can achieve the same effects as those of the second embodiment described above. In addition, you may make it the structure which provides a differential pressure sensor instead of providing the pressure sensors 75 and 75a mentioned above.

本発明に係る油圧駆動装置の第１実施形態を示す油圧回路図である。1 is a hydraulic circuit diagram showing a first embodiment of a hydraulic drive device according to the present invention. 図１に示す第１実施形態に備えられるプライオリティバルブの構造を示す断面図である。It is sectional drawing which shows the structure of the priority valve | bulb with which 1st Embodiment shown in FIG. 1 is equipped. 図１に示す第１実施形態に備えられるコントローラに含まれる関数設定部を示す図である。It is a figure which shows the function setting part contained in the controller with which 1st Embodiment shown in FIG. 1 is equipped. 本発明の第２実施形態を示す油圧回路図である。It is a hydraulic circuit diagram which shows 2nd Embodiment of this invention. 図４に示す第２実施形態に備えられるプライオリティバルブの構造を示す断面図である。It is sectional drawing which shows the structure of the priority valve with which 2nd Embodiment shown in FIG. 4 is equipped. 図４に示す第２実施形態に備えられるコントローラに含まれる関数設定部及び乗算部を示す図である。It is a figure which shows the function setting part and multiplication part which are included in the controller with which 2nd Embodiment shown in FIG. 4 is equipped. 本発明の第３実施形態を示す油圧回路図である。It is a hydraulic circuit diagram which shows 3rd Embodiment of this invention. 図７に示す第３実施形態に備えられるコントローラに含まれる演算部及び関数設定部を示す図である。It is a figure which shows the calculating part and function setting part which are contained in the controller with which 3rd Embodiment shown in FIG. 7 is equipped.

Explanation of symbols

１主油圧ポンプ
２主管路
３補助管路
４プライオリティバルブ
８制御室
９制御室
１０操向シリンダ
１１操向制御弁
１２ロッド
１３可動弁部材
３３逆止弁
５８主管路側制御エッジ
５９補助管路側制御エッジ
６０回転角度センサ（差圧補正手段）
６１コントローラ（差圧補正手段）
６１ａ関数設定部
６１ｂ関数設定部
６１ｃ関数設定部
６１ｄ乗算部
６１ｅ演算部
６１ｆ関数設定部
６２電磁比例弁（差圧補正手段）
６３パイロットポンプ（差圧補正手段）
６４通路
６５室
７０エンジン
７４作業機回路
７５圧力センサ（差圧補正手段）
７５ａ圧力センサ（差圧補正手段）
７６回転数センサ（差圧補正手段）
８５主管路側制御エッジ
８７補助管路側制御エッジ
９０通路
９１室 DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Main hydraulic pump 2 Main pipeline 3 Auxiliary pipeline 4 Priority valve 8 Control chamber 9 Control chamber 10 Steering cylinder 11 Steering control valve 12 Rod 13 Movable valve member 33 Check valve 58 Main pipeline side control edge 59 Auxiliary pipeline side control edge 60 Rotation angle sensor (Differential pressure correction means)
61 Controller (Differential pressure correction means)
61a function setting unit 61b function setting unit 61c function setting unit 61d multiplication unit 61e calculation unit 61f function setting unit 62 electromagnetic proportional valve (differential pressure correction means)
63 Pilot pump (Differential pressure correction means)
64 passage 65 chamber 70 engine 74 work machine circuit 75 pressure sensor (differential pressure correction means)
75a Pressure sensor (Differential pressure correction means)
76 Rotational speed sensor (Differential pressure correction means)
85 Main pipeline control edge 87 Auxiliary pipeline control edge 90 Passage 91 Chamber

Claims

The main hydraulic pump, a steering cylinder driven by pressure oil discharged from the main hydraulic pump and supplied via the main pipeline, and an auxiliary pipeline to which pressure oil discharged from the main hydraulic pump is guided A work machine circuit, a movable valve member that operates by operating a steering handle, and a steering control valve that controls a flow of pressure oil supplied to the steering cylinder,
A spool that slides by controlling the flow rate so that an effective differential pressure that is an actual differential pressure between the pressure of the main line and the load pressure of the steering cylinder becomes a target value; In the hydraulic drive apparatus provided with a priority valve for supplying the discharged pressure oil to at least one of the main pipeline and the auxiliary pipeline and preferentially supplying the main pipeline to the main pipeline,
A hydraulic drive device comprising: a differential pressure correcting means for correcting the effective differential pressure in accordance with a state quantity related to driving of the steering cylinder.

In the invention of claim 1,
The priority valve incorporates a check valve that prevents the flow of pressure oil toward the main hydraulic pump,
The state quantity is the steering wheel operation angle,
The hydraulic drive characterized in that the differential pressure correcting means comprises means for correcting the effective differential pressure so as to increase the flow rate of the pressure oil supplied to the main line as the steering handle operating angle increases. apparatus.

In the invention of claim 2,
The differential pressure correction means is
A rotation angle sensor for detecting the steering handle operating angle, an electromagnetic proportional valve for outputting a control pressure supplied to a control chamber of the priority valve, and driving of the electromagnetic proportional valve in response to a detection signal of the rotation angle sensor. And a controller for controlling the hydraulic drive device.

In the invention of claim 1,
An engine for driving the main hydraulic pump;
The state quantity is the load pressure of the steering cylinder and the rotational speed of the engine or the rotational speed of the main hydraulic pump,
The differential pressure correction means decreases the flow rate of the pressure oil supplied to the main line as the load pressure increases and as the engine speed or the main hydraulic pump speed increases. The hydraulic drive device further comprises means for correcting the effective differential pressure.

In the invention of claim 1,
The state quantity is the effective differential pressure,
The hydraulic drive apparatus according to claim 1, wherein the differential pressure correcting means comprises means for correcting the effective differential pressure so as to decrease the flow rate of the pressure oil supplied to the main pipe line as the effective differential pressure increases.