JP2008291913A - Hydraulic circuit of piston pump - Google Patents

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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a hydraulic circuit of a piston pump with good response. <P>SOLUTION: This hydraulic circuit of the piston pump comprises a first regulator 40 connected with each of main flow paths 20, 22 connected to each of emission ports of a twin piston pump 10, a second regulator 42 connected with one of the main flow paths connected to the delivery ports and supplying a second controlling hydraulic pressure to control the delivery flow rate of the pump according to a load of the main flow path, a selection valve 79 for selecting a higher hydraulic pressure out of first and second controlling hydraulic pressures, and a hydraulic actuator 76 controlling the angle of a swash plate to reduce the delivery flow rate of the pump according to the increase of the selected hydraulic pressure. <P>COPYRIGHT: (C)2009,JPO&INPIT

Description

本発明は、ピストンポンプの油圧回路の改良、特に油圧回路の応答性の改良に関するものである。   The present invention relates to an improvement in the hydraulic circuit of a piston pump, and in particular to an improvement in the response of the hydraulic circuit.

従来より、馬力（即ち出力）が略一定となるような等馬力特性で吐出圧と吐出流量を制御する馬力制御レギュレータを備える斜板式ピストンポンプが知られている（特許文献１参照）。この斜板式ピストンポンプは、ミニショベル等の油圧機械に使用され、斜板式ピストンポンプは油圧機械のエンジンからの出力により駆動されている。   Conventionally, a swash plate type piston pump including a horsepower control regulator that controls a discharge pressure and a discharge flow rate with a constant horsepower characteristic in which horsepower (that is, output) becomes substantially constant is known (see Patent Document 1). The swash plate type piston pump is used in a hydraulic machine such as a mini excavator, and the swash plate type piston pump is driven by an output from an engine of the hydraulic machine.

このような従来の油圧機械の油圧回路において、馬力制御レギュレータの下流にピストンポンプの斜板の傾転角度、つまりピストンポンプの吐出流量を油圧アクチュエータを介して制御するロードセンシングバルブが設置される。したがって、ピストンポンプから吐出した作動油は、馬力制御レギュレータ、ロードセンシングバルブ（ロードセンシングレギュレータ）を経由してピストンポンプの斜板の傾転角度を制御する油圧アクチュエータに供給される。
特開２００２−２０２０６３号公報 In such a hydraulic circuit of a conventional hydraulic machine, a load sensing valve for controlling the tilt angle of the swash plate of the piston pump, that is, the discharge flow rate of the piston pump, is provided downstream of the horsepower control regulator via a hydraulic actuator. Therefore, the hydraulic oil discharged from the piston pump is supplied to a hydraulic actuator that controls the tilt angle of the swash plate of the piston pump via a horsepower control regulator and a load sensing valve (load sensing regulator).
JP 2002-202063 A

等馬力制御中に吐出圧を変化させると、等馬力特性を維持するようにピストンポンプの吐出流量が変化する。しかしながら、吐出圧の変化は、馬力制御レギュレータ、ロードセンシングバルブ及びこれらを接続する流路を通じて作動油が流れて斜板を傾転させる油圧アクチュエータに伝達されるため、時間的な遅れであるタイムラグが生じて、吐出流量の変化が遅れ、応答性が悪化するという課題がある。   When the discharge pressure is changed during the equal horsepower control, the discharge flow rate of the piston pump changes so as to maintain the equal horsepower characteristics. However, since the change in the discharge pressure is transmitted to the hydraulic actuator that tilts the swash plate by flowing hydraulic oil through the horsepower control regulator, the load sensing valve, and the flow path connecting them, there is a time lag that is a time delay. This causes a problem that the change in the discharge flow rate is delayed and the responsiveness deteriorates.

本発明は上記の問題点を鑑みてなされたものであり、ピストンポンプの油圧回路において、吐出圧の変化に対する吐出流量の応答性を向上する油圧回路を提供することを目的とする。   The present invention has been made in view of the above problems, and an object of the present invention is to provide a hydraulic circuit that improves the responsiveness of the discharge flow rate to a change in the discharge pressure in the hydraulic circuit of the piston pump.

本発明は、吐出流量可変の斜板式２連ピストンポンプの各吐出口に接続する各メイン流路と、このメイン流路に接続し、前記斜板式２連ピストンポンプの吐出圧の平均圧に応じて前記斜板式２連ピストンポンプの吐出流量を制御するように第１の制御油圧を供給する第１レギュレータと、前記斜板式２連ピストンポンプの吐出口に接続する前記メイン流路の一方に接続し、このメイン流路の負荷に応じて前記斜板式２連ピストンポンプの吐出流量を制御するように第２の制御油圧を供給する第２レギュレータと、前記第１レギュレータから供給される第１の制御油圧と前記第２レギュレータから供給される第２の制御油圧のうち高圧側の油圧を選択する選択弁と、選択された油圧の上昇に応じて、前記斜板式２連ピストンポンプの吐出流量を減少させるように前記斜板式２連ピストンポンプの斜板の角度を制御する油圧アクチュエータとを備えたピストンポンプの油圧回路である。   The present invention relates to each main flow path connected to each discharge port of a swash plate type double piston pump with variable discharge flow rate, and connected to this main flow path, according to the average pressure of the discharge pressure of the swash plate type double piston pump. A first regulator for supplying a first control hydraulic pressure so as to control a discharge flow rate of the swash plate type double piston pump, and one of the main flow paths connected to a discharge port of the swash plate type double piston pump. A second regulator for supplying a second control hydraulic pressure so as to control a discharge flow rate of the swash plate type double piston pump according to the load of the main flow path, and a first regulator supplied from the first regulator. A selection valve for selecting a high-pressure side hydraulic pressure among a control hydraulic pressure and a second control hydraulic pressure supplied from the second regulator, and a discharge flow rate of the swash plate type double piston pump according to an increase in the selected hydraulic pressure. It is a hydraulic circuit of a piston pump and a hydraulic actuator for controlling the angle of the swash plate of the swash plate type twin piston pump so as to lack.

本発明によれば、メイン流路に接続する第１レギュレータまたは第２レギュレータを通過し、前記選択弁により選択された高圧の作動油が油圧アクチュエータに供給されるので、両方のレギュレータを通過する従来の油圧回路に比して、作動油が油圧アクチュエータに達するまでの時間を短縮して、油圧アクチュエータの応答性を向上することができる。   According to the present invention, since the high-pressure hydraulic oil selected by the selection valve passes through the first regulator or the second regulator connected to the main flow path and is supplied to the hydraulic actuator, the conventional system passes through both regulators. Compared with this hydraulic circuit, the time required for the hydraulic oil to reach the hydraulic actuator can be shortened, and the response of the hydraulic actuator can be improved.

図１は、本発明の油圧回路のオリフィス構造を適用する油圧回路図である。   FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram to which an orifice structure of a hydraulic circuit according to the present invention is applied.

本油圧回路には同軸上に配置され、エンジン１により駆動される３個のポンプが備えられる。第１ポンプ１０は、吐出流量可変可能な斜板式２連ピストンポンプであり、第２ポンプ１２、第３ポンプ１４はエンジン１の回転数に応じて吐出流量が規定される、例えば、ギアポンプで構成される。   The hydraulic circuit is provided with three pumps arranged coaxially and driven by the engine 1. The first pump 10 is a swash plate type double piston pump capable of varying the discharge flow rate, and the second pump 12 and the third pump 14 are configured by a gear pump, for example, whose discharge flow rate is defined according to the rotational speed of the engine 1. Is done.

第１ポンプ１０は２つの吐出口１６、１８を備え、それぞれの吐出口１６、１８に第１メイン流路２０、第２メイン流路２２が連通し、その第１、第２ポート２４、２６から作動油が、不図示の流路を通じて、例えばショベルのバケットを駆動するバケットシリンダに供給される。第２ポンプ１２の吐出口２８に第３メイン流路３０が連通し、第３ポート３２から作動油が供給される。さらに第３ポンプ１４の吐出口３４に第４メイン流路３６が連通し、第４ポート３８から低圧（いわゆるパイロット圧）の作動油が供給される。   The first pump 10 includes two discharge ports 16 and 18, and a first main channel 20 and a second main channel 22 communicate with the respective discharge ports 16 and 18, and the first and second ports 24 and 26 thereof. Hydraulic fluid is supplied to a bucket cylinder that drives, for example, a shovel bucket through a flow path (not shown). The third main channel 30 communicates with the discharge port 28 of the second pump 12, and hydraulic oil is supplied from the third port 32. Further, the fourth main flow path 36 communicates with the discharge port 34 of the third pump 14, and low pressure (so-called pilot pressure) hydraulic oil is supplied from the fourth port 38.

油圧回路には、第１ポンプ１０の駆動馬力が略一定となるように吐出圧に応じて吐出流量を制御するため、第１ポンプ１０の斜板を傾転する馬力制御レギュレータ４０を備える。   The hydraulic circuit includes a horsepower control regulator 40 that tilts the swash plate of the first pump 10 in order to control the discharge flow rate according to the discharge pressure so that the driving horsepower of the first pump 10 becomes substantially constant.

馬力制御レギュレータ４０は、３ポート２位置切換弁であって、スプールの一端にはポジションａ、ｂで切り換わるように第１ポンプ１０の吐出圧の平均圧と第２ポンプ１２の吐出圧とが信号圧として供給される。スプールの他端には、供給される信号圧に抗する馬力制御スプリング４４の付勢力が作用する。   The horsepower control regulator 40 is a three-port two-position switching valve, and at one end of the spool, the average pressure of the discharge pressure of the first pump 10 and the discharge pressure of the second pump 12 are switched at positions a and b. Supplied as signal pressure. A biasing force of a horsepower control spring 44 against the supplied signal pressure acts on the other end of the spool.

馬力制御レギュレータ４０のスプールに第１ポンプ１０の平均吐出圧を供給するサブ流路は、第１、第２メイン流路２０、２２からそれぞれ分岐した第１信号圧流路４６、第２信号圧流路４８と、これら第１、第２信号圧流路４６、４８が合流した第３信号圧流路５０とからなり、第３信号圧流路５０が馬力制御レギュレータ４０のスプールに信号圧としての油圧を供給する。第１、第２信号圧流路４６、４８にはオリフィス５２、５４が設置され、第１、第２メイン流路２０、２２の圧力脈動を緩和して伝達する。また、第１、第２信号圧流路４６、４８の合流部に接続する第１元圧流路５８がさらに形成され、この第１元圧流路５８は、馬力制御レギュレータ４０の所定のポートに接続し、第１元圧流路５８から供給される油圧が馬力制御レギュレータ４０の元圧となる。   The sub flow paths for supplying the average discharge pressure of the first pump 10 to the spool of the horsepower control regulator 40 are a first signal pressure flow path 46 and a second signal pressure flow path branched from the first and second main flow paths 20 and 22, respectively. 48 and a third signal pressure channel 50 in which the first and second signal pressure channels 46 and 48 merge, and the third signal pressure channel 50 supplies a hydraulic pressure as a signal pressure to the spool of the horsepower control regulator 40. . Orifices 52 and 54 are installed in the first and second signal pressure channels 46 and 48 to relieve pressure pulsations in the first and second main channels 20 and 22 for transmission. Further, a first source pressure channel 58 connected to the joining portion of the first and second signal pressure channels 46 and 48 is further formed. This first source pressure channel 58 is connected to a predetermined port of the horsepower control regulator 40. The hydraulic pressure supplied from the first original pressure flow path 58 becomes the original pressure of the horsepower control regulator 40.

馬力制御レギュレータ４０は、スプールの一端に作用する第１ポンプ１０の平均吐出圧と第２ポンプ１２の吐出圧との合算の圧力に基づく信号圧と、他端に作用する馬力制御スプリング４４の付勢力との大小関係によりポジションａ、ｂが規定される。   The horsepower control regulator 40 includes a signal pressure based on the sum of the average discharge pressure of the first pump 10 acting on one end of the spool and the discharge pressure of the second pump 12, and a horsepower control spring 44 acting on the other end. Positions a and b are defined by the magnitude relationship with the power.

馬力制御レギュレータ４０は、第１ポンプ１０の平均吐出圧と第２ポンプ１２の吐出圧との合算の圧力に基づく信号圧が馬力制御スプリング４４の付勢力より小さい場合にはポジションｂに切り換わり、第１ポンプ１０の斜板の傾転角度を制御する大径アクチュエータ７６に第５元圧流路７４を介して繋がる第４元圧流路７７と、第１ドレン流路５９とが連通し、第１ドレン流路５９を介して各ポンプ１０、１２、１４の吸入側に設けられたドレン流路である吸入側流路５６が連通状態となる。   The horsepower control regulator 40 switches to the position b when the signal pressure based on the combined pressure of the average discharge pressure of the first pump 10 and the discharge pressure of the second pump 12 is smaller than the urging force of the horsepower control spring 44, A fourth source pressure channel 77 connected to a large-diameter actuator 76 for controlling the tilt angle of the swash plate of the first pump 10 via a fifth source pressure channel 74 and a first drain channel 59 communicate with each other. The suction side flow path 56 which is a drain flow path provided on the suction side of each of the pumps 10, 12, and 14 through the drain flow path 59 is in communication.

一方、第１ポンプ１０の平均吐出圧と第２ポンプ１２の吐出圧との合算の圧力に基づく信号圧が馬力制御スプリング４４の付勢力より大きい場合には、ポジションａに切り換わり、第１、第２メイン流路２０、２２の平均圧の作動油が導かれる第１元圧流路５８と、第４元圧流路７７とが連通する。作動油は、第１元圧流路５８、第４元圧流路７７から第５元圧流路７４を介して第１ポンプ１０の斜板を傾転する大径アクチュエータ７６に供給される。   On the other hand, when the signal pressure based on the combined pressure of the average discharge pressure of the first pump 10 and the discharge pressure of the second pump 12 is larger than the urging force of the horsepower control spring 44, the position a is switched to the first, A first source pressure channel 58 through which hydraulic oil having an average pressure in the second main channels 20 and 22 is guided communicates with a fourth source pressure channel 77. The hydraulic oil is supplied from the first source pressure channel 58 and the fourth source pressure channel 77 to the large-diameter actuator 76 that tilts the swash plate of the first pump 10 via the fifth source pressure channel 74.

第２メイン流路２２の吐出圧に基づく圧力を第１ポンプ１０の斜板の傾転角を変える大径アクチュエータ７６に伝達する第２元圧流路７３の途中にロードセンシングバルブ（ロードセンシングレギュレータ）４２が設けられる。ロードセンシングバルブ４２は、第１−第３ポート２４、２６、３２等に作用する負荷圧を検知して切り換わり、このため、ロードセンシングバルブ４２のスプールの両端には、スプールの位置決めのための信号圧がそれぞれ加わる。   A load sensing valve (load sensing regulator) is provided in the middle of the second source pressure channel 73 that transmits a pressure based on the discharge pressure of the second main channel 22 to the large-diameter actuator 76 that changes the tilt angle of the swash plate of the first pump 10. 42 is provided. The load sensing valve 42 is switched by detecting the load pressure acting on the first to third ports 24, 26, 32, etc. Therefore, both ends of the spool of the load sensing valve 42 are for positioning the spool. Each signal pressure is applied.

１つは第５ポート６０からの油圧であり、この第５ポート６０は、第１、第２ポート２４、２６下流に設置された不図示のコントロールバルブの上流側の圧力の基づく圧力が供給される。ここで、コントロールバルブは、油圧機械、例えばパワーショベルのバケットを操作するバケットシリンダを制御するためのバルブである。   One is the hydraulic pressure from the fifth port 60, and the fifth port 60 is supplied with pressure based on the pressure upstream of a control valve (not shown) installed downstream of the first and second ports 24 and 26. The Here, the control valve is a valve for controlling a bucket cylinder for operating a bucket of a hydraulic machine, for example, a power shovel.

また、第５ポート６０の油圧に基づく信号圧に抗して第６ポート６２からの油圧が２つ目の信号圧としてスプールの反対端に作用する。この第６ポート６２にはコントロールバルブ下流の流路が接続し、したがって、第６ポート６２からスプールに供給される油圧は、例えばバケットシリンダに供給される負荷圧に基づく圧力となる。   Also, the hydraulic pressure from the sixth port 62 acts on the opposite end of the spool as the second signal pressure against the signal pressure based on the hydraulic pressure of the fifth port 60. A flow path downstream of the control valve is connected to the sixth port 62, and therefore the hydraulic pressure supplied from the sixth port 62 to the spool is based on the load pressure supplied to the bucket cylinder, for example.

さらに第５ポート６０からの信号圧に抗する作用力として、油圧アクチュエータ６４の作用力がスプールの反対端に作用するように構成される。   Further, as an action force against the signal pressure from the fifth port 60, the action force of the hydraulic actuator 64 is configured to act on the opposite end of the spool.

油圧アクチュエータ６４には、第３ポンプ１４のパイロット作動油がピストンを挟んだ左右の油室に第１、第２差圧流路７０、７２を通じてそれぞれ供給されるが、図中右側の油室に接続する第２差圧流路７２上流の第４メイン流路３６途中にはオリフィス６８が設置されており、ロードセンシングバルブ４２のスプールに接続する油圧アクチュエータ６４のロッドを図中右側、すなわち、スプールを右側へ移動する作用力を生じる。   The hydraulic actuator 64 is supplied with the pilot hydraulic oil of the third pump 14 through the first and second differential pressure passages 70 and 72 to the left and right oil chambers sandwiching the piston, but is connected to the right oil chamber in the figure. An orifice 68 is provided in the middle of the fourth main flow path 36 upstream of the second differential pressure flow path 72, and the rod of the hydraulic actuator 64 connected to the spool of the load sensing valve 42 is on the right side in the drawing, that is, the spool is on the right side. This produces an action force that moves to

したがって、ロードセンシングバルブ４２の位置は、スプールに作用する第５ポート６０からの作動油の油圧（信号圧）に対して、第６ポート６２からの作動油の油圧（信号圧）と油圧アクチュエータ６４の作用力との合計の作用力の大小関係により規定される。   Therefore, the position of the load sensing valve 42 is such that the hydraulic oil pressure (signal pressure) from the sixth port 62 and the hydraulic actuator 64 are different from the hydraulic pressure (signal pressure) from the fifth port 60 acting on the spool. It is defined by the magnitude relationship of the total acting force with the acting force.

ロードセンシングバルブ４２は３つのポートを備え、第５ポート６０からの信号圧が第６ポート６２等からの合算信号圧より大きいときにはスプールが図中左側へ移動し、ポジションｄに切り換わり、高圧の作動油が流通する第２元圧流路７３と、第１ポンプ１０の斜板を傾転する大径アクチュエータ７６に接続する第３、５元圧流路７１、７４とが連通する。   The load sensing valve 42 has three ports. When the signal pressure from the fifth port 60 is larger than the total signal pressure from the sixth port 62 and the like, the spool moves to the left side in the figure and switches to the position d. The second source pressure channel 73 through which the hydraulic oil flows and the third and fifth source pressure channels 71 and 74 connected to the large-diameter actuator 76 that tilts the swash plate of the first pump 10 communicate with each other.

一方、第５ポート６０からの信号圧が第６ポート６２等の合算信号圧より小さいときにはスプールが図中右側へ移動し、ポジションｃに切り換わり、第３元圧流路７１と第２ドレン流路７５とが連通し、第２ドレン流路７５は馬力制御レギュレータ４０を介することなくドレン流路である吸入側流路５６と連通し、不図示のドレンタンクに作動油がドレンされる。   On the other hand, when the signal pressure from the fifth port 60 is smaller than the total signal pressure of the sixth port 62 and the like, the spool moves to the right side in the figure and switches to the position c, and the third source pressure channel 71 and the second drain channel 75, the second drain passage 75 communicates with the suction side passage 56 which is a drain passage without passing through the horsepower control regulator 40, and the hydraulic oil is drained to a drain tank (not shown).

ロードセンシングバルブ４２または馬力制御レギュレータ４０から大径アクチュエータ７６に供給される作動油圧が上昇すると、大径アクチュエータ７６は斜板の傾転角度を少なくする方向、つまり第１ポンプ１０の吐出流量が少なくなる方向へ斜板を傾転させる。この作用力に抗する付勢力を生じる小径アクチュエータ７８が設けられ、この小径アクチュエータ７８には第１ポンプ１０の吐出圧の平均圧の作動油が流通する第１元圧流路５８から分岐した第６元圧流路６１を介して供給される。したがって、大径アクチュエータ７６に作用する油圧と小径アクチュエータ７８に作用する油圧との大小関係により大径アクチュエータ７６のストローク量が規定される。ここで、大径アクチュエータ７６の受圧面積が小径アクチュエータ７８の受圧面積より大きく形成されており、第１ポンプ１０の斜板の傾転角は、それぞれの受圧面積の比、および馬力制御スプリング４４の付勢力により設定される。   When the hydraulic pressure supplied from the load sensing valve 42 or the horsepower control regulator 40 to the large-diameter actuator 76 increases, the large-diameter actuator 76 decreases the tilt angle of the swash plate, that is, the discharge flow rate of the first pump 10 decreases. Tilt the swashplate in the direction A small-diameter actuator 78 that generates an urging force that resists this acting force is provided, and the small-diameter actuator 78 has a sixth branch branched from the first source pressure channel 58 through which hydraulic oil having an average discharge pressure of the first pump 10 flows. It is supplied through the original pressure channel 61. Therefore, the stroke amount of the large-diameter actuator 76 is defined by the magnitude relationship between the hydraulic pressure acting on the large-diameter actuator 76 and the hydraulic pressure acting on the small-diameter actuator 78. Here, the pressure receiving area of the large diameter actuator 76 is formed larger than the pressure receiving area of the small diameter actuator 78, and the tilt angle of the swash plate of the first pump 10 depends on the ratio of the pressure receiving areas and the horsepower control spring 44. Set by biasing force.

ロードセンシングバルブ４２に接続する第３元圧流路７１と、大径アクチュエータ７６に接続する第５元圧流路７４とが接続する交点に馬力制御レギュレータ４０に接続する第４元圧流路７７が接続する。そして、この交点に第３元圧流路７１内の作動油と第４元圧流路内の作動油のうち高圧の作動油を選択的に第５元圧流路７４に流通させる高圧選択弁７９が設置される。   A fourth source pressure channel 77 connected to the horsepower control regulator 40 is connected to the intersection point where the third source pressure channel 71 connected to the load sensing valve 42 and the fifth source pressure channel 74 connected to the large diameter actuator 76 are connected. . A high-pressure selection valve 79 is provided at this intersection to selectively flow high-pressure hydraulic oil among the hydraulic oil in the third source pressure channel 71 and the hydraulic oil in the fourth source pressure channel 71 to the fifth source pressure channel 74. Is done.

次に、馬力制御レギュレータ４０の作用を説明する。   Next, the operation of the horsepower control regulator 40 will be described.

このように構成された油圧回路において、油圧回路に負圧が作用しているとき、つまり、ロードセンシングバルブ４２が負荷を検出しているときには、ロードセンシングバルブ４２のスプールは作用する前記信号圧等の差に応じて図中右側へと移動し、所定負荷圧以上でポジションｃに切り換わる。この状態において、第１ポンプ１０の吐出圧が上昇すると、馬力制御スプリング４４の付勢力に抗して、馬力制御レギュレータ４０のスプールが図中右側へ移動し、ポジションａに切り換わり、第１ポンプ１０の平均吐出圧の作動油が調圧されて第１元圧流路５８、第４元圧流路７７を通じて高圧選択弁７９に送られる。また、第２メイン流路２２の作動油が第２元圧流路７３を通じてロードセンシングバルブ４２へ送られる。ロードセンシングバルブ４２はポジションｃの位置にあるため、第２元圧流路７３は閉止され、第３元圧流路７１内の作動油は第２ドレン流路７５からドレンされる。このため、第１元圧流路５８からの高圧の作動油が、第４元圧流路７７、高圧選択弁７９、第５元圧流路７４を通じて大径アクチュエータ７６に供給され、大径アクチュエータ７６は供給される油圧に応じて第１ポンプ１０の斜板の傾転角度を小さくするようにストロークする。   In the hydraulic circuit configured as described above, when negative pressure is acting on the hydraulic circuit, that is, when the load sensing valve 42 detects a load, the spool of the load sensing valve 42 acts on the signal pressure, etc. In accordance with the difference, the right side of the figure moves to the right, and the position c is switched over at a predetermined load pressure or higher. In this state, when the discharge pressure of the first pump 10 rises, the spool of the horsepower control regulator 40 moves to the right in the figure against the urging force of the horsepower control spring 44 and switches to the position a. The hydraulic oil having an average discharge pressure of 10 is regulated and sent to the high pressure selection valve 79 through the first original pressure channel 58 and the fourth source pressure channel 77. Further, the hydraulic oil in the second main channel 22 is sent to the load sensing valve 42 through the second source pressure channel 73. Since the load sensing valve 42 is in the position c, the second source pressure channel 73 is closed, and the hydraulic oil in the third source pressure channel 71 is drained from the second drain channel 75. For this reason, the high-pressure hydraulic fluid from the first source pressure channel 58 is supplied to the large diameter actuator 76 through the fourth source pressure channel 77, the high pressure selection valve 79, and the fifth source pressure channel 74, and the large diameter actuator 76 is supplied. The stroke is performed so as to reduce the tilt angle of the swash plate of the first pump 10 according to the hydraulic pressure.

したがって、第１ポンプ１０の吐出圧（平均吐出圧）が上昇すると、第１ポンプ１０の斜板の傾転角度を変化させ、吐出流量を低減する。ここで、小径アクチュエータ７８にも第１ポンプ１０の平均吐出圧が第６元圧流路６１を通じて供給される。このため、大径アクチュエータ７６と小径アクチュエータ７８には同じ圧力が作用することになり、斜板の傾転角は各アクチュエータの受圧面積の比、および馬力制御スプリング４４の付勢力により決定される。   Therefore, when the discharge pressure (average discharge pressure) of the first pump 10 increases, the tilt angle of the swash plate of the first pump 10 is changed to reduce the discharge flow rate. Here, the average discharge pressure of the first pump 10 is also supplied to the small-diameter actuator 78 through the sixth source pressure channel 61. For this reason, the same pressure acts on the large-diameter actuator 76 and the small-diameter actuator 78, and the tilt angle of the swash plate is determined by the ratio of the pressure receiving area of each actuator and the urging force of the horsepower control spring 44.

これに対して、第１ポンプ１０の上昇した吐出圧が低下すると、馬力制御レギュレータ４０のスプールが図中左側へ移動してポジションｂに切り換わり、第４元圧流路７７の作動油は第１ドレン流路５９から吸入側流路５６にドレンする。第２ドレン流路７５は、ロードセンシングバルブ４２のポジションｃを介して、第３元圧流路７１と連通する。したがって大径アクチュエータ７６の作動油は第３元圧流路７１、第２ドレン流路７５を通じて吸入側流路５６にドレンする。したがって、第１ポンプ１０の斜板の傾転角度を規定する大径アクチュエータ７６に作用する油圧が小さくなり、小径アクチュエータ７８、馬力制御スプリング４４により第１ポンプ１０の斜板の傾転角度を大きくする。これにより、第１ポンプ１０の吐出流量が増加する方向へと変化する。   On the other hand, when the increased discharge pressure of the first pump 10 decreases, the spool of the horsepower control regulator 40 moves to the left side in the drawing and switches to the position b, and the hydraulic oil in the fourth source pressure channel 77 is the first. Drain from the drain channel 59 to the suction side channel 56. The second drain channel 75 communicates with the third source pressure channel 71 via the position c of the load sensing valve 42. Therefore, the hydraulic oil of the large-diameter actuator 76 drains to the suction side flow channel 56 through the third original pressure flow channel 71 and the second drain flow channel 75. Accordingly, the hydraulic pressure acting on the large-diameter actuator 76 that defines the tilt angle of the swash plate of the first pump 10 is reduced, and the tilt angle of the swash plate of the first pump 10 is increased by the small-diameter actuator 78 and the horsepower control spring 44. To do. Thereby, it changes to the direction where the discharge flow volume of the 1st pump 10 increases.

ここで、馬力制御レギュレータ４０の馬力制御スプリング４４には第１ポンプ１０の斜板の傾転角がフィードバックされ、ポンプ吐出圧とバランスした位置で斜板を停止させる。つまり、馬力制御スプリング４４は、一端を第１ポンプ１０の斜板に連結されており、斜板が傾転して、吐出流量が減少する方向へ変化すると、馬力制御スプリング４４は付勢力が増大し、その反対側に斜板が傾転すると付勢力が減少する。このため、第１ポンプ１０の吐出圧の平均圧に対応する斜板傾転角となると馬力制御スプリング４４とのバランスにより馬力制御レギュレータ４０のポジションが交互に切り換わり、大径アクチュエータ７６に供給される油圧が維持され、結局ポンプ吐出圧に応じて定まる吐出流量となる。   Here, the tilt angle of the swash plate of the first pump 10 is fed back to the horsepower control spring 44 of the horsepower control regulator 40, and the swash plate is stopped at a position balanced with the pump discharge pressure. That is, one end of the horsepower control spring 44 is connected to the swash plate of the first pump 10, and when the swash plate tilts and changes in a direction in which the discharge flow rate decreases, the horsepower control spring 44 increases the urging force. When the swash plate tilts to the opposite side, the urging force decreases. Therefore, when the swash plate tilt angle corresponding to the average pressure of the discharge pressure of the first pump 10 is reached, the position of the horsepower control regulator 40 is alternately switched by the balance with the horsepower control spring 44 and supplied to the large-diameter actuator 76. Therefore, the discharge flow rate is determined according to the pump discharge pressure.

このように、第１ポンプ１０の吐出圧が上昇するとその吐出流量を減少させ、一方、吐出圧が低下すると吐出流量を増大させるように制御することで、吐出圧と吐出流量とに応じて定まる第１ポンプ１０の馬力を略一定に制御する等馬力制御することができる。   As described above, the discharge flow rate is decreased when the discharge pressure of the first pump 10 is increased, and on the other hand, the discharge flow rate is increased according to the discharge pressure and the discharge flow rate when the discharge pressure is decreased. It is possible to perform equal horsepower control for controlling the horsepower of the first pump 10 to be substantially constant.

次に、ロードセンシングバルブ４２の作用について説明する。   Next, the operation of the load sensing valve 42 will be described.

ロードセンシングバルブ４２はスプール両端に作用する信号圧のバランスに応じて変位し、第６ポート６２から供給される負荷圧が所定圧以上（高負荷域）のときは、ロードセンシングバルブ４２はポジションｃに位置される。   The load sensing valve 42 is displaced according to the balance of the signal pressure acting on both ends of the spool. When the load pressure supplied from the sixth port 62 is equal to or higher than a predetermined pressure (high load range), the load sensing valve 42 is positioned at position c. Located in.

この状態から負荷圧が低下すると、第５ポート６０からの信号圧と第６ポート６２等からの信号圧との差圧が変化して、差圧に応じてスプールが移動する。スプールの位置が、ポジションｃとポジションｄとの間の中間位置に設定される場合には、第２元圧流路７３と第２ドレン流路７５とが第３元圧流路７１に連通する。ここで、第２元圧流路７３及び第２ドレン流路７５との油圧は、ロードセンシングバルブ４２の開度に応じて合算され、調圧されて第３元圧流路７１から高圧選択弁７９に供給される。   When the load pressure decreases from this state, the differential pressure between the signal pressure from the fifth port 60 and the signal pressure from the sixth port 62 and the like changes, and the spool moves according to the differential pressure. When the position of the spool is set at an intermediate position between position c and position d, the second source pressure channel 73 and the second drain channel 75 communicate with the third source pressure channel 71. Here, the hydraulic pressures in the second source pressure channel 73 and the second drain channel 75 are added and adjusted according to the opening degree of the load sensing valve 42, and are adjusted from the third source pressure channel 71 to the high pressure selection valve 79. Supplied.

さらに、例えばバケットシリンダに供給される負荷圧が無負荷であるような低負荷の場合には、低い負荷圧に応じてロードセンシングバルブ４２がポジションｄに切り換わり、第１ポンプ１０の吐出圧を、第２元圧流路７３、第３元圧流路７１を通じて高圧選択弁７９に供給する。このとき、馬力制御レギュレータ４０は、吐出圧が低いためポジションｂに切り換わり、結果として高圧選択弁７９は第３元圧流路７１の油圧を選択して大径アクチュエータ７６に供給する。   Furthermore, for example, when the load pressure supplied to the bucket cylinder is low, such as no load, the load sensing valve 42 switches to position d in response to the low load pressure, and the discharge pressure of the first pump 10 is reduced. The high pressure selection valve 79 is supplied through the second source pressure channel 73 and the third source pressure channel 71. At this time, the horsepower control regulator 40 switches to the position b because the discharge pressure is low, and as a result, the high pressure selection valve 79 selects the hydraulic pressure of the third source pressure channel 71 and supplies it to the large diameter actuator 76.

このように、負荷圧が無負荷状態のような低圧の場合には、等馬力制御を実施せずに第１ポンプ１０の吐出圧が低くても吐出流量を最小値まで減少させるようにする。   In this way, when the load pressure is a low pressure such as an unloaded state, the discharge flow rate is reduced to the minimum value even if the discharge pressure of the first pump 10 is low without performing the equal horsepower control.

また、本発明の油圧回路においては、大径アクチュエータ７６への作動油の供給および大径アクチュエータ７６からの作動油の排出は、馬力制御レギュレータ４０またはロードセンシングバルブ４２のいずれかを通過するのみであり、両方を通過して大径アクチュエータ７６へ供給、またはドレンする構成と比較して、馬力制御レギュレータ４０またはロードセンシングバルブ４２から大径アクチュエータ７６までの流路長及び大径アクチュエータ７６からドレンするまでの流路長を短縮し、大径アクチュエータ７６の応答性を向上し、結果として操作性を向上することができる。   In the hydraulic circuit of the present invention, the supply of hydraulic oil to the large-diameter actuator 76 and the discharge of hydraulic oil from the large-diameter actuator 76 only pass through either the horsepower control regulator 40 or the load sensing valve 42. Compared with a configuration in which both are supplied to the large-diameter actuator 76 or drained, the flow length from the horsepower control regulator 40 or the load sensing valve 42 to the large-diameter actuator 76 and the large-diameter actuator 76 are drained. The flow path length up to can be shortened, the response of the large-diameter actuator 76 can be improved, and as a result, the operability can be improved.

また、第１ポンプ１０の吐出圧が低く、第２ポンプ１２の吐出圧が高い場合には、馬力制御レギュレータ４０の位置は、第２ポンプ１２の吐出圧の作用によりポジションａとなる。そして、ロードセンシングバルブ４２は負荷圧が所定圧以上の場合にポジションｃとなり、第３元圧流路７１と第２ドレン流路７５とが連通する状態となる。ロードセンシングバルブ４２に接続する第３元圧流路７１内の油圧より馬力制御レギュレータ４０に接続する第４元圧流路７７内の油圧が高くなり、第１ポンプ１０から吐出される平均圧の作動油が第１元圧流路５８から馬力制御レギュレータ４０、第４元圧流路７７及び第５元圧流路７４を通じて大径アクチュエータ７６に供給される。   Further, when the discharge pressure of the first pump 10 is low and the discharge pressure of the second pump 12 is high, the position of the horsepower control regulator 40 is at the position a due to the action of the discharge pressure of the second pump 12. The load sensing valve 42 is in the position c when the load pressure is equal to or higher than the predetermined pressure, and the third source pressure channel 71 and the second drain channel 75 are in communication with each other. The oil pressure in the fourth source pressure channel 77 connected to the horsepower control regulator 40 becomes higher than the oil pressure in the third source pressure channel 71 connected to the load sensing valve 42, and the hydraulic oil having an average pressure discharged from the first pump 10 is obtained. Is supplied from the first source pressure channel 58 to the large-diameter actuator 76 through the horsepower control regulator 40, the fourth source pressure channel 77 and the fifth source pressure channel 74.

したがって、第１ポンプ１０の吐出圧が低く、第２ポンプ１２の吐出圧が高い場合には、大径アクチュエータ７６に供給される作動油がロードセンシングバルブ４２を通過することがないので、第２ポンプ１２のみの吐出圧が増大するような場合でも、大径アクチュエータ７６へ作動油を供給する流路の長さが短縮され、大径アクチュエータ７６に作動油が達するまでの時間を短縮し、大径アクチュエータ７６の応答性を向上することができる。   Therefore, when the discharge pressure of the first pump 10 is low and the discharge pressure of the second pump 12 is high, the hydraulic oil supplied to the large-diameter actuator 76 does not pass through the load sensing valve 42. Even when the discharge pressure of only the pump 12 increases, the length of the flow path for supplying the hydraulic oil to the large-diameter actuator 76 is shortened, and the time until the hydraulic oil reaches the large-diameter actuator 76 is shortened. The response of the diameter actuator 76 can be improved.

本発明は上記の実施の形態に限定されずに、その技術的な思想の範囲内において種々の変更がなしうることは明白である。   The present invention is not limited to the above-described embodiment, and it is obvious that various modifications can be made within the scope of the technical idea.

本発明は、油圧機械に用いられる油圧回路に適用することができる。   The present invention can be applied to a hydraulic circuit used in a hydraulic machine.

本発明を適用する油圧回路図である。It is a hydraulic circuit diagram to which the present invention is applied.

符号の説明Explanation of symbols

１０ 第１ポンプ
１２ 第２ポンプ
２０ 第１メイン流路
２２ 第２メイン流路
３０ 第３メイン流路
４０ 馬力制御レギュレータ（第１レギュレータ）
４２ ロードセンシングバルブ（第２レギュレータ）
４４ 弾性部材
４６ 第１信号圧流路
４８ 第２信号圧流路
５０ 第３信号圧流路
５２ オリフィス
５６ 吸入側流路
５８ 第１元圧流路
５９ 第１ドレン流路
６１ 第６元圧流路
６４ 油圧アクチュエータ
６８ オリフィス
７１ 第３元圧流路
７３ 第２元圧流路
７４ 第５元圧流路
７５ 第２ドレン流路
７６ 大径アクチュエータ（第１油圧アクチュエータ）
７７ 第４元圧流路
７８ 小径アクチュエータ（第２油圧アクチュエータ）
７９ 高圧選択弁 DESCRIPTION OF SYMBOLS 10 1st pump 12 2nd pump 20 1st main flow path 22 2nd main flow path 30 3rd main flow path 40 Horsepower control regulator (1st regulator)
42 Load sensing valve (second regulator)
44 elastic member 46 first signal pressure channel 48 second signal pressure channel 50 third signal pressure channel 52 orifice 56 suction side channel 58 first source pressure channel 59 first drain channel 61 sixth source pressure channel 64 hydraulic actuator 68 Orifice 71 Third source pressure channel 73 Second source pressure channel 74 Fifth source pressure channel 75 Second drain channel 76 Large diameter actuator (first hydraulic actuator)
77 Fourth pressure passage 78 Small-diameter actuator (second hydraulic actuator)
79 High pressure selection valve

Claims (3)

吐出流量可変の斜板式２連ピストンポンプの各吐出口に接続する各メイン流路と、
このメイン流路に接続し、前記斜板式２連ピストンポンプの吐出圧の平均圧に応じて前記斜板式２連ピストンポンプの吐出流量を制御するように第１の制御油圧を供給する第１レギュレータと、
前記斜板式２連ピストンポンプの吐出口に接続する前記メイン流路の一方に接続し、このメイン流路の負荷に応じて前記斜板式２連ピストンポンプの吐出流量を制御するように第２の制御油圧を供給する第２レギュレータと、
前記第１レギュレータから供給される第１の制御油圧と前記第２レギュレータから供給される第２の制御油圧のうち高圧側の油圧を選択する選択弁と、
選択された油圧の上昇に応じて、前記斜板式２連ピストンポンプの吐出流量を減少させるように前記斜板式２連ピストンポンプの斜板の角度を制御する油圧アクチュエータとを備えたことを特徴とするピストンポンプの油圧回路。 Each main flow path connected to each discharge port of the swash plate type double piston pump with variable discharge flow rate,
A first regulator that is connected to the main flow path and supplies a first control hydraulic pressure so as to control the discharge flow rate of the swash plate type double piston pump according to the average pressure of the discharge pressure of the swash plate type double piston pump. When,
The second flow passage is connected to one of the main flow paths connected to the discharge port of the swash plate type double piston pump, and the discharge flow rate of the swash plate type double piston pump is controlled according to the load of the main flow path. A second regulator for supplying control oil pressure;
A selection valve for selecting a high-pressure side hydraulic pressure among a first control hydraulic pressure supplied from the first regulator and a second control hydraulic pressure supplied from the second regulator;
And a hydraulic actuator that controls the angle of the swash plate of the swash plate type double piston pump so as to decrease the discharge flow rate of the swash plate type double piston pump in accordance with the selected increase in hydraulic pressure. Piston pump hydraulic circuit to do. 前記油圧アクチュエータは、前記斜板式２連ピストンポンプの吐出流量を増大する場合に作動油を排出し、
排出された作動油は、前記第１、第２レギュレータの一方を経由してドレンされることを特徴とする請求項１に記載のピストンポンプの油圧回路。 The hydraulic actuator discharges hydraulic oil when increasing the discharge flow rate of the swash plate type double piston pump,
2. The hydraulic circuit for a piston pump according to claim 1, wherein the discharged hydraulic oil is drained through one of the first and second regulators. 前記斜板式２連ピストンポンプの吐出流量を増大させるように前記斜板式２連ピストンポンプの斜板の角度を設定する第２油圧アクチュエータを備え、この第２アクチュエータは、前記平均圧が供給されることを特徴とする請求項２に記載のピストンポンプの油圧回路。   A second hydraulic actuator for setting an angle of a swash plate of the swash plate type double piston pump so as to increase a discharge flow rate of the swash plate type double piston pump, and the second actuator is supplied with the average pressure; The hydraulic circuit of the piston pump according to claim 2, wherein
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