JP2018025137A - Hydraulic control device for work machine - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は油圧ショベル等の作業機械の油圧制御装置に関する。 The present invention relates to a hydraulic control device for a work machine such as a hydraulic excavator.
油圧ショベル等に代表される作業機械は、エンジン等で駆動する可変容量型の油圧ポンプを搭載しており、この油圧ポンプから供給される圧油によってアクチュエータを駆動して、各種作業を行っている。可変容量型の油圧ポンプは、斜板の傾転角を制御するレギュレータによって吐出流量が制御される。一般的な油圧ポンプの制御としては、操作レバーの操作量に基づいた吐出量制御や、エンジン馬力を超えないように油圧ポンプの吐出圧をフィードバックして吐出流量を制御する馬力一定制御が挙げられる。 A work machine represented by a hydraulic excavator or the like is equipped with a variable displacement hydraulic pump driven by an engine or the like, and an actuator is driven by pressure oil supplied from the hydraulic pump to perform various operations. . In the variable displacement hydraulic pump, the discharge flow rate is controlled by a regulator that controls the tilt angle of the swash plate. General hydraulic pump control includes discharge amount control based on the operation amount of the operation lever, and constant horsepower control for controlling the discharge flow rate by feeding back the discharge pressure of the hydraulic pump so as not to exceed the engine horsepower. .
レギュレータは、外部から制御圧を受圧することでレギュレータを構成するシリンダが移動し、その移動に伴い、斜板の傾転角が予め設定された最小傾転角と最大傾転角の間で変化する。制御圧が増大すると傾転角が減少し、油圧ポンプの吐出流量が減少する。一方、制御圧が減少すると傾転角が増大し、油圧ポンプの吐出流量が増大する。そして、油圧ポンプの吐出流量が増大すれば油圧ポンプの吐出圧も増大し、油圧ポンプの吐出流量が減少すれば油圧ポンプの吐出圧も減少する。 The regulator receives the control pressure from the outside, and the cylinder that constitutes the regulator moves. As the regulator moves, the tilt angle of the swash plate changes between the preset minimum tilt angle and the maximum tilt angle. To do. When the control pressure increases, the tilt angle decreases and the discharge flow rate of the hydraulic pump decreases. On the other hand, when the control pressure decreases, the tilt angle increases and the discharge flow rate of the hydraulic pump increases. If the discharge flow rate of the hydraulic pump increases, the discharge pressure of the hydraulic pump also increases. If the discharge flow rate of the hydraulic pump decreases, the discharge pressure of the hydraulic pump also decreases.
上記した馬力一定制御においては、制御圧に油圧ポンプの吐出圧を用いており、吐出圧に応じて傾転角が増減することで油圧ポンプの吐出圧を平衡に維持している。また、レギュレータ制御系に異常が発生した場合は作業機械を退避させるなど最低限の動作を行うのに必要な圧油の流量を確保するために、油圧ポンプの最小傾転角はゼロにならないように予め制限されている。 In the above-described constant horsepower control, the discharge pressure of the hydraulic pump is used as the control pressure, and the discharge pressure of the hydraulic pump is maintained in equilibrium by increasing or decreasing the tilt angle according to the discharge pressure. Also, if an abnormality occurs in the regulator control system, the minimum tilt angle of the hydraulic pump should not be zero in order to secure the flow rate of pressure oil necessary for performing minimum operations such as retracting the work machine. Is limited in advance.
このように油圧ポンプの最小傾転角をゼロにしない従来構成では、最小傾転角にて油圧ポンプの吐出側の負荷により発生する吐出圧力に対し所定の流量を吐出することになるため、エネルギ損失を生じてしまう、所謂ブリードオフ損失という課題がある。 Thus, in the conventional configuration in which the minimum tilt angle of the hydraulic pump is not zero, a predetermined flow rate is discharged with respect to the discharge pressure generated by the load on the discharge side of the hydraulic pump at the minimum tilt angle. There is a problem of so-called bleed-off loss that causes loss.
これに対して、例えば特許文献１に示すように、ブリードオフ損失が発生しないように、目標流量から変換した目標圧に追従するように油圧ポンプの吐出圧力を保持し、油圧回路上の漏れをカバーできる必要最小限の流量を吐出するようにレギュレータを制御（以降、「目標圧追従制御」と言う）すれば、油圧ポンプの最小傾転角をゼロ付近にすることができるため、アクチュエータを動作させる場合や油圧ショベルの旋回横当て動作などの力制御を行う場合でも無駄な流量を吐出することがなく、エネルギ損失を解消できる。 On the other hand, as shown in Patent Document 1, for example, the discharge pressure of the hydraulic pump is maintained so as to follow the target pressure converted from the target flow rate so that bleed-off loss does not occur, and leakage on the hydraulic circuit is prevented. If the regulator is controlled to discharge the minimum necessary flow rate that can be covered (hereinafter referred to as “target pressure tracking control”), the minimum tilt angle of the hydraulic pump can be made close to zero, so the actuator operates. Even when force control is performed such as turning and horizontal swinging operation of a hydraulic excavator, wasteful flow rate is not discharged and energy loss can be eliminated.
目標圧追従制御は追従性を図るためコンピュータを用いた制御系統で指令を算出し、その指令に基づいてレギュレータが制御される。この場合、その制御系統に何らかのトラブルが発生し、レギュレータが制御不能となる異常時が想定される。このような異常時においては、レギュレータを制御して油圧ポンプの傾転角が最小か最大のどちらかになるように予め設定する必要がある。 In the target pressure tracking control, a command is calculated by a control system using a computer in order to achieve tracking performance, and the regulator is controlled based on the command. In this case, it is assumed that an abnormality occurs when some trouble occurs in the control system and the regulator becomes uncontrollable. When such an abnormality occurs, it is necessary to control the regulator in advance so that the tilt angle of the hydraulic pump becomes either the minimum or the maximum.
しかしながら、目標圧追従制御に使用する油圧ポンプは最小傾転角がほぼゼロであることから、異常時に油圧ポンプの傾転角が最小となる設定にすると、油圧ポンプの吐出流量がほぼゼロとなり、作業機械をスムーズに動かせなくなる課題が生じる。一方、異常時に油圧ポンプの傾転角が最大となる設定にすると、異常時に最大の吐出流量が供給されるため、油圧ポンプの負荷が油圧ポンプを駆動するエンジンの出力を超え、エンジンがストールするという課題が生ずる（図６（ａ）参照）。したがって、油圧ポンプを目標圧追従制御にて制御する場合、このような課題を解決することが重要である。 However, since the minimum tilt angle of the hydraulic pump used for target pressure tracking control is almost zero, if the setting is such that the tilt angle of the hydraulic pump is minimum during an abnormality, the discharge flow rate of the hydraulic pump becomes almost zero. There arises a problem that the work machine cannot be moved smoothly. On the other hand, if the setting is such that the tilt angle of the hydraulic pump is maximized in the event of an abnormality, the maximum discharge flow rate is supplied in the event of an abnormality, so the load on the hydraulic pump exceeds the output of the engine that drives the hydraulic pump and the engine stalls (Refer to FIG. 6A). Therefore, when the hydraulic pump is controlled by the target pressure tracking control, it is important to solve such a problem.
本発明は、上記した実状に鑑みてなされたものであり、その目的は、油圧ポンプを目標圧追従制御にて制御する作業機械の油圧制御装置において、レギュレータの制御系統に異常が発生しても、その異常に起因する作業機械のトラブルを未然に防ぐことにある。 The present invention has been made in view of the above-described situation, and an object of the present invention is to provide a hydraulic control device for a work machine that controls a hydraulic pump by target pressure tracking control even if an abnormality occurs in a regulator control system. It is to prevent trouble of the work machine due to the abnormality.
上記目的を達成するため、代表的な本発明は、エンジンによって駆動する可変容量型の油圧ポンプと、前記油圧ポンプの傾転角を変化させるレギュレータと、前記傾転角を変化させるためにパイロット油圧源から前記レギュレータにパイロット圧を供給するパイロット回路と、を備え、前記油圧ポンプの傾転角が、前記油圧ポンプの押しのけ量がゼロとなる最小傾転角から前記油圧ポンプの吐出流量が最大となる最大傾転角まで変化するよう設定された作業機械の油圧制御装置において、前記油圧制御装置は、制御部を備え、前記制御部を用いて前記油圧ポンプの吐出圧力を予め設定された目標圧に追従させる第１の制御、または前記エンジンの出力馬力以下の領域で、前記油圧ポンプの吐出圧力を用いて前記油圧ポンプの吐出圧力が増加するに連れて前記油圧ポンプの吐出流量を減少させる第２の制御、のいずれかに従って前記レギュレータの制御を行い、前記パイロット回路に設けられ、前記第１の制御時に前記制御部により前記パイロット油圧源からの前記パイロット圧を調整し前記レギュレータに供給する第１制御機構と、前記パイロット回路に設けられ、前記第２の制御時に前記油圧ポンプの吐出圧力に応じて前記パイロット油圧源からの前記パイロット圧を調整し前記レギュレータに供給する第２制御機構と、前記パイロット回路に設けられ、前記第１制御機構で調整した前記パイロット圧を前記レギュレータへ供給する回路を構成する第１切換位置と、前記第２制御機構で調整された前記パイロット圧を前記レギュレータへ供給する回路を構成する第２切換位置とを有する切換手段と、前記切換手段を第１切換位置もしくは第２切換位置に切り替える選択装置と、を有することを特徴とする。 In order to achieve the above object, a representative invention includes a variable displacement hydraulic pump driven by an engine, a regulator that changes a tilt angle of the hydraulic pump, and a pilot hydraulic pressure that changes the tilt angle. A pilot circuit for supplying pilot pressure from a source to the regulator, and the hydraulic pump has a maximum tilting angle from a minimum tilting angle at which the displacement of the hydraulic pump is zero, In the hydraulic control device for a work machine set to change up to a maximum tilt angle, the hydraulic control device includes a control unit, and the discharge pressure of the hydraulic pump is set in advance using the control unit. The discharge pressure of the hydraulic pump is increased using the discharge pressure of the hydraulic pump in the first control to follow the engine or in the region below the output horsepower of the engine Accordingly, the regulator is controlled according to any one of the second control for reducing the discharge flow rate of the hydraulic pump, and is provided in the pilot circuit, and from the pilot hydraulic power source by the control unit during the first control. A first control mechanism for adjusting the pilot pressure of the hydraulic pump and supplying the pilot pressure to the regulator; and the pilot pressure from the pilot hydraulic power source according to a discharge pressure of the hydraulic pump at the time of the second control. A second control mechanism for adjusting and supplying to the regulator; a first switching position provided in the pilot circuit; constituting a circuit for supplying the pilot pressure adjusted by the first control mechanism to the regulator; A second switching position constituting a circuit for supplying the pilot pressure adjusted by the control mechanism to the regulator; And switching means for, and having a selection device for switching the switching means to the first switch position or the second switching position.
本発明によれば、油圧ポンプを目標圧追従制御にて制御する作業機械の油圧制御装置において、レギュレータの制御系統に異常が発生しても、その異常に起因する作業機械のトラブルを未然に防ぐことができる。なお、上記以外の課題、構成及び効果は、以下の実施形態の説明によって明らかにされる。 According to the present invention, in a hydraulic control device for a work machine that controls a hydraulic pump by target pressure tracking control, even if an abnormality occurs in the control system of the regulator, the trouble of the work machine due to the abnormality is prevented in advance. be able to. Problems, configurations, and effects other than those described above will be clarified by the following description of embodiments.
本発明の実施の形態について、図面を用いて説明する。図１は、本発明に係る油圧制御装置が適用される油圧ショベルの側面図である。作業機械の代表例である油圧ショベルは、図１に示すように、走行体１０１と、この走行体１０１上に配置される旋回体１０２と、旋回体１０２の前部に位置する運転室１１０と、旋回体１０２に取り付けられるフロント作業機１０３とを備えている。 Embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 1 is a side view of a hydraulic excavator to which a hydraulic control device according to the present invention is applied. As shown in FIG. 1, a hydraulic excavator, which is a typical example of a work machine, includes a traveling body 101, a revolving body 102 disposed on the traveling body 101, and a cab 110 located at the front of the revolving body 102. The front working machine 103 attached to the swivel body 102 is provided.
フロント作業機１０３は、旋回体１０２に対して上下揺動自在に取り付けられたブーム１０４と、このブーム１０４に上下揺動自在に取り付けられたアーム１０５と、このアーム１０５に上下揺動自在に取り付けられたバケット１０６と、ブーム１０４を上下方向に揺動させるブームシリンダ１０７と、アーム１０５を上下方向に揺動させるアームシリンダ１０８と、バケット１０６を上下方向に揺動させるバケットシリンダ１０９とを有している。なお、ブームシリンダ１０７、アームシリンダ１０８、及びバケットシリンダ１０９は、何れも、後述する油圧ポンプ２から供給される圧油によって駆動するアクチュエータである。 The front work machine 103 includes a boom 104 attached to the swing body 102 so as to be swingable up and down, an arm 105 attached to the boom 104 so as to be swingable up and down, and attached to the arm 105 so as to be swingable up and down. And a boom cylinder 107 that swings the boom 104 up and down, an arm cylinder 108 that swings the arm 105 up and down, and a bucket cylinder 109 that swings the bucket 106 up and down. ing. The boom cylinder 107, the arm cylinder 108, and the bucket cylinder 109 are all actuators that are driven by pressure oil supplied from a hydraulic pump 2 described later.
「第１実施形態」（異常時に最大傾転角となる設定）
次に、油圧ショベルに搭載される油圧制御装置について説明する。図２は第１実施形態に係る油圧制御装置の構成図である。なお、図２は、各制御弁が制御されていない初期状態を示している。図２に示すように、可変容量型の油圧ポンプ２はエンジン１により駆動し、圧油を各シリンダ１０７，１０８，１０９、図示しない走行モータ等に供給している。油圧ポンプ２の吐出圧力は圧力検出器６で検出され、その検出データ（検出情報）は制御装置（制御部）５に入力される。制御装置５は、この検出データに基づき、油圧ポンプ２の吐出圧力が一定となるよう第１制御弁４（第１制御機構）の開度を調整して、レギュレータＲの動作を制御している。
"First embodiment" (setting that gives maximum tilt angle in case of abnormality)
Next, a hydraulic control device mounted on the hydraulic excavator will be described. FIG. 2 is a configuration diagram of the hydraulic control apparatus according to the first embodiment. FIG. 2 shows an initial state where each control valve is not controlled. As shown in FIG. 2, the variable displacement hydraulic pump 2 is driven by the engine 1 to supply pressure oil to the cylinders 107, 108, 109, a travel motor (not shown), and the like. The discharge pressure of the hydraulic pump 2 is detected by the pressure detector 6, and the detection data (detection information) is input to the control device (control unit) 5. Based on this detection data, the control device 5 controls the operation of the regulator R by adjusting the opening of the first control valve 4 (first control mechanism) so that the discharge pressure of the hydraulic pump 2 becomes constant. .
レギュレータＲには、パイロット油圧源３からのパイロット圧がパイロット回路ＰＣ１を介して供給される。ラインＬ１（第１回路）を介して供給されるパイロット圧（第１パイロット圧）は、サーボピストン２ａの面積の小さい側の第１受圧部２ｂに導入される。一方、ラインＬ２−Ｌ３（第２回路）を介して供給されるパイロット圧（第２パイロット圧）、またはラインＬ４−Ｌ５−Ｌ３（第３回路）を介して供給されるパイロット圧（第３パイロット圧）は、サーボピストン２ａの面積の大きい側の第２受圧部２ｃに導入される。 The regulator R is supplied with the pilot pressure from the pilot hydraulic power source 3 via the pilot circuit PC1. The pilot pressure (first pilot pressure) supplied via the line L1 (first circuit) is introduced into the first pressure receiving portion 2b on the side where the area of the servo piston 2a is small. On the other hand, the pilot pressure (second pilot pressure) supplied via line L2-L3 (second circuit) or the pilot pressure (third pilot) supplied via line L4-L5-L3 (third circuit) Pressure) is introduced into the second pressure receiving portion 2c on the side of the servo piston 2a having the larger area.
レギュレータＲは、ラインＬ１を介して第１受圧部２ｂに供給されるパイロット圧により、油圧ポンプ２の押しのけ量が最大となる最大傾転角となる方向に油圧ポンプ２の傾転角を変化させる。そして、第２受圧部２ｃにパイロット圧がかかっていない初期状態では、油圧ポンプ２は最大傾転角に保持されて、最大流量を出力する。一方、第２受圧部２ｃにパイロット圧がかかると、レギュレータＲは、油圧ポンプ２の押しのけ量がゼロとなる最小傾転角（ゼロ傾転角）となる方向に油圧ポンプ２の傾転角を変化させる。 The regulator R changes the tilt angle of the hydraulic pump 2 in the direction of the maximum tilt angle at which the displacement amount of the hydraulic pump 2 is maximized by the pilot pressure supplied to the first pressure receiving portion 2b via the line L1. . In the initial state where the pilot pressure is not applied to the second pressure receiving portion 2c, the hydraulic pump 2 is held at the maximum tilt angle and outputs the maximum flow rate. On the other hand, when the pilot pressure is applied to the second pressure receiving portion 2c, the regulator R increases the tilt angle of the hydraulic pump 2 in the direction of the minimum tilt angle (zero tilt angle) at which the displacement amount of the hydraulic pump 2 becomes zero. Change.
第１制御弁４は、制御装置５からの指令入力が無い状態ではバネによりラインＬ２をドレンに連通しており、制御装置５からの指令が開く方向に与えられると、パイロット油圧源３からのパイロット圧を切換弁（切換手段）８に向けて送り出している。開く方向の指令値が増大するに従い、第１制御弁４はパイロット油圧源３からのパイロット圧を調整し、ラインＬ２のパイロット圧を増大させる。第２制御弁７は、油路１５（吐出圧供給回路）を介して導入される油圧ポンプ２の吐出圧が０の場合は、バネによりラインＬ４をドレンに連通しており、油路１５を介して油圧ポンプ２からの吐出圧（自己圧）が直接導入されることでラインＬ４とラインＬ５とを連通する。第２制御弁７は油圧ポンプ２の吐出圧が増大するに従いパイロット油圧源３からのパイロット圧を調整しラインＬ５のパイロット圧を増大させる。 The first control valve 4 communicates the line L2 to the drain by a spring in the absence of a command input from the control device 5, and when the command from the control device 5 is given in the opening direction, the first control valve 4 from the pilot hydraulic power source 3 The pilot pressure is sent out toward the switching valve (switching means) 8. As the command value in the opening direction increases, the first control valve 4 adjusts the pilot pressure from the pilot hydraulic source 3 and increases the pilot pressure in the line L2. When the discharge pressure of the hydraulic pump 2 introduced through the oil passage 15 (discharge pressure supply circuit) is 0, the second control valve 7 communicates the line L4 with the drain by a spring, The line L4 and the line L5 are communicated with each other by directly introducing the discharge pressure (self-pressure) from the hydraulic pump 2 through the line L5. As the discharge pressure of the hydraulic pump 2 increases, the second control valve 7 adjusts the pilot pressure from the pilot hydraulic power source 3 to increase the pilot pressure in the line L5.
切換弁８は、選択スイッチ９（選択装置）がＯＦＦではバネによりラインＬ２とラインＬ３とが連通する第１切換位置であり、選択スイッチ９がＯＮの場合、ラインＬ５とラインＬ３とが連通する第２切換位置に切り換わる。選択スイッチ９は、例えば運転室１１０の内部や旋回体１０２のエンジンルーム内に設けられており、オペレータの手動操作によって選択スイッチ９がＯＮとなるよう構成されている。なお、切換弁８は、選択スイッチ９にて電源入／切が可能な電磁式を用いているが、手動式であっても良い。 The selector valve 8 is a first switching position where the line L2 and the line L3 communicate with each other by a spring when the selection switch 9 (selection device) is OFF, and when the selection switch 9 is ON, the line L5 and the line L3 communicate with each other. Switch to the second switching position. The selection switch 9 is provided, for example, in the cab 110 or in the engine room of the turning body 102, and is configured such that the selection switch 9 is turned on by an operator's manual operation. The switching valve 8 uses an electromagnetic type that can be turned on / off by the selection switch 9, but may be a manual type.
次に、油圧ショベルの正常運転時における油圧制御装置の動作を説明する。図３は正常運転時における油圧制御装置の動作図、図４は図３に示す制御装置の制御ブロック図である。図３に示すように、正常運転時は圧力検出器６にて検出された油圧ポンプ２の吐出圧力値に基づいて、油圧ポンプ２の吐出圧力を目標圧に追従させる目標圧追従制御（第１の制御）に従うように、制御装置５が第１制御弁４の開度を制御している。 Next, the operation of the hydraulic control device during normal operation of the hydraulic excavator will be described. FIG. 3 is an operation diagram of the hydraulic control device during normal operation, and FIG. 4 is a control block diagram of the control device shown in FIG. As shown in FIG. 3, during normal operation, based on the discharge pressure value of the hydraulic pump 2 detected by the pressure detector 6, the target pressure follow-up control (the first pressure follow-up control for causing the discharge pressure of the hydraulic pump 2 to follow the target pressure) The control device 5 controls the opening degree of the first control valve 4 so as to follow the control.
具体的には、図４に示すように、制御装置５は、演算・算出された目標ポンプ圧力（目標圧）と、圧力検出器６からの圧力値とから、差分器５ａ、制御器５ｂ、信号変換器５ｃを介して第１制御弁４への出力を算出し、油圧ポンプ２の圧力目標値となるようにＰＩＤ制御などにより第１制御弁４を制御する。よって、サーボピストン２ａには、ラインＬ１からのパイロット圧とラインＬ２−Ｌ３からのパイロット圧とがかかり、両者の圧力差に応じて油圧ポンプ２の傾転角が制御される。なお、目標ポンプ圧力の設定は、特許文献１に示されているように、アクチュエータに操作指令を与える図示しない操作レバーからの操作信号に基づいて求める事が例として挙げられる。 Specifically, as shown in FIG. 4, the control device 5 calculates the subtractor 5 a, the controller 5 b, and the controller 5 b from the calculated and calculated target pump pressure (target pressure) and the pressure value from the pressure detector 6. The output to the first control valve 4 is calculated via the signal converter 5c, and the first control valve 4 is controlled by PID control or the like so as to be the pressure target value of the hydraulic pump 2. Therefore, the pilot pressure from the line L1 and the pilot pressure from the line L2-L3 are applied to the servo piston 2a, and the tilt angle of the hydraulic pump 2 is controlled according to the pressure difference therebetween. As an example, the setting of the target pump pressure is obtained based on an operation signal from an operation lever (not shown) that gives an operation command to the actuator, as shown in Patent Document 1.
次に、油圧ショベルの異常時における油圧制御装置の動作を説明する。図５は、異常時における油圧制御装置の動作図である。図４に示すように、例えば、圧力検出器６や制御装置５などの故障により、第１制御弁４が正常に作動しないような場合、ラインＬ２のパイロット圧はドレンに排出され、ラインＬ２−Ｌ３を介してパイロット圧を第２受圧部２ｃに供給することができない。 Next, the operation of the hydraulic control device when the hydraulic excavator is abnormal will be described. FIG. 5 is an operation diagram of the hydraulic control device at the time of abnormality. As shown in FIG. 4, for example, when the first control valve 4 does not operate normally due to a failure of the pressure detector 6 or the control device 5, the pilot pressure in the line L2 is discharged to the drain, and the line L2- The pilot pressure cannot be supplied to the second pressure receiver 2c via L3.
一方、第１受圧部２ｂにはラインＬ１からパイロット圧が供給されているため、油圧ポンプ２の傾転角は最大傾転角となる。そのため、油圧ポンプ２は最大負荷で運転されることとなり、エンジン１がストール（以下、エンストという）する可能性がある。図６（ａ）に示す性能特性線図を用いて説明すると、エンジンのパワーカーブ（出力馬力）より油圧ポンプの出力が上側の領域では、過負荷となってエンストが生じる。 On the other hand, since the pilot pressure is supplied to the first pressure receiving portion 2b from the line L1, the tilt angle of the hydraulic pump 2 becomes the maximum tilt angle. Therefore, the hydraulic pump 2 is operated at the maximum load, and the engine 1 may stall (hereinafter referred to as engine stall). If it demonstrates using the performance characteristic diagram shown to Fig.6 (a), in the area | region where the output of a hydraulic pump is higher than the power curve (output horsepower) of an engine, it will become overload and engine stall will arise.
これを解消するために、本実施形態では、オペレータが選択スイッチ９を操作すると、切換弁８を第１切換位置から第２切換位置に切り換わり、ラインＬ５−Ｌ３が連通すると共に、第２制御弁７（第２制御機構）が油圧ポンプ２の吐出圧により動作してラインＬ４とラインＬ５とを所定の開度で連通させる。これにより、パイロット圧がラインＬ４−Ｌ５−Ｌ３を介して第２受圧部２ｃに供給されるため、油圧ポンプ２は、第１受圧部２ｂと第２受圧部２ｃとの差圧に応じた傾転角に制御される。この状態では、第２制御弁７は油路１５により供給された油圧ポンプ２の吐出圧力（自己圧）により制御されるため、油圧ポンプ２の傾転角は、吐出圧力Ｐの増加に連れて吐出流量Ｑが減少する吐出圧−流量制御（第２の制御）に従って制御されることとなる。 In order to solve this problem, in this embodiment, when the operator operates the selection switch 9, the switching valve 8 is switched from the first switching position to the second switching position, the lines L5-L3 are communicated, and the second control is performed. The valve 7 (second control mechanism) is operated by the discharge pressure of the hydraulic pump 2 to connect the lines L4 and L5 with a predetermined opening. Accordingly, since the pilot pressure is supplied to the second pressure receiving portion 2c via the line L4-L5-L3, the hydraulic pump 2 is inclined according to the differential pressure between the first pressure receiving portion 2b and the second pressure receiving portion 2c. Controlled by turning angle. In this state, since the second control valve 7 is controlled by the discharge pressure (self-pressure) of the hydraulic pump 2 supplied through the oil passage 15, the tilt angle of the hydraulic pump 2 increases as the discharge pressure P increases. Control is performed according to discharge pressure-flow rate control (second control) in which the discharge flow rate Q decreases.
よって、図６（ｂ）に示す性能特性線図に示す通り、油圧ポンプ２をエンジン１のパワーカーブより下側の領域で使用することができるため、異常時においてエンストが発生するのを防止することができる。しかも、油圧ポンプ２の流量はある程度確保されているため、例えば異常時において油圧ショベルを一時的に退避させる動作や、フロント作業機１０３による所定の動作を確実に行うことができる。なお、吐出圧−流量制御にて油圧ポンプ２の出力をエンジン１の出力馬力以下の領域で推移させるために、吐出圧に対するエンジン１の出力馬力に規定される吐出量より油圧ポンプ２の吐出量が低くなるように設定すればよい。具体的には受圧部ピストンの位置制御をするために、受圧部ピストンに作用する圧力をコントロールすることで実現できる。 Therefore, as shown in the performance characteristic diagram shown in FIG. 6 (b), the hydraulic pump 2 can be used in a region below the power curve of the engine 1, so that an engine stall is prevented during an abnormality. be able to. In addition, since the flow rate of the hydraulic pump 2 is secured to some extent, for example, the operation of temporarily retracting the hydraulic excavator in the event of an abnormality or the predetermined operation by the front work machine 103 can be reliably performed. In order to change the output of the hydraulic pump 2 in the region below the output horsepower of the engine 1 by the discharge pressure-flow rate control, the discharge amount of the hydraulic pump 2 from the discharge amount specified for the output horsepower of the engine 1 with respect to the discharge pressure. Should be set to be low. Specifically, in order to control the position of the pressure receiving portion piston, this can be realized by controlling the pressure acting on the pressure receiving portion piston.
このように、第１実施形態に係る油圧制御装置によれば、油圧ポンプ２を目標圧追従制御（第１の制御）に従って制御することで、流量を必要としない状況下では傾転角をゼロにすることができるため、省エネ効果が高い。また、制御装置５の故障等によりレギュレータの制御不能となった場合には、油圧ポンプ２の傾転角が最大となるが、選択スイッチ９をオペレータが操作することにより、第２制御弁７を介してパイロット圧をレギュレータＲに供給して、油圧ポンプ２を吐出圧―流量制御（第２の制御）に従って制御することができる。そのため、異常時に油圧ポンプ２の吐出流量が抑えられる結果、エンストを防止することができる。 As described above, according to the hydraulic control apparatus according to the first embodiment, the tilt angle is zero under the circumstances where the flow rate is not required by controlling the hydraulic pump 2 according to the target pressure tracking control (first control). Energy saving effect is high. Further, when the control of the regulator becomes impossible due to a failure of the control device 5 or the like, the tilt angle of the hydraulic pump 2 becomes the maximum, but the operator operates the selection switch 9 to turn the second control valve 7 on. Thus, the pilot pressure can be supplied to the regulator R through the hydraulic pump 2 to control the hydraulic pump 2 according to the discharge pressure-flow rate control (second control). Therefore, the engine stall can be prevented as a result of the discharge flow rate of the hydraulic pump 2 being suppressed in the event of an abnormality.
なお、第２制御弁のバネ特性を変更することにより、図６（ｂ）に示す吐出圧−流量制御特性を線形から非線形にすることもできる。 Note that the discharge pressure-flow rate control characteristic shown in FIG. 6B can be changed from linear to non-linear by changing the spring characteristic of the second control valve.
「第２実施形態」（異常時に最小傾転角となる設定）
次に、第２実施形態に係る油圧制御装置について説明する。図７は第２実施形態に係る油圧制御装置の構成図である。なお、図７は、各制御弁が制御されていない初期状態を示している。第２実施形態は、油圧ポンプ２の傾転角が初期状態において最小傾転角になるよう設定されている点で第１実施形態と構成が異なる。具体的には第１制御機構とその制御ブロックに相違がある。以下、この構成の相違に関する部分を中心に説明を行い、第１実施形態と共通する構成についての説明は省略する。
“Second embodiment” (setting to be the minimum tilt angle in case of abnormality)
Next, a hydraulic control apparatus according to the second embodiment will be described. FIG. 7 is a configuration diagram of a hydraulic control apparatus according to the second embodiment. FIG. 7 shows an initial state where each control valve is not controlled. The second embodiment is different from the first embodiment in that the tilt angle of the hydraulic pump 2 is set to be the minimum tilt angle in the initial state. Specifically, there is a difference between the first control mechanism and its control block. Hereinafter, the description will be focused on the difference between the configurations, and the description of the configuration common to the first embodiment will be omitted.
第１制御弁４’（第１制御機構）は、制御装置５からの指令入力が無い状態では、バネによりパイロット油圧源３とラインＬ２を連通させて、パイロット油圧源３からのパイロット圧を切換弁８に向けて送り出している。制御装置５からの指令が閉じる方向に与えられると、パイロット油圧源３とラインＬ２とを絞るように動作する。閉じる方向の指令値が増大するにつれてパイロット油圧源３からのパイロット圧を調整し、ラインＬ２のパイロット圧を減少させる。 The first control valve 4 ′ (first control mechanism) switches the pilot pressure from the pilot hydraulic power source 3 by connecting the pilot hydraulic power source 3 and the line L2 with a spring in a state where there is no command input from the control device 5. Sending out toward valve 8. When a command from the control device 5 is given in the closing direction, the pilot hydraulic power source 3 and the line L2 are operated to be throttled. As the command value in the closing direction increases, the pilot pressure from the pilot hydraulic source 3 is adjusted, and the pilot pressure in the line L2 is decreased.
レギュレータＲは、第１制御弁４’に対し制御装置５からの指令入力が無い状態では、ラインＬ１を介して第１受圧部２ｂに供給されるパイロット圧とラインＬ２−Ｌ３を介して第２受圧部２ｃに供給されるパイロット圧とは、パイロット油圧源３の吐出圧と同圧となる。これらがサーボピストン２ａの面積の小さい側の第１受圧部２ｂと大きい側の第２受圧部２ｃに導入される事により、油圧ポンプ２の押しのけ量がゼロとなる最小傾転角となる方向に油圧ポンプ２の傾転角を変化させる。そして、油圧ポンプ２は最小傾転角に保持されて、流量を殆ど出力しない。一方、第１制御弁４’に対し制御装置５からの指令入力が入り、第２受圧部２ｃにかかるパイロット圧が減少すると、レギュレータＲは、油圧ポンプ２の吐出流量が最大となる最大傾転角となる方向に油圧ポンプ２の傾転角を変化させる。 When there is no command input from the control device 5 to the first control valve 4 ′, the regulator R and the pilot pressure supplied to the first pressure receiving portion 2b via the line L1 and the second pressure via the line L2-L3. The pilot pressure supplied to the pressure receiving portion 2c is the same pressure as the discharge pressure of the pilot hydraulic source 3. These are introduced into the first pressure receiving portion 2b on the smaller side of the servo piston 2a and the second pressure receiving portion 2c on the larger side, so that the displacement amount of the hydraulic pump 2 becomes a minimum tilt angle at which the displacement amount becomes zero. The tilt angle of the hydraulic pump 2 is changed. The hydraulic pump 2 is maintained at the minimum tilt angle and hardly outputs a flow rate. On the other hand, when a command input from the control device 5 is input to the first control valve 4 ′ and the pilot pressure applied to the second pressure receiving portion 2c is reduced, the regulator R is tilted to the maximum at which the discharge flow rate of the hydraulic pump 2 becomes maximum. The tilt angle of the hydraulic pump 2 is changed in the direction of the corner.
次に、油圧ショベルの正常運転時における油圧制御装置の動作を説明する。図８は正常運転時における油圧制御装置の動作図、図９は図８に示す制御装置の制御ブロック図である。図８に示すように、正常運転時は圧力検出器６にて検出された油圧ポンプ２の吐出圧力値に基づいて、油圧ポンプ２の吐出圧力を目標圧に追従させる目標圧追従制御（第１の制御）に従うように、制御装置５が第１制御弁４’の開度を制御している。 Next, the operation of the hydraulic control device during normal operation of the hydraulic excavator will be described. FIG. 8 is an operation diagram of the hydraulic control device during normal operation, and FIG. 9 is a control block diagram of the control device shown in FIG. As shown in FIG. 8, during normal operation, based on the discharge pressure value of the hydraulic pump 2 detected by the pressure detector 6, the target pressure follow-up control (the first pressure follow-up control for causing the discharge pressure of the hydraulic pump 2 to follow the target pressure) The control device 5 controls the opening degree of the first control valve 4 ′.
具体的には、図９に示すように、制御装置５は、演算・算出された目標ポンプ圧力（目標圧）と、圧力検出器６からの圧力値とから、差分器５ａ、制御器５ｂ、信号変換器５ｃ’を介して第１制御弁４’への出力を算出し、油圧ポンプ２の圧力目標値となるようにＰＩＤ制御などにより第１制御弁４’を制御する。よって、サーボピストン２ａには、ラインＬ１からのパイロット圧とラインＬ２−Ｌ３からのパイロット圧とがかかり、両者の圧力差に応じて油圧ポンプ２の傾転角が制御される。なお、第２実施形態に係る信号変換器５Ｃ’は、第１実施形態に係る信号変換器５ｃと特性が異なる。 Specifically, as shown in FIG. 9, the control device 5 calculates the subtractor 5 a, the controller 5 b, and the controller 5 based on the calculated / calculated target pump pressure (target pressure) and the pressure value from the pressure detector 6. The output to the first control valve 4 ′ is calculated via the signal converter 5c ′, and the first control valve 4 ′ is controlled by PID control or the like so as to be the pressure target value of the hydraulic pump 2. Therefore, the pilot pressure from the line L1 and the pilot pressure from the line L2-L3 are applied to the servo piston 2a, and the tilt angle of the hydraulic pump 2 is controlled according to the pressure difference therebetween. Note that the signal converter 5C 'according to the second embodiment is different in characteristics from the signal converter 5c according to the first embodiment.
次に、油圧ショベルの異常時における油圧制御装置の動作を説明する。図１０は、異常時における油圧制御装置の動作図である。図１０に示すように、例えば、圧力検出器６や制御装置５などの故障により、第１制御弁４’が正常に作動しないような場合、ラインＬ２のパイロット圧はパイロット油圧源３の吐出圧と同圧となり、ラインＬ２−Ｌ３を介してパイロット圧が第２受圧部２ｃに供給される。 Next, the operation of the hydraulic control device when the hydraulic excavator is abnormal will be described. FIG. 10 is an operation diagram of the hydraulic control device at the time of abnormality. As shown in FIG. 10, for example, when the first control valve 4 ′ does not operate normally due to a failure of the pressure detector 6 or the control device 5, the pilot pressure in the line L2 is the discharge pressure of the pilot hydraulic power source 3. The pilot pressure is supplied to the second pressure receiving portion 2c via the line L2-L3.
一方、第１受圧部２ｂにはラインＬ１からパイロット圧が供給されており、第１受圧部２ｂと第２受圧部２ｃに供給されるパイロット圧は各々同圧となる。これらがサーボピストン２ａの面積の小さい側の第１受圧部２ｂと大きい側の第２受圧部２ｃに導入される事により、油圧ポンプ２の傾転角は最小傾転角となり、油圧ポンプ２は圧油を吐出することができない。そのため、異常時において油圧ショベルを退避させることができず、またブームシリンダ１０７、アームシリンダ１０８、及びバケットシリンダ１０９を作動させることもできない状況となる。 On the other hand, pilot pressure is supplied from the line L1 to the first pressure receiving portion 2b, and the pilot pressure supplied to the first pressure receiving portion 2b and the second pressure receiving portion 2c is the same pressure. By introducing these into the first pressure receiving portion 2b on the smaller side of the servo piston 2a and the second pressure receiving portion 2c on the larger side, the tilt angle of the hydraulic pump 2 becomes the minimum tilt angle, and the hydraulic pump 2 Pressure oil cannot be discharged. For this reason, the hydraulic excavator cannot be retracted during an abnormality, and the boom cylinder 107, the arm cylinder 108, and the bucket cylinder 109 cannot be operated.
これを解消するために、本実施形態では、オペレータが選択スイッチ９を操作すると、切換弁８によりラインＬ５−Ｌ３が連通する。また、異常時に油圧ポンプ２は最小傾転角で動作するから、圧油を殆ど吐出しない。よって、油圧ポンプ２が最小傾転角の状態で動作している間、第２制御弁７には油圧ポンプ２の吐出圧が導入されず、第２制御弁７はバネにより初期状態に保持される。そのため、ラインＬ４とラインＬ５とが閉じた状態かつ、ラインＬ５がドレンに連通する状態となり、第２受圧部２ｃに供給されるパイロット圧はドレン圧となる。その結果、油圧ポンプ２は、傾転角が最大傾転角の方向に変化し、第１受圧部２ｂと第２受圧部２ｃとの差圧に応じた傾転角に制御される。 In order to solve this problem, in this embodiment, when the operator operates the selection switch 9, the line L5-L3 is communicated by the switching valve 8. Further, since the hydraulic pump 2 operates at the minimum tilt angle when an abnormality occurs, almost no pressure oil is discharged. Therefore, while the hydraulic pump 2 is operating at the minimum tilt angle, the discharge pressure of the hydraulic pump 2 is not introduced into the second control valve 7, and the second control valve 7 is held in the initial state by the spring. The Therefore, the line L4 and the line L5 are closed and the line L5 is in communication with the drain, and the pilot pressure supplied to the second pressure receiving portion 2c becomes the drain pressure. As a result, the tilt angle of the hydraulic pump 2 changes in the direction of the maximum tilt angle, and is controlled to a tilt angle corresponding to the differential pressure between the first pressure receiving portion 2b and the second pressure receiving portion 2c.
そして、次第に、第２制御弁７は油圧ポンプ２の吐出圧力（自己圧）により制御され、油圧ポンプ２の傾転角は、吐出圧力Ｐの増加に連れて吐出流量Ｑが減少する吐出圧−流量制御（第２の制御）に従って制御されることとなる。よって、異常時であっても、油圧ショベルを安全な場所に退避させたり、フロント作業機１０３を安全な姿勢になるよう動作させたりすることができる。 Then, gradually, the second control valve 7 is controlled by the discharge pressure (self-pressure) of the hydraulic pump 2, and the tilt angle of the hydraulic pump 2 is the discharge pressure − at which the discharge flow rate Q decreases as the discharge pressure P increases. It is controlled according to the flow rate control (second control). Therefore, the hydraulic excavator can be retracted to a safe place or the front work machine 103 can be operated to be in a safe posture even during an abnormality.
このように、第２実施形態に係る油圧制御装置によれば、油圧ポンプ２を目標圧追従制御（第１の制御）に従って制御することで、流量を必要としない状況下では傾転角をゼロにすることができるため、省エネ効果が高い。また、制御装置５の故障等によりレギュレータの制御不能となった場合には、油圧ポンプ２の傾転角が最小となるが、選択スイッチ９をオペレータが操作することにより、第１実施形態と同様、第２制御弁７を介してパイロット圧をレギュレータＲに供給して、油圧ポンプ２を吐出圧−流量制御（第２の制御）に従って制御することができる。そのため、異常時に油圧ショベルの安全上必要な動作を行うことができる。 As described above, according to the hydraulic control device according to the second embodiment, the tilt angle is zero under the circumstances where the flow rate is not required by controlling the hydraulic pump 2 according to the target pressure tracking control (first control). Energy saving effect is high. Further, when the control of the regulator becomes impossible due to a failure of the control device 5 or the like, the tilt angle of the hydraulic pump 2 is minimized, but when the operator operates the selection switch 9, it is the same as in the first embodiment. The pilot pressure can be supplied to the regulator R via the second control valve 7, and the hydraulic pump 2 can be controlled according to the discharge pressure-flow rate control (second control). Therefore, it is possible to perform an operation necessary for safety of the hydraulic excavator at the time of abnormality.
「第３実施形態」
次に、本発明の第３実施形態に係る油圧制御装置について説明する。第３実施形態に係る油圧制御装置は、レギュレータの駆動がメカニカル方式で制御されている点に特徴がある。以下、この特徴点を中心に説明する。図１１は、第３実施形態に係る油圧制御装置の構成を示す図である。第１実施形態と同一部分には同一符号を付し説明を省略する。
“Third Embodiment”
Next, a hydraulic control apparatus according to a third embodiment of the present invention will be described. The hydraulic control device according to the third embodiment is characterized in that the drive of the regulator is controlled by a mechanical method. Hereinafter, this feature point will be mainly described. FIG. 11 is a diagram illustrating a configuration of a hydraulic control apparatus according to the third embodiment. The same parts as those in the first embodiment are denoted by the same reference numerals, and description thereof is omitted.
第３実施形態に係る油圧制御装置では、図１１に示すように、パイロット回路ＰＣ２を介してレギュレータＲにパイロット圧が供給されて、レギュレータＲがメカニカル方式で駆動する。第３実施形態に係る油圧制御装置は、パイロット油圧源３からレギュレータＲの第１受圧部２ｂにパイロット圧を常時供給するラインＬ１１（第１回路）と、パイロット油圧源３からレギュレータＲの第２受圧部２ｃにパイロット圧を供給するラインＬ１２（第２回路）およびラインＬ１３と、ラインＬ１２に設けられ、パイロット油圧源３からのパイロット圧を調整し制御圧力を出力する圧力制御スプール（スプール）１１（レギュレータ制御機構）と、ラインＬ１３に設けられ、パイロット油圧源３からのパイロット圧を調整し制御圧力を出力する流量制御スプール１２と、圧力制御スプール１１を制御する電磁比例弁１３（レギュレータ制御機構）と、流量制御スプール１２を制御する電磁比例弁１４と、電磁比例弁１３への圧力制御指令及び電磁比例弁１４への流量制限指令を出力する制御装置５とを備えている。 In the hydraulic control apparatus according to the third embodiment, as shown in FIG. 11, the pilot pressure is supplied to the regulator R through the pilot circuit PC2, and the regulator R is driven by a mechanical method. The hydraulic control apparatus according to the third embodiment includes a line L11 (first circuit) that constantly supplies pilot pressure from the pilot hydraulic power source 3 to the first pressure receiving portion 2b of the regulator R, and a second of the regulator R from the pilot hydraulic power source 3. A line L12 (second circuit) and a line L13 for supplying pilot pressure to the pressure receiving portion 2c, and a pressure control spool (spool) 11 provided in the line L12, which adjusts the pilot pressure from the pilot hydraulic power source 3 and outputs a control pressure. (Regulator control mechanism), a flow rate control spool 12 that is provided in the line L13, adjusts the pilot pressure from the pilot hydraulic power source 3 and outputs the control pressure, and an electromagnetic proportional valve 13 that controls the pressure control spool 11 (regulator control mechanism) ), An electromagnetic proportional valve 14 for controlling the flow rate control spool 12, and a pressure control to the electromagnetic proportional valve 13 And a control unit 5 for outputting a flow restriction command to the decree and the electromagnetic proportional valve 14.
各々のスプール１１，１２にはスリーブ１１ｃ，１２ｃが備えられ、ポンプ傾転の位置（傾転角）がフィードバックされ、これによりスプール位置に応じた傾転制御が精度良くなされるように構成されている（傾転位置フィードバック機構付）。 The spools 11 and 12 are provided with sleeves 11c and 12c, respectively, so that the position (tilt angle) of the pump tilt is fed back so that the tilt control according to the spool position can be performed with high accuracy. Yes (with tilt position feedback mechanism).
さらに、圧力制御スプール１１には油圧ポンプ２からの吐出圧力が電磁比例弁１３からのパイロット圧と同方向推力となるように併設された油室に付勢し、またそれとは反対推力となるような推力を与える上、その推力の大きさを切り換えることができる推力切換機構３０（設定装置）と、オペレータが推力切換機構３０に切換指示をする選択スイッチ９（選択装置）と、を備えている。 Further, the pressure control spool 11 is urged to the oil chamber provided so that the discharge pressure from the hydraulic pump 2 has the same direction thrust as the pilot pressure from the electromagnetic proportional valve 13, and the thrust is opposite to that. A thrust switching mechanism 30 (setting device) capable of switching the magnitude of the thrust and a selection switch 9 (selecting device) for the operator to instruct the thrust switching mechanism 30 to switch. .
なお、流量制御は従来の方式と同一であり、電磁比例弁１４により傾転量に応じた指令圧が入力されると流量制御スプール１２が対抗するスプリングを押してあるストローク量が定まる。これにより外部指令による流量制御機能が流量制御スプール１２によって得られるものである。 The flow rate control is the same as the conventional method, and when a command pressure corresponding to the tilt amount is input by the electromagnetic proportional valve 14, the stroke amount by which the spring that the flow rate control spool 12 opposes is pressed is determined. Thereby, the flow control function by the external command is obtained by the flow control spool 12.
次に、推力切換機構３０の詳細について、図１２を用いて説明する。図１２は、推力切換機構３０の詳細を示す図である。図１２に示すように、推力切換機構３０は、油圧ポンプ２からのポンプ圧力や電磁比例弁１３を介して供給されるパイロット圧によって軸方向に押圧される圧力制御スプール１１に対抗するように、サブスプール３１と、第１スプリング３２と、第２スプリング３３と、第２スプリング３３を保持するスプリング保持ピストン３４と、を含んで構成される。 Next, details of the thrust switching mechanism 30 will be described with reference to FIG. FIG. 12 is a diagram showing details of the thrust switching mechanism 30. As shown in FIG. 12, the thrust switching mechanism 30 is opposed to the pressure control spool 11 that is pressed in the axial direction by the pump pressure from the hydraulic pump 2 or the pilot pressure supplied through the electromagnetic proportional valve 13. The sub-spool 31, the first spring 32, the second spring 33, and a spring holding piston 34 that holds the second spring 33 are configured.
サブスプール３１は、ハウジング３６内において軸方向に所定の移動量（圧力制御スプール１１の制御量に相当する量）だけ作動するよう制限されている。また、スプリング保持ピストン３４についても、同様にその作動が制限されるように構成されている。そして、詳しくは後述するが、スプリング保持ピストン３４と圧力制御スプール１１との間には第２スプリング３３が初期撓みの状態で介在するよう構成されている。つまり、第２スプリング３３が初期撓みの状態からさらに圧縮されて、その反力が圧力制御スプール１１とスプリング保持ピストン３４とに作用しないよう構成されている。 The sub spool 31 is limited to operate in the axial direction within the housing 36 by a predetermined movement amount (an amount corresponding to the control amount of the pressure control spool 11). Similarly, the spring holding piston 34 is configured so that its operation is limited. As will be described in detail later, a second spring 33 is interposed between the spring holding piston 34 and the pressure control spool 11 in an initially bent state. That is, the second spring 33 is further compressed from the initial deflection state, and the reaction force does not act on the pressure control spool 11 and the spring holding piston 34.
また、サブスプール３１を圧力制御スプール１１の方向に付勢する第１油室３０ａと、サブスプール３１とスプリング保持ピストン３４とに囲まれた第２油室３０ｂと、スプリング保持ピストン３４と圧力制御スプール１１とに囲まれた第３油室３０ｃを有し、それぞれ油路Ｌａ、油路Ｌｂ、油路Ｌｃとつながっている。油路Ｌａ、油路Ｌｂは供給圧力を切換える切換弁３５（切換手段）を介してパイロット油圧源３またはドレンへと選択的に接続される。油路Ｌｃはドレンと接続される。 Further, the first oil chamber 30a that urges the sub spool 31 in the direction of the pressure control spool 11, the second oil chamber 30b surrounded by the sub spool 31 and the spring holding piston 34, the spring holding piston 34, and the pressure control. The third oil chamber 30c is surrounded by the spool 11, and is connected to the oil passage La, the oil passage Lb, and the oil passage Lc, respectively. The oil passage La and the oil passage Lb are selectively connected to the pilot hydraulic power source 3 or the drain via a switching valve 35 (switching means) for switching the supply pressure. The oil passage Lc is connected to the drain.
選択スイッチ９は高圧まで圧力制御可能な通常モード（切換弁３５がＡ位置（第１切換位置）にある状態）、馬力制御可能なバックアップモード（切換弁３５がＢ位置（第２切換位置）にある状態）、低い圧力のみ供給可能な縮退モード（切換弁３５がＣ位置（第３切換位置）にある状態）が選択できるように構成されている。なお、詳しくは後述するが、通常モードでは油圧ポンプ２が目標圧追従制御（第１の制御）で制御され、バックアップモードでは油圧ポンプ２が吐出圧−流量制御（第２の制御）で制御され、縮退モードでは油圧ポンプ２の吐出圧力が第１の制御もしくは第２の制御で用いられる最大圧力より低い所定の低圧力領域にある場合に所定の流量を吐出するようレギュレータ制御（第３の制御）で油圧ポンプ２が制御されている。なお、第１の制御もしくは第２の制御で用いられる最大圧力とは、例えば図示しないリリーフ圧力である。 The selector switch 9 is in a normal mode in which the pressure can be controlled up to a high pressure (a state in which the switching valve 35 is in the A position (first switching position)), and in a backup mode in which the horsepower can be controlled (the switching valve 35 is in the B position (second switching position)). In a certain state), a degenerate mode (state in which the switching valve 35 is in the C position (third switching position)) capable of supplying only a low pressure can be selected. As will be described in detail later, in the normal mode, the hydraulic pump 2 is controlled by target pressure tracking control (first control), and in the backup mode, the hydraulic pump 2 is controlled by discharge pressure-flow rate control (second control). In the degeneration mode, the regulator control (third control) discharges a predetermined flow rate when the discharge pressure of the hydraulic pump 2 is in a predetermined low pressure region lower than the maximum pressure used in the first control or the second control. ) Controls the hydraulic pump 2. Note that the maximum pressure used in the first control or the second control is, for example, a relief pressure (not shown).
次に、第３実施形態に係る油圧制御装置の動作について説明する。図１３は、各モードにおける推力切換機構３０の動作と油圧ポンプの制御特性を示す図である。 Next, the operation of the hydraulic control apparatus according to the third embodiment will be described. FIG. 13 is a diagram showing the operation of the thrust switching mechanism 30 and the control characteristics of the hydraulic pump in each mode.
「通常モード」
選択スイッチ９が「通常モード」にある時は、切換弁３５はＡ位置側（図１２参照）となって第１油室３０ａにはパイロット圧が供給され、第２油室３０ｂはドレンと接続される。この状態を図１３（ａ）に示す。図１３（ａ）に示すように、通常モードでは第１油室３０ａにパイロット圧が作用することによりサブスプール３１が圧力制御スプール１１側へ押し付けられる。また第２油室３０ｂはドレンに接続されていることからスプリング保持ピストン３４はフリー状態となり、第２スプリング３３は撓まない状態になる。
"Normal mode"
When the selector switch 9 is in the “normal mode”, the switching valve 35 is in the A position side (see FIG. 12), the pilot pressure is supplied to the first oil chamber 30a, and the second oil chamber 30b is connected to the drain. Is done. This state is shown in FIG. As shown in FIG. 13A, in the normal mode, the sub spool 31 is pressed against the pressure control spool 11 side by the pilot pressure acting on the first oil chamber 30a. Since the second oil chamber 30b is connected to the drain, the spring holding piston 34 is in a free state, and the second spring 33 is not bent.
通常モードにおける圧力制御スプール１１の押し込みの推力ＦＡは、以下の式（１）により求められる。
ＦＡ＝Ａ１・Ｐ＋ｋ１（ｘ＋ｘ１０） ・・・（１）
ｘ：圧力制御スプールの変位
ｘ１０：第１スプリングの初期撓み
Ｐ：パイロット圧力
Ａ１：サブスプールのパイロット受圧面積
ｋ１：第１スプリングのバネ定数
Thrust F A pushing pressure control spool 11 in the normal mode is determined by the following equation (1).
F A = A 1 · P + k 1 (x + x 10 ) (1)
x: Displacement of pressure control spool x 10 : Initial deflection of first spring P: Pilot pressure A 1 : Pilot pressure receiving area of sub spool k 1 : Spring constant of first spring
通常モードでは、油圧ポンプ２が作動油を吐出し圧力が上昇すると自己圧を導く油路１５（図１１参照）よりポンプ圧が受圧部１１ａに作用する。また制御装置５からの圧力信号により電磁比例弁１３を介してパイロット圧が受圧部１１ｂに作用する。推力切換機構３０からの推力ＦＡとこれら受圧部１１ａ、１１ｂに作用した推力とにより圧力制御スプール１１が動作し、これらの力のバランスするところで圧力制御スプール１１が保持される。その結果、サーボピストン２ａはそれに追従し、傾転角が所望の角度に制御される（第１制御機構）。通常モードでは、油圧ポンプ２の吐出圧が目標吐出圧になるよう目標圧追従制御されており、図１３（ａ）に示す圧力−流量特性となる。これにより、油圧ポンプ２が無駄な流量を吐出することがないため、省エネ効果が高い。 In the normal mode, when the hydraulic pump 2 discharges the hydraulic oil and the pressure rises, the pump pressure acts on the pressure receiving portion 11a from the oil passage 15 (see FIG. 11) that guides the self pressure. Further, the pilot pressure acts on the pressure receiving portion 11b via the electromagnetic proportional valve 13 by the pressure signal from the control device 5. Thrust F A and these pressure-receiving portion 11a of the thrust switching mechanism 30, the pressure control spool 11 is operated by the thrust acting on the 11b, the pressure control spool 11 is held at the balance of these forces. As a result, the servo piston 2a follows it, and the tilt angle is controlled to a desired angle (first control mechanism). In the normal mode, target pressure follow-up control is performed so that the discharge pressure of the hydraulic pump 2 becomes the target discharge pressure, and the pressure-flow rate characteristic shown in FIG. Thereby, since the hydraulic pump 2 does not discharge a useless flow rate, the energy saving effect is high.
「バックアップモード」
選択スイッチ９が「バックアップモード」にある時は、切換弁３５はＢ位置側（図１２参照）となって第１油室３０ａはドレンに接続され、第２油室３０ｂにはパイロット圧が供給される。この状態を図１３（ｂ）に示す。図１３（ｂ）に示すように、バックアップモードでは第１油室３０ａがドレンに接続されているため、サブスプール３１が圧力制御スプール１１とは反対側へ押し付けられる。また、第２油室３０ｂにはパイロット圧が供給されているため、スプリング保持ピストン３４は圧力制御スプール１１側へ押し付けられガイドストッパ３７ａにて保持される。これにより、第２スプリング３３は初期撓みの状態で圧力制御スプール１１を押し付けている状態になる。
"Backup mode"
When the selection switch 9 is in the “backup mode”, the switching valve 35 is in the B position side (see FIG. 12), the first oil chamber 30a is connected to the drain, and the pilot pressure is supplied to the second oil chamber 30b. Is done. This state is shown in FIG. As shown in FIG. 13B, in the backup mode, the first oil chamber 30a is connected to the drain, so that the sub spool 31 is pressed to the side opposite to the pressure control spool 11. Further, since the pilot pressure is supplied to the second oil chamber 30b, the spring holding piston 34 is pressed toward the pressure control spool 11 and held by the guide stopper 37a. Thereby, the 2nd spring 33 will be in the state which is pressing the pressure control spool 11 in the state of initial stage bending.
バックアップモードにおける圧力制御スプール１１の押し込みの推力ＦＢは、以下の式（２）により求められる。
ＦＢ＝ｋ２（ｘ＋ｘ２０） ・・・（２）
ｘ：圧力制御スプールの変位
ｘ２０：第２スプリングの初期撓み
ｋ２：第２スプリングのバネ定数
Thrust F B of the indentation of the pressure control spool 11 in the backup mode is determined by the following equation (2).
F B = k 2 (x + x 20 ) (2)
x: Displacement of pressure control spool x 20 : Initial deflection of second spring k 2 : Spring constant of second spring
バックアップモードでは、油圧ポンプ２が作動油を吐出し圧力が上昇すると自己圧を導く油路１５（図１１参照）よりポンプ圧が受圧部１１ａに作用する。また制御装置５からの圧力信号により電磁比例弁１３を介してパイロット圧が受圧部１１ｂに作用する。推力切換機構３０からの推力ＦＢとこれら受圧部１１ａ、１１ｂに作用した推力とにより圧力制御スプール１１が動作し、これらの力のバランスするところで圧力制御スプール１１が保持される。その結果、サーボピストン２ａはそれに追従し、最終的に油圧ポンプ２の吐出圧力が、推力切換機構３０の反力と制御装置５からの圧力指令値とから決まる目標圧力に制御される（第２制御機構）。このバックアップモードでは、油圧ポンプ２の圧力−流量特性が図１３（ｂ）に示すように、圧力の増加に従って流量が減少する吐出圧−流量制御特性となる。 In the backup mode, when the hydraulic pump 2 discharges the hydraulic oil and the pressure rises, the pump pressure acts on the pressure receiving portion 11a from the oil passage 15 (see FIG. 11) that guides the self pressure. Further, the pilot pressure acts on the pressure receiving portion 11b via the electromagnetic proportional valve 13 by the pressure signal from the control device 5. Thrust F B and these pressure-receiving portion 11a of the thrust switching mechanism 30, the pressure control spool 11 is operated by the thrust acting on the 11b, the pressure control spool 11 is held at the balance of these forces. As a result, the servo piston 2a follows that, and finally, the discharge pressure of the hydraulic pump 2 is controlled to a target pressure determined from the reaction force of the thrust switching mechanism 30 and the pressure command value from the control device 5 (the second pressure). Control mechanism). In this backup mode, the pressure-flow rate characteristic of the hydraulic pump 2 is a discharge pressure-flow rate control characteristic in which the flow rate decreases as the pressure increases, as shown in FIG.
また、バックアップモードは制御装置５が故障していない場合では圧力−流量特性が電磁比例弁１３の指令圧に応じて圧力がシフトする方向（圧力が下がる方向）に作用することになり、制御装置５の制御が不具合ない場合でも馬力制御＋特性シフトの特性として利用することができる。これにより目標とする馬力に合わせた設定にすることも可能である。また、制御装置５により指令を無くすことでハード設定した馬力特性とすることができる。これにより制御装置５等のトラブルになった場合においても、オペレータは制御装置５とは別の選択スイッチ９にてバックアップモードに切換えることで、ポンプ駆動力過負荷によるエンスト防止や負荷の軽い際の高速駆動にも対応できる。 Further, in the backup mode, when the control device 5 is not out of order, the pressure-flow characteristic acts in the direction in which the pressure shifts (the direction in which the pressure decreases) in accordance with the command pressure of the electromagnetic proportional valve 13. Even when the control No. 5 is not defective, it can be used as a characteristic of horsepower control + characteristic shift. Thereby, it is also possible to set according to the target horsepower. Further, the horsepower characteristic set in hardware can be obtained by eliminating the command from the control device 5. Thus, even when trouble occurs in the control device 5 or the like, the operator switches to the backup mode with a selection switch 9 different from the control device 5 to prevent engine stall due to overload of the pump driving force or when the load is light. It can also handle high-speed driving.
「縮退モード」
選択スイッチ９が「縮退モード」にある時は、切換弁３５はＣ位置側（図１２参照）となって第１油室３０ａ及び第２油室３０ｂがドレンに接続される。この状態を図１３（ｃ）に示す。図１３（ｃ）に示すように、縮退モードでは第１油室３０ａがドレンと接続されているため、サブスプール３１が第１スプリング３２の付勢力により圧力制御スプール１１側へ押し付けられる。また、第２油室３０ｂもドレンに接続されているため、スプリング保持ピストン３４はフリーとなり、動作に伴い圧力制御スプール１１と反対側へ押し付けられガイドストッパ３７ｂにて保持される。これにより、スプリング保持ピストン３４はフリー状態となり、第２スプリング３３は撓まない状態になる。
"Degenerate mode"
When the selection switch 9 is in the “degenerate mode”, the switching valve 35 is on the C position side (see FIG. 12), and the first oil chamber 30a and the second oil chamber 30b are connected to the drain. This state is shown in FIG. As shown in FIG. 13C, in the retracted mode, the first oil chamber 30a is connected to the drain, so that the sub spool 31 is pressed against the pressure control spool 11 side by the urging force of the first spring 32. Further, since the second oil chamber 30b is also connected to the drain, the spring holding piston 34 becomes free and is pushed to the opposite side of the pressure control spool 11 by the operation and is held by the guide stopper 37b. Thereby, the spring holding piston 34 is in a free state, and the second spring 33 is not bent.
縮退モードにおける圧力制御スプール１１の押し込みの推力ＦＣは、以下の式（３）により求められる。
ＦＣ＝ｋ１（ｘ＋ｘ１０） ・・・（３）
ｘ：圧力制御スプールの変位
ｘ１０：第１スプリングの初期撓み
ｋ１：第１スプリングのバネ定数
Thrust F C of the indentation of the pressure control spool 11 in the degenerate mode is determined by the following equation (3).
F C = k 1 (x + x 10 ) (3)
x: Displacement of pressure control spool x 10 : Initial deflection of first spring k 1 : Spring constant of first spring
縮退モードでは、油圧ポンプ２が作動油を吐出し圧力が上昇すると自己圧を導く油路１５（図１１参照）よりポンプ圧が受圧部１１ａに作用する。また制御装置５からの圧力信号により電磁比例弁１３を介してパイロット圧が受圧部１１ｂに作用する。推力切換機構３０からの推力ＦＣとこれら受圧部１１ａ、１１ｂに作用した推力とにより圧力制御スプール１１が動作し、これらの力のバランスするところで圧力制御スプール１１が保持される。その結果、サーボピストン２ａはそれに追従し、最終的にポンプ吐出圧力が、推力切換機構３０の反力と制御装置５とからの圧力指令値とから決まる目標圧力に制御される（第３制御機構）。 In the degeneration mode, when the hydraulic pump 2 discharges the hydraulic oil and the pressure rises, the pump pressure acts on the pressure receiving portion 11a from the oil passage 15 (see FIG. 11) that guides the self pressure. Further, the pilot pressure acts on the pressure receiving portion 11b via the electromagnetic proportional valve 13 by the pressure signal from the control device 5. Thrust F C and these pressure-receiving portion 11a of the thrust switching mechanism 30, the pressure control spool 11 is operated by the thrust acting on the 11b, the pressure control spool 11 is held at the balance of these forces. As a result, the servo piston 2a follows that, and finally the pump discharge pressure is controlled to a target pressure determined from the reaction force of the thrust switching mechanism 30 and the pressure command value from the control device 5 (third control mechanism). ).
この縮退モードでは、油圧ポンプ２の圧力−流量特性が図１３（ｃ）に示すように、低圧力領域でしか流量を吐出しない特性となる。すなわち、油圧ポンプ２の圧力制御が比較的低い辺りで制限される。これにより、機械の組み換え段取り時や、メンテナンス時などの調整段取りなどにおいてもより安全な環境を提供することができる。 In this degeneration mode, the pressure-flow rate characteristic of the hydraulic pump 2 is a characteristic that discharges the flow rate only in the low pressure region, as shown in FIG. That is, the pressure control of the hydraulic pump 2 is limited around a relatively low level. As a result, a safer environment can be provided even when the machine is set up for recombination or at the time of adjustment setup such as maintenance.
以上説明したように、第３実施形態によれば、通常モードでは目標圧追従制御にて油圧ポンプ２を制御することで、省エネ効果が期待できる。また、万一制御装置５が故障したり、圧力制御信号ケーブルが損傷したりするなどのトラブルが生じて目標圧追従制御が不可能となった場合においても、バックアップモードにより吐出圧−流量制御に切り換えることができるので、ポンプ駆動力過負荷によるエンスト防止や負荷の軽い際の高速動作にも対応でき、使い勝手が向上する。また、縮退モードでは、油圧ポンプ２の圧力制御が比較的低い辺りで制限されることから、機械の組み換え段取り時や、メンテナンス時などの調整段取りなどにおいてもより安全な作業環境を提供することができる。 As described above, according to the third embodiment, an energy saving effect can be expected by controlling the hydraulic pump 2 by the target pressure tracking control in the normal mode. Even if the controller 5 fails or the pressure control signal cable is damaged and the target pressure follow-up control becomes impossible, the discharge mode is controlled by the backup mode. Since it can be switched, it is possible to prevent engine stall due to overload of the pump driving force and to respond to high-speed operation when the load is light, improving usability. Further, in the degeneration mode, the pressure control of the hydraulic pump 2 is limited around a relatively low level, so that it is possible to provide a safer work environment even during machine reconfiguration or adjustment setup during maintenance. it can.
本発明は上記した実施形態に限定されず、本発明の要旨を逸脱しない範囲で種々の変形が可能であり、特許請求の範囲に記載された技術思想に含まれる技術的事項の全てが本発明の対象となる。 The present invention is not limited to the above-described embodiment, and various modifications can be made without departing from the spirit of the present invention. All technical matters included in the technical idea described in the scope of the claims are defined by the present invention. It becomes the object of.
１ エンジン
２ 油圧ポンプ
２ａ サーボピストン
２ｂ 第１受圧部
２ｃ 第２受圧部
３ パイロット油圧源
４、４’ 第１制御弁（第１制御機構）
５ 制御装置（制御部）
６ 圧力検出器
７ 第２制御弁（第２制御機構）
８、３５ 切換弁（切換手段）
９ 選択スイッチ（選択装置）
１１ 圧力制御スプール（レギュレータ制御機構）
１３ 電磁比例弁１３（レギュレータ制御機構）
１５ 油路（吐出圧供給油路）
３０ 推力切換機構（設定装置）
Ｒ レギュレータ
ＰＣ１，ＰＣ２ パイロット回路
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Engine 2 Hydraulic pump 2a Servo piston 2b 1st pressure receiving part 2c 2nd pressure receiving part 3 Pilot hydraulic power source 4, 4 '1st control valve (1st control mechanism)
5 Control device (control unit)
6 Pressure detector 7 Second control valve (second control mechanism)
8, 35 Switching valve (switching means)
9 Selection switch (selection device)
11 Pressure control spool (regulator control mechanism)
13 Solenoid proportional valve 13 (regulator control mechanism)
15 Oil passage (Discharge pressure supply oil passage)
30 Thrust switching mechanism (setting device)
R regulator PC1, PC2 Pilot circuit
Claims (4)
前記油圧制御装置は、
制御部を備え、前記制御部を用いて前記油圧ポンプの吐出圧力を前記制御部で設定された目標圧に追従させる第１の制御、または前記エンジンの出力馬力以下の領域で、前記油圧ポンプの吐出圧力を用いて前記油圧ポンプの吐出圧力が増加するに連れて前記油圧ポンプの吐出流量を減少させる第２の制御、のいずれかに従って前記レギュレータの制御を行い、
前記パイロット回路に設けられ、前記第１の制御時に前記制御部により前記パイロット油圧源からの前記パイロット圧を調整し前記レギュレータに供給する第１制御機構と、
前記パイロット回路に設けられ、前記第２の制御時に前記油圧ポンプの吐出圧力に応じて前記パイロット油圧源からの前記パイロット圧を調整し前記レギュレータに供給する第２制御機構と、
前記パイロット回路に設けられ、前記第１制御機構で調整した前記パイロット圧を前記レギュレータへ供給する回路を構成する第１切換位置と、前記第２制御機構で調整された前記パイロット圧を前記レギュレータへ供給する回路を構成する第２切換位置とを有する切換手段と、
前記切換手段を第１切換位置もしくは第２切換位置に切り替える選択装置と、
を有することを特徴とする作業機械の油圧制御装置。 A variable displacement hydraulic pump driven by an engine; a regulator that changes a tilt angle of the hydraulic pump; a pilot circuit that supplies a pilot pressure from a pilot hydraulic power source to the regulator to change the tilt angle; The working machine is configured such that the tilt angle of the hydraulic pump changes from a minimum tilt angle at which the displacement of the hydraulic pump becomes zero to a maximum tilt angle at which the discharge flow rate of the hydraulic pump is maximized In the hydraulic control device of
The hydraulic control device includes:
A first control for causing the discharge pressure of the hydraulic pump to follow the target pressure set by the control unit using the control unit, or a region below the output horsepower of the engine; Performing the control of the regulator according to any one of the second control for decreasing the discharge flow rate of the hydraulic pump as the discharge pressure of the hydraulic pump increases using the discharge pressure;
A first control mechanism that is provided in the pilot circuit, adjusts the pilot pressure from the pilot hydraulic pressure source by the control unit during the first control, and supplies the pilot pressure to the regulator;
A second control mechanism provided in the pilot circuit, for adjusting the pilot pressure from the pilot hydraulic pressure source in accordance with a discharge pressure of the hydraulic pump during the second control and supplying the pilot pressure to the regulator;
A first switching position provided in the pilot circuit and constituting a circuit for supplying the pilot pressure adjusted by the first control mechanism to the regulator, and the pilot pressure adjusted by the second control mechanism to the regulator A switching means having a second switching position constituting a circuit to be supplied;
A selection device for switching the switching means to the first switching position or the second switching position;
A hydraulic control device for a work machine, comprising:
前記レギュレータは、前記パイロット圧を受けて前記油圧ポンプの傾転角が前記最大傾転角となる方向に動作する第１受圧部と、前記パイロット圧を受けて前記油圧ポンプの傾転角が前記最小傾転角となる方向に動作する第２受圧部と、を有し、
前記パイロット回路は、
前記第１受圧部に前記パイロット油圧源の吐出圧力である第１パイロット圧を供給する第１回路と、
前記パイロット油圧源と前記第１制御機構、さらに前記第２受圧部とが接続された第２回路と、
前記パイロット油圧源と前記第２制御機構、さらに前記第２受圧部とが接続された第３回路と、を有し、
前記油圧制御装置は、
さらに前記油圧ポンプの吐出圧力を検出する圧力検出器と、
前記油圧ポンプの吐出圧力を第２制御機構に供給する吐出圧供給油路とを備え、
前記切換手段が前記選択装置により第１切換位置に在る時、
前記圧力検出器が検出した前記油圧ポンプの吐出圧力に基づいて、前記制御部は前記第１の制御に従い前記第１制御機構を用いて前記第１パイロット圧を第２パイロット圧に調整し、前記第２パイロット圧は前記第２回路を介して前記第２受圧部に供給され、
前記切換手段が前記選択装置により第２切換位置に在る時、
前記油圧ポンプの吐出圧力が前記吐出圧供給油路を介して第２制御機構に供給され、前記第２制御機構は前記第２の制御に従い、前記第１パイロット圧を第３パイロット圧に調整し、前記第３パイロット圧は前記第３回路を介して前記第２受圧部に供給される
ことを特徴とする作業機械の油圧制御装置。 In claim 1,
The regulator receives the pilot pressure and operates in a direction in which the tilt angle of the hydraulic pump becomes the maximum tilt angle, and the tilt angle of the hydraulic pump receives the pilot pressure and the tilt angle of the hydraulic pump is A second pressure receiving portion that operates in the direction of the minimum tilt angle,
The pilot circuit is
A first circuit for supplying a first pilot pressure that is a discharge pressure of the pilot hydraulic power source to the first pressure receiving unit;
A second circuit in which the pilot hydraulic power source, the first control mechanism, and the second pressure receiving unit are connected;
A third circuit to which the pilot hydraulic power source, the second control mechanism, and the second pressure receiving unit are connected;
The hydraulic control device includes:
A pressure detector for detecting the discharge pressure of the hydraulic pump;
A discharge pressure supply oil passage for supplying a discharge pressure of the hydraulic pump to the second control mechanism,
When the switching means is in the first switching position by the selection device;
Based on the discharge pressure of the hydraulic pump detected by the pressure detector, the control unit adjusts the first pilot pressure to a second pilot pressure using the first control mechanism according to the first control, The second pilot pressure is supplied to the second pressure receiving unit via the second circuit,
When the switching means is in the second switching position by the selection device;
The discharge pressure of the hydraulic pump is supplied to the second control mechanism via the discharge pressure supply oil passage, and the second control mechanism adjusts the first pilot pressure to the third pilot pressure according to the second control. The third pilot pressure is supplied to the second pressure receiving part via the third circuit. A hydraulic control device for a work machine, wherein:
前記レギュレータは、前記パイロット圧を受けて前記油圧ポンプの傾転角が前記最大傾転角となる方向に動作する第１受圧部と、前記パイロット圧を受けて前記油圧ポンプの傾転角が前記最小傾転角となる方向に動作する第２受圧部と、を有し、
前記パイロット回路は、
前記第１受圧部にパイロット圧を供給する第１回路と、
前記パイロット油圧源から前記第２受圧部にパイロット圧を供給する第２回路と、
前記第２回路に設けられ、前記制御部により前記第１の制御を行う前記第１制御機構と、前記油圧ポンプの吐出圧力に応じて前記第２の制御を行う前記第２制御機構と、前記第１制御機構と前記第２制御機構とを前記切換手段により設定する設定装置とを備えたレギュレータ制御機構と、
を有し、
前記切換手段が前記第１切換位置に在る時、
前記設定装置は前記レギュレータ制御機構を第１制御機構に設定し、
前記切換手段が前記第２切換位置に在る時、
前記設定装置は前記レギュレータ制御機構を第２制御機構に設定する
ことを特徴とする作業機械の油圧制御装置。 In claim 1,
The regulator receives the pilot pressure and operates in a direction in which the tilt angle of the hydraulic pump becomes the maximum tilt angle, and the tilt angle of the hydraulic pump receives the pilot pressure and the tilt angle of the hydraulic pump is A second pressure receiving portion that operates in the direction of the minimum tilt angle,
The pilot circuit is
A first circuit for supplying a pilot pressure to the first pressure receiving portion;
A second circuit for supplying pilot pressure from the pilot hydraulic power source to the second pressure receiving unit;
The first control mechanism that is provided in the second circuit and that performs the first control by the control unit; the second control mechanism that performs the second control according to a discharge pressure of the hydraulic pump; and A regulator control mechanism comprising a setting device for setting the first control mechanism and the second control mechanism by the switching means;
Have
When the switching means is in the first switching position;
The setting device sets the regulator control mechanism to a first control mechanism;
When the switching means is in the second switching position;
The setting device sets the regulator control mechanism to a second control mechanism. A hydraulic control device for a work machine, wherein:
前記レギュレータ制御機構はさらに前記油圧ポンプの吐出圧力が第１の制御もしくは第２の制御で用いられる最大圧力より小さい圧力以下である場合に所定の流量を吐出するよう前記レギュレータを制御する第３の制御を行う第３制御機構を備え、
前記切換手段は、さらに前記レギュレータ制御機構を第３制御機構に切換える第３切換位置を有し、
前記選択装置は、さらに前記第３切換位置の切換えを備え
前記切換手段が前記選択装置により前記第３切換位置に在る時、
前記設定装置は、前記レギュレータ制御機構を前記第３制御機構に設定する
ことを特徴とする作業機械の油圧制御装置。
In claim 3,
The regulator control mechanism further controls the regulator to discharge a predetermined flow rate when the discharge pressure of the hydraulic pump is lower than the maximum pressure used in the first control or the second control. A third control mechanism for controlling,
The switching means further has a third switching position for switching the regulator control mechanism to a third control mechanism,
The selection device further comprises switching of the third switching position when the switching means is in the third switching position by the selection device;
The setting device sets the regulator control mechanism to the third control mechanism. A hydraulic control device for a work machine, characterized in that:
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