JP2019173949A - Hydraulic circuit of working machine - Google Patents

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孝利 大木
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Abstract

To provide a hydraulic circuit of a working machine which can surely brake a turning motor.SOLUTION: A hydraulic circuit of a working machine comprises: an engine (22); a main pump (23); a pilot pump (27); a turning hydraulic motor (24) driven by a working fluid discharged from the main pump; a direction control valve (41) for controlling a flow direction of the working fluid supplied to the turning hydraulic motor from the main pump; and a flow rate adjustment valve (43) for adjusting a flow rate of the working fluid supplied to the direction control valve from the main pump. The hydraulic circuit also comprises a flow rate adjustment valve control part (70) arranged at a discharge side of the pilot pump, creating command pressure (Pgr') with the discharge pressure of the pilot pump as primary pressure on the basis of an operation of an operation member (37) for braking the turning hydraulic motor, and controlling the flow rate adjustment valve to a direction in which the flow rate adjustment valve is closed by the command pressure.SELECTED DRAWING: Figure 2

Description

本発明は、作業機械の油圧回路に関する。   The present invention relates to a hydraulic circuit for a work machine.
本技術分野の背景技術として、例えば特許文献1には、「操作指令に基づき回転数が決定される原動機と、原動機により駆動される可変容量油圧ポンプと、可変容量油圧ポンプからの吐出油で駆動される旋回モータと、可変容量油圧ポンプから旋回モータへ供給される圧油を制御する制御弁とを備えた作業機械の油圧回路であって、原動機の回転数を表す回転数信号を生成する回転数信号生成部と、可変容量油圧ポンプから制御弁に導かれる圧油の流量を調節する流量調節弁と、を備え、流量調節弁は、回転数信号生成部が出力する回転数信号に基づき、制御弁の前後差圧を原動機の回転数に応じた値とする」ことが記載されている(要約参照)。   As background art of this technical field, for example, Patent Document 1 discloses that “a motor whose rotation speed is determined based on an operation command, a variable displacement hydraulic pump driven by the prime mover, and a discharge oil from the variable displacement hydraulic pump. A hydraulic circuit of a work machine having a swing motor and a control valve that controls pressure oil supplied from the variable displacement hydraulic pump to the swing motor, and generates a rotation speed signal representing the rotation speed of the prime mover A flow rate control valve that adjusts the flow rate of the pressure oil that is led from the variable displacement hydraulic pump to the control valve, and the flow rate control valve is based on the rotation speed signal that is output by the rotation speed signal generation unit, The differential pressure across the control valve is set to a value corresponding to the rotational speed of the prime mover ”(see summary).
特開2017−150607号公報JP 2017-150607 A
特許文献1では、オープンセンタ型の制御弁が用いられており、当該制御弁が中立位置にあるとき、旋回モータの一次側と二次側の両ポートは制御弁を介して連通する。そのため、旋回モータは慣性により回転し続ける。旋回モータに制動をかけるためには、旋回操作レバーを旋回方向と逆方向に操作(以下、本明細書において「逆レバー操作」という)する。ここで、特許文献1では、流量調節弁の受圧面積に差を設けているため、逆レバー操作時に流量調節弁の制御圧用のポートに作用する圧力バランス次第で、流量調節弁がタンクと繋がる開位置に切り換わる場合が起こり得る。そうすると、オペレータの意図通りに旋回モータに制動をかけることができない可能性がある。   In Patent Document 1, an open center type control valve is used, and when the control valve is in a neutral position, both the primary side port and the secondary side port of the swing motor communicate with each other through the control valve. Therefore, the turning motor continues to rotate due to inertia. In order to brake the turning motor, the turning operation lever is operated in the direction opposite to the turning direction (hereinafter referred to as “reverse lever operation” in this specification). Here, in Patent Document 1, since a difference is provided in the pressure receiving area of the flow control valve, the flow control valve is connected to the tank depending on the pressure balance acting on the control pressure port of the flow control valve when the reverse lever is operated. There may be a case of switching to a position. Then, there is a possibility that the swing motor cannot be braked as intended by the operator.
本発明は、例えば逆レバー操作時等において、確実に旋回モータに制動をかけることができる作業機械の油圧回路を提供することを目的とする。   An object of the present invention is to provide a hydraulic circuit of a work machine that can reliably brake a swing motor, for example, when a reverse lever is operated.
上記目的を達成するために、代表的な本発明は、エンジンと、前記エンジンにより駆動される可変容量型のメインポンプと、前記エンジンにより駆動される固定容量型のパイロットポンプと、前記メインポンプから吐出される作動油により駆動される旋回用油圧モータと、操作部材の操作により作動し、前記メインポンプから前記旋回用油圧モータへ供給される作動油の流れ方向を制御する方向制御弁と、前記方向制御弁の前後差圧により作動し、前記メインポンプから前記方向制御弁に供給される作動油の流量を調節する流量調節弁とを備えた作業機械の油圧回路において、前記パイロットポンプの吐出側に設けられ、前記旋回用油圧モータに制動をかけるための前記操作部材の操作に基づいて、前記パイロットポンプの吐出圧を一次圧として指令圧を生成し、前記指令圧により前記流量調節弁を閉じる方向に制御する流量調節弁制御部を備えることを特徴とする。   In order to achieve the above object, a representative present invention includes an engine, a variable displacement main pump driven by the engine, a fixed displacement pilot pump driven by the engine, and the main pump. A turning hydraulic motor driven by discharged hydraulic oil, a direction control valve that operates by operating an operation member and controls a flow direction of hydraulic oil supplied from the main pump to the turning hydraulic motor, In a hydraulic circuit of a work machine, which is operated by a differential pressure across a directional control valve and adjusts a flow rate of hydraulic oil supplied from the main pump to the directional control valve, a discharge side of the pilot pump The pilot pump discharge pressure is set to a primary pressure based on an operation of the operating member for braking the turning hydraulic motor. It generates a command pressure Te, characterized in that it comprises a flow control valve control unit for controlling the direction to close the flow control valve by the command pressure.
本発明によれば、例えば逆レバー操作時等において、確実に旋回モータに制動をかけることができる。なお、上記した以外の課題、構成及び効果は、以下の実施形態の説明により明らかにされる。   According to the present invention, for example, when the reverse lever is operated, the swing motor can be reliably braked. Problems, configurations, and effects other than those described above will be clarified by the following description of the embodiments.
クレーンの概略図である。It is the schematic of a crane. 第1実施形態に係る油圧回路の構成図である。It is a block diagram of the hydraulic circuit which concerns on 1st Embodiment. 第2実施形態に係る油圧回路の構成図である。It is a block diagram of the hydraulic circuit which concerns on 2nd Embodiment. 図3に示すコントローラの制御ブロック図である。FIG. 4 is a control block diagram of the controller shown in FIG. 3. 第3実施形態に係る油圧回路の構成図である。It is a block diagram of the hydraulic circuit which concerns on 3rd Embodiment. 図5に示すコントローラ制御ブロック図である。It is a controller control block diagram shown in FIG.
以下、本発明の各実施形態について、図面を用いて説明する。以下に示す各実施形態は、本発明に係る作業機械の油圧回路をクレーンに適用した例であるが、本発明はこれに限定されるものではない。なお、各実施形態において同一の構成については、同一の符号を付して説明を省略する。   Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings. Each embodiment shown below is an example in which the hydraulic circuit of the working machine according to the present invention is applied to a crane, but the present invention is not limited to this. In addition, about the same structure in each embodiment, the same code | symbol is attached | subjected and description is abbreviate | omitted.
(第1実施形態)
図1〜2を参照して、本発明に係る作業機械の油圧回路の第1実施形態を説明する。
(First embodiment)
With reference to FIGS. 1-2, 1st Embodiment of the hydraulic circuit of the working machine which concerns on this invention is described.
図1は、クレーン1の概略図である。作業機械の一例であるクレーン1は、下部走行体10と、上部旋回体20とを備える。下部走行体10は、一対のクローラ11、一対のクローラフレーム12、及びクローラ11を独立して駆動制御する一対の走行用油圧モータ13を備える。上部旋回体20は、旋回フレーム21と、キャブ6と、旋回フレーム21に設けられたエンジン22と、メインポンプ23と、パイロットポンプ27と、旋回用油圧モータ24と、旋回用油圧モータ24の駆動力により上部旋回体20を旋回駆動させる駆動機構25と、制御弁ユニット26とを備える。なお、キャブ6内には、上部旋回体20の旋回操作を行うための旋回操作レバー(操作部材)37が設けられている。   FIG. 1 is a schematic view of a crane 1. A crane 1 that is an example of a work machine includes a lower traveling body 10 and an upper turning body 20. The lower traveling body 10 includes a pair of crawlers 11, a pair of crawler frames 12, and a pair of traveling hydraulic motors 13 that independently drive and control the crawlers 11. The upper swing body 20 includes a swing frame 21, a cab 6, an engine 22 provided on the swing frame 21, a main pump 23, a pilot pump 27, a swing hydraulic motor 24, and a drive of the swing hydraulic motor 24. A drive mechanism 25 that rotates the upper swing body 20 by force and a control valve unit 26 are provided. In the cab 6, a turning operation lever (operation member) 37 for turning the upper turning body 20 is provided.
上部旋回体20には、起伏可能なブーム31が設置される。ブーム31の先端には不図示のシーブが設けられ、シーブに掛け回された巻き上げロープ32の先端に設けた不図示のフックに吊り荷33が吊り下げられる。上部旋回体20は、旋回用油圧モータ24により正逆所望の方向に所望の速度で駆動される。起伏ロープ34は不図示のペンダントロープに接続される。起伏ロープ34を図示しない起伏ウインチで繰り込み、繰り出すことによりブーム31が俯仰動する。巻き上げロープ32を不図示の巻き上げウインチにより繰り込み、繰り出すことにより、吊り荷33が昇降される。   A boom 31 that can be raised and lowered is installed on the upper swing body 20. A sheave (not shown) is provided at the tip of the boom 31, and a suspended load 33 is suspended from a hook (not shown) provided at the tip of a hoisting rope 32 that is hung around the sheave. The upper swing body 20 is driven by a swing hydraulic motor 24 in a desired direction in the forward and reverse directions. The hoisting rope 34 is connected to a pendant rope (not shown). The boom 31 moves up and down by retracting and lifting the hoisting rope 34 with a hoisting winch (not shown). The suspended load 33 is moved up and down by retracting and unwinding the hoisting rope 32 by a unillustrated hoisting winch.
図2は、第1実施形態に係る油圧回路2の構成図である。油圧回路2は、メインポンプ23と、パイロットポンプ27と、メインポンプ23から吐出される作動油により駆動される旋回用油圧モータ24と、旋回用油圧モータ24に供給される作動油の流れ方向と流量を制御する制御弁ユニット26と、パイロットポンプ27の吐出圧の上限を制限するパイロットリリーフ弁28と、パイロットポンプ27の吐出側に設けられたエンジンスピードセンシング弁ユニット(ESS弁ユニットという)29と、旋回操作レバー37(図1参照)の操作に連動して作動するメータイン圧選択弁(制御圧選択弁)46と、逆転判定弁(制御圧切換弁)47と、シャトル弁48と、を備える。   FIG. 2 is a configuration diagram of the hydraulic circuit 2 according to the first embodiment. The hydraulic circuit 2 includes a main pump 23, a pilot pump 27, a turning hydraulic motor 24 driven by the hydraulic oil discharged from the main pump 23, and a flow direction of the hydraulic oil supplied to the turning hydraulic motor 24. A control valve unit 26 for controlling the flow rate, a pilot relief valve 28 for limiting the upper limit of the discharge pressure of the pilot pump 27, and an engine speed sensing valve unit (referred to as an ESS valve unit) 29 provided on the discharge side of the pilot pump 27 A meter-in pressure selection valve (control pressure selection valve) 46, a reverse rotation determination valve (control pressure switching valve) 47, and a shuttle valve 48 that operate in conjunction with the operation of the turning operation lever 37 (see FIG. 1). .
本実施形態では、ESS弁ユニット29(可変絞り44、圧力制御弁45)と、メータイン圧選択弁46と、逆転判定弁47と、シャトル弁48とにより流量調節弁制御部70が構成されており、詳しくは後述するが、流量調節弁制御部70から出力される指令圧Pgr´により制御弁ユニット26の流量調節弁43の作動が制御されている。   In this embodiment, the ESS valve unit 29 (variable throttle 44, pressure control valve 45), meter-in pressure selection valve 46, reverse determination valve 47, and shuttle valve 48 constitute a flow rate control valve control unit 70. As will be described in detail later, the operation of the flow control valve 43 of the control valve unit 26 is controlled by the command pressure Pgr ′ output from the flow control valve controller 70.
メインポンプ23は、エンジン22により駆動され、制御弁ユニット26に作動油を供給する。メインポンプ23の吐出容量は、不図示のコントローラにより制御されるレギュレータで調整される。メインポンプ23は、可変容量型の油圧ポンプである。パイロットポンプ27は、エンジン22により駆動され、ESS弁ユニット29に作動油を供給する。パイロットポンプ27は、固定容量型の油圧ポンプである。なお、エンジン22の回転数は、オペレータにより操作される不図示のアクセルペダルの踏込量に基づき制御される。   The main pump 23 is driven by the engine 22 and supplies hydraulic oil to the control valve unit 26. The discharge capacity of the main pump 23 is adjusted by a regulator controlled by a controller (not shown). The main pump 23 is a variable displacement hydraulic pump. The pilot pump 27 is driven by the engine 22 and supplies hydraulic oil to the ESS valve unit 29. The pilot pump 27 is a fixed displacement hydraulic pump. Note that the rotational speed of the engine 22 is controlled based on a depression amount of an unillustrated accelerator pedal operated by an operator.
制御弁ユニット26は、メインポンプ23から旋回用油圧モータ24に供給される作動油(圧油)の流れ方向及び流量を制御する方向制御弁41と、メインポンプ23の吐出圧の上限を制限するリリーフ弁42と、方向制御弁41に導入される作動油の流量を調節する流量調節弁43とを備える。流量調節弁43は、メインポンプ23の吐出ポートと方向制御弁41を接続する油路から分岐してタンク65へ接続される油路上に設置される。   The control valve unit 26 limits the upper limit of the discharge pressure of the main pump 23 and the direction control valve 41 that controls the flow direction and flow rate of the hydraulic oil (pressure oil) supplied from the main pump 23 to the turning hydraulic motor 24. A relief valve 42 and a flow rate adjustment valve 43 that adjusts the flow rate of hydraulic oil introduced into the direction control valve 41 are provided. The flow rate adjusting valve 43 is installed on an oil passage branched from an oil passage connecting the discharge port of the main pump 23 and the direction control valve 41 and connected to the tank 65.
方向制御弁41は、旋回操作レバー37(図1参照)の操作に応じて生成されたパイロット圧PiL,PiRにより、図示中央の中立位置41O、図示左側の左位置41A、及び図示右側の右位置41Bの間の任意の位置に切換えられる。方向制御弁41が中立位置41Oにある場合は、メインポンプ23から吐出された作動油はブリードオフ絞り41BOを通ってタンク65へ戻る。方向制御弁41のパイロットポートにパイロット圧PiL,PiRが導かれると、方向制御弁41は左位置41A又は右位置41Bの方向へ移動し、ブリードオフ絞り41BOの開口面積が減少し、メータイン絞り41Ia,41Ibの開口面積が増加する。メインポンプ23から吐出された作動油は、メータイン絞り41Ia,41Ibを通って旋回用油圧モータ24に導かれる。   The direction control valve 41 has a neutral position 41O in the center shown in the figure, a left position 41A on the left side in the figure, and a right position on the right side in the figure by pilot pressures PiL and PiR generated in response to the operation of the turning operation lever 37 (see FIG. 1). It is switched to an arbitrary position between 41B. When the direction control valve 41 is in the neutral position 41O, the hydraulic oil discharged from the main pump 23 returns to the tank 65 through the bleed-off throttle 41BO. When pilot pressures PiL and PiR are guided to the pilot port of the direction control valve 41, the direction control valve 41 moves toward the left position 41A or the right position 41B, the opening area of the bleed-off throttle 41BO decreases, and the meter-in throttle 41Ia. , 41Ib opening area increases. The hydraulic oil discharged from the main pump 23 is guided to the turning hydraulic motor 24 through the meter-in throttles 41Ia and 41Ib.
方向制御弁41には、メータイン絞り41Ia,41Ibの下流圧(以下、メータイン絞り下流圧という)Pcを流量調節弁43に導くポートが設けられている。方向制御弁41が中立位置41Oにある場合、メータイン絞り下流圧Pcはタンク圧である。方向制御弁41が左位置41A又は右位置41Bにある場合、メータイン絞り下流圧Pcはメインポンプ23の吐出圧がメータイン絞り41Ia,41Ibの圧損で低下した圧力である。   The direction control valve 41 is provided with a port for guiding downstream pressures of the meter-in throttles 41Ia and 41Ib (hereinafter referred to as meter-in throttle downstream pressure) Pc to the flow rate control valve 43. When the direction control valve 41 is in the neutral position 41O, the meter-in throttle downstream pressure Pc is a tank pressure. When the directional control valve 41 is at the left position 41A or the right position 41B, the meter-in throttle downstream pressure Pc is a pressure at which the discharge pressure of the main pump 23 is reduced due to the pressure loss of the meter-in throttles 41Ia and 41Ib.
流量調節弁43は、閉位置43Aと開位置43Bとの間で切り換わる。開位置43Bでは、メインポンプ23の吐出油の一部がタンク65へバイパスする。閉位置43Aでは、メインポンプ23の吐出油は全量が方向制御弁41に導入される。   The flow rate adjustment valve 43 switches between the closed position 43A and the open position 43B. In the open position 43 </ b> B, a part of the oil discharged from the main pump 23 bypasses the tank 65. In the closed position 43A, the entire amount of oil discharged from the main pump 23 is introduced into the direction control valve 41.
流量調節弁43の切り換え位置は、以下の3つの圧力に応じて制御される。第1の圧力はメインポンプ23の吐出圧Psであり、流量調節弁43を開位置43B側に付勢するように導かれる。第2の圧力は方向制御弁41のメータイン絞り下流圧Pcであり、流量調節弁43を閉位置43A側に付勢するように導かれる。第3の圧力はシャトル弁48で選択される指令圧Pgr´であり、流量調節弁43を閉位置43A側に付勢するように導かれる。   The switching position of the flow control valve 43 is controlled according to the following three pressures. The first pressure is the discharge pressure Ps of the main pump 23 and is guided to urge the flow rate adjustment valve 43 toward the open position 43B. The second pressure is the meter-in throttle downstream pressure Pc of the direction control valve 41 and is guided so as to urge the flow rate adjustment valve 43 toward the closed position 43A. The third pressure is a command pressure Pgr ′ selected by the shuttle valve 48, and is guided to urge the flow rate adjustment valve 43 toward the closed position 43A.
流量調節弁43は、方向制御弁41のメータイン絞り41Ia,41Ibの前後差圧、すなわちメインポンプ23の吐出圧Psとメータイン絞り下流圧Pcの差が指令圧Pgr´に応じた値となるように開閉動作し、圧力補償弁としての機能を有する。   The flow rate control valve 43 is configured so that the differential pressure across the meter-in throttles 41Ia and 41Ib of the direction control valve 41, that is, the difference between the discharge pressure Ps of the main pump 23 and the meter-in throttle downstream pressure Pc becomes a value corresponding to the command pressure Pgr ′. It opens and closes and functions as a pressure compensation valve.
ESS弁ユニット29は、パイロットポンプ27の吐出流量に応じた差圧を発生させる可変絞り44と、パイロットポンプ27の吐出圧を一次圧として、その一次圧を可変絞り44の前後差圧に応じて調圧した第1制御圧Pgrを生成させる圧力制御弁45とを備える。第1制御圧Pgrは、エンジン回転数に応じて増減する。   The ESS valve unit 29 has a variable throttle 44 that generates a differential pressure corresponding to the discharge flow rate of the pilot pump 27 and a discharge pressure of the pilot pump 27 as a primary pressure, and the primary pressure according to the differential pressure across the variable throttle 44. And a pressure control valve 45 that generates a regulated first control pressure Pgr. The first control pressure Pgr increases or decreases according to the engine speed.
可変絞り44は、パイロットポンプ27の吐出圧(可変絞り44の上流圧)Pdと可変絞り44の下流圧Peに基づき、開位置44Aと絞り位置44Bとの間で切り換わる。具体的には、パイロットポンプ27の吐出圧Pdは、可変絞り44を開位置44A側に切り換えるように導かれ、可変絞り44の下流圧Peは、可変絞り44を絞り位置44B側に切り換えるように導かれる。バネは、可変絞り44を絞り位置44B側に切り換えるように付勢する。バネは、パイロットポンプ27から作動油が吐出され始めると可変絞り44が開位置44Aに切り換わるようなバネ定数を有する。   The variable throttle 44 switches between the open position 44A and the throttle position 44B based on the discharge pressure Pd of the pilot pump 27 (upstream pressure of the variable throttle 44) Pd and the downstream pressure Pe of the variable throttle 44. Specifically, the discharge pressure Pd of the pilot pump 27 is guided to switch the variable throttle 44 to the open position 44A side, and the downstream pressure Pe of the variable throttle 44 switches the variable throttle 44 to the throttle position 44B side. Led. The spring urges the variable throttle 44 to switch to the throttle position 44B side. The spring has a spring constant such that when the hydraulic oil starts to be discharged from the pilot pump 27, the variable throttle 44 is switched to the open position 44A.
可変絞り44は、パイロットポンプ27の吐出流量に応じた前後差圧を発生させ、パイロットポンプ27の吐出流量と可変絞り44の前後差圧が比例関係になるように、開位置44Aと絞り位置44Bとの間の位置における開口面積が設定される。可変絞り44の下流圧Peは、パイロットリリーフ弁28によりおおよそ一定圧となるように規定される。   The variable throttle 44 generates a differential pressure across the pilot pump 27 according to the discharge flow rate, and the open position 44A and the throttle position 44B so that the discharge flow rate of the pilot pump 27 and the differential pressure across the variable throttle 44 are proportional to each other. The opening area at a position between is set. The downstream pressure Pe of the variable throttle 44 is defined by the pilot relief valve 28 so as to be approximately constant.
圧力制御弁45は、可変絞り44の上流圧Pdと下流圧Peに基づき位置45Aと位置45Bとの間で切り換わる。可変絞り44の上流圧Pdが可変絞り44の下流圧Peと第1制御圧Pgrとの和よりも大きい場合は、圧力制御弁45は位置45A側に切り換えられ、可変絞り44の上流圧Pdが導かれることにより第1制御圧Pgrを増加させる。可変絞り44の上流圧Pdが可変絞り44の下流圧Peと第1制御圧Pgrとの和よりも小さい場合は、圧力制御弁45は位置45B側に切り換えられ、タンク65と接続されることにより第1制御圧Pgrを減少させる。すなわち、圧力制御弁45は、可変絞り44の下流圧Peを一次圧として、可変絞り44の前後差圧に比例した第1制御圧Pgrを生成する。   The pressure control valve 45 switches between the position 45A and the position 45B based on the upstream pressure Pd and the downstream pressure Pe of the variable throttle 44. When the upstream pressure Pd of the variable throttle 44 is larger than the sum of the downstream pressure Pe of the variable throttle 44 and the first control pressure Pgr, the pressure control valve 45 is switched to the position 45A side, and the upstream pressure Pd of the variable throttle 44 is As a result, the first control pressure Pgr is increased. When the upstream pressure Pd of the variable throttle 44 is smaller than the sum of the downstream pressure Pe of the variable throttle 44 and the first control pressure Pgr, the pressure control valve 45 is switched to the position 45B side and connected to the tank 65. The first control pressure Pgr is decreased. That is, the pressure control valve 45 generates the first control pressure Pgr proportional to the differential pressure across the variable throttle 44 using the downstream pressure Pe of the variable throttle 44 as a primary pressure.
メータイン圧選択弁46は、旋回操作レバー37の操作と連動して、位置46Aと位置46Bとの間で切り換わる。具体的には、パイロット圧PiLがパイロットポートに入力されると、メータイン圧選択弁46は位置46Aに切り換わり、旋回用油圧モータ24のメータイン油路(旋回用油圧モータ24とメインポンプ23とを繋ぐ油路)の圧力PLを第2制御圧Pmiとして出力する。一方、パイロット圧PiRがパイロットポートに入力されると、メータイン圧選択弁46は位置46Bに切り換わって、旋回用油圧モータ24のメータイン油路の圧力PRを第2制御圧Pmiとして出力する。   The meter-in pressure selection valve 46 is switched between the position 46A and the position 46B in conjunction with the operation of the turning operation lever 37. Specifically, when the pilot pressure PiL is input to the pilot port, the meter-in pressure selection valve 46 is switched to the position 46A, and the meter-in oil passage (the turning hydraulic motor 24 and the main pump 23 are connected to the turning hydraulic motor 24). The pressure PL of the connecting oil passage) is output as the second control pressure Pmi. On the other hand, when the pilot pressure PiR is input to the pilot port, the meter-in pressure selection valve 46 switches to the position 46B and outputs the pressure PR of the meter-in oil passage of the turning hydraulic motor 24 as the second control pressure Pmi.
逆転判定弁47は、メータイン圧選択弁46から出力された第2制御圧Pmiとメインポンプ23の吐出圧Psとの差圧により作動する。第2制御圧Pmiがメインポンプ23の吐出圧Psより大きいとき(Pmi>Ps)、逆転判定弁47は位置47Aに切り換わり、可変絞り44の下流圧(ESS弁ユニット29の下流圧)Peを第3制御圧Pfとして出力する。一方、第2制御圧Pmiがメインポンプ23の吐出圧Psより小さいとき(Pmi<Ps)、逆転判定弁47は位置47Bに切り換わり、タンク圧を第3制御圧Pfとして出力する。   The reverse rotation determination valve 47 is operated by a differential pressure between the second control pressure Pmi output from the meter-in pressure selection valve 46 and the discharge pressure Ps of the main pump 23. When the second control pressure Pmi is greater than the discharge pressure Ps of the main pump 23 (Pmi> Ps), the reverse rotation determination valve 47 is switched to the position 47A, and the downstream pressure of the variable throttle 44 (downstream pressure of the ESS valve unit 29) Pe is set. Output as the third control pressure Pf. On the other hand, when the second control pressure Pmi is lower than the discharge pressure Ps of the main pump 23 (Pmi <Ps), the reverse rotation determination valve 47 switches to the position 47B and outputs the tank pressure as the third control pressure Pf.
シャトル弁48は、ESS弁ユニット29にて生成された第1制御圧Pgrと逆転判定弁47から出力された第3制御圧Pfとのうち高圧側の制御圧を選択し、選択された高圧側の制御圧を指令圧Pgr´として流量調節弁43に出力する。   The shuttle valve 48 selects a control pressure on the high pressure side from the first control pressure Pgr generated by the ESS valve unit 29 and the third control pressure Pf output from the reverse rotation determination valve 47, and the selected high pressure side Is output to the flow rate adjustment valve 43 as a command pressure Pgr ′.
(油圧回路の動作)
次に、第1実施形態に係る油圧回路2の動作について説明する。
(Hydraulic circuit operation)
Next, the operation of the hydraulic circuit 2 according to the first embodiment will be described.
旋回操作レバー37を通常操作して方向制御弁41を左位置41A又は右位置41Bに切り換えると、旋回用油圧モータ24は回転を開始する。メータイン圧選択弁46は、方向制御弁41のパイロット圧PiL,PiRに応じて方向制御弁41のメータイン油路の圧力PL,PRを第2制御圧Pmiとして出力する。逆転判定弁47では、メインポンプ23の吐出圧Psとメータイン圧選択弁46から出力された第2制御圧Pmiとの大小を比較する。旋回用油圧モータ24が通常回転中の場合、メインポンプ23の吐出圧Psが第2制御圧Pmiより大きい(Ps>Pmi)ため、逆転判定弁47はタンク圧を第3制御圧Pfとして出力する。   When the turning operation lever 37 is normally operated to switch the direction control valve 41 to the left position 41A or the right position 41B, the turning hydraulic motor 24 starts rotating. The meter-in pressure selection valve 46 outputs the pressures PL and PR of the meter-in oil passage of the direction control valve 41 as the second control pressure Pmi according to the pilot pressures PiL and PiR of the direction control valve 41. The reverse determination valve 47 compares the discharge pressure Ps of the main pump 23 with the second control pressure Pmi output from the meter-in pressure selection valve 46. When the swing hydraulic motor 24 is rotating normally, the discharge pressure Ps of the main pump 23 is higher than the second control pressure Pmi (Ps> Pmi), so the reverse rotation determination valve 47 outputs the tank pressure as the third control pressure Pf. .
逆転判定弁47が出力する第3制御圧Pfがタンク圧のとき、シャトル弁48はESS弁ユニット29から出力される第1制御圧Pgrを選択し、第1制御圧Pgrを指令圧Pgr´として出力する。これにより、流量調節弁43には第1制御圧Pgrが作用し、流量調節弁43は、方向制御弁41のメータイン絞り41Ia,41Ibの前後差圧が第1制御圧Pgrに比例した圧力以下となるよう前後差圧の上限値を制御する。メータイン絞り41Ia,41Ibの前後差圧が所定の上限値以下となるということは、方向制御弁41は、開口面積に比例した流量制限値を持つということになる。したがって、流量調節弁43は、方向制御弁41の通過流量の上限値を、メータイン絞り41Ia,41Ibの開口面積及びエンジン22の回転数に比例した流量とする働きを有する。   When the third control pressure Pf output from the reverse determination valve 47 is the tank pressure, the shuttle valve 48 selects the first control pressure Pgr output from the ESS valve unit 29, and uses the first control pressure Pgr as the command pressure Pgr ′. Output. As a result, the first control pressure Pgr acts on the flow control valve 43, and the flow control valve 43 has a differential pressure across the meter-in throttles 41Ia and 41Ib of the direction control valve 41 equal to or lower than a pressure proportional to the first control pressure Pgr. The upper limit value of the differential pressure across the front and rear is controlled so that The fact that the differential pressure across the meter-in throttles 41Ia and 41Ib is below a predetermined upper limit value means that the direction control valve 41 has a flow rate limit value proportional to the opening area. Therefore, the flow rate adjusting valve 43 has a function of setting the upper limit value of the passing flow rate of the direction control valve 41 to a flow rate proportional to the opening area of the meter-in throttles 41Ia and 41Ib and the rotational speed of the engine 22.
旋回用油圧モータ24が回転中において、方向制御弁41を左位置41A又は右位置41Bから中立位置41Oに切り換える(戻す)と、旋回用油圧モータ24の両ポートは方向制御弁41を介して連通されるため、旋回用油圧モータ24は慣性によって回転を続ける。この状態で旋回用油圧モータ24に制動をかけたい場合には、旋回操作レバー37を旋回用油圧モータ24の回転方向と逆方向に操作して、旋回用油圧モータ24から作動油が排出されている側のポートをメインポンプ23と連通するように一時的に方向制御弁41を切り換える(逆レバー操作)。すると、旋回用油圧モータ24から排出される作動油は、方向制御弁41の操作量に応じてリリーフ弁42のリリーフセット圧を上限とする高圧に制御されるため、旋回用油圧モータ24には制動トルクが発生する。   If the direction control valve 41 is switched (returned) from the left position 41A or the right position 41B to the neutral position 41O while the turning hydraulic motor 24 is rotating, both ports of the turning hydraulic motor 24 communicate with each other via the direction control valve 41. Therefore, the turning hydraulic motor 24 continues to rotate due to inertia. In order to brake the turning hydraulic motor 24 in this state, the turning operation lever 37 is operated in the direction opposite to the rotation direction of the turning hydraulic motor 24 so that the hydraulic oil is discharged from the turning hydraulic motor 24. The direction control valve 41 is temporarily switched (reverse lever operation) so that the port on the other side is in communication with the main pump 23. Then, since the hydraulic oil discharged from the turning hydraulic motor 24 is controlled to a high pressure with the relief set pressure of the relief valve 42 as an upper limit in accordance with the operation amount of the direction control valve 41, the turning hydraulic motor 24 includes Braking torque is generated.
このように逆レバー操作を行うと、旋回用油圧モータ24のメータイン油路の圧力はメインポンプ23の吐出圧Psより高くなるため、メータイン圧選択弁46から出力される第2制御圧Pmiもメインポンプ23の吐出圧Psより高くなる。その結果、メータイン圧選択弁46の第2制御圧Pmiがメインポンプ23の吐出圧Psより大きくなり(Pmi>Ps)、逆転判定弁47は可変絞り44の下流圧Peを第3制御圧Pfとして出力する。第3制御圧Pfは第1制御圧Pgrより大きいため、シャトル弁48は第3制御圧Pfを指令圧Pgr´として出力する。流量調節弁43には可変絞り44の下流圧Peに等しい第3制御圧Pfが作用するため、流量調節弁43は閉位置43Aに保持される。   When the reverse lever operation is performed in this way, the pressure in the meter-in oil passage of the turning hydraulic motor 24 becomes higher than the discharge pressure Ps of the main pump 23, and therefore the second control pressure Pmi output from the meter-in pressure selection valve 46 is also the main. It becomes higher than the discharge pressure Ps of the pump 23. As a result, the second control pressure Pmi of the meter-in pressure selection valve 46 becomes larger than the discharge pressure Ps of the main pump 23 (Pmi> Ps), and the reverse rotation determination valve 47 uses the downstream pressure Pe of the variable throttle 44 as the third control pressure Pf. Output. Since the third control pressure Pf is larger than the first control pressure Pgr, the shuttle valve 48 outputs the third control pressure Pf as the command pressure Pgr ′. Since the third control pressure Pf equal to the downstream pressure Pe of the variable throttle 44 acts on the flow rate adjustment valve 43, the flow rate adjustment valve 43 is held at the closed position 43A.
これにより、逆レバー操作時に旋回用油圧モータ24のメータイン油路の圧力が低下することがなくなり、回転中の旋回用油圧モータ24に確実に制動をかけることができる。より詳細に説明すると、メインポンプ23の吐出圧Ps及び旋回用油圧モータ24の両ポート圧PL,PRは、方向制御弁41の開口面積、メインポンプ23の吐出量、及び上部旋回体20の旋回速度などによって決定されるため、従来技術のように逆転判定弁47から可変絞り44の下流圧Peを流量調節弁43に作用させることができない構成の場合、運転条件次第では、逆レバー操作時に流量調節弁43が一時的に開位置43Bに切り換わる場合が起こり得る。流量調節弁43が開位置43Bに切り換わると、メインポンプ23と旋回用油圧モータ24とを繋ぐメータイン油路がタンク65と連通してメータイン油路の圧力が低下するため、旋回用油圧モータ24の制動性能が低下する。   As a result, the pressure in the meter-in oil passage of the turning hydraulic motor 24 does not drop when the reverse lever is operated, and the rotating turning hydraulic motor 24 can be reliably braked. More specifically, the discharge pressure Ps of the main pump 23 and the two port pressures PL and PR of the swing hydraulic motor 24 are the opening area of the direction control valve 41, the discharge amount of the main pump 23, and the swing of the upper swing body 20. Since it is determined by the speed and the like, in the case of a configuration in which the downstream pressure Pe of the variable throttle 44 cannot be applied to the flow rate adjustment valve 43 from the reverse rotation determination valve 47 as in the prior art, depending on the operating conditions, the flow rate during reverse lever operation There may be a case where the control valve 43 temporarily switches to the open position 43B. When the flow control valve 43 is switched to the open position 43B, the meter-in oil passage connecting the main pump 23 and the turning hydraulic motor 24 communicates with the tank 65 and the pressure in the meter-in oil passage decreases, so the turning hydraulic motor 24 The braking performance of the is reduced.
これに対して、本実施形態では、メータイン圧選択弁46から出力される第2制御圧Pmiにより、逆転判定弁47が可変絞り44の下流圧Peを第3制御圧Pfとして出力するよう切り換わり、第3制御圧Pfにより流量調節弁43が閉位置43Aに保持されるため、確実に旋回用油圧モータ24に制動をかけることができる。   On the other hand, in the present embodiment, the reverse rotation determination valve 47 switches to output the downstream pressure Pe of the variable throttle 44 as the third control pressure Pf by the second control pressure Pmi output from the meter-in pressure selection valve 46. The flow control valve 43 is held at the closed position 43A by the third control pressure Pf, so that the turning hydraulic motor 24 can be reliably braked.
以上説明したように、第1実施形態においては、上部旋回体20をエンジン回転数に応じた速度で旋回駆動させることが可能となり、エンジン回転数の変動によりポンプ吐出量が変動しても、常に広い操作域を確保することができる。また、上述したように、逆レバー操作時に流量調節弁43が確実に閉位置43Aに保持されるため、逆レバー操作時にショックが発生することを抑制できる。   As described above, in the first embodiment, the upper-part turning body 20 can be driven to turn at a speed corresponding to the engine rotational speed, and even if the pump discharge amount fluctuates due to fluctuations in the engine rotational speed, it is always possible. A wide operating range can be secured. Further, as described above, since the flow rate adjusting valve 43 is reliably held at the closed position 43A during the reverse lever operation, it is possible to suppress the occurrence of a shock during the reverse lever operation.
(第2実施形態)
次に、図3〜図4を参照して、本発明に係る作業機械の油圧回路の第2実施形態を説明する。図3は、第2実施形態に係る油圧回路202の構成図である。図3に示す第2実施形態は、流量調節弁43を制御する流量調節弁制御部170の構成が第1実施形態と相違するため、以下、相違点を中心に説明する。
(Second Embodiment)
Next, a second embodiment of a hydraulic circuit for a work machine according to the present invention will be described with reference to FIGS. FIG. 3 is a configuration diagram of the hydraulic circuit 202 according to the second embodiment. The second embodiment shown in FIG. 3 is different from the first embodiment in the configuration of the flow rate control valve control unit 170 that controls the flow rate control valve 43. Therefore, the difference will be mainly described below.
図3に示すように、第2実施形態に係る油圧回路202では、コントローラ51と、回転数センサ52と、電磁比例減圧弁53と、圧力センサ54〜58とにより流量調節弁制御部170が構成されている。電磁比例減圧弁53は、パイロットポンプ27の吐出圧Pdを一次圧としてコントローラ51からの電気信号に応じた指令圧Pgr´を流量調節弁43に出力する。   As shown in FIG. 3, in the hydraulic circuit 202 according to the second embodiment, the flow control valve control unit 170 is configured by the controller 51, the rotation speed sensor 52, the electromagnetic proportional pressure reducing valve 53, and the pressure sensors 54 to 58. Has been. The electromagnetic proportional pressure reducing valve 53 outputs the command pressure Pgr ′ corresponding to the electric signal from the controller 51 to the flow rate adjusting valve 43 using the discharge pressure Pd of the pilot pump 27 as the primary pressure.
コントローラ51は、エンジン22の回転数を検出する回転数センサ52、旋回操作レバー37の左旋回操作に応じた左パイロット圧PiLを検出する圧力センサ54、旋回操作レバー37の右旋回操作に応じた右パイロット圧PiRを検出する圧力センサ55、旋回用油圧モータ24の左ポート圧力(左旋回時のメータイン側の圧力/以下、左旋回圧という)PLを検出する圧力センサ56、旋回用油圧モータ24の右ポート圧力(右旋回時のメータイン側の圧力/以下、右旋回圧という)PRを検出する圧力センサ57、及びメインポンプ23の吐出圧Psを検出する圧力センサ58からの各検出信号を入力し、これら各検出信号に基づいて、電磁比例減圧弁53を駆動するための電気信号を出力する。   The controller 51 includes a rotation speed sensor 52 that detects the rotation speed of the engine 22, a pressure sensor 54 that detects a left pilot pressure PiL corresponding to the left turn operation of the turning operation lever 37, and a right turn operation of the turning operation lever 37. Pressure sensor 55 for detecting the right pilot pressure PiR, pressure sensor 56 for detecting the left port pressure of the turning hydraulic motor 24 (pressure on the meter-in side when turning left / hereinafter referred to as the left turning pressure) PL, turning hydraulic motor Each detection from a pressure sensor 57 that detects 24 right port pressure PR (pressure on the meter-in side during right turn / hereinafter referred to as right turn pressure) PR and a pressure sensor 58 that detects the discharge pressure Ps of the main pump 23. A signal is input, and an electric signal for driving the electromagnetic proportional pressure reducing valve 53 is output based on each detection signal.
次に、コントローラ51の制御処理の詳細について説明する。図4は、コントローラの内部で行われる制御内容を示す制御ブロック図である。図4に示すように、エンジン22の実回転数と目標差圧PGRが規定された実回転数−目標差圧テーブル101を参照して、回転数センサ52にて検出されたエンジン回転数Nengに対応する目標差圧PGRが選択器108に出力される。   Next, details of the control processing of the controller 51 will be described. FIG. 4 is a control block diagram showing the contents of control performed inside the controller. As shown in FIG. 4, the engine speed Neng detected by the speed sensor 52 is referred to by referring to the actual speed-target differential pressure table 101 in which the actual speed of the engine 22 and the target differential pressure PGR are defined. The corresponding target differential pressure PGR is output to the selector 108.
圧力センサ54にて検出された左パイロット圧PiLと圧力センサ55にて検出された右パイロット圧PiRとの差ΔPiが加算器102により演算され、演算された差ΔPiは切換器103に出力される。切換器103は、差ΔPiが0より大きい(ΔPi>0)とき圧力センサ56にて検出された左旋回圧PLを出力し、差ΔPiが0以下(ΔPi≦0)のとき圧力センサ57にて検出された右旋回圧PRを出力する。   A difference ΔPi between the left pilot pressure PiL detected by the pressure sensor 54 and the right pilot pressure PiR detected by the pressure sensor 55 is calculated by the adder 102, and the calculated difference ΔPi is output to the switch 103. . The switch 103 outputs the left turning pressure PL detected by the pressure sensor 56 when the difference ΔPi is larger than 0 (ΔPi> 0), and the pressure sensor 57 when the difference ΔPi is 0 or less (ΔPi ≦ 0). The detected right turning pressure PR is output.
加算器104にて、選択的に出力された左旋回圧PL又は右旋回圧PRと、圧力センサ58にて検出されたメインポンプ23の吐出圧Psとの差Δが演算され、演算された差ΔPは切換器107に出力される。切換器107には、出力器105から定数0、出力器106から定数5がそれぞれ入力されており、加算器104から入力された差ΔPが0より大きい(ΔP>0)のとき切換器107は定数0を選択器108に出力し、差ΔPが0以下(ΔP≦0)のとき切換器107は定数5を選択器108に出力する。なお、出力器106により出力される定数は例えばパイロットリリーフ弁28の設定圧である。   The adder 104 calculates the difference Δ between the selectively output left turning pressure PL or right turning pressure PR and the discharge pressure Ps of the main pump 23 detected by the pressure sensor 58. The difference ΔP is output to the switch 107. The switch 107 receives the constant 0 from the output unit 105 and the constant 5 from the output unit 106. When the difference ΔP input from the adder 104 is larger than 0 (ΔP> 0), the switch 107 is The constant 0 is output to the selector 108. When the difference ΔP is 0 or less (ΔP ≦ 0), the switch 107 outputs the constant 5 to the selector 108. The constant output by the output device 106 is, for example, the set pressure of the pilot relief valve 28.
選択器108は、目標差圧PGRと切換器107の出力(0または5)のうち最大値を選択して、ソレノイド出力部109に出力する。ソレノイド出力部109は、選択器108から出力された値を駆動信号に変換して電磁比例減圧弁53に出力する。このように、第2実施形態では、図2に示すESS弁ユニット29、メータイン圧選択弁46、逆転判定弁47、シャトル弁48からなるシステムによってなされる出力信号生成が電気的に実現される。   The selector 108 selects the maximum value among the target differential pressure PGR and the output (0 or 5) of the switching unit 107 and outputs it to the solenoid output unit 109. The solenoid output unit 109 converts the value output from the selector 108 into a drive signal and outputs it to the electromagnetic proportional pressure reducing valve 53. Thus, in the second embodiment, the output signal generation performed by the system including the ESS valve unit 29, the meter-in pressure selection valve 46, the reverse rotation determination valve 47, and the shuttle valve 48 shown in FIG.
第2実施形態によれば、第1実施形態と同様に、逆レバー操作時に流量調節弁43が確実に閉位置43Aに保持されるため、逆レバー操作時にショックが発生することを抑制できる。また、流量調節弁43の制御を電気的に実現しているため、第1実施形態に比べて部品点数が低減され、油圧回路の構成を簡素化できる。   According to the second embodiment, similarly to the first embodiment, since the flow rate adjustment valve 43 is reliably held at the closed position 43A during the reverse lever operation, it is possible to suppress the occurrence of a shock during the reverse lever operation. In addition, since the control of the flow control valve 43 is electrically realized, the number of parts is reduced compared to the first embodiment, and the configuration of the hydraulic circuit can be simplified.
(第3実施形態)
次に、図5〜図6を参照して、本発明に係る作業機械の油圧回路の第3実施形態を説明する。図5は、第3実施形態に係る油圧回路302の構成図である。図5に示す第3実施形態は、流量調節弁43を制御する流量調節弁制御部270の構成が第2実施形態と一部相違するため、以下、相違点を中心に説明する。
(Third embodiment)
Next, a third embodiment of the hydraulic circuit for the working machine according to the present invention will be described with reference to FIGS. FIG. 5 is a configuration diagram of a hydraulic circuit 302 according to the third embodiment. The third embodiment shown in FIG. 5 is partially different from the second embodiment in the configuration of the flow rate control valve controller 270 that controls the flow rate control valve 43. Therefore, the following description will focus on the differences.
図5に示すように、第3実施形態に係る油圧回路302では、コントローラ51と、回転数センサ52,60と、電磁比例減圧弁53と、圧力センサ54,55とにより流量調節弁制御部270が構成されている。電磁比例減圧弁53は、パイロットポンプ27の吐出圧Pdを一次圧としてコントローラ51からの電気信号(駆動信号)に応じた指令圧Pgr´を流量調節弁43に出力する。   As shown in FIG. 5, in the hydraulic circuit 302 according to the third embodiment, the controller 51, the rotation speed sensors 52 and 60, the electromagnetic proportional pressure reducing valve 53, and the pressure sensors 54 and 55 are used. Is configured. The electromagnetic proportional pressure reducing valve 53 outputs a command pressure Pgr ′ corresponding to an electric signal (drive signal) from the controller 51 to the flow rate adjusting valve 43 using the discharge pressure Pd of the pilot pump 27 as a primary pressure.
コントローラ51は、エンジン22の回転数を検出する回転数センサ52、旋回操作レバー37の左旋回操作に応じた左パイロット圧PiLを検出する圧力センサ54、旋回操作レバー37の右旋回操作に応じた右パイロット圧PiRを検出する圧力センサ55、旋回用油圧モータ24と接続されて回転する上部旋回体20の回転数を検出する回転数センサ60からの各検出信号を入力し、これら各検出信号に基づいて、電磁比例減圧弁53を駆動するための電気信号を出力する。   The controller 51 includes a rotation speed sensor 52 that detects the rotation speed of the engine 22, a pressure sensor 54 that detects a left pilot pressure PiL corresponding to the left turn operation of the turning operation lever 37, and a right turn operation of the turning operation lever 37. The detection signals from the pressure sensor 55 for detecting the right pilot pressure PiR and the rotation speed sensor 60 for detecting the rotation speed of the upper swing body 20 connected to the turning hydraulic motor 24 and rotating are input. Based on the above, an electric signal for driving the electromagnetic proportional pressure reducing valve 53 is output.
次に、コントローラ51の制御処理の詳細について説明する。図6は、コントローラの内部で行われる制御内容を示す制御ブロック図である。図6に示すように、エンジン22の実回転数と目標差圧PGRが規定された実回転数−目標差圧テーブル101を参照して、回転数センサ52にて検出されたエンジン回転数Nengに対応する目標差圧PGRが選択器108に出力される。   Next, details of the control processing of the controller 51 will be described. FIG. 6 is a control block diagram showing the contents of control performed inside the controller. As shown in FIG. 6, the engine speed Neng detected by the speed sensor 52 is referred to by referring to the actual speed-target differential pressure table 101 in which the actual speed of the engine 22 and the target differential pressure PGR are defined. The corresponding target differential pressure PGR is output to the selector 108.
圧力センサ54にて検出された左パイロット圧PiLと圧力センサ55にて検出された右パイロット圧PiRとの差ΔPiが加算器102により演算され、演算された差ΔPiは積算器110に出力される。   A difference ΔPi between the left pilot pressure PiL detected by the pressure sensor 54 and the right pilot pressure PiR detected by the pressure sensor 55 is calculated by the adder 102, and the calculated difference ΔPi is output to the integrator 110. .
切換器111には、出力器105から定数0、出力器106から定数5がそれぞれ入力されており、積算器110から入力された積Dirが0より小さい(Dir<0)のとき切換器111は定数0を選択器108に出力し、積Dirが0以上(Dir≧0)のとき切換器111は定数5を選択器108に出力する。なお、出力器106により出力される定数がパイロットリリーフ弁28の設定圧である点は第2実施形態と同様である。   The switch 111 receives the constant 0 from the output device 105 and the constant 5 from the output device 106. When the product Dir input from the accumulator 110 is smaller than 0 (Dir <0), the switch 111 The constant 0 is output to the selector 108. When the product Dir is 0 or more (Dir ≧ 0), the switch 111 outputs the constant 5 to the selector 108. The point that the constant output by the output device 106 is the set pressure of the pilot relief valve 28 is the same as in the second embodiment.
選択器108は、目標差圧PGRと切換器111の出力(0または5)のうち最大値を選択して、ソレノイド出力部109に出力する。ソレノイド出力部109は、選択器108から出力された値を駆動信号に変換して電磁比例減圧弁53に出力する。このように、第3実施形態でも第2実施形態と同様に、図2に示すESS弁ユニット29、メータイン圧選択弁46、逆転判定弁47、シャトル弁48からなるシステムによってなされる出力信号生成が電気的に実現される。   The selector 108 selects the maximum value among the target differential pressure PGR and the output (0 or 5) of the switch 111 and outputs it to the solenoid output unit 109. The solenoid output unit 109 converts the value output from the selector 108 into a drive signal and outputs it to the electromagnetic proportional pressure reducing valve 53. As described above, in the third embodiment, as in the second embodiment, the output signal generation performed by the system including the ESS valve unit 29, the meter-in pressure selection valve 46, the reverse rotation determination valve 47, and the shuttle valve 48 shown in FIG. It is realized electrically.
第3実施形態によれば、第1実施形態と同様に、逆レバー操作時に流量調節弁43が確実に閉位置43Aに保持されるため、逆レバー操作時にショックが発生することを抑制できる。また、流量調節弁43の制御を電気的に実現しているため、第1実施形態に比べて部品点数が低減され、油圧回路の構成を簡素化できる。   According to the third embodiment, similarly to the first embodiment, since the flow rate adjustment valve 43 is reliably held at the closed position 43A during the reverse lever operation, it is possible to suppress the occurrence of a shock during the reverse lever operation. In addition, since the control of the flow control valve 43 is electrically realized, the number of parts is reduced compared to the first embodiment, and the configuration of the hydraulic circuit can be simplified.
なお、上述した実施形態は、本発明の説明のための例示であり、本発明の範囲をそれらの実施形態にのみ限定する趣旨ではない。当業者は、本発明の要旨を逸脱することなしに、他の様々な態様で本発明を実施することができる。   In addition, embodiment mentioned above is an illustration for description of this invention, and is not the meaning which limits the scope of the present invention only to those embodiment. Those skilled in the art can implement the present invention in various other modes without departing from the gist of the present invention.
1 クレーン(作業機械)
2,202,302 油圧回路
22 エンジン
23 メインポンプ
24 旋回用油圧モータ
27 パイロットポンプ
37 旋回操作レバー(操作部材)
41 方向制御弁
43 流量調節弁
44 可変絞り
45 圧力制御弁
46 メータイン圧選択弁(制御圧選択弁)
47 逆転判定弁(制御圧切換弁)
48 シャトル弁
51 コントローラ
52 回転数センサ(第1回転数センサ)
53 電磁比例減圧弁
54,55 圧力センサ(第1圧力センサ)
56,57 圧力センサ(第2圧力センサ)
58 圧力センサ(第3圧力センサ)
60 回転数センサ(第2回転数センサ)
70,170,270 流量調節弁制御部
Pgr´ 指令圧
Pgr 第1制御圧
Pmi 第2制御圧
Pf 第3制御圧
Pe 可変絞りの下流圧
Ps メインポンプの吐出圧
1 Crane (work machine)
2, 202, 302 Hydraulic circuit 22 Engine 23 Main pump 24 Turning hydraulic motor 27 Pilot pump 37 Turning operation lever (operation member)
41 Directional control valve 43 Flow control valve 44 Variable throttle 45 Pressure control valve 46 Meter-in pressure selection valve (control pressure selection valve)
47 Reverse determination valve (control pressure switching valve)
48 Shuttle valve 51 Controller 52 Speed sensor (first speed sensor)
53 Proportional pressure reducing valve 54,55 Pressure sensor (first pressure sensor)
56,57 Pressure sensor (second pressure sensor)
58 Pressure sensor (third pressure sensor)
60 RPM sensor (second RPM sensor)
70, 170, 270 Flow control valve control unit Pgr 'command pressure Pgr first control pressure Pmi second control pressure Pf third control pressure Pe downstream pressure of variable throttle Ps discharge pressure of main pump

Claims (4)

  1. エンジンと、
    前記エンジンにより駆動される可変容量型のメインポンプと、
    前記エンジンにより駆動される固定容量型のパイロットポンプと、
    前記メインポンプから吐出される作動油により駆動される旋回用油圧モータと、
    操作部材の操作により作動し、前記メインポンプから前記旋回用油圧モータへ供給される作動油の流れ方向を制御する方向制御弁と、
    前記方向制御弁の前後差圧により作動し、前記メインポンプから前記方向制御弁に供給される作動油の流量を調節する流量調節弁とを備えた作業機械の油圧回路において、
    前記パイロットポンプの吐出側に設けられ、前記旋回用油圧モータに制動をかけるための前記操作部材の操作に基づいて、前記パイロットポンプの吐出圧を一次圧として指令圧を生成し、前記指令圧により前記流量調節弁を閉じる方向に制御する流量調節弁制御部を備えることを特徴とする作業機械の油圧回路。
    Engine,
    A variable displacement main pump driven by the engine;
    A fixed displacement pilot pump driven by the engine;
    A turning hydraulic motor driven by hydraulic oil discharged from the main pump;
    A direction control valve that operates by operating an operation member and controls a flow direction of hydraulic oil supplied from the main pump to the turning hydraulic motor;
    In a hydraulic circuit of a work machine, which is operated by a differential pressure across the direction control valve and includes a flow rate adjustment valve that adjusts the flow rate of hydraulic oil supplied from the main pump to the direction control valve.
    Based on the operation of the operating member provided on the discharge side of the pilot pump for braking the turning hydraulic motor, a command pressure is generated using a discharge pressure of the pilot pump as a primary pressure, and the command pressure A hydraulic circuit for a working machine, comprising a flow rate control valve control unit that controls the flow rate control valve in a closing direction.
  2. 請求項1に記載の作業機械の油圧回路において、
    前記流量調節弁制御部は、
    前記パイロットポンプの吐出流量に応じた差圧を発生させる可変絞りと、
    前記可変絞りの前後差圧に応じた第1制御圧を生成する圧力制御弁と、
    前記操作部材の操作と連動して作動し、前記旋回用油圧モータのメータイン側の圧力を第2制御圧として出力する制御圧選択弁と、
    前記制御圧選択弁から出力される前記第2制御圧と前記メインポンプの吐出圧との差圧により作動し、前記第2制御圧が前記メインポンプの吐出圧より大きい場合に、前記可変絞りの下流圧を第3制御圧として出力し、前記第2制御圧が前記メインポンプの吐出圧より小さい場合に、タンク圧を前記第3制御圧として出力する制御圧切換弁と、
    前記制御圧切換弁から出力された前記第3制御圧と、前記圧力制御弁にて生成された前記第1制御圧とのうち高圧側の制御圧を前記指令圧として出力するシャトル弁と、を含むことを特徴とする作業機械の油圧回路。
    In the hydraulic circuit of the work machine according to claim 1,
    The flow control valve control unit is
    A variable throttle for generating a differential pressure according to the discharge flow rate of the pilot pump;
    A pressure control valve that generates a first control pressure according to a differential pressure across the variable throttle;
    A control pressure selection valve that operates in conjunction with the operation of the operation member and outputs the pressure on the meter-in side of the turning hydraulic motor as a second control pressure;
    When the second control pressure is greater than the discharge pressure of the main pump when the second control pressure is greater than the discharge pressure of the main pump. A control pressure switching valve that outputs a downstream pressure as a third control pressure, and outputs a tank pressure as the third control pressure when the second control pressure is smaller than a discharge pressure of the main pump;
    A shuttle valve that outputs, as the command pressure, a control pressure on the high side of the third control pressure output from the control pressure switching valve and the first control pressure generated by the pressure control valve; A hydraulic circuit of a work machine characterized by including.
  3. 請求項1に記載の作業機械の油圧回路において、
    前記流量調節弁制御部は、
    前記エンジンの回転数を検出する第1回転数センサと、
    前記方向制御弁に作用するパイロット圧を検出する第1圧力センサと、
    前記旋回用油圧モータの作動油ポートの圧力を検出する第2圧力センサと、
    前記メインポンプの吐出圧を検出する第3圧力センサと、
    前記指令圧を生成する電磁比例減圧弁と、
    前記第1回転数センサ、前記第1圧力センサ、前記第2圧力センサ、及び前記第3圧力センサの各検出信号を入力して、前記電磁比例減圧弁に駆動信号を出力するコントローラと、を含むことを特徴とする作業機械の油圧回路。
    In the hydraulic circuit of the work machine according to claim 1,
    The flow control valve control unit is
    A first rotational speed sensor for detecting the rotational speed of the engine;
    A first pressure sensor for detecting a pilot pressure acting on the directional control valve;
    A second pressure sensor for detecting the pressure of the hydraulic oil port of the turning hydraulic motor;
    A third pressure sensor for detecting a discharge pressure of the main pump;
    An electromagnetic proportional pressure reducing valve for generating the command pressure;
    A controller that inputs detection signals of the first rotation speed sensor, the first pressure sensor, the second pressure sensor, and the third pressure sensor, and outputs a drive signal to the electromagnetic proportional pressure reducing valve. A hydraulic circuit of a work machine characterized by the above.
  4. 請求項1に記載の作業機械の油圧回路において、
    前記流量調節弁制御部は、
    前記エンジンの回転数を検出する第1回転数センサと、
    前記旋回用油圧モータの出力側の回転数を検出する第2回転数センサと、
    前記方向制御弁に作用するパイロット圧を検出する第1圧力センサと、
    前記指令圧を生成する電磁比例減圧弁と、
    前記第1回転数センサ、前記第2回転数センサ、及び前記第1圧力センサの各検出信号を入力して、前記電磁比例減圧弁に駆動信号を出力するコントローラと、を含むことを特徴とする作業機械の油圧回路。
    In the hydraulic circuit of the work machine according to claim 1,
    The flow control valve control unit is
    A first rotational speed sensor for detecting the rotational speed of the engine;
    A second rotational speed sensor for detecting the rotational speed on the output side of the turning hydraulic motor;
    A first pressure sensor for detecting a pilot pressure acting on the directional control valve;
    An electromagnetic proportional pressure reducing valve for generating the command pressure;
    A controller that inputs detection signals of the first rotation speed sensor, the second rotation speed sensor, and the first pressure sensor and outputs a drive signal to the electromagnetic proportional pressure reducing valve. Hydraulic circuit of work machine.
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