JP2555287B2 - Hydraulic control device - Google Patents

Hydraulic control device

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JP2555287B2
JP2555287B2 JP62224378A JP22437887A JP2555287B2 JP 2555287 B2 JP2555287 B2 JP 2555287B2 JP 62224378 A JP62224378 A JP 62224378A JP 22437887 A JP22437887 A JP 22437887A JP 2555287 B2 JP2555287 B2 JP 2555287B2
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吉美 早乙女
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Kobe Steel Ltd
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    • EFIXED CONSTRUCTIONS
    • E02HYDRAULIC ENGINEERING; FOUNDATIONS; SOIL SHIFTING
    • E02FDREDGING; SOIL-SHIFTING
    • E02F9/00Component parts of dredgers or soil-shifting machines, not restricted to one of the kinds covered by groups E02F3/00 - E02F7/00
    • E02F9/20Drives; Control devices
    • E02F9/22Hydraulic or pneumatic drives
    • E02F9/2221Control of flow rate; Load sensing arrangements
    • E02F9/2225Control of flow rate; Load sensing arrangements using pressure-compensating valves
    • E02F9/2228Control of flow rate; Load sensing arrangements using pressure-compensating valves including an electronic controller

Description

【発明の詳細な説明】 (産業上の利用分野) 本発明は、単数のポンプで複数のアクチュエータを作
動さる油圧制御装置に関するものである。
BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a hydraulic control device that operates a plurality of actuators with a single pump.

(従来技術) 従来、単数のポンプから分岐した複数の並列回路にそ
れぞれ方向制御弁を介して複数のアクチュエータを接続
してなる油圧制御装置において、各方向制御弁のポンプ
側にメータイン形圧力補償弁を設けることにより、複数
のアクチュエータを同時に作動させても、各アクチュエ
ータが他のアクチュエータの負荷圧に影響されることな
くそれぞれの方向制御弁のスプール開度に応じた流量
(速度)で作動されるようにした制御装置(たとえば特
公昭52−40381号公報)が知られている。
(Prior Art) Conventionally, in a hydraulic control device in which a plurality of actuators are connected to a plurality of parallel circuits branched from a single pump via directional control valves, a meter-in type pressure compensating valve is provided on the pump side of each directional control valve. By providing the actuator, even if a plurality of actuators are simultaneously operated, each actuator is operated at a flow rate (speed) corresponding to the spool opening of each directional control valve without being affected by the load pressure of the other actuator. Such a control device (for example, Japanese Patent Publication No. 52-40381) is known.

この制御装置では、メータイン形圧力補償弁が、これ
に流入される元の流量つまりポンプ吐出流量に関係なく
ばねにより設定された差圧設定値(固定)に基づいて圧
力補償制御を行うものであるため、複数のアクチュエー
タを同時に作動させる場合、ポンプ吐出流量が、各方向
制御弁のスプール開度によって決まる要求流量の和以上
の時は、各メータイン形圧力補償弁による圧力補償制御
により各アクチュエータにそれぞれの要求流量を流入さ
せ、各アクチュエータを互いに干渉されることなく、個
々に要求流量に応じた速度で作動できるが、エンジン回
転数が低下する等によりポンプ吐出流量が上記要求流量
の和未満になった場合、その吐出流量が負荷圧の低いア
クチュエータ側に先に流入し、負荷圧の高いアクチュエ
ータ側が流量不足となって所期の圧力補償制御が行われ
なくなり、通常のパラレル回路と同じになってしまう。
このため負荷圧の高圧側において今まで動いていたアク
チュエータの速度が極端に遅くなったり、止まったりす
るおそれがある。
In this control device, the meter-in type pressure compensating valve performs the pressure compensating control based on the differential pressure set value (fixed) set by the spring regardless of the original flow rate into the meter compensating valve, that is, the pump discharge flow rate. Therefore, when operating multiple actuators at the same time, if the pump discharge flow rate is greater than or equal to the sum of the required flow rates determined by the spool opening of each directional control valve, the pressure compensation control by each meter-in type pressure compensation valve is used to control each actuator. The required flow rate can be flowed in, and each actuator can be operated at a speed according to the required flow rate without interfering with each other, but the pump discharge flow rate becomes less than the sum of the above required flow rates due to a decrease in engine speed, etc. If the discharge flow rate flows into the actuator side with low load pressure first, and the flow rate of the actuator side with high load pressure becomes insufficient. I no longer carried out the desired pressure compensation control, it becomes the same as a normal parallel circuit.
Therefore, on the high load side, the speed of the actuator that has been moving until now may become extremely slow or may stop.

これを防止するために、ポンプのサイズを大きくする
ことが考えられるが、建設機械のようにポンプをエンジ
ンにより駆動する方式では、エンジンも大きくする必要
が生じ、コストアップになり、また、仮にエンジンを大
きくしても、エンジン回転数の変動は避けられず、これ
に起因したポンプ吐出流量の変化による上記の問題を完
全に解消することは困難である。
In order to prevent this, it is possible to increase the size of the pump, but in the method of driving the pump by the engine like construction machinery, it is necessary to increase the size of the engine, resulting in cost increase, and temporarily Even if the value is increased, it is unavoidable that the engine speed fluctuates, and it is difficult to completely eliminate the above-mentioned problem caused by the change in the pump discharge flow rate.

(発明の目的) 本発明は、このような問題を解消するためになされた
ものであり、複数のアクチュエータを同時に作動させる
場合に、エンジン回転数の低下等によりポンプ吐出流量
が複数のアクチュエータの要求流量の和より少ない場合
であっても、各アクチュエータに対し、ポンプ吐出流量
を基準として所定の流量比で供給して各アクチュエータ
をバランスよく作動させることができ、複合作業を安全
かつ円滑に行うことができる油圧制御装置を提供するも
のである。
(Object of the Invention) The present invention has been made in order to solve such a problem, and when a plurality of actuators are simultaneously operated, it is required that the pump discharge flow rate has a plurality of actuators due to a decrease in engine speed or the like. Even if it is less than the sum of the flow rates, it is possible to supply each actuator with a predetermined flow rate ratio based on the pump discharge flow rate and operate each actuator in a well-balanced manner, so that complex work can be performed safely and smoothly. The present invention provides a hydraulic control device capable of

(発明の構成) 本発明は、エンジンによって駆動される単数のポンプ
に複数のアクチュエータがそれぞれ方向制御弁を介して
並列に接続され、上記ポンプの吐出回路にブリードオフ
形圧力補償弁が並列に接続され、各方向制御弁のポンプ
側に各方向制御弁の前後の差圧を所定の設定値に制御す
るメータイン形圧力補償弁がそれぞれ設けられ、上記各
アクチュエータの負荷圧のうち高圧側の負荷圧を上記ブ
リードオフ形圧力補償弁の背圧室に導く高圧選択手段が
設けられ、上記各メータイン形圧力補償弁の背圧室に上
記ポンプの吐出流量に比例して各メータイン形圧力補償
弁の差圧設定値を調節する制御手段が設けられているこ
とを特徴とするものである。
(Structure of the Invention) According to the present invention, a plurality of actuators are connected in parallel to a single pump driven by an engine through directional control valves, and a bleed-off type pressure compensation valve is connected in parallel to a discharge circuit of the pump. The pump side of each directional control valve is provided with a meter-in type pressure compensating valve that controls the differential pressure across each directional control valve to a predetermined set value. Is provided to the back pressure chamber of the bleed-off type pressure compensating valve, and the difference between the meter-in type pressure compensating valves is proportional to the discharge flow rate of the pump in the back pressure chamber of each meter-in type pressure compensating valve. It is characterized in that a control means for adjusting the pressure set value is provided.

この構成により、ポンプの吐出流量に比例して各メー
タイン形圧力補償弁の制御基準とする差圧設定値(ゲイ
ン)が調節され、複数のアクチュエータを同時に駆動す
る場合において、ポンプの吐出流量が各アクチュエータ
の要求流量の和以上の時は、各アクチュエータ毎にメー
タイン形圧力補償弁により所定の圧力補償制御が行わ
れ、各アクチュエータが互いに干渉されることなく、各
方向制御弁のスプール開度によって決まる要求流量で適
正に作動され、ポンプの吐出流量が各アクチュエータの
要求流量の和より少ない場合は、その少ない流量に応じ
た圧力補償制御により各アクチュエータに対し、各方向
制御弁のスプール開度に比例した流量がそれぞれ分配流
入され、負荷圧の高圧側が極端に低速になったり、止ま
ったりすることはなく、各アクチュエータがいずれも確
実に作動され、複合作業が円滑に行われ、操作性が向上
される。
With this configuration, the differential pressure setting value (gain) as the control reference of each meter-in type pressure compensation valve is adjusted in proportion to the discharge flow rate of the pump, and when the multiple actuators are driven simultaneously, the discharge flow rate of the pump is When the required flow rate of the actuator is equal to or more than the sum, the predetermined pressure compensation control is performed by the meter-in type pressure compensation valve for each actuator, and each actuator is determined by the spool opening of each direction control valve without interfering with each other. When the pump operates properly at the required flow rate and the discharge flow rate of the pump is less than the sum of the required flow rates of each actuator, pressure compensation control according to the smaller flow rate causes each actuator to be proportional to the spool opening of each directional control valve. The respective flow rates are distributed and flowed in, and the high-pressure side of the load pressure does not become extremely slow or stop. Each actuator is reliably operated either composite work is performed smoothly, the operability is improved.

(実施例) 第1図は本発明のトラッククレーンに適用した場合の
実施例を示すものであり、単数のポンプ10で4個のアク
チュエータすなわちブーム伸縮シリンダ51,ブーム俯仰
シリンダ52,主巻モータ53,補巻モータ54を駆動する場合
を例示している。
(Embodiment) FIG. 1 shows an embodiment when applied to a truck crane of the present invention, in which a single pump 10 has four actuators, namely a boom telescopic cylinder 51, a boom lifting cylinder 52, and a main winding motor 53. The case of driving the auxiliary winding motor 54 is illustrated.

すなわちポンプ10の吐出回路11に複数の並列回路12,1
3,14,15,16,17が分岐接続され、回路12にメンインリリ
ーフ弁20が接続され、回路13にブリードオフ形圧力補償
弁30が接続され、他の回路14,15,16,17にそれぞれメー
タイン形圧力補償弁31,32,33,34および方向制御弁41,4
2,43,44を介して上記各アクチュエータ51,52,53,54が接
続されている。21はタンクである。
That is, the discharge circuit 11 of the pump 10 has a plurality of parallel circuits 12,1.
3,14,15,16,17 are branch connected, the main relief valve 20 is connected to the circuit 12, the bleed-off type pressure compensation valve 30 is connected to the circuit 13, and the other circuits 14,15,16,17 The meter-in type pressure compensating valve 31, 32, 33, 34 and the directional control valve 41, 4 respectively.
The actuators 51, 52, 53, 54 are connected via 2, 43, 44. 21 is a tank.

上記ブリードオフ形圧力補償弁30は、ポンプ10の吐出
圧力を上記各アクチュエータ51〜54の高圧側の負荷圧に
応じて圧力補償制御するものであり、その制御のため
に、各アクチュエータ51〜54の負荷圧を各方向制御弁41
〜44の出口側から各パイロット通路31a,32a,33a,34aに
取出すとともに、シャトル弁(高圧選択手段)35,36,37
およびパイロット通路38を介してこのブリードオフ形圧
力補償弁30のばね30a側の背圧室に導くように構成され
ている。
The bleed-off type pressure compensating valve 30 is for compensating the discharge pressure of the pump 10 according to the load pressure on the high pressure side of each of the actuators 51 to 54, and for the control, each of the actuators 51 to 54 is controlled. Load pressure of each direction control valve 41
~ 44 outlets from the pilot passages 31a, 32a, 33a, 34a, and the shuttle valve (high pressure selection means) 35, 36, 37
Also, the bleed-off type pressure compensation valve 30 is configured to be guided to the back pressure chamber on the spring 30a side via the pilot passage 38.

上記各メータイン形圧力補償弁31〜34は、ポンプ10の
吐出油を各方向制御弁41〜44に導く際に、各方向制御弁
41〜44の入口側の圧力(各メータイン形圧力補償弁31〜
34の二次圧力)が、それらの出口側の圧力(各アクチュ
エータ51〜54の負荷圧)よりも、常に各メータイン形圧
力補償弁31〜34により決められた差圧分だけ高くなるよ
うに圧力補償制御し、かつ、その差圧設定値をポンプ10
の吐出流量に応じて、上記ブリードオフ形圧力補償弁30
の設定値(たとえば5Kg/cm2)以下で所定の範囲(たと
えば1〜5kg/cm2)内で調節できるようになっている。
Each of the meter-in type pressure compensating valves 31 to 34 is a directional control valve when guiding the discharge oil of the pump 10 to each directional control valve 41 to 44.
41-44 inlet side pressure (each meter-in type pressure compensation valve 31-
34 secondary pressure) is always higher than the pressure on the outlet side (load pressure of each actuator 51-54) by the differential pressure determined by each meter-in type pressure compensation valve 31-34. Compensation control and pump the differential pressure setting value
Bleed-off type pressure compensation valve 30
It can be adjusted within a predetermined range (for example, 1 to 5 kg / cm 2 ) below a set value (for example, 5 Kg / cm 2 ).

60はポンプ10を駆動するエンジン、61はエンジン回転
数N(rpm)を検出する回転数検出器62は上記回転数N
を電圧値Vに変換するN/V変換器、63は増幅器であり、
これら回転数検出器61、N/V変換器62、増幅器63、電磁
比例減圧弁70により、エンジン60の回転数つまりポンプ
10の吐出流量に比例して各メータイン形圧力補償弁31〜
34の差圧設定値を調節する制御手段が構成されている。
そして、電磁比例減圧弁70からの指令圧Piを回路73から
各パイロット通路31c,32c,33c,34cを介して各メータイ
ン形圧力補償弁31〜34の背圧室に導くようにしている。
71はパイロットポンプ、72はパイロットリリーフ弁であ
る。
Reference numeral 60 is an engine for driving the pump 10, 61 is a rotation speed detector 62 for detecting the engine rotation speed N (rpm), and 62 is the above rotation speed N.
Is an N / V converter for converting the voltage value into a voltage value V, and 63 is an amplifier,
The rotation speed detector 61, the N / V converter 62, the amplifier 63, and the electromagnetic proportional pressure reducing valve 70 allow the rotation speed of the engine 60, that is, the pump.
Each meter-in type pressure compensation valve 31-
A control means for adjusting the differential pressure set value of 34 is configured.
The command pressure Pi from the electromagnetic proportional pressure reducing valve 70 is introduced from the circuit 73 to the back pressure chambers of the meter-in type pressure compensating valves 31 to 34 through the pilot passages 31c, 32c, 33c and 34c.
71 is a pilot pump and 72 is a pilot relief valve.

次に、上記各メータイン形圧力補償弁31〜34および各
方向制御弁41〜44の具体的構造について説明する。
Next, a specific structure of each of the meter-in type pressure compensation valves 31 to 34 and each of the directional control valves 41 to 44 will be described.

第2図は主巻モータ53に対するメータイン形圧力補償
弁33と主巻用方向制御弁43との関係を示している。メー
タイン形圧力補償弁33は、ポンプ10に並列回路16を介し
て接続される入口ポート101と、主巻用方向制御弁43の
ポンプポート301に接続される出口ポート103とを備えた
ケーシング100内に、先端に中径部201、中間に大径部20
2、後端に小径部203を備えたプランジャ200が軸方向に
摺動自在に挿入され、その内部先端側に圧力室102、中
間に背圧室104、後端側に背圧室105がそれぞれ形成され
ている。上記プランジャ200には、入口ポート101と圧力
室102との連通する圧力制御用穴204が設けられ、その圧
力室102内の圧力(二次圧力)がプランジャ200の先端に
作用するようになっている。また、プランジャ200は背
圧室104に設けられたばね33bの力F1により図面左方向に
付勢されているとともに、この背圧室104にパイロット
通路33aを介して方向制御弁43のスプール出口側の圧
力、つまり主巻モータ53の負荷圧P2が導かれ、かつ、プ
ランジャ200の後端に形成された背圧室105にパイロット
通路33cおよび回路73を介して第1図の電磁比例減圧弁7
0からの指令圧Piが導かれるようになっている。
FIG. 2 shows the relationship between the meter-in type pressure compensation valve 33 and the main winding direction control valve 43 for the main winding motor 53. The meter-in type pressure compensation valve 33 is in a casing 100 including an inlet port 101 connected to the pump 10 via the parallel circuit 16 and an outlet port 103 connected to the pump port 301 of the main winding direction control valve 43. The middle diameter part 201 at the tip and the large diameter part 20 in the middle.
2.A plunger 200 having a small diameter portion 203 at the rear end is slidably inserted in the axial direction. Has been formed. The plunger 200 is provided with a pressure control hole 204 that allows the inlet port 101 and the pressure chamber 102 to communicate with each other, and the pressure (secondary pressure) in the pressure chamber 102 acts on the tip of the plunger 200. There is. The plunger 200 is biased to the left in the drawing by the force F 1 of the spring 33b provided in the back pressure chamber 104, and the spool outlet side of the directional control valve 43 is urged to the back pressure chamber 104 via the pilot passage 33a. Of the main winding motor 53, that is, the load pressure P 2 of the main winding motor 53 is introduced, and through the pilot passage 33c and the circuit 73 into the back pressure chamber 105 formed at the rear end of the plunger 200, the electromagnetic proportional pressure reducing valve of FIG. 7
The command pressure Pi from 0 is introduced.

方向制御弁43は、ポンプポート301と、アクチュエー
タポート302,303と、タンクポート304とを備えたケーシ
ング300内に、周面に流量制御部401,402,403,404を有す
るスプール400を軸方向に摺動自在に挿入して構成され
ている。105,305,405はタンク通路である。
The directional control valve 43 includes a casing 300 including a pump port 301, actuator ports 302 and 303, and a tank port 304, and a spool 400 having flow rate control units 401, 402, 403, and 404 on its peripheral surface, which is slidably inserted in the axial direction. It is configured. 105, 305 and 405 are tank passages.

なお、他のメータイン形圧力補償弁31,32,34および方
向制御弁41,42,44も、第2図に示したメータイン形圧力
補償弁33および方向制御弁43と実質的に同一構造に構成
されている。
The other meter-in type pressure compensating valves 31, 32, 34 and the directional control valves 41, 42, 44 are also constructed in substantially the same structure as the meter-in type pressure compensating valve 33 and the directional control valve 43 shown in FIG. Has been done.

次に、作用について説明する。 Next, the operation will be described.

I.中立 今、各方向制御弁41〜44がいずれも中立にある時は、
ポンプ10の吐出油は各方向制御弁41〜44によりブロック
され、各アクチュエータ51〜54には流入せず、各アクチ
ュエータ51〜54は停止されたままであり、ブリードオフ
形圧力補償弁30の背圧室はタンク21に連通され、この圧
力補償弁30がばね30aの力F0のみで閉じる方向に付勢さ
れ、その設定値が低圧となっている。このため上記ポン
プ10の吐出油はその全流量Q0が低圧でブリードオフ形圧
力補償弁30を経てタンク21にブリードオフされる。これ
によって油の発熱ならびに動力損失が少なくなる。
I. Neutral Now, when all the directional control valves 41 to 44 are in neutral,
The oil discharged from the pump 10 is blocked by each directional control valve 41 to 44, does not flow into each actuator 51 to 54, each actuator 51 to 54 remains stopped, and the back pressure of the bleed-off type pressure compensation valve 30 is kept. The chamber communicates with the tank 21, and the pressure compensating valve 30 is biased in the closing direction only by the force F 0 of the spring 30a, and its set value is low. Therefore, the total flow rate Q 0 of the oil discharged from the pump 10 is bleed off to the tank 21 via the bleed-off type pressure compensation valve 30 at a low pressure. This reduces oil heat generation and power loss.

II.1個のアクチュエータのみの単独作業 第1図において、たとえば主巻用方向制御弁43を下位
置に切替えると、ポンプ10の吐出油が矢印イ方向に導か
れ、メータイン形圧力補償弁33および主巻用方向制御弁
43を経て主巻モータ53に流入され、同モータ53が駆動さ
れ、このモータ53からの排出油が矢印ロ方向に導かれ、
タンク21に戻される。これにより主巻モータ53のみによ
る単独作業が行われる。
II. Single operation with only one actuator In FIG. 1, for example, when the main winding directional control valve 43 is switched to the lower position, the discharge oil of the pump 10 is guided in the direction of arrow A, and the meter-in type pressure compensating valve 33 and Direction control valve for main winding
After flowing into the main winding motor 53 via 43, the motor 53 is driven, and the oil discharged from the motor 53 is guided in the arrow B direction,
Returned to tank 21. As a result, an independent work is performed only by the main winding motor 53.

このとき、主巻モータ53の負荷圧P2が主巻用方向制御
弁43の出口側からパイロット通路33a、シャトル弁35,3
6,37およびパイロット通路38を経てブリードオフ形圧力
補償弁30のばね30a側の背圧室に導かれ、この弁30によ
り、主巻モータ53の負荷圧P2が変動しても、ポンプ10の
吐出圧力P0が常にその負荷圧P2よりもこの弁30の設定値
(ばね30aの力F0)だけ高くなる(P0=P2+F0)ように
圧力補償制御される。
At this time, the load pressure P 2 of the main winding motor 53 changes from the outlet side of the main winding directional control valve 43 to the pilot passage 33a and the shuttle valves 35,3.
Even if the load pressure P 2 of the main winding motor 53 fluctuates by the valve 30, the pump 10 is guided to the back pressure chamber on the spring 30a side of the bleed-off type pressure compensating valve 30 via 6, 37 and the pilot passage 38. The discharge pressure P 0 is always higher than the load pressure P 2 by the set value of the valve 30 (force F 0 of the spring 30a) (P 0 = P 2 + F 0 ) and pressure compensation control is performed.

一方、上記主巻用方向制御弁43の切替えにより、第3
図に示すようにスプール400が図面左方向に摺動され、
主巻モータ53の負荷圧P2がこの主巻用方向制御弁43のス
プール400の出力側からパイロット通路33aを経てメータ
イン形圧力補償弁33の背圧室104に導かれる。また、第
1図において、ポンプ10を駆動しているエンジン60の回
転数Nが回転数検出器61により検出され、N/V変換器62
により電圧値Vに変換された後、増幅器63により増幅さ
れ、その信号Viが電磁比例減圧弁70に入力され、この電
磁比例減圧弁70からエンジン回転数Nに比例した指令圧
(二次圧)Piが出力され、この指令圧Piが上記メータイ
ン形圧力補償弁33の背圧室105(第3図参照)に導かれ
る。これによりメータイン形圧力補償弁33のプランジャ
200が上記負荷圧P2と、ばね33bの力F1と、指令圧Piとに
よって第3図左方向に付勢される。
On the other hand, by switching the main winding directional control valve 43, the third
As shown in the figure, the spool 400 is slid to the left in the drawing,
The load pressure P 2 of the main winding motor 53 is introduced from the output side of the spool 400 of the main winding directional control valve 43 into the back pressure chamber 104 of the meter-in type pressure compensation valve 33 via the pilot passage 33a. In FIG. 1, the rotation speed N of the engine 60 driving the pump 10 is detected by the rotation speed detector 61, and the N / V converter 62
After being converted into a voltage value V by the amplifier 63, the signal Vi is amplified by the amplifier 63, the signal Vi is input to the electromagnetic proportional pressure reducing valve 70, and the command pressure (secondary pressure) proportional to the engine speed N is output from the electromagnetic proportional pressure reducing valve 70. Pi is output, and this command pressure Pi is guided to the back pressure chamber 105 (see FIG. 3) of the meter-in type pressure compensation valve 33. This allows the plunger of the meter-in type pressure compensation valve 33 to be
200 is urged to the left in FIG. 3 by the load pressure P 2 , the force F 1 of the spring 33b, and the command pressure Pi.

この状態で、上記ブリードオフ形圧力補償弁30によっ
て圧力P0(P2+F0)に圧力補償制御されたポンプ10の吐
出油が、上記メータイン形圧力補償弁33の一次側に流入
され、第3図に示す入口ポート101からプランジャ200の
圧力制御用穴204を通って圧力室102に導かれ、ここで、
圧力室102内の圧力P1が、上記背圧室104に導かれた主巻
モータ53と負荷圧P2と、ばね33bの力F1と、背圧室105に
導かれた電磁比例減圧弁70からの指令圧Piとの和と釣合
うように制御され、これによって上記圧力P1が、上記負
荷圧P2に比べて常にメータイン形圧力補償弁33で設定さ
れた差圧ΔP(ばね33bの力F1+電磁比例減圧弁70から
の指令圧Pi)分だけ高くなるように圧力補償制御され
る。
In this state, the discharge oil of the pump 10 whose pressure is controlled to the pressure P 0 (P 2 + F 0 ) by the bleed-off type pressure compensation valve 30 flows into the primary side of the meter-in type pressure compensation valve 33, From the inlet port 101 shown in FIG. 3 to the pressure chamber 102 through the pressure control hole 204 of the plunger 200, where
The pressure P 1 in the pressure chamber 102 is the main winding motor 53 and the load pressure P 2 introduced to the back pressure chamber 104, the force F 1 of the spring 33b, and the electromagnetic proportional pressure reducing valve introduced to the back pressure chamber 105. The pressure P 1 is controlled so as to balance with the sum of the command pressure Pi from 70, whereby the pressure P 1 is always higher than the load pressure P 2 by the differential pressure ΔP (spring 33b) set by the meter-in type pressure compensation valve 33. Force F 1 + the command pressure Pi from the electromagnetic proportional pressure reducing valve 70), the pressure compensation control is performed so as to increase.

そして、このメータイン形圧力補償弁33に導かれたポ
ンプ10の吐出油が、この弁33により圧力補償制御された
圧力P1で出口ポート103を経て主巻用方向制御弁43の入
口ポート301に流入され、次いで、このポンプ10の吐出
油の全流量Q0のうち、主巻用方向制御弁43のスプール開
度(流量制御部402の開口面積)に応じた流量Q1が常に
確実に主巻モータ53に流入され、その流入流量Q1に応じ
た速度で主巻モータ53が作動される。なお、ポンプ10の
吐出流量Q0のうち、余剰油(Q0−Q1)はブリードオフ形
圧力補償弁31を経てタンク21にブリードオフされる。
Then, the discharge oil of the pump 10 guided to the meter-in type pressure compensating valve 33 flows to the inlet port 301 of the main winding direction control valve 43 via the outlet port 103 at the pressure P 1 which is pressure compensation controlled by the valve 33. Of the total flow rate Q 0 of the oil discharged from the pump 10, the flow rate Q 1 according to the spool opening degree (opening area of the flow rate control unit 402) of the main winding directional control valve 43 is always reliably main. It flows into the winding motor 53, and the main winding motor 53 is operated at a speed according to the inflow flow rate Q 1 . Of the discharge flow rate Q 0 of the pump 10, the excess oil (Q 0 −Q 1 ) is bleed off to the tank 21 via the bleed-off type pressure compensation valve 31.

III.2個のアクチュエータによる複合作業 第1図において、たとえば主巻用方向制御弁43を下位
置に切替えた状態で、補巻用方向制御弁44を下位置に切
替えると、ポンプ10の吐出油が、a点で分流されて矢印
イ方向と矢印ハ方向に導かれ、主巻モータ53と補巻モー
タ54とに流入され、両モータ53,54が同時に作動され、
両モータ53,54からの排出油がそれぞれ矢印ロ方向およ
び矢印ニ方向に導かれてタンク13に戻される。これによ
り主巻モータ53と補巻モータ54による複合作業が行われ
る。
III. Combined work with two actuators In FIG. 1, for example, when the auxiliary winding directional control valve 44 is switched to the lower position while the main winding directional control valve 43 is switched to the lower position, the discharge oil of the pump 10 is changed. Is diverted at the point a, is guided in the arrow A direction and the arrow C direction, flows into the main winding motor 53 and the auxiliary winding motor 54, and both motors 53, 54 are simultaneously operated,
The oil discharged from both motors 53, 54 is guided in the directions of arrow B and arrow D and returned to the tank 13. As a result, a composite work is performed by the main winding motor 53 and the auxiliary winding motor 54.

このとき、主巻モータ53の負荷圧P2と補巻モータ54の
負荷圧P2′のうち、高圧側の負荷圧がシャトル弁35,36,
37およびパイロット通路38を経てブリードオフ形圧力補
償弁30の背圧室に導かれ、この弁30によってポンプ10の
吐出圧力P0が高圧側の負荷圧(P2またはP2′)とばね30
aの力F0との和に対応する圧力となるように圧力補償制
御される。
At this time, of the load pressure P 2 of the main winding motor 53 and the load pressure P 2 ′ of the auxiliary winding motor 54, the load pressure on the high pressure side is the shuttle valves 35, 36,
It is led to the back pressure chamber of the bleed-off type pressure compensating valve 30 through 37 and the pilot passage 38, and the discharge pressure P 0 of the pump 10 is guided by this valve 30 to the load pressure (P 2 or P 2 ′) on the high pressure side and the spring 30.
Pressure compensation control is performed so that the pressure corresponds to the sum of a and the force F 0 .

一方、ポンプ10の吐出油は、上記ブリードオフ形圧力
補償弁30により圧力補償制御された圧力P0で、メータイ
ン形圧力補償弁33,34に導かれる。ここで主巻側におい
て、上記IIの単独作業時と同様にメータイン形圧力補償
弁33により主巻モータ53の負荷圧P2に応じて主巻用方向
制御弁43の入口側の圧力P1と出口側の圧力P2との差圧Δ
Pがこのメータイン形圧力補償弁33の設定値となるよう
に圧力補償制御され、かつ、補巻側において、上記と同
様の作用でメータイン形圧力補償弁34により補巻モータ
54の負荷圧P2′に応じて補巻用方向制御弁44の入口側の
圧力P1′と出口側の圧力P2′との差圧ΔP′がこのメー
タイン形圧力補償弁34の設定値となるように圧力補償制
御される。
On the other hand, the oil discharged from the pump 10 is introduced to the meter-in type pressure compensating valves 33 and 34 at the pressure P 0 which is pressure-compensated and controlled by the bleed-off type pressure compensating valve 30. Here, on the main winding side, as in the case of the single operation of the above II, the pressure P 1 on the inlet side of the main winding direction control valve 43 is set by the meter-in type pressure compensation valve 33 according to the load pressure P 2 of the main winding motor 53. Differential pressure from outlet side pressure P 2 Δ
Pressure compensation control is performed so that P becomes the set value of the meter-in type pressure compensation valve 33, and the auxiliary winding motor is operated by the meter-in type pressure compensation valve 34 on the auxiliary winding side by the same operation as described above.
According to the load pressure P 2 ′ of 54, the differential pressure ΔP ′ between the pressure P 1 ′ on the inlet side and the pressure P 2 ′ on the outlet side of the auxiliary winding directional control valve 44 is the set value of this meter-in type pressure compensating valve 34. The pressure compensation control is performed so that

この圧力補償制御により、ポンプ10の吐出流量Q0のう
ち、主巻側で、主巻用方向制御弁43のスプール開度に応
じた流量Q1が主巻モータ53に流入されるとともに、補巻
側で、補巻用方向制御弁44のスプール開度に応じた流量
Q1′が補巻モータ54に流入される。これによって主巻モ
ータ53と補巻モータ54とが互いに干渉されることなく、
それぞれ上記流入流量Q1,Q1′に応じた速度で作動され
る。
By this pressure compensation control, of the discharge flow rate Q 0 of the pump 10, a flow rate Q 1 according to the spool opening degree of the main winding direction control valve 43 on the main winding side flows into the main winding motor 53 and is supplemented. On the winding side, the flow rate according to the spool opening of the auxiliary winding directional control valve 44
Q 1 ′ flows into the auxiliary winding motor 54. This prevents the main winding motor 53 and the auxiliary winding motor 54 from interfering with each other,
Each is operated at a speed corresponding to the inflow flow rates Q 1 and Q 1 ′.

ところで、この複合作業時において、エンジン60の回
転数Nが低下し、ポンプ1の吐出流量Q0が、上記各方向
制御弁43,44によって決まる要求流量Q1,Q1′の和よりも
少なくなる場合がある。このような場合には次のような
制御が行われる。
By the way, during this combined work, the rotation speed N of the engine 60 decreases, and the discharge flow rate Q 0 of the pump 1 is less than the sum of the required flow rates Q 1 and Q 1 ′ determined by the directional control valves 43 and 44. May be. In such a case, the following control is performed.

すなわち、上記複合作業時において、前述したように
電磁比例減圧弁70からエンジン回転数Nに比例した指令
圧Piが出力され、この指令圧Piが回路73からパイロット
通路33c,34cを経て上記各メータイン形圧力補償弁33,34
の背圧室に導かれている。これにより各メータイン形圧
力補償弁33,34の差圧設定値ΔP0,ΔP0′が上記指令圧Pi
に応じてつまりエンジン回転数Nに比例して制御され
る。
That is, during the combined work, as described above, the command pressure Pi proportional to the engine speed N is output from the electromagnetic proportional pressure reducing valve 70, and the command pressure Pi is transmitted from the circuit 73 through the pilot passages 33c and 34c to each meter-in. Shape pressure compensating valve 33,34
To the back pressure chamber. As a result, the differential pressure setting values ΔP 0 , ΔP 0 ′ of the meter-in type pressure compensating valves 33, 34 are set to the above command pressure Pi.
Is controlled in proportion to the engine speed N.

さらに詳述すると、第3図に示すように主巻用方向制
御弁43を切替えた場合、スプール400の流量制御部402を
通過する流量Q1は、 C:係数 A:流量制御部の開口面積 ΔP:P1−P2 で決まる。
More specifically, when the main winding directional control valve 43 is switched as shown in FIG. 3, the flow rate Q 1 passing through the flow rate control section 402 of the spool 400 is C: Coefficient A: Opening area of flow controller ΔP: Determined by P 1 − P 2 .

ここで、メータイン形圧力補償弁33において、プラン
ジャ200の先端でこの弁33の二次圧力P1が作用する中径
部201の断面積をA1、中間で主巻モータ53の負荷圧P2
作用する大径部202の断面積をA2、後端で電磁比例減圧
弁70の二次圧Piが作用する小径部203の断面積をA3とす
ると、 A1P1=(A2−A3)P2+F1+A3Pi …… の時に、プランジャ200が静止することになる。そこ
で、プランジャ200の各部の断面積を、 A1=A2−A3 …… となるように設定しておけば、上記式により、 A1P1=A1P2+F1+A3Pi A1(P1−P2)=F1+A3Pi となり、P1−P2=ΔPであるから、 ΔP=F1/A1+A3Pi/A1 …… となる。従って、上記式により、メータイン形圧力補
償弁33の背圧室15に導かれる電磁比例減圧弁70の二次圧
Piを調節することにより、主巻用方向制御弁43の入口側
の圧力P1と出口側の圧力P2との差圧ΔPを調節できるこ
とになる。なお、他のメータイン形圧力補償弁34および
31,32も同様である。
Here, in the meter-in type pressure compensating valve 33, the cross-sectional area of the medium diameter portion 201 on which the secondary pressure P 1 of this valve 33 acts at the tip of the plunger 200 is A 1 , and in the middle is the load pressure P 2 of the main winding motor 53. Let A 2 be the cross-sectional area of the large-diameter part 202 on which A acts, and A 3 be the cross-sectional area of the small-diameter part 203 on the rear end of which the secondary pressure Pi of the electromagnetic proportional pressure reducing valve 70 acts, A 1 P 1 = (A 2 -A 3 ) P 2 + F 1 + A 3 Pi ……, the plunger 200 will be stationary. Therefore, if the cross-sectional area of each part of the plunger 200 is set so that A 1 = A 2 −A 3 ..., From the above equation, A 1 P 1 = A 1 P 2 + F 1 + A 3 Pi A Since 1 (P 1 -P 2 ) = F 1 + A 3 Pi and P 1 -P 2 = ΔP, ΔP = F 1 / A 1 + A 3 Pi / A 1 ... Therefore, according to the above equation, the secondary pressure of the electromagnetic proportional pressure reducing valve 70 introduced to the back pressure chamber 15 of the meter-in type pressure compensation valve 33.
By adjusting Pi, the differential pressure ΔP between the pressure P 1 on the inlet side and the pressure P 2 on the outlet side of the main winding directional control valve 43 can be adjusted. The other meter-in type pressure compensation valve 34 and
The same applies to 31,32.

上記の制御により、エンジン60の回転数Nが高い時
は、電磁比例減圧弁70からの指令圧Piが高くなり、上記
各メータイン形圧力補償弁33,34の差圧設定値ΔP0
P0′も高くなる。このとき、ポンプ10の吐出流量Q0が多
く、上記各方向制御弁43,44によって決まる要求流量Q1,
Q1′の和以上となっている。そして、このポンプ10の吐
出油が、上記メータイン形圧力補償弁33,34の高い差圧
設定値ΔP0,ΔP0′に基づいて圧力補償制御され、各方
向制御弁43,44に導かれ、そのポンプ吐出流量Q0のう
ち、各モータ53,54に対し、上記各方向制御弁43,44によ
って決まる要求流量Q1,Q1′通りの圧油が流入され、各
モータ53,54がそれぞれ所定の速度で作動される。な
お、このときの余剰油(Q0−Q1−Q1′)はブリードオフ
形圧力補償弁30を経てタンク13にブリードオフされる。
By the above control, when the engine speed N of the engine 60 is high, the command pressure Pi from the electromagnetic proportional pressure reducing valve 70 becomes high, and the differential pressure set values ΔP 0 , Δ of the meter-in type pressure compensating valves 33, 34 are set.
P 0 ′ will also be high. At this time, the discharge flow rate Q 0 of the pump 10 is large, and the required flow rate Q 1 , which is determined by the directional control valves 43 and 44,
It is more than the sum of Q 1 ′. Then, the discharge oil of the pump 10 is pressure-compensated and controlled based on the high differential pressure set values ΔP 0 and ΔP 0 ′ of the meter-in type pressure compensation valves 33 and 34, and is guided to the directional control valves 43 and 44, Of the pump discharge flow rate Q 0, the required flow rates Q 1 and Q 1 ′ of pressure oil determined by the directional control valves 43 and 44 flow into the motors 53 and 54, and the motors 53 and 54 respectively It is operated at a predetermined speed. The excess oil (Q 0 −Q 1 −Q 1 ′) at this time is bleed off to the tank 13 via the bleed-off type pressure compensation valve 30.

一方、エンジン回転数Nが低い時は、ポンプ10の吐出
流量Q0が、上記各方向制御弁43,44によって決まる要求
流量Q1,Q1′の和よりも少なくなるが、この場合、電磁
比例減圧弁70からの指令圧Piが低くなり、上記各メータ
イン形圧力補償弁33,34の差圧設定値ΔP0,ΔP0′も低く
なる。このため、主巻モータ53の負荷圧P2と補巻モータ
54の負荷圧P2′とに高低の差があっても、ポンプ10の吐
出油が、それぞれの負荷圧P2,P2′に応じて上記メータ
イン形圧力補償弁33,34の低い差圧設定値ΔP0,ΔP0′に
基づいて圧力補償制御され、この圧力補償制御により各
モータ53,54に対し、各方向制御弁43,44によって決まる
要求流量Q1,Q1′よりも少なくなるが、上記の少ないポ
ンプ吐出流量Q0の中から、各方向制御弁43,44のスプー
ル開度に比例した流量がそれぞれ分配されて確実に流入
されることになる。従って、従来のように負荷圧の高い
法が極端に流量不足となって急速に減速されたり、止ま
ったりするおそれがなくなり、両モータ53,54がそれら
の方向制御弁43,44のスプール開度に比例した速度比で
確実に作動される。
On the other hand, when the engine speed N is low, the discharge flow rate Q 0 of the pump 10 becomes smaller than the sum of the required flow rates Q 1 and Q 1 ′ determined by the directional control valves 43 and 44. The command pressure Pi from the proportional pressure reducing valve 70 decreases, and the differential pressure setting values ΔP 0 and ΔP 0 ′ of the meter-in type pressure compensating valves 33 and 34 also decrease. Therefore, the load pressure P 2 of the main winding motor 53 and the auxiliary winding motor 53
Even if there is a difference in level between the load pressure P 2 ′ of 54 and the load pressure P 2 ′ of the pump 10, the discharge oil of the pump 10 has a low differential pressure of the meter-in type pressure compensating valves 33, 34 depending on the respective load pressures P 2 , P 2 ′. Pressure compensation control is performed based on the set values ΔP 0 , ΔP 0 ′. With this pressure compensation control, the flow rate becomes smaller than the required flow rate Q 1 , Q 1 ′ determined by each directional control valve 43, 44 for each motor 53, 54. However, the flow rate proportional to the spool opening of each directional control valve 43, 44 is distributed from the small pump discharge flow rate Q 0 described above, and the flow rate is surely introduced. Therefore, there is no risk that the method with a high load pressure as in the conventional method will be extremely decelerated or suddenly decelerated or stopped, and both motors 53, 54 will have their spool opening degrees of their directional control valves 43, 44 increased. It operates reliably at a speed ratio proportional to.

なお、他のアクチュエータ(シリンダ51,52)との複
合作業時にも上記と同様の制御が行われる。
It should be noted that the same control as described above is performed during the combined work with other actuators (cylinders 51, 52).

また、本発明の油圧制御装置は、上記実施例のトラッ
ククレーンに限らず、油圧ショベルその他の建設機械、
および油圧プレスその他の産業機械にも適用できるもの
である。
Further, the hydraulic control device of the present invention is not limited to the truck crane of the above-described embodiment, but is also a hydraulic excavator and other construction machines,
It can also be applied to hydraulic presses and other industrial machines.

(発明の効果) 以上のように本発明は、ポンプの吐出流量に比例して
各メータイン形圧力補償弁の制御基準とする差圧設定値
を調節でき、複数のアクチュエータを同時に駆動する場
合において、ポンプの吐出流量が各アクチュエータの要
求流量の和以上の時は、各アクチュエータ毎にメータイ
ン形圧力補償弁により所定の圧力補償制御を行って、各
アクチュエータが互いに干渉されることなく、各方向制
御弁のスプール開度によって決まる要求流量で適正に作
動させることができる。しかも、エンジンの回転数が低
下する等によりポンプの吐出流量が各アクチュエータの
要求流量の和より少なくなった場合であっても、その少
ない流量に応じた圧力補償制御により各アクチュエータ
に対し、各方向制御弁のスプール開度に比例した流量を
それぞれ分配流入さえることができ、負荷圧の高圧側が
極端に低速になったり、止まったりすることはなく、各
アクチュエータをいずれも確実に作動させ、複合作業を
円滑に行わせることができ、操作性を向上できる。
(Effect of the invention) As described above, the present invention can adjust the differential pressure set value as the control reference of each meter-in type pressure compensation valve in proportion to the discharge flow rate of the pump, and in the case of simultaneously driving a plurality of actuators, When the discharge flow rate of the pump is more than the sum of the required flow rate of each actuator, the predetermined pressure compensation control is performed by the meter-in type pressure compensation valve for each actuator, and each actuator does not interfere with each other. It can be operated properly at the required flow rate determined by the spool opening degree. Moreover, even if the discharge flow rate of the pump becomes smaller than the sum of the required flow rates of the actuators due to a decrease in the engine speed, etc. The flow rate proportional to the spool opening of the control valve can be distributed and inflowed respectively, and the high pressure side of the load pressure does not become extremely low speed or stop, and each actuator can be operated reliably for complex work. Can be performed smoothly and operability can be improved.

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

第1図は本発明の実施例を示す油圧回路図、第2図はそ
のメータイン形圧力補償弁と方向制御弁の具体例を示す
断面図、第3図は方向制御弁を切替えた時の第2図相当
図である。 10……油圧ポンプ、11……吐出回路、12,13,14,15,16,1
7……並列回路、20……メインリリーフ弁、30……ブリ
ードオフ形圧力補償弁、31,32,33,34……メータイン形
圧力補償弁、35,36,37……シャトル弁(高圧選択手
段)、41,42,43,44……方向制御弁、51……ブーム伸縮
用シリンダ、52……ブーム俯仰用シリンダ、53……主巻
モータ、54……補巻モータ(51〜54……アクチュエー
タ)、60……エンジン、61……エンジン回転数検出器、
62……N/V変換器、63……増幅器、70……電磁比例減圧
弁。
FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram showing an embodiment of the present invention, FIG. 2 is a sectional view showing a concrete example of the meter-in type pressure compensating valve and the directional control valve, and FIG. 3 is a diagram showing a directional control valve when switched. 2 is a view corresponding to FIG. 10 …… hydraulic pump, 11 …… discharging circuit, 12,13,14,15,16,1
7 …… Parallel circuit, 20 …… Main relief valve, 30 …… Bleed-off type pressure compensation valve, 31,32,33,34 …… Meter-in type pressure compensation valve, 35,36,37 …… Shuttle valve (high pressure selection) Means), 41, 42, 43, 44 ... Directional control valve, 51 ... Boom telescopic cylinder, 52 ... Boom elevation cylinder, 53 ... Main winding motor, 54 ... Supplementary winding motor (51-54 ... … Actuator), 60 …… Engine, 61 …… Engine speed detector,
62 …… N / V converter, 63 …… Amplifier, 70 …… Electromagnetic proportional pressure reducing valve.

Claims (2)

(57)【特許請求の範囲】(57) [Claims] 【請求項1】エンジンによって駆動される単数のポンプ
に複数のアクチュエータがそれぞれ方向制御弁を介して
並列に接続され、上記ポンプの吐出回路にブリードオフ
形圧力補償弁が並列に接続され、各方向制御弁のポンプ
側に各方向制御弁の前後の差圧を所定の設定値に制御す
るメータイン形圧力補償弁がそれぞれ設けられ、上記各
アクチュエータの負荷圧のうち高圧側の負荷圧を上記ブ
リードオフ形圧力補償弁の背圧室に導く高圧選択手段が
設けられ、上記各メータイン形圧力補償弁の背圧室に上
記ポンプの吐出流量に比例して各メータイン形圧力補償
弁の差圧設定値を調節する制御手段が設けられているこ
とを特徴とする油圧制御装置。
1. A single pump driven by an engine is connected in parallel with a plurality of actuators via directional control valves, and a discharge circuit of the pump is connected in parallel with a bleed-off type pressure compensating valve for each direction. The pump side of the control valve is equipped with a meter-in type pressure compensating valve that controls the differential pressure across each directional control valve to a predetermined set value, and the load pressure on the high pressure side of the load pressure of each actuator is bleed off. Type pressure compensating valve back pressure chamber is provided with a high pressure selecting means, and the back pressure chamber of each meter-in type pressure compensating valve is provided with a differential pressure set value of each meter-in type pressure compensating valve in proportion to the discharge flow rate of the pump. A hydraulic control device comprising a control means for adjusting.
【請求項2】上記制御手段が、エンジンの回転数を検出
するエンジン回転数検出手段と、このエンジン回転数検
出手段による検出信号に応じて指令圧を出力する電磁比
例減圧弁とによって構成され、この電磁比例減圧弁から
の指令圧をメータイン形圧力補償弁の背圧室に導いてメ
ータイン形圧力補償弁の差圧設定値を調節するように構
成されていることを特徴とする特許請求の範囲第1項記
載の油圧制御装置。
2. The control means comprises an engine speed detecting means for detecting an engine speed and an electromagnetic proportional pressure reducing valve for outputting a command pressure according to a detection signal from the engine speed detecting means. A command pressure from the electromagnetic proportional pressure reducing valve is introduced into a back pressure chamber of the meter-in type pressure compensating valve to adjust a differential pressure set value of the meter-in type pressure compensating valve. The hydraulic control device according to item 1.
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* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2735580B2 (en) * 1988-09-24 1998-04-02 日立建機株式会社 Hydraulic drive for civil and construction machinery
JP2819594B2 (en) * 1989-03-13 1998-10-30 日立建機株式会社 Hydraulic drive for civil and construction machinery
JPH02304203A (en) * 1989-05-18 1990-12-18 Hitachi Constr Mach Co Ltd Hydraulic driving device
JP3537057B2 (en) * 1994-08-05 2004-06-14 株式会社小松製作所 Pressure compensating valve

Family Cites Families (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
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