JP2721384B2 - Hydraulic circuit of work machine - Google Patents

Hydraulic circuit of work machine

Info

Publication number
JP2721384B2
JP2721384B2 JP1038326A JP3832689A JP2721384B2 JP 2721384 B2 JP2721384 B2 JP 2721384B2 JP 1038326 A JP1038326 A JP 1038326A JP 3832689 A JP3832689 A JP 3832689A JP 2721384 B2 JP2721384 B2 JP 2721384B2
Authority
JP
Japan
Prior art keywords
pressure
hydraulic
valve
adjusting
regulator
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Expired - Fee Related
Application number
JP1038326A
Other languages
Japanese (ja)
Other versions
JPH02217530A (en
Inventor
玄六 杉山
東一 平田
Original Assignee
日立建機株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by 日立建機株式会社 filed Critical 日立建機株式会社
Priority to JP1038326A priority Critical patent/JP2721384B2/en
Publication of JPH02217530A publication Critical patent/JPH02217530A/en
Application granted granted Critical
Publication of JP2721384B2 publication Critical patent/JP2721384B2/en
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Fee Related legal-status Critical Current

Links

Classifications

    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16HGEARING
    • F16H61/00Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
    • F16H61/38Control of exclusively fluid gearing
    • F16H61/40Control of exclusively fluid gearing hydrostatic
    • F16H61/4061Control related to directional control valves, e.g. change-over valves, for crossing the feeding conduits

Description

【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本発明は油圧シヨベルや油圧クレーン等の作業機械の
油圧回路に関する。
Description: TECHNICAL FIELD The present invention relates to a hydraulic circuit of a working machine such as a hydraulic shovel or a hydraulic crane.
〔従来の技術〕[Conventional technology]
作業機械には所期の作業を実施するのに必要な複数の
作業部材を備えたものがある。その典型的な例として油
圧シヨベルを挙げることができる。即ち、油圧シヨベル
は、油圧シヨベルを移動させるための下部走行体、この
下部走行体上に旋回可能に載置された上部旋回体、およ
びブーム、アーム、バケツトより成るフロント機構で構
成されている。上部旋回体には、運転室、原動機、油圧
ポンプ等の種々の設備が装架され、かつ、フロント機構
が取付けられている。
Some work machines are provided with a plurality of work members required to perform a desired work. A typical example is a hydraulic shovel. That is, the hydraulic shovel includes a lower traveling body for moving the hydraulic shovel, an upper revolving body pivotally mounted on the lower traveling body, and a front mechanism including a boom, an arm, and a bucket. Various equipment such as a driver's cab, a prime mover, and a hydraulic pump are mounted on the upper swing body, and a front mechanism is attached.
ところで、近年、種々の作業機械において、その油圧
アクチュエータに供給する圧油の流量を制御する方向切
換弁の上流側と下流側との圧力差(差圧)を一定に保持
することにより油圧アクチユエータを駆動速度を制御す
るロードセンシングシステムと称される優れた速度制御
システムが提案されている。このロードセンシングシス
テムを第6図により説明する。
By the way, in recent years, in various work machines, a hydraulic actuator is controlled by maintaining a constant pressure difference (differential pressure) between an upstream side and a downstream side of a directional control valve for controlling a flow rate of pressure oil supplied to a hydraulic actuator. An excellent speed control system called a load sensing system for controlling a driving speed has been proposed. This load sensing system will be described with reference to FIG.
第6図は油圧シヨベルの油圧回路の一部を示す油圧回
路図である。図で、1は可変容量油圧ポンプ(以下、油
圧ポンプと称する)、1aは油圧ポンプ1のおしのけ容積
可変機構(以下、斜板で代表させる)、2は斜板1aを駆
動制御するレギユレータである。レギユレータ2は、斜
板1aを駆動する油圧シリンダ2a、吐出容量切換弁で構成
される馬力制御機構2b、および前記差圧により駆動され
る制御弁2cによつて構成されている。3は上部旋回体を
駆動する旋回モータ、4は旋回モータ3の駆動を制御す
る方向切換弁である。4p1,4p2は方向切換弁4のパイロ
ツト管路であり、図示しない旋回レバーが操作されたと
きその操作量に応じたパイロツト圧を導入する。5は方
向切換弁4の下流側に介在せしめられた圧力制御器であ
る。この圧力制御器5はピストン5aおよびピストン5aを
軽く押圧するばね5bより成る。又、ピストン5aは第1の
受圧面5a1および第2の受圧面5a2を有する。第1の受圧
面5a1と第2の受圧面5a2の面積比は、例えば1である。
6a,6bは旋回モータ3の主回路に設けられたリリーフ弁
であり、旋回モータ3の最高負荷圧を規定する。7は旋
回モータ3の負荷圧を導く検出管路、8はこの検出管路
の負荷圧および後述するブームの負荷圧のうちの高い方
の負荷圧を選択するシヤトル弁である。9はタンク、10
は最大負荷圧検出管路、11は絞りである。
FIG. 6 is a hydraulic circuit diagram showing a part of the hydraulic circuit of the hydraulic shovel. In the drawing, reference numeral 1 denotes a variable displacement hydraulic pump (hereinafter, referred to as a hydraulic pump), 1a denotes a variable displacement capacity mechanism (hereinafter, represented by a swash plate) of the hydraulic pump 1, and 2 denotes a regulator for driving and controlling the swash plate 1a. . The regulator 2 includes a hydraulic cylinder 2a for driving the swash plate 1a, a horsepower control mechanism 2b composed of a discharge capacity switching valve, and a control valve 2c driven by the differential pressure. Reference numeral 3 denotes a swing motor that drives the upper swing body, and 4 denotes a direction switching valve that controls the drive of the swing motor 3. Reference numerals 4p 1 and 4p 2 denote pilot pipelines of the directional control valve 4, and when a turning lever (not shown) is operated, a pilot pressure corresponding to the operation amount is introduced. Reference numeral 5 denotes a pressure controller interposed downstream of the direction switching valve 4. The pressure controller 5 comprises a piston 5a and a spring 5b for lightly pressing the piston 5a. Further, the piston 5a has a first pressure receiving surface 5a 1 and the second pressure receiving surface 5a 2. The first pressure receiving surface 5a 1 area ratio of the second pressure receiving surface 5a 2 is, for example, 1.
Reference numerals 6a and 6b denote relief valves provided in the main circuit of the swing motor 3, which regulate the maximum load pressure of the swing motor 3. Reference numeral 7 denotes a detection pipe for guiding the load pressure of the swing motor 3, and reference numeral 8 denotes a shuttle valve for selecting a higher one of the load pressure of the detection pipe and the load pressure of a boom described later. 9 is a tank, 10
Is a maximum load pressure detection pipeline, and 11 is a throttle.
13は油圧シヨベルのブームを駆動するブームシリンダ
である。14はブームシリンダ13を制御する方向切換弁、
14p1,14p2はそのパイロツト管路、15は圧力制御器、15a
はそのピストン、15a1,15a2はその受圧面、15bはばね、
17はブームシリンダ13の負荷圧をシヤトル弁8に導く検
出管路であり、これらは旋回モータ3の油圧回路の各要
素に対応する。なお、受圧面15a1,15a2の面積比は圧力
制御器5の面積比と同一である。又、方向切換弁4と圧
力制御器5,方向切換弁14と圧力制御器15はそれぞれ一体
構成とすることもできる。
13 is a boom cylinder that drives the boom of the hydraulic shovel. 14 is a directional control valve for controlling the boom cylinder 13,
14p 1 and 14p 2 are the pilot pipeline, 15 is the pressure controller, 15a
Is the piston, 15a 1 and 15a 2 are the pressure receiving surfaces, 15b is a spring,
Reference numeral 17 denotes a detection pipe for guiding the load pressure of the boom cylinder 13 to the shuttle valve 8, and these correspond to each element of the hydraulic circuit of the swing motor 3. The area ratio between the pressure receiving surfaces 15a 1 and 15a 2 is the same as the area ratio of the pressure controller 5. Further, the direction switching valve 4 and the pressure controller 5, and the direction switching valve 14 and the pressure controller 15 may be integrally formed.
次に、上記ロードセンシングシステムを構成する油圧
回路の動作を説明する。油圧シヨベルの上部旋回体を旋
回させる場合には、オペレータは図示しない旋回レバー
を操作する。これに応じて方向切換弁4の一方のパイロ
ット管路、例えばパイロット管路4p1に油圧が生じ、方
向切換弁4は旋回レバーの操作量に応じた絞りをもつて
左側位置に切換えられる。このため、油圧ポンプ1の圧
油は方向切換弁4の絞りを経て圧力制御器5のピストン
5aの第1の受圧面5a1を押圧し、ピストン5aを押上げて
圧力制御器5を通り、再度方向切換弁4を経た後旋回モ
ータ3の左側主管路から旋回モータ3に供給される。こ
れにより旋回モータ3は一方向に旋回しはじめる。この
場合、上部旋回体の慣性は極めて大きいので、旋回モー
タ3に供給されるべき油のほとんどはリリーフ弁6aを介
してタンク9に排出され、かつ検出管路7に現れる負荷
圧はリリーフ弁6aの設定圧となる。この負荷圧は最高負
荷圧検出管路10を介してレギユレータ2の制御弁2cの一
方側に導入されて斜板1aの傾転量を増大させようとす
る。しかし、旋回モータ3の負荷圧が高圧であるので、
レギユレータ2の馬力制御機構2bにより、斜板1aの傾転
量の増大は抑制され、したがつて、油圧ポンプ1の吐出
流量も抑制される。
Next, the operation of the hydraulic circuit constituting the load sensing system will be described. To swing the upper swing body of the hydraulic shovel, the operator operates a swing lever (not shown). In response to this, hydraulic pressure is generated in one pilot line of the direction switching valve 4, for example, the pilot line 4p1, and the direction switching valve 4 is switched to the left position with a throttle according to the operation amount of the turning lever. For this reason, the pressure oil of the hydraulic pump 1 passes through the throttle of the directional control valve 4 and passes through the piston of the pressure controller 5.
A first pressure receiving surface 5a 1 of 5a presses, through the pressure controller 5 of the piston 5a Te pushed up, it is supplied to the swing motor 3 from the left side main line of the swing motor 3 after a directional control valve 4 again. As a result, the turning motor 3 starts turning in one direction. In this case, since the inertia of the upper swing body is extremely large, most of the oil to be supplied to the swing motor 3 is discharged to the tank 9 via the relief valve 6a, and the load pressure appearing in the detection pipe 7 is reduced by the relief valve 6a. Set pressure. This load pressure is introduced to one side of the control valve 2c of the regulator 2 through the maximum load pressure detection pipe 10 to increase the amount of tilt of the swash plate 1a. However, since the load pressure of the swing motor 3 is high,
By the horsepower control mechanism 2b of the regulator 2, an increase in the amount of tilt of the swash plate 1a is suppressed, and thus the discharge flow rate of the hydraulic pump 1 is also suppressed.
このようにして旋回モータ3が徐々に加速されてゆく
と、リリーフ弁6aからリリーフされる油量もこれに応じ
て徐々に減少してゆき、旋回モータ3が方向切換弁4の
開口面積に応じた通常回転速度近辺に到達した後は、そ
の負荷圧は急速に減少してリリーフ弁6aの設定圧より遥
かに低い値となる。そして、レギユレータ2はこのよう
な低い値の負荷圧に応じて油圧ポンプ1の吐出流量を制
御する。
When the swing motor 3 is gradually accelerated in this manner, the amount of oil relieved from the relief valve 6a also gradually decreases accordingly, and the swing motor 3 is driven in accordance with the opening area of the direction switching valve 4. After reaching the vicinity of the normal rotation speed, the load pressure rapidly decreases to a value far lower than the set pressure of the relief valve 6a. Then, the regulator 2 controls the discharge flow rate of the hydraulic pump 1 according to the load pressure having such a low value.
今、上記の状態において、外部負荷がかかる等の理由
により負荷圧が上昇すると、方向切換弁4の下流側圧力
が上昇するので差圧が小さくなる。同時に圧力制御器5
の受圧面5a1の圧力が上昇し、圧力制御器5はその絞り
量を大きくして方向切換弁4の下流側圧力を低下させて
差圧を規定値に戻そうとする。さらに、上記上昇した負
荷圧はレギユレータ2に導入され、これによりレギユレ
ータ2は油圧ポンプ1の吐出流量を増加させるように駆
動され、このため、方向切換弁4の上流側圧力は増加
し、その差圧は規定値に戻る。即ち、外部負荷等の何等
かの理由で負荷圧が上昇しても、方向切換弁4の差圧は
規定値に維持され、旋回モータ3には負荷圧の増加にも
かかわらず、旋回レバーの操作量に応じた流量が供給さ
れる。負荷圧が減少した場合の動作は上記動作と逆にな
り、同様に旋回レバーの操作量に応じた流量が供給され
ることになる。
Now, in the above state, if the load pressure increases due to an external load or the like, the downstream pressure of the directional control valve 4 increases, so that the differential pressure decreases. At the same time pressure controller 5
The increased pressure in the pressure receiving surface 5a 1, the pressure controller 5 tries to return to the specified value a differential pressure by reducing the downstream pressure of the directional control valve 4 to increase the throttle amount. Further, the increased load pressure is introduced into the regulator 2, whereby the regulator 2 is driven so as to increase the discharge flow rate of the hydraulic pump 1, so that the upstream pressure of the directional control valve 4 increases, and the differential pressure increases. The pressure returns to the specified value. That is, even if the load pressure rises for some reason such as an external load, the differential pressure of the directional control valve 4 is maintained at the specified value, and the swing motor 3 operates the swing lever despite the increase in the load pressure. A flow rate according to the operation amount is supplied. The operation when the load pressure decreases is the reverse of the above operation, and similarly, a flow rate corresponding to the operation amount of the turning lever is supplied.
結局、旋回モータ3の駆動では、リリーフ弁6aが作動
しない通常状態において、方向切換弁4の差圧を一定と
するロードセンシングシステムが作用し、優れた速度制
御を行なうことができる。ブームの駆動動作もこれに準
じる。
As a result, when the swing motor 3 is driven, in a normal state in which the relief valve 6a does not operate, the load sensing system that keeps the differential pressure of the direction switching valve 4 operates, and excellent speed control can be performed. The driving operation of the boom follows this.
さらに、旋回モータ3とブームシリンダ13を同時に駆
動させる複合操作の場合の動作を説明する。旋回レバー
とブームレバーを同時に操作すると、その操作量に応じ
た絞りをもつて方向切換弁4,14が開き、旋回モータ3お
よびブームシリンダ13に圧油が供給され、これにより各
方向切換弁4,14の両側間には所定の差圧が生じる。これ
ら差圧は上記旋回モータ3の動作におけると同様に最終
的には一定に保持される。ところで、油圧回路におい
て、共通の油圧ポンプから圧油が供給される複数の負荷
に対して複合操作を行なつた場合、何等の手当てもも講
じなければ、圧油は軽負荷の方へ供給されて重い負荷の
駆動が困難になる現象が知られている。しかしながら、
本油圧回路では圧力制御器5,15はそのいずれも第2の受
圧面5a2に最大負荷圧が加えられ、これに応じて等しく
絞られているので上記現象を防止することができる。
Further, an operation in the case of a combined operation of simultaneously driving the swing motor 3 and the boom cylinder 13 will be described. When the swing lever and the boom lever are operated at the same time, the direction switching valves 4 and 14 are opened with the throttles corresponding to the amounts of operation, and pressurized oil is supplied to the swing motor 3 and the boom cylinder 13. , 14 has a predetermined pressure difference between both sides. These differential pressures are finally kept constant as in the operation of the swing motor 3. By the way, in a hydraulic circuit, when a combined operation is performed on a plurality of loads to which the pressure oil is supplied from a common hydraulic pump, the pressure oil is supplied to the light load without any care. It is known that a heavy load becomes difficult to drive. However,
Pressure controller 5 and 15 in the present hydraulic circuit that both the maximum load pressure is applied to the second pressure receiving surface 5a 2, the phenomenon because it is restricted equal can be prevented accordingly.
ここで、ロードセンシングシステムを用いた油圧シヨ
ベルの他の油圧回路の一部の油圧回路図を第7図に示
す。第7図で、第6図に示す部分と同一又は等価な部分
には同一符号を付して説明を省略する。このロードセン
シングシステムは、さきのロードセンシングシステムの
圧力制御器5,15に代えて方向切換弁4,14の上流側に圧力
補償弁5′,15′を設ける点でのみ異なり、他の構成は
さきのロードセンシングシステムと同じである。圧力補
償弁5′,15′の一方側には、油圧ポンプ1の吐出圧力
および自己の属する油圧アクチユエータの負荷圧が導入
され、かつ、他方側には最大負荷圧検出管路10からの最
大負荷圧および自己の吐出圧力が導入される。
Here, a hydraulic circuit diagram of a part of another hydraulic circuit of the hydraulic shovel using the load sensing system is shown in FIG. In FIG. 7, parts that are the same as or equivalent to the parts shown in FIG. 6 are given the same reference numerals, and descriptions thereof will be omitted. This load sensing system is different only in that pressure compensating valves 5 'and 15' are provided upstream of the directional control valves 4 and 14 in place of the pressure controllers 5 and 15 of the previous load sensing system. It is the same as the previous load sensing system. The discharge pressure of the hydraulic pump 1 and the load pressure of the hydraulic actuator to which it belongs belong to one side of the pressure compensating valves 5 ', 15', and the other side receives the maximum load from the maximum load pressure detecting line 10. Pressure and its own discharge pressure are introduced.
この油圧回路の動作はさきの油圧回路の動作と同じで
ある。ただし、圧力制御器5,15が方向切換弁4,14の下流
側の圧力を規定するものであるのに対し、圧力補償弁
5′,15′は上流側の圧力を規定する点で相違するが、
複合操作時の圧油の配分の機能は、両者同じである。
The operation of this hydraulic circuit is the same as the operation of the previous hydraulic circuit. However, the pressure controllers 5 and 15 define the pressure on the downstream side of the directional control valves 4 and 14, whereas the pressure compensating valves 5 ′ and 15 ′ define the pressure on the upstream side. But,
The function of pressure oil distribution during combined operation is the same for both.
〔発明が解決しようとする課題〕[Problems to be solved by the invention]
一般に、作業機械にあつては、油圧アクチユエータの
駆動速度を大きく低下させて作業を行なう場合がある。
例えば、油圧シヨベルでは、地面を薄ぐ剥ぐ作業、地な
らし作業、法面を作る作業等(以下、微操作作業と総称
する)がこれに相当する。このように作業を行なう場
合、油圧アクチユエータの操作レバーの操作量に対して
油圧アクチユエータへの供給流量の変化が少ない方が作
業を容易に行なうことができるのは明らかである。第8
図は操作レバーのレバー操作量に対する供給流量の特性
図であり、横軸にレバー操作量、縦軸に供給流量ががと
つてある。通常の作業においては、供給流量は実際に示
す特性を有するが、微操作作業においては破線に示す特
性を有することが望ましい。
In general, in the case of a working machine, there are cases where the work is performed while the drive speed of the hydraulic actuator is greatly reduced.
For example, in the case of a hydraulic shovel, a work for thinning the ground, a work for leveling, a work for making a slope, etc. (hereinafter collectively referred to as a fine operation work) correspond to this. When performing the work in this manner, it is clear that the work can be performed more easily when the change in the flow rate supplied to the hydraulic actuator is smaller than the operation amount of the operation lever of the hydraulic actuator. 8th
The figure is a characteristic diagram of the supply flow rate with respect to the lever operation amount of the operation lever. The horizontal axis represents the lever operation amount, and the vertical axis represents the supply flow rate. In a normal operation, the supply flow rate has a characteristic actually shown, but in a fine operation operation, it is desirable to have a characteristic shown by a broken line.
ところで、ロードセンシングシステムが使用されない
油圧回路における微操作作業においては、上記第9図の
破線に示す特性は原動機の回転数を低下させることによ
り得られ、これによりオペレータは容易に微操作作業を
行なうことができた。しかしながら、ロードセンシング
システムを使用する油圧回路においては、方向切換弁4,
14の差圧を一定に維持する制御が行なわれるので、原動
機の回転数を低下させても、操作レバーの操作量に応じ
て供給流量が決定され、第8図に破線で示す望ましい特
性を得ることができず、このため、操作レバーによる油
圧アクチユエータの低速制御が困難となり、ひいては微
操作作業の実施が困難であるという問題があつた。
By the way, in the fine operation work in the hydraulic circuit in which the load sensing system is not used, the characteristic shown by the broken line in FIG. 9 is obtained by lowering the rotation speed of the prime mover, whereby the operator easily performs the fine operation work. I was able to. However, in a hydraulic circuit using a load sensing system, the direction switching valve 4,
Since the control for keeping the differential pressure at 14 constant is performed, the supply flow rate is determined in accordance with the operation amount of the operation lever even when the rotation speed of the prime mover is reduced, and the desired characteristics shown by the broken line in FIG. 8 are obtained. Therefore, it is difficult to control the hydraulic actuator at a low speed by the operation lever, and it is difficult to perform a fine operation work.
本発明の目的は、上記従来技術の課題を解決し、ロー
ドセンシングシステムを使用していても、微操作作業を
容易に実施することができる作業機械の油圧回路を提供
するにある。
SUMMARY OF THE INVENTION An object of the present invention is to solve the above-mentioned problems of the related art, and to provide a hydraulic circuit of a working machine that can easily perform a fine operation even when a load sensing system is used.
〔課題を解決するための手段〕[Means for solving the problem]
上記の目的を達成するため、本発明は、油圧ポンプ
と、この油圧ポンプを制御するレギユレータと、前記油
圧ポンプの圧油により駆動される油圧アクチユエータ
と、この油圧アクチユエータを制御する方向切換弁と、
この方向切換弁の上流側および下流側間の差圧を油圧ポ
ンプの供給圧力とアクチユエータの負荷圧力の差圧に応
じて規定する圧力調整器とを備え、前記ポンプ供給圧力
とアクチユエータの負荷圧力との差圧が規定値を維持す
るように前記レギユレータを制御する作業機械の油圧回
路において、レギユレータに作用する前記差圧が前記規
定値より大きい値になるように前記レギユレータに導入
する負荷圧力を任意に調整する制御圧力調整手段を設け
たことを特徴とする。
To achieve the above object, the present invention provides a hydraulic pump, a regulator for controlling the hydraulic pump, a hydraulic actuator driven by pressure oil of the hydraulic pump, and a directional control valve for controlling the hydraulic actuator.
A pressure regulator that regulates the differential pressure between the upstream side and the downstream side of the direction switching valve in accordance with the pressure difference between the supply pressure of the hydraulic pump and the load pressure of the actuator, and the pump supply pressure and the load pressure of the actuator. In a hydraulic circuit of a work machine that controls the regulator so that the differential pressure of the regulator maintains a specified value, the load pressure introduced into the regulator may be set so that the differential pressure acting on the regulator becomes larger than the specified value. The control pressure adjusting means for adjusting the pressure is provided.
〔作 用〕(Operation)
通常の作業時、制御圧力調整手段は操作されず、方向
切換弁における差圧が所定の値(規定値)になるような
制御が実施される。一方、微操作作業時には制御圧力調
整手段が操作され、レギユレータには操作された制御圧
力調整手段からの調整された圧力が加えられる。これに
より、レギユレータは油圧ポンプを、方向切換弁におけ
る差圧がその規定値より低くなるように制御する。この
結果、操作レバーの操作量に対する方向切換弁を通る供
給流量は低下し、微操作作業を容易に実施することが可
能となる。
During normal work, the control pressure adjusting means is not operated, and control is performed such that the differential pressure at the direction switching valve becomes a predetermined value (prescribed value). On the other hand, at the time of fine operation, the control pressure adjusting means is operated, and the regulated pressure from the operated control pressure adjusting means is applied to the regulator. Thereby, the regulator controls the hydraulic pump such that the differential pressure at the directional control valve becomes lower than the specified value. As a result, the supply flow rate through the directional control valve with respect to the operation amount of the operation lever is reduced, and it becomes possible to easily perform the fine operation.
〔実施例〕〔Example〕
以下、本発明を図示の実施例に基づいて説明する。 Hereinafter, the present invention will be described with reference to the illustrated embodiments.
第1図は本発明の第1の実施例に係る油圧シヨベルの
油圧回路の一部の回路図である。図で、第6図に示す部
分と同一部分には同一符号を付して説明を省略する。20
はレギユレータ2に接続される最大負荷圧検出管路10に
介在せしめられた減圧弁、21は減圧弁20の調節ばねであ
る。調節ばね21側には減圧弁20の出力圧力(指令圧力)
PSが加えられ、その反対側には最大負荷圧PL.MAXが加
えられている。
FIG. 1 is a circuit diagram of a part of a hydraulic circuit of a hydraulic shovel according to a first embodiment of the present invention. In the figure, the same parts as those shown in FIG. 6 are denoted by the same reference numerals, and description thereof will be omitted. 20
Is a pressure reducing valve interposed in the maximum load pressure detecting line 10 connected to the regulator 2, and 21 is an adjusting spring of the pressure reducing valve 20. Output pressure of the pressure reducing valve 20 (command pressure) on the adjustment spring 21 side
P S is applied, and the opposite side is applied with the maximum load pressure P L.MAX .
次に、本実施例の動作を説明する。通常作業時におい
ては、調節ばね21のばね力Fは0又は0に近い値とされ
る。これにより、最大負荷圧検出管路10に最大負荷圧P
L.MAXが発生すると減圧弁20の出力側の圧力もほぼ値P
L.MAXとなり、この圧力がレギュレータに加えられる。
これは、第6図に示す従来の油圧回路と同様の作動態様
であり、方向切換弁の上流側および下流側間の差圧を規
定値(これをΔPとする)に維持する制御が行なわれる
こととなる。
Next, the operation of this embodiment will be described. During normal operation, the spring force F of the adjustment spring 21 is set to 0 or a value close to 0. As a result, the maximum load pressure P
When L.MAX occurs, the pressure on the output side of the pressure reducing valve 20 is almost equal to the value P.
L.MAX and this pressure is applied to the regulator.
This is an operation mode similar to that of the conventional hydraulic circuit shown in FIG. 6, in which control is performed to maintain the pressure difference between the upstream side and the downstream side of the directional control valve at a specified value (this is ΔP). It will be.
一方、微操作作業時においては、調節ばね21のばね力
を調節し、指令圧力PSが最大負荷圧PL.MAXおよび差圧
の規定値ΔPに対して次の関係となるようにする。
On the other hand, at the time the fine operation work, to adjust the spring force of the adjusting spring 21, the command pressure P S is set to be the following relation with respect to the maximum load pressure P L.MAX and differential pressure of the specified value [Delta] P.
L.MAX−ΔP<PS≦PL.MAX ……(1) この(1)式中、PL.MAX−ΔP<PSについて以下に
説明する。今、油圧ポンプ1からの供給圧をPPとする
と、差圧の規定値ΔPは次式で表わされる。
P L.MAX -ΔP <P S ≦ P L.MAX ...... (1) is described in equation (1), below P L.MAX -ΔP <P S. Now, when the supply pressure from the hydraulic pump 1 and P P, the specified value ΔP of the differential pressure is expressed by the following equation.
ΔP=PP−PS ……(2) したがつて、供給圧PPは PP=PS+ΔP ……(3) である。ところで、油圧アクチユエータを駆動させるた
めの条件はPP>PL.MAXであるから、(3)式を用いて
これを表わすと PS+ΔP>PL.MAX ……(4) となり、この(4)式から上記(1)式の PL.MAX−ΔP<PS ……(5) となる。即ち、操作すべき1つ又は複数の油圧アクチユ
エータを駆動させるには、減圧弁20からの指令圧力PS
(5)式を満足する値でなければならない。
ΔP = P P −P S (2) Accordingly, the supply pressure P P is P P = P S + ΔP (3). By the way, since the condition for driving the hydraulic actuator is P P > P L.MAX , if this is expressed using the equation (3), P S + ΔP> P L.MAX (4) 4) the above equation (1) P L.MAX -ΔP <P S ...... from the equation becomes (5). That, in order to drive one or more hydraulic actuators to be operated, command pressure P S from the pressure reducing valve 20 must be a value satisfying the expression (5).
ところで、減圧弁20には、一方に最大負荷圧PL.MAX
が、又、他方に指令圧力PSおよびばね力Fが加えられて
いるので、そのつり合いの式は次式となる。
By the way, the pressure reducing valve 20 has a maximum load pressure P L.MAX on one side.
However, since the command pressure P S and the spring force F are applied to the other, the balance equation is as follows.
L.MAX=PS+F ……(6) したがつて、指令圧力Psは PS=PL.MAX−F ……(7) となる。そこで、ばね力Fを、0≦F<ΔPに選択すれ
ば(1)式を満足することがでいる。なお、F=0を選
択した場合が上記通常作業時に相当する。
P L.MAX = P S + F (6) Accordingly, the command pressure P s becomes P S = P L.MAX -F (7). Therefore, if the spring force F is selected so that 0 ≦ F <ΔP, the expression (1) can be satisfied. Note that the case where F = 0 is selected corresponds to the above-described normal operation.
微操作作業においては、調節ばね21のばね力Fを適宜
選択することにより、一定に維持すべき差圧を減少させ
る。今、調節ばね21を適宜選択することにより、指令圧
力PSとして次式の圧力を得たとする。
In the fine operation, the differential pressure to be kept constant is reduced by appropriately selecting the spring force F of the adjusting spring 21. Now, by selecting an adjustment spring 21 as appropriate, and to obtain a pressure in the following equation as a command pressure P S.
PS=PL.MAX−ΔP/2 ……(8) そうすると、供給圧PPは PP=PS+ΔP=PL.MAX+ΔP/2 …(9) となる。したがつて、この場合の差圧は PP−PL.MAX=ΔP/2 ……(10) となる。即ち、この場合の差圧は規定値の1/2に減少す
ることとなる。換言すれば、減圧弁20の調節ばね21のば
ね力を適宜選択することにより、方向切換弁の差圧の規
定値を小さな値に変更することができる。このように、
差圧を小さな値とすることにより、油圧アクチユエータ
のレバーの操作量が通常作業時と同一であつても、油圧
アクチユエータに供給される圧油の供給量は低下し、第
8図に破線で示す特性を得ることができる。
P S = P L.MAX −ΔP / 2 (8) Then, the supply pressure P P becomes P P = P S + ΔP = P L.MAX + ΔP / 2 (9). Therefore, the differential pressure in this case is P P -P L.MAX = ΔP / 2 (10). That is, the differential pressure in this case is reduced to half of the specified value. In other words, by appropriately selecting the spring force of the adjusting spring 21 of the pressure reducing valve 20, the prescribed value of the differential pressure of the direction switching valve can be changed to a small value. in this way,
By setting the differential pressure to a small value, even if the operation amount of the lever of the hydraulic actuator is the same as that during the normal operation, the supply amount of the pressure oil supplied to the hydraulic actuator is reduced, and is indicated by a broken line in FIG. Properties can be obtained.
上記のように、本実施例では、微操作作業時に最大負
荷圧検出管路に挿入された減圧弁によりレギユレータへ
の指令圧力を低下せしめるようにしたので、操作レバー
の操作量に対する油圧アクチユエータへの圧油の供給流
量を低下させることができ、ひいては微操作作業を容易
に実施することができる。
As described above, in the present embodiment, the command pressure to the regulator is reduced by the pressure reducing valve inserted into the maximum load pressure detection line during the fine operation work, so that the hydraulic actuator is operated with respect to the operation amount of the operation lever. The supply flow rate of the pressurized oil can be reduced, and fine operation can be easily performed.
第2図は本発明の第2の実施例に係る油圧シヨベルの
油圧回路の一部の回路図である。図で、第7図に示す部
分と同一部分には同一符号を付して説明を省略する。23
は減圧弁、24は減圧弁23の調節ばねである。減圧弁23お
よび調節ばね24はそれぞれさきの実施例の減圧弁20、調
節ばね21に相当する。本実施例の動作はさきの実施例の
動作に準じ、又、その効果はさきの実施例の効果と同じ
である。
FIG. 2 is a circuit diagram of a part of a hydraulic circuit of a hydraulic shovel according to a second embodiment of the present invention. In the figure, the same parts as those shown in FIG. twenty three
Is a pressure reducing valve, and 24 is an adjusting spring of the pressure reducing valve 23. The pressure reducing valve 23 and the adjusting spring 24 correspond to the pressure reducing valve 20 and the adjusting spring 21 in the above embodiment, respectively. The operation of this embodiment is similar to the operation of the previous embodiment, and the effect is the same as that of the previous embodiment.
第3図は本発明の第3の実施例に係る油圧シヨベルの
油圧回路の一部の回路図である。図で、第1図に示す部
分と同一部分には同一符号が付してある。なお、レギユ
レータ2の詳細図示は省略され単にブロツクで図示され
ている(以下、第4図および第5図において同じ)。こ
の図では、油圧アクチユエータ、方向切換弁、圧力制御
器等の図示は省略されている。Eは油圧ポンプ1を駆動
する原動機、EGは原動機Eのガバナレバー、ELはガバナ
レバーEGを操作する原動機レバー、ERはガバナレバーEG
と原動機レバーELとを連結するロツドである。26は最大
負荷圧検出管路10に挿入された減圧弁、27はその調節ば
ねである。調節ばね27はロツドERと連結されており、ロ
ツドEPの移行に応じてそのばね力が変化せしめられる。
本実施例の構成は、調節ばね27がロツドERに連結されて
いる部分を除き、第1の実施例の構成と同じである。
FIG. 3 is a circuit diagram of a part of a hydraulic circuit of a hydraulic shovel according to a third embodiment of the present invention. In the figure, the same parts as those shown in FIG. 1 are denoted by the same reference numerals. It should be noted that the detailed illustration of the regulator 2 is omitted and is simply shown by a block (hereinafter the same in FIGS. 4 and 5). In this figure, illustrations of a hydraulic actuator, a direction switching valve, a pressure controller, and the like are omitted. E is a prime mover for driving the hydraulic pump 1, E G is the prime mover E governor lever, E L is the prime mover lever for operating the governor lever E G, E R is the governor lever E G
As a rod that connects the prime mover lever E L. 26 is a pressure reducing valve inserted into the maximum load pressure detecting line 10, and 27 is an adjusting spring thereof. Adjusting spring 27 is connected to the rod E R, the spring force is caused to vary in accordance with the shift rod E P.
Structure of this embodiment, except for the portion where adjusting spring 27 is coupled to the rod E R, is the same as the configuration of the first embodiment.
次に、本実施例の動作を説明する。大きな駆動速度が
要求される通常作業時、原動機レバーELは原動機Eの回
転数を大にする位置に操作される。この操作により、調
節ばね27のばね力は0又は0に近い値となり、レギュレ
ータ2には最大負荷圧が加えられる。したがつて、この
場合、差圧を規定値に維持する制御が行なわれる。これ
に対して微操作作業時には、原動機レバーELは原動機E
の回転数を低下させる位置に操作される。この操作によ
り、調節ばね27のばね力は適宜な値となり、このばね力
により定まる上記(1)式を満足する指令圧力がレギユ
レータ2に加えられる。したがつて、この場合、差圧を
規定値より小さな値に維持する制御が行なわれ、供給流
量は減少する。本実施例もさきの各実施例と同じ効果を
奏する。
Next, the operation of this embodiment will be described. During normal work requiring a high drive speed, the prime mover lever EL is operated to a position where the rotational speed of the prime mover E is increased. By this operation, the spring force of the adjustment spring 27 becomes zero or a value close to zero, and the maximum load pressure is applied to the regulator 2. Therefore, in this case, control for maintaining the differential pressure at the specified value is performed. On the other hand, during the fine operation, the prime mover lever E L
Is operated to a position where the rotational speed of the motor is reduced. By this operation, the spring force of the adjustment spring 27 becomes an appropriate value, and a command pressure satisfying the above equation (1) determined by the spring force is applied to the regulator 2. Therefore, in this case, control for maintaining the differential pressure at a value smaller than the specified value is performed, and the supply flow rate is reduced. This embodiment also provides the same effects as the previous embodiments.
第4図は本発明の第4の実施例に係る油圧シヨベルの
油圧回路の一部の回路図である。図で、第3図に示す部
分と同一部分には同一符号を付して説明を省略する。30
は原動機Eにより油圧ポンプ1とともに駆動されるパイ
ロツトポンプ、31はパイロツト管路の最高圧力を規定す
るリリーフ弁、32は減圧弁、33は減圧弁32の一方端のパ
イロツトポート、34はパイロツトポート33に至るパイロ
ツト管路に挿入された電磁比例弁である。35は原動機レ
バーELの操作位置を検出し当該操作位置に応じた電気信
号を出力するレバー位置検出器である。36はレバー位置
検出器35の信号に基づいて電磁比例弁34を制御するコン
トローラである。なお、減圧弁32は第1、第3の実施例
における減圧弁20、26が調節ばね21、27により調整され
るのに対してパイロツト圧により調整される点でのみ異
なる。
FIG. 4 is a circuit diagram of a part of a hydraulic circuit of a hydraulic shovel according to a fourth embodiment of the present invention. In the figure, the same parts as those shown in FIG. 30
Is a pilot pump driven by the prime mover E together with the hydraulic pump 1, 31 is a relief valve for regulating the maximum pressure of the pilot line, 32 is a pressure reducing valve, 33 is a pilot port at one end of the pressure reducing valve 32, and 34 is a pilot port 33. This is an electromagnetic proportional valve inserted in the pilot line leading to. 35 is a lever position detector for outputting an electrical signal corresponding to the detected the operating position an operating position of the prime mover lever E L. A controller 36 controls the electromagnetic proportional valve 34 based on the signal of the lever position detector 35. The pressure reducing valve 32 is different from the first and third embodiments only in that the pressure reducing valves 20, 26 are adjusted by the adjusting springs 21, 27, whereas they are adjusted by the pilot pressure.
次に、本実施例の動作を説明する。通常作業時、原動
機レバーELは高速位置に操作され、レバー位置検出器35
からはこれに応じた信号が出力される。コントローラ36
はこの信号により原動機レバーELが高速位置にあると判
断し、パイロツトポート33に加えられるパイロツト圧が
0又は0に近い値になるように電磁比例弁34を制御す
る。これにより、差圧を規定値に維持する制御が行なわ
れる。微操作作業時には、原動機レバーELは低速位置に
操作され、コントローラ36はレバー位置検出器35の出力
信号によりこれを判断し、電磁比例弁34を制御してパイ
ロツトポート33に加えられるパイロツト圧をある定めら
れた適宜の値又は原動機レバー位置に応じた値とする。
これにより、レギユレータ2への指令圧力は、上記
(1)式に示すように、値PL.MAXより小さく、値(P
L.MAX−ΔP)より大きい範囲内のある定められた圧力
または原動機レバーELの位置に応じた圧力に低下せしめ
られ、この結果、差圧を規定値より小さな値に維持する
制御が行なわれる。本実施例もさきの各実施例と同じ効
果を奏する。
Next, the operation of this embodiment will be described. During normal operation, the prime mover lever EL is operated to the high speed position, and the lever position detector 35
Outputs a signal corresponding to this. Controller 36
Motor lever E L is determined to be in the high speed position, controls the electromagnetic proportional valve 34 as pilot pressure applied to the pilot port 33 becomes a value close to 0 or 0 by the signal. Thereby, control for maintaining the differential pressure at the specified value is performed. During fine operation work, the prime mover lever E L is operated in the low speed position, the controller 36 determines this by the output signal of the lever position detector 35, the pilot pressure applied to the pilot port 33 by controlling the solenoid proportional valve 34 The value shall be a predetermined appropriate value or a value corresponding to the motor lever position.
As a result, the command pressure to the regulator 2 is smaller than the value P L.MAX and is smaller than the value (P
L.MAX -ΔP) is caused to drop to a pressure corresponding to a defined position of the pressure or the prime mover lever E L within a larger range, as a result, control for maintaining the value smaller than the specified value a differential pressure is carried out . This embodiment also provides the same effects as the previous embodiments.
第5図は本発明の第5の実施例に係る油圧シヨベルの
油圧回路の一部の回路図である。図で、第1図および第
4図に示す部分と同一部分には同一符号を付して説明を
省略する。37はシヤトル弁8で選択された最大負荷圧を
これに比例した電気信号として出力する最大負荷圧検出
器、38はレバー位置検出器35および最大負荷圧検出器37
の信号を入力して所定の演算、制御を行なうコントロー
ラ、39は油圧ポンプ1の吐出側管路とレギユレータ2と
の間に挿入された電磁弁である。電磁弁39はコントロー
ラ38により制御される。
FIG. 5 is a circuit diagram of a part of a hydraulic circuit of a hydraulic shovel according to a fifth embodiment of the present invention. In the figure, the same portions as those shown in FIGS. 1 and 4 are denoted by the same reference numerals, and description thereof will be omitted. 37 is a maximum load pressure detector which outputs the maximum load pressure selected by the shuttle valve 8 as an electric signal proportional thereto, and 38 is a lever position detector 35 and a maximum load pressure detector 37.
Is a controller for performing predetermined calculation and control by inputting the signal of the above. 39 is an electromagnetic valve inserted between the discharge side pipeline of the hydraulic pump 1 and the regulator 2. The solenoid valve 39 is controlled by the controller 38.
次に、本実施例の動作を説明する。通常作業時、コン
トローラ38はさきの第4の実施例と同じくレバー位置検
出器35の出力信号により原動機レバーELが高速位置に操
作されていることを判断するとともに、最大負荷圧検出
器37の出力信号により最大負荷圧をとり込む。そして、
電磁弁39を制御して油圧ポンプ1の吐出圧力を最大負荷
圧まで減圧する。この最大負荷圧はレギユレータ2に加
えられる。これにより、差圧が規定値に維持される通常
の制御が行なわれる。
Next, the operation of this embodiment will be described. During normal operation, with the prime mover lever E L it is determined that it is operated in the high speed position by the output signal of the controller 38 the fourth embodiment and the same lever position detector 35 for Hasaki, the maximum load pressure detector 37 The maximum load pressure is captured by the output signal. And
By controlling the solenoid valve 39, the discharge pressure of the hydraulic pump 1 is reduced to the maximum load pressure. This maximum load pressure is applied to the regulator 2. As a result, normal control for maintaining the differential pressure at the specified value is performed.
一方、微操作作業時には、コントローラ38はさきの第
4の実施例と同じくレバー位置検出器35の出力信号によ
り原動機レバーELが低速位置に操作されていることを判
断する。このように判断されたとき、コントローラ38は
電磁弁39を制御して、油圧ポンプ1の吐出圧を上記
(1)式に示すように、値PL.MAXより小さく、値(P
L.MAX−ΔP)より大きい範囲内のある定められた圧力
又は原動機レバーELの位置に応じた圧力に減圧する。こ
の減圧された圧力はレギユレータ2に加えられ、これに
より、差圧を規定値より小さなある値に維持する制御が
行なわれる。本実施例の効果も、さきの各実施例の効果
と同じである。
On the other hand, during the fine operation tasks, it determines that the motor lever E L is operated to the low speed position by the output signal of the controller 38 the fourth embodiment and the same lever position detector 35 of Hasaki. When the determination is made in this way, the controller 38 controls the solenoid valve 39 so that the discharge pressure of the hydraulic pump 1 is smaller than the value P L.MAX and is smaller than the value (P
L.MAX -ΔP) depressurizing the pressure corresponding to a defined position of the pressure or the prime mover lever E L within a larger range. The reduced pressure is applied to the regulator 2 to control the differential pressure to be maintained at a certain value smaller than a specified value. The effect of this embodiment is the same as the effect of each embodiment described above.
なお、上記各実施例の説明では、油圧シヨベルの油圧
回路を例示して説明したが、これに限ることはなく、他
の作業機械の油圧回路に適用可能であるのは明らかであ
る。
In the above embodiments, the hydraulic circuit of the hydraulic shovel has been described as an example. However, the present invention is not limited to this, and it is apparent that the present invention is applicable to hydraulic circuits of other work machines.
〔発明の効果〕〔The invention's effect〕
以上述べたように、本発明では、制御圧力調整手段に
よりレギュレータに方向切換弁の差圧を減少させるよう
な指令圧力を加えることができる構成としたので、微操
作作業時に油圧アクチユエータの操作レバーの操作量に
対する供給流量を減少せしめることができ、ロードセン
シングシステムを採用していても微操作作業を容易に実
施することができる。
As described above, in the present invention, the control pressure adjusting means can apply a command pressure to the regulator so as to reduce the differential pressure of the directional control valve. The supply flow rate with respect to the operation amount can be reduced, and the fine operation can be easily performed even when the load sensing system is employed.
【図面の簡単な説明】[Brief description of the drawings]
第1図、第2図、第3図、第4図、第5図はそれぞれ本
発明の第1、第2、第3、第4、第5の実施例に係る油
圧シヨベルの油圧回路の一部の回路図、第6図および第
7図は従来の油圧シヨベルの油圧回路の一部の回路図、
第8図はレバー操作量に対する供給流量の特性図であ
る。 1……油圧ポンプ、2……レギユレータ、3……旋回モ
ータ、4,14……方向切換弁、5,15……圧力制御器、
5′,15′……圧力補償弁、8……シヤトル弁、10……
最大負荷圧検出管路、13……ブームシリンダ、20,23,2
6,32……減圧弁、34……電磁比例弁、35……レバー位置
検出、36,38……コントローラ、39……電磁弁、E……
原動機、EL……原動機レバー
FIGS. 1, 2, 3, 4, and 5 show one example of a hydraulic circuit of a hydraulic shovel according to first, second, third, fourth, and fifth embodiments of the present invention, respectively. FIG. 6 and FIG. 7 are circuit diagrams of a part of a hydraulic circuit of a conventional hydraulic shovel,
FIG. 8 is a characteristic diagram of the supply flow rate with respect to the lever operation amount. 1 ... Hydraulic pump, 2 ... Regulator, 3 ... Slewing motor, 4,14 ... Directional switching valve, 5,15 ... Pressure controller,
5 ', 15': pressure compensation valve, 8: shuttle valve, 10 ...
Maximum load pressure detection line, 13 …… Boom cylinder, 20,23,2
6, 32 ... pressure reducing valve, 34 ... electromagnetic proportional valve, 35 ... lever position detection, 36, 38 ... controller, 39 ... electromagnetic valve, E ...
Motor, E L … Motor lever

Claims (8)

    (57)【特許請求の範囲】(57) [Claims]
  1. 【請求項1】油圧ポンプと、この油圧ポンプを制御する
    レギユレータと、前記油圧ポンプの圧油により駆動され
    る油圧アクチユエータと、この油圧アクチユエータを制
    御する方向切換弁と、この方向切換弁の上流側および下
    流側間の差圧を油圧ポンプの供給圧力とアクチユエータ
    の負荷圧力の差圧に応じて規定する圧力調整器とを備
    え、前記ポンプ供給圧力と、アクチユエータの負荷圧力
    との差圧が規定値を維持するように前記レギユレータを
    制御する作業機械の油圧回路において、前記レギユレー
    タに作用する前記差圧が前記規定値より大きい値になる
    ように前記レギユレータに導入する負荷圧力を任意に調
    整する制御圧力調整手段を設けたことを特徴とする作業
    機械の油圧回路
    1. A hydraulic pump, a regulator for controlling the hydraulic pump, a hydraulic actuator driven by pressure oil of the hydraulic pump, a directional control valve for controlling the hydraulic actuator, and an upstream side of the directional control valve. And a pressure regulator that regulates the differential pressure between the downstream side and the supply pressure of the hydraulic pump and the load pressure of the actuator, wherein the pressure difference between the pump supply pressure and the load pressure of the actuator is a specified value. In the hydraulic circuit of the work machine controlling the regulator to maintain the control pressure, the control pressure for arbitrarily adjusting the load pressure introduced to the regulator so that the differential pressure acting on the regulator becomes larger than the specified value. Hydraulic circuit of a working machine, characterized by having an adjusting means
  2. 【請求項2】請求項(1)において、前記圧力調整器
    は、前記方向切換弁の上流側に介在する圧力補償弁であ
    ることを特徴とする作業機械の油圧回路
    2. A hydraulic circuit for a working machine according to claim 1, wherein said pressure regulator is a pressure compensating valve interposed upstream of said direction switching valve.
  3. 【請求項3】請求項(1)において、前記圧力調整器
    は、前記方向切換弁の下流側に介在する圧力制御器であ
    ることを特徴とする作業機械の油圧回路
    3. A hydraulic circuit for a working machine according to claim 1, wherein said pressure regulator is a pressure controller interposed downstream of said directional control valve.
  4. 【請求項4】請求項(1)において、前記制御圧力調整
    手段は、前記油圧アクチユエータの最大負荷圧を減圧し
    て出力する弁装置であることを特徴とする作業機械の油
    圧回路
    4. A hydraulic circuit for a working machine according to claim 1, wherein said control pressure adjusting means is a valve device for reducing and outputting a maximum load pressure of said hydraulic actuator.
  5. 【請求項5】請求項(4)において、前記弁装置は、こ
    の弁装置の開閉を調節する調節手段を備えていることを
    特徴とする作業機械の油圧回路
    5. A hydraulic circuit for a working machine according to claim 4, wherein said valve device comprises an adjusting means for adjusting the opening and closing of said valve device.
  6. 【請求項6】請求項(5)において、前記調節手段は、
    前記油圧ポンプを駆動する原動機の回転数指令手段の操
    作に連動して操作される調節ばねであることを特徴とす
    る作業機械の油圧回路
    6. An apparatus according to claim 5, wherein said adjusting means comprises:
    A hydraulic circuit for a working machine, wherein the hydraulic circuit is an adjusting spring that is operated in conjunction with the operation of a rotation speed command means of a prime mover that drives the hydraulic pump.
  7. 【請求項7】請求項(5)において、前記調節手段は、
    前記油圧ポンプを駆動する原動機の回転数指令手段の操
    作に応じて駆動される電磁比例弁およびこの電磁比例弁
    から出力されるパイロツト圧を導入するパイロツトポー
    トより成ることを特徴とする作業機械の油圧回路
    7. The method according to claim 5, wherein the adjusting means comprises:
    A hydraulic pressure for a working machine, comprising: an electromagnetic proportional valve driven in response to operation of a rotation speed command means of a prime mover for driving the hydraulic pump; and a pilot port for introducing a pilot pressure output from the electromagnetic proportional valve. circuit
  8. 【請求項8】請求項(1)において、前記制御圧力調整
    手段は、前記油圧ポンプを駆動する原動機の回転速度お
    よび前記油圧アクチユエータの最大負荷圧に基づいて前
    記油圧ポンプの吐出圧力を減圧する電磁弁であることを
    特徴とする作業機械の油圧回路
    8. The control pressure adjusting means according to claim 1, wherein said control pressure adjusting means reduces the discharge pressure of said hydraulic pump based on a rotation speed of a motor driving said hydraulic pump and a maximum load pressure of said hydraulic actuator. Hydraulic circuit for working machine, characterized by being a valve
JP1038326A 1989-02-20 1989-02-20 Hydraulic circuit of work machine Expired - Fee Related JP2721384B2 (en)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP1038326A JP2721384B2 (en) 1989-02-20 1989-02-20 Hydraulic circuit of work machine

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP1038326A JP2721384B2 (en) 1989-02-20 1989-02-20 Hydraulic circuit of work machine

Publications (2)

Publication Number Publication Date
JPH02217530A JPH02217530A (en) 1990-08-30
JP2721384B2 true JP2721384B2 (en) 1998-03-04

Family

ID=12522162

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
JP1038326A Expired - Fee Related JP2721384B2 (en) 1989-02-20 1989-02-20 Hydraulic circuit of work machine

Country Status (1)

Country Link
JP (1) JP2721384B2 (en)

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
KR101740925B1 (en) * 2009-11-21 2017-05-29 로베르트 보쉬 게엠베하 Hydraulic assembly comprising a variable displacement pump and a relief valve

Families Citing this family (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US5307631A (en) * 1991-01-28 1994-05-03 Hitachi Construction Machinery Co., Ltd. Hydraulic control apparatus for hydraulic construction machine
JP2568507Y2 (en) * 1991-09-27 1998-04-15 株式会社小松製作所 Fine operation mode control device for construction machinery
JP4632867B2 (en) * 2005-05-31 2011-02-23 株式会社小松製作所 Work vehicle
DE102012207422A1 (en) * 2012-05-04 2013-11-07 Robert Bosch Gmbh Hydraulic control system used for working machine e.g. mini excavators, has pressure reduction device for high load pressure, which is more adjusted in dependence of controlled volumetric flow of adjuster of the hydraulic pump

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
KR101740925B1 (en) * 2009-11-21 2017-05-29 로베르트 보쉬 게엠베하 Hydraulic assembly comprising a variable displacement pump and a relief valve

Also Published As

Publication number Publication date
JPH02217530A (en) 1990-08-30

Similar Documents

Publication Publication Date Title
US5630317A (en) Controller for hydraulic drive machine
US5873245A (en) Hydraulic drive system
US20040020082A1 (en) Hydraulic circuit of construction machinery
US6584770B2 (en) Hydraulic drive system
US5101629A (en) Hydraulic circuit system for working machine
US5839279A (en) Hydraulic actuator operation controller
JP2001323902A (en) Hydraulic driven device
EP0877168A1 (en) Hydraulic drive apparatus
JP2721384B2 (en) Hydraulic circuit of work machine
JP2651079B2 (en) Hydraulic construction machinery
US6772590B2 (en) Hydraulic driving device
JP4807888B2 (en) Control device for hydraulic drive machine
JP6789843B2 (en) Control device for hydraulic machinery
JPH10267004A (en) Fluid control method and device thereof
JPH068641B2 (en) Hydraulic circuit
JP2840957B2 (en) Variable circuit of pump discharge volume in closed center load sensing system
JP2721383B2 (en) Hydraulic circuit of work machine
KR0169880B1 (en) Boom ascending and revolution velocity control devices of dredger
JP2871871B2 (en) Hydraulic drive for construction machinery
JP2758335B2 (en) Hydraulic circuit structure of construction machinery
JP3175992B2 (en) Control device for hydraulic drive machine
JP2021042857A (en) Control device of hydraulic machine
JPH05346101A (en) Hydraulic transmission device for construction equipment
JP6982158B2 (en) Hydraulic machine control device
JP3766512B2 (en) Control device for hydraulic drive machine

Legal Events

Date Code Title Description
LAPS Cancellation because of no payment of annual fees