JP3558862B2

JP3558862B2 - Hydraulic system

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Publication number: JP3558862B2
Application number: JP08778598A
Authority: JP
Inventors: 哲松本
Original assignee: Toshiba Machine Co Ltd
Current assignee: Shibaura Machine Co Ltd
Priority date: 1998-03-31
Filing date: 1998-03-31
Publication date: 2004-08-25
Anticipated expiration: 2018-03-31
Also published as: JPH11287204A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、建設機械等に適用される油圧システムに係り、特に複合操作性に優れると共に複数のアクチュエータへの圧油の供給を、それぞれアクチュエータの特性または作業条件等に応じて最適に行うことができる油圧システムに関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
従来、可変容量ポンプにより吐出される圧油を、切換弁を介してアクチュエータへ給排するように構成した油圧システムにおいて、前記可変容量ポンプの吐出流量を調整する手段として、切換弁をオープンセンタ型やクローズドセンタ型に構成する方式が知られている。
【０００３】
しかるに、油圧ショベル等の建設機械に使用されている油圧システムとして、例えば可変容量ポンプから複数の切換弁を有する制御弁に対して圧油を供給するに際し、制御弁のセンタバイパス通路の出口に圧力発生手段を設け、この圧力発生手段の上流側圧力に応じて、その可変容量ポンプの吐出流量を調整する手段からなる油圧システムが知られている（実開昭５１−３３２０１号公報）。
【０００４】
この種の従来技術は、切換弁の切換スプールによる中立位置からフル操作位置までの移動過程において、切換スプールの操作量に応じて可変容量ポンプからの吐出油につき、全量をセンタバイパス通路を経てタンク回路へ排出し、あるいはシリンダポートの開口によるシリンダポートへの供給と共にその一部をセンタバイパス通路へ排出し、または全量をシリンダポートへ供給する過程を経て、この間におけるセンタバイパス通路の排出流量に反比例するよう前記圧力発生手段の特性を調整することによって、前記可変容量ポンプの吐出流量を調整するように構成したものである。
【０００５】
また、他の従来技術からなる油圧システムとして、可変容量ポンプの圧油供給通路にパラレルに接続された複数のクローズドセンタ型の切換弁において、圧油供給通路からシリンダポートへは、切換弁の切換スプールの移動に従い、圧油供給通路へ開口する切換弁の切欠部を介して圧油を供給すると共に、前記圧油供給通路からシリンダポートに至るまでの間の圧力を検出し、この検出圧力と圧油供給通路における圧力との差圧が一定になるように、前記検出圧力を可変容量ポンプの吐出流量調整手段に接続して、前記可変容量ポンプの吐出流量を調整する構成からなる油圧システムが知られている（特開平６−５８３０５号公報）。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、前述した従来の油圧システムにおいては、改善されるべき種々の問題点が残されている。
【０００７】
すなわち、前記従来における前者のような可変容量ポンプの吐出流量の制御方式は、ネガティブ流量制御方式であるが、この制御方式による油圧システムにおいては、切換スプールが中間位置にあって、可変容量ポンプからの圧油供給通路がシリンダポートとセンタバイパス通路を経て、タンク回路に接続された状態において、シリンダポートに接続された負荷の大小に応じて、前記負荷を作動する時の切換弁の操作量がそれぞれ異なるために、切換弁の操作者には負荷の大小が感覚的に判断できる特性を有している。これにより、操作上の安全性において利点を有する反面、微操作が困難となる問題を生じる。
【０００８】
また、このような従来の油圧システムにおいては、油圧ショベル等の多用途の機械に適用される場合には、標準アクチュエータに加えて、さらに追加のアクチュエータを駆動するための切換弁が必要となる。しかも、この追加のアクチュエータと既存の標準アクチュエータの同時操作に際しても、良好な複合操作性を必要とする場合には、追加のアクチュエータ用の切換弁に対しても、既存のアクチュエータ用切換弁との適切な流量配分手段が必要である。しかし、従来のオープンセンタ型の切換弁による技術においては、未だに適切な手段が提案されてなく、また実施もされていない。
【０００９】
さらに、前記従来の油圧システムにおいては、追加されたアクチュエータに対して、可変容量ポンプからの圧油の供給流量を、この可変容量ポンプの最大能力の中間値で設定したい場合には、センタバイパス通路から一定量の圧油を排出しなければならないが、この場合の流量は追加されたアクチュエータの負荷の大小により変化するので、追加のアクチュエータの速度が負荷によって異なるために、建設機械としての操作が困難となる難点がある。
【００１０】
一方、前記従来における後者のような可変容量ポンプの吐出流量の制御方式は、ロードセンシング型流量制御方式であるが、この制御方式による油圧システムにおいては、切換弁に接続された負荷の大小に係わらず、負荷を作動する切換弁の操作量は、ほぼ一定となる利点がある。また、この制御方式では、油圧ショベル等の多用途の機械に適用される場合でも、追加のアクチュエータとの流量配分は、前記各切換弁における前記検出圧力のうちの最高圧力を利用することにより、行うことができる等の利点がある。
【００１１】
しかし、この油圧システムにおいては、切換弁に接続されたアクチュエータへの圧油の供給は、常に圧力補償されているので、始動時に飛び出し感があるとの問題がある。また、アクチュエータの負荷が非常に大きな場合でも、常に切換弁の同じ操作位置で負荷が作動する特性を有する。従って、この特性は、この制御方式における利点である反面、切換弁の操作者には、その負荷の大きさが感覚的に判断できないため、操作上の安全性に問題を生じる惧れがある。すなわち、切換弁の切換スプールを中立位置で操作している過程で、対応するアクチュエータが取扱う負荷が急変した場合でも、ネガティブ流量制御方式のようにバイパス通路を経由するバイパス油量を有しないので、可変容量ポンプの吐出流量は減少することなく、この結果油圧システムの圧力が急上昇し、安全性に問題を生じるのである。
【００１２】
また、前記油圧システムにおいては、制御弁からの可変容量ポンプへの吐出流量制御のための信号は、高圧信号であるために、信号ラインの容量、環境温度等によって制御の安定性に影響を受け易く、十分な配慮が必要となる。
【００１３】
そこで、本発明者は、鋭意研究ならびに検討を重ねた結果、可変容量ポンプにオープンセンタ型の複数の切換弁を内蔵する制御弁を接続すると共に、これら複数の切換弁にはそれぞれアクチュエータを接続して、これらアクチュエータへの前記可変容量ポンプからの圧油の給排を前記各切換弁の操作により行うよう構成し、切換弁のセンタバイパス通路の最下流に圧力発生手段を設けて、この圧力発生手段の上流側圧力に応じて前記可変容量ポンプの吐出流量を調整するよう構成した油圧システムにおいて、各切換弁は、前記可変容量ポンプからの圧油供給通路に対してパラレルに接続し、前記圧油供給通路からの圧油を、この圧油供給通路からシリンダポートへの通路上に設けた油室へ、前記各切換弁の切換スプールの中立位置からの移動により形成される開口部を介して導くようにし、前記各油室とシリンダポートとの間に、第１の流量調整手段と、逆止弁と、前記油室の圧力を検出する圧力検出手段とをそれぞれ設けると共に、前記各第１の流量調整手段に跨がる連通路を設け、前記各第１の流量調整手段に対しては、各第１の流量調整手段に係わる油室の圧力を開方向に作用させると共に、前記各圧力検出手段から検出された圧力のうちの最高圧力を閉方向に作用させるようにし、前記可変容量ポンプからの圧油供給通路を分岐してバイパス通路を設け、このバイパス通路を前記圧力発生手段の上流側に連通接続しかつ前記バイパス通路上には第２の流量調整手段を設け、この第２の流量調整手段の開方向にはその上流側圧力を作用させると共に、閉方向にはばね力と前記圧力検出手段から検出された圧力のうちの最高圧力を作用させるようにし、さらに前記圧力発生手段の上流側圧力に応じて前記可変容量ポンプの吐出流量を調整するように構成すれば、アクチュエータに対する最大供給油量は、これが可変容量ポンプの最大吐出量以下の場合には、各アクチュエータに応じて各切換弁の絞りの開度を適切に調整することにより、アクチュエータの負荷の大小に係わらず、最適な最大流量を設定することができると共に、アクチュエータの始動に際しては、飛び出し感のない操作を得ることができ、しかもアクチュエータへの最大速度は、そのアクチュエータが作動する負荷の大小に係わらず一定の速度を得ることができることを突き止めた。
【００１４】
従って、本発明の目的は、従来のオープンセンタ型オープンセンタ型流量制御方式やクローズドセンタ型流量制御方式による問題点を解消すると共に、各流量制御方式の利点を備え、構造が簡単にして信頼性が高く、しかも複合操作に際しての操作性および安定性に優れた油圧システムを提供することにある。
【００１５】
【課題を解決するための手段】
前記目的を達成するため、本発明に係る油圧システムは、可変容量ポンプにオープンセンタ型の複数の切換弁を内蔵する制御弁を接続し、これら複数の切換弁にはそれぞれアクチュエータを接続し、これらアクチュエータへの前記可変容量ポンプからの圧油の給排を前記各切換弁の操作により行うよう構成し、切換弁のセンタバイパス通路の最下流に圧力発生手段を設け、この圧力発生手段の上流側圧力に応じて前記可変容量ポンプの吐出流量を調整するよう構成してなる油圧システムにおいて、
各切換弁は、前記可変容量ポンプからの圧油供給通路に対してパラレルに接続し、前記圧油供給通路からの圧油を、この圧油供給通路からシリンダポートへの通路上に設けた油室へ、前記各切換弁の切換スプールの中立位置からの移動により形成される開口部を介して導くように構成し、
前記各油室とシリンダポートとの間に、第１の流量調整手段と、逆止弁と、前記油室の圧力を検出する圧力検出手段とをそれぞれ設けると共に、前記各第１の流量調整手段に跨がる連通路を設け、
前記各第１の流量調整手段に対しては、各第１の流量調整手段に係わる油室の圧力を開方向に作用させると共に、前記各圧力検出手段から検出された圧力のうちの最高圧力を閉方向に作用させるよう構成し、
前記可変容量ポンプからの圧油供給通路を分岐してバイパス通路を設け、このバイパス通路を前記圧力発生手段の上流側に連通接続しかつ前記バイパス通路上には第２の流量調整手段を設け、この第２の流量調整手段の開方向にはその上流側圧力を作用させると共に、閉方向にはばね力と前記圧力検出手段から検出された圧力のうちの最高圧力を作用させるよう構成し、
さらに前記圧力発生手段の上流側圧力に応じて前記可変容量ポンプの吐出流量を調整するよう構成したことを特徴とする。
【００１６】
この場合、前記圧力検出手段は、油室と第１の流量調整手段との間に設けることができる。
【００１７】
また、前記圧力検出手段は、油室と逆止弁との間に設けることができる。
【００１８】
一方、前記第１の流量調整手段を切換弁と逆止弁との間に設け、この第１の流量調整手段にばね力を作用させ、中立状態では前記切換弁と逆止弁との通路を連通する位置に保持するよう構成することができる。
【００１９】
また、前記第１の流量調整手段を切換弁と逆止弁との間に設け、この第１の流量調整手段にばね力を作用させ、中立状態では前記切換弁と逆止弁との通路を遮断する位置に保持するよう構成することもできる。
【００２０】
さらに、前記第１の流量調整手段の内部に逆止弁を内蔵し、この逆止弁を圧力検出手段として構成することができる。
【００２１】
また、前記第１の流量調整手段は、減圧弁の機能を有するように構成することができる。
【００２２】
そして、前記複数の切換弁が同時操作された際に、高負荷側の第１の流量調整手段は、対応する切換弁と逆止弁との間に形成される油室を連通路に連通接続すると共に、軽負荷側の第１の流量調整手段は、対応する切換弁と逆止弁との間に形成される油室の圧力が前記連通路の圧力に比較してばね力により予め定められた圧力より低下した時に前記連通路と前記油室との通路を遮断するように構成することができる。
【００２３】
また、前記第１の流量調整手段が最大移動した位置において、前記第１の流量調整手段は切換弁からアクチュエータへの間での油路を遮断しないように構成することができる。
【００２４】
さらに、前記各切換弁のセンタバイパス通路の最下流において、第２の流量調整手段からのバイパス通路との接続部より上流側に、センタバイパス通路を開閉すると共に外部操作によって開度調整可能な開閉手段を設けることができる。
【００２５】
さらにまた、前記第１の流量調整手段のばね力の設定荷重を、第２の流量調整手段のばね力の設定荷重と異なる荷重に設定することができる。
【００２６】
【発明の実施の形態】
次に、本発明に係る油圧システムの実施例につき、添付図面を参照しながら以下詳細に説明する。
【００２７】
実施例１
図１は、本発明に係る油圧システムの一実施例を示す油圧制御装置の油圧回路図である。すなわち、図１において、参照符号１０は可変容量ポンプを示し、この可変容量ポンプ１０は可変制御機構１２を備え、複数の切換弁を有する油圧制御弁の圧油排出通路側に設けた圧力発生手段の上流側圧力を、信号圧力として前記可変制御機構１２へ伝達して、可変容量ポンプ１０の吐出流量を調整するように構成したものである。この場合、前記圧力発生手段の特性および可変制御機構１２は、従来技術のネガティブ流量制御方式の特性を使用するものである。
【００２８】
しかるに、前記可変容量ポンプ１０には、圧油供給通路１４を介して複数の切換弁１６、１７が接続されており、これら切換弁１６、１７にはアクチュエータ１８、１９が接続されている。また、圧油供給通路１４からは、バイパス通路２０が分岐され、このバイパス通路２０は順次（第２の）流量調整手段２２および圧力発生手段２４を介してタンクＴに連通接続されている。そして、前記流量調整手段２２は、その開方向にバイパス通路２０の圧力を作用させると共に、閉方向に対してはばね２３のばね力と後述する連通路（３６）の圧力とを作用させるように構成される。
【００２９】
前記各切換弁１６、１７には、それぞれ（第１の）流量調整手段２６、２７が接続され、これら流量調整手段２６、２７に対しては、各切換弁が操作された時に圧油供給通路１４からの圧油が、各切換弁の油室２８、２９を経て供給されるように構成されている。また、前記各流量調整手段２６、２７の下流側には、それぞれ逆止弁３０、３１がそれぞれ設けられている。
【００３０】
前記油室２８、２９の圧力は、各流量調整手段２６、２７に対して、それぞればね３２、３３のばね力と共に開方向に作用し、この圧力はそれぞれ逆止弁３４、３５により検出される。このようにして、検出された圧力は、連通路３６を介していずれか高圧側の圧力が前記各流量調整手段２６、２７に対して共通の閉方向の力として作用する。また、この連通路３６の圧力は、通路３７を介して前述した流量調整手段２２に対して、これを閉方向に制御するように作用させている。また、圧油供給通路１４からは、センタバイパス通路３８を分岐し、このセンタバイパス通路３８は各切換弁１７、１６を順次経由し、その出口通路３９を経て前記圧力発生手段２４の上流側のバイパス通路２０に連通接続されている。
【００３１】
しかるに、前記構成からなる複数の切換弁１６、１７を有する油圧制御弁のうち、一方の切換弁１６についての具体的な構成例を示せば、図２に示す通りである。なお、説明の便宜上、図１に示す油圧制御装置の構成と同一の構成部分については同一の参照符号を付して説明する。
【００３２】
図２において、参照符号４０はバルブボディを示し、このバルブボディ４０は、可変容量ポンプ１０からの圧油の供給を受ける共通の圧油供給通路１４と、切換スプール４２と、この切換スプール４２の移動により圧油供給通路１４からの圧油の供給を受ける油室２８と、アクチュエータ１８との連通を行うシリンダポート４６ａ、４６ｂと、前記油室２８からシリンダポート４６ａまたは４６ｂへの通路４８、４８の途中に設けられた流量調整手段２６と、逆止弁３０、３０と、前記切換スプール４２の移動によりシリンダポート４６ａ、４６ｂの圧油をタンクＴへ排出するタンクポート５２とをそれぞれ内蔵した構成からなる。
【００３３】
しかるに、前記流量調整手段２６は、スプール５４とばね３２とを備え、その中立位置において、ばね３２はスプール５４に対して油室２８からシリンダポート４６ａ、４６ｂへ連通する通路２６Ａを開放する側にこれを保持している。このスプール５４は、カバー５６により囲繞するすると共に、その一端を前記カバー５６に当接させて、スプール５４をバルブボディ４０に設けたスプール穴５８内に摺動自在かつ液密的に保持する。
【００３４】
一方、バルブボディ４０には、前記通路２６Ａに連通する通路４８、４８が設けられると共に、これら通路４８、４８の途中には逆止弁３０、３０が設けられ、そして前記通路２６Ａの油室２８側には前室６０が形成されている。また、前記スプール５４の一端を保持するカバー５６内には、背室６２が形成され、この背室６２に前記ばね３２が収納配置されている。さらに、前記前室６０に連通する油室２８に対し、前室６０への圧油の流れを阻止する向きに逆止弁３４を設けた構成からなる。
【００３５】
前記逆止弁３４に対しては、他方の切換弁１７の切換スプールに対応する油室に設けた逆止弁３５と連通路３６を介して接続し、この連通路３６を適宜絞り６４を介してタンクＴへ連通接続する。
【００３６】
また、前記流量調整手段２６を構成するスプール５４に対して設けられた背室６２は、他方の切換弁１７の切換スプールに対応する背室（例えば６３）と連通路３６を介して連通接続し、さらにこの連通路３６を前記各逆止弁３４、３５と連通接続される連通路３６と相互に連通接続されている。
【００３７】
さらに、前記切換スプール４２の一部に、可変容量ポンプ１０からの圧油の供給を受ける圧油供給通路１４に対して分岐される圧油を供給する、センタバイパス通路３８を設けた構成からなる。
【００３８】
そして、圧油供給通路１４から分岐されたバイパス通路２０には、図１に示すように、順次流量調整手段２２および圧力発生手段２４を介してタンクＴに連通接続すると共に、前記圧力発生手段２４は、前記センタバイパス通路３８の出口通路３９すなわち最下流に位置するよう接続配置する。
【００３９】
このようにして、前記圧力発生手段２４の上流側圧力を圧力信号ライン６８を介して可変制御機構１２に伝達して、前記圧力発生手段２４の上流側圧力に応じて可変容量ポンプ１０の吐出流量を調整するように構成する（図１および図２参照）。
【００４０】
次に、前記構成からなる本実施例における油圧システムの動作につき説明する。
【００４１】
（１）各切換弁が中立位置にある時
各切換弁１６、１７が中立位置にある時には（図３参照）、可変容量ポンプ１０の圧油供給通路１４の圧油は、センタバイパス通路３８、３９を経て圧力発生手段２４の上流側に至ると共に、バイパス通路２０に接続配置された流量調整手段２２においては、これを閉方向に制御する圧力である連通路３６の圧力は、比較的に開度の小さな絞り６４を介してタンクＴに連通接続されている。この場合、前記連通路３６の圧力は、各切換弁１６、１７からの圧油の供給がなく、低圧に維持されているので、流量調整手段２２は、その上流側の圧力がばね２３のばね力に対向してこれを開放している。従って、圧力発生手段２４に対しては、前記センタバイパス通路３８の出口通路３９と、流量調整手段２２を経た圧油とが流出する。
【００４２】
この場合、圧力発生手段２４への圧油の流出経路に係わらず、この圧力発生手段２４においては、これを通過する油量ｑとその上流側圧力ｐとの関係は、図４に示すように、一義的に定まっているので、可変容量ポンプ１０の吐出流量Ｑは、図５に示すように、ネガティブ流量制御方式により最少に維持されている。
【００４３】
（２）一方の切換弁を中間位置まで操作した時
次に、一方の切換弁１６を、例えば図３に示す中間位置Ｍまで操作した場合、この状態ではセンタバイパス通路３８は通路３８Ｍの開度で絞られつつ下流（出口通路３９）へ連通接続される。これと同時に、圧油供給通路１４から分岐された通路は絞り２８Ｍを介して油室２８へ連通接続されるので、前記油室２８の圧力すなわち逆止弁３４を介して油室２８に接続された連通路３６内の圧力も上昇し、この圧力が流量調整手段２２に作用して、これを閉方向に制御する。
【００４４】
この場合において、前記切換弁１６の絞り２８Ｍを通過する際の圧力降下が、ばね２３のばね力に相当する圧力より小さい時は、連通路３６内の圧力による力とばね２３のばね力との和が、バイパス通路２０すなわち信号ライン２５の圧力による力より大きくなるので、流量調整手段２２は閉じられる。従って、この状態では、可変容量ポンプ１０の吐出流量は、センタバイパス通路３８の開度からブリードオフされる油量によって調整される。
【００４５】
このようにして、圧油供給通路１４の圧力は、切換弁１６の切換スプール４２のストロークの増加、すなわちセンタバイパス通路３８の開度の縮小、に応じて徐々に上昇するので、例えば大きな負荷を起動する際においても、あるいは負荷の大小によって切換弁の操作量に対する負荷の始動するポイントが異なっていても、従来の完全なロードセンシング方式において、完全に圧力補償されていることから、生じていた飛び出し感がなくなり、円滑な起動特性を得ることができる。
【００４６】
また、前記切換弁の中間位置Ｍにおいて、絞り２８Ｍにおける圧力損失による力が、前述した場合とは逆に、絞り２８Ｍの通過油量が増加して、連通路３６内の圧力による力とばね２３のばね力との和が、信号ライン２５の圧力による力より小さい場合には、前記信号ライン２５内の圧力が流量調整手段２２を開き、圧油供給通路１４の圧油の一部を、圧力発生手段２４の上流側へ排出する。この結果、前記圧力発生手段２４の通過油量が増加し、すなわちこの上流側の圧力が上昇して、可変容量ポンプ１０の吐出流量を低減させるので、前記絞り２８Ｍを通過する油量、すなわちアクチュエータ１８への供給油量は、切換弁１６の切換スプール４２のストロークに対して、予め設定された開度の絞り２８Ｍに対応した流量に適正化される。
【００４７】
（３）一方の切換弁をストロークエンドまで操作した時
さらに、一方の切換弁１６を、例えば図３に示すストロークエンド位置Ｅまで操作した場合、センタバイパス通路３８は完全に閉じられているので、圧油供給通路１４の圧油は、通路１４Ｅのみに供給される。この通路１４Ｅの開度は、絞り１４Ｅ′により設定されているので、この絞り１４Ｅ′を経てアクチュエータ１８に供給される油量は、連通路３６内の圧力による力と流量調整手段２２のばね２３のばね力との和が、信号ライン２５の圧力による力と等しくなるように、すなわち絞り１４Ｅ′における圧力降下が、一定となるよう流量調整手段２２の開度が調整された結果として、一義的に定まる可変容量ポンプ１０の吐出流量が供給される。
【００４８】
このように、本実施例の油圧システムにおいては、アクチュエータ１８に対する最大供給油量は、これが可変容量ポンプ１０の最大吐出量以下の場合には、各アクチュエータ１８、１９に応じて各切換弁１６、１７の絞り１４Ｅ′の開度を適切に調整することにより、アクチュエータの負荷の大小に係わらず、最適な最大流量を設定することができる。
【００４９】
なお、図１において、切換弁１６に対する流量調整手段２６には、一方の切換弁１６のみを操作する場合、前記流量調整手段２６の開方向には、ばね３２のばね力と油室２８の圧力が信号ライン３２′を介して作用し、またその閉方向には、油室２８の圧力が逆止弁３４を通過した後信号ライン３４′を介して作用している。なお、前記信号ライン３４′は、連通路３６に連通接続され、また連通路３６は絞り６４を介してタンクＴに連通接続されているが、絞り６４の開度は比較的小さく設定しているので、前記信号ライン３４′の圧力は、ほぼ油室２８の圧力に等しく、従って切換弁１６のみの操作では、流量調整手段２６は開放の位置に保持されている。
【００５０】
前述した通り、本実施例の油圧システムにおいては、アクチュエータの始動に際しては、飛び出し感のない操作を得ることができると共に、アクチュエータへの最大速度は、そのアクチュエータが作動する負荷の大小に係わらず一定の速度をえることができる。従って、本発明による油圧システムは、従来技術に比較して、飛躍的な操作性の向上を図ることができる。
【００５１】
（４）各切換弁を同時に操作した時
次に、各切換弁１６、１７を同時に操作し、例えば一方の切換弁１６に連通接続されたアクチュエータ１８の駆動圧力が、他方の切換弁１７に連通接続されたアクチュエータ１９の駆動圧力より高い場合を想定する。なお、この場合、各切換弁１６、１７は、図１において左方へ操作され、圧油供給通路１４からの圧油は、各切換弁１６、１７の通路１４Ｂ、１４Ｂおよびこの通路１４Ｂ、１４Ｂ上にそれぞれ設定された絞り１４Ｂ′、１４Ｂ′を経て、油室２８、２９へ供給される。そして、一方の切換弁１６においては、油室２８、流量調整手段２６、逆止弁３０、通路１３Ｂ、シリンダポート４６ａおよび配管４４ａを経てアクチュエータ１８に至り、またアクチュエータ１８からの戻り油は、配管４４ｂ、シリンダポート４６ｂおよび通路１５Ｂを経てタンクＴへ排出するように構成されている。この構成は、他方の切換弁１７においても同様である。なお、参照符号４５ａ、４５ｂは、他方の切換弁１７に連通接続される配管をそれぞれ示す。
【００５２】
前記各切換弁１６、１７の操作過程において、油室２９の圧力は、油室２８の圧力より低いので、これらの油室２８、２９は逆止弁３４、３５を介して、共に連通路３６に接続されているため、高圧側の油室２８の圧力のみが逆止弁３４を経て連通路３６に流入する。この結果、高圧側の流量調整手段２６においては、前述した切換弁の単独操作の場合と同様に、前記流量調整手段２６の開方向には、ばね３２のばね力と信号ライン３２′を介して作用する油室２８の圧力による力との和が作用すると共に、その閉方向には、油室２８の圧力とほぼ等しい圧力が作用することにより、流量調整手段２６は開放の位置２６Ａに保持される。
【００５３】
一方、低圧側の流量調整手段２７において、その開方向には、油室２９の圧力による力とばね３３のばね力とが作用すると共に、その閉方向には、油室２９の圧力が逆止弁３４、信号ライン３４′連通路３６および信号ライン３５′を経て作用する。しかし、この場合、ばね３３のばね力が比較的小さい場合には、信号ライン３５′の圧力による力は、このばね３３のばね力と信号ライン３３′を介して作用する油室２９の圧力による力との和より大きくなる。従って、流量調整手段２７は、図１において左方へ操作され、これにより前記流量調整手段２７における開度は開放の位置から絞り２７Ｂにより絞られた位置となり、流量調整手段２７の開度は前記の開方向と閉方向に作用する力がバランスする位置に調整される。このことは、連通路３６の圧力、すなわち信号ライン３４′および信号ライン３５′の圧力は、共に油室２８の圧力にほぼ等しいので、この圧力とバランスする油室２９の圧力もまた前記油室２８の圧力にほぼ等しくなる。
【００５４】
また、圧油供給通路１４の圧力は、各切換弁１６、１７に対しても共通であり、油室２８、２９の圧力もほぼ等しいことから、各切換弁１６、１７の通路１４Ｂ、１４Ｂの絞り部１４Ｂ′、１４Ｂ′における圧力差も、それぞれほぼ等しくなる。従って、負荷の異なるアクチュエータ１８、１９を同時操作した場合においても、各切換弁１６、１７の操作量に応じて、確実に圧油の流量配分を行うことができる。
【００５５】
なお、各切換弁１６、１７を同時操作した場合の可変容量ポンプ１０の吐出流量について、それぞれ切換弁の操作量に応じて、センタバイパス通路３８、３９、流量調整手段２２からの排出油によって定まる圧力発生手段２４の上流側の圧力によって制御されることは、前述した切換弁の単独操作の場合と同じである。
【００５６】
実施例２
図６は、本発明に係る油圧システムの別の実施例を示すものである。すなわち、本実施例は、図１に示す実施例１の油圧システムを構成する各切換弁１６、１７に対して設けた流量調整手段２６、２７の変形実施例である。従って、図１に示す構成と同一の構成部分については同一の参照符号を付し、詳細な説明は省略する。
【００５７】
すなわち、図６に示すように、本実施例においては、一方の流量調整手段２６につき、連通路３６に連通する独立した通路７０を設けると共に、この通路７０に絞り７１を設け、前記連通路３６と油室２８の圧力差の増加に応じてスプールが移動した際に、前記連通路３６と油室２８との開口を制限するように構成したものである。この構成は、他方の流量調整手段２７においても同様である。その他の構成は、図１に示す油圧システムの構成と同一である。
【００５８】
このように流量調整手段２６、２７を構成することによっても、前記実施例１の油圧システムと同様の作用および効果を得ることができる。
【００５９】
実施例３
図７は、本発明に係る油圧システムのさらに別の実施例を示すものである。すなわち、本実施例は、図６に示す実施例２の油圧システムのさらに変形実施例である。従って、図１および図６に示す構成と同一の構成部分については同一の参照符号を付し、詳細な説明は省略する。
【００６０】
すなわち、図７に示すように、本実施例においては、減圧弁７２を付加したものである。この減圧弁７２は、圧油供給通路１４から分岐したバイパス通路２０の一部より通路７３を介して取出した圧力を１次圧力とし、流量調整手段２６または２７により検出した油室２８または２９の圧力を連通路３６を介して制御圧力として作用させ、この減圧弁７２の２次圧力を前記流量調整手段２６、２７および流量調整手段２２の閉方向へ作用させるように構成されている。さらに、前記減圧弁７２には、ばね７４を作用させると共に、このばね７４を外部操作信号７５によって調整するように構成されている。その他の構成は、図６に示す油圧システムの構成と同一である。
【００６１】
従って、このような構成からなる本実施例の油圧システムにおいては、切換弁１６、１７を操作した場合の分流比率を、前記各切換弁に接続されたアクチュエータ１８、１９の特性に応じて、意図的に変更することが可能であり、これにより本発明の適用される母機の特性に最適な油圧システムとして構成することができる。
【００６２】
実施例４
図８は、本発明に係る油圧システムの他の実施例を示すものである。すなわち、本実施例は、図１に示す実施例１の油圧システムの変形実施例である。従って、図１に示す構成と同一の構成部分については同一の参照符号を付し、詳細な説明は省略する。
【００６３】
すなわち、図８に示すように、本実施例においては、センタバイパス通路３８の出口通路３９上に、外部操作によって開度の調整を行うことができる開閉弁７６を設けたものである。その他の構成は、図１に示す油圧システムの構成と同一である。
【００６４】
このように構成した本実施例の油圧システムにおいては、前記開閉弁７６が開放位置にあるときは、図１に示す実施例１の油圧システムの作動と同じであるが、この開閉弁７６の開度を小さく設定するに従い、センタバイパス通路３８、３９からの排出量は少なくなる。従って、この場合、流量調整手段２２からの排出比率が増加し、これに伴い各切換弁１６または１７からアクチュエータ１８または１９への圧油の供給は、より圧力補償されたものとなる。さらに、前記開閉弁７６を完全に閉じた場合には、従来のロードセンシング方式と同様に、アクチュエータへの圧油の供給は完全に圧力補償されるので、本発明の適用される母機の作業および用途によっては、幅広い適用が可能となる。例えば、本実施例の油圧システムを油圧ショベル等に適用した場合には、クレーン作業モードにおいて微操作が可能となる等の特徴を付加することができる。
【００６５】
実施例５
図９は、本発明に係る油圧システムのさらに他の実施例を示すものである。すなわち、本実施例においては、前記実施例２と同様に、図１に示す実施例１の油圧システムを構成する各切換弁１６、１７に対して設けた流量調整手段２６、２７の変形実施例である。従って、図６に示す構成と同一の構成部分については同一の参照符号を付し、詳細な説明は省略する。
【００６６】
すなわち、図９に示すように、本実施例においては、一方の流量調整手段２６につき、連通路３６に連通する独立した通路７０、７８を設けると共に、この通路７０、７８にそれぞれ逆止弁７７、７９を設け、前記連通路３６と油室２８の圧力差の増加に応じてスプールが移動した際に、前記連通路３６と油室２８との開口を制限するように構成したものである。この構成は、他方の流量調整手段２７においても同様である。その他の構成は、図１および図６に示す油圧システムの構成と同一である。
【００６７】
このように流量調整手段２６、２７を構成することによっても、前記実施例２の油圧システムと同様の作用および効果を得ることができる。
【００６８】
以上、本発明の好適な実施例として油圧ショベルに適用した場合について説明したが、本発明は前記実施例に限定されることなく、本発明の精神を逸脱しない範囲内において多くの設計変更が可能である。
【００６９】
【発明の効果】
前述したように、本発明に係る油圧システムは、可変容量ポンプにオープンセンタ型の複数の切換弁を内蔵する制御弁を接続し、これら複数の切換弁にはそれぞれアクチュエータを接続し、これらアクチュエータへの前記可変容量ポンプからの圧油の給排を前記各切換弁の操作により行うよう構成し、切換弁のセンタバイパス通路の最下流に圧力発生手段を設け、この圧力発生手段の上流側圧力に応じて前記可変容量ポンプの吐出流量を調整するよう構成してなる油圧システムにおいて、各切換弁は、前記可変容量ポンプからの圧油供給通路に対してパラレルに接続し、前記圧油供給通路からの圧油を、この圧油供給通路からシリンダポートへの通路上に設けた油室へ、前記各切換弁の切換スプールの中立位置からの移動により形成される開口部を介して導くように構成し、前記各油室とシリンダポートとの間に、第１の流量調整手段と、逆止弁と、前記油室の圧力を検出する圧力検出手段とをそれぞれ設けると共に、前記各第１の流量調整手段に跨がる連通路を設け、前記各第１の流量調整手段に対しては、各第１の流量調整手段に係わる油室の圧力を開方向に作用させると共に、前記各圧力検出手段から検出された圧力のうちの最高圧力を閉方向に作用させるよう構成し、前記可変容量ポンプからの圧油供給通路を分岐してバイパス通路を設け、このバイパス通路を前記圧力発生手段の上流側に連通接続しかつ前記バイパス通路上には第２の流量調整手段を設け、この第２の流量調整手段の開方向にはその上流側圧力を作用させると共に、閉方向にはばね力と前記圧力検出手段から検出された圧力のうちの最高圧力を作用させるよう構成し、さらに前記圧力発生手段の上流側圧力に応じて前記可変容量ポンプの吐出流量を調整する構成としたことにより、従来の可変容量ポンプの吐出流量を調整するオープンセンタ型流量制御方式やクローズドセンタ型流量制御方式による問題点を解消すると共に、各流量制御方式の利点を備え、構造が簡単にして信頼性が高く、しかも複合操作に際しての操作性および安定性に優れた油圧システムを得ることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に係る油圧システムの一実施例を示す油圧回路図である。
【図２】図１に示す油圧システムを構成する油圧制御弁の概略構成を示す要部断面説明図である。
【図３】図１および図２に示す切換弁の中立位置、中間位置およびフルストローク位置におけるそれぞれ通路構成を油圧記号で示した説明図である。
【図４】図１に示す圧力発生手段における通過油量ｑとその上流側圧力ｐとの関係を示した特性曲線図である。
【図５】図１に示す圧力発生手段における上流側圧力ｐと可変容量ポンプの吐出流量Ｑとの関係を、図４に示す特性曲線とを併せ示した特性曲線図である。
【図６】本発明に係る油圧システムの別の実施例を示す油圧回路図である。
【図７】本発明に係る油圧システムのさらに別の実施例を示す油圧回路図である。
【図８】本発明に係る油圧システムの他の実施例を示す油圧回路図である。
【図９】本発明に係る油圧システムのさらに他の実施例を示す油圧回路図である。
【符号の説明】
１０可変容量ポンプ
１２可変制御機構
１４圧油供給通路
１６、１７切換弁
１８、１９アクチュエータ
２０バイパス通路
２２流量調整手段（第２）
２３ばね
２４圧力発生手段
２５信号ライン
２６、２７流量調整手段（第１）
２８、２９油室
３０、３１逆止弁
３２、３３ばね
３２′、３３′ 信号ライン
３４、３５逆止弁
３４′、３５′ 信号ライン
３６連通路
３７通路
３８センタバイパス通路
３９出口通路
４０バルブボディ
４２切換スプール
４４ａ、４４ｂ配管
４５ａ、４５ｂ配管
４６ａ、４６ｂシリンダポート
４８通路
５２タンクポート
５４スプール
５６カバー
５８スプール穴
６０前室
６２、６３背室
６４絞り
６８圧力信号ライン
７０、７８通路
７１絞り
７２減圧弁
７３通路
７４ばね
７５外部操作信号
７６開閉弁
７７、７９逆止弁
Ｔタンク[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a hydraulic system applied to construction machines and the like, and particularly to a hydraulic system having excellent combined operability and capable of optimally supplying hydraulic oil to a plurality of actuators according to the characteristics of the actuators or working conditions. It relates to a hydraulic system that can be used.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, in a hydraulic system configured to supply and discharge pressure oil discharged from a variable displacement pump to an actuator via a switching valve, a switching valve is used as an open center type as a means for adjusting a discharge flow rate of the variable displacement pump. And a system configured as a closed center type is known.
[0003]
However, as a hydraulic system used in a construction machine such as a hydraulic excavator, for example, when supplying pressure oil to a control valve having a plurality of switching valves from a variable displacement pump, pressure is applied to an outlet of a center bypass passage of the control valve. There is known a hydraulic system including a means for providing a generating means and a means for adjusting the discharge flow rate of the variable displacement pump in accordance with the pressure on the upstream side of the pressure generating means (Japanese Utility Model Laid-Open No. 51-33201).
[0004]
In the prior art of this type, in the process of moving the switching valve from the neutral position to the full operation position by the switching spool, the entire amount of the discharge oil from the variable displacement pump according to the operation amount of the switching spool is transferred to the tank via the center bypass passage. Through the process of discharging to the circuit, or discharging to the cylinder port through the opening of the cylinder port and part of it to the center bypass passage, or supplying the whole amount to the cylinder port, the discharge flow rate of the center bypass passage during this period is inversely proportional The discharge flow rate of the variable displacement pump is adjusted by adjusting the characteristics of the pressure generating means.
[0005]
Further, as another conventional hydraulic system, in a plurality of closed center type switching valves connected in parallel to a pressure oil supply passage of a variable displacement pump, a switching valve is switched from the pressure oil supply passage to a cylinder port. In accordance with the movement of the spool, pressure oil is supplied through a cutout portion of the switching valve that opens to the pressure oil supply passage, and a pressure between the pressure oil supply passage and the cylinder port is detected. A hydraulic system having a configuration in which the detected pressure is connected to a discharge flow rate adjusting means of a variable displacement pump to adjust a discharge flow rate of the variable displacement pump so that a differential pressure between the pressure and the pressure in the pressurized oil supply passage becomes constant. This is known (JP-A-6-58305).
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the above-mentioned conventional hydraulic system, various problems to be improved remain.
[0007]
That is, the control method of the discharge flow rate of the conventional variable displacement pump as the former is a negative flow control method, but in a hydraulic system based on this control method, the switching spool is at an intermediate position, and When the pressure oil supply passage passes through the cylinder port and the center bypass passage and is connected to the tank circuit, the amount of operation of the switching valve when operating the load depends on the magnitude of the load connected to the cylinder port. Since they are different from each other, the switching valve has such a characteristic that the magnitude of the load can be intuitively judged by the operator. As a result, although there is an advantage in operational safety, there is a problem that fine operation becomes difficult.
[0008]
In such a conventional hydraulic system, when applied to a versatile machine such as a hydraulic excavator, a switching valve for driving an additional actuator is required in addition to a standard actuator. In addition, even when the additional actuator and the existing standard actuator are simultaneously operated, if good combined operability is required, the switching valve for the additional actuator and the switching valve for the existing actuator can be used together. Appropriate flow distribution means is required. However, in the conventional open center type switching valve technology, no appropriate means has yet been proposed or implemented.
[0009]
Further, in the conventional hydraulic system, when it is desired to set the supply flow rate of the pressure oil from the variable displacement pump to the added actuator at an intermediate value of the maximum capacity of the variable displacement pump, the center bypass passage is required. However, since the flow rate in this case varies depending on the magnitude of the load of the added actuator, the speed of the additional actuator differs depending on the load, and the operation as a construction machine is difficult. There are difficulties.
[0010]
On the other hand, the control method of the discharge flow rate of the conventional variable displacement pump as described above is a load sensing type flow control method, but in a hydraulic system based on this control method, regardless of the size of the load connected to the switching valve. However, there is an advantage that the operation amount of the switching valve that operates the load is substantially constant. Further, in this control method, even when applied to a versatile machine such as a hydraulic excavator, the flow distribution with the additional actuator uses the highest pressure among the detected pressures at the respective switching valves, There are advantages such as being able to perform.
[0011]
However, in this hydraulic system, the supply of the pressure oil to the actuator connected to the switching valve is always pressure-compensated, so that there is a problem that there is a feeling of popping out at startup. Further, even when the load on the actuator is very large, the load always operates at the same operation position of the switching valve. Therefore, while this characteristic is an advantage of this control method, the operator of the switching valve cannot judge the magnitude of the load sensibly, which may cause a problem in operational safety. In other words, even when the load handled by the corresponding actuator suddenly changes in the process of operating the switching spool of the switching valve at the neutral position, there is no bypass oil amount passing through the bypass passage unlike the negative flow rate control method, The discharge rate of the variable displacement pump is not reduced, which results in a sudden increase in the pressure of the hydraulic system, which poses a safety problem.
[0012]
In the hydraulic system, since the signal for controlling the discharge flow rate from the control valve to the variable displacement pump is a high-pressure signal, the control stability is affected by the capacity of the signal line, the environmental temperature, and the like. It is easy and requires careful consideration.
[0013]
The inventor of the present invention has conducted intensive studies and studies and, as a result, connected a control valve having a plurality of open center type switching valves to the variable displacement pump, and connected an actuator to each of the plurality of switching valves. The supply and discharge of the pressure oil from the variable displacement pump to these actuators is performed by operating each of the switching valves, and a pressure generating means is provided at the most downstream of a center bypass passage of the switching valve. In the hydraulic system configured to adjust the discharge flow rate of the variable displacement pump according to the upstream pressure of the means, each switching valve is connected in parallel to a pressure oil supply passage from the variable displacement pump, and The pressure oil from the oil supply passage is moved from the neutral position of the switching spool of each of the switching valves to the oil chamber provided on the passage from the pressure oil supply passage to the cylinder port. A first flow rate adjusting means, a check valve, and a pressure detecting means for detecting a pressure of the oil chamber, between the oil chambers and the cylinder port. And a communication passage extending over each of the first flow rate adjusting means is provided, and the pressure of the oil chamber related to each of the first flow rate adjusting means is opened for each of the first flow rate adjusting means. Direction, and the highest pressure among the pressures detected by the pressure detecting means is caused to act in the closing direction, and a bypass passage is provided by branching a pressure oil supply passage from the variable displacement pump. A bypass passage is connected in communication with the upstream side of the pressure generating means, and a second flow rate adjusting means is provided on the bypass path, and an upstream pressure is applied to the opening direction of the second flow rate adjusting means. The spring force in the closing direction and said By applying the highest pressure among the pressures detected by the force detecting means, and further adjusting the discharge flow rate of the variable displacement pump in accordance with the upstream pressure of the pressure generating means, the maximum When the supply oil amount is equal to or less than the maximum discharge amount of the variable displacement pump, by appropriately adjusting the opening degree of the throttle of each switching valve according to each actuator, regardless of the magnitude of the load on the actuator, the optimum oil supply amount is optimal. The maximum flow rate can be set, and at the time of starting the actuator, an operation without a feeling of popping out can be obtained. In addition, the maximum speed to the actuator is maintained at a constant speed regardless of the magnitude of the load on which the actuator operates. That you can get.
[0014]
Therefore, an object of the present invention is to solve the problems of the conventional open center type open center type flow control system and closed center type flow control system, and to provide the advantages of each flow type control system, simplify the structure and improve reliability. Another object of the present invention is to provide a hydraulic system which is high in operation efficiency and excellent in operability and stability in a combined operation.
[0015]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, a hydraulic system according to the present invention connects a control valve having a plurality of open center type switching valves to a variable displacement pump, and connects an actuator to each of the plurality of switching valves. Supply and discharge of pressure oil from the variable displacement pump to the actuator is performed by operating each of the switching valves, and pressure generating means is provided at the most downstream of a center bypass passage of the switching valve, and an upstream side of the pressure generating means is provided. In a hydraulic system configured to adjust the discharge flow rate of the variable displacement pump according to pressure,
Each switching valve is connected in parallel to a pressure oil supply passage from the variable displacement pump, and the pressure oil from the pressure oil supply passage is provided on a passage from the pressure oil supply passage to the cylinder port. Into the chamber through an opening formed by the movement of the switching spool of each of the switching valves from the neutral position,
A first flow rate adjusting means, a check valve, and a pressure detecting means for detecting a pressure of the oil chamber are provided between each of the oil chambers and the cylinder port, respectively, and each of the first flow rate adjusting means is provided. A communication path that spans
For each of the first flow rate adjusting means, the pressure of the oil chamber related to each of the first flow rate adjusting means is caused to act in the opening direction, and the highest pressure among the pressures detected from each of the pressure detecting means is changed. Configured to act in the closing direction,
Branching a pressure oil supply passage from the variable displacement pump to provide a bypass passage, connecting the bypass passage to an upstream side of the pressure generating means, and providing a second flow rate adjusting means on the bypass passage; In the opening direction of the second flow rate adjusting means, the upstream pressure is applied, and in the closing direction, the maximum force of the spring force and the pressure detected by the pressure detecting means is applied,
Further, the discharge flow rate of the variable displacement pump is adjusted according to the upstream pressure of the pressure generating means.
[0016]
In this case, the pressure detecting means can be provided between the oil chamber and the first flow rate adjusting means.
[0017]
Further, the pressure detecting means can be provided between the oil chamber and the check valve.
[0018]
On the other hand, the first flow rate adjusting means is provided between the switching valve and the check valve, and a spring force is applied to the first flow rate adjusting means. In a neutral state, the passage between the switching valve and the check valve is opened. It can be configured to be held in a communicating position.
[0019]
Further, the first flow rate adjusting means is provided between the switching valve and the check valve, and a spring force is applied to the first flow rate adjusting means. In a neutral state, the passage between the switching valve and the check valve is opened. It can also be configured to hold it in the blocking position.
[0020]
Further, a check valve may be built in the first flow rate adjusting means, and the check valve may be configured as pressure detecting means.
[0021]
Further, the first flow rate adjusting means can be configured to have a function of a pressure reducing valve.
[0022]
When the plurality of switching valves are simultaneously operated, the first flow control means on the high load side connects the oil chamber formed between the corresponding switching valve and the check valve to the communication passage. At the same time, the first flow rate adjusting means on the light load side is configured such that the pressure of the oil chamber formed between the corresponding switching valve and the check valve is predetermined by a spring force as compared with the pressure of the communication passage. When the pressure falls below the pressure, the passage between the communication passage and the oil chamber can be shut off.
[0023]
Further, at the position where the first flow rate adjusting means has moved to the maximum, the first flow rate adjusting means can be configured so as not to block the oil passage between the switching valve and the actuator.
[0024]
Further, at the most downstream side of the center bypass passage of each of the switching valves, upstream and downstream of the connection with the bypass passage from the second flow control means, the center bypass passage is opened and closed and the opening degree can be adjusted by an external operation. Means can be provided.
[0025]
Still further, the set load of the spring force of the first flow rate adjusting means can be set to a load different from the set load of the spring force of the second flow rate adjusting means.
[0026]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Next, an embodiment of a hydraulic system according to the present invention will be described in detail with reference to the accompanying drawings.
[0027]
Example 1
FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram of a hydraulic control device showing one embodiment of a hydraulic system according to the present invention. That is, in FIG. 1, reference numeral 10 denotes a variable displacement pump. The variable displacement pump 10 includes a variable control mechanism 12 and a pressure generating means provided on a hydraulic oil discharge passage side of a hydraulic control valve having a plurality of switching valves. Is transmitted to the variable control mechanism 12 as a signal pressure, and the discharge flow rate of the variable displacement pump 10 is adjusted. In this case, the characteristics of the pressure generating means and the variable control mechanism 12 use the characteristics of the conventional negative flow control method.
[0028]
However, a plurality of switching valves 16, 17 are connected to the variable displacement pump 10 via a pressure oil supply passage 14, and actuators 18, 19 are connected to these switching valves 16, 17. A bypass passage 20 branches off from the pressure oil supply passage 14, and the bypass passage 20 is connected to the tank T via a (second) flow rate adjusting unit 22 and a pressure generating unit 24. The flow rate adjusting means 22 applies the pressure of the bypass passage 20 in the opening direction and the spring force of the spring 23 and the pressure of the communication passage (36) described later in the closing direction. Be composed.
[0029]
Each of the switching valves 16 and 17 is connected to (first) flow rate adjusting means 26 and 27, respectively. The flow rate adjusting means 26 and 27 are provided with a hydraulic oil supply passage when each switching valve is operated. The pressure oil from 14 is configured to be supplied through oil chambers 28 and 29 of each switching valve. Further, check valves 30 and 31 are provided downstream of the flow rate adjusting means 26 and 27, respectively.
[0030]
The pressure in the oil chambers 28, 29 acts on the respective flow rate adjusting means 26, 27 together with the spring force of the springs 32, 33 in the opening direction, and this pressure is detected by the check valves 34, 35, respectively. . In this manner, the detected pressure causes the pressure on one of the high pressure sides to act as a common closing direction force on the flow rate adjusting means 26 and 27 via the communication path 36. Further, the pressure of the communication passage 36 acts on the flow rate adjusting means 22 via the passage 37 so as to control the flow regulating means 22 in the closing direction. Further, a center bypass passage 38 branches off from the pressure oil supply passage 14, and the center bypass passage 38 sequentially passes through the switching valves 17 and 16, passes through an outlet passage 39, and is located upstream of the pressure generating means 24. It is connected to the bypass passage 20.
[0031]
However, among the hydraulic control valves having the plurality of switching valves 16 and 17 having the above-described configuration, a specific configuration example of one of the switching valves 16 is as shown in FIG. For convenience of description, the same components as those of the hydraulic control device shown in FIG. 1 will be described with the same reference numerals.
[0032]
In FIG. 2, reference numeral 40 denotes a valve body. The valve body 40 includes a common pressure oil supply passage 14 that receives supply of pressure oil from the variable displacement pump 10, a switching spool 42, and a switching spool 42. The oil chamber 28 receiving the supply of the pressure oil from the pressure oil supply passage 14 by the movement, the cylinder ports 46a and 46b for communicating with the actuator 18, and the passages 48 and 48 from the oil chamber 28 to the cylinder ports 46a or 46b. A flow control means 26, check valves 30 and 30, and a tank port 52 for discharging the pressurized oil of the cylinder ports 46a and 46b to the tank T by the movement of the switching spool 42. Consists of
[0033]
However, the flow rate adjusting means 26 includes the spool 54 and the spring 32, and in the neutral position, the spring 32 opens the passage 26A communicating with the spool 54 from the oil chamber 28 to the cylinder ports 46a, 46b. I hold this. The spool 54 is surrounded by a cover 56 and one end thereof is brought into contact with the cover 56 to hold the spool 54 in a spool hole 58 provided in the valve body 40 in a slidable and liquid-tight manner.
[0034]
On the other hand, the valve body 40 is provided with passages 48, 48 communicating with the passage 26A, and the check valves 30, 30 are provided in the middle of the passages 48, 48, and the oil chamber 28 of the passage 26A is provided. A front chamber 60 is formed on the side. A back chamber 62 is formed in a cover 56 that holds one end of the spool 54, and the spring 32 is housed in the back chamber 62. Further, a check valve 34 is provided in the oil chamber 28 communicating with the front chamber 60 so as to prevent the flow of the pressure oil to the front chamber 60.
[0035]
The check valve 34 is connected to a check valve 35 provided in an oil chamber corresponding to a switching spool of the other switching valve 17 via a communication passage 36, and the communication passage 36 is appropriately connected via a throttle 64. To the tank T.
[0036]
A back chamber 62 provided for a spool 54 constituting the flow rate adjusting means 26 is connected to a back chamber (for example, 63) corresponding to the switching spool of the other switching valve 17 through a communication passage 36. Further, the communication path 36 is mutually connected to the communication path 36 which is connected to the check valves 34 and 35.
[0037]
Further, a part of the switching spool 42 is provided with a center bypass passage 38 that supplies the pressure oil branched to the pressure oil supply passage 14 that receives the supply of the pressure oil from the variable displacement pump 10. .
[0038]
As shown in FIG. 1, the bypass passage 20 branched from the pressure oil supply passage 14 is connected to the tank T via a flow rate adjusting means 22 and a pressure generating means 24, and is connected to the pressure generating means 24. Are connected and arranged so as to be located at the outlet passage 39 of the center bypass passage 38, that is, the most downstream.
[0039]
Thus, the upstream pressure of the pressure generating means 24 is transmitted to the variable control mechanism 12 via the pressure signal line 68, and the discharge flow rate of the variable displacement pump 10 is changed according to the upstream pressure of the pressure generating means 24. (See FIGS. 1 and 2).
[0040]
Next, the operation of the hydraulic system according to the present embodiment having the above configuration will be described.
[0041]
(1)When each switching valve is in the neutral position
When each of the switching valves 16 and 17 is in the neutral position (see FIG. 3), the pressure oil in the pressure oil supply passage 14 of the variable displacement pump 10 reaches the upstream side of the pressure generating means 24 via the center bypass passages 38 and 39. At the same time, in the flow control means 22 connected to the bypass passage 20, the pressure in the communication passage 36, which is a pressure for controlling the flow in the closing direction, communicates with the tank T via a throttle 64 having a relatively small opening. It is connected. In this case, the pressure in the communication passage 36 is maintained at a low pressure without supply of pressure oil from each of the switching valves 16 and 17. It is open against the force. Therefore, the outlet passage 39 of the center bypass passage 38 and the pressure oil that has passed through the flow rate adjusting unit 22 flow out to the pressure generating unit 24.
[0042]
In this case, regardless of the outflow path of the pressure oil to the pressure generating means 24, in the pressure generating means 24, the relationship between the amount of oil q passing therethrough and the upstream pressure p is as shown in FIG. , The discharge flow rate Q of the variable displacement pump 10 is kept to a minimum by the negative flow rate control method as shown in FIG.
[0043]
(2)When one of the switching valves is operated to the intermediate position
Next, when one of the switching valves 16 is operated, for example, to the intermediate position M shown in FIG. 3, in this state, the center bypass passage 38 is connected to the downstream (exit passage 39) while being throttled by the opening degree of the passage 38M. You. At the same time, the passage branched from the pressurized oil supply passage 14 is connected to the oil chamber 28 via the throttle 28M, so that it is connected to the oil chamber 28 via the pressure of the oil chamber 28, that is, the check valve 34. The pressure in the communication passage 36 also rises, and this pressure acts on the flow rate adjusting means 22 to control it in the closing direction.
[0044]
In this case, when the pressure drop when the switching valve 16 passes through the throttle 28M is smaller than the pressure corresponding to the spring force of the spring 23, the force due to the pressure in the communication passage 36 and the spring force of the spring 23 Since the sum is greater than the force due to the pressure in the bypass passage 20, that is, the signal line 25, the flow regulating means 22 is closed. Accordingly, in this state, the discharge flow rate of the variable displacement pump 10 is adjusted by the amount of oil that is bleed off from the opening degree of the center bypass passage 38.
[0045]
In this manner, the pressure in the pressure oil supply passage 14 gradually increases in accordance with an increase in the stroke of the switching spool 42 of the switching valve 16, that is, a decrease in the opening degree of the center bypass passage 38. Even when starting, or even when the point at which the load starts relative to the operation amount of the switching valve differs depending on the magnitude of the load, this has occurred because the pressure was completely compensated in the conventional complete load sensing method. The feeling of popping out is eliminated, and smooth starting characteristics can be obtained.
[0046]
At the intermediate position M of the switching valve, the force due to the pressure loss at the throttle 28M increases the amount of oil passing through the throttle 28M, contrary to the case described above, and the force due to the pressure in the communication passage 36 and the spring 23 Is smaller than the force due to the pressure in the signal line 25, the pressure in the signal line 25 opens the flow rate adjusting means 22, and a part of the pressure oil in the pressure oil supply passage 14 It is discharged upstream of the generating means 24. As a result, the amount of oil passing through the pressure generating means 24 increases, that is, the pressure on the upstream side increases, and the discharge flow rate of the variable displacement pump 10 decreases. The amount of oil supplied to 18 is adjusted to a flow rate corresponding to the throttle 28M having the preset opening degree with respect to the stroke of the switching spool 42 of the switching valve 16.
[0047]
(3)When one switching valve is operated to the stroke end
Further, when one of the switching valves 16 is operated to, for example, the stroke end position E shown in FIG. 3, the center bypass passage 38 is completely closed, so that the pressure oil in the pressure oil supply passage 14 is supplied only to the passage 14E. Supplied. Since the opening of the passage 14E is set by the throttle 14E ', the amount of oil supplied to the actuator 18 via the throttle 14E' depends on the force of the pressure in the communication passage 36 and the spring 23 of the flow rate adjusting means 22. As a result of adjusting the opening of the flow rate adjusting means 22 so that the sum of the spring force of the flow control means 22 and the pressure force of the signal line 25 becomes equal, that is, the pressure drop at the throttle 14E 'becomes constant. , The discharge flow rate of the variable displacement pump 10 is supplied.
[0048]
As described above, in the hydraulic system of the present embodiment, when the maximum oil supply amount to the actuator 18 is equal to or less than the maximum discharge amount of the variable displacement pump 10, each switching valve 16, By appropriately adjusting the opening of the throttle 14E ', the optimum maximum flow rate can be set regardless of the magnitude of the load on the actuator.
[0049]
In FIG. 1, when only one of the switching valves 16 is operated, the spring force of the spring 32 and the pressure of the oil chamber 28 are set in the opening direction of the flow regulating means 26 for the switching valve 16. Act on the signal line 32 'and in the closing direction, the pressure in the oil chamber 28 acts on the signal line 34' after passing through the check valve 34. The signal line 34 'is connected to a communication path 36, and the communication path 36 is connected to the tank T via a throttle 64. The opening of the throttle 64 is set to be relatively small. Therefore, the pressure of the signal line 34 'is substantially equal to the pressure of the oil chamber 28, and therefore, when only the switching valve 16 is operated, the flow regulating means 26 is held at the open position.
[0050]
As described above, in the hydraulic system of the present embodiment, when starting the actuator, an operation without a feeling of popping can be obtained, and the maximum speed to the actuator is constant irrespective of the magnitude of the load on which the actuator operates. Speed. Therefore, the hydraulic system according to the present invention can dramatically improve operability as compared with the related art.
[0051]
(4)When each switching valve is operated simultaneously
Next, the switching valves 16 and 17 are simultaneously operated, for example, when the driving pressure of the actuator 18 connected to one switching valve 16 is higher than the driving pressure of the actuator 19 connected to the other switching valve 17. Is assumed. In this case, the switching valves 16 and 17 are operated to the left in FIG. 1, and the pressure oil from the pressure oil supply passage 14 is supplied to the passages 14B and 14B of the switching valves 16 and 17 and the passages 14B and 14B. The oil is supplied to the oil chambers 28 and 29 via the throttles 14B 'and 14B' set respectively above. Then, in one of the switching valves 16, the oil reaches the actuator 18 via the oil chamber 28, the flow rate adjusting means 26, the check valve 30, the passage 13B, the cylinder port 46a, and the pipe 44a. It is configured to discharge to the tank T via the cylinder port 44b, the cylinder port 46b and the passage 15B. This configuration is the same for the other switching valve 17. Reference numerals 45a and 45b denote pipes connected to the other switching valve 17, respectively.
[0052]
During the operation of the switching valves 16 and 17, the pressure in the oil chamber 29 is lower than the pressure in the oil chamber 28, and these oil chambers 28 and 29 are connected to each other through the non-return valves 34 and 35. Therefore, only the pressure of the high pressure side oil chamber 28 flows into the communication passage 36 via the check valve 34. As a result, in the flow control means 26 on the high-pressure side, the opening force of the flow control means 26 is set in the opening direction of the flow control means 26 via the spring force of the spring 32 and the signal line 32 'in the same manner as in the case of the single operation of the switching valve. The flow control means 26 is held at the open position 26A by the sum of the force due to the pressure of the oil chamber 28 acting and the pressure substantially equal to the pressure of the oil chamber 28 acting in the closing direction. You.
[0053]
On the other hand, in the flow adjusting means 27 on the low pressure side, the force by the pressure of the oil chamber 29 and the spring force of the spring 33 act in the opening direction, and the pressure of the oil chamber 29 is non-returned in the closing direction. It operates via valve 34, signal line 34 'communication passage 36 and signal line 35'. However, in this case, when the spring force of the spring 33 is relatively small, the force due to the pressure of the signal line 35 'is due to the spring force of the spring 33 and the pressure of the oil chamber 29 acting via the signal line 33'. Greater than the sum of the forces. Accordingly, the flow rate adjusting means 27 is operated to the left in FIG. 1, whereby the opening of the flow rate adjusting means 27 is changed from the open position to the position narrowed by the throttle 27B, and the opening degree of the flow rate adjusting means 27 is Is adjusted to a position where the forces acting in the opening direction and the closing direction are balanced. This means that the pressure in the communication passage 36, that is, the pressure in the signal line 34 'and the pressure in the signal line 35' are both substantially equal to the pressure in the oil chamber 28, so that the pressure in the oil chamber 29, which balances this pressure, also About 28 pressure.
[0054]
Further, the pressure of the pressure oil supply passage 14 is common to each of the switching valves 16 and 17, and the pressures of the oil chambers 28 and 29 are substantially equal. The pressure differences at the throttle portions 14B 'and 14B' are also substantially equal. Therefore, even when the actuators 18 and 19 having different loads are simultaneously operated, the flow rate distribution of the pressure oil can be reliably performed according to the operation amounts of the switching valves 16 and 17.
[0055]
Note that the discharge flow rate of the variable displacement pump 10 when the switching valves 16 and 17 are simultaneously operated is determined by the oil discharged from the center bypass passages 38 and 39 and the flow rate adjusting means 22 according to the operation amounts of the switching valves. The control by the pressure on the upstream side of the pressure generating means 24 is the same as in the case of the above-described single operation of the switching valve.
[0056]
Example 2
FIG. 6 shows another embodiment of the hydraulic system according to the present invention. That is, this embodiment is a modified embodiment of the flow rate adjusting means 26 and 27 provided for each of the switching valves 16 and 17 constituting the hydraulic system of the first embodiment shown in FIG. Therefore, the same components as those shown in FIG. 1 are denoted by the same reference numerals, and detailed description thereof will be omitted.
[0057]
That is, as shown in FIG. 6, in the present embodiment, for one of the flow rate adjusting means 26, an independent passage 70 communicating with the communication passage 36 is provided, and a throttle 71 is provided in the passage 70, so that the communication passage 36 When the spool moves in accordance with an increase in the pressure difference between the oil passage and the oil chamber 28, the opening between the communication passage 36 and the oil chamber 28 is restricted. This configuration is the same for the other flow rate adjusting means 27. The other configuration is the same as the configuration of the hydraulic system shown in FIG.
[0058]
By configuring the flow rate adjusting units 26 and 27 in this manner, the same operation and effect as the hydraulic system of the first embodiment can be obtained.
[0059]
Example 3
FIG. 7 shows still another embodiment of the hydraulic system according to the present invention. That is, the present embodiment is a further modified embodiment of the hydraulic system of Embodiment 2 shown in FIG. Therefore, the same components as those shown in FIGS. 1 and 6 are denoted by the same reference numerals, and detailed description thereof will be omitted.
[0060]
That is, as shown in FIG. 7, in this embodiment, a pressure reducing valve 72 is added. The pressure reducing valve 72 sets the pressure taken out from a part of the bypass passage 20 branched from the pressure oil supply passage 14 through the passage 73 as the primary pressure, and sets the pressure in the oil chamber 28 or 29 detected by the flow rate adjusting means 26 or 27 as the primary pressure. The pressure is made to act as a control pressure through the communication passage 36, and the secondary pressure of the pressure reducing valve 72 is made to act in the closing direction of the flow rate adjusting means 26, 27 and the flow rate adjusting means 22. Further, a spring 74 is acted on the pressure reducing valve 72, and the spring 74 is adjusted by an external operation signal 75. The other configuration is the same as the configuration of the hydraulic system shown in FIG.
[0061]
Therefore, in the hydraulic system according to the present embodiment having such a configuration, the flow dividing ratio when the switching valves 16 and 17 are operated is determined according to the characteristics of the actuators 18 and 19 connected to the switching valves. It is possible to make a hydraulic system that is optimal for the characteristics of the mother machine to which the present invention is applied.
[0062]
Example 4
FIG. 8 shows another embodiment of the hydraulic system according to the present invention. That is, the present embodiment is a modified embodiment of the hydraulic system of Embodiment 1 shown in FIG. Therefore, the same components as those shown in FIG. 1 are denoted by the same reference numerals, and detailed description thereof will be omitted.
[0063]
That is, as shown in FIG. 8, in the present embodiment, an on-off valve 76 whose opening can be adjusted by an external operation is provided on the outlet passage 39 of the center bypass passage 38. The other configuration is the same as the configuration of the hydraulic system shown in FIG.
[0064]
When the on-off valve 76 is in the open position, the operation of the hydraulic system of this embodiment is the same as that of the hydraulic system of the first embodiment shown in FIG. As the degree is set smaller, the amount of discharge from the center bypass passages 38 and 39 decreases. Therefore, in this case, the discharge ratio from the flow rate adjusting means 22 increases, and the supply of the pressure oil from each switching valve 16 or 17 to the actuator 18 or 19 is further pressure-compensated. Further, when the on-off valve 76 is completely closed, the supply of the pressurized oil to the actuator is completely pressure-compensated similarly to the conventional load sensing method. Depending on the application, a wide range of applications is possible. For example, when the hydraulic system according to the present embodiment is applied to a hydraulic excavator or the like, it is possible to add a feature that a fine operation can be performed in a crane operation mode.
[0065]
Example 5
FIG. 9 shows still another embodiment of the hydraulic system according to the present invention. That is, in this embodiment, similarly to the second embodiment, a modified embodiment of the flow rate adjusting means 26, 27 provided for each of the switching valves 16, 17 constituting the hydraulic system of the first embodiment shown in FIG. It is. Therefore, the same components as those shown in FIG. 6 are denoted by the same reference numerals, and detailed description thereof will be omitted.
[0066]
That is, as shown in FIG. 9, in this embodiment, independent flow passages 70 and 78 communicating with the communication passage 36 are provided for one of the flow rate adjusting means 26, and a check valve 77 is provided in each of the passages 70 and 78. , 79 are provided to restrict the opening between the communication passage 36 and the oil chamber 28 when the spool moves in accordance with the increase in the pressure difference between the communication passage 36 and the oil chamber 28. This configuration is the same for the other flow rate adjusting means 27. Other configurations are the same as those of the hydraulic system shown in FIGS. 1 and 6.
[0067]
By configuring the flow rate adjusting means 26 and 27 in this way, the same operation and effect as the hydraulic system of the second embodiment can be obtained.
[0068]
As described above, the case where the present invention is applied to a hydraulic excavator as a preferred embodiment has been described. However, the present invention is not limited to the above-described embodiment, and many design changes can be made without departing from the spirit of the present invention. It is.
[0069]
【The invention's effect】
As described above, the hydraulic system according to the present invention connects a control valve having a plurality of open center type switching valves to a variable displacement pump, and connects an actuator to each of the plurality of switching valves. The supply and discharge of the pressure oil from the variable displacement pump is performed by operating each of the switching valves, and a pressure generating means is provided at the most downstream of a center bypass passage of the switching valve. In the hydraulic system configured to adjust the discharge flow rate of the variable displacement pump accordingly, each switching valve is connected in parallel to a pressure oil supply passage from the variable displacement pump, and is connected to the pressure oil supply passage. Of the switching oil from the neutral position to the oil chamber provided on the passage from the pressure oil supply passage to the cylinder port. And a first flow rate adjusting means, a check valve, and a pressure detecting means for detecting a pressure of the oil chamber are provided between each of the oil chambers and the cylinder port. In addition, a communication path is provided across the first flow rate adjusting means, and the pressure of the oil chamber related to the first flow rate adjusting means acts on the first flow rate adjusting means in the opening direction. And a maximum pressure of the pressures detected by the pressure detecting means is applied in a closing direction, and a bypass passage is provided by branching a pressure oil supply passage from the variable displacement pump. Is connected to the upstream side of the pressure generating means, and a second flow rate adjusting means is provided on the bypass passage. In the opening direction of the second flow rate adjusting means, the upstream pressure is applied, and the second flow rate adjusting means is closed. In the direction, the spring force and the pressure detecting means The conventional variable displacement pump is configured such that the highest pressure among the pressures detected from the pressure generating means is applied and the discharge flow rate of the variable displacement pump is adjusted in accordance with the upstream pressure of the pressure generating means. Eliminates the problems of the open center type flow control method and closed center type flow control method that adjust the discharge flow rate of each type, has the advantages of each flow rate control method, has a simple structure and high reliability, and is suitable for complex operation A hydraulic system having excellent operability and stability can be obtained.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram showing one embodiment of a hydraulic system according to the present invention.
FIG. 2 is an explanatory sectional view of a main part showing a schematic configuration of a hydraulic control valve constituting the hydraulic system shown in FIG. 1;
FIG. 3 is an explanatory diagram showing passage configurations at a neutral position, an intermediate position, and a full stroke position shown in FIGS. 1 and 2 by hydraulic symbols.
FIG. 4 is a characteristic curve diagram showing a relationship between a passing oil amount q and an upstream pressure p in the pressure generating means shown in FIG.
5 is a characteristic curve diagram showing the relationship between the upstream pressure p in the pressure generating means shown in FIG. 1 and the discharge flow rate Q of the variable displacement pump together with the characteristic curve shown in FIG.
FIG. 6 is a hydraulic circuit diagram showing another embodiment of the hydraulic system according to the present invention.
FIG. 7 is a hydraulic circuit diagram showing still another embodiment of the hydraulic system according to the present invention.
FIG. 8 is a hydraulic circuit diagram showing another embodiment of the hydraulic system according to the present invention.
FIG. 9 is a hydraulic circuit diagram showing still another embodiment of the hydraulic system according to the present invention.
[Explanation of symbols]
10 Variable displacement pump
12 Variable control mechanism
14 Pressure oil supply passage
16, 17 switching valve
18, 19 Actuator
20 Bypass passage
22 Flow rate adjusting means (second)
23 spring
24 Pressure generating means
25 signal lines
26, 27 Flow rate adjusting means (first)
28, 29 Oil chamber
30, 31 Check valve
32,33 spring
32 ', 33' signal line
34, 35 Check valve
34 ', 35' signal line
36 connecting passage
37 passage
38 Center bypass passage
39 Exit passage
40 valve body
42 Switching spool
44a, 44b piping
45a, 45b piping
46a, 46b Cylinder port
48 passage
52 tank port
54 spool
56 cover
58 Spool hole
60 Front room
62, 63 back room
64 aperture
68 Pressure signal line
70, 78 passage
71 Aperture
72 Pressure reducing valve
73 passage
74 spring
75 External operation signal
76 On-off valve
77, 79 Check valve
T tank

Claims

A control valve incorporating a plurality of open center type switching valves is connected to the variable displacement pump, an actuator is connected to each of the plurality of switching valves, and supply / discharge of pressure oil from the variable displacement pump to these actuators is connected. A pressure generating means is provided at the most downstream of a center bypass passage of the switching valve, and a discharge flow rate of the variable displacement pump is adjusted according to an upstream pressure of the pressure generating means. In the configured hydraulic system,
Each switching valve is connected in parallel to a pressure oil supply passage from the variable displacement pump, and the pressure oil from the pressure oil supply passage is provided on a passage from the pressure oil supply passage to the cylinder port. Into the chamber through an opening formed by the movement of the switching spool of each of the switching valves from the neutral position,
A first flow rate adjusting means, a check valve, and a pressure detecting means for detecting a pressure of the oil chamber are provided between each of the oil chambers and the cylinder port, respectively, and each of the first flow rate adjusting means is provided. A communication path that spans
For each of the first flow rate adjusting means, the pressure of the oil chamber related to each of the first flow rate adjusting means is caused to act in the opening direction, and the highest pressure among the pressures detected from each of the pressure detecting means is changed. Configured to act in the closing direction,
Branching a pressure oil supply passage from the variable displacement pump to provide a bypass passage, connecting the bypass passage to an upstream side of the pressure generating means, and providing a second flow rate adjusting means on the bypass passage; In the opening direction of the second flow rate adjusting means, the upstream pressure is applied, and in the closing direction, the maximum force of the spring force and the pressure detected by the pressure detecting means is applied,
Further, the hydraulic system is characterized in that the discharge flow rate of the variable displacement pump is adjusted according to the upstream pressure of the pressure generating means.

The hydraulic system according to claim 1, wherein the pressure detecting means is provided between the oil chamber and the first flow rate adjusting means.

2. The hydraulic system according to claim 1, wherein the pressure detecting means is provided between the oil chamber and the check valve.

A first flow rate adjusting means is provided between the switching valve and the check valve, and a spring force is applied to the first flow rate adjusting means so that the first flow rate adjusting means communicates with the passage between the switching valve and the check valve in a neutral state. The hydraulic system according to claim 1, wherein the hydraulic system is configured to hold the hydraulic pressure.

A first flow control means provided between the switching valve and the check valve, and a spring force acting on the first flow control means to shut off a passage between the switching valve and the check valve in a neutral state; 4. The hydraulic system according to claim 1, wherein the hydraulic system is configured to hold the hydraulic pressure.

5. The hydraulic system according to claim 4, wherein a check valve is built in the first flow control means, and the check valve is configured as pressure detection means.

7. The hydraulic system according to claim 4, wherein the first flow rate adjusting means has a function of a pressure reducing valve.

When the plurality of switching valves are simultaneously operated, the first flow rate adjusting means on the high load side connects the oil chamber formed between the corresponding switching valve and the check valve to the communication path, and The first flow rate adjusting means on the light load side is configured such that the pressure of the oil chamber formed between the corresponding switching valve and the check valve is higher than the pressure of the communication passage by a predetermined pressure by a spring force. 5. The hydraulic system according to claim 4, wherein the hydraulic system is configured to shut off a passage between the communication passage and the oil chamber when the oil passage is lowered.

The hydraulic system according to claim 4, wherein the first flow rate adjusting means is configured not to block an oil passage from the switching valve to the actuator at a position where the first flow rate adjusting means has moved maximum.

On the most downstream side of the center bypass passage of each switching valve, upstream and downstream of a connection with the bypass passage from the second flow rate adjusting means, an opening / closing means for opening / closing the center bypass passage and adjusting the opening degree by external operation is provided. The hydraulic system according to claim 1, comprising:

6. The hydraulic system according to claim 4, wherein the set load of the spring force of the first flow rate adjusting means is set to a load different from the set load of the spring force of the second flow rate adjusting means.