JP3607529B2

JP3607529B2 - Hydraulic control device for construction machinery

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Publication number: JP3607529B2
Application number: JP14376799A
Authority: JP
Inventors: 勇輔梶田; 浩松崎; 一浩柴森; 宏之足立
Original assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Current assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Priority date: 1999-05-24
Filing date: 1999-05-24
Publication date: 2005-01-05
Anticipated expiration: 2019-05-24
Also published as: JP2000337307A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、油圧ショベル等の建設機械に備えられる油圧制御装置に係り、特に、２つの油圧ポンプによる圧油の合流によって駆動可能な特定アクチュエータと、この特定アクチュエータとは異なる他のアクチュエータと、この他のアクチュエータを駆動する圧油を供給する第３油圧ポンプとを備えた建設機械の油圧制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
建設機械の油圧制御装置にあっては、従来から第１油圧ポンプと第２油圧ポンプの２つの主油圧ポンプの圧油を合流させてアームシリンダ等の特定アクチュエータの増速を実現させているものがある。
【０００３】
また、このような状況にあって昨今は、旋回等の独立性を確保するために、上述した２つの主油圧ポンプの圧油供給系統から旋回用方向制御弁等を除き、この旋回用方向制御弁等に上述の第１油圧ポンプ、第２油圧ポンプとは別に設けた第３油圧ポンプによる圧油を供給するようにした油圧制御装置が提案されはじめている。
【０００４】
以下、この３つの主油圧ポンプを含む従来技術について図１４，１５に基づいて説明する。
【０００５】
図１４は建設機械の一例として挙げた油圧ショベルを示す側面図、図１５は図１４に示す油圧ショベルに備えられる従来の油圧制御装置の構成の一例を示す油圧回路図である。
【０００６】
図１４に示す油圧ショベルは、走行体５０と、この走行体５０上に配置される旋回体５１と、この旋回体５１に上下方向の回動可能に連結されるブーム５２と、このブーム５２の先端に、上下方向の回動可能に連結されるアーム５３と、このアーム５３の先端に、上下方向の回動可能に連結されるバケット５４と、排土板すなわちブレード５５とを備えている。また、各種のアクチュエータ、例えば走行体５０を駆動する走行右モータ５６及び図示しない走行左モータ、旋回体５１を駆動する図示しない旋回モータ、ブーム５２を駆動するブームシリンダ５７、アーム５３を駆動するアームシリンダ５８、バケット５４を駆動するバケットシリンダ５９等を備えている。
【０００７】
このような油圧ショベルに備えられる３つの主油圧ポンプを有する油圧制御装置は、図１５に示すように、エンジン１と、このエンジン１によって駆動する第１油圧ポンプ２、第２油圧ポンプ３、第３油圧ポンプ４及びパイロットポンプ５を備えている。第１油圧ポンプ２及び第２油圧ポンプ３は、可変容量型の油圧ポンプから構成されている。
【０００８】
第１油圧ポンプ２の吐出管路６に連通するセンタバイパス通路１６上には、前述した走行右モータ５６の駆動を制御する走行右用方向制御弁７、バケットシリンダ５９の駆動を制御するバケット用方向制御弁８、ブームシリンダ５７の駆動を制御するブーム用第１方向制御弁９、及びアームシリンダ５８の駆動を制御するアーム用第２方向制御弁１０が配置されている。
【０００９】
第２油圧ポンプ３の吐出管路１１に連通するセンタバイパス通路１７上には、アームシリンダ５８の駆動を制御するアーム用第１方向制御弁１２、ブームシリンダ５７の駆動を制御するブーム用第２方向制御弁１３、予備用方向制御弁１４、及び図示しない走行左モータの駆動を制御する走行左用方向制御弁１５が配置されている。
【００１０】
なお、アーム用第２方向制御弁１０の入力ポートと、アーム用第１方向制御弁１２の入力ポートとは、管路１９によって連絡させてあり、この管路１９中に、アーム用第２方向制御弁１０側からアーム用第１方向制御弁１２側への圧油の流れを許容し、アーム用第１方向制御弁１２側からアーム用第２方向制御弁１０側への流れを阻止する逆止弁２０を設けてある。
【００１１】
また、上述したアームシリンダ５８の駆動制御に係る２つの方向制御弁のうちのアーム用第１方向制御弁１２は、そのスプールのストローク量に応じて開口面積の大きさを徐々に変化させることのできるもの、いわゆるメータリング特性を有する方向制御弁から成っているが、アーム用第２方向制御弁１０は、そのスプールのストローク量に応じて開口面積の大きさを徐々に変化させることのできないもの、すなわち閉じた状態か、開いた一定の開口面積を保つ状態かのいずれかにしか選択できないもの、いわゆるメータリング特性を有しない方向制御弁から成っている。
【００１２】
第１油圧ポンプ２の圧油供給系統に属する上述したセンタバイパス通路１６と、このセンタバイパス通路１６上に設けられる走行右用方向制御弁７、バケット用方向制御弁８、ブーム用第１方向制御弁９、アーム用第２方向制御弁１０と、第２油圧ポンプ３の圧油供給系統に属するセンタバイパス通路１７と、このセンタバイパス通路１７上に設けられるアーム用第１方向制御弁１２、ブーム用第２方向制御弁１３、予備用方向制御弁１４、走行左用方向制御弁１５と、管路１９及び逆止弁２０とは、１つのバルブブロックすなわち第１コントロールバルブ１８内に設けられている。
【００１３】
第３油圧ポンプ４の吐出管路２１に連通するセンタバイパス通路２５上には、図示しない旋回モータの駆動を制御する旋回用方向制御弁２２と、前述したブレード５５を作動させる図示しないブレードシリンダの駆動を制御するブレード用方向制御弁２３が配置されている。
【００１４】
上述した第３油圧ポンプ４の圧油供給系統に属するセンタバイパス通路２５、旋回用方向制御弁２２、ブレード用方向制御弁２３、及び第３油圧ポンプ４の吐出圧を規定するリリーフ弁２６等は、前述した第１コントロールバルブ１８とは別体に設けられるバルブブロックすなわち第２コントロールバルブ２７内に設けられている。
【００１５】
なお、同図１５中、２９はパイロットポンプ５の吐出圧を規定するパイロットリリーフ弁、５８は前述したアームシリンダである。ここでは例えばこのアームシリンダ５８が第１油圧ポンプ２と第２油圧ポンプ３の圧油を合流させて供給可能な特定アクチュエータを構成している。また、例えば旋回用方向制御弁２２によって制御される図示しない旋回モータが、上述の特定アクチュエータとは異なる他のアクチュエータを構成している。
【００１６】
このように構成される従来技術では、図示しないアーム用操作装置を所定量操作しアーム用第１方向制御弁１２とアーム用第２方向制御弁１０とを連動させるようにして切換えると、アーム用第２方向制御弁１０はセンタバイパス通路１６を閉塞するブロック位置に切換えられる。これにより、第１油圧ポンプ２の圧油が吐出管路６、センタバイパス通路１６、逆止弁２０、管路１９を介して、第２油圧ポンプ３の圧油とともにアーム用第１方向制御弁１２に合流されて供給される。したがって、図示しないアーム用操作装置の操作に伴うアーム用第１方向制御弁１２の切換え操作量に応じた圧油がアームシリンダ５８に供給され、アームシリンダ５８からの戻り油がタンクに戻される。これにより、当該アームシリンダ５８は、第１油圧ポンプ２、第２油圧ポンプ３の合流された圧油により比較的速い速度で作動する。
【００１７】
また、旋回体を駆動させるために図示しない旋回用操作装置を操作し、旋回用方向制御弁２２を切換えると、第３油圧ポンプ４の圧油が旋回用方向制御弁２２を介して図示しない旋回モータに供給され、これにより旋回体５１を旋回させることができる。
【００１８】
このように図１４，１５に示す従来技術にあっては、特定のアクチュエータ、例えばアームシリンダ５８を２つの油圧ポンプ２，３の合流された圧油によって駆動し、増速を実現できるとともに、アーム用第１方向制御弁１２のメータリング特性に応じてアームシリンダ５８を制御できる。また、第３油圧ポンプ４の圧油によって旋回の独立性を確保できる。これらにより掘削作業等の所望の作業を良好に実施できる。
【００１９】
【発明が解決しようとする課題】
上述した従来技術にあっては、第１油圧ポンプ２と第２油圧ポンプ３の圧油の合流によってアームシリンダ５８を増速させることができ、それなりに掘削作業の能率を向上させることができる。しかし、昨今の市街地等で実施される夜間の作業などでは、特に、作業を速く進めることが要求され、したがってより速くアームシリンダ等のアクチュエータを駆動させる技術の開発が望まれている。
【００２０】
なお、従来、３つの主油圧ポンプを備え、これらの主油圧ポンプのうちの２つの油圧ポンプを選択的に合流させて特定アクチュエータに供給可能な技術が、特開平１０−８８６２７号公報に開示されている。この公報に開示された従来技術でも、特定アクチュエータに合流される圧油は２つの主油圧ポンプによる圧油であることから、実質的には前述した図１４，１５に示す従来技術と同等である。
【００２１】
本発明は、上記した従来技術における実状に鑑みてなされたもので、その目的は、２つの油圧ポンプの圧油の合流により駆動可能な特定アクチュエータのさらなる増速を実現させることができる建設機械の油圧制御装置を提供することにある。
【００２２】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために、本発明の請求項１に係る発明は、第１油圧ポンプ及び第２油圧ポンプと、これらの第１油圧ポンプ及び第２油圧ポンプのそれぞれから吐出された圧油の合流により駆動可能な特定アクチュエータと、この特定アクチュエータとは異なる他のアクチュエータと、この他のアクチュエータを駆動する圧油を供給する第３油圧ポンプとを備えた建設機械の油圧制御装置において、上記第３油圧ポンプの圧油を、上記第１油圧ポンプ及び上記第２油圧ポンプの圧油に合流させて上記特定アクチュエータに選択的に供給可能な合流弁を設けるとともに、この合流弁の合流機能を解除する合流解除手段を設けた構成にしてある。
【００２３】
このように構成した請求項１に係る発明にあっては、合流弁を中立に保った状態では、第１油圧ポンプ及び第２油圧ポンプの圧油を合流させて特定アクチュエータに供給可能であるものの、第３油圧ポンプの圧油が合流されてアクチュエータに供給されることはない。ここで、合流弁を中立位置から切換えると、この合流弁の作動により第３油圧ポンプの圧油が、第１油圧ポンプ、第２油圧ポンプの圧油とともに合流されて特定アクチュエータに供給される。したがって、第１油圧ポンプ、第２油圧ポンプの２つの圧油だけの合流の場合よりも特定アクチュエータを増速させることができる。このように、第３油圧ポンプの圧油を特定アクチュエータの増速のために有効に活用させることができる。
【００２４】
また、圧力信号に応じて合流解除手段を作動させることにより、合流弁の合流機能を解除させ、第１油圧ポンプと第２油圧ポンプだけの合流による圧油で特定アクチュエータを駆動させることができる。すなわち、当該建設機械の各種の作業形態におけるエンジン出力トルクとポンプ入力トルクとの関係を考慮して、特定アクチュエータを第１，第２，第３油圧ポンプの合流による圧油で駆動するか、あるいは第１，第２油圧ポンプの２つの油圧ポンプの合流による圧油で駆動するかを選択することができる。
【００２５】
例えば当該建設機械が油圧ショベルである場合、この油圧ショベルによって実施される掘削作業の形態としては、比較的軟らかい土砂等を掘削するために負荷圧がそれほど高くならず、主に作業速度を要求される軽掘削作業と、堅い岩盤等を掘削するために負荷圧が高くなり、主に作業の実施に関与する複数のアクチュエータの複合操作性が要求される重掘削作業とがある。このような掘削作業に際し、エンストを防止するために、主に第１油圧ポンプ、第２油圧ポンプ、第３油圧ポンプそれぞれのポンプ入力トルクの合計値がエンジン出力トルクを超えないように馬力制御が実施されるが、ポンプ入力トルクはポンプ吐出量とポンプ吐出圧との積によって決まる値となっている。
【００２６】
第１油圧ポンプ、第２油圧ポンプのどちらかの圧油のみによって駆動するバケットシリンダ等のアクチュエータと、特定アクチュエータとの複合操作による掘削作業が実施される場合、その掘削作業が上述した軽掘削作業であるなら、特定アクチュエータの負荷圧はそれほど高くならず、したがって、合流弁を作動させて第１，第２，第３油圧ポンプの３つの油圧ポンプの圧油を合流させて特定アクチュエータに供給しても、特定アクチュエータの負荷圧に相応する第３油圧ポンプの吐出圧はそれほど高くならず、これに伴って第３油圧ポンプに係るポンプ入力トルクの値は小さい。したがって、第１，第２油圧ポンプのポンプ入力トルクの合計値に与える影響は小さく、これらの第１，第２油圧ポンプから比較的大きい流量を供給できる。このため当該軽掘削作業時には、上述した第１，第２油圧ポンプのどちらかの圧油のみによって駆動するバケットシリンダ等のアクチュエータにも、相当量の圧油を供給でき、所望の軽掘削作業を実施できる。
【００２７】
しかしながら、上述したバケットシリンダ等のアクチュエータと、特定アクチュエータとの複合操作による重掘削作業が実施される場合には、特定アクチュエータの負荷圧が高くなる。これに伴って第３油圧ポンプに係るポンプ入力トルクの値が大きくなり、第１，第２油圧ポンプのポンプ入力トルクの合計値に与える影響が大きくなる。つまり、エンジン出力トルクの関係から第１，第２油圧ポンプのポンプ入力トルクの合計値が小さくなるように変化し、これらの第１，第２油圧ポンプから供給される流量は、上述した軽掘削作業の場合に比べて小さくなる。このため、当該重掘削作業時に、合流弁を駆動して第１，第２，第３油圧ポンプの３つの油圧ポンプの圧油を合流して特定アクチュエータを駆動しようとすると、特定アクチュエータの作動速度に比べて、バケットシリンダ等のアクチュエータの作動速度が著しく遅くなる事態を生じる。これにより、特定アクチュエータと、バケットシリンダ等のアクチュエータとの複合操作性が低下し、重掘削作業に支障を生じる懸念がある。このような場合には、合流解除手段を作動させて、合流弁の合流機能を解除し、特定アクチュエータを第１，第２油圧ポンプの圧油だけの合流によって駆動させるようにすればよい。これによって第１，第２油圧ポンプのポンプ入力トルクの合計値を比較的大きく確保することができる。このようにすれば、特定アクチュエータの作動速度は、第１，第２，第３油圧ポンプの３つの油圧ポンプの圧油の合流に比べれば遅くなるものの、バケットシリンダ等のアクチュエータにも十分な流量を供給でき、このバケットシリンダ等のアクチュエータの作動速度も確保でき、このバケットシリンダ等のクアチュエータと特定アクチュエータとの良好な複合操作性が得られて、所望の重掘削作業を実施することができる。
【００２８】
また上記目的を達成するために、本発明の請求項２に係る発明は、請求項１に記載の発明において、上記合流弁を、上記他のアクチュエータの駆動を制御する他のアクチュエータ用方向制御弁の下流に位置するセンタバイパス通路上に設けた構成にしてある。
【００２９】
このように構成した請求項２に係る発明によれば、他のアクチュエータ用方向制御弁が中立位置から切換えられているときは、第３油圧ポンプの圧油を第１油圧ポンプ、第２油圧ポンプの圧油に合流させて特定アクチュエータに供給することはできないが、他のアクチュエータ用方向制御弁が中立位置に保たれているときには、第３油圧ポンプの圧油を第１油圧ポンプ、第２油圧ポンプの圧油に合流させて特定アクチュエータに供給でき、この特定アクチュエータの増速を実現できる。
【００３０】
また上記目的を達成するために、本発明の請求項３に係る発明は、請求項１または２に記載の発明において、上記合流弁が、メータリング特性を有するものから成る構成にしてある。
【００３１】
このように構成した請求項３に係る発明にあっては、合流弁の操作量に応じて特定アクチュエータの駆動を制御できるので、特定アクチュエータに接続される主管路と、合流弁とを外部配管で直接に接続することができる。
【００３２】
また上記目的を達成するために、本発明の請求項４に係る発明は、請求項１〜３のいずれかに記載の発明において、上記第１油圧ポンプに接続される方向制御弁及び上記第２油圧ポンプに接続される方向制御弁を含む第１コントロールバルブと、この第１コントロールバルブとは別体に設けられ、上記第３油圧ポンプに接続される方向制御弁を含む第２コントロールバルブとを備えるとともに、上記合流弁を上記第２コントロールバルブ内に設けた構成してある。
【００３３】
このように構成した請求項４に係る発明にあっては、第１コントロールバルブ、第２コントロールバルブの２つのバルブブロック内に、当該建設機械で必要とされている各種の方向制御弁と、合流弁とを収納でき、コンパクト化を実現できる。
【００３４】
また上記目的を達成するために、本発明の請求項５に係る発明は、請求項１〜４のいずれかに記載の発明において、上記特定アクチュエータがアームシリンダから成ることを特徴としている。
【００３５】
また上記目的を達成するために、本発明の請求項６に係る発明は、請求項５記載の発明において、上記アームシリンダを駆動するアーム用第１方向制御弁及びアーム用第２方向制御弁を備え、これらのアーム用第１方向制御弁、アーム用第２方向制御弁のうちの一方は、メータリング特性を有する方向制御弁から成り、他方はメータリング特性を有しない方向制御弁から成ることを特徴としている。また上記目的を達成するために、本発明の請求項７に係る発明は、請求項１〜６のいずれかに記載の発明において、上記他のアクチュエータが旋回モータから成ることを特徴としている。
【００３６】
また上記目的を達成するために、本発明の請求項８に係る発明は、請求項１〜７のいずれかに記載の発明において、上記合流解除手段が、圧力信号に応じて作動し、上記合流弁の合流機能を解除する合流解除弁を含む構成にしてある。
【００３７】
このように構成した請求項８に係る発明にあっては、圧力信号に応じて合流解除弁を作動させることにより、合流弁の合流機能が解除され、特定アクチュエータには第１，第２油圧ポンプの２つの油圧ポンプの圧油だけの合流による供給が可能になる。
【００３８】
また上記目的を達成するために、本発明の請求項９に係る発明は、請求項８に記載の発明において、上記合流解除弁が、上記特定アクチュエータの負荷圧によって作動するものから成る構成にしてある。
【００３９】
このように構成した請求項９に係る発明にあっては、特定アクチュエータの負荷圧が高くなったときに、その負荷圧によって合流解除弁が合流弁の合流機能を解除するように作動させることができる。これによって特定アクチュエータの負荷圧が高くなった場合に当該特定アクチュエータに、第１，第２油圧ポンプの２つの油圧ポンプの圧油だけを合流させて供給することが可能になる。
【００４０】
また上記目的を達成するために、本発明の請求項１０に係る発明は、請求項８に記載の発明において、上記合流解除手段が、パイロットポンプと、このパイロットポンプから吐出されるパイロット圧を上記合流解除弁の制御部に供給可能な比例電磁弁と、上記特定アクチュエータの負荷圧または当該負荷圧に相応するポンプ吐出圧を検出する特定アクチュエータ用圧力センサと、この特定アクチュエータ用圧力センサから出力される信号に応じて、上記比例電磁弁を作動させる制御信号を出力可能なコントローラとを含む構成にしてある。
【００４１】
このように構成した請求項１０に係る発明にあっては、特定アクチュエータ用圧力センサによって、特定アクチュエータの負荷圧または当該負荷圧に相応するポンプ吐出圧が、例えば油圧ショベルにおける重掘削作業時におけるように高くなったことが検出されると、コントローラから比例電磁弁を作動させる制御信号が出力され、これにより比例電磁弁が作動し、パイロットポンプのパイロット圧が比例電磁弁を介して合流解除弁の制御部に与えられる。これにより、合流解除弁が作動して合流弁の合流機能が解除され、特定アクチュエータには第１，第２油圧ポンプの２つの油圧ポンプの圧油だけを合流させて供給することが可能になる。
【００４２】
また上記目を達成するために、本発明の請求項１１に係る発明は、請求項１〜７のいずれかに記載の発明において、上記合流解除手段が、パイロットポンプと、このパイロットポンプの圧油を上記合流弁の制御部に供給可能な比例電磁弁と、上記特定アクチュエータの負荷圧または当該負荷圧に相応するポンプ吐出圧を検出する特定アクチュエータ用圧力センサと、上記特定アクチュエータの駆動を制御する特定アクチュエータ用方向制御弁を切換え操作するパイロット圧を検出するパイロット用圧力センサと、上記特定アクチュエータ用圧力センサから出力される信号と上記パイロット用圧力センサから出力される信号との双方に応じて、上記比例電磁弁を作動させる制御信号を出力可能なコントローラとを含む構成にしてある。
【００４３】
このように構成した請求項１１に係る発明にあっては、パイロット用圧力センサによって特定アクチュエータ用方向制御弁が切換え操作されたことが検出され、合わせて特定アクチュエータ用圧力センサによって、特定アクチュエータの負荷圧または当該負荷圧に相応するポンプ吐出圧が、例えば油圧ショベルにおける重掘削作業時におけるように高くなったことが検出されると、コントローラから比例電磁弁を作動させる制御信号が出力され、これにより比例電磁弁が作動し、パイロットポンプのパイロット圧が比例電磁弁を介して合流弁の制御部に与えられる。このため合流弁が切換えられて、その合流機能が解除される。したがって、特定アクチュエータには第１，第２油圧ポンプの２つの油圧ポンプの圧油だけを合流させて供給することが可能になる。
【００４４】
また上記目的を達成するために、本発明の請求項１２に係る発明は、請求項１〜７のいずれかに記載の発明において、上記合流解除手段が、電気信号から成る制御信号に応じて作動し、上記合流弁の合流機能を解除する合流解除弁と、上記特定アクチュエータの負荷圧または当該負荷圧に相応するポンプ吐出圧を検出する特定アクチュエータ用圧力センサと、この特定アクチュエータ用圧力センサから出力される信号に応じて、上記合流解除弁を作動させる制御信号を出力可能なコントローラとを含む構成にしてある。
【００４５】
このように構成した請求項１２に係る発明にあっては、特定アクチュエータ用圧力センサによって、特定アクチュエータの負荷圧または当該負荷圧に相応するポンプ吐出圧が、例えば油圧ショベルにおける重掘削作業時におけるように高くなったことが検出されると、コントローラから合流解除弁に制御信号が出力され、この合流解除弁は合流弁の合流機能を解除するように作動する。したがって、特定アクチュエータには第１，第２油圧ポンプの２つの油圧ポンプの圧油だけを合流させて供給することが可能になる。
【００４６】
また上記目的を達成するために、本発明の請求項１３に係る発明は、請求項１〜１２のいずれかに記載の発明において、当該建設機械が油圧ショベルから成ることを特徴としている。
【００４７】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の建設機械の油圧制御装置の実施形態を図に基づいて説明する。図１は本発明の建設機械の油圧制御装置の請求項１，２，４，５，６，７，８，９，１３に相応する第１実施形態の構成を示す油圧回路図、図２は図１に示す第１実施形態に備えられる合流弁の特性を示す図、図３は図１に示す第１実施形態で得られるポンプ入力トルク特性を示す図である。
【００４８】
図１は前述した図１５に対応させて描いてあり、図１５に示したものとと同等のものは同一符号で示してある。すなわち、図１に示す第１実施形態も例えば油圧ショベルに備えられるものであり、エンジン１と、このエンジン１によって駆動する第１油圧ポンプ２、第２油圧ポンプ３、第３油圧ポンプ４、及びパイロットポンプ５とを備えている。第１油圧ポンプ２及び第２油圧ポンプ３は可変容量型の油圧ポンプから構成されている。
【００４９】
第１油圧ポンプ２の吐出管路６に連通するセンタバイパス通路１６上には、走行右モータの駆動を制御する走行右用方向制御弁７、図１４に示したバケットシリンダ５９の駆動を制御するバケット用方向制御弁８、ブームシリンダ５７の駆動を制御するブーム用第１方向制御弁９、及びアームシリンダ５８の駆動を制御するアーム用第２方向制御弁１０を配置してある。
【００５０】
第２油圧ポンプ３の吐出管路１１に連通するセンタバイパス通路１７上には、アームシリンダ５８の駆動を制御するアーム用第１方向制御弁１２、ブームシリンダ５７の駆動を制御するブーム用第２方向制御弁１３、予備用方向制御弁１４、及び図示しない走行左モータの駆動を制御する走行左用方向制御弁１５を配置してある。
【００５１】
また、アーム用第２方向制御弁１０の入力ポートと、アーム用第１方向制御弁１２の入力ポートとは、管路１９によって連絡させてあり、この管路１９中に、アーム用第２方向制御弁１０側からアーム用第１方向制御弁１２側への圧油の流れを許容し、アーム用第１方向制御弁１２側からアーム用第２方向制御弁１０側への流れを阻止する逆止弁２０を設けてある。
【００５２】
また、上述したアームシリンダ５８の駆動制御に係る２つの方向制御弁のうちのアーム用第１方向制御弁１２は、そのスプールのストローク量に応じて開口面積の大きさを徐々に変化させることのできるもの、いわゆるメータリング特性を有する方向制御弁から成っているが、アーム用第２方向制御弁１０は、そのスプールのストローク量に応じて開口面積の大きさを徐々に変化させることのできないもの、すなわち開いた一定の開口面積を保つ状態か、閉じた状態かのどちらかしか選択できないもの、いわゆるメータリング特性を有しない方向制御弁から成っている。
【００５３】
第１油圧ポンプ２の圧油供給系統に属する上述したセンタバイパス通路１６と、このセンタバイパス通路１６上に設けられる走行右用方向制御弁７、バケット用方向制御弁８、ブーム用第１方向制御弁９、アーム用第２方向制御弁１０と、第２油圧ポンプ３の圧油供給系統に属するセンタバイパス通路１７と、このセンタバイパス通路１７上に設けられるアーム用第１方向制御弁１２、ブーム用第２方向制御弁１３、予備用方向制御弁１４、走行左用方向制御弁１５と、管路１９及び逆止弁２０とは、１つのバルブブロックすなわち第１コントロールバルブ１８内に設けてある。
【００５４】
第３油圧ポンプ４の吐出管路２１に連通するセンタバイパス通路２５上には、図示しない旋回モータの駆動を制御する旋回用方向制御弁２２と、図１４に示すブレード５５を作動させる図示しないブレードシリンダの駆動を制御するブレード用方向制御弁２３を配置してある。
【００５５】
同図１中、２９はパイロットポンプ５の吐出圧を規定するパイロットリリーフ弁、２８はパイロットポンプ５の吐出管路である。この第１実施形態でも、例えばアームシリンダ５８が第１油圧ポンプ２と第２油圧ポンプ３の圧油を合流させて供給可能な特定アクチュエータを構成している。また、例えば旋回用方向制御弁２２によって制御される図示しない旋回モータが、上述の特定アクチュエータとは異なる他のアクチュエータを構成し、旋回用方向制御弁２２が他のアクチュエータ用方向制御弁を構成している。
【００５６】
以上の構成については、前述した図１５に示すものと同等である。
本発明の第１実施形態では、特に、第３油圧ポンプ４の圧油を、第１油圧ポンプ２及び第２油圧ポンプ３の圧油に合流させて特定アクチュエータであるアームシリンダ５８に選択的に供給可能な合流弁２４を設けてある。
【００５７】
この合流弁２４は、同図１に示すように、例えば旋回用方向制御弁２２及びブレード用方向制御弁２３の下流に位置するセンタバイパス通路２５上に配置してあり、アームシリンダ５８を操作するアーム用操作装置６１の操作に伴って出力される制御パイロット圧３０により、中立位置である開位置から、同図１の左位置である閉位置に切換えられるようになっている。すなわち、この合流弁２４は、メータリング特性を有しないものであり、図２に示すように、ばねのセット力に相応する制御パイロット圧ＳＰよりも小さい制御パイロット圧３０がその制御部に与えられているときには、ばねの力により同図１に示すように右位置に保たれ、全開となる。また、ばねのセット力に相応する制御パイロット圧ＳＰよりも大きな制御パイロット圧３０がその制御部に与えられると、ばね力に抗して同図１の左位置に切換えられ、全閉となり、センタバイパス通路２５を閉じる。
【００５８】
この合流弁２４は、例えば旋回用方向制御弁２２、ブレード用方向制御弁２３とともに、第２コントロールバルブ２７内に収納させてある。
【００５９】
また、この第１実施形態は、アーム用方向制御弁１２の入力ポートと逆止弁２０との間に位置する管路１９部分と、合流弁２４の上流側とを連絡する管路３１を設けてあり、この管路３１中に、合流弁２４方向への逆流を阻止する逆止弁３２を設けてある。
【００６０】
さらにこの第１実施形態では、アームシリンダ５８の負荷圧、例えばボトム圧を解除指令圧６３として作動し、前述した合流弁２４の合流機能を解除する合流解除手段、例えば合流解除弁６２を設けてある。この合流解除弁６２のばねのセット力は、例えば軽掘削作業時のアームシリンダ５８のボトム圧に相当する力よりも大きく、また、堅い地盤等を掘削する重掘削作業時のアームシリンダ５８のボトム圧に相当する力よりも小さい値にあらかじめ設定してある。
【００６１】
このように構成した第１実施形態では、同図１に示すように合流解除弁６２が非作動に保たれている状態において、例えば比較的軟らかい土砂等を掘削する軽掘削作業に際し、アーム用操作装置６１を所定量操作し、パイロット圧６０を発生させて、アーム用第１方向制御弁１２とアーム用第２方向制御弁１０とを連動させるように切換え、同時にアーム用操作装置６１の操作に伴って出力されるパイロット圧６０を制御パイロット圧３０として合流解除弁６２を介して合流弁２４の制御部に与え、この合流弁２４を切換えると、まずアーム用第２方向制御弁１０はセンタバイパス通路１６を閉塞するブロック位置に切換えられる。
【００６２】
これにより第１油圧ポンプ２の圧油が吐出管路６、センタバイパス通路１６、逆止弁２０、管路１９を介して、第２油圧ポンプ３の圧油とともにアーム用第１方向制御弁１２に合流されて供給される。
【００６３】
またこの間、合流弁２４が閉位置となり、センタバイパス通路２５が閉じられる。これにより、第３油圧ポンプ４の圧油が吐出管路２１、センタバイパス通路２５、旋回用方向制御弁２２、ブレード用方向制御弁２３を経て管路３１に導かれ、さらにこの管路３１から管路１９を経てアーム用第１方向制御弁１２に与えられる。すなわち、第１油圧ポンプ２、第２油圧ポンプ３、第３油圧ポンプ４の３つの主油圧ポンプの圧油が合流されてメータリング特性を有するアーム用第１方向制御弁１２に供給される。したがって、アーム用操作装置６１の操作に伴うアーム用第１方向制御弁１２の切換え操作量に応じた圧油がアームシリンダ５８に供給され、アームシリンダ５８からの戻り油が、アーム用第１方向制御弁１２から主管路４０を経てタンクに戻される。これにより、当該アームシリンダ５８は、第１油圧ポンプ２、第２油圧ポンプ３、第３油圧ポンプ４の３つの主油圧ポンプの合流された圧油によって速い速度で、またアーム用第１方向制御弁１２の切換え操作量に応じた速度で作動させることができ、所望の軽掘削作業を実施させることができる。
【００６４】
上述した軽掘削作業に際し、エンストを防止するために、主に第１油圧ポンプ２、第２油圧ポンプ３、第３油圧ポンプ４のそれぞれのポンプ入力トルクの合計値がエンジン出力トルクを超えないように馬力制御が実施される。それぞれのポンプ入力トルクは、ポンプ吐出量とポンプ吐出圧との積によって決まる値となっている。
【００６５】
今、この軽掘削作業に際し、アームシリンダ５８と図１４に示したバケットシリンダ５９との複合操作が実施される場合、バケットシリンダ５９には第１油圧ポンプ２の圧油のみがバケット用方向制御弁８を介して供給される。また、この軽掘削作業の場合にはアームシリンダ５８の負荷圧は比較的小さく、したがって解除指令圧６３が発生せず、合流解除弁６２は同図１に示す状態に保たれ、合流弁２４は同図１の左位置（閉位置）に保持される。さらに、アームシリンダ５８の負荷圧が小さいことから第３油圧ポンプ４の吐出圧も低めに保たれ、この第３油圧ポンプ４のポンプ入力トルクの値も小さい。これに伴い、エンジン出力トルクの制約を受ける第１油圧ポンプ２、第２油圧ポンプ３のポンプ入力トルクの合計値を比較的大きく確保することができる。これにより、第１油圧ポンプ２のポンプ吐出量を比較的大きく保つことができ、第１油圧ポンプ２の圧油のみによって駆動する図１５に示すバケットシリンダ５９にも、バケット用方向制御弁８を介して相当量の圧油を供給できる。すなわち、この軽掘削作業の場合には、第１，第２，第３油圧ポンプ２，３，４の３つの油圧ポンプの圧油を合流させるようにしても、アームシリンダ５８とバケットシリンダ５９との良好な複合操作性を確保でき、比較的作動速度を速くした所望の軽掘削作業を実施できる。
【００６６】
なお例えば、このように３つの主油圧ポンプの合流された圧油によりアームシリンダ５８を駆動させている状態から、旋回体を旋回させようとして旋回用方向制御弁２２を切換え操作したときには、合流弁２４の上流に位置する旋回用方向制御弁２２に第３油圧ポンプ４の圧油が供給される。したがって、この旋回用方向制御弁２２の下流に位置する管路３１に第３油圧ポンプ４の圧油が供給されなくなる。この場合には、第１油圧ポンプ２と第２油圧ポンプ３だけの合流された圧油がアームシリンダ５８に供給されることになる。すなわち、この第１実施形態では、旋回操作が優先的に確保されるようになっている。
【００６７】
また例えば堅い地盤等を掘削する重掘削作業に際して、アームシリンダ５８とバケットシリンダ５９とを複合操作させようとする場合、アームシリンダ５８のボトム圧が高くなる。このボトム圧が解除指令圧６３となって合流解除弁６２の制御部に与えられる。これにより合流解除弁６２はばねの力に抗して図１の左位置に切換えられ、合流弁２４の制御パイロット圧３０が与えられる制御部はタンクに連通し、ばねの力により同図１の右位置（開位置）に切換えられる。すなわち、第３油圧ポンプ４による合流が解除され、アームシリンダ５８には、第１油圧ポンプ２、第２油圧ポンプ３だけの圧油が合流して供給される。またこのとき、バケットシリンダ５９には前述したように第１油圧ポンプ２のみの圧油が供給される。
【００６８】
ここで仮に、このような重掘削作業にあっても、第１，第２，第３油圧ポンプ２，３，４の３つの油圧ポンプの圧油の合流によって、アームシリンダ５８を駆動しようとした場合には、アームシリンダ５８のボトム圧が高くなることに伴って、第３油圧ポンプ４の吐出圧も大きくなり、その結果、ポンプ吐出量とポンプ吐出圧の積で決まる当該第３油圧ポンプ４のポンプ入力トルクが大きくなり、第１油圧ポンプ２、第２油圧ポンプ３のポンプ入力トルクの合計値に与える影響が大きくなってしまう。つまり、エンジン出力トルクを超えないように制限を受ける関係から、第１油圧ポンプ２と第２油圧ポンプ３とのポンプ入力トルクの合計値が図３の特性線８０に示すように小さくなるように変化し、したがって、第１油圧ポンプ２、第２油圧ポンプ３から吐出される流量Ｑ_１は小さな値となる。これに伴って、第１油圧ポンプ２のみの圧油によって駆動するバケットシリンダ５９に供給される流量が少なくなり、アームシリンダ５８の作動速度に比べて、バケットシリンダ５９の作動速度が著しく遅くなる事態を生じる。これにより、重掘削作業にあっては特に重要なアームシリンダ５８とバケットシリンダ５９の複合操作性が低下してしまい、この重掘削作業に支障を生じる懸念がある。
【００６９】
本発明の第１実施形態にあっては、上述のように、重掘削作業時には、合流解除弁６２が合流弁２４の合流機能を解除するように作動するので、アームシリンダ５８に、第１油圧ポンプ２、第２油圧ポンプ３の２つの油圧ポンプの圧油だけを合流させて供給するようにしてある。これにより、エンジン出力トルクの制約を受ける第１油圧ポンプ２、第２油圧ポンプ３のそれぞれのポンプ入力トルクの合計値を図３の特性線８１で示すように比較的大きく確保することができる。したがって、第１油圧ポンプ２、第２油圧ポンプ３から吐出される流量Ｑ_０を、この重掘削作業時における３つの油圧ポンプの合流の場合の流量Ｑ_１に比べて大きくすることができる。このため、アームシリンダ５８の作動速度は、第１油圧ポンプ２、第２油圧ポンプ３、第３油圧ポンプ４の３つの油圧ポンプの圧油の合流に比べれば遅くなるものの、第１油圧ポンプ２のみの圧油によって駆動するバケットシリンダ５９にも十分な流量を供給でき、このバケットシリンダ５９の作動速度を確保することができる。したがって、この第１実施形態によれば、重掘削作業時においても、アームシリンダ５８とバケットシリンダ５９との良好な複合操作性が得られて、所望の重掘削作業を実施することができる。
【００７０】
この第１実施形態によれば、基本的には上述のように、アームシリンダ５８を第１油圧ポンプ２、第２油圧ポンプ３、第３油圧ポンプ４の３つの主油圧ポンプの合流された圧油により駆動させることができ、当該アームシリンダ５８のさらなる増速を実現させることができる。これにより、当該アームシリンダ５８の駆動を介して実施される掘削作業等の作業能率を向上させることができる。
【００７１】
また、合流弁２４を旋回用方向制御弁２２の下流に配置し、ブレード用方向制御弁２３と合流弁２４との間に位置するセンタバイパス通路２５に管路３１を接続したことから、旋回優先を確保することができる。
【００７２】
また、合流弁２４を、旋回用方向制御弁２２、ブレード用方向制御弁２３等とともに、第２コントロールバルブ２７に収納させたことから、コンパクトなバルブ構造とすることができ、当該油圧制御装置の製作時の取り扱いが容易であり、組立が簡単である。
【００７３】
また特に、合流弁２４の合流機能を解除する合流解除弁６２を設けたことから、油圧ショベルで実施される各種の作業形態におけるエンジン出力トルクとポンプ入力トルクとの関係を考慮して、アームシリンダ５８を第１油圧ポンプ２、第２油圧ポンプ３、第３油圧ポンプ４の３つの油圧ポンプの合流による圧油で駆動するか、あるいは第１油圧ポンプ２、第２油圧ポンプ３の２つの油圧ポンプの合流による圧油で駆動するか選択することができ、軽掘削作業、重掘削作業等の各作業の実施に際し、優れた作業性を得ることができます。
【００７４】
図４は本発明の請求項１，２，４，５，６，７，８，１０，１３に相応する第２実施形態の構成を示す油圧回路図である。
【００７５】
この第２実施形態は特に、合流弁２４の合流機能を解除する合流解除手段が、前述した合流解除弁６２と、パイロットポンプ５と、このパイロットポンプ５から吐出されるパイロット圧を合流解除弁６２の制御部に供給可能な比例電磁弁６４と、アームシリンダ５８の負荷圧、すなわちボトム圧を検出する、アームボトム用圧力センサ（特定アクチュエータ用圧力センサ）６６と、このアームボトム用圧力センサ６６から出力される信号に応じて、比例電磁弁６４を作動させる制御信号を出力可能なコントローラ６５とを含む構成にしてある。
その他の構成は前述した図１に示す第１実施形態と同じである。
【００７６】
このように構成した第２実施形態にあっては、特に、重掘削作業に際し、アームボトム用圧力センサ６６によって、アームボトム圧が高くなったことが検出されると、コントローラ６５から比例電磁弁６４を作動させる制御信号が出力され、これにより比例電磁弁６４が作動し、パイロットポンプ５のパイロット圧が比例電磁弁６４を介して合流解除弁６２の制御部に与えられる。これにより合流弁２４の制御パイロット圧３０が与えられる制御部がタンクに連通し、合流機能が解除される。これに伴い、アームシリンダ５８には、第１油圧ポンプ２、第２油圧ポンプ３の２つの油圧ポンプの圧油だけを合流させて供給することが可能になり、前述した第１実施形態におけるのと同様に、アームシリンダ５８とバケットシリンダ５９との良好な複合操作性を確保でき、所望の重掘削作業を実施することができる。
その他の作用効果については、前述した第１実施形態と同じである。
【００７７】
図５は本発明の第３実施形態の構成を示す油圧回路図、図６は図５に示す第３実施形態に備えられる合流弁の特性を示す図である。
【００７８】
この図５に示す第３実施形態も例えば油圧ショベルに備えられるものである。この図５において前述した図１に示すものと同等のものは同じ符号で示してあるが、その説明については重複するので省略する。
【００７９】
この第３実施形態では、特に、図５に示すように、ブレード用方向制御弁２３の下流に配置され、第２コントロールバルブ２７に含まれる合流弁３３が、図６のアームシリンダ５８への圧油供給を可能にする開口面積の特性Ｐ−Ｃ，及びタンクへの圧油の流出を可能にする開口面積の特性Ｐ−Ｔを有する。すなわち、制御パイロット圧３０の大きさに相応して変化するそのストローク量に応じて、開口面積の大きさを徐々に変化させることができるもの、いわゆるメータリング特性を有するものから成っている。この合流弁３３は、与えられる制御パイロット圧３０が所定の大きさ以上になると、第３油圧ポンプ４の圧油のアームシリンダ５８への供給流量を、ほぼ比例的に増加させるメータリング特性を有する。
【００８０】
また、合流弁３３のアクチュエータポートと、アームシリンダ５８に接続される主管路４０とを連絡する管路３４を設けてある。この管路３４は、第１コントロールバルブ１８、第２コントロールバルブ２７の外部に配置される外部配管から成っている。管路３４中には、主管路４０側からの逆流を阻止する逆止弁３５を設けてある。
その他の構成は、前述した図１に示す第１実施形態から合流弁２４、管路３１、逆止弁３２を除いた構成と同等である。
【００８１】
このように構成した第３実施形態では、アーム用操作装置６１を所定量操作し、アーム用第１方向制御弁１２とアーム用第２方向制御弁１０とを連動させるように切換え、同時にアーム用操作装置６１の操作に伴って出力される制御パイロット圧３０により合流解除弁６２を介して合流弁３３を切換えると、まずアーム用第２方向制御弁１０はセンタバイパス通路１６を閉塞するブロック位置に切換えられる。
【００８２】
これにより第１油圧ポンプ２の圧油が吐出管路６、センタバイパス通路１６、逆止弁２０、管路１９を介して、第２油圧ポンプ３の圧油とともにアーム用第１方向制御弁１２に合流されて供給される。
【００８３】
またこの間、アーム用操作装置６１の操作量の増加に相応して、合流弁３３のアームシリンダ５８への圧油供給を可能にする開口面積（図６の特性Ｐ−Ｃ）が徐々に増加し、一方、タンクへの流出を可能にする開口面積（図４の特性Ｐ−Ｔ）が徐々に減少し、次第にこの合流弁３３から管路３４に供給される流量は増加する。この管路３４に供給された流量は、逆止弁３５を経てアーム用第１方向制御弁１２を介して主管路４０に導かれた流量に合流する。したがって、アーム用操作装置６１の操作量に相応するアーム用第１方向制御弁１２の切換え操作量、及び合流弁３３の切換え操作量の大きさに応じた圧油が、主管路４０を経てアームシリンダ５８に供給され、アームシリンダ５８からの戻り油がタンクに戻される。これにより、当該アームシリンダ５８を、第１油圧ポンプ２、第２油圧ポンプ３、第３油圧ポンプ４の３つの主油圧ポンプの合流された圧油によって速い速度で駆動することができ、またアーム用第１方向制御弁１２の切換え操作量及び合流弁３３の切換え操作量に応じた速度で駆動することができる。
【００８４】
なお例えば、このように３つの主油圧ポンプの合流された圧油によりアームシリンダ５８を駆動している状態から、前述した図１４に示す旋回体を旋回させようとして旋回用方向制御弁２２を切換え操作したときには、合流弁３３の上流に位置する旋回用方向制御弁２２に第３油圧ポンプ４の圧油が供給される。したがって、この旋回用方向制御弁２２の下流に位置する合流弁３３、管路３４に圧油が供給されなくなる。この場合には、第１油圧ポンプ２と第２油圧ポンプ３だけの合流された圧油がアームシリンダ５８に供給されることになる。すなわち、この第３実施形態でも、旋回操作が優先的に確保されるようになっている。
【００８５】
また例えば、重掘削作業時のようにアームシリンダ５８の負荷圧が大きくなると合流解除弁６２が図５の左位置に切換えられ、合流弁３３の制御パイロット圧３０が与えられる制御部とタンクとが連通して、ばねの力により合流弁３３は、同図５の右位置に、つまりセンタバイパス通路２５をタンクに連通させる位置に切換えられ、その合流機能が解除される。
【００８６】
この第３実施形態でも、前述した第１実施形態におけるのと同様に、基本的にはアームシリンダ５８を第１油圧ポンプ２、第２油圧ポンプ３、第３油圧ポンプ４の３つの主油圧ポンプの合流された圧油により駆動することができ、当該アームシリンダ５８のさらなる増速を実現させることができる。これにより、当該アームシリンダ５８の駆動を介して実施される掘削作業の作業能率を向上させることができる。
【００８７】
また、合流弁３３を旋回用方向制御弁２２の下流に配置し、この合流弁３３のアクチュエータポートと、アームシリンダ５８に圧油を供給する主管路４０とを連絡する管路３４を設けてあることから、旋回優先を確保することができる。
【００８８】
さらに、第１実施形態におけるのと同様に、合流弁３３を、旋回用方向制御弁２２、ブレード用方向制御弁２３等とともに、第２コントロールバルブ２７に収納させたことから、コンパクトなバルブ構造とすることができ、当該油圧制御装置の製作時の取り扱いが容易であり、組立が簡単である。
【００８９】
そして特に、この第３実施形態では、合流弁３３がメータリング特性を有することから、この合流弁３３と主管路４０とを外部配管を構成する管路３４によって連絡してもアームシリンダ５８の動きを制御することができる。したがって、第１コントロールバルブ１８の内部の通路形成などの煩雑な手間を要することなく製作することができる。また、第２コントロールバルブ２７に合流弁３３を設けること、及び外部配管を構成する管路３４を設けることは、比較的簡単であるので、前述した図１５に示すような既設の油圧制御装置を改造して容易に得ることができる。
【００９０】
また、当該油圧ショベルの作業形態に応じて合流解除弁６２が作動し、合流弁３３がその合流機能を解除するように切換えられる。したがって、この点については前述した第１実施形態と同様の作用効果を奏する。
【００９１】
図７は本発明の請求項１，２，３，４，５，６，７，８，１０，１３に相当する第４実施形態の構成を示す油圧回路図である。
【００９２】
この第４実施形態では特に、メータリング特性を有する合流弁３３の合流機能を解除する合流解除手段が、合流解除弁６２と、パイロットポンプ５と、このパイロットポンプ５から吐出されるパイロット圧を合流解除弁６２の制御部に供給可能な比例電磁弁６４と、アームシリンダ５８の負荷圧、すなわちボトム圧を検出するアームボトム圧用圧力センサ（特定アクチュエータ圧圧力センサ）６６と、このアームボトム圧用圧力センサ６６から出力される信号に応じて、比例電磁弁６４を作動させる制御信号を出力可能なコントローラ６５とを含む構成にしてある。
その他の構成は前述した図５に示す第３実施形態と同じである。
【００９３】
このように構成した第４実施形態にあっては、特に、重掘削作業に際し、アームボトム用圧力センサ６６によって、アームボトム圧が高くなったことが検出されると、コントローラ６５から比例電磁弁６４を作動させる制御信号が出力され、これにより比例電磁弁６４が作動し、パイロットポンプ５のパイロット圧が比例電磁弁６４を介して合流解除弁６２の制御部に与えられる。これにより合流弁３３の制御パイロット圧３０が与えられる制御部がタンクに連通し、合流機能が解除される。これに伴い、アームシリンダ５８には、第１油圧ポンプ２、第２油圧ポンプ３の２つの油圧ポンプの圧油だけを合流させて供給することが可能になり、前述した第３実施形態におけるのと同様にアームシリンダ５８とバケットシリンダ５９との良好な複合操作性を確保でき、所望の重掘削作業を実施することができる。
その他の作用効果については、前述した第３実施形態と同様である。
【００９４】
図８は本発明の請求項１，２，３，４，５，６，７，８，１０，１３に相当する第５実施形態の構成を示す油圧回路図である。
【００９５】
この第５実施形態では、合流解除手段に含まれる特定アクチュエータ用圧力センサとして第２油圧ポンプ３の吐出管路１１に設けられ、アームシリンダ５８のボトム圧に相応するポンプ吐出圧を検出するポンプ吐出圧用圧力センサ６６ａを備えている。その他の構成は前述した第４実施形態と同様である。
【００９６】
このように構成した第５実施形態にあっても、重掘削作業に際し、アームシリンダ５８のボトム圧が高くなると、それに応じて第２油圧ポンプ２の吐出圧が高くなり、その高くなったポンプ吐出圧がポンプ吐出圧用圧力センサ６６ａで検出されると、コントローラ６５から比例電磁弁６４に制御信号が出力される。したがって、前述した第４実施形態と同様の作用効果が得られる。
【００９７】
図９は本発明の請求項１，２，３，４，５，６，７，１１，１３に相当する第６実施形態の構成を示す油圧回路図、図１０は図９に示す第６実施形態に備えられるコントローラの要部構成を示す図である。
【００９８】
この第６実施形態は特に、メータリング特性を有する合流弁３３の合流機能を解除する合流解除手段が、パイロットポンプ５と、このパイロツトポンプ５の圧油を合流弁３３のばね室と対抗する側に位置する制御部に供給可能な比例電磁弁６４と、アームシリンダ５８のボトム圧を検出する特定アクチュエータ用圧力センサ、すなわちアームボトム用圧力センサ６６と、アーム用操作装置６１によって発生させたパイロット圧を検出するパイロット用圧力センサ６７と、アームボトム用圧力センサ６６から出力される信号とパイロット用圧力センサ６７から出力される信号との双方に応じて、比例電磁弁６４を作動させる制御信号を出力可能なコントローラ６５とを含む構成にしてある。
【００９９】
また上述のコントローラ６４は、図１０に示すように、アームパイロット圧の増加に応じて直線的に増加する電流値ＳＯＬの関係が設定され、パイロット用圧力センサ６７から出力される信号に応じて該当する電流値ＳＯＬを発生させる関数発生部７０と、アームボトム圧が所定の高さに至るまでは係数Ｋ＝１となり、アームボトム圧が所定の高さを超えるほど大きくなると係数Ｋ＝０に変化する関数関係があらかじめ設定され、アームボトム用圧力センサ６６から出力される信号に応じて該当する係数Ｋを発生させる関数発生部７１と、これらの関数発生部７０から出力される電流値ＳＯＬと、関数発生部７１から出力される係数Ｋとを乗算し、比例電磁弁６４に制御信号を出力する乗算部７２とを備えている。
その他の構成は、前述した図５に示す本発明の第３実施形態から合流解除弁６２を除いたものと同じである。
【０１００】
このように構成した第６実施形態にあっては、例えばアーム用操作装置６１と図示しないバケット用操作装置とが操作されておこなわれる軽掘削作業時には、アーム用操作装置６１の操作に伴って発生したパイロット圧がパイロット用圧力センサ６７で検出され、コントローラ６５に入力されるとともに、アーム用操作装置６１の操作によって作動するアームシリンダ５８のボトム圧がアームボトム用圧力センサ６６で検出され、コントローラ６５に入力される。
【０１０１】
コントローラ６５の関数発生部７０では、パイロット用圧力センサ６７から出力されるアームパイロット圧に相応する電流値ＳＯＬが求められ、該当する電流値ＳＯＬが乗算部７２に出力される。また、アームボトム用圧力センサ６６から出力される比較的低いアームボトム圧に相応する係数Ｋ＝１が求められ、この係数Ｋ＝１が乗算部７２に出力される。乗算部７２では、電流値ＳＯＬと係数Ｋ＝１が乗算され、電流値の比較的大きな制御信号が比例電磁弁６４に出力される。これにより、合流弁３３は同図９の左位置に切換えられ、第３油圧ポンプ４の圧油の第１油圧ポンプ２、第２油圧ポンプ３の圧油への合流が可能となる。すなわち、３つの油圧ポンプ２，３，４の圧油を合流させてアームシリンダ５８に供給するとともに、第１油圧ポンプ２の圧油をバケットシリンダ５９に供給し、これらのアームシリンダ５８、バケットシリンダ５９の複合操作による所望の軽掘削作業を実施できる。
【０１０２】
また例えば、アーム用操作装置６１と図示しないバケット用操作装置とが操作されておこなわれる重掘削作業時にも、アーム用操作装置６１の操作に伴って発生したパイロット圧がパイロット用圧力センサ６７で検出され、コントローラ６５に入力されるとともに、アーム用操作装置６１の操作によって作動するアームシリンダ５８のボトム圧がアームボトム用圧力センサ６６で検出され、コントローラ６５に入力される。
【０１０３】
コントローラ６５の関数発生部７０では、前述と同様に、パイロット用圧力センサ６５から出力されるパイロット圧に相応する電流値ＳＯＬが求められ、該当する電流値ＳＯＬが乗算部７２に出力される。また、アームボトム用圧力センサ６６から出力される高いアームボトム圧に相応する係数Ｋ＝０が求められ、この係数Ｋ＝０が乗算部７２に出力される。乗算部７２では電流値ＳＯＬと係数Ｋ＝０が乗算され、電流値が０と求められる。したがって、この場合は、コントローラ６５から比例電磁弁６４に制御信号が出力されず、この比例電磁弁６４は作動せず、パイロットポンプ５のパイロット圧が合流弁３３の制御部に与えられることがない。この状態では、合流弁３３の切換位置は同図９に示す右位置に保たれ、センタバイパス通路２５がタンクに連通し、合流弁３３の合流機能が解除される。これにより、第１油圧ポンプ２、第２油圧ポンプ３の圧油だけを合流させてアームシリンダ５８に供給するとともに、第１油圧ポンプ２の圧油をバケットシリンダ５９に供給し、これらのアームシリンダ５８、バケットシリンダ５９の良好な複合操作性を確保でき、所望の重掘削作業を実施できる。
その他の作用効果については、上述した第３実施形態と同じである。
【０１０４】
図１１は本発明の請求項１，２，３，４，５，６，７，１１，１３に相応する第７実施形態の構成を示す油圧回路図、図１２は図１１に示す第７実施形態に備えられるコントローラの要部構成を示す図である。
【０１０５】
この第７実施形態では、アーム用操作装置６１で発生させたパイロット圧を同図１１の合流弁３３の左側に位置する制御部に与え、比例電磁弁６４から出力されるパイロット圧を同図１１の合流弁３３の右側に位置する制御部に与える構成にしてある。
【０１０６】
またコントローラ６５は、図１２に示すように、アームパイロット圧の増加に応じて直線的に増加する電流値ＳＯＬの関数関係があらかじめ設定され、パイロット用圧力センサ６７から出力される信号に応じて該当する電流値ＳＯＬを発生させる関数発生部７３と、アームボトム圧が所定の高さに至るまでは係数Ｋ＝０となり、アームボトム圧が所定の高さを超えると係数Ｋ＝１に変化する関数関係があらかじめ設定され、アームボトム用圧力センサ６６から出力される信号に応じて該当する係数Ｋを発生させる関数発生部７４と、関数発生部７３から出力される電流値ＳＯＬと、関数発生部７４から出力される係数Ｋとを乗算し、比例電磁弁６４に制御信号を出力する乗算部７５とを備えている。
その他の構成は前述した第６実施形態と同じである。
【０１０７】
このように構成した第７実施形態にあっては、コントローラ６５の関数発生部７３でパイロット用圧力センサ６５で検出されたパイロット圧に相応する電流値ＳＯＬが求められ、また、関数発生部７４でアームボトム用圧力センサ６６で検出されたアームボトム圧に相応する係数Ｋが求められ、乗算部７５で互いに乗算される。
【０１０８】
軽掘削作業のように、アームボトム圧が低い場合には、関数発生部７４で求められる係数Ｋ＝０であり、したがって乗算部７５で求められる電流値も０となり、比例電磁弁６４に制御信号が出力されない。このため合流弁３３の同図１１の左側の制御部に与えられる制御パイロット圧３０により合流弁３３は左位置、すなわち合流を可能とさせる位置に切換えられる。これにより３つの油圧ポンプ２，３，４を合流させてアームシリンダ５８を駆動し、所望の軽掘削作業を実施できる。
【０１０９】
また重掘削作業のように、アームボトム圧が高くなる場合には、関数発生部７４で求められる係数はＫ＝１であり、したがって乗算部７５で求められる電流値も大きな値となる。その大きな値の制御信号が比例電磁弁６４に与えられ、この比例電磁弁６４が作動し、当該比例電磁弁６４を介して図１１に示す合流弁３３の右側の制御部にパイロット圧が与えられ、合流弁３３の合流機能が解除される。
【０１１０】
これにより、第１油圧ポンプ２、第２油圧ポンプ３の圧油だけを合流させてアームシリンダ５８に供給するとともに、第１油圧ポンプ２の圧油をバケットシリンダ５９に供給し、これらのアームシリンダ５８、バケットシリンダ５９の良好な複合操作性を確保でき、所望の重掘削作業を実施できる。
その他の作用効果については、前述した第６実施形態と同じである。
【０１１１】
図１３は本発明の請求項１，２，３，４，５，６，７，１２，１３に相応する第８実施形態の構成を示す側面図である。
【０１１２】
この第８実施形態では特に、メータリング特性を有する合流弁３３の合流機能を解除する合流解除手段が、電気信号から成る制御信号に応じて作動し、合流弁３３の合流機能を解除させるようにこの合流弁３３を切換える合流解除弁６８と、アームシリンダ５８のボトム圧を検出するアームボトム用圧力センサ６６と、このアームボトム用圧力センサ６６から出力される信号に応じて、合流弁６８を作動させる制御信号を出力可能なコントローラ６５とを含む構成にしてある。
その他の構成は前述した図５に示す第３実施形態と同じである。
【０１１３】
図５に示す第３実施形態では、アームシリンダ５８のアームボトム圧により直接に合流解除弁６２を切換え、合流弁３３の合流機能を解除させるようにしてあるが、この図１３に示す第８実施形態では、アームシリンダ５８のボトム圧に相応する電気信号によって合流解除弁６８を切換え、合流弁３３の合流機能を解除させるようにしてある。
このように構成した第８実施形態における作用効果は、上述した図５に示す第３実施形態とほぼ同じである。
【０１１４】
なお、この第８実施形態では、アームシリンダ５８のボトム圧を検出するアームボトム用圧力センサ６６を設けたが、このように構成する代りに、例えば第２油圧ポンプ３の吐出圧を検出するポンプ吐出用圧力センサを設け、このポンプ吐出用圧力センサの信号をコントローラ６５に入力させ、アームボトム圧が高くなるに伴って第２油圧ポンプ３の吐出圧が高くなったときに、合流解除弁６８を、合流弁３３の合流機能を解除するように作動させる構成にしてもよい。
【０１１５】
なお、上記の各実施形態では、特定アクチュエータとしてアームシリンダ５８を挙げたが、本発明は、特定アクチュエータをアームシリンダ５８とすることには限られない。例えば特定アクチュエータをブームシリンダ５７とし、ブーム用第２方向制御弁１３をメータリング特性を有しない方向制御弁とし、ブーム用第１方向制御弁９をメータリング特性を有する方向制御弁とし、ブーム用第２方向制御弁１３の入力ポートと、ブーム用第１方向制御弁９の入力ポートとを連絡する管路を設け、その管路にブーム用第１方向制御弁９側からの逆流を阻止する逆止弁を設けるとともに、前述した図１に示す第１実施形態における合流弁２４、管路３１、逆止弁３２、合流解除弁６２等と同等の合流弁、管路、逆止弁、合流解除弁等を設け、その管路を前述したブーム用第２方向制御弁１３の入力ポートとブーム用第１方向制御弁９の入力ポートとを連絡する管路に接続する構成にしたり、あるいは例えば、上述した図５に示す第３実施形態における合流弁３３、管路３４、逆止弁３５、合流解除弁６２等と同等の合流弁、管路、逆止弁、合流解除弁等を設け、その管路を外部配管としてブーム用第１方向制御弁９とブームシリンダ５７とを接続する主管路に連絡する構成にしてもよい。
【０１１６】
このように構成したものでは、前述した各実施形態におけるアームシリンダ５８と同様に、３つの主油圧ポンプ、すなわち第１油圧ポンプ２、第２油圧ポンプ３、第３油圧ポンプ４の合流された圧油によってブームシリンダ５７を速い速度で駆動することができる。また、必要に応じて第３油圧ポンプ４の圧油の合流を解除し、ブームシリンダ５７を第１油圧ポンプ２と第２油圧ポンプ３の圧油の合流で駆動することができる。
【０１１７】
【発明の効果】
本発明の各請求項に係る発明によれば、２つの油圧ポンプの合流により駆動可能な特定アクチュエータに、さらに第３の油圧ポンプの圧油を合流させて供給し、この特定アクチュエータのさらなる増速を実現でき、従来に比べて作業能率を向上させることができる。
【０１１８】
また、合流解除手段を作動させることにより、合流弁の合流機能を解除させ、第１油圧ポンプと第２油圧ポンプだけの合流による圧油で特定アクチュエータを駆動させることができ、すなわち、当該建設機械の各種の作業形態におけるエンジン出力トルクとポンプ入力トルクとの関係を考慮して、特定アクチュエータを第１，第２，第３油圧ポンプの３つの油圧ポンプの合流による圧油で駆動するか、あるいは第１，第２油圧ポンプの２つの油圧ポンプの合流による圧油で駆動するかを選択することができ、各種の作業の実施に際し、優れた作業性を得ることができる。
【０１１９】
また特に、請求項２に係る発明によれば、他のアクチュエータ用方向制御弁が切換え操作されたときは、第１，第２油圧ポンプの圧油の合流による特定アクチュエータの駆動が可能に状態にあって他のアクチュエータを駆動させることができ、他のアクチュエータ用方向制御弁が中立保持されているときは、第１，第２，第３油圧ポンプの圧油の合流による特定アクチュエータの駆動を実現でき、すなわち、他のアクチュエータの優先操作を確保した上で、３つの油圧ポンプの圧油の合流による特定アクチュエータの駆動を選択的に実現させることができる。
【０１２０】
また特に、請求項３に係る発明によれば、合流弁の操作量に応じて特定アクチュエータの駆動を抑制できるので、特定アクチュエータに接続される主管路と、合流弁とを外部配管を構成する管路で直接に接続することができ、したがって、製作が簡単であるとともに、既設の油圧制御装置を改造することによっても容易に製作することができる。
【０１２１】
また特に、請求項４に係る発明によれば、第１コントロールバルブ、第２コントロールバルブの２つのバルブブロック内に、当該建設機械で必要とされている各種の方向制御弁と、合流弁とを収納でき、コンパクト化を実現でき、組立時等の取り扱いが容易である。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の建設機械の油圧制御装置の第１実施形態の構成を示す油圧回路図である。
【図２】図１に示す第１実施形態に備えられる合流弁の特性を示す図である。
【図３】図１に示す第１実施形態で得られるポンプ入力トルク特性を示す図である。
【図４】本発明の第２実施形態の構成を示す油圧回路図である。
【図５】本発明の第３実施形態の構成を示す油圧回路図である。
【図６】図５に示す第３実施形態に備えられる合流弁の特性を示す図である。
【図７】本発明の第４実施形態の構成を示す油圧回路図である。
【図８】本発明の第５実施形態の構成を示す油圧回路図である。
【図９】本発明の第６実施形態の構成を示す油圧回路図である。
【図１０】図９に示す第６実施形態に備えられるコントローラの要部構成を示す図である。
【図１１】本発明の第７実施形態の構成を示す油圧回路図である。
【図１２】図１１に示す第７実施形態に備えられるコントローラの要部構成を示す図である。
【図１３】本発明の第８実施形態の構成を示す油圧回路図である。
【図１４】建設機械の一例として挙げた油圧ショベルを示す側面図である。
【図１５】図１４に示す油圧ショベルに備えられる従来の油圧制御装置の一例を示す油圧回路図である。
【符号の説明】
１エンジン
２第１油圧ポンプ
３第２油圧ポンプ
４第３油圧ポンプ
５パイロットポンプ
６吐出管路
８バケット用方向制御弁
９ブーム用第１方向制御弁
１０アーム用第２方向制御弁
１１吐出管路
１２アーム用第１方向制御弁
１３ブーム用第２方向制御弁
１６センタバイパス通路
１７センタバイパス通路
１８第１コントロールバルブ
１９管路
２０逆止弁
２１吐出管路
２２旋回用方向制御弁
２３ブレード用方向制御弁
２４合流弁
２５センタバイパス通路
２７第２コントロールバルブ
２８吐出管路
３０制御パイロット圧
３１管路
３２逆止弁
３３合流弁
３４管路
３５逆止弁
４０主管路
６０パイロット圧
６１アーム用操作装置
６２合流解除弁（合流解除手段）
６３解除指令圧
６４比例電磁弁（合流解除手段）
６５コントローラ（合流解除手段）
６６アームボトム用圧力センサ（合流解除手段）
６６ａポンプ吐出圧用圧力センサ（合流解除手段）
６７パイロット用圧力センサ（合流解除手段）
６８合流解除弁（合流解除手段）
７０関数発生部
７１関数発生部
７２乗算部
７３関数発生部
７４関数発生部
７５乗算部
８０特性線
８１特性線[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a hydraulic control device provided in a construction machine such as a hydraulic excavator, and in particular, a specific actuator that can be driven by merging of pressure oil by two hydraulic pumps, another actuator different from the specific actuator, The present invention relates to a hydraulic control device for a construction machine including a third hydraulic pump that supplies pressure oil that drives another actuator.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, in a construction machine hydraulic control device, the pressure oil of two main hydraulic pumps of the first hydraulic pump and the second hydraulic pump is merged to increase the speed of a specific actuator such as an arm cylinder. There is.
[0003]
Further, in this situation, in order to ensure the independence of the turning and the like, the turning direction control valve is excluded from the pressure oil supply system of the two main hydraulic pumps described above except for the turning direction control valve and the like. A hydraulic control apparatus is beginning to be proposed in which pressure oil is supplied to a valve or the like by a third hydraulic pump provided separately from the first hydraulic pump and the second hydraulic pump described above.
[0004]
Hereinafter, the prior art including these three main hydraulic pumps will be described with reference to FIGS.
[0005]
FIG. 14 is a side view showing a hydraulic excavator cited as an example of a construction machine, and FIG. 15 is a hydraulic circuit diagram showing an example of a configuration of a conventional hydraulic control device provided in the hydraulic excavator shown in FIG.
[0006]
A hydraulic excavator shown in FIG. 14 includes a traveling body 50, a swinging body 51 disposed on the traveling body 50, a boom 52 coupled to the swinging body 51 so as to be rotatable in the vertical direction, and the boom 52 An arm 53 is connected to the tip end of the arm 53 so as to be pivotable in the vertical direction, a bucket 54 is coupled to the tip end of the arm 53 so as to be pivotable in the vertical direction, and a soil discharge plate or blade 55 is provided. Also, various actuators such as a travel right motor 56 that drives the traveling body 50 and a travel left motor (not shown), a turning motor (not shown) that drives the turning body 51, a boom cylinder 57 that drives the boom 52, and an arm that drives the arm 53 are also shown. A cylinder 58, a bucket cylinder 59 for driving the bucket 54, and the like are provided.
[0007]
As shown in FIG. 15, a hydraulic control apparatus having three main hydraulic pumps provided in such a hydraulic excavator includes an engine 1, a first hydraulic pump 2, a second hydraulic pump 3, and a second hydraulic pump driven by the engine 1. 3 A hydraulic pump 4 and a pilot pump 5 are provided. The first hydraulic pump 2 and the second hydraulic pump 3 are constituted by variable displacement hydraulic pumps.
[0008]
On the center bypass passage 16 communicating with the discharge pipe 6 of the first hydraulic pump 2, the traveling right direction control valve 7 for controlling the driving of the traveling right motor 56 and the bucket for controlling the driving of the bucket cylinder 59. A directional control valve 8, a boom first directional control valve 9 that controls driving of the boom cylinder 57, and an arm second directional control valve 10 that controls driving of the arm cylinder 58 are arranged.
[0009]
On the center bypass passage 17 communicating with the discharge pipe 11 of the second hydraulic pump 3, the arm first direction control valve 12 that controls the drive of the arm cylinder 58 and the boom second that controls the drive of the boom cylinder 57. A direction control valve 13, a preliminary direction control valve 14, and a travel left direction control valve 15 for controlling driving of a travel left motor (not shown) are arranged.
[0010]
The input port of the arm second directional control valve 10 and the input port of the arm first directional control valve 12 are connected to each other by a pipe line 19. Reverse flow that allows the flow of pressure oil from the control valve 10 side to the arm first direction control valve 12 side and prevents the flow from the arm first direction control valve 12 side to the arm second direction control valve 10 side A stop valve 20 is provided.
[0011]
Of the two directional control valves related to the drive control of the arm cylinder 58 described above, the first directional control valve 12 for the arm gradually changes the size of the opening area according to the stroke amount of the spool. It is made of a directional control valve having a so-called metering characteristic, but the second directional control valve for arm 10 cannot gradually change the size of the opening area according to the stroke amount of the spool. That is, it consists of a directional control valve that can only be selected from a closed state or a state in which a constant opening area is maintained, that is, a so-called metering characteristic.
[0012]
The above-described center bypass passage 16 belonging to the pressure oil supply system of the first hydraulic pump 2, the traveling right direction control valve 7, the bucket direction control valve 8, and the boom first direction control provided on the center bypass passage 16. The valve 9, the arm second direction control valve 10, the center bypass passage 17 belonging to the pressure oil supply system of the second hydraulic pump 3, the arm first direction control valve 12 provided on the center bypass passage 17, and the boom The second directional control valve 13, the preliminary directional control valve 14, the left traveling directional control valve 15, the pipe 19 and the check valve 20 are provided in one valve block, that is, the first control valve 18. .
[0013]
On the center bypass passage 25 communicating with the discharge pipe 21 of the third hydraulic pump 4, there are provided a turning direction control valve 22 for controlling driving of a turning motor (not shown) and a blade cylinder (not shown) for operating the blade 55 described above. A blade direction control valve 23 for controlling driving is disposed.
[0014]
The above-described center bypass passage 25 belonging to the pressure oil supply system of the third hydraulic pump 4, the turning direction control valve 22, the blade direction control valve 23, the relief valve 26 defining the discharge pressure of the third hydraulic pump 4, etc. The first control valve 18 is provided in a valve block provided separately from the first control valve 18, that is, in the second control valve 27.
[0015]
In FIG. 15, 29 is a pilot relief valve that regulates the discharge pressure of the pilot pump 5, and 58 is the arm cylinder described above. Here, for example, the arm cylinder 58 constitutes a specific actuator that can supply the hydraulic oil from the first hydraulic pump 2 and the second hydraulic pump 3 together. Further, for example, a turning motor (not shown) controlled by the turning direction control valve 22 constitutes another actuator different from the above-described specific actuator.
[0016]
In the related art configured as described above, when an arm operating device (not shown) is operated by a predetermined amount and switched so that the arm first direction control valve 12 and the arm second direction control valve 10 are interlocked, The second directional control valve 10 is switched to a block position where the center bypass passage 16 is closed. Accordingly, the pressure oil of the first hydraulic pump 2 is supplied to the arm first direction control valve together with the pressure oil of the second hydraulic pump 3 via the discharge pipe 6, the center bypass passage 16, the check valve 20, and the pipe 19. 12 is supplied after being joined. Therefore, the pressure oil corresponding to the switching operation amount of the arm first direction control valve 12 accompanying the operation of the arm operating device (not shown) is supplied to the arm cylinder 58, and the return oil from the arm cylinder 58 is returned to the tank. As a result, the arm cylinder 58 operates at a relatively high speed by the pressure oil joined by the first hydraulic pump 2 and the second hydraulic pump 3.
[0017]
Further, when a turning operation device (not shown) is operated to drive the turning body and the turning direction control valve 22 is switched, the pressure oil of the third hydraulic pump 4 turns (not shown) via the turning direction control valve 22. The revolving body 51 can be swung by being supplied to the motor.
[0018]
As described above, in the prior art shown in FIGS. 14 and 15, a specific actuator, for example, the arm cylinder 58, is driven by the pressure oil joined by the two hydraulic pumps 2 and 3, and the speed can be increased. The arm cylinder 58 can be controlled in accordance with the metering characteristic of the first directional control valve 12 for use. Moreover, the independence of the rotation can be ensured by the pressure oil of the third hydraulic pump 4. Thus, desired work such as excavation work can be favorably performed.
[0019]
[Problems to be solved by the invention]
In the prior art described above, the arm cylinder 58 can be accelerated by the merging of the pressure oils of the first hydraulic pump 2 and the second hydraulic pump 3, and the efficiency of excavation work can be improved accordingly. However, in recent night work performed in an urban area or the like, in particular, it is required to advance the work at high speed. Therefore, development of a technique for driving an actuator such as an arm cylinder faster is desired.
[0020]
Conventionally, a technique that includes three main hydraulic pumps and can selectively supply two of the main hydraulic pumps to a specific actuator is disclosed in Japanese Patent Laid-Open No. 10-88627. ing. Also in the prior art disclosed in this publication, the pressure oil merged with the specific actuator is the pressure oil by the two main hydraulic pumps, and thus is substantially equivalent to the prior art shown in FIGS. .
[0021]
The present invention has been made in view of the actual situation in the prior art described above, and its purpose is that of a construction machine that can realize further acceleration of a specific actuator that can be driven by the merge of pressure oil of two hydraulic pumps. It is to provide a hydraulic control device.
[0022]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, an invention according to claim 1 of the present invention is directed to a first hydraulic pump and a second hydraulic pump, and pressure oil discharged from each of the first hydraulic pump and the second hydraulic pump. In a hydraulic control apparatus for a construction machine, comprising: a specific actuator that can be driven by merging; another actuator different from the specific actuator; and a third hydraulic pump that supplies pressure oil that drives the other actuator. (3) A merging valve capable of selectively supplying pressure oil of the first hydraulic pump and the second hydraulic pump to the specific actuator by merging the hydraulic oil of the three hydraulic pumps and releasing the merging function of the merging valve In this configuration, a merging release means is provided.
[0023]
In the invention according to claim 1 configured as described above, in the state where the merging valve is kept neutral, the pressure oil of the first hydraulic pump and the second hydraulic pump can be merged and supplied to the specific actuator. The pressure oil from the third hydraulic pump is not merged and supplied to the actuator. Here, when the merging valve is switched from the neutral position, the pressure oil of the third hydraulic pump is merged together with the pressure oil of the first hydraulic pump and the second hydraulic pump by the operation of the merging valve and supplied to the specific actuator. Therefore, the speed of the specific actuator can be increased as compared with the case where only the two pressure oils of the first hydraulic pump and the second hydraulic pump are merged. In this manner, the pressure oil of the third hydraulic pump can be effectively utilized for increasing the speed of the specific actuator.
[0024]
Further, by operating the merging release means according to the pressure signal, the merging function of the merging valve can be released, and the specific actuator can be driven by the pressure oil resulting from the merging of only the first hydraulic pump and the second hydraulic pump. That is, in consideration of the relationship between the engine output torque and the pump input torque in various work modes of the construction machine, the specific actuator is driven by the pressure oil resulting from the merge of the first, second, and third hydraulic pumps, or It can be selected whether to drive with pressure oil resulting from the merging of the two hydraulic pumps of the first and second hydraulic pumps.
[0025]
For example, when the construction machine is a hydraulic excavator, the form of excavation work performed by the excavator is such that the load pressure does not become so high in order to excavate relatively soft earth and sand, and work speed is mainly required. Light excavation work, and heavy excavation work that requires a complex operability of a plurality of actuators mainly involved in the execution of the work due to high load pressure for excavating hard rock. In order to prevent the engine stall during such excavation work, the horsepower control is mainly performed so that the total value of the pump input torques of the first hydraulic pump, the second hydraulic pump, and the third hydraulic pump does not exceed the engine output torque. Although implemented, the pump input torque is a value determined by the product of the pump discharge amount and the pump discharge pressure.
[0026]
When excavation work is performed by a combined operation of an actuator such as a bucket cylinder that is driven only by pressure oil of either the first hydraulic pump or the second hydraulic pump and a specific actuator, the excavation work is the light excavation work described above. If this is the case, the load pressure of the specific actuator is not so high. Therefore, the merging valve is operated and the pressure oils of the three hydraulic pumps of the first, second and third hydraulic pumps are merged and supplied to the specific actuator. However, the discharge pressure of the third hydraulic pump corresponding to the load pressure of the specific actuator is not so high, and accordingly, the value of the pump input torque related to the third hydraulic pump is small. Therefore, the influence on the total pump input torque of the first and second hydraulic pumps is small, and a relatively large flow rate can be supplied from these first and second hydraulic pumps. For this reason, at the time of the light excavation work, a considerable amount of pressure oil can be supplied to an actuator such as a bucket cylinder that is driven only by the pressure oil of either the above-described first or second hydraulic pump. Can be implemented.
[0027]
However, when heavy excavation work is performed by a combined operation of the actuator such as the bucket cylinder described above and the specific actuator, the load pressure of the specific actuator becomes high. Accordingly, the value of the pump input torque related to the third hydraulic pump increases, and the influence on the total value of the pump input torque of the first and second hydraulic pumps increases. That is, the total value of the pump input torques of the first and second hydraulic pumps is changed from the relationship of the engine output torque so that the flow rate supplied from these first and second hydraulic pumps is the light excavation described above. Compared to work, it becomes smaller. For this reason, during the heavy excavation work, if the merging valve is driven to join the hydraulic oils of the three hydraulic pumps of the first, second, and third hydraulic pumps to drive the specific actuator, the operating speed of the specific actuator In comparison with the above, the operation speed of an actuator such as a bucket cylinder is remarkably slow. As a result, the combined operability of the specific actuator and an actuator such as a bucket cylinder is lowered, which may cause a problem in heavy excavation work. In such a case, the merging canceling means may be operated to cancel the merging function of the merging valve, and the specific actuator may be driven by merging only the pressure oil of the first and second hydraulic pumps. As a result, a relatively large sum of pump input torques of the first and second hydraulic pumps can be secured. In this way, the operating speed of the specific actuator is slower than the combined pressure oil of the three hydraulic pumps of the first, second, and third hydraulic pumps, but the flow rate is sufficient for actuators such as bucket cylinders. The operation speed of the actuator such as the bucket cylinder can be secured, and a good combined operability between the quatator such as the bucket cylinder and the specific actuator can be obtained, and a desired heavy excavation work can be performed. .
[0028]
In order to achieve the above object, the invention according to claim 2 of the present invention is the invention according to claim 1, wherein the merging valve is a directional control valve for another actuator that controls driving of the other actuator. It is set as the structure provided on the center bypass channel located downstream.
[0029]
According to the invention according to claim 2 configured as described above, when the other actuator directional control valve is switched from the neutral position, the first hydraulic pump and the second hydraulic pump are used as pressure oil of the third hydraulic pump. However, when the other directional control valve is kept at the neutral position, the pressure oil of the third hydraulic pump is used as the first hydraulic pump and the second hydraulic pressure. The pressure oil of the pump can be combined and supplied to the specific actuator, and the speed increase of the specific actuator can be realized.
[0030]
In order to achieve the above object, the invention according to claim 3 of the present invention is configured such that, in the invention according to claim 1 or 2, the merging valve has metering characteristics.
[0031]
In the invention according to claim 3 configured as described above, since the drive of the specific actuator can be controlled in accordance with the operation amount of the merging valve, the main pipe connected to the specific actuator and the merging valve are connected by an external pipe. Can be connected directly.
[0032]
In order to achieve the above object, the invention according to claim 4 of the present invention is the invention according to any one of claims 1 to 3, wherein the directional control valve connected to the first hydraulic pump and the second A first control valve including a directional control valve connected to the hydraulic pump, and a second control valve provided separately from the first control valve and including a directional control valve connected to the third hydraulic pump. In addition, the merging valve is provided in the second control valve.
[0033]
In the invention according to claim 4 configured as described above, in the two valve blocks of the first control valve and the second control valve, various directional control valves required for the construction machine, and merging The valve can be stored and a compact size can be realized.
[0034]
In order to achieve the above object, an invention according to claim 5 of the present invention is characterized in that, in the invention according to any one of claims 1 to 4, the specific actuator comprises an arm cylinder.
[0035]
In order to achieve the above object, the invention according to claim 6 of the present invention is the invention according to claim 5, wherein the first directional control valve for arm and the second directional control valve for arm that drive the arm cylinder are provided. One of the first directional control valve for arm and the second directional control valve for arm is composed of a directional control valve having metering characteristics, and the other is composed of a directional control valve having no metering characteristics. It is characterized by. In order to achieve the above object, an invention according to claim 7 of the present invention is characterized in that, in the invention according to any one of claims 1 to 6, the other actuator comprises a turning motor.
[0036]
In order to achieve the above object, the invention according to claim 8 of the present invention is the invention according to any one of claims 1 to 7, wherein the merging release means operates in response to a pressure signal, and the merging is performed. A merging release valve for releasing the merging function of the valve is included.
[0037]
In the invention according to claim 8 configured as described above, the merging function of the merging valve is canceled by operating the merging release valve in accordance with the pressure signal, and the first and second hydraulic pumps are included in the specific actuator. It is possible to supply the two hydraulic pumps by joining only the pressure oil.
[0038]
In order to achieve the above object, an invention according to claim 9 of the present invention is such that, in the invention according to claim 8, the merging release valve is operated by a load pressure of the specific actuator. is there.
[0039]
In the invention according to claim 9 configured as described above, when the load pressure of the specific actuator becomes high, the merging release valve is operated so as to release the merging function of the merging valve by the load pressure. it can. As a result, when the load pressure of the specific actuator becomes high, only the pressure oil of the two hydraulic pumps of the first and second hydraulic pumps can be combined and supplied to the specific actuator.
[0040]
In order to achieve the above object, according to a tenth aspect of the present invention, in the invention according to the eighth aspect, the merging release means includes a pilot pump and a pilot pressure discharged from the pilot pump. The proportional solenoid valve that can be supplied to the control unit of the merging release valve, the pressure sensor for the specific actuator that detects the load pressure of the specific actuator or the pump discharge pressure corresponding to the load pressure, and the pressure sensor for the specific actuator. And a controller capable of outputting a control signal for operating the proportional solenoid valve in response to the signal.
[0041]
In the invention according to claim 10 configured as described above, the load pressure of the specific actuator or the pump discharge pressure corresponding to the load pressure is set, for example, at the time of heavy excavation work in a hydraulic excavator by the pressure sensor for the specific actuator. Is detected, the controller outputs a control signal that activates the proportional solenoid valve, thereby actuating the proportional solenoid valve and the pilot pump pilot pressure via the proportional solenoid valve. It is given to the control unit. As a result, the merging release valve is actuated to cancel the merging function of the merging valve, and only the pressure oil of the two hydraulic pumps of the first and second hydraulic pumps can be merged and supplied to the specific actuator. .
[0042]
In order to achieve the above-described aspect, according to an eleventh aspect of the present invention, in the invention according to any one of the first to seventh aspects, the merging release means includes a pilot pump and pressure oil of the pilot pump. A proportional solenoid valve capable of supplying the control unit of the merging valve, a pressure sensor for a specific actuator for detecting a load pressure of the specific actuator or a pump discharge pressure corresponding to the load pressure, and driving of the specific actuator According to both a pilot pressure sensor for detecting a pilot pressure for switching the specific actuator direction control valve, a signal output from the specific actuator pressure sensor, and a signal output from the pilot pressure sensor, And a controller capable of outputting a control signal for operating the proportional solenoid valve.
[0043]
In the invention according to claim 11 configured as described above, it is detected that the directional control valve for the specific actuator is switched by the pilot pressure sensor, and the load of the specific actuator is also detected by the pressure sensor for the specific actuator. When the pressure or the pump discharge pressure corresponding to the load pressure is detected to be high, for example, during heavy excavation work in a hydraulic excavator, a control signal for operating the proportional solenoid valve is output from the controller. The proportional solenoid valve is activated, and the pilot pressure of the pilot pump is applied to the control unit of the merging valve via the proportional solenoid valve. For this reason, the merging valve is switched, and the merging function is released. Therefore, only the pressure oil of the two hydraulic pumps of the first and second hydraulic pumps can be combined and supplied to the specific actuator.
[0044]
In order to achieve the above object, according to a twelfth aspect of the present invention, in the invention according to any one of the first to seventh aspects, the merging release means operates in response to a control signal comprising an electric signal. A merging release valve for releasing the merging function of the merging valve, a pressure sensor for a specific actuator for detecting a load pressure of the specific actuator or a pump discharge pressure corresponding to the load pressure, and an output from the pressure sensor for the specific actuator And a controller capable of outputting a control signal for operating the merging release valve in response to the signal.
[0045]
In the invention according to claim 12 configured as described above, the load pressure of the specific actuator or the pump discharge pressure corresponding to the load pressure is set to be, for example, during heavy excavation work in a hydraulic excavator by the pressure sensor for the specific actuator. Is detected, the controller outputs a control signal to the merging release valve, which operates to release the merging function of the merging valve. Therefore, only the pressure oil of the two hydraulic pumps of the first and second hydraulic pumps can be combined and supplied to the specific actuator.
[0046]
In order to achieve the above object, the invention according to claim 13 of the present invention is characterized in that, in the invention according to any one of claims 1 to 12, the construction machine comprises a hydraulic excavator.
[0047]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
DESCRIPTION OF EMBODIMENTS Hereinafter, an embodiment of a hydraulic control device for a construction machine according to the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram showing a configuration of a first embodiment corresponding to claims 1, 2, 4, 5, 6, 7, 8, 9, and 13 of a hydraulic control device for a construction machine according to the present invention. FIG. 3 is a diagram showing characteristics of a merging valve provided in the first embodiment shown in FIG. 1, and FIG. 3 is a diagram showing pump input torque characteristics obtained in the first embodiment shown in FIG.
[0048]
FIG. 1 is drawn corresponding to FIG. 15 described above, and the same components as those shown in FIG. 15 are denoted by the same reference numerals. That is, the first embodiment shown in FIG. 1 is also provided in, for example, a hydraulic excavator, and includes an engine 1, a first hydraulic pump 2, a second hydraulic pump 3, a third hydraulic pump 4 driven by the engine 1, and And a pilot pump 5. The first hydraulic pump 2 and the second hydraulic pump 3 are constituted by variable displacement hydraulic pumps.
[0049]
On the center bypass passage 16 communicating with the discharge pipe 6 of the first hydraulic pump 2, the traveling right direction control valve 7 for controlling the driving of the traveling right motor and the driving of the bucket cylinder 59 shown in FIG. 14 are controlled. A bucket direction control valve 8, a boom first direction control valve 9 that controls driving of the boom cylinder 57, and an arm second direction control valve 10 that controls driving of the arm cylinder 58 are arranged.
[0050]
On the center bypass passage 17 communicating with the discharge pipe 11 of the second hydraulic pump 3, the arm first direction control valve 12 that controls the drive of the arm cylinder 58 and the boom second that controls the drive of the boom cylinder 57. A directional control valve 13, a preliminary directional control valve 14, and a traveling left directional control valve 15 for controlling driving of a traveling left motor (not shown) are arranged.
[0051]
Further, the input port of the arm second direction control valve 10 and the input port of the arm first direction control valve 12 are connected to each other by a pipe line 19, and the arm second direction is provided in the pipe line 19. Reverse flow that allows the flow of pressure oil from the control valve 10 side to the arm first direction control valve 12 side and prevents the flow from the arm first direction control valve 12 side to the arm second direction control valve 10 side A stop valve 20 is provided.
[0052]
Of the two directional control valves related to the drive control of the arm cylinder 58 described above, the first directional control valve 12 for the arm gradually changes the size of the opening area according to the stroke amount of the spool. It is made of a directional control valve having so-called metering characteristics, but the arm second directional control valve 10 cannot gradually change the size of the opening area according to the stroke amount of the spool. That is, it consists of a directional control valve that does not have a so-called metering characteristic, that is, one that can only be selected from a state in which it keeps an open constant opening area or a state in which it is closed.
[0053]
The above-described center bypass passage 16 belonging to the pressure oil supply system of the first hydraulic pump 2, the traveling right direction control valve 7, the bucket direction control valve 8, and the boom first direction control provided on the center bypass passage 16. The valve 9, the arm second direction control valve 10, the center bypass passage 17 belonging to the pressure oil supply system of the second hydraulic pump 3, the arm first direction control valve 12 provided on the center bypass passage 17, and the boom The second directional control valve 13, the preliminary directional control valve 14, the left traveling directional control valve 15, the conduit 19 and the check valve 20 are provided in one valve block, that is, the first control valve 18.
[0054]
On the center bypass passage 25 communicating with the discharge pipe 21 of the third hydraulic pump 4, a turning direction control valve 22 for controlling the driving of a turning motor (not shown) and a blade (not shown) for operating the blade 55 shown in FIG. A blade direction control valve 23 for controlling the driving of the cylinder is arranged.
[0055]
In FIG. 1, 29 is a pilot relief valve that regulates the discharge pressure of the pilot pump 5, and 28 is a discharge line of the pilot pump 5. Also in the first embodiment, for example, the arm cylinder 58 constitutes a specific actuator that can supply pressure oil from the first hydraulic pump 2 and the second hydraulic pump 3 together. Further, for example, a turning motor (not shown) controlled by the turning direction control valve 22 constitutes another actuator different from the above-described specific actuator, and the turning direction control valve 22 constitutes another actuator direction control valve. ing.
[0056]
The above configuration is the same as that shown in FIG.
In the first embodiment of the present invention, in particular, the pressure oil of the third hydraulic pump 4 is merged with the pressure oil of the first hydraulic pump 2 and the second hydraulic pump 3 to be selectively supplied to the arm cylinder 58 that is a specific actuator. A merging valve 24 that can be supplied is provided.
[0057]
As shown in FIG. 1, the merging valve 24 is disposed on a center bypass passage 25 positioned downstream of the turning direction control valve 22 and the blade direction control valve 23, for example, and operates the arm cylinder 58. The control pilot pressure 30 output in accordance with the operation of the arm operating device 61 is switched from the open position, which is a neutral position, to the closed position, which is the left position in FIG. That is, the merging valve 24 does not have metering characteristics, and as shown in FIG. 2, a control pilot pressure 30 smaller than the control pilot pressure SP corresponding to the spring set force is applied to the control unit. When it is, the spring is kept in the right position as shown in FIG. 1 and fully opened. Also, when a control pilot pressure 30 greater than the control pilot pressure SP corresponding to the spring set force is applied to the control unit, it is switched to the left position in FIG. The bypass passage 25 is closed.
[0058]
The junction valve 24 is housed in the second control valve 27 together with, for example, the turning direction control valve 22 and the blade direction control valve 23.
[0059]
In addition, the first embodiment is provided with a pipe line 31 that communicates the pipe line 19 portion located between the input port of the arm direction control valve 12 and the check valve 20 and the upstream side of the merging valve 24. In this pipe line 31, a check valve 32 for preventing a back flow in the direction of the merging valve 24 is provided.
[0060]
Furthermore, in the first embodiment, a merging release means, for example, a merging release valve 62, is provided that operates the load pressure of the arm cylinder 58, for example, the bottom pressure, as the release command pressure 63 and releases the merging function of the merging valve 24 described above. is there. The setting force of the spring of the merging release valve 62 is larger than, for example, a force corresponding to the bottom pressure of the arm cylinder 58 during light excavation work, and the bottom of the arm cylinder 58 during heavy excavation work for excavating hard ground or the like. A value smaller than the force corresponding to the pressure is set in advance.
[0061]
In the first embodiment configured as described above, when the merging release valve 62 is kept inactive as shown in FIG. 1, for example, in the light excavation work for excavating relatively soft earth and the like, the arm operation is performed. The device 61 is operated by a predetermined amount, a pilot pressure 60 is generated, and the first directional control valve 12 for arm and the second directional control valve 10 for arm are switched to be interlocked, and at the same time, the operation device 61 for arm is operated. The pilot pressure 60 output along with this is applied as a control pilot pressure 30 to the control unit of the merging valve 24 via the merging release valve 62, and when the merging valve 24 is switched, the arm second direction control valve 10 first becomes the center bypass. The block position is switched to block the passage 16.
[0062]
Thus, the pressure oil of the first hydraulic pump 2 is supplied to the arm first direction control valve 12 together with the pressure oil of the second hydraulic pump 3 through the discharge pipe 6, the center bypass passage 16, the check valve 20, and the pipe 19. To be supplied.
[0063]
During this time, the junction valve 24 is in the closed position, and the center bypass passage 25 is closed. Thereby, the pressure oil of the third hydraulic pump 4 is guided to the pipe line 31 through the discharge pipe line 21, the center bypass path 25, the turning direction control valve 22, and the blade direction control valve 23. It is given to the arm first direction control valve 12 via the pipe line 19. That is, the pressure oils of the three main hydraulic pumps of the first hydraulic pump 2, the second hydraulic pump 3, and the third hydraulic pump 4 are merged and supplied to the arm first direction control valve 12 having metering characteristics. Accordingly, the pressure oil corresponding to the switching operation amount of the arm first direction control valve 12 accompanying the operation of the arm operating device 61 is supplied to the arm cylinder 58, and the return oil from the arm cylinder 58 is supplied to the arm first direction. It returns to the tank from the control valve 12 through the main line 40. As a result, the arm cylinder 58 is controlled at a high speed by the pressure oil joined by the three main hydraulic pumps of the first hydraulic pump 2, the second hydraulic pump 3, and the third hydraulic pump 4, and the first direction control for the arm. The valve 12 can be operated at a speed corresponding to the switching operation amount, and a desired light excavation work can be performed.
[0064]
In order to prevent the engine stall during the light excavation operation described above, the total value of the pump input torques of the first hydraulic pump 2, the second hydraulic pump 3, and the third hydraulic pump 4 mainly does not exceed the engine output torque. The horsepower control is implemented. Each pump input torque has a value determined by the product of the pump discharge amount and the pump discharge pressure.
[0065]
Now, in this light excavation work, when the combined operation of the arm cylinder 58 and the bucket cylinder 59 shown in FIG. 14 is performed, only the pressure oil of the first hydraulic pump 2 is applied to the bucket cylinder 59. 8 is supplied. Further, in this light excavation work, the load pressure of the arm cylinder 58 is relatively small. Therefore, the release command pressure 63 is not generated, the merging release valve 62 is maintained in the state shown in FIG. It is held at the left position (closed position) in FIG. Further, since the load pressure of the arm cylinder 58 is small, the discharge pressure of the third hydraulic pump 4 is kept low, and the value of the pump input torque of the third hydraulic pump 4 is also small. Accordingly, the total value of the pump input torques of the first hydraulic pump 2 and the second hydraulic pump 3 that are restricted by the engine output torque can be secured relatively large. Thereby, the pump discharge amount of the first hydraulic pump 2 can be kept relatively large, and the bucket directional control valve 8 is also provided to the bucket cylinder 59 shown in FIG. 15 driven only by the pressure oil of the first hydraulic pump 2. A considerable amount of pressurized oil can be supplied through That is, in the case of this light excavation work, the arm cylinder 58 and the bucket cylinder 59 can be combined with the pressure oil of the three hydraulic pumps of the first, second, and third hydraulic pumps 2, 3, and 4. Therefore, a desired light excavation operation with a relatively high operating speed can be performed.
[0066]
Note that, for example, when the turning direction control valve 22 is switched from the state in which the arm cylinder 58 is driven by the pressure oil joined by the three main hydraulic pumps as described above to turn the turning body, the joining valve The hydraulic oil from the third hydraulic pump 4 is supplied to the turning direction control valve 22 located upstream of the second hydraulic pump 24. Therefore, the pressure oil of the third hydraulic pump 4 is not supplied to the pipe line 31 positioned downstream of the turning direction control valve 22. In this case, the combined pressure oil of only the first hydraulic pump 2 and the second hydraulic pump 3 is supplied to the arm cylinder 58. That is, in the first embodiment, the turning operation is preferentially secured.
[0067]
Further, for example, in the case of heavy excavation work for excavating hard ground or the like, when the arm cylinder 58 and the bucket cylinder 59 are to be operated in combination, the bottom pressure of the arm cylinder 58 becomes high. This bottom pressure becomes the release command pressure 63 and is given to the controller of the merging release valve 62. As a result, the merging release valve 62 is switched to the left position in FIG. 1 against the force of the spring, and the control unit to which the control pilot pressure 30 of the merging valve 24 is applied communicates with the tank. It is switched to the right position (open position). That is, the merge by the third hydraulic pump 4 is released, and the pressure oil from only the first hydraulic pump 2 and the second hydraulic pump 3 is merged and supplied to the arm cylinder 58. At this time, the bucket cylinder 59 is supplied with pressure oil only from the first hydraulic pump 2 as described above.
[0068]
Here, even in such heavy excavation work, the arm cylinder 58 is driven by the confluence of the hydraulic oils of the three hydraulic pumps of the first, second, and third hydraulic pumps 2, 3, and 4. In this case, as the bottom pressure of the arm cylinder 58 increases, the discharge pressure of the third hydraulic pump 4 also increases. As a result, the third hydraulic pump 4 determined by the product of the pump discharge amount and the pump discharge pressure. The pump input torque increases, and the influence on the total value of the pump input torques of the first hydraulic pump 2 and the second hydraulic pump 3 increases. That is, due to the restriction that the engine output torque is not exceeded, the total value of the pump input torque of the first hydraulic pump 2 and the second hydraulic pump 3 is reduced as shown by the characteristic line 80 in FIG. Therefore, the flow rate Q discharged from the first hydraulic pump 2 and the second hydraulic pump 3 is changed. ₁ Is a small value. Along with this, the flow rate supplied to the bucket cylinder 59 driven by the pressure oil of only the first hydraulic pump 2 decreases, and the operating speed of the bucket cylinder 59 becomes significantly slower than the operating speed of the arm cylinder 58. Produce. As a result, the combined operability of the arm cylinder 58 and the bucket cylinder 59, which is particularly important in heavy excavation work, is lowered, and there is a concern that this heavy excavation work may be hindered.
[0069]
In the first embodiment of the present invention, as described above, at the time of heavy excavation work, the merging release valve 62 operates so as to release the merging function of the merging valve 24. Only the pressure oil of the two hydraulic pumps of the pump 2 and the second hydraulic pump 3 is merged and supplied. As a result, the total value of the pump input torques of the first hydraulic pump 2 and the second hydraulic pump 3 subject to the restriction of the engine output torque can be secured relatively large as shown by the characteristic line 81 in FIG. Accordingly, the flow rate Q discharged from the first hydraulic pump 2 and the second hydraulic pump 3. ₀ The flow rate Q in the case of merging of three hydraulic pumps during this heavy excavation work ₁ Can be larger than For this reason, the operating speed of the arm cylinder 58 is slower than the combined pressure oil of the three hydraulic pumps of the first hydraulic pump 2, the second hydraulic pump 3, and the third hydraulic pump 4, but the first hydraulic pump 2 A sufficient flow rate can be supplied to the bucket cylinder 59 driven by only the pressure oil, and the operation speed of the bucket cylinder 59 can be ensured. Therefore, according to the first embodiment, even during heavy excavation work, good combined operability between the arm cylinder 58 and the bucket cylinder 59 can be obtained, and desired heavy excavation work can be performed.
[0070]
According to the first embodiment, basically, as described above, the arm cylinder 58 is combined with the pressures of the three main hydraulic pumps of the first hydraulic pump 2, the second hydraulic pump 3, and the third hydraulic pump 4. It can be driven by oil, and further acceleration of the arm cylinder 58 can be realized. Thereby, work efficiency, such as excavation work implemented via the drive of the said arm cylinder 58, can be improved.
[0071]
Further, since the merging valve 24 is disposed downstream of the turning direction control valve 22 and the pipe line 31 is connected to the center bypass passage 25 located between the blade direction control valve 23 and the merging valve 24, the turning priority is given. Can be secured.
[0072]
Further, since the merging valve 24 is housed in the second control valve 27 together with the turning direction control valve 22, the blade direction control valve 23, etc., a compact valve structure can be obtained. It is easy to handle during manufacture and easy to assemble.
[0073]
In particular, since the merging release valve 62 for releasing the merging function of the merging valve 24 is provided, the arm cylinder is considered in consideration of the relationship between the engine output torque and the pump input torque in various working modes performed by the hydraulic excavator. 58 is driven by pressure oil resulting from the merging of the three hydraulic pumps of the first hydraulic pump 2, the second hydraulic pump 3, and the third hydraulic pump 4, or the two hydraulic pressures of the first hydraulic pump 2 and the second hydraulic pump 3 are used. It can be selected whether to drive with pressure oil due to the confluence of pumps, and excellent workability can be obtained when performing various operations such as light excavation work and heavy excavation work.
[0074]
FIG. 4 is a hydraulic circuit diagram showing the configuration of the second embodiment corresponding to claims 1, 2, 4, 5, 6, 7, 8, 10, and 13 of the present invention.
[0075]
Particularly in the second embodiment, the merging release means for releasing the merging function of the merging valve 24 includes the merging release valve 62, the pilot pump 5, and the pilot pressure discharged from the pilot pump 5 as the merging release valve 62. From the proportional solenoid valve 64 that can be supplied to the control section, the arm bottom pressure sensor 66 that detects the load pressure of the arm cylinder 58, that is, the bottom pressure, and the arm bottom pressure sensor 66 The controller 65 is configured to output a control signal for operating the proportional solenoid valve 64 in accordance with the output signal.
Other configurations are the same as those of the first embodiment shown in FIG.
[0076]
In the second embodiment configured as described above, in particular, in heavy excavation work, when the arm bottom pressure sensor 66 detects that the arm bottom pressure has increased, the controller 65 causes the proportional solenoid valve 64 to be increased. , The proportional solenoid valve 64 is actuated, and the pilot pressure of the pilot pump 5 is applied to the control unit of the merging release valve 62 via the proportional solenoid valve 64. Thereby, the control part to which the control pilot pressure 30 of the merging valve 24 is applied communicates with the tank, and the merging function is released. Accordingly, it is possible to supply the arm cylinder 58 with only the pressure oil from the two hydraulic pumps, ie, the first hydraulic pump 2 and the second hydraulic pump 3, and in the first embodiment described above. Similarly, it is possible to ensure a good combined operability between the arm cylinder 58 and the bucket cylinder 59 and perform a desired heavy excavation work.
Other functions and effects are the same as those of the first embodiment described above.
[0077]
FIG. 5 is a hydraulic circuit diagram showing the configuration of the third embodiment of the present invention, and FIG. 6 is a diagram showing the characteristics of the merging valve provided in the third embodiment shown in FIG.
[0078]
The third embodiment shown in FIG. 5 is also provided in, for example, a hydraulic excavator. In FIG. 5, the same components as those shown in FIG. 1 described above are denoted by the same reference numerals, but the description thereof is omitted because it is redundant.
[0079]
In this third embodiment, in particular, as shown in FIG. 5, the merging valve 33, which is arranged downstream of the blade direction control valve 23 and included in the second control valve 27, applies pressure to the arm cylinder 58 in FIG. It has an opening area characteristic P-C that enables oil supply, and an opening area characteristic P-T that allows the pressure oil to flow into the tank. That is, it is composed of one that can gradually change the size of the opening area in accordance with the stroke amount that changes in accordance with the magnitude of the control pilot pressure 30, that is, has a so-called metering characteristic. The merging valve 33 has a metering characteristic that increases the flow rate of the hydraulic oil supplied from the third hydraulic pump 4 to the arm cylinder 58 substantially proportionally when the applied control pilot pressure 30 exceeds a predetermined level. .
[0080]
Further, a pipe line 34 that connects the actuator port of the merging valve 33 and the main pipe line 40 connected to the arm cylinder 58 is provided. The pipe 34 is composed of an external pipe disposed outside the first control valve 18 and the second control valve 27. A check valve 35 is provided in the pipe line 34 to prevent backflow from the main pipe line 40 side.
The other configuration is the same as the configuration in which the merging valve 24, the pipe line 31, and the check valve 32 are removed from the first embodiment shown in FIG.
[0081]
In the third embodiment configured as described above, the arm operating device 61 is operated by a predetermined amount to switch the arm first direction control valve 12 and the arm second direction control valve 10 to be interlocked, and at the same time for the arm. When the merging valve 33 is switched via the merging release valve 62 by the control pilot pressure 30 output in accordance with the operation of the operating device 61, the arm second direction control valve 10 is first set to a block position where the center bypass passage 16 is closed. Switched.
[0082]
Thus, the pressure oil of the first hydraulic pump 2 is supplied to the arm first direction control valve 12 together with the pressure oil of the second hydraulic pump 3 through the discharge pipe 6, the center bypass passage 16, the check valve 20, and the pipe 19. To be supplied.
[0083]
During this time, the opening area (characteristic PC in FIG. 6) that allows the pressure oil to be supplied to the arm cylinder 58 of the merging valve 33 gradually increases in accordance with the increase in the operation amount of the arm operating device 61. On the other hand, the opening area (characteristic PT in FIG. 4) enabling the outflow to the tank gradually decreases, and the flow rate supplied from the merging valve 33 to the pipe 34 gradually increases. The flow rate supplied to the pipe line 34 merges with the flow rate led to the main pipe line 40 via the check valve 35 and the arm first direction control valve 12. Therefore, the pressure oil corresponding to the switching operation amount of the arm first direction control valve 12 corresponding to the operation amount of the arm operating device 61 and the switching operation amount of the merging valve 33 passes through the main conduit 40 to the arm. The oil supplied to the cylinder 58 is returned to the tank. As a result, the arm cylinder 58 can be driven at a high speed by the combined pressure oil of the three main hydraulic pumps of the first hydraulic pump 2, the second hydraulic pump 3, and the third hydraulic pump 4, and the arm The first direction control valve 12 can be driven at a speed corresponding to the switching operation amount of the first directional control valve 12 and the switching operation amount of the junction valve 33.
[0084]
Note that, for example, from the state in which the arm cylinder 58 is driven by the pressure oil joined by the three main hydraulic pumps as described above, the turning direction control valve 22 is switched to turn the turning body shown in FIG. When operated, the pressure oil of the third hydraulic pump 4 is supplied to the turning direction control valve 22 located upstream of the merging valve 33. Therefore, the pressure oil is not supplied to the merging valve 33 and the pipe line 34 located downstream of the turning direction control valve 22. In this case, the combined pressure oil of only the first hydraulic pump 2 and the second hydraulic pump 3 is supplied to the arm cylinder 58. That is, also in the third embodiment, the turning operation is preferentially ensured.
[0085]
Further, for example, when the load pressure of the arm cylinder 58 becomes large as in heavy excavation work, the merging release valve 62 is switched to the left position in FIG. 5, and the control unit to which the control pilot pressure 30 of the merging valve 33 is applied and the tank. The merging valve 33 is switched to the right position in FIG. 5, that is, to the position where the center bypass passage 25 communicates with the tank by the spring force, and the merging function is released.
[0086]
Also in the third embodiment, as in the first embodiment described above, basically, the arm cylinder 58 is divided into three main hydraulic pumps of the first hydraulic pump 2, the second hydraulic pump 3, and the third hydraulic pump 4. Therefore, the arm cylinder 58 can be further increased in speed. Thereby, the work efficiency of excavation work performed through the drive of the arm cylinder 58 can be improved.
[0087]
Further, the merging valve 33 is arranged downstream of the turning direction control valve 22, and a pipe line 34 is provided to connect the actuator port of the merging valve 33 and the main pipe line 40 that supplies pressure oil to the arm cylinder 58. Therefore, the turning priority can be secured.
[0088]
Further, as in the first embodiment, the confluence valve 33 is housed in the second control valve 27 together with the turning direction control valve 22, the blade direction control valve 23, etc. The hydraulic control device can be easily handled and assembled.
[0089]
In particular, in the third embodiment, since the merging valve 33 has metering characteristics, even if the merging valve 33 and the main pipeline 40 are connected by the pipeline 34 constituting the external piping, the movement of the arm cylinder 58 is performed. Can be controlled. Therefore, the first control valve 18 can be manufactured without requiring troublesome work such as formation of a passage inside the first control valve 18. Further, since it is relatively easy to provide the merging valve 33 in the second control valve 27 and to provide the pipe line 34 constituting the external pipe, the existing hydraulic control device as shown in FIG. It can be easily obtained by remodeling.
[0090]
Further, the merging release valve 62 is operated according to the working mode of the hydraulic excavator, and the merging valve 33 is switched so as to release the merging function. Therefore, this point has the same effect as the first embodiment described above.
[0091]
FIG. 7 is a hydraulic circuit diagram showing a configuration of a fourth embodiment corresponding to claims 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8, 10, and 13 of the present invention.
[0092]
Particularly in the fourth embodiment, the merging release means for releasing the merging function of the merging valve 33 having the metering characteristic joins the merging release valve 62, the pilot pump 5, and the pilot pressure discharged from the pilot pump 5. The proportional solenoid valve 64 that can be supplied to the control unit of the release valve 62, the arm bottom pressure sensor (specific actuator pressure sensor) 66 that detects the load pressure of the arm cylinder 58, that is, the bottom pressure, and the arm bottom pressure sensor. The controller 65 is configured to output a control signal for operating the proportional solenoid valve 64 in accordance with a signal output from the controller 66.
Other configurations are the same as those of the third embodiment shown in FIG.
[0093]
In the fourth embodiment configured as described above, in particular, in heavy excavation work, when the arm bottom pressure sensor 66 detects that the arm bottom pressure has increased, the controller 65 causes the proportional solenoid valve 64 to be increased. , The proportional solenoid valve 64 is actuated, and the pilot pressure of the pilot pump 5 is applied to the control unit of the merging release valve 62 via the proportional solenoid valve 64. Thereby, the control part to which the control pilot pressure 30 of the merging valve 33 is applied communicates with the tank, and the merging function is released. Accordingly, it is possible to supply the arm cylinder 58 with only the pressure oil from the two hydraulic pumps of the first hydraulic pump 2 and the second hydraulic pump 3, which is the same as in the third embodiment described above. In the same manner as described above, it is possible to ensure good combined operability between the arm cylinder 58 and the bucket cylinder 59 and to perform a desired heavy excavation work.
Other functions and effects are the same as those of the third embodiment described above.
[0094]
FIG. 8 is a hydraulic circuit diagram showing the configuration of the fifth embodiment corresponding to claims 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8, 10, and 13 of the present invention.
[0095]
In the fifth embodiment, a pump discharge for detecting a pump discharge pressure corresponding to the bottom pressure of the arm cylinder 58 is provided in the discharge pipe 11 of the second hydraulic pump 3 as a pressure sensor for a specific actuator included in the merging release means. A pressure sensor 66a for pressure is provided. Other configurations are the same as those of the fourth embodiment described above.
[0096]
Even in the fifth embodiment configured as described above, when the bottom pressure of the arm cylinder 58 is increased during heavy excavation work, the discharge pressure of the second hydraulic pump 2 is increased accordingly, and the pump discharge increased. When the pressure is detected by the pump discharge pressure sensor 66 a, a control signal is output from the controller 65 to the proportional solenoid valve 64. Therefore, the same effects as those of the fourth embodiment described above can be obtained.
[0097]
FIG. 9 is a hydraulic circuit diagram showing a configuration of a sixth embodiment corresponding to claims 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 11, and 13 of the present invention, and FIG. 10 is a sixth embodiment shown in FIG. It is a figure which shows the principal part structure of the controller with which a form is equipped.
[0098]
In the sixth embodiment, in particular, the merging release means for releasing the merging function of the merging valve 33 having metering characteristics is provided on the side where the pilot pump 5 and the pressure oil of the pilot pump 5 oppose the spring chamber of the merging valve 33. The proportional solenoid valve 64 that can be supplied to the control unit located at the position, the pressure sensor for a specific actuator that detects the bottom pressure of the arm cylinder 58, that is, the arm bottom pressure sensor 66, and the pilot pressure generated by the arm operating device 61 And a control signal for operating the proportional solenoid valve 64 in accordance with both the signal output from the arm bottom pressure sensor 66 and the signal output from the pilot pressure sensor 67. And a possible controller 65.
[0099]
Further, as shown in FIG. 10, the above-described controller 64 has a relationship of a current value SOL that linearly increases with an increase in arm pilot pressure, and corresponds to a signal output from the pilot pressure sensor 67. The function generator 70 for generating the current value SOL and the coefficient K = 1 until the arm bottom pressure reaches a predetermined height, and the coefficient K = 0 when the arm bottom pressure exceeds the predetermined height. Function generating unit 71 for generating a corresponding coefficient K in accordance with a signal output from arm bottom pressure sensor 66, current value SOL output from these function generating unit 70, A multiplier 72 that multiplies the coefficient K output from the function generator 71 and outputs a control signal to the proportional solenoid valve 64 is provided.
The other configuration is the same as that of the third embodiment of the present invention shown in FIG. 5 except the merging release valve 62.
[0100]
In the sixth embodiment configured as described above, for example, during a light excavation operation performed by operating the arm operation device 61 and a bucket operation device (not shown), the operation occurs with the operation of the arm operation device 61. The pilot pressure sensor 67 detects the pilot pressure and inputs it to the controller 65, and the bottom pressure of the arm cylinder 58 that is activated by the operation of the arm operating device 61 is detected by the arm bottom pressure sensor 66. Is input.
[0101]
In the function generator 70 of the controller 65, the current value SOL corresponding to the arm pilot pressure output from the pilot pressure sensor 67 is obtained, and the corresponding current value SOL is output to the multiplier 72. Also, a coefficient K = 1 corresponding to a relatively low arm bottom pressure output from the arm bottom pressure sensor 66 is obtained, and this coefficient K = 1 is output to the multiplier 72. Multiplier 72 multiplies current value SOL by coefficient K = 1, and outputs a control signal having a relatively large current value to proportional solenoid valve 64. Accordingly, the merging valve 33 is switched to the left position in FIG. 9, and the merging of the pressure oil of the third hydraulic pump 4 to the pressure oil of the first hydraulic pump 2 and the second hydraulic pump 3 becomes possible. That is, the pressure oils of the three hydraulic pumps 2, 3, 4 are merged and supplied to the arm cylinder 58, and the pressure oil of the first hydraulic pump 2 is supplied to the bucket cylinder 59. The desired light excavation work by 59 combined operations can be performed.
[0102]
Further, for example, even during heavy excavation work performed by operating the arm operating device 61 and a bucket operating device (not shown), the pilot pressure generated by the operation of the arm operating device 61 is detected by the pilot pressure sensor 67. The bottom pressure of the arm cylinder 58 that is operated by the operation of the arm operation device 61 is detected by the arm bottom pressure sensor 66 and input to the controller 65.
[0103]
In the function generation unit 70 of the controller 65, the current value SOL corresponding to the pilot pressure output from the pilot pressure sensor 65 is obtained as described above, and the corresponding current value SOL is output to the multiplication unit 72. Further, a coefficient K = 0 corresponding to the high arm bottom pressure output from the arm bottom pressure sensor 66 is obtained, and this coefficient K = 0 is output to the multiplier 72. Multiplier 72 multiplies current value SOL by coefficient K = 0, and obtains a current value of zero. Therefore, in this case, the control signal is not output from the controller 65 to the proportional solenoid valve 64, the proportional solenoid valve 64 does not operate, and the pilot pressure of the pilot pump 5 is not applied to the control unit of the merging valve 33. . In this state, the switching position of the merging valve 33 is maintained at the right position shown in FIG. 9, the center bypass passage 25 communicates with the tank, and the merging function of the merging valve 33 is released. As a result, only the pressure oils of the first hydraulic pump 2 and the second hydraulic pump 3 are merged and supplied to the arm cylinder 58, and the pressure oil of the first hydraulic pump 2 is supplied to the bucket cylinder 59. 58, good combined operability of the bucket cylinder 59 can be secured, and desired heavy excavation work can be performed.
Other functions and effects are the same as those of the third embodiment described above.
[0104]
FIG. 11 is a hydraulic circuit diagram showing a configuration of a seventh embodiment corresponding to claims 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 11, and 13 of the present invention, and FIG. 12 is a seventh embodiment shown in FIG. It is a figure which shows the principal part structure of the controller with which a form is equipped.
[0105]
In the seventh embodiment, the pilot pressure generated by the arm operating device 61 is applied to the control unit located on the left side of the merging valve 33 in FIG. 11, and the pilot pressure output from the proportional solenoid valve 64 is supplied to the control unit. It is made the structure given to the control part located in the right side of this merging valve 33.
[0106]
Further, as shown in FIG. 12, the controller 65 is preset with a function relationship of the current value SOL that linearly increases with the increase of the arm pilot pressure, and corresponds to the signal output from the pilot pressure sensor 67. A function generator 73 that generates a current value SOL to be generated, and a function that changes to a coefficient K = 0 until the arm bottom pressure reaches a predetermined height, and changes to a coefficient K = 1 when the arm bottom pressure exceeds a predetermined height. A function generator 74 for generating a corresponding coefficient K in response to a signal output from the arm bottom pressure sensor 66, a current value SOL output from the function generator 73, and a function generator 74. And a multiplication unit 75 that multiplies the coefficient K output from the control signal and outputs a control signal to the proportional solenoid valve 64.
Other configurations are the same as those in the sixth embodiment.
[0107]
In the seventh embodiment configured as described above, a current value SOL corresponding to the pilot pressure detected by the pilot pressure sensor 65 is obtained by the function generating unit 73 of the controller 65, and the function generating unit 74 A coefficient K corresponding to the arm bottom pressure detected by the arm bottom pressure sensor 66 is obtained and multiplied by the multiplier 75.
[0108]
When the arm bottom pressure is low as in light excavation work, the coefficient K calculated by the function generating unit 74 is 0, and thus the current value calculated by the multiplying unit 75 is also 0, and the control signal is sent to the proportional solenoid valve 64. Is not output. For this reason, the merging valve 33 is switched to the left position, that is, the position enabling the merging, by the control pilot pressure 30 applied to the left control unit of the merging valve 33 in FIG. As a result, the three hydraulic pumps 2, 3, and 4 are joined to drive the arm cylinder 58, and a desired light excavation operation can be performed.
[0109]
Further, when the arm bottom pressure becomes high as in heavy excavation work, the coefficient obtained by the function generating unit 74 is K = 1, and thus the current value obtained by the multiplying unit 75 is also a large value. A control signal having a large value is supplied to the proportional solenoid valve 64, the proportional solenoid valve 64 is operated, and a pilot pressure is given to the control unit on the right side of the merging valve 33 shown in FIG. The joining function of the joining valve 33 is released.
[0110]
As a result, only the pressure oils of the first hydraulic pump 2 and the second hydraulic pump 3 are merged and supplied to the arm cylinder 58, and the pressure oil of the first hydraulic pump 2 is supplied to the bucket cylinder 59. 58, good combined operability of the bucket cylinder 59 can be secured, and desired heavy excavation work can be performed.
Other functions and effects are the same as those of the sixth embodiment described above.
[0111]
FIG. 13 is a side view showing the configuration of the eighth embodiment corresponding to claims 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 12, 13 of the present invention.
[0112]
Particularly in the eighth embodiment, the merging release means for releasing the merging function of the merging valve 33 having the metering characteristic operates in response to a control signal made up of an electrical signal so that the merging function of the merging valve 33 is released. The merge release valve 68 for switching the merge valve 33, the arm bottom pressure sensor 66 for detecting the bottom pressure of the arm cylinder 58, and the merge valve 68 are operated in accordance with a signal output from the arm bottom pressure sensor 66. And a controller 65 capable of outputting a control signal to be output.
Other configurations are the same as those of the third embodiment shown in FIG.
[0113]
In the third embodiment shown in FIG. 5, the merging release valve 62 is directly switched by the arm bottom pressure of the arm cylinder 58, and the merging function of the merging valve 33 is released. The eighth embodiment shown in FIG. In the embodiment, the merging release valve 68 is switched by an electric signal corresponding to the bottom pressure of the arm cylinder 58, and the merging function of the merging valve 33 is released.
The operational effects of the eighth embodiment configured as described above are substantially the same as those of the third embodiment shown in FIG. 5 described above.
[0114]
In the eighth embodiment, the arm bottom pressure sensor 66 for detecting the bottom pressure of the arm cylinder 58 is provided. Instead of such a configuration, for example, a pump for detecting the discharge pressure of the second hydraulic pump 3 is provided. A discharge pressure sensor is provided, and a signal from the pump discharge pressure sensor is input to the controller 65. When the discharge pressure of the second hydraulic pump 3 increases as the arm bottom pressure increases, the merge release valve 68 May be configured to operate so as to cancel the merging function of the merging valve 33.
[0115]
In each of the above-described embodiments, the arm cylinder 58 is described as the specific actuator. However, the present invention is not limited to the arm cylinder 58 as the specific actuator. For example, the specific actuator is a boom cylinder 57, the boom second direction control valve 13 is a direction control valve having no metering characteristic, the boom first direction control valve 9 is a direction control valve having a metering characteristic, A pipe line connecting the input port of the second directional control valve 13 and the input port of the boom first directional control valve 9 is provided to prevent backflow from the boom first directional control valve 9 side. A check valve is provided, and a merging valve, a pipe, a check valve, and a merging valve equivalent to the merging valve 24, the conduit 31, the check valve 32, the merging release valve 62, etc. in the first embodiment shown in FIG. A release valve or the like is provided, and the pipe line is connected to a pipe line connecting the input port of the second boom direction control valve 13 and the input port of the first boom direction control valve 9 described above, or, for example, , The figure above The merging valve 33, the pipe 34, the check valve 35, the merging release valve 62, etc. in the third embodiment shown in FIG. A configuration may be adopted in which the first directional control valve for boom 9 and the boom cylinder 57 are connected as pipes to the main pipe line.
[0116]
In such a configuration, the combined pressures of the three main hydraulic pumps, that is, the first hydraulic pump 2, the second hydraulic pump 3, and the third hydraulic pump 4, similar to the arm cylinder 58 in each of the embodiments described above. The boom cylinder 57 can be driven at high speed by oil. Further, the joining of the pressure oil of the third hydraulic pump 4 can be canceled as necessary, and the boom cylinder 57 can be driven by the joining of the pressure oil of the first hydraulic pump 2 and the second hydraulic pump 3.
[0117]
【The invention's effect】
According to the invention of each claim of the present invention, the pressure oil of the third hydraulic pump is further joined and supplied to the specific actuator that can be driven by the merging of the two hydraulic pumps. As a result, the work efficiency can be improved as compared with the conventional case.
[0118]
Further, by operating the merging release means, the merging function of the merging valve can be released, and the specific actuator can be driven by the pressure oil resulting from the merging of only the first hydraulic pump and the second hydraulic pump. In consideration of the relationship between the engine output torque and the pump input torque in the various work modes, the specific actuator is driven by pressure oil resulting from the merging of the three hydraulic pumps of the first, second, and third hydraulic pumps, or It is possible to select whether to drive with pressure oil resulting from the merging of the two hydraulic pumps of the first and second hydraulic pumps, and it is possible to obtain excellent workability when performing various operations.
[0119]
In particular, according to the second aspect of the present invention, when another actuator directional control valve is switched, the specific actuator can be driven by the merging of the pressure oils of the first and second hydraulic pumps. The other actuator can be driven, and when the directional control valve for the other actuator is held neutral, the specific actuator can be driven by the merging of the pressure oil from the first, second and third hydraulic pumps. In other words, it is possible to selectively realize driving of a specific actuator by merging the pressure oils of the three hydraulic pumps while ensuring priority operation of other actuators.
[0120]
In particular, according to the third aspect of the invention, since the driving of the specific actuator can be suppressed according to the operation amount of the confluence valve, the main pipe connected to the specific actuator and the confluence valve are pipes constituting the external piping. They can be connected directly on the road, so that they are easy to manufacture and can also be easily manufactured by modifying an existing hydraulic control device.
[0121]
In particular, according to the invention of claim 4, various directional control valves required for the construction machine and a merging valve are provided in the two valve blocks of the first control valve and the second control valve. It can be stored, can be made compact, and is easy to handle during assembly.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram showing a configuration of a first embodiment of a hydraulic control device for a construction machine according to the present invention.
FIG. 2 is a diagram showing characteristics of a merging valve provided in the first embodiment shown in FIG. 1;
FIG. 3 is a diagram showing pump input torque characteristics obtained in the first embodiment shown in FIG. 1;
FIG. 4 is a hydraulic circuit diagram showing a configuration of a second embodiment of the present invention.
FIG. 5 is a hydraulic circuit diagram showing a configuration of a third embodiment of the present invention.
FIG. 6 is a diagram showing characteristics of a merging valve provided in the third embodiment shown in FIG. 5;
FIG. 7 is a hydraulic circuit diagram showing a configuration of a fourth embodiment of the present invention.
FIG. 8 is a hydraulic circuit diagram showing a configuration of a fifth embodiment of the present invention.
FIG. 9 is a hydraulic circuit diagram showing a configuration of a sixth embodiment of the present invention.
FIG. 10 is a diagram showing a main configuration of a controller provided in the sixth embodiment shown in FIG. 9;
FIG. 11 is a hydraulic circuit diagram showing a configuration of a seventh embodiment of the present invention.
12 is a diagram showing a main configuration of a controller provided in the seventh embodiment shown in FIG. 11. FIG.
FIG. 13 is a hydraulic circuit diagram showing a configuration of an eighth embodiment of the present invention.
FIG. 14 is a side view showing a hydraulic excavator cited as an example of a construction machine.
15 is a hydraulic circuit diagram showing an example of a conventional hydraulic control device provided in the hydraulic excavator shown in FIG. 14;
[Explanation of symbols]
1 engine
2 First hydraulic pump
3 Second hydraulic pump
4 Third hydraulic pump
5 Pilot pump
6 Discharge pipe
8 Bucket direction control valve
9 Boom first direction control valve
10 Second directional control valve for arm
11 Discharge line
12 First direction control valve for arm
13 Second direction control valve for boom
16 Center bypass passage
17 Center bypass passage
18 First control valve
19 pipeline
20 Check valve
21 Discharge pipe
22 Directional control valve for turning
23 Directional control valve for blades
24 Joint valve
25 Center bypass passage
27 Second control valve
28 Discharge pipeline
30 Control pilot pressure
31 pipeline
32 Check valve
33 Junction valve
34 pipeline
35 Check valve
40 Main pipeline
60 pilot pressure
61 Arm operating device
62 Junction release valve (Joint release means)
63 Release command pressure
64 Proportional solenoid valve (Meeting release means)
65 Controller (Join release means)
66 Pressure sensor for arm bottom (confluence release means)
66a Pressure sensor for pump discharge pressure (confluence release means)
67 Pressure sensor for pilot (Meeting release means)
68 Merge release valve (Merge release means)
70 Function generator
71 Function generator
72 Multiplier
73 Function generator
74 Function generator
75 Multiplier
80 Characteristic line
81 Characteristic line

Claims

Engine, variable displacement type first hydraulic pump and second hydraulic pump driven by the engine, and a specific actuator that can be driven by a merge of pressure oil discharged from each of the first hydraulic pump and the second hydraulic pump And a hydraulic control device for a construction machine comprising: another actuator different from the specific actuator; and a third hydraulic pump that is driven by the engine and supplies pressure oil that drives the other actuator.
A merging valve capable of selectively supplying the specific actuator by merging the pressure oil of the third hydraulic pump with the pressure oil of the first hydraulic pump and the second hydraulic pump is provided. A hydraulic control device for a construction machine, characterized in that a merging canceling means for canceling is provided.

2. The hydraulic control device for a construction machine according to claim 1, wherein the merging valve is provided on a center bypass passage located downstream of a direction control valve for another actuator that controls driving of the other actuator.

3. The hydraulic control device for a construction machine according to claim 1, wherein the merging valve has metering characteristics.

A first control valve including a directional control valve connected to the first hydraulic pump and a directional control valve connected to the second hydraulic pump, and the first control valve are provided separately from the first hydraulic valve. The construction machine according to any one of claims 1 to 3, further comprising a second control valve including a directional control valve connected to a pump, wherein the merging valve is provided in the second control valve. Hydraulic control device.

The hydraulic control device for a construction machine according to any one of claims 1 to 4, wherein the specific actuator is an arm cylinder.

A first directional control valve for arm and a second directional control valve for arm that drive the arm cylinder are provided, and one of the first directional control valve for arm and the second directional control valve for arm has metering characteristics. 6. The hydraulic control device for a construction machine according to claim 5, wherein the other is a directional control valve having no metering characteristic.

The hydraulic control device for a construction machine according to any one of claims 1 to 6, wherein the other actuator is a turning motor.

The merge release means is
The hydraulic control device for a construction machine according to any one of claims 1 to 7, further comprising a merging release valve that operates according to a pressure signal and releases a merging function of the merging valve.

9. The hydraulic control device for a construction machine according to claim 8, wherein the merging release valve is operated by a load pressure of the specific actuator.

The merge release means is
A pilot pump, a proportional solenoid valve capable of supplying the pilot pressure discharged from the pilot pump to the control unit of the merging release valve, and a specific pressure detecting the load pressure of the specific actuator or a pump discharge pressure corresponding to the load pressure 9. The construction machine according to claim 8, further comprising: an actuator pressure sensor; and a controller capable of outputting a control signal for operating the proportional solenoid valve in accordance with a signal output from the specific actuator pressure sensor. Hydraulic control device.

The merge release means is
A pilot pump, a proportional solenoid valve capable of supplying pressure oil of the pilot pump to the control unit of the merging valve, and a pressure sensor for a specific actuator for detecting a load pressure of the specific actuator or a pump discharge pressure corresponding to the load pressure A pilot pressure sensor for detecting a pilot pressure for switching the specific actuator direction control valve for controlling the drive of the specific actuator, a signal output from the specific actuator pressure sensor, and an output from the pilot pressure sensor The hydraulic control device for a construction machine according to any one of claims 1 to 7, further comprising a controller capable of outputting a control signal for operating the proportional solenoid valve in accordance with both of the received signals.

The merge release means is
A merging release valve that operates in response to a control signal composed of an electrical signal and releases the merging function of the merging valve, and a pressure sensor for a specific actuator that detects a load pressure of the specific actuator or a pump discharge pressure corresponding to the load pressure And a controller capable of outputting a control signal for operating the merging release valve in accordance with a signal output from the pressure sensor for the specific actuator. Hydraulic control device for construction machinery.

13. The construction machine hydraulic control device according to claim 1, wherein the construction machine is a hydraulic excavator.