JP3762480B2

JP3762480B2 - Hydraulic drive

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Publication number: JP3762480B2
Application number: JP13052596A
Authority: JP
Inventors: 智浜本
Original assignee: Nachi Fujikoshi Corp
Current assignee: Nachi Fujikoshi Corp
Priority date: 1996-04-30
Filing date: 1996-04-30
Publication date: 2006-04-05
Anticipated expiration: 2016-04-30
Also published as: JPH09296803A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、建設機械等で使用される１つ又は複数の油圧ポンプの吐出油を複数のアクチュエータに供給する油圧駆動装置において、ある特定のアクチュエータの流量のみを作業内容に応じて減少させるのに好適な油圧駆動装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、建設機械用の油圧駆動装置は例えば図５に示すような特公平４−４８９６７号公報のものがある。図５に示す油圧回路図で説明すると、エンジン等の原動機１で駆動される可変容量形の油圧ポンプ２の吐出油路２３、３に複数の圧力補償弁４０４，４０５を並列に接続し、各圧力補償弁の出力油路６，７にチェック弁２６、２７を介して、方向制御弁８，９をそれぞれ接続し、各方向制御弁の出力側をアクチュエータ４１０，４１１にそれぞれ接続し、各アクチュエータからの戻り油を再び方向制御弁８，９を介してタンク１２へ戻すようにされている。圧力補償弁４０４，４０５をポンプ吐出圧力すなわちポンプ吐出油路３の圧力と各方向制御弁８，９で検出される夫々の負荷圧力１４，１５で開き方向に作用させ、方向制御弁の入口圧力６，７とシャトル弁１３で検出される最高負荷圧力１６で閉じ方向に作用させ、かつ前記最高負荷圧力１６を可変容量ポンプ２の押しのけ容積変更手段４１７を駆動するための流量調整弁４１８に作用させて、ポンプ吐出圧力と、最高負荷圧力との差圧を流量調整弁４１８のスプリング４１９で設定される圧力に制御するようにされている。
【０００３】
かかる油圧装置であれば、夫々の方向制御弁８，９前後の差圧すなわち圧力補償弁４０４の出力油路６と方向制御弁８の下流側の負荷圧力１４との差圧及び圧力補償弁４０５の出力油路７と方向制御弁９の下流側の負荷圧力１５との差圧は、ポンプ吐出圧力と最高負荷圧力１６との差圧で決まる。
【０００４】
このものは、夫々のアクチュエータ４１０，４１１への流量が比較的少なく、その流量の合計が可変容量ポンプ２の最大吐出流量に達しない場合は、夫々の方向制御弁８，９前後の差圧は、ポンプ吐出圧力と最高負荷圧力１６との差圧、言いかえれば流量調整弁４１８のスプリング４１９であらかじめ設定された差圧に等しい。従って、夫々のアクチュエータの負荷圧力に差があっても負荷圧力によらず、夫々のアクチュエータへの流量は、夫々の方向制御弁８，９の絞り開度と、スプリング４１９であらかじめ設定された差圧で決まる。
【０００５】
次に夫々のアクチュエータ４１０，４１１への流量の合計が大きくなり、可変容量ポンプ２の最大吐出流量に達したいわゆるサチュレーション状態について述べる。この場合は、ポンプ吐出圧力と最高負荷圧力１６との差圧は前述のスプリング４１９で設定された差圧を確保することができなくなるため、夫々の方向制御弁８，９前後の差圧もスプリング４１９で設定された所望の差圧にはならないが、夫々の方向制御弁前後の差圧はそれぞれ等しくなるので、夫々のアクチュエータ４１０，４１１への流量は、方向制御弁８，９の絞り開度の比率に等しい流量に分流されることとなり、いわゆるアンチサチュレーション機能を有することになる。
【０００６】
以上のように特公平４−４８９６７号公報の構成によれば、アンチサチュレーション機能を有するため、夫々の方向制御弁で要求される必要流量の合計が可変容量ポンプの最大吐出流量を超えた場合でも、良好な同時操作性が得られることになる。
【０００７】
しかしながら、このものではアクチュエータ４１０，４１１へ供給される流量は、サチュレーション状態に至らない場合は、アクチュエータの負荷圧力やポンプ吐出流量によらず、方向制御弁８、９の絞り開度すなわち方向制御弁８、９のストローク量によってのみ決まる。従って、アクチュエータの速度は負荷圧力やエンジン回転数に依らず、常にストローク量に対して一定である。しかし、油圧ショベルのような建設機械においては、このことが逆に不都合になる場合があった。例えば、塀際の掘削作業などにおいては、旋回動作をゆっくり行う必要があるが、アクチュエータの速度がストローク量に対して、常に一定であるとストロークの狭い範囲で細かに操作しないと、ゆっくりとした速度を得ることができず、微操作ができないという問題があった。
【０００８】
そこで、特開平５−９９１２６号公報においては、可変容量ポンプとともにエンジンで駆動される固定容量ポンプの吐出口に、固定絞りを設けて該固定絞り前後の差圧を、可変容量ポンプの押しのけ容積変更手段を駆動するための流量調整弁に作用させて、ポンプ吐出圧力と最高負荷圧力との差圧を、該固定絞り前後の差圧に比例した圧力になるように制御している。かかる構成によれば、方向制御弁前後の差圧は、固定絞り前後の差圧に比例することになるので、アクチュエータに供給される流量はエンジン回転数に応じて増減する。そこで、エンジン回転数を低くし、ストローク量に対する流量勾配をゆるくすることによって微操作性を向上させている。
【０００９】
また、特開平６−８１８０４号公報においては、可変容量ポンプの押しのけ容積変更手段を駆動するための流量調整弁に作用しているスプリングと、エンジン回転数を制御するスロットルレバーをリンクにより連動させ、エンジン回転数が高くなると、スプリング力が大きくなるようにして、ポンプ吐出圧力と最高負荷圧力との差圧をエンジン回転数に比例した圧力になるように制御している。かかる構成によっても、方向制御弁前後の差圧はスロットルレバーの動きに連動することになるので、同様にアクチュエータに供給される流量をエンジン回転数に応じて増減できるので、エンジン回転数を低くして、ストローク量に対する流量勾配をゆるくし微操作性を向上させている。
【００１０】
さらに、特開平６−３００００２号公報のものでは、圧力補償弁を方向制御弁とアクチュエータの間に位置したいわゆるアフターオリフィス式の構成とし、圧力補償弁を閉じ方向に付勢するスプリングの作用力を、エンジン回転数の増大に伴って弱くし、かつエンジン回転数の減少に伴って強くするようしている。即ち、エンジン回転数センサーで検出したエンジン回転数に応じて、電磁比例圧力制御弁を制御装置で駆動して、電磁比例圧力制御弁の出力圧力を圧力補償弁を閉じ方向に付勢するスプリングに作用させて、方向制御弁前後の差圧をエンジン回転数に応じて制御し、微操作性を向上させている。
【００１１】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、これらのものは、エンジンの回転数を減じて、方向制御弁のストローク量に対する流量勾配をゆるくし微操作性を向上させるようにしており、何れもエンジン回転数の増減に伴って方向制御弁前後の差圧が変化するものであるから、エンジン回転数が減少すると全てのアクチュエータのストローク量に対する流量勾配がゆるくなり、全体的に速度が遅くなるという問題があった。特に、前述したように塀際の掘削作業においては、旋回やスイング（オフセット）の微操作性を良くできるが、反面その他のアクチュエータの流量勾配もゆるくなり速度が遅く作業能率が低下するという問題があった。
【００１２】
本発明は、従来のかかる問題点を鑑みなされたもので、その課題は、旋回モータ等の特定のアクチュエータの流量のみを作業内容に応じて減少させて微操作性を向上させ、その他のアクチュエータについては、ストローク量に対する流量勾配をゆるくせずに速度を速くしたままにして、作業能率を落とすことのない油圧駆動装置を提供することである。
【００１３】
【課題を解決するための手段】
上記課題を解決するために本発明は、可変ポンプと、該可変ポンプの吐出する圧油によって駆動される複数の油圧アクチュエータと、該複数の油圧アクチュエータに流入する圧油をそれぞれ制御可能にされた流量調整機能を有する方向制御弁と、複数の前記方向制御弁の圧力補償をそれぞれ可能にする圧力補償弁と、前記可変ポンプ吐出圧力と前記複数の油圧アクチュエータの最高負荷圧力との差圧に比例した二次圧力を出力する手段と、を備え、前記圧力補償弁は前記方向制御弁の上流側に設けられ、該圧力補償弁の下流側の圧力でもって閉じ方向に作用させ、さらに、前記方向制御弁の下流側のアクチュエータの負荷圧力及び前記二次圧力がそれぞれ開き方向に独立して作用するようにされている油圧駆動装置において、微操作性が要求される特定のアクチュエータの圧力補償弁を開き方向に作用させる前記二次圧力導入口と前記二次圧力油路間に前記二次圧力を入口ポートに導入し、二次圧力を出力又は二次圧力を一定の比率で減圧出力することを選択可能にされた定比減圧弁を設けた。また、その他のアクチュエータについては、前記二次圧力を定比減圧弁で減圧せずに、そのまま各々のアクチュエータの圧力補償弁に作用させるようにした。
【００１４】
定比減圧弁は、入口ポートと出口ポートとドレーンポートと、を備えた本体と、本体に設けられた本体穴に挿入され入口ポートと出口ポートとを、又は出口ポートとドレーンポートとを選択連通可能にされたスプールと、出口ポート圧力が導かれスプールを出口ポートとドレーンポートとを連通する方向に付勢するようにされた出口パイロット室と、入口ポート圧力が導かれスプールを入口ポートと出口ポートとを連通する方向に付勢するようにされた出口パイロット室より小なる受圧面積を有する入口パイロット室と、を有し、入口ポート圧力を一定の比率で減圧した圧力を出口ポートに出力するようにされた定比減圧弁に、さらに、入口ポート圧力の導入とドレーンポートへの圧油開放とが選択可能にされかつスプールを入口ポートと出口ポートとを連通する方向に付勢するようにされた選択パイロット室を設けた。
【００１５】
定比減圧弁の選択可能手段は選択パイロット室に対して入口ポートとドレーンポートとのいずれかを選択可能にされた電磁弁、マニュアル操作弁又はパイロット操作弁等の切換弁を用いる。
【００１６】
（作用）
微操作性が要求される特定のアクチュエータの圧力補償弁に作用する二次圧力を、一定の比率で減圧する定比減圧弁を介して作用させ、定比減圧弁の作動を切換弁でもって選択するようにしたので、切換弁を作動させることにより特定のアクチュエータの圧力補償弁に作用する二次圧力が減圧して、方向制御弁前後の差圧が小さくなり、ストローク量に対する流量勾配がゆるくなって微操作性が向上する。また、その他のアクチュエータについては、二次圧力を定比減圧弁で減圧せずに、そのまま各々のアクチュエータの圧力補償弁に作用させるようにしたので、アクチュエータの速度が低下せず、作業能率を落とすことがない。
【００１７】
定比減圧弁の選択パイロット室と入口ポートとを連通させたときは、二次圧力が流入する入口ポートと出口ポートとが直接連通するようにスプールが付勢されるので、出口ポートに二次圧力がそのまま出力される。一方、定比減圧弁の選択パイロット室がドレーンポートに圧油開放されたときは、スプールを付勢する影響がないので、定比減圧弁として二次圧力を一定の比率に減圧した出口圧力が出力される。
【００１８】
選択パイロット室に対して入口ポートとドレーンポートとのいずれかを電磁弁、マニュアル操作弁又はパイロット操作弁等の切換弁で選択可能にしたので、電気的あるいは手動で定比減圧弁の出力を簡単に選択でき、ストローク量に対する流量勾配をゆるくせずに速度を速くしたままの常態操作、微操作の要求に応じた特性を容易に得られる。
【００１９】
【発明の実施の形態】
本発明の第一の実施形態について、図面を参照して説明する。図１は本発明の実施形態にかかる油圧回路図、図２は第一の実施形態の定比減圧弁の断面構造図（概念図）と定比減圧弁を駆動するための切換弁（電磁弁）との関係を示す説明図である。図１において、エンジン等の原動機１で駆動される可変容量形の油圧ポンプ２の吐出油路２３，３に、複数の圧力補償弁４，５を並列に接続し、各圧力補償弁の出力油路６，７に夫々チェック弁２６、２７を介して方向制御弁８，９をそれぞれ接続し、それらの方向制御弁の出力側を夫々アクチュエータ１０，１１に接続し、夫々のアクチュエータ１０，１１からの戻り油を再び夫々の方向制御弁８，９を介してタンク１２へ戻すようにされている。
【００２０】
また、夫々の圧力補償弁４，５を夫々の方向制御弁８，９の上流側即ち出力油路６，７の圧力でもって閉じ方向に作用させ、さらに方向制御弁８，９の下流側の圧力すなわちアクチュエータ１０，１１の負荷圧力１４，１５でもって開き方向に作用するようにされている。さらに夫々の負荷圧力のうち、最高負荷圧力をシャトル弁１３によって選択し、最高負荷圧力とポンプ吐出圧力との差圧に比例した二次圧力３２を発生させる圧力制御弁３１がバルブ装置２２内に設けられている。
【００２１】
ここで、微操作性が要求される特定のアクチュエータ１０を旋回モータとし、微操作性が要求されないアクチュエータ１１をブームシリンダとする。圧力制御弁３１からの二次圧力３２は、微操作性が要求されないブームシリンダ１１では前記圧力補償弁５にそのまま開く方向に作用し、微操作性が要求されるアクチュエータ１０では、定比減圧弁４１を介して前記圧力補償弁４を開く方向に作用するようにされている。
【００２２】
定比減圧弁４１は、二次圧力３２を導入する入口ポート４２と二次圧力３２を減圧して出力する出口ポート４３とタンクポート１２に連通するドレンポート４４とを有し、出口ポート４３とドレンポート４４との連通を許容し、かつ二次圧力４２の連通を遮断する方向に、出口ポート４３の出力圧力を作用させる第一の受圧面積４１ａと、二次圧力４２と出口ポート４３との連通を許容し、かつドレンポート４４の連通を遮断する方向に、電磁弁４６で選択した圧力を作用させる第二の受圧面積４１ｂと、第二の受圧面積４１ｂと同じ方向に二次圧力を常時作用させる第三の受圧面積４１ｃとを有し、かつ第二、第三の受圧面積と同じ方向にスプリング４５の作用力が作用するようにされている。また、電磁弁４６は前記第二の受圧面積４１ｂに作用する圧力を、二次圧力またはタンク圧力のいずれかに連通させるためのものである。
【００２３】
さらに、二次圧力３２を油路３３を介して可変容量ポンプ２の押しのけ容積変更手段１７を駆動するための流量調整弁１８に作用させ、二次圧力とスプリング１９であらかじめ設定された作用力とをつり合わせることにより、二次圧力がスプリング１９の作用力よりも大きい場合は、可変容量ポンプ２の押しのけ容積を小さくするように、二次圧力が、スプリング１９の作用力よりも小さい場合は、可変容量ポンプ２の押しのけ容積を大きくするように制御されている。
【００２４】
ここで、かかる油圧駆動装置について作用を説明すると、定比減圧弁４１が作用しない状態であれば、夫々の圧力補償弁４，５で方向制御弁８，９の上流側の圧力６，７が、下流側の夫々のアクチュエータの負荷圧力１４，１５と前記二次圧力３２との和とつり合うように作用することから、夫々の方向制御弁８，９前後の差圧は、アクチュエータの負荷圧に依らず、前記の二次圧力３２と等しくなる。すなわち、ポンプ吐出圧力と最高負荷圧力との差圧に等しくなる。
【００２５】
さらに、二次圧力３２は、ポンプ装置２１へ導びかれ、流量調整弁１８のスプリング１９の作用力とつり合っていることから、可変容量ポンプ２の吐出圧力は、二次圧力３２が、スプリング１９の作用力に相当する圧力と等しくなるように制御される。このことは、二次圧力すなわちポンプ吐出圧力と最高負荷圧力の差圧がスプリング１９の作用力に相当する圧力と等しくなるように制御される。即ち、ポンプ吐出圧力は最高負荷圧力に対し、スプリング１９の作用力に相当する圧力分だけ高くなるように制御される。従って、夫々の方向制御弁８，９前後の差圧は、スプリング１９の作用力に相当する圧力に制御される。
【００２６】
このような構成にすることにより、いま、仮りにポンプ吐出流量が不足した場合には、ポンプ吐出圧力と最高負荷圧力１６との差圧すなわち二次圧力３２は、前述のスプリング１９で設定された差圧分を確保することができなくなるため、夫々の方向制御弁８，９前後の差圧も、設定値よりも小さくなるが、夫々の方向制御弁の差圧はそれぞれ等しくなるので、夫々のアクチュエータ１０，１１への流量は、方向制御弁８，９の絞り開度の比率に等しい流量に分流されることになり、アンチサチュレーション機能を有することになる。
【００２７】
このものは、さらに、低温時に作動油の粘度が高くなり、管路２３での圧力損失が過大なものとなった場合、二次圧力３２は、バルブ装置２２内でのポンプ吐出路３と最高負荷圧力１６との差圧に比例した圧力を発生させていることから、管路２３の圧力損失の大小に関係なく、バルブ装置２２内のポンプ吐出路３のポンプ圧力が、最高負荷圧力に対し前述のスプリング１９の作用力に相当する圧力に制御されるため、低温時であっても、流量が大幅に減少することがなく、アクチュエータの速度が遅くなることがない。また、ポンプ装置２１とバルブ装置２２を接続する管路を増す必要がないので、使い勝手が良いものとなっている。
【００２８】
なお、方向制御弁８，９は建設機械で広く使用されている操作量に応じてパイロット圧力が高くなる圧力制御弁のパイロット圧力で操作されるものであっても良いし、電磁比例圧力制御弁や高速応答電磁弁で操作されるものであっても良い。
【００２９】
かかる構成にされた、油圧駆動装置において、本発明の第一の実施形態に用いられる定比減圧弁４１は、次のように構成される。図２において、定比減圧弁４１の本体１０１には本体穴１０２が開けられ、スプール１０３が摺動可能に挿入されている。本体１０１には、図２で見て左端から、本体穴端面１０４より定比減圧弁で減圧された出力圧力が導入され本体穴１０２及び本体穴端面とスプール１０３の端面で構成される出口パイロット室１０６と、スプールが油密摺動する第一の大径部１０７（内径Ｄ）と、二次圧力が導入される入口ポート４２と、出力圧力の出口ポート４３と連通する第二の大径部１１０と、タンクライン１２（Ｔ）と接続されたドレーンポート４４と、スプールが油密摺動する第三の大径部１１２と、スプールの他端端面１１３に当接して設けられたスプリング４５を内挿しかつ選択ポート１１５に連通する選択パイロット室１１６と、が順次形成されている。
【００３０】
選択パイロット室１１６と連通する選択ポート１１５は電磁弁４６に接続され、電磁弁４６により二次圧力３２か、ドレーンポート４４と連通するタンクライン１２のいずれかと連通するようにされている。すなわち、図２において、電磁弁４６が励磁されない場合は、二次圧力３２が選択パイロット室１１６へ導かれ、電磁弁４６が励磁されると選択パイロット室はタンクライン１２と連通するようにされている。
【００３１】
さらに、大径部１１２より小径のピストン１１４を油密摺動自在に内挿可能にした小径部１１７（内径ｄ）が設けられ、ピストンがスプール１０３に当接可能に設けられている。小径部１１７に続いて、二次圧力が常時導入される入口パイロット室１１９がピストン１１４の端部と本体とで形成されている。入口パイロット室１１９は入口パイロットポート１１８を介して二次圧力に連通されている。なお、大径部１０７，１１０，１１２は同径である。
【００３２】
スプール１０３には、本体穴に設けられた第一の大径部１０７に対応するランド部であって二次圧力を導入する入口ポート４２と、出口ポート４３との間を絞り開閉可能な絞り部１０８を有するランド部１２０と、小径部１２１と、第三の大径部１１２に対応するランド部であって出口ポート４３とタンクライン１２と連通するドレーンポート４４との間を絞り開閉可能な絞り部１１１を有するランド部１２２と、が順次形成されている。
【００３３】
さらにスプール１０３には小径部１２１に開口し、出口パイロット室１０６と出口ポート４３を連通する連通路１２３が設けられている。図２でみてスプール１０３の右側の端面１１３には、前述したようにスプリング４５が当接しているが、スプリングの右端面は前記選択パイロット室１１６の端面１２５にも当接していると同時に、スプリングの内径部にはピストン１１４が内挿されている。また、ピストン１１４は入口パイロット室に導かれた二次圧力により左方向に押され、スプール１０３の右側端面１１３に当接している。
【００３４】
ここで、各ポートの連通関係を詳述する。スプール１０３が左方向へ最大ストロークした場合は、スプール１０３の端面１０５が本体穴の端面１０４へ当接し、二次圧力の入口ポート４２と出口ポート４３との連通開度が最大となり、タンクライン１２と連通するドレーンポート４４を遮断する。逆に右方向に最大ストロークした場合には、ピストン１１４の右端面１２６が本体１０１の入口パイロット室１１９の端面１２７へ当接し、出口ポート４３とドレーンポート４４との連通開度は最大となり、二次圧力の入口ポート４２を遮断する。なお、出口ポート４３に対する入口ポート４２とドレーンポート４４の連通は、即ち絞り１０８，１１１の位置は一方が連通すると同時に他方が遮断する即ちゼロラップの状態か、若干のオーバーラップを持った状態か、又は若干のアンダーラップを持った状態にされている。
【００３５】
なお、図２は作動原理を概念的に示すためのものであり、本体穴１０２の両端は開放されていないが、実際には段付きの通し穴もしくは左側面からの段付きの加工穴として構成し、適宜ねじプラグ等の方法で閉止する構造とされるのはいうまでもない。
【００３６】
次に第一の実施形態についてその作用について説明する。まず、電磁弁４６が励磁されていない状態について考える。この場合は出口パイロット室１０６には出口ポート４３の出力圧力、入口パイロット室１１９及び選択パイロット室１１６には二次圧力３２が導かれている。図２において、定比減圧弁のスプール１０３に作用する力のバランスを考えると、スプール１０３を右方向に作用する力Ｆａは、出口パイロット室１０６のスプール１０３の外径Ｄによる第一の受圧面積４１ａをＡ１とし、定比減圧弁で減圧された出口ポート４３の出力圧力をＰｃｏすると
Ｆａ＝Ａ１・Ｐｃｏ ………（１）となる。
【００３７】
左方向に作用する力Ｆｂは、選択パイロット室１１６のスプール１０３の外径Ｄとピストン１１４の外径ｄの径差による第二の受圧面積４１ｂをＡ２とし、入口パイロット室１１９のピストン１１４の外径ｄによる第三の受圧面積４１ｃをＡ３とし、さらにスプリング４５の作用力をＷとすると、
Ｆｂ＝Ａ２・Ｐｃ＋Ａ３・Ｐｃ＋Ｗ ………（２）となる。
【００３８】
ここでスプール１０３に作用する両方向の力がつり合うとすると、（１）式と（２）式は等しくなるからＦａ＝Ｆｂ、即ち
Ａ１・Ｐｃｏ＝Ａ２・Ｐｃ＋Ａ３・Ｐｃ＋Ｗ ………（３）となる。
ここでＡ１＝Ａ２＋Ａ３の関係を代入し整理すると、
Ｐｃｏ＝Ｐｃ＋Ｗ／Ａ１ ………（４）
となるが、仮に出力圧力Ｐｃｏが供給圧力の二次圧力Ｐｃに等しくなったとしても（４）式は成立せず、スプリング４５の作用力Ｗ分だけスプール１０３を左方向に作用する力が大きくなり、その結果スプール１０３は左方向に最大ストロークする。従って、二次圧力の入口ポート４２と出力圧力４３の出口ポート４３は最大開度で連通し、
Ｐｃｏ＝Ｐｃ ………（５）となる。
すなわちこの場合は、二次圧力を減圧せずに圧力補償弁に作用させることになる。
【００３９】
次に、電磁弁４６が励磁された状態について考える。この場合は出口パイロット室１０６には出口ポート４３の出力圧力、入口パイロット室１１９には二次圧力が導かれ、選択パイロット室１１６はタンクに開放され圧力は殆どない。スプール１０３を右方向に作用する力Ｆａは（１）式と同様である。スプール１０３を左方向に作用する力Ｆｃは、選択パイロット室１１６（第二の受圧面積Ａ２）が電磁弁４６で、タンクラインへ連通しているので、
Ｆｃ＝Ａ３・Ｐｃ＋Ｗ ………（６）となる。
ここで（１）式＝（６）式即ちＦａ＝Ｆｃより、
Ｐｃｏ＝（Ａ３・Ｐｃ＋Ｗ）／Ａ１ ………（７）
を得る。従って出力圧力Ｐｃｏは、二次圧力Ｐｃをスプール１０３の外径Ｄによる第一の受圧面積Ａ１と、ピストン１１４の外径ｄによる第三の受圧面積Ａ３、及び、スプリング４５の作用力Ｗとで決まる値に減圧した圧力となる。
【００４０】
よって、微操作性が要求される旋回モータ１０の圧力補償弁４を開く方向に作用する圧力は、電磁弁４６が励磁されていない時は二次圧力Ｐｃがそのまま作用し、電磁弁４６が励磁された時には二次圧力を減圧した出力圧力Ｐｃｏが作用することになり、方向制御弁８のストローク量に対する流量勾配をゆるくして、旋回モータ１０の速度を遅くし、微操作性を向上させることができる。なおこの際、電磁弁４６を励磁していない時と、励磁した時の流量勾配の比率は、前述のスプール１０３の外径Ｄによる第一の受圧面積Ａ１と、ピストン１１４の外径ｄによる第三の受圧面積Ａ３、及び、スプリング４５の作用力Ｗとで決まる。仮に、流量勾配の比率を１：２としたければ、ＰｃｏとＰｃの比率が１：４となるように、それらの値を選定すればよい。
【００４１】
なお、スプール１０３とピストン１１４とは一体でも分離したものでもよい。また、一体のものでは、選択パイロット室１１５と入口パイロット室１１８とは互いに位置を入れ換えてもよい。また、スプリングの作用力はさほど強いものである必要はなく、スプール１０３の摺動抵抗と絞り部１０８に発生する流体反力に打ち勝つ程度のものでよい。
【００４２】
次に本発明の第二の実施形態について、図面を参照して説明する。図３は第二の実施形態の定比減圧弁の断面構造図（概念図）と該定比減圧弁を駆動するための切換弁（電磁弁）との関係を示す説明図である。すでに述べた第一の実施形態と同様の部分については同符号を付し説明の一部を省略する。第二の実施形態は、第一の実施形態に対し、出口パイロット室２０６（受圧面積Ａ１）に出力圧力Ｐｃｏを導くための連通方法と、入口パイロット室２１９（受圧面積Ａ３）の構成と，選択パイロット室２１６に二次圧力を導くための連通方法を変えたものである。第一の実施形態では、出口パイロット室に出力圧力Ｐｃｏを導くために、スプール１０３の軸心に開けた連通穴１２３により出力圧力Ｐｃｏを導いていたが、第二の実施形態では、本体２０１に設けた出力圧力導入ポート２０７を設け出力圧力Ｐｃｏを出口パイロット室２０６に導いている。
【００４３】
また、入口パイロット室２１９はスプール２０３の右端面に軸穴２０８を設け、該軸穴にピストン２０９を摺動自在に内挿し、軸穴２０８とピストン２０９の左端面で形成されている。また、ピストン２０９の右端面を本体２０１の右端面２１１に当接させ、かつピストン２０９を内挿してスプリング４５を設けることにより選択パイロット室２１６（受圧面積Ａ２）が構成されている。さらに、スプール２０３の二次圧力の入口ポート４２に対応する位置に小径部２１２を設けて、スプールの軸心に一方が小径部に開口し他方が入口パイロット室２１９に開口する連通路２１３が設けられ、二次圧力を入口パイロット室２１９に導いている。なお、小径部２１２はスプール２０３が左右何れの方向に最大ストロークしても、二次圧力の入口ポート４２との連通を塞がない位置関係にされる。また、スプール２０３は、右方向に最大ストロークした場合には、ピストン２０９の左端面がスプール２０３の軸穴２０８の右端面２１５に当接するようにされている。
【００４４】
かかる構成によっても、スプール２０３の外径Ｄと、ピストン２０９の外径ｄ及び、スプリング４５の作用力Ｗを、第一の実施形態と同様にしておけば、前述したと同一の作用が得られる。このものによれば、ピストン２０９の摺動部がスプール軸端部であり、本体穴に段付き加工をする必要がないので、本体加工が簡単になり、また、スプールとピストンの交換で種々の受圧面積のものを簡単に得ることができる。
【００４５】
次に本発明の第三の実施形態について、図面を参照して説明する。図４は第三の実施形態の定比減圧弁の断面構造図（概念図）と該定比減圧弁を駆動するための切換弁（電磁弁）との関係を示す説明図である。すでに述べた第一の実施形態と同様の部分については同符号を付し説明の一部を省略する。第三の実施形態は、第一の実施形態に対し、選択パイロット室３１６の構成を変えたものである。第一の実施形態では、入口ポート（二次圧力）及びドレーンポートの選択は３方向の電磁弁を用いているが、第三の実施形態では２方向の電磁弁を使用したもので、固定絞り３１３を介して二次圧力を選択パイロット室３１６の選択入口ポート３０４へ導き、選択パイロット室の選択出口ポート３０２を２方向の電磁弁３４６を介して、タンクライン１２に連通させたものである。
【００４６】
かかる構成によれば、電磁弁３４６を励磁しない時には、選択パイロット室３１６の圧力は選択出口ポート３０２が電磁弁３４６で塞がれていることから、二次圧力と等しくなり、電磁弁３４６が励磁されると選択パイロット室がタンクラインに連通するので、固定絞り３１３で二次圧力が絞られ選択パイロット室が低圧となる。従って、スプール１０３の外径Ｄと、ピストン１１４の外径ｄ及び、スプリング４５の作用力Ｗを、第一の実施形態と同様にしておけば、前述したと同一の作用が得られることになる。
【００４７】
なお、第二の実施形態のものに第三の実施形態のように、二次圧力を絞りを介して選択パイロット室に連通させ、ドレーンポート又はタンクラインを２方向の電磁弁３４６を介して選択パイロット室に連通させてもよいことは、いうまでもない。また、パイロット圧力を作用させる切換弁に電磁弁を使用したものを示したが、切換弁は、電磁弁であっても、マニュアル操作のものであっても、またパイロット操作のものであってもよい。
【００４８】
また、基本的な回路例として図１のものを示したが、本発明の圧力補償弁は前記の回路例以外にも、適用可能である。すなわち、前述のように開き方向に負荷圧力と二次圧力Ｐｃが作用し、閉じ方向に方向制御弁の上流側圧力が作用して制御している形態の圧力補償弁であれば、二次圧力Ｐｃは、例えば電磁比例圧力制御弁等の手段であってもよい。かかる回路例としては、例えば特開平１−２６６３０１号公報などのものにも適用できる。また、ポンプ制御回路に二次圧力を作用させたものでなく最高負荷圧力を作用させたものでもよい。
【００４９】
なお、前述した発明の実施の形態において、特に微操作性が要求される特定のアクチュエータを一として示したが、これは二以上あっても同様である。すなわち、一の定比減圧弁の出力圧力Ｐｃｏを微操作性が必要なアクチュエータの圧力補償弁に並列に接続すればよい。場合によっては全てのアクチュエータの圧力補償弁に接続してもよい。さらに、個々のアクチュエータで微操作性が要求されるタイミングが異なる場合は、個々のアクチュエータの圧力補償弁に個別に独立して、定比減圧弁と切換弁を設けてもよい。この場合には、個々の定比減圧弁でスプールの外径Ｄとピストンの外径ｄとスプリングの作用力Ｗを変えて設定し、流量勾配を個々に異ならせることも可能である。
【００５０】
さらに、本発明の定比減圧弁と切換弁は、前述した特開平５−９９１２６号公報、特開平６−８１８０４号公報と併用することも可能である。すなわちこの場合には、エンジン回転数の増減に伴って、方向制御弁のストローク量に対する流量勾配をゆるくすることに加えて、さらに必要に応じて本発明の構成により流量勾配をゆるくし、より微操作性を向上することが可能となる。
【００５１】
【発明の効果】
本発明によれば、圧力補償弁の開き方向に２つの受圧面積を持ち、一方に負荷圧力を、他方に二次圧力Ｐｃを作用させ、それらの作用力に対抗して、方向制御弁上流側の圧力を作用させるように構成した圧力補償弁を用いた油圧駆動装置において、特に微操作性が要求される特定のアクチュエータ用の圧力補償弁に作用する二次圧力を定比減圧弁を介して作用させ、該定比減圧弁の作動を切換弁でもって切り換えるようにしたので、切換弁を作動させることにより特定のアクチュエータの圧力補償弁に作用する二次圧力が減圧して、方向制御弁前後の差圧が小さくなり、ストローク量に対する流量勾配がゆるくなって微操作性が向上する。また、その他のアクチュエータについては、前記二次圧力を該定比減圧弁で減圧せずに、そのまま各々のアクチュエータの圧力補償弁に作用させるようにしたので、アクチュエータの速度が低下せず、作業能率を落とすことがないという優れた効果を奏するものとなった。
【００５２】
また、本発明の定比減圧弁と切換弁は、二以上のアクチュエータの圧力補償弁に並列に接続してもよいし、場合によっては全てのアクチュエータの圧力補償弁に接続してもよい。さらに、個々のアクチュエータで微操作性が要求されるタイミングが異なる場合は、個々のアクチュエータの圧力補償弁に個別に独立して設けてもよい。加えて、従来の油圧駆動装置のように、エンジン回転数に連動して方向制御弁前後の差圧が増減する回路例との併用も可能であり、これまでにない汎用性の高い回路構成を得ることができるものとなった。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第一乃至第三の実施形態にかかる油圧駆動装置の油圧回路図である。
【図２】本発明の第一の実施形態である定比減圧弁の概念図を示す説明図である。
【図３】本発明の第二の実施形態である定比減圧弁の概念図を示す説明図である。
【図４】本発明の第三の実施形態である定比減圧弁の概念図を示す説明図である。
【図５】従来の油圧駆動装置の油圧回路図である。
【符号の説明】
２可変ポンプ
３可変ポンプ吐出圧力
４、５圧力補償弁
６、７圧力補償弁下流側（方向制御弁上流側）
８、９方向制御弁
１０油圧アクチュエータ（旋回モータ）
１１油圧アクチュエータ（ブームシリンダ）
１４、１５アクチュエータの負荷圧力（方向制御弁下流側圧力）
１６最高負荷圧力
３１二次圧力を出力する手段（圧力制御弁）
３２二次圧力（二次圧力の油路）
４１定比減圧弁
４２入口ポート
４３出口ポート
４４ドレーンポート
４６、３４６切換弁（選択可能手段）
５２二次圧力の導入口
１０１、２０１、３０１本体
１０２、２０２本体穴
１０３、２０３スプール
１０６、２０６出口パイロット室
１１６、２１６、３１６選択パイロット室
１１９、２１９入口パイロット室[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention provides a hydraulic drive device that supplies discharged oil of one or more hydraulic pumps used in construction machinery or the like to a plurality of actuators, and reduces only the flow rate of a specific actuator according to the work contents. Suitable hydraulic driveIn placeRelated.
[0002]
[Prior art]
2. Description of the Related Art Conventionally, a hydraulic drive device for a construction machine is disclosed in, for example, Japanese Patent Publication No. 4-48967 as shown in FIG. Referring to the hydraulic circuit diagram shown in FIG. 5, a plurality of pressure compensation valves 404 and 405 are connected in parallel to the discharge oil passages 23 and 3 of the variable displacement hydraulic pump 2 driven by the prime mover 1 such as an engine. Direction control valves 8 and 9 are connected to output oil passages 6 and 7 of the pressure compensation valve via check valves 26 and 27, respectively, and output sides of the respective direction control valves are connected to actuators 410 and 411, respectively. Is returned to the tank 12 via the direction control valves 8 and 9 again. The pressure compensating valves 404 and 405 are caused to act in the opening direction by the pump discharge pressure, that is, the pressure of the pump discharge oil passage 3 and the load pressures 14 and 15 detected by the direction control valves 8 and 9, respectively. 6 and 7 and the maximum load pressure 16 detected by the shuttle valve 13 is applied in the closing direction, and the maximum load pressure 16 is applied to the flow rate adjusting valve 418 for driving the displacement changing means 417 of the variable displacement pump 2. Thus, the differential pressure between the pump discharge pressure and the maximum load pressure is controlled to the pressure set by the spring 419 of the flow rate adjustment valve 418.
[0003]
In such a hydraulic device, the differential pressure between the respective directional control valves 8 and 9, that is, the differential pressure between the output oil passage 6 of the pressure compensation valve 404 and the load pressure 14 on the downstream side of the directional control valve 8 and the pressure compensation valve 405. The differential pressure between the output oil passage 7 and the load pressure 15 on the downstream side of the directional control valve 9 is determined by the differential pressure between the pump discharge pressure and the maximum load pressure 16.
[0004]
In this case, when the flow rates to the respective actuators 410 and 411 are relatively small and the sum of the flow rates does not reach the maximum discharge flow rate of the variable displacement pump 2, the differential pressures before and after the respective directional control valves 8 and 9 are The pressure difference between the pump discharge pressure and the maximum load pressure 16, in other words, equal to the pressure difference preset by the spring 419 of the flow rate adjustment valve 418. Therefore, even if there is a difference between the load pressures of the actuators, the flow rate to each actuator does not depend on the load pressure, and the throttle opening degree of each of the direction control valves 8 and 9 and the difference preset by the spring 419 are different. Determined by pressure.
[0005]
Next, a so-called saturation state in which the sum of the flow rates to the respective actuators 410 and 411 increases and reaches the maximum discharge flow rate of the variable displacement pump 2 will be described. In this case, since the differential pressure between the pump discharge pressure and the maximum load pressure 16 cannot secure the differential pressure set by the spring 419, the differential pressures before and after the directional control valves 8 and 9 are also springs. Although the desired differential pressure set at 419 is not reached, the differential pressures before and after the respective directional control valves are equal to each other, so that the flow rates to the respective actuators 410 and 411 are the throttle openings of the directional control valves 8 and 9. Therefore, the flow is divided into a flow rate equal to this ratio, and a so-called anti-saturation function is provided.
[0006]
As described above, according to the configuration of Japanese Patent Publication No. 4-48967, since it has an anti-saturation function, even when the total required flow rate required by each directional control valve exceeds the maximum discharge flow rate of the variable displacement pump. Good simultaneous operability can be obtained.
[0007]
However, in this case, when the flow rate supplied to the actuators 410 and 411 does not reach a saturation state, the throttle opening of the direction control valves 8 and 9, that is, the direction control valve, regardless of the load pressure of the actuator or the pump discharge flow rate. It is determined only by the stroke amount of 8 and 9. Therefore, the speed of the actuator is always constant with respect to the stroke amount regardless of the load pressure and the engine speed. However, this may be inconvenient in construction machines such as hydraulic excavators. For example, in coastal excavation work, it is necessary to perform a turning operation slowly, but if the speed of the actuator is always constant with respect to the stroke amount, it will be slow unless it is finely operated in a narrow range of strokes. There was a problem that speed could not be obtained and fine manipulation was not possible.
[0008]
Therefore, in Japanese Patent Application Laid-Open No. 5-99126, a fixed throttle is provided at the discharge port of a fixed capacity pump driven by an engine together with a variable capacity pump, and the differential pressure before and after the fixed throttle is changed to change the displacement volume of the variable capacity pump. By acting on a flow rate adjusting valve for driving the means, the differential pressure between the pump discharge pressure and the maximum load pressure is controlled to be a pressure proportional to the differential pressure before and after the fixed throttle. According to such a configuration, the differential pressure before and after the directional control valve is proportional to the differential pressure before and after the fixed throttle, so the flow rate supplied to the actuator increases and decreases according to the engine speed. Therefore, the fine operability is improved by lowering the engine speed and loosening the flow rate gradient with respect to the stroke amount.
[0009]
In JP-A-6-81804, the spring acting on the flow rate adjusting valve for driving the displacement changing means of the variable displacement pump and the throttle lever for controlling the engine speed are linked by a link, When the engine speed increases, the spring force is increased so that the differential pressure between the pump discharge pressure and the maximum load pressure is controlled to a pressure proportional to the engine speed. Even with such a configuration, the differential pressure before and after the directional control valve is linked to the movement of the throttle lever, so that the flow rate supplied to the actuator can be increased or decreased according to the engine speed. Therefore, the flow rate gradient with respect to the stroke amount is loosened to improve the fine operability.
[0010]
Further, in Japanese Patent Application Laid-Open No. 6-300002, the pressure compensation valve has a so-called after-orifice type structure in which the pressure compensation valve is positioned between the direction control valve and the actuator, and the acting force of the spring that urges the pressure compensation valve in the closing direction. It is made weaker as the engine speed increases and stronger as the engine speed decreases. That is, according to the engine speed detected by the engine speed sensor, the electromagnetic proportional pressure control valve is driven by the control device, and the output pressure of the electromagnetic proportional pressure control valve is applied to the spring that biases the pressure compensation valve in the closing direction. The differential pressure before and after the directional control valve is controlled according to the engine speed to improve the fine operability.
[0011]
[Problems to be solved by the invention]
However, these devices reduce the engine speed to loosen the flow rate gradient with respect to the stroke amount of the directional control valve and improve the fine operability. Both control the direction as the engine speed increases or decreases. Since the differential pressure before and after the valve changes, there is a problem that when the engine speed decreases, the flow rate gradient with respect to the stroke amount of all the actuators becomes loose, and the overall speed becomes slow. In particular, as described above, in the excavation work on the coastline, the fine operability of turning and swing (offset) can be improved, but on the other hand, the flow rate gradient of other actuators becomes loose, the speed is slow and the work efficiency is lowered. there were.
[0012]
The present invention has been made in view of such conventional problems, and the problem is that only the flow rate of a specific actuator such as a turning motor is reduced according to the work contents to improve fine operability, and other actuators are used. Is to provide a hydraulic drive device that does not reduce the work efficiency by keeping the speed high without loosening the flow rate gradient with respect to the stroke amount.is there.
[0013]
[Means for Solving the Problems]
In order to solve the above problems, the present invention is capable of controlling a variable pump, a plurality of hydraulic actuators driven by pressure oil discharged from the variable pump, and a pressure oil flowing into the plurality of hydraulic actuators, respectively. Proportional to the differential pressure between the variable pump discharge pressure and the maximum load pressure of the plurality of hydraulic actuators, a directional control valve having a flow rate adjustment function, a pressure compensation valve that enables pressure compensation of the plurality of directional control valves, respectively Means for outputting the secondary pressure, wherein the pressure compensation valve is provided on the upstream side of the directional control valve, and acts in the closing direction with the pressure on the downstream side of the pressure compensation valve. In the hydraulic drive system in which the load pressure of the actuator downstream of the control valve and the secondary pressure are independently applied in the opening direction, fine operability is required. The secondary pressure is introduced into the inlet port between the secondary pressure inlet for causing the pressure compensation valve of the specific actuator to act in the opening direction and the secondary pressure oil passage, and the secondary pressure is output or the secondary pressure is A constant ratio pressure reducing valve is provided which can be selected to output a reduced pressure at a constant ratio. For the other actuators, the secondary pressure is not reduced by the constant pressure reducing valve, but is directly applied to the pressure compensating valve of each actuator.
[0014]
The constant ratio pressure reducing valve has a main body including an inlet port, an outlet port, and a drain port, and is inserted into a main body hole provided in the main body to selectively communicate the inlet port and the outlet port, or the outlet port and the drain port. An enabled spool, an outlet pilot chamber in which the outlet port pressure is guided to bias the spool in a direction to communicate the outlet port and the drain port, and an inlet port pressure is guided in the spool to the inlet port and the outlet An inlet pilot chamber having a pressure receiving area smaller than that of the outlet pilot chamber that is urged in a communication direction with the port, and outputs a pressure obtained by reducing the inlet port pressure at a certain ratio to the outlet port. In addition, the fixed ratio pressure reducing valve can be selected to introduce inlet port pressure and release pressure oil to the drain port, and the spool can be connected to the inlet port. A port provided selected pilot chamber which is adapted to bias in a direction that communicates.
[0015]
As the selectable means of the constant ratio pressure reducing valve, a switching valve such as an electromagnetic valve, a manual operation valve, or a pilot operation valve which can select either the inlet port or the drain port with respect to the selected pilot chamber is used.
[0016]
(Function)
The secondary pressure acting on the pressure compensation valve of a specific actuator that requires fine operability is applied via a constant ratio pressure reducing valve that reduces the pressure at a constant ratio, and the operation of the constant ratio pressure reducing valve is selected using a switching valve. Therefore, by operating the switching valve, the secondary pressure acting on the pressure compensation valve of the specific actuator is reduced, the differential pressure before and after the directional control valve is reduced, and the flow rate gradient with respect to the stroke amount is reduced. The operability is improved. For other actuators, the secondary pressure is not reduced by the constant pressure reducing valve, but is directly applied to the pressure compensating valve of each actuator, so the actuator speed does not decrease and the work efficiency is reduced. There is nothing.
[0017]
When the pilot chamber and the inlet port are in communication with each other, the spool is energized so that the inlet port into which the secondary pressure flows and the outlet port are in direct communication. Pressure is output as it is. On the other hand, when the selected pilot chamber of the constant ratio pressure reducing valve is released to the drain port with pressure oil, there is no effect of energizing the spool, so the outlet pressure that reduces the secondary pressure to a constant ratio as a constant ratio pressure reducing valve is Is output.
[0018]
For the selected pilot chamber, either the inlet port or the drain port can be selected with a switching valve such as a solenoid valve, manual operation valve, or pilot operation valve, so that the output of the constant ratio pressure reducing valve can be easily made electrically or manually. Therefore, it is possible to easily obtain the characteristics according to the requirements of normal operation and fine operation while keeping the speed high without loosening the flow rate gradient with respect to the stroke amount.
[0019]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
A first embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram according to an embodiment of the present invention. FIG. 2 is a sectional view (conceptual diagram) of the constant ratio pressure reducing valve according to the first embodiment and a switching valve (solenoid valve) for driving the constant ratio pressure reducing valve. FIG. In FIG. 1, a plurality of pressure compensation valves 4 and 5 are connected in parallel to discharge oil passages 23 and 3 of a variable displacement hydraulic pump 2 driven by a prime mover 1 such as an engine, and the output oil of each pressure compensation valve. Direction control valves 8 and 9 are connected to the passages 6 and 7 via check valves 26 and 27, respectively, and the output sides of these direction control valves are connected to the actuators 10 and 11, respectively. Is returned to the tank 12 via the direction control valves 8 and 9 again.
[0020]
Further, the pressure compensating valves 4 and 5 are caused to act in the closing direction upstream of the direction control valves 8 and 9, that is, with the pressure of the output oil passages 6 and 7, and further on the downstream side of the direction control valves 8 and 9. The pressure, that is, the load pressures 14 and 15 of the actuators 10 and 11 act in the opening direction. Further, among the respective load pressures, a pressure control valve 31 for selecting the highest load pressure by the shuttle valve 13 and generating a secondary pressure 32 proportional to the differential pressure between the highest load pressure and the pump discharge pressure is provided in the valve device 22. Is provided.
[0021]
Here, a specific actuator 10 that requires fine operability is a turning motor, and an actuator 11 that does not require fine operability is a boom cylinder. The secondary pressure 32 from the pressure control valve 31 acts on the pressure compensation valve 5 as it is in the boom cylinder 11 where fine operability is not required, and in the actuator 10 where fine operability is required, the constant ratio pressure reducing valve. The pressure compensating valve 4 is acted in the direction of opening through 41.
[0022]
The constant ratio pressure reducing valve 41 has an inlet port 42 for introducing the secondary pressure 32, an outlet port 43 for reducing and outputting the secondary pressure 32, and a drain port 44 communicating with the tank port 12. A first pressure receiving area 41a that allows the output pressure of the outlet port 43 to act in a direction that allows communication with the drain port 44 and blocks communication of the secondary pressure 42, and a relationship between the secondary pressure 42 and the outlet port 43. A second pressure receiving area 41b that applies the pressure selected by the electromagnetic valve 46 in a direction that allows communication and blocks the communication of the drain port 44, and a secondary pressure is always applied in the same direction as the second pressure receiving area 41b. A third pressure receiving area 41c is applied, and the acting force of the spring 45 is applied in the same direction as the second and third pressure receiving areas. The electromagnetic valve 46 is for communicating the pressure acting on the second pressure receiving area 41b with either the secondary pressure or the tank pressure.
[0023]
Further, the secondary pressure 32 is applied to the flow rate adjusting valve 18 for driving the displacement changing means 17 of the variable displacement pump 2 through the oil passage 33, and the secondary pressure and the action force set in advance by the spring 19 are applied. When the secondary pressure is smaller than the acting force of the spring 19 so as to reduce the displacement volume of the variable displacement pump 2 when the secondary pressure is larger than the acting force of the spring 19, Control is performed to increase the displacement of the variable displacement pump 2.
[0024]
Here, the operation of the hydraulic drive apparatus will be described. If the constant ratio pressure reducing valve 41 does not act, the pressures 6 and 7 on the upstream side of the direction control valves 8 and 9 in the respective pressure compensation valves 4 and 5 are The differential pressures before and after the directional control valves 8 and 9 are the same as the load pressures of the actuators because they act so as to balance the sum of the load pressures 14 and 15 of the respective actuators on the downstream side and the secondary pressure 32. Regardless, it becomes equal to the secondary pressure 32 described above. That is, it becomes equal to the differential pressure between the pump discharge pressure and the maximum load pressure.
[0025]
Further, since the secondary pressure 32 is guided to the pump device 21 and is balanced with the acting force of the spring 19 of the flow rate adjusting valve 18, the discharge pressure of the variable displacement pump 2 is the secondary pressure 32 is the spring pressure. It is controlled to be equal to the pressure corresponding to the acting force of 19. This is controlled so that the secondary pressure, that is, the differential pressure between the pump discharge pressure and the maximum load pressure becomes equal to the pressure corresponding to the acting force of the spring 19. That is, the pump discharge pressure is controlled to be higher than the maximum load pressure by a pressure corresponding to the acting force of the spring 19. Accordingly, the differential pressure across the directional control valves 8 and 9 is controlled to a pressure corresponding to the acting force of the spring 19.
[0026]
With this configuration, if the pump discharge flow rate is insufficient, the differential pressure between the pump discharge pressure and the maximum load pressure 16, that is, the secondary pressure 32 is set by the spring 19 described above. Since the differential pressure component cannot be secured, the differential pressures before and after the directional control valves 8 and 9 are also smaller than the set value, but the differential pressures of the directional control valves are equal to each other. The flow rate to the actuators 10 and 11 is diverted to a flow rate equal to the ratio of the throttle opening degree of the direction control valves 8 and 9, and has an anti-saturation function.
[0027]
In this case, when the viscosity of the hydraulic oil becomes higher at a low temperature and the pressure loss in the pipe line 23 becomes excessive, the secondary pressure 32 is the highest in the pump discharge path 3 in the valve device 22. Since the pressure proportional to the differential pressure with respect to the load pressure 16 is generated, the pump pressure in the pump discharge path 3 in the valve device 22 is higher than the maximum load pressure regardless of the pressure loss in the pipe line 23. Since the pressure is controlled to a pressure corresponding to the acting force of the spring 19 described above, the flow rate is not significantly reduced even at a low temperature, and the speed of the actuator is not reduced. Further, since it is not necessary to increase the number of pipes connecting the pump device 21 and the valve device 22, it is easy to use.
[0028]
The direction control valves 8 and 9 may be operated by a pilot pressure of a pressure control valve that increases the pilot pressure according to an operation amount widely used in construction machinery, or an electromagnetic proportional pressure control valve. Alternatively, it may be operated with a high-speed response solenoid valve.
[0029]
In the hydraulic drive apparatus configured as described above, the constant ratio pressure reducing valve 41 used in the first embodiment of the present invention is configured as follows. In FIG. 2, a main body hole 102 is formed in the main body 101 of the constant ratio pressure reducing valve 41, and a spool 103 is slidably inserted. The main body 101 is supplied with the output pressure reduced by the constant ratio pressure reducing valve from the main body hole end face 104 from the left end as viewed in FIG. 2, and is composed of the main body hole 102 and the main body hole end face and the end face of the spool 103. 106, a first large-diameter portion 107 (inner diameter D) through which the spool slides in an oil-tight manner, an inlet port 42 into which a secondary pressure is introduced, and a second large-diameter portion that communicates with the outlet port 43 of the output pressure 110, a drain port 44 connected to the tank line 12 (T), a third large-diameter portion 112 in which the spool slides in an oil-tight manner, and a spring 45 provided in contact with the other end face 113 of the spool. A selection pilot chamber 116 that is interpolated and communicates with the selection port 115 is sequentially formed.
[0030]
The selection port 115 communicating with the selection pilot chamber 116 is connected to the electromagnetic valve 46, and communicates with either the secondary pressure 32 or the tank line 12 communicating with the drain port 44 by the electromagnetic valve 46. That is, in FIG. 2, when the solenoid valve 46 is not excited, the secondary pressure 32 is guided to the selected pilot chamber 116, and when the solenoid valve 46 is excited, the selected pilot chamber is communicated with the tank line 12. Yes.
[0031]
Further, a small-diameter portion 117 (inner diameter d) in which a piston 114 having a smaller diameter than the large-diameter portion 112 can be inserted in an oil-tight slidable manner is provided, and the piston is provided so as to contact the spool 103. Following the small diameter portion 117, an inlet pilot chamber 119 into which secondary pressure is always introduced is formed by the end of the piston 114 and the main body. Inlet pilot chamber 119 is in communication with secondary pressure via inlet pilot port 118. The large diameter portions 107, 110, and 112 have the same diameter.
[0032]
The spool 103 is a land portion corresponding to the first large-diameter portion 107 provided in the main body hole and capable of restricting the opening and closing between the inlet port 42 for introducing the secondary pressure and the outlet port 43. A land portion 120 having a small-diameter portion 121, a land portion corresponding to the third large-diameter portion 112, and a throttling portion that can be opened and closed between the outlet port 43 and the drain port 44 communicating with the tank line 12. A land portion 122 having a portion 111 is sequentially formed.
[0033]
Further, the spool 103 is provided with a communication passage 123 that opens to the small diameter portion 121 and communicates the outlet pilot chamber 106 and the outlet port 43. As shown in FIG. 2, the spring 45 is in contact with the right end surface 113 of the spool 103 as described above. The right end surface of the spring is also in contact with the end surface 125 of the selected pilot chamber 116, and at the same time, A piston 114 is inserted in the inner diameter portion of the. Further, the piston 114 is pushed leftward by the secondary pressure guided to the inlet pilot chamber and is in contact with the right end surface 113 of the spool 103.
[0034]
Here, the communication relationship of each port will be described in detail. When the spool 103 has a maximum stroke in the left direction, the end surface 105 of the spool 103 comes into contact with the end surface 104 of the body hole, and the communication opening degree between the inlet port 42 and the outlet port 43 of the secondary pressure becomes maximum, and the tank line 12 The drain port 44 communicated with is shut off. Conversely, when the maximum stroke is made in the right direction, the right end surface 126 of the piston 114 abuts against the end surface 127 of the inlet pilot chamber 119 of the main body 101, and the communication opening degree between the outlet port 43 and the drain port 44 is maximized. The inlet port 42 for the next pressure is shut off. In addition, the communication between the inlet port 42 and the drain port 44 with respect to the outlet port 43, that is, whether the positions of the throttles 108 and 111 are in communication with each other at the same time, that is, the other is shut off, that is, in a state of zero wrap, Or it is in a state with some underlap.
[0035]
Note that FIG. 2 is for conceptually showing the operation principle, and both ends of the main body hole 102 are not opened, but actually configured as a stepped through hole or a stepped processing hole from the left side surface. Needless to say, the structure is suitably closed by a screw plug or the like.
[0036]
Next, the operation of the first embodiment will be described. First, consider a state where the solenoid valve 46 is not excited. In this case, the output pressure of the outlet port 43 is led to the outlet pilot chamber 106, and the secondary pressure 32 is led to the inlet pilot chamber 119 and the selection pilot chamber 116. In FIG. 2, considering the balance of forces acting on the spool 103 of the constant ratio pressure reducing valve, the force Fa acting on the spool 103 in the right direction is the first pressure receiving area due to the outer diameter D of the spool 103 in the outlet pilot chamber 106. 41a is A1, and the output pressure of the outlet port 43 decompressed by the constant ratio pressure reducing valve is Pco
Fa = A1 · Pco (1)
[0037]
The force Fb acting in the left direction is defined as A2 in the second pressure receiving area 41b due to the difference between the outer diameter D of the spool 103 in the selected pilot chamber 116 and the outer diameter d of the piston 114, and the outer side of the piston 114 in the inlet pilot chamber 119. If the third pressure receiving area 41c due to the diameter d is A3 and the acting force of the spring 45 is W,
Fb = A2 · Pc + A3 · Pc + W (2)
[0038]
Here, assuming that the forces in both directions acting on the spool 103 are balanced, the equations (1) and (2) are equal, so Fa = Fb, that is,
A1 · Pco = A2 · Pc + A3 · Pc + W (3)
Here, if the relation of A1 = A2 + A3 is substituted and arranged,
Pco = Pc + W / A1 (4)
However, even if the output pressure Pco becomes equal to the secondary pressure Pc of the supply pressure, the expression (4) is not satisfied, and the force acting on the spool 103 to the left by the acting force W of the spring 45 is large. As a result, the spool 103 makes a maximum stroke in the left direction. Accordingly, the inlet port 42 for the secondary pressure and the outlet port 43 for the output pressure 43 communicate with each other at the maximum opening degree.
Pco = Pc (5)
That is, in this case, the secondary pressure is applied to the pressure compensation valve without reducing the pressure.
[0039]
Next, a state where the electromagnetic valve 46 is excited will be considered. In this case, the output pressure of the outlet port 43 is guided to the outlet pilot chamber 106, and the secondary pressure is guided to the inlet pilot chamber 119, and the selected pilot chamber 116 is opened to the tank and there is almost no pressure. The force Fa acting on the spool 103 in the right direction is the same as that in the expression (1). The force Fc acting on the spool 103 in the left direction is that the selected pilot chamber 116 (second pressure receiving area A2) communicates with the tank line through the electromagnetic valve 46.
Fc = A3 · Pc + W (6)
Here, from equation (1) = (6), that is, Fa = Fc,
Pco = (A3 · Pc + W) / A1 (7)
Get. Therefore, the output pressure Pco is determined by the secondary pressure Pc as the first pressure receiving area A1 due to the outer diameter D of the spool 103, the third pressure receiving area A3 due to the outer diameter d of the piston 114, and the acting force W of the spring 45. The pressure is reduced to a determined value.
[0040]
Therefore, the pressure acting in the direction of opening the pressure compensating valve 4 of the swing motor 10 that requires fine operability is the same as the secondary pressure Pc when the solenoid valve 46 is not excited, and the solenoid valve 46 is excited. When this is done, the output pressure Pco obtained by reducing the secondary pressure is applied, and the flow rate gradient with respect to the stroke amount of the direction control valve 8 is relaxed, the speed of the turning motor 10 is reduced, and the fine operability is improved. Can do. At this time, the ratio of the flow rate gradient when the solenoid valve 46 is not excited and when the solenoid valve 46 is excited is the first pressure receiving area A1 due to the outer diameter D of the spool 103 and the first pressure area A1 due to the outer diameter d of the piston 114. It is determined by the third pressure receiving area A3 and the acting force W of the spring 45. If the flow rate gradient ratio is 1: 2, those values may be selected so that the ratio of Pco and Pc is 1: 4.
[0041]
The spool 103 and the piston 114 may be integrated or separated. Further, in the case of an integrated one, the positions of the selected pilot chamber 115 and the inlet pilot chamber 118 may be interchanged. Further, the acting force of the spring does not have to be so strong, and may be one that overcomes the sliding resistance of the spool 103 and the fluid reaction force generated in the throttle portion 108.
[0042]
Next, a second embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 3 is an explanatory view showing the relationship between a cross-sectional structure diagram (conceptual diagram) of the constant ratio pressure reducing valve of the second embodiment and a switching valve (electromagnetic valve) for driving the constant ratio pressure reducing valve. Parts similar to those of the first embodiment already described are denoted by the same reference numerals and a part of the description is omitted. The second embodiment is different from the first embodiment in the communication method for guiding the output pressure Pco to the outlet pilot chamber 206 (pressure receiving area A1), and the configuration and selection of the inlet pilot chamber 219 (pressure receiving area A3). The communication method for guiding the secondary pressure to the pilot chamber 216 is changed. In the first embodiment, in order to guide the output pressure Pco to the outlet pilot chamber, the output pressure Pco is guided by the communication hole 123 opened in the shaft center of the spool 103. However, in the second embodiment, the output pressure Pco is guided to the main body 201. The provided output pressure introduction port 207 is provided to guide the output pressure Pco to the outlet pilot chamber 206.
[0043]
In addition, the inlet pilot chamber 219 is provided with a shaft hole 208 in the right end surface of the spool 203, and a piston 209 is slidably inserted into the shaft hole, and is formed by the shaft hole 208 and the left end surface of the piston 209. Further, the selection pilot chamber 216 (pressure receiving area A2) is configured by bringing the right end surface of the piston 209 into contact with the right end surface 211 of the main body 201 and providing the spring 45 by inserting the piston 209 therein. Further, a small diameter portion 212 is provided at a position corresponding to the secondary pressure inlet port 42 of the spool 203, and a communication passage 213 is provided in the shaft center, one of which opens to the small diameter portion and the other of which opens to the inlet pilot chamber 219. The secondary pressure is introduced into the inlet pilot chamber 219. The small-diameter portion 212 is in a positional relationship that does not block the communication with the inlet port 42 of the secondary pressure, regardless of the maximum stroke of the spool 203 in the left or right direction. Further, when the spool 203 has a maximum stroke in the right direction, the left end surface of the piston 209 is in contact with the right end surface 215 of the shaft hole 208 of the spool 203.
[0044]
Even with this configuration, if the outer diameter D of the spool 203, the outer diameter d of the piston 209, and the acting force W of the spring 45 are the same as in the first embodiment, the same action as described above can be obtained. . According to this, the sliding portion of the piston 209 is the spool shaft end portion, and it is not necessary to process the main body hole, so that the main body processing is simplified, and various operations can be performed by exchanging the spool and the piston. The thing of a pressure receiving area can be obtained easily.
[0045]
Next, a third embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 4 is an explanatory view showing the relationship between a cross-sectional structure diagram (conceptual diagram) of the constant ratio pressure reducing valve of the third embodiment and a switching valve (electromagnetic valve) for driving the constant ratio pressure reducing valve. Parts similar to those of the first embodiment already described are denoted by the same reference numerals and a part of the description is omitted. 3rd embodiment changes the structure of the selection pilot chamber 316 with respect to 1st embodiment. In the first embodiment, the selection of the inlet port (secondary pressure) and the drain port uses a three-way solenoid valve. In the third embodiment, however, a two-way solenoid valve is used. The secondary pressure is guided to the selective inlet port 304 of the selective pilot chamber 316 via 313, and the selective outlet port 302 of the selective pilot chamber is communicated with the tank line 12 via the two-way electromagnetic valve 346.
[0046]
According to such a configuration, when the solenoid valve 346 is not excited, the pressure in the selected pilot chamber 316 is equal to the secondary pressure because the selected outlet port 302 is blocked by the solenoid valve 346, and the solenoid valve 346 is excited. Then, since the selected pilot chamber communicates with the tank line, the secondary pressure is throttled by the fixed throttle 313, and the selected pilot chamber becomes a low pressure. Therefore, if the outer diameter D of the spool 103, the outer diameter d of the piston 114, and the acting force W of the spring 45 are the same as in the first embodiment, the same action as described above can be obtained. .
[0047]
In addition, as in the third embodiment, the secondary pressure is communicated with the selected pilot chamber via the throttle in the second embodiment, and the drain port or the tank line is selected via the two-way solenoid valve 346. Needless to say, the pilot room may be communicated. In addition, a solenoid valve is used as a switching valve for applying a pilot pressure, but the switching valve may be a solenoid valve, a manual operation valve, or a pilot operation valve. Good.
[0048]
Moreover, although the thing of FIG. 1 was shown as a basic circuit example, the pressure compensation valve of this invention is applicable besides the said circuit example. That is, as described above, if the pressure compensation valve is configured such that the load pressure and the secondary pressure Pc act in the opening direction and the upstream pressure of the direction control valve acts in the closing direction, the secondary pressure Pc may be a means such as an electromagnetic proportional pressure control valve. As an example of such a circuit, it can be applied to, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 1-266301. Further, the pump control circuit may be one in which the secondary pressure is applied and the highest load pressure is applied.
[0049]
In the embodiment of the invention described above, a specific actuator that requires particularly fine operability is shown as one, but this is the same even if there are two or more. That is, the output pressure Pco of one constant ratio pressure reducing valve may be connected in parallel to the pressure compensating valve of an actuator that requires fine operability. In some cases, the pressure compensation valves of all actuators may be connected. Furthermore, when the timing at which fine operability is required for each actuator is different, a constant ratio pressure reducing valve and a switching valve may be provided independently for each actuator pressure compensation valve. In this case, it is also possible to vary the flow rate gradients by setting the outer diameter D of the spool, the outer diameter d of the piston, and the acting force W of the spring by using the respective constant ratio pressure reducing valves.
[0050]
Further, the constant ratio pressure reducing valve and the switching valve of the present invention can be used in combination with the above-mentioned Japanese Patent Laid-Open Nos. 5-99126 and 6-81804. That is, in this case, in addition to loosening the flow rate gradient with respect to the stroke amount of the directional control valve as the engine speed increases or decreases, the flow rate gradient is further loosened by the configuration of the present invention as necessary. The operability can be improved.
[0051]
【The invention's effect】
According to the present invention, there are two pressure receiving areas in the opening direction of the pressure compensation valve, the load pressure is applied to one side, and the secondary pressure Pc is applied to the other side. In the hydraulic drive apparatus using the pressure compensation valve configured to act on the pressure of the secondary pressure, the secondary pressure acting on the pressure compensation valve for a specific actuator that requires particularly fine operability is passed through the constant ratio pressure reducing valve. Since the operation of the constant ratio pressure reducing valve is switched by the switching valve, the secondary pressure acting on the pressure compensation valve of the specific actuator is reduced by operating the switching valve, and the direction control valve is The differential pressure is reduced, the flow rate gradient with respect to the stroke amount is loosened, and the fine operability is improved. For the other actuators, the secondary pressure is not reduced by the constant pressure reducing valve, but is directly applied to the pressure compensating valve of each actuator, so that the speed of the actuator does not decrease and the work efficiency is reduced. It has an excellent effect of not dropping.
[0052]
In addition, the constant ratio pressure reducing valve and the switching valve of the present invention may be connected in parallel to the pressure compensation valves of two or more actuators, or may be connected to the pressure compensation valves of all the actuators in some cases. Further, when the timing at which fine operability is required for each actuator differs, the pressure compensation valve of each actuator may be provided independently. In addition, it can be used with a circuit example in which the differential pressure before and after the directional control valve increases or decreases in conjunction with the engine speed, as in the conventional hydraulic drive system. It became something that can be obtained.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram of a hydraulic drive device according to first to third embodiments of the present invention.
FIG. 2 is an explanatory diagram showing a conceptual diagram of a constant ratio pressure reducing valve according to a first embodiment of the present invention.
FIG. 3 is an explanatory diagram showing a conceptual diagram of a constant ratio pressure reducing valve according to a second embodiment of the present invention.
FIG. 4 is an explanatory view showing a conceptual diagram of a constant ratio pressure reducing valve according to a third embodiment of the present invention.
FIG. 5 is a hydraulic circuit diagram of a conventional hydraulic drive device.
[Explanation of symbols]
2 Variable pump
3 Variable pump discharge pressure
4, 5 Pressure compensation valve
6, 7 Pressure compensation valve downstream (direction control valve upstream)
8,9 direction control valve
10 Hydraulic actuator (swivel motor)
11 Hydraulic actuator (boom cylinder)
14, 15 Actuator load pressure (direction control valve downstream pressure)
16 Maximum load pressure
31 Means to output secondary pressure (pressure control valve)
32 Secondary pressure (secondary pressure oil passage)
41 constant ratio pressure reducing valve
42 Entrance port
43 Exit port
44 Drain port
46, 346 selector valve (selectable means)
52 Secondary pressure inlet
101, 201, 301 body
102, 202 Body hole
103, 203 spool
106,206 Exit pilot room
116, 216, 316 Select pilot room
119, 219 Entrance pilot room

Claims

A variable pump, a plurality of hydraulic actuators driven by pressure oil discharged from the variable pump, a direction control valve having a flow rate adjusting function capable of controlling the pressure oil flowing into the plurality of hydraulic actuators, and a plurality of Pressure compensation valves each enabling pressure compensation of the directional control valve, and means for outputting a secondary pressure proportional to a differential pressure between the variable pump discharge pressure and the maximum load pressure of the plurality of hydraulic actuators. The pressure compensation valve is provided on the upstream side of the directional control valve, and acts in the closing direction with the pressure on the downstream side of the pressure compensation valve, and further the load pressure of the actuator on the downstream side of the directional control valve and In the hydraulic drive device in which each of the secondary pressures acts independently in the opening direction, the pressure compensation of a specific actuator that requires fine operability is required. The secondary pressure is introduced into the inlet port between the secondary pressure inlet and the secondary pressure oil passage that causes the valve to act in the opening direction, and the secondary pressure is output or the secondary pressure is reduced at a constant ratio. A constant ratio pressure reducing valve that is selectable to output is provided, and the constant ratio pressure reducing valve includes a main body including an inlet port, an outlet port, and a drain port, and a main body hole provided in the main body. A spool inserted into the inlet port and the outlet port, or the outlet port and the drain port can be selectively communicated, and the outlet port pressure is guided to connect the spool to the outlet port and the drain port. An outlet pilot chamber that is biased in a direction in which the inlet port is communicated, and the inlet port pressure is guided to bias the spool in a direction in which the inlet port and the outlet port communicate with each other. An inlet pilot chamber having a pressure receiving area smaller than that of the outlet pilot chamber, and a constant ratio pressure reducing valve configured to output a pressure obtained by reducing the inlet port pressure at a constant ratio to the outlet port. Introducing an inlet port pressure and releasing a pressure oil to the drain port, and having a selection pilot chamber adapted to urge the spool in a direction in which the inlet port and the outlet port communicate with each other. Hydraulic drive device characterized.

2. The hydraulic drive apparatus according to claim 1, wherein the selectable means of the constant ratio pressure reducing valve is a switching valve which can select either an inlet port or a drain port with respect to the selected pilot chamber.