JP3888739B2

JP3888739B2 - Hydraulic control device

Info

Publication number: JP3888739B2
Application number: JP20808997A
Authority: JP
Inventors: 哲松本
Original assignee: Toshiba Machine Co Ltd
Current assignee: Shibaura Machine Co Ltd
Priority date: 1997-08-01
Filing date: 1997-08-01
Publication date: 2007-03-07
Anticipated expiration: 2017-08-01
Also published as: JPH1151004A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、建設機械等の油圧装置に係り、特に微操作性の向上並びに人間の感覚に適合した建設機械を提供することができる油圧制御装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
従来、この種の油圧制御装置として、例えばアクチュエータの応答性ならびに操作性が良好で、かつ種々の条件下でもキャビテーションの発生を効果的に抑制することができ、しかも構造が簡単な負荷圧補償ポンプ吐出流量制御回路が提案されている（特開平３−２１３７０３号）。
【０００３】
すなわち、この提案に係る油圧制御回路は、図７に示すように、可変容量ポンプ２０と、この可変容量ポンプ２０の吐出油によりアクチュエータ２４の駆動方向を切換えるセンタバイパス形方向切換弁２６と、この方向切換弁２６のセンタバイパス通路２８の下流側３０′に設けられセンタバイパス流量を制御する流量調整弁３２と、この流量調整弁３２の下流側に設けられ前記可変容量ポンプ２０の吐出流量を制御するパイロット信号を発生する圧力発生手段３６とから構成される。そして、前記流量調整弁３２は、前記センタバイパス形方向切換弁２６のセンタバイパス通路２８の開閉部開口面積に対応して制御されるように設定すると共に、前記圧力発生手段３６から取出されるパイロット信号を、前記可変容量ポンプ２０の吐出流量が前記センタバイパス形方向切換弁２６のスプール中立時において最小となるよう設定する。
【０００４】
このように構成される油圧制御回路は、センタバイパス通路２８を通過するバイパス流量は、方向切換弁２６のスプールストローク時には、このストローク位置に対応した一定流量に設定されるよう流量調整弁３２を介して制御される。従って、ポンプ吐出流量ならびにアクチュエータ供給流量（ポンプ吐出流量−バイパス流量）は、アクチュエータの負荷圧に関係なく、スプールストローク位置に対応した一定流量が設定される。すなわち、負荷圧補償が達成される。
【０００５】
一方、方向切換弁２６のスプール中立時には、前記バイパス流量すなわちポンプ吐出流量は、圧力発生手段３６を介して所定の最小流量に設定される。このように、前記油圧制御回路においては、スプール中立時においても所定のポンプ吐出流量が設定され、この最小流量がバイパス通路２８を通過しているので、ポンプの応答遅れが抑制されると共に、回路内にサージ圧が発生してもこのサージ圧はバイパス通路で吸収される。
【０００６】
さらに、前記油圧制御回路においては、例えば慣性負荷の大きい旋回用シリンダ等のアクチュエータにキャビテーションが発生しても、この時バイパス流量が減少してパイロット信号圧力が低下し、これによりポンプ吐出流量が増大するので、アクチュエータへの供給流量が十分に確保され、従って前記キャビテーションを有効に抑制することができる。
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、前記提案に係る油圧制御回路においては、なお改善すべき問題点があることが判明した。
【０００８】
すなわち、前記油圧制御回路においては、センタバイパス通路２８の出口に流量調整弁３２を設け、この流量調整弁３２の上流側圧力とばね３４の弾力により、これを開方向に制御する一方、センタバイパス形方向切換弁２６の上流側圧力により、この流量調整弁３２を閉方向に制御することにより、負荷圧力の大小に拘らず、前記流量調整弁３２を通過する油量を、センタバイパス形方向切換弁２６のセンタバイパス通路２８の開度（開口部に発生する差圧）に対応した一定量とし、これによりアクチュエータ２４へ流れる油量もまた一定量にしようとするものである。
【０００９】
しかるに、この従来技術においては、流量調整弁３２を閉方向へ制御する圧力はポンプ吐出圧力と同圧の高圧であり、一方流量調整弁３２を開方向へ制御する圧力はセンタバイパス形方向切換弁２６の下流側において、流量調整弁３２は圧油供給ライン２２の高圧と方向切換弁２６のセンタバイパス通路２８の下流側ライン３０′の比較的低圧とが常時対向して、この流量調整弁３２の通過油量を制御しているので、特性が不安定になり易い。
【００１０】
さらには、方向切換弁２６を全操作した後に比較的早い操作で中立状態へ戻すとき、流量調整弁３２を閉方向に制御している圧油供給ライン２２の圧力は、もとより高圧であるが、これを開方向に制御している下流側ライン３０′の圧力は低圧である。このため、完全に閉じた流量調整弁３２が再び開口するには、圧油供給ライン２２の圧油が方向切換弁２６のセンタバイパス通路２８を通過して下流側ライン３０′に至り、この後に初めて流量調整弁３２を開くことになるので、この流量調整弁３２の作動に遅れが生じ、可変容量ポンプ２０は、その間において排出通路が遮断された状態にあるため、異常な高圧（サージ圧）が圧油供給ライン２２および下流側ライン３０′に発生する惧れがある等の難点がある。
【００１１】
また、前記従来技術においては、これを油圧ショベル等の建設機械に使用した場合、アクチュエータ２４の負荷の大小に拘らず方向切換弁２６の操作量に応じた油量が、アクチュエータ２４へ供給される。すなわち、負荷の大小に拘らず、方向切換弁２６の操作量に応じたアクチュエータ速度が得られる。このことは、例えば機械の運転者にとっては、作業対象の負荷の大きさが感覚的に解り難く、一部安全性に問題が生じる惧れがある。また、人間の感覚としては、対象負荷が重ければ重い程それなりに操作レバーの位置が多少深くなった方が、操作し易いという要求に適応することができない。
【００１２】
そこで、本発明の目的は、応答性に優れ、かつアクチュエータへの供給油量（切換弁の操作量）が比較的少ない領域では、負荷の大小に拘らず切換弁の操作量に対応した油量をアクチュエータへ供給して、その微操作性を向上させると共に、アクチュエータへの供給油量（切換弁の操作量）が比較的多い領域では、負荷の大小によって切換弁の操作量が変化し、感覚的に機械の運転者に負荷の大小を感知できるようにすることにより、建設機械等の微操作性、安全性の向上を図ることのできる油圧制御装置を提供することにある。
【００１３】
【課題を解決するための手段】
前記目的を達成するために、本発明に係る油圧制御装置は、可変容量ポンプと、アクチュエータと、少なくとも１つのセンタバイパス形の方向切換弁を内蔵する制御弁及び前記方向切換弁を操作するためのパイロット圧力を供給するパイロットバルブとを備え、前記方向切換弁は、前記パイロット圧力により中立位置にあるとき前記可変容量ポンプの吐出油をタンクへ排出し、前記パイロット圧力により全操作位置にあるとき前記可変容量ポンプからの圧油を前記アクチュエータへ供給し、前記パイロット圧力により前記中立位置と全操作位置との中間位置にあるときには前記パイロット圧力の増加に対応して前記可変容量ポンプの吐出油量を増加させると共に前記アクチュエータへの供給開度を徐々に拡大しつつ前記方向切換弁のセンタバイパス通路の開度を徐々に低減するよう構成されており、前記制御弁のセンタバイパス通路の下流側には、前記パイロット圧力の増加により通過油量が低減されるとともに該パイロット圧力が最大値に達した状態においても所定の通過開度を維持する圧力補償流量制御弁、および同圧力補償流量制御弁の下流側においてタンクとの間に圧力発生手段とを設け、この圧力発生手段の上流側圧力を前記可変容量ポンプの制御部へ導入してネガティブ流量制御式の可変容量ポンプとして構成する油圧制御装置において、前記圧力補償流量制御弁は、前記パイロット圧力により絞り機能を有するスプール弁と、同スプール弁の上流側及び下流側の油圧によりそれぞれ閉方向及び開方向に制御される流量調整弁とからなり、さらに、前記パイロット圧力に対する前記スプール弁の開度特性と前記方向切換弁のセンタバイパス通路の開度特性とは前記中間位置で交差する関係を有しており、それにより前記アクチュエータの微低速領域では前記圧力補償流量制御弁の通過流量が前記スプール弁の開度特性によって決定され、中高速領域では前記方向切換弁のセンタバイパス通路の開度特性によって決定されるよう構成することを特徴とする。
【００１４】
その場合、前記圧力補償流量制御弁は、スプール弁を制御するパイロット圧力を供給する外部信号ラインに開閉弁を設けて構成することができる。
【００１５】
また、前記目的を達成するために、本発明に係る油圧制御装置は、アクチュエータと、少なくとも１つのセンタバイパス形の方向切換弁を内蔵する制御弁及び前記方向切換弁を操作するためのパイロット圧力を供給するパイロットバルブとを備え、前記方向切換弁は、前記パイロット圧力により中立位置にあるとき前記可変容量ポンプの吐出油をタンクへ排出し、前記パイロット圧力により全操作位置にあるとき前記可変容量ポンプからの圧油を前記アクチュエータへ供給し、前記パイロット圧力により前記中立位置と全操作位置との中間位置にあるときには前記パイロット圧力の増加に対応して前記可変容量ポンプの吐出油量を増加させると共に前記アクチュエータへの供給開度を徐々に拡大しつつ前記方向切換弁のセンタバイパス通路の開度を徐々に低減するよう構成されており、前記制御弁のセンタバイパス通路の下流側には、前記パイロット圧力の増加により通過油量が低減されるとともに該パイロット圧力が最大値に達した状態においても所定の通過開度を維持する圧力補償流量制御弁、および同圧力補償流量制御弁の下流側においてタンクとの間に圧力発生手段とを設け、この圧力発生手段の上流側圧力を前記可変容量ポンプの制御部へ導入してネガティブ流量制御式の可変容量ポンプとして構成する油圧制御装置において、前記圧力補償流量制御弁は、前記制御弁のセンタバイパス通路の下流側且つ前記圧力発生手段の上流側に設けられ、前記制御弁のセンタバイパス通路の下流側油圧と前記圧力発生手段の上流側油圧との差圧および同差圧設定用バネにより流量が調整される流量調整弁と、前記ばねの荷重を前記パイロット圧力により調整する調整手段とからなり、同調整手段は前記パイロット圧力が最大値に達した状態においても前記流量調整弁が所定の通過開度を維持するようにばね荷重を調整することを特徴とする。
【００１６】
また、前記目的を達成するために、本発明に係る油圧制御装置は、可変容量ポンプと、アクチュエータと、少なくとも１つのセンタバイパス形の方向切換弁を内蔵する制御弁及び前記方向切換弁を操作するためのパイロット圧力を供給するパイロットバルブとを備え、前記方向切換弁は、前記パイロット圧力により中立位置にあるとき前記可変容量ポンプの吐出油をタンクへ排出し、前記パイロット圧力により全操作位置にあるとき前記可変容量ポンプからの圧油を前記アクチュエータへ供給し、前記パイロット圧力により前記中立位置と全操作位置との中間位置にあるときには前記パイロット圧力の増加に対応して前記可変容量ポンプの吐出油量を増加させると共に前記アクチュエータへの供給開度を徐々に拡大しつつ前記方向切換弁のセンタバイパス通路の開度を徐々に低減するよう構成されており、前記制御弁のセンタバイパス通路の下流側には、前記パイロット圧力の増加により通過油量が低減されるとともに該パイロット圧力が最大値に達した状態においても所定の通過開度を維持する圧力補償流量制御弁を設けると共に、前記パイロット圧力を可変容量ポンプの制御部に導いて、可変容量ポンプをポジティブ流量制御式の可変容量ポンプとして構成する油圧制御装置において、前記圧力補償流量制御弁は、前記パイロット圧力により絞り機能を有するスプール弁と、同スプール弁の上流側及び下流側の油圧によりそれぞれ閉方向及び開方向に制御される流量調整弁とからなり、さらに、前記パイロット圧力に対する前記スプール弁の開度特性と前記方向切換弁のセンタバイパス通路の開度特性とは前記中間位置で交差する関係を有しており、それにより前記アクチュエータの微低速領域では前記圧力補償流量制御弁の通過流量が前記スプール弁の開度特性によって決定され、中高速領域では前記方向切換弁のセンタバイパス通路の開度特性によって決定されることを特徴とする。
【００１７】
【実施例】
次に、本発明に係る油圧制御装置の実施例につき、添付図面を参照しながら以下詳細に説明する。なお、説明の便宜上、図７に示す従来の油圧制御回路と同一の構成部分については、同一の参照符号を付し、詳細な説明は省略する。
【００１８】
図１は、本発明に係る油圧制御装置の一実施例を示すものである。すなわち、図１において、参照符号５０は制御弁を示し、この制御弁５０には、センタバイパス通路２８Ａ、２８Ｂをそれぞれ有する方向切換弁２６Ａ、２６Ｂが設けられている。また、前記制御弁５０の最下流のセンタバイパス通路、すなわち方向切換弁２６Ｂのセンタバイパス通路２８Ｂの下流側ライン３０には、外部信号ライン５２から導かれる外部信号によって通過油量が調整される圧力補償流量制御弁５４およびパイロット信号発生手段としての圧力発生手段３６が設けられている。
【００１９】
なお、前記方向切換弁２６Ａ、２６Ｂは、それぞれパイロットバルブ５６Ａ、５６Ｂから導出されるパイロットラインａ１およびｂ１、ａ２およびｂ２により得られる圧力によって操作される。また、可変容量ポンプ２０は、ネガティブ流量制御方式のものであり、この可変容量ポンプ２０の制御部へは、前記圧力補償流量制御弁５４の下流側圧力、すなわち前記圧力発生手段３６の上流側圧力が導かれる。さらに、外部信号ライン５２から導かれる外部信号としては、前記パイロットバルブ５６Ａ、５６Ｂからのパイロット圧力を高圧選択した信号が導かれている。
【００２０】
本実施例において、圧力補償流量制御弁５４は、前記バイパス通路２８Ｂの下流側ライン３０′の通過流量を調整するスプール弁５８と開閉弁３２からなる流量調整弁３２とから構成されている。この場合、前記スプール弁５８は、同スプールの最大変位位置においてもその開口通路を完全に閉鎖することなく、所定の開度を有するように構成されている。前記開閉弁３２は、前記スプール弁５８の上流側におけるバイパス通路２８Ｂの下流側ライン３０′の圧力により閉方向に、またスプール弁５８の下流側圧力および差圧設定用ばね３４の荷重とにより、開方向に制御されるように構成されている。
【００２１】
図３（ｄ）は、図１におけるパイロットバルブ５６Ａ、５６Ｂの出力信号圧力Ｐｐを横軸にとり、縦軸にそれぞれ方向切換弁２６Ａ、２６Ｂのセンタバイパスの通路面積Ｓ１、スプール弁５８の開度面積Ｓ２をとり、各弁２６Ａ（２６Ｂ）と５８とに同時に同じ信号圧力Ｐｐが与えられた場合の前記面積Ｓ１、Ｓ２の特性の変化を示す。即ち、破線で示すスプール弁５８の開度面積Ｓ２と実線で示すセンタバイパスの通路面積Ｓ１とは前記信号圧力Ｐｐの中間部位置にて交差しており、値Ｐｐの小さい微低速領域ではＳ２＞Ｓ１となり、中高速領域では逆にＳ１＞Ｓ２となっている。この図３（ｄ）が意味するところは、前記センタバイパス通路３０とスプール弁５８とが直列に配置されているので前記微低速領域及び中高速領域ではそれぞれ開度面積の小さい方の特性によって圧力補償流量制御弁５４の通過油量が決定されるということである。
【００２２】
次に、前記構成からなる油圧制御装置の動作について説明する。
図１において、パイロットバルブ５６Ａ、５６Ｂが、中立位置にある時には、方向切換弁２６Ａ、２６Ｂもまた中立位置にあり、可変容量ポンプ２０からの吐出油は、圧油供給ライン２２、センタバイパス通路２８Ａ、２８Ｂおよびその上流側ライン３０並びに下流側ライン３０′、圧力補償流量制御弁５４および圧力発生手段３６を経て、タンク４０へ排出される。
【００２３】
ここで、パイロットバルブ５６Ａ、５６Ｂを操作して、例えばパイロットラインａ２に圧油を供給すると、方向切換弁２６Ｂは供給される圧力に応じて図中の右方へ移動する。これは、図２に示す中間位置Ｍ、Ｒを経て全ストローク位置Ｅに至る。この中間位置Ｍにおいては、可変容量ポンプ２０からの吐出油の一部は、バイパス通路２８Ｂおよびその下流側ライン３０′を経てタンク４０へ排出されると同時に、一部はアクチュエータ２４へ供給される。
【００２４】
この時、前記パイロットラインａ２のパイロット圧力は、圧力補償流量制御弁５４のスプール弁５８にも供給されるので、スプール弁５８も半ば閉じた位置にあり、従って流量調整弁３２の開度は、アクチュエータ２４の負荷圧力に関係なく、スプール弁５８を通過する油量によって生じるスプール弁５８の上流側ライン３０′と下流側ライン６０との差圧によって定まる。従って、前記圧力補償流量制御弁５４の通過油量と、圧力発生手段３６の上流側ライン６０′に発生するネガティブ流量制御式の可変容量ポンプ２０の吐出流量を調整する圧力とを、それぞれ適切に設定することにより、次のような効果が得られる。
【００２５】
すなわち、例えばパイロットラインａ２からのパイロット圧力信号により方向切換弁２６Ｂを中立位置からやや移動させ（例えば中間位置Ｍ）、アクチュエータ２４を比較的微低速で操作する場合には、可変容量ポンプ２０の吐出油量は、方向切換弁２６Ｂのセンタバイパス通路２８Ｂおよびその下流側ライン３０′を通過しようとする油量は比較的多い。しかし、この状態で、下流側ライン３０′と直列に接続されているスプール弁５８には、その外部信号ライン５２を介してパイロットバルブ５６Ｂからの信号圧力が同時に与えられているので、スプール弁５８の開度は当該信号圧力により決定される。図３（ｄ）に示されるように、パイロットバルブの出力圧力Ｐｐの比較的小さい領域では、方向切換弁のセンタバイパス通路面積Ｓ１はスプールの開度面積Ｓ２より大きいので、結果として下流側ライン３０′を通過する油量は、方向切換弁２６Ｂのセンタバイパス通路２８Ｂの開度によってではなく、スプール弁５８の開度によって決定されることになる。
その結果、圧力補償流量制御弁５４の通過油量即ち、圧力発生手段３６の通過油量は、アクチュエータ２４の負荷圧力の大小に拘らず、パイロットバルブ５６Ｂからの信号圧力に対応した一定量となり、この結果可変容量ポンプ２０の吐出量が一定となり、バイパス油量も一定となり、従ってアクチュエータ２４への供給油量が一定となる。このため、微操作領域では、負荷圧力の大小に拘らず、一定のアクチュエータ速度を得ることができる〔図３の（ａ）、（ｂ）、（ｃ）参照〕。
【００２６】
この状態から、さらに方向切換弁２６Ｂを操作して、図２に示す位置Ｒ、すなわちアクチュエータ２４を中高速で操作する場合（センタバイパス通路２８Ｂが方向切換弁２６Ｂの中間位置Ｍに比較して、さらに小さくなった位置）を想定する。この場合は、図３（ｄ）に示されるように、スプール弁５８の通路開度（通路面積Ｓ２）は、そのストロークエンドに至るまで方向切換弁２６Ｂのセンタバイパス通路２８Ｂの開度（通路面積Ｓ１）より大きく設定してあるので、このセンタバイパス通路２８Ｂを通過する油量は、前述した微操作領域の状態とは逆に、圧力補償流量制御弁５４のスプール弁５８の通路開度で決定されるのではなく、方向切換弁２６Ｂのセンタバイパス通路２８Ｂの開度（通路面積Ｓ１）で決定される。
【００２７】
従って、方向切換弁２６Ｂのセンタバイパス通路２８Ｂを通過する油量は、アクチュエータ２４の負荷圧力の大小によって影響を受け、方向切換弁２６Ｂの操作量は負荷圧力が大きい時にはやや深くなり、また負荷圧力が小さい時にはやや浅くなるので、建設機械の運転者は作業対象の負荷の大小を感覚的に、例えば目で感知でき、安全な作業を行うことができる〔図３の（ｅ）、（ｆ）参照〕。
【００２８】
なお、図１に示す実施例において、センタバイパス通路２８Ｂの下流側ライン３０′に設けた圧力補償流量制御弁５４の通過油量は、差圧を発生させるスプール弁５８と流量調整弁３２との組み合わせで構成しているが、例えば図４に示すように、内部にばね６２を介してピストンロッド６４を挿通した操作シリンダ６６を設けて、この操作シリンダ６６に外部信号ライン５２の信号圧力を導入してピストンロッド６４を変位させることにより、流量調整弁３２の差圧設定用ばね３４の荷重を調整するように構成してもよい。
【００２９】
また、図１に示す実施例において、パイロットバルブ５６Ａ、５６Ｂの高圧選択された信号圧力が導かれる外部信号ライン５２とスプール弁５８との間に、図５に示すように、前記信号圧力をスプール弁５８に対して連通または遮断するための開閉弁６８を設け、この開閉弁６８をそれぞれアクチュエータの特性や建設機械の作業条件等に応じて開閉できるように構成すれば、さらに操作性の向上を図ることができる。
【００３０】
前述した実施例は、可変容量ポンプ２０として、ネガティブ流量制御方式の場合について説明したが、図６に示すように、可変容量ポンプ２０をポジティブ流量制御方式とし、この可変容量ポンプ２０の吐出流量を、方向切換弁２６Ｃおよびスプール弁５８を制御するパイロット圧力によって制御する場合においても、前述したネガティブ流量制御方式の場合と同様な効果を得ることができる。
【００３１】
すなわち、図６において、パイロット信号発生手段はパイロット信号圧力用ポンプ４２からなり、そのパイロット信号によりセンタバイパス形方向切換弁２６Ｃを操作すると共に、パイロットバルブ４４およびシャトル弁４６を介してパイロット信号の最大ポンプ吐出流量制御用パイロット信号を取出し、これにより可変容量ポンプ２０をポジティブ流量制御するように構成されている。なお、図６において、参照符号４８は低圧リリーフ弁を示す。
【００３２】
以上、本発明の好適な実施例について説明したが、本発明は前記実施例に限定されることなく、その精神を逸脱しない範囲内において多くの設計変更が可能である。
【００３３】
【発明の効果】
前述した実施例から明らかなように、請求項１記載の本発明に係る油圧制御装置は、可変容量ポンプと、アクチュエータと、少なくとも１つのセンタバイパス形の方向切換弁を内蔵する制御弁及び前記方向切換弁を操作するためのパイロット圧力を供給するパイロットバルブとを備え、前記方向切換弁は、前記パイロット圧力により中立位置にあるとき前記可変容量ポンプの吐出油をタンクへ排出し、前記パイロット圧力により全操作位置にあるとき前記可変容量ポンプからの圧油を前記アクチュエータへ供給し、前記パイロット圧力により前記中立位置と全操作位置との中間位置にあるときには前記パイロット圧力の増加に対応して前記可変容量ポンプの吐出油量を増加させると共に前記アクチュエータへの供給開度を徐々に拡大しつつ前記方向切換弁のセンタバイパス通路の開度を徐々に低減するよう構成されており、前記制御弁のセンタバイパス通路の下流側には、前記パイロット圧力の増加により通過油量が低減されるとともに該パイロット圧力が最大値に達した状態においても所定の通過開度を維持する圧力補償流量制御弁、および同圧力補償流量制御弁の下流側においてタンクとの間に圧力発生手段とを設け、この圧力発生手段の上流側圧力を前記可変容量ポンプの制御部へ導入してネガティブ流量制御式の可変容量ポンプとして構成する油圧制御装置において、前記圧力補償流量制御弁は、前記パイロット圧力により絞り機能を有するスプール弁と、同スプール弁の上流側及び下流側の油圧によりそれぞれ閉方向及び開方向に制御される流量調整弁とからなり、さらに、前記パイロット圧力に対する前記スプール弁の開度特性と前記方向切換弁のセンタバイパス通路の開度特性とは前記中間位置で交差する関係を有しており、それにより前記アクチュエータの微低速領域では前記圧力補償流量制御弁の通過流量が前記スプール弁の開度特性によって決定され、中高速領域では前記方向切換弁のセンタバイパス通路の開度特性によって決定されるよう構成したので、アクチュエータの速度が比較的遅い領域では、負荷の大小（ポンプ吐出圧力の高低）に拘らず、操作レバーの操作量にほぼ比例した速度を得ることができ、例えば油圧ショベル等の建設機械に適用した場合に、その微操作を容易に行うことができる。そして、アクチュエータ速度の中高速以上の領域では、負荷の大小に応じて操作レバーの位置が変化するので、機械の運転者は負荷の大小を感覚的に感知することが容易となり、安全性にも優れ、より人間本来の感覚に適合した機械操作を達成することができるという効果を奏する。
また、請求項４記載の本発明に係るポジティブ流量制御式の可変容量ポンプによる油圧制御装置も上記と同様な効果を奏する。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に係る油圧制御装置の一実施例（ネガティブ流量制御方式）を示す系統図である。
【図２】図１に示す方向切換弁における中立位置からストロークエンドまでのストロークに応じた中間位置を示す方向切換弁のシンボル図である。
【図３】（ａ）〜（ｆ）は図１に示す油圧制御装置のそれぞれ制御特性を示すものであって、（ａ）はパイロットバルブの操作量θとその出力信号圧Ｐｐとの関係を示す特性線図、（ｂ）は可変容量ポンプへの制御信号圧力Ｐｂとポンプ理論吐出量Ｑｔｈとの関係を示す特性線図、（ｃ）は圧力発生手段のバイパス流量ｑｂとその上流側圧力Ｐｂとの関係を示す特性線図、（ｄ）はパイロットバルブの出力信号圧Ｐｐと切換弁のセンタバイパス通路面積Ｓ１および圧力補償流量制御弁内のスプール弁の開度面積Ｓ２との関係を示す特性線図、（ｅ）は切換弁のストロークＳｔとセンタバイパス通過油量ｑｂとの関係およびアクチュエータ負荷の大小による特性差を示す特性線図、（ｆ）は前記（ｅ）の特性による結果としての切換弁のストロークＳｔと可変容量ポンプからのアクチュエータへのポンプ供給油量Ｑとの関係を示す特性線図である。
【図４】図１に示す圧力補償流量制御弁の別の実施例を示す要部拡大系統図である。
【図５】図１に示す圧力補償流量制御弁のさらに別の実施例を示す要部拡大系統図である。
【図６】本発明に係る油圧制御装置の別の実施例（ポジティブ流量制御方式）を示す系統図である。
【図７】従来における負荷圧補償ポンプ吐出流量制御回路の構成を示す制御回路図である。
【符号の説明】
２０可変容量ポンプ
２２圧油供給ライン
２４アクチュエータ
２６Ａ、２６Ｂ、２６Ｃセンタバイパス形方向切換弁
２８Ａ、２８Ｂ、２８Ｃセンタバイパス通路
３０上流側ライン（センタバイパス通路の）
３０｀下流側ライン（センタバイパス通路の）
３２流量調整弁
３４差圧設定用ばね
３６圧力発生手段
３８メインリリーフ弁
４０タンク
４２パイロット信号圧力用ポンプ
４４パイロットバルブ
４６シャトル弁
４８低圧リリーフ弁
５０制御弁
５２外部信号ライン
５４圧力補償流量制御弁
５６Ａ、５６Ｂパイロットバルブ
５８スプール弁
６０上流側ライン
６０’ 下流側ライン
６２ばね
６４ピストンロッド
６６操作シリンダ
６８開閉弁
ａ１，ｂ１，ａ２，ｂ２パイロットライン[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
  The present invention relates to a hydraulic apparatus such as a construction machine, and more particularly to a hydraulic control apparatus capable of providing a construction machine that is improved in fine operability and adapted to human senses.
[0002]
[Prior art]
  Conventionally, as a hydraulic control device of this type, for example, a load pressure compensation pump that has good response and operability of an actuator, can effectively suppress the occurrence of cavitation even under various conditions, and has a simple structure. A discharge flow rate control circuit has been proposed (Japanese Patent Laid-Open No. 3-213703).
[0003]
  That is, the hydraulic control circuit according to this proposal includes, as shown in FIG. 7, a variable displacement pump 20, a center bypass type directional switching valve 26 that switches the driving direction of the actuator 24 by the oil discharged from the variable displacement pump 20, and A flow rate adjusting valve 32 provided on the downstream side 30 ′ of the center bypass passage 28 of the direction switching valve 26 for controlling the center bypass flow rate, and a discharge flow rate of the variable capacity pump 20 provided on the downstream side of the flow rate adjusting valve 32. DoPressure generating means for generating a pilot signal36. The flow rate adjusting valve 32 is set so as to be controlled corresponding to the opening / closing portion opening area of the center bypass passage 28 of the center bypass type directional switching valve 26, andPressure generating meansThe pilot signal taken out from 36 is set so that the discharge flow rate of the variable displacement pump 20 becomes the minimum when the spool of the center bypass directional switching valve 26 is neutral.
[0004]
  In the hydraulic control circuit configured as described above, the bypass flow rate passing through the center bypass passage 28 is set via the flow rate adjusting valve 32 so that the constant flow rate corresponding to the stroke position is set during the spool stroke of the direction switching valve 26. Controlled. Accordingly, the pump discharge flow rate and the actuator supply flow rate (pump discharge flow rate-bypass flow rate) are set to a constant flow rate corresponding to the spool stroke position regardless of the load pressure of the actuator. That is, load pressure compensation is achieved.
[0005]
  On the other hand, when the spool of the direction switching valve 26 is neutral, the bypass flow rate, that is, the pump discharge flow rate isPressure generating means36 is set to a predetermined minimum flow rate. Thus, in the hydraulic control circuit, a predetermined pump discharge flow rate is set even when the spool is neutral, and this minimum flow rate passes through the bypass passage 28, so that the pump response delay is suppressed and the circuit Even if a surge pressure is generated inside, the surge pressure is absorbed by the bypass passage.
[0006]
  Furthermore, in the hydraulic control circuit, even if cavitation occurs in an actuator such as a turning cylinder having a large inertia load, the bypass flow rate decreases at this time, and the pilot signal pressure decreases, thereby increasing the pump discharge flow rate. Therefore, a sufficient supply flow rate to the actuator is ensured, and therefore the cavitation can be effectively suppressed.
[0007]
[Problems to be solved by the invention]
  However, it has been found that the hydraulic control circuit according to the proposal still has problems to be improved.
[0008]
  That is, in the hydraulic control circuit, at the outlet of the center bypass passage 28.A flow control valve 32 is provided.,thisFlow control valveThis is controlled in the opening direction by the upstream pressure of 32 and the elasticity of the spring 34, while this is controlled by the upstream pressure of the center bypass type directional switching valve 26.Flow control valve32 is controlled in the closing direction, regardless of the load pressure.Flow control valveThe amount of oil passing through 32 is set to a constant amount corresponding to the opening degree of the center bypass passage 28 of the center bypass type directional switching valve 26 (differential pressure generated in the opening), whereby the amount of oil flowing to the actuator 24 is also constant. Is to try to quantity.
[0009]
  However, in this prior art,Flow control valveThe pressure that controls 32 in the closing direction is the same as the pump discharge pressure,Flow control valveThe pressure for controlling the opening 32 in the opening direction is downstream of the center bypass type directional switching valve 26.Flow control valve32, the high pressure of the pressure oil supply line 22 and the relatively low pressure of the downstream line 30 'of the center bypass passage 28 of the direction switching valve 26 are always opposed to each other.Flow control valveSince the amount of oil passing through 32 is controlled, the characteristics tend to become unstable.
[0010]
  Furthermore, after all the direction switching valves 26 are operatedWhen returning to the neutral state with relatively fast operation, the flow adjustment valveThe pressure in the pressure oil supply line 22 that controls 32 in the closing direction is naturally high, but the pressure in the downstream line 30 ′ that controls this in the opening direction is low. Because of this, it was completely closedFlow control valveIn order to open again, the pressure oil in the pressure oil supply line 22 passes through the center bypass passage 28 of the direction switching valve 26 and reaches the downstream line 30 ′.Flow control valve32 will open, so thisFlow control valveSince there is a delay in the operation of the variable displacement pump 20 and the variable displacement pump 20 is in a state in which the discharge passage is blocked during that time, an abnormal high pressure(Surge pressure)Is likely to occur in the pressure oil supply line 22 and the downstream line 30 '.
[0011]
  In the prior art, when this is used in a construction machine such as a hydraulic excavator, an oil amount corresponding to the operation amount of the direction switching valve 26 is supplied to the actuator 24 regardless of the load of the actuator 24. . That is, an actuator speed corresponding to the operation amount of the direction switching valve 26 can be obtained regardless of the load. This means that, for example, for a machine operator, the magnitude of the load to be worked is difficult to understand sensuously, and there is a possibility that a problem may arise in safety. In addition, as a human sense, the heavier the target load, the more the operation lever position is somewhat deeper, and it cannot be adapted to the requirement that the operation is easier.
[0012]
  Accordingly, an object of the present invention is to provide an oil amount corresponding to the operation amount of the switching valve regardless of the load in an area where the response is excellent and the amount of oil supplied to the actuator (the operation amount of the switching valve) is relatively small. To the actuator to improve its fine operability, and in a region where the amount of oil supplied to the actuator (switch valve operation amount) is relatively large, the operation amount of the switch valve changes depending on the magnitude of the load. It is another object of the present invention to provide a hydraulic control device capable of improving the fine operability and safety of a construction machine or the like by allowing a machine operator to sense the magnitude of a load.
[0013]
[Means for Solving the Problems]
  In order to achieve the above object, a hydraulic control device according to the present invention includes:A variable displacement pump, an actuator, a control valve incorporating at least one center bypass type directional switching valve, and a pilot valve for supplying pilot pressure for operating the directional switching valve, wherein the directional switching valve comprises: When the pilot pressure is in the neutral position, the discharge oil of the variable displacement pump is discharged to the tank, and when in the full operation position by the pilot pressure, the pressure oil from the variable displacement pump is supplied to the actuator, and the pilot pressure By increasing the amount of oil discharged from the variable displacement pump in response to an increase in the pilot pressure and gradually increasing the supply opening to the actuator when the intermediate position is between the neutral position and the entire operation position. It is configured to gradually reduce the opening of the center bypass passage of the direction switching valve. On the downstream side of the center bypass passage of the control valve, pressure compensation flow rate control that maintains a predetermined passage opening degree even when the pilot pressure reaches a maximum value while the amount of oil passing through is reduced by increasing the pilot pressure. A pressure generating means is provided between the valve and the tank on the downstream side of the pressure compensating flow control valve, and the upstream pressure of the pressure generating means is introduced into the control unit of the variable displacement pump, so that a negative flow control type In the hydraulic control device configured as a variable displacement pump, the pressure compensation flow control valve includes a spool valve having a throttling function by the pilot pressure, and a closing direction and an opening direction by upstream and downstream hydraulic pressures of the spool valve, respectively. A flow control valve to be controlled, and further, an opening characteristic of the spool valve with respect to the pilot pressure and a center of the direction switching valve. The opening characteristic of the bypass passage intersects with the intermediate position, so that the flow rate of the pressure compensation flow control valve is determined by the opening characteristic of the spool valve in the very low speed region of the actuator. In the middle and high speed range, the direction switching valve is determined by the opening characteristic of the center bypass passage.
[0014]
  In this case, the pressure compensation flow control valve can be configured by providing an open / close valve in an external signal line for supplying a pilot pressure for controlling the spool valve.
[0015]
  In order to achieve the above object, a hydraulic control apparatus according to the present invention includes an actuator, a control valve including at least one center bypass type directional switching valve, and a pilot pressure for operating the directional switching valve. The directional switching valve discharges oil discharged from the variable displacement pump to the tank when in the neutral position due to the pilot pressure, and the variable displacement pump when in the full operation position due to the pilot pressure. Pressure oil is supplied to the actuator, and when the pilot pressure is at an intermediate position between the neutral position and the total operation position, the discharge oil amount of the variable displacement pump is increased in response to the increase in the pilot pressure. While gradually increasing the supply opening to the actuator, the center bypass passage of the direction switching valve In the state where the amount of oil passing through is reduced by the increase of the pilot pressure and the pilot pressure reaches the maximum value, the downstream side of the center bypass passage of the control valve A pressure compensation flow control valve that maintains a predetermined opening degree, and a pressure generation means between the pressure compensation flow control valve and the tank on the downstream side of the pressure compensation flow control valve. In the hydraulic control apparatus configured as a negative flow rate control type variable displacement pump that is introduced into the control unit of the pump, the pressure compensation flow rate control valve is located downstream of the center bypass passage of the control valve and upstream of the pressure generating means. The differential pressure between the downstream hydraulic pressure of the center bypass passage of the control valve and the upstream hydraulic pressure of the pressure generating means, and the flow rate is controlled by the same differential pressure setting spring. And a regulating means for regulating the load of the spring by the pilot pressure. The regulating means opens the predetermined flow opening valve even when the pilot pressure reaches a maximum value. The spring load is adjusted to maintain the degree.
[0016]
  In order to achieve the above object, a hydraulic control device according to the present invention includes a control valve and a built-in variable displacement pump, an actuator, and at least one center bypass type directional switching valve. And a pilot valve for supplying a pilot pressure for operating the direction switching valve, and the direction switching valve discharges the discharge oil of the variable displacement pump to the tank when the pilot pressure is in the neutral position, Pressure oil from the variable displacement pump is supplied to the actuator when the pilot pressure is at all operating positions, and when the pilot pressure is at an intermediate position between the neutral position and all operating positions, the pilot pressure is increased. And increasing the amount of oil discharged from the variable displacement pump and gradually increasing the supply opening to the actuator while gradually reducing the opening of the center bypass passage of the direction switching valve. On the downstream side of the center bypass passage of the valve, the amount of oil passing through is reduced by increasing the pilot pressure. A pressure-compensated flow control valve is provided to maintain a predetermined passage opening even when the pilot pressure reaches the maximum value, and the pilot pressure is led to the control unit of the variable displacement pump to control the variable displacement pump with a positive flow control. In the hydraulic control device configured as a variable displacement pump of the type, the pressure compensation flow control valve includes a spool valve having a throttling function by the pilot pressure, and a closing direction and an opening by the upstream and downstream hydraulic pressures of the spool valve, respectively. And the opening characteristic of the spool valve with respect to the pilot pressure and the opening characteristic of the center bypass passage of the direction switching valve intersect at the intermediate position. As a result, in the very low speed region of the actuator, the passage flow rate of the pressure compensation flow rate control valve Is determined by the opening characteristic, a medium or high speed region being determined by the opening characteristic of the center bypass path of the directional control valve.
[0017]
【Example】
  Next, embodiments of the hydraulic control apparatus according to the present invention will be described in detail below with reference to the accompanying drawings. For convenience of explanation, the same components as those of the conventional hydraulic control circuit shown in FIG. 7 are denoted by the same reference numerals, and detailed description thereof is omitted.
[0018]
  FIG. 1 shows an embodiment of a hydraulic control apparatus according to the present invention. That is, in FIG. 1, reference numeral 50 indicates a control valve, and the control valve 50 is provided with direction switching valves 26A and 26B having center bypass passages 28A and 28B, respectively. Further, the pressure at which the amount of oil passing through is adjusted to the most downstream center bypass passage of the control valve 50, that is, the downstream line 30 of the center bypass passage 28B of the direction switching valve 26B, by an external signal guided from the external signal line 52. A compensation flow rate control valve 54 and a pressure generating means 36 as a pilot signal generating means are provided.
[0019]
  The direction switching valves 26A and 26B are operated by pressures obtained from pilot lines a1 and b1, a2 and b2 respectively derived from the pilot valves 56A and 56B. The variable displacement pump 20 is of the negative flow rate control type, and the control unit of the variable displacement pump 20 is supplied with the downstream pressure of the pressure compensation flow control valve 54, that is, the upstream pressure of the pressure generating means 36. Is guided. Further, as an external signal guided from the external signal line 52, a signal obtained by selecting a high pilot pressure from the pilot valves 56A and 56B is guided.
[0020]
  In this embodiment, the pressure compensation flow control valve 54 is connected to the downstream line 30 'of the bypass passage 28B.Passing flow rateA spool valve 58 to be adjusted and a flow rate adjusting valve 32 including an on-off valve 32 are included. In this case, the spool valve 58 is also at its maximum displacement position.OpeningIt is configured to have a predetermined opening without completely closing the passage. The on-off valve 32 is closed in the closing direction by the pressure of the downstream line 30 ′ of the bypass passage 28 B on the upstream side of the spool valve 58, and by the downstream pressure of the spool valve 58 and the load of the differential pressure setting spring 34. It is configured to be controlled in the opening direction.
[0021]
  FIG. 3D shows the output signal pressure Pp of the pilot valves 56A and 56B in FIG. The shaft bypass passage area S1 of the direction switching valves 26A and 26B and the opening area S2 of the spool valve 58 are respectively taken on the vertical axis, and the same signal pressure Pp is simultaneously applied to the valves 26A (26B) and 58. A change in the characteristics of the areas S1 and S2 in the case of the above is shown. That is, the opening area S2 of the spool valve 58 indicated by the broken line and the passage area S1 of the center bypass indicated by the solid line intersect at the intermediate position of the signal pressure Pp, and in a very low speed region where the value Pp is small, S2> In contrast, S1> S2 in the middle and high speed range. 3 (d) means that the center bypass passage 30 and the spool valve 58 are arranged in series, so that in the very low speed region and the medium / high speed region, the pressure depending on the characteristic of the smaller opening area. That is, the amount of oil passing through the compensation flow rate control valve 54 is determined.
[0022]
  Next, the operation of the hydraulic control apparatus having the above configuration will be described.
  In FIG. 1, when the pilot valves 56A and 56B are in the neutral position, the direction switching valves 26A and 26B are also in the neutral position, and the discharge oil from the variable displacement pump 20 is supplied to the pressure oil supply line 22 and the center bypass passage 28A. 28B and its upstream line 30 and downstream line 30 ', the pressure compensation flow rate control valve 54 and the pressure generating means 36, and discharged to the tank 40.
[0023]
  Here, when the pilot valves 56A and 56B are operated to supply pressure oil to the pilot line a2, for example, the direction switching valve 26B moves to the right in the drawing in accordance with the supplied pressure. This reaches the full stroke position E through the intermediate positions M and R shown in FIG. At this intermediate position M, a part of the discharged oil from the variable displacement pump 20 is discharged to the tank 40 through the bypass passage 28B and the downstream line 30 ′, and at the same time, a part is supplied to the actuator 24. .
[0024]
  At this time, since the pilot pressure in the pilot line a2 is also supplied to the spool valve 58 of the pressure compensation flow control valve 54, the spool valve 58 is also in a semi-closed position.Flow control valveThe opening degree of 32 is determined by the differential pressure between the upstream line 30 ′ and the downstream line 60 of the spool valve 58 generated by the amount of oil passing through the spool valve 58 regardless of the load pressure of the actuator 24. Accordingly, the amount of oil passing through the pressure compensation flow control valve 54 and the pressure for adjusting the discharge flow rate of the negative flow control type variable displacement pump 20 generated in the upstream line 60 ′ of the pressure generating means 36 are appropriately set. By setting, the following effects can be obtained.
[0025]
  That is, for example, when the direction switching valve 26B is slightly moved from the neutral position (for example, the intermediate position M) by the pilot pressure signal from the pilot line a2, and the actuator 24 is operated at a relatively low speed, the discharge of the variable displacement pump 20 is performed. The amount of oil that is about to pass through the center bypass passage 28B of the direction switching valve 26B and the downstream line 30 'is relatively large. However, in this state, the spool valve 58 connected in series with the downstream line 30 ′ is simultaneously supplied with the signal pressure from the pilot valve 56 B via the external signal line 52. Is determined by the signal pressure. As shown in FIG. 3D, in the region where the output pressure Pp of the pilot valve is relatively small, the center bypass passage area S1 of the direction switching valve is larger than the opening area S2 of the spool. The amount of oil passing through 'is determined not by the opening degree of the center bypass passage 28B of the direction switching valve 26B but by the opening degree of the spool valve 58.
  As a result, the amount of oil passing through the pressure compensation flow control valve 54, that is, the amount of oil passing through the pressure generating means 36 becomes a constant amount corresponding to the signal pressure from the pilot valve 56B, regardless of the load pressure of the actuator 24. As a result, the discharge amount of the variable displacement pump 20 is constant, the amount of bypass oil is also constant, and therefore the amount of oil supplied to the actuator 24 is constant. Therefore, in the fine operation region, a constant actuator speed can be obtained regardless of the magnitude of the load pressure (see FIGS. 3A, 3B, and 3C).
[0026]
  From this state, when the direction switching valve 26B is further operated to operate the position R shown in FIG. 2, that is, the actuator 24 at medium to high speed (compared to the intermediate position M of the direction switching valve 26B, the center bypass passage 28B Assume further smaller position). In this case, as shown in FIG. 3D, the passage opening degree (passage area S2) of the spool valve 58 is equal to the opening degree (passage area) of the center bypass passage 28B of the direction switching valve 26B until reaching the stroke end. S1) is set to be larger than that, the amount of oil passing through the center bypass passage 28B is determined by the passage opening of the spool valve 58 of the pressure compensation flow control valve 54, contrary to the state of the fine operation region described above. Instead, it is determined by the opening (passage area S1) of the center bypass passage 28B of the direction switching valve 26B.
[0027]
  Accordingly, the amount of oil passing through the center bypass passage 28B of the direction switching valve 26B is affected by the magnitude of the load pressure of the actuator 24, and the operation amount of the direction switching valve 26B becomes slightly deep when the load pressure is large, and the load pressure When it is small, it becomes a little shallower, so the operator of the construction machine senses the load of the work target,For example with eyesIt can be sensed and safe work can be performed (see FIGS. 3E and 3F).
[0028]
  In the embodiment shown in FIG. 1, the amount of oil passing through the pressure compensation flow control valve 54 provided in the downstream line 30 'of the center bypass passage 28B is the same as that of the spool valve 58 that generates a differential pressure.Flow control valve4, for example, as shown in FIG. 4, an operating cylinder 66 having a piston rod 64 inserted through a spring 62 is provided inside, and the operating cylinder 66 is externally provided.The signal pressure on the signal line 52By introducing and displacing the piston rod 64,Flow control valveThe load of the 32 differential pressure setting springs 34 may be adjusted.
[0029]
  Further, in the embodiment shown in FIG. 1, the signal pressure is spooled between the external signal line 52 through which the selected signal pressure of the pilot valves 56A and 56B is guided and the spool valve 58 as shown in FIG. If an on-off valve 68 for communicating with or shutting off the valve 58 is provided, and the on-off valve 68 can be opened and closed according to the characteristics of the actuator, the working conditions of the construction machine, etc., the operability can be further improved. Can be planned.
[0030]
  In the above-described embodiment, the case of the negative flow rate control system has been described as the variable capacity pump 20, but as shown in FIG. 6, the variable capacity pump 20 is set to the positive flow rate control system, and the discharge flow rate of the variable capacity pump 20 is changed. Even when the direction switching valve 26C and the spool valve 58 are controlled by the pilot pressure, the same effects as those of the negative flow rate control method described above can be obtained.
[0031]
  That is, in FIG. 6, the pilot signal generating means comprises a pilot signal pressure pump 42, and the center bypass type directional switching valve 26C is operated by the pilot signal and the maximum pilot signal is transmitted via the pilot valve 44 and the shuttle valve 46. A pilot signal for pump discharge flow rate control is taken out, and thereby the variable displacement pump 20 is configured to perform positive flow rate control. In FIG. 6, reference numeral 48 indicates a low pressure relief valve.
[0032]
  The preferred embodiments of the present invention have been described above, but the present invention is not limited to the above-described embodiments, and many design changes can be made without departing from the spirit of the present invention.
[0033]
【The invention's effect】
  As is clear from the above-described embodiment, the hydraulic control device according to the present invention described in claim 1 includes:A variable displacement pump, an actuator, a control valve including at least one center bypass type directional control valve, and a pilot valve for supplying pilot pressure for operating the directional control valve And the directional control valve discharges oil discharged from the variable displacement pump to the tank when in the neutral position due to the pilot pressure, and pressure from the variable displacement pump when in the full operation position due to the pilot pressure. Oil is supplied to the actuator, and when the pilot pressure is at an intermediate position between the neutral position and all operating positions, the amount of oil discharged from the variable displacement pump is increased in response to the increase of the pilot pressure and to the actuator. The opening of the center bypass passage of the direction switching valve is gradually reduced while gradually increasing the supply opening of the control valve, and the pilot pressure increases on the downstream side of the center bypass passage of the control valve. As a result, the amount of oil passing through is reduced and the predetermined opening degree is maintained even when the pilot pressure reaches the maximum value. A pressure compensating flow control valve, and a pressure generating means between the pressure compensating flow control valve and the tank on the downstream side of the pressure compensating flow control valve, and introducing the upstream pressure of the pressure generating means to the control unit of the variable displacement pump. In the hydraulic control device configured as a variable flow rate pump with a negative flow rate control type, the pressure compensation flow rate control valve includes a spool valve having a throttle function by the pilot pressure, and an oil pressure upstream and downstream of the spool valve, respectively. The flow rate adjustment valve is controlled in the closing direction and the opening direction, and the opening characteristic of the spool valve with respect to the pilot pressure and the opening characteristic of the center bypass passage of the direction switching valve intersect at the intermediate position. Therefore, in the very low speed region of the actuator, the passage flow rate of the pressure compensation flow rate control valve Is determined by the degree property, since the medium and high speed region is configured to be determined by the opening characteristic of the center bypass path of the directional control valve,In the region where the actuator speed is relatively slow, a speed almost proportional to the amount of operation of the operating lever can be obtained regardless of the load (pump discharge pressure level). For example, it was applied to construction machines such as hydraulic excavators. In this case, the fine operation can be easily performed. And in the region where the actuator speed is medium or high, the position of the control lever changes according to the load, making it easier for the machine operator to sense the load in a sense. It has the effect of being able to achieve machine operation that is superior and more adapted to the human sense.
  In addition, the hydraulic control apparatus using the positive flow rate control type variable displacement pump according to the present invention described in claim 4 has the same effect as described above.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a system diagram showing an embodiment (negative flow rate control system) of a hydraulic control apparatus according to the present invention.
FIG. 2 is a symbol diagram of the direction switching valve showing an intermediate position corresponding to a stroke from a neutral position to a stroke end in the direction switching valve shown in FIG. 1;
FIGS. 3A to 3F show control characteristics of the hydraulic control device shown in FIG. 1, and FIG. 3A shows the relationship between the pilot valve operation amount θ and its output signal pressure Pp. (B) is a characteristic diagram showing the relationship between the control signal pressure Pb to the variable displacement pump and the pump theoretical discharge amount Qth, and (c) is the bypass flow rate qb of the pressure generating means and its upstream pressure Pb. (D) is a characteristic diagram showing the relationship between the output signal pressure Pp of the pilot valve, the center bypass passage area S1 of the switching valve, and the opening area S2 of the spool valve in the pressure compensation flow control valve. (E) is a characteristic diagram showing the relationship between the stroke St of the switching valve and the center bypass passage oil amount qb and the characteristic difference depending on the magnitude of the actuator load, and (f) is a result of the characteristic (e). Switch valve stroke Is a characteristic diagram showing the relationship between the pumping oil amount Q to the actuator from over click St and a variable displacement pump.
FIG. 4 is an enlarged main part system diagram showing another embodiment of the pressure compensation flow control valve shown in FIG. 1;
FIG. 5 is an essential part enlarged system diagram showing still another embodiment of the pressure compensation flow control valve shown in FIG. 1;
FIG. 6 is a system diagram showing another embodiment (positive flow rate control system) of the hydraulic control apparatus according to the present invention.
FIG. 7 is a control circuit diagram showing a configuration of a conventional load pressure compensation pump discharge flow rate control circuit.
[Explanation of symbols]
20 Variable displacement pump
22 Pressure oil supply line
24 Actuator
26A, 26B, 26C Center bypass type directional control valve
28A, 28B, 28C Center bypass passage
30 Upstream line (center bypass passage)
30 ｀ Downstream line (center bypass passage)
32Flow control valve
34 Differential pressure setting spring
36Pressure generating means
38 Main relief valve
40 tanks
42 Pilot signal pressure pump
44 Pilot valve
46 Shuttle valve
48 Low pressure relief valve
50 Control valve
52 External signal line
54 Pressure compensation flow control valve
56A, 56B Pilot valve
58 Spool valve
60Upstream line
60 ’Downstream line
62 Spring
64 piston rod
66 Operation cylinder
68 On-off valve
a1, b1, a2, b2 Pilot line

Claims

A variable displacement pump, an actuator, a control valve incorporating at least one center bypass type directional switching valve, and a pilot valve for supplying pilot pressure for operating the directional switching valve, wherein the directional switching valve comprises: When the pilot pressure is in the neutral position, the discharge oil of the variable displacement pump is discharged to the tank, and when in the full operation position by the pilot pressure, the pressure oil from the variable displacement pump is supplied to the actuator, and the pilot pressure By increasing the amount of oil discharged from the variable displacement pump in response to an increase in the pilot pressure and gradually increasing the supply opening to the actuator when the intermediate position is between the neutral position and the entire operation position. It is configured to gradually reduce the opening of the center bypass passage of the direction switching valve. On the downstream side of the center bypass passage of the control valve, pressure compensation flow rate control that maintains a predetermined passage opening degree even when the pilot pressure reaches a maximum value while the amount of oil passing through is reduced by increasing the pilot pressure. A pressure generating means is provided between the valve and the tank on the downstream side of the pressure compensating flow control valve, and the upstream pressure of the pressure generating means is introduced into the control unit of the variable displacement pump, so that a negative flow control type In the hydraulic control device configured as a variable displacement pump,
The pressure-compensated flow control valve includes a spool valve having a throttling function based on the pilot pressure, and a flow rate adjustment valve controlled in a closing direction and an opening direction by hydraulic pressure on the upstream side and the downstream side of the spool valve, respectively. , The opening characteristic of the spool valve with respect to the pilot pressure and the opening characteristic of the center bypass passage of the direction switching valve have a crossing relationship at the intermediate position. The hydraulic control apparatus according to claim 1, wherein a passage flow rate of the pressure compensation flow control valve is determined by an opening characteristic of the spool valve, and is determined by an opening characteristic of a center bypass passage of the direction switching valve in a middle / high speed region.

2. The hydraulic control apparatus according to claim 1, wherein the pressure compensation flow control valve is provided with an open / close valve in an external signal line for supplying a pilot pressure for controlling the spool valve.

An actuator, a control valve having at least one center bypass type directional switching valve, and a pilot valve for supplying a pilot pressure for operating the directional switching valve, wherein the directional switching valve is neutralized by the pilot pressure. When in the position, the discharge oil of the variable displacement pump is discharged to the tank, and when in the entire operation position by the pilot pressure, the pressure oil from the variable displacement pump is supplied to the actuator, and the neutral position is established by the pilot pressure. When it is at an intermediate position with respect to all the operation positions, the discharge oil amount of the variable displacement pump is increased corresponding to the increase of the pilot pressure, and the supply opening to the actuator is gradually increased while the center of the direction switching valve is increased. The opening of the bypass passage is configured to be gradually reduced, and the center valve of the control valve On the downstream side of the pass passage, there is a pressure compensation flow control valve for reducing the amount of oil passing through the increase of the pilot pressure and maintaining a predetermined passage opening even when the pilot pressure reaches the maximum value, and A pressure generating means is provided between the pressure compensation flow control valve and the tank on the downstream side, and the upstream pressure of the pressure generating means is introduced into the control unit of the variable displacement pump to form a negative flow control type variable displacement pump. In the constituting hydraulic control device,
The pressure compensation flow control valve is provided on the downstream side of the center bypass passage of the control valve and the upstream side of the pressure generating means, and the downstream hydraulic pressure of the center bypass passage of the control valve and the upstream hydraulic pressure of the pressure generating means And a flow rate adjusting valve whose flow rate is adjusted by a spring for setting the same differential pressure, and an adjusting means for adjusting the load of the spring by the pilot pressure, the adjusting means having the pilot pressure at a maximum value. A hydraulic control device characterized by adjusting a spring load so that the flow rate adjusting valve maintains a predetermined passage opening degree even in a reached state.

A variable displacement pump, an actuator, a control valve incorporating at least one center bypass type directional switching valve, and a pilot valve for supplying pilot pressure for operating the directional switching valve, wherein the directional switching valve comprises: When the pilot pressure is in the neutral position, the discharge oil of the variable displacement pump is discharged to the tank, and the pilot pressure The pressure oil from the variable displacement pump is supplied to the actuator when in the full operation position, and when the pilot pressure is in an intermediate position between the neutral position and the full operation position, the increase in the pilot pressure is performed. The opening of the center bypass passage of the direction switching valve is gradually reduced while increasing the amount of oil discharged from the variable displacement pump and gradually increasing the opening of the supply to the actuator. On the downstream side of the center bypass passage, there is provided a pressure compensation flow control valve for reducing the amount of oil passing through the increase of the pilot pressure and maintaining a predetermined passage opening even when the pilot pressure reaches the maximum value. In addition, the pilot pressure is guided to the control unit of the variable displacement pump, and the variable displacement pump is connected to the positive flow control variable displacement In the hydraulic control device configured as amplifier,
The pressure-compensated flow control valve includes a spool valve having a throttling function based on the pilot pressure, and a flow rate adjustment valve controlled in a closing direction and an opening direction by hydraulic pressure on the upstream side and the downstream side of the spool valve, respectively. , The opening characteristic of the spool valve with respect to the pilot pressure and the opening characteristic of the center bypass passage of the direction switching valve have a crossing relationship at the intermediate position. The hydraulic control apparatus according to claim 1, wherein a passage flow rate of the pressure compensation flow control valve is determined by an opening characteristic of the spool valve, and is determined by an opening characteristic of a center bypass passage of the direction switching valve in a middle / high speed region.