JP3974076B2

JP3974076B2 - Hydraulic drive device

Info

Publication number: JP3974076B2
Application number: JP2003143431A
Authority: JP
Inventors: 和巳伊藤; 淳久下沼
Original assignee: KYB Corp
Current assignee: KYB Corp
Priority date: 2003-05-21
Filing date: 2003-05-21
Publication date: 2007-09-12
Anticipated expiration: 2023-05-21
Also published as: JP2004346999A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、例えば建設機械等において複数の液圧アクチュエータを複合駆動する液圧駆動装置の改良に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
従来、例えば油圧ショベルの液圧駆動装置として、エンジンによって駆動される第一、第二ピストンポンプと、第一、第二ピストンポンプから第一、第二吐出通路に吐出されドレン側に戻される作動油の流れに抵抗を付与する第一、第二絞りと、第一、第二絞りの上流側圧力（ポンプ吐出圧力）に応動して第一、第二ピストンポンプの押しのけ容積を制御する第一、第二レギュレータを備えたものがある。第一、第二吐出通路に左右の走行モータに作動油を分配するモータ用コントロールバルブや他のアクチュエータ用コントロールバルブがそれぞれ設けられている。
【０００３】
この場合、第一、第二ピストンポンプの吐出圧力が第一、第二レギュレータによって独立して制御されるため、左右の走行モータ間の負荷変動によって走行安定性が損なわれないようになっている（特許文献１参照）。
【０００４】
【特許文献１】
特開平５−１３２９７７号公報
【特許文献２】
特開２００１−１１５４９５号公報
【特許文献３】
特開平８−１０５４０３号公報
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、このような従来の液圧駆動装置にあっては、２台のピストンポンプを備えるため、構造が複雑化し、この小型化が難しいという問題点があった。
【０００６】
なお、この対策として２つの吐出ポートを持つ２フロータイプのピストンポンプを用いてポンプ台数を減らすことが考えられる。しかし、この場合、２つの吐出ポートから吐出される圧力をそれぞれ制御することが難しく、無駄に吐出される作動油量が増えるという問題点があった。
【０００７】
本発明は上記の問題点に鑑みてなされたものであり、例えば２フロータイプのピストンポンプを用いて液圧駆動装置の構造簡素化及び小型化をはかることを目的とする。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
複数の吐出ポートを持つ容量可変型ピストンポンプと、このピストンポンプの押しのけ容積を増減する容量可変シリンダと、この容量可変シリンダに導かれる駆動圧を調節する減圧弁と、このピストンポンプの各吐出ポートから独立して吐出される作動液を導く第一、第二吐出通路と、第一、第二吐出通路から負荷に分配される作動液量を調節する各コントロールバルブとを備え、この負荷に導かれる負荷圧を減圧弁にピストンポンプの押しのけ容積を増大させるパイロット圧として導く負荷圧導入通路と、このピストンポンプの吐出圧を減圧弁にピストンポンプの押しのけ容積を減らすパイロット圧として導く吐出圧導入通路とを備え、この負荷圧と吐出圧の差圧が所定値になるようにピストンポンプの押しのけ容積を調節する構成とした液圧駆動装置において、前記第一、第二吐出通路を通ってドレン側に戻される作動液の流れに抵抗を付与する第一、第二絞りと、この第一、第二絞りの上流側であって第一、第二吐出通路に介在した低圧選択手段と、この低圧選択手段によって第一、第二絞りより上流側圧のうち低い方として選択されたドレン圧を前記減圧弁に前記ピストンポンプの押しのけ容積を減らすパイロット圧として導きこのドレン圧が低下するのに応じて前記ピストンポンプの押しのけ容積を増大させるドレン圧導入通路と、前記減圧弁にパイロット圧として導かれる負荷圧及び吐出圧を遮断し前記減圧弁にパイロット圧としてドレン圧とタンク圧を導くパイロット圧切換手段とを備え、このパイロット圧切換手段によって負荷圧と吐出圧の差圧が所定値になるように前記ピストンポンプの押しのけ容積を調節するロードセンシング制御からドレン圧を所定値に保つように前記ピストンポンプの押しのけ容積を調節するネガティブ制御に切換えられる構成としたことを特徴とする液圧駆動装置。
【０００９】
【発明の作用および効果】
第１の発明によると、単一のピストンポンプを用いて、構造を簡素化し、小型化がはかれる。
【００１０】
パイロット圧切換手段が減圧弁に導かれるパイロット圧を切換えることにより、減圧弁は負荷圧と吐出圧の差圧力を所定値に保つロードセンシング制御から、ドレン圧を所定値に保つネガティブ制御に切り換えられる。
【００１１】
このネガティブ制御が行われる場合、減圧弁は第一、第二吐出通路のうち各アクチュエータに分配される作動液量が多い方の圧力が低下するのに応じてピストンポンプの押しのけ容積を増やし、第一、第二吐出通路に導かれるポンプ吐出圧力が所定値に保たれる。こうして減圧弁は各アクチュエータに導かれる作動液圧が維持される範囲でピストンポンプの押しのけ容積を小さくし、エネルギロスが抑えられる。また、ポンプ吐出量が最大になる運転時も、単一のピストンポンプを用いてエンジン出力を有効に利用してポンプ吐出量を馬力制御することが可能となる。
【００１２】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を添付図面に基づいて説明する。
【００１３】
まず、図２に本発明が適用可能な油圧ショベルに搭載される液圧駆動装置の一例を示す。
【００１４】
この液圧駆動装置は、２つの吐出ポートを持つ２フロータイプのピストンポンプ１０と、このピストンポンプ１０の各吐出ポートから独立して吐出される作動油（作動液）を導く第一、第二吐出通路３１，４１と、この第一、第二吐出通路３１，４１によってそれぞれ導かれる作動油を右走行モータ（アクチュエータ）に分配する左走行モータ用コントロールバルブ３２，４２と、第一、第二吐出通路３１，４１によって導かれる作動油を各油圧シリンダ（アクチュエータ）４３，４４，４６に分配するブーム用コントロールバルブ３３、アーム用コントロールバルブ３４、バケット用コントロールバルブ３６とを備える。
【００１５】
左右走行モータ用コントロールバルブ３２，４２は、左右の走行モータに対する作動油の供給量を調節する。ブーム用コントロールバルブ３３は、ブームシリンダ４３に対する作動油の供給量を調節する。アーム用コントロールバルブ３４は、アームシリンダ４４に対する作動油の供給量を調節する。バケット用コントロールバルブ３６は、バケット用シリンダ４６に対する作動油の供給量を調節する。各コントロールバルブ３２，３３，３４，３６，４２の作動はオペレータによって操作され、油圧ショベルの走行、地面の掘削や土砂の搬送作業が行われる。
【００１６】
図３に示すように、斜板式のピストンポンプ１０は、ケーシング１とポートブロック２とにより形成される内部空間にシリンダブロック３および斜板４が収装される。
【００１７】
シリンダブロック３はシャフト５を介して回転駆動される。シャフト５は、その一端がポートブロック２にベアリング１２を介して支持され、その途中がケーシング１にベアリング１１を介して支持される。シャフト５はケーシング１から外部へ突出されるその一端に図示しないエンジンから回転が伝達される。
【００１８】
シリンダブロック３には偶数本のシリンダ６がその回転軸と平行に、かつその回転軸を中心とする略同一円周上に一定の間隔を持って並んで配置される。
【００１９】
各シリンダ６にはピストン８がそれぞれ挿入され、両者の間に容積室７が画成される。各ピストン８の一端側はシリンダブロック３から突出され、斜板４に接するシュー９を介して支持される。シリンダブロック３が回転すると、各ピストン８は斜板４との間で往復動し、シリンダ６の容積室７を拡縮させる。
【００２０】
シリンダブロック３の端面には各容積室７に連通するシリンダポート１３，１４が開口する。シリンダポート１３，１４は、中心軸を中心として異なった半径上に交互に配置される。
【００２１】
ケーシング１とポートブロック２の間にはシリンダブロック３の端面を摺接させるバルブプレート２０が介装される。バルブプレート２０には吸込ポートと吐出ポート２２，２３がそれぞれ開口し、シリンダブロック３の回転に伴って各シリンダポート１３，１４が連通することによって各容積室７に対する作動油の吸込と吐出が制御される。各吐出ポート２２，２３は第一、第二吐出通路３１，４１に連通している。なお、図１におけるバルブプレート２０位置は便宜上実際のの取り付け位置より９０°ずらしている。
【００２２】
シリンダブロック３の１回転につき、各ピストン８がシリンダ６を１往復動する。シリンダ６の容積室７が拡張する吸込行程では、作動油をバルブプレート２０の吸込ポートからシリンダポート１３，１４を通して容積室７に吸い込む。シリンダ６の容積室７が収縮する吐出行程では、作動油を容積室７からシリンダポート１３，１４からバルブプレート２０の各吐出ポート２２，２３を通して第一、第二吐出通路３１，４１へと吐出する。これにより、第一、第二吐出通路３１，４１では互いに独立した作動油の流れが生じ、作動油の流量や圧力を個別に設定できる。
【００２３】
斜板４とケーシング１の間にはスプリング１５が介装され、斜板４はスプリング１５によってその傾転角度を最大とする方向に付勢される。
【００２４】
斜板４とケーシング１の間にはスプリング１５に抗して斜板４を動かす容量可変シリンダ１６が介装される。容量可変シリンダ１６はケーシング１に形成されたシリンダ部１７と、このシリンダ部１７に摺動可能に挿入されるピストン１８とを備え、両者の間に画成される油室１９には駆動圧が減圧弁７１を介して導かれる。
【００２５】
液圧駆動装置は、容量可変シリンダ１６に導かれる駆動圧を調節する減圧弁７１を備える。減圧弁７１には容量可変シリンダ１６の駆動圧として第一、第二吐出通路３１，４１の圧力が高圧選択弁７２及び駆動圧通路７３を介して導かれる。減圧弁７１は容量可変シリンダ１６に対して駆動圧通路７３を遮断してタンク圧を導く遮断ポジションａと、タンク圧を遮断して駆動圧通路７３を開通する開通ポジションｂとを有する。減圧弁７１が図示したように遮断ポジションａに保持れると、容量可変シリンダ１６はスプリング１５の付勢力によって収縮し、斜板４の傾転角度が増大し、シャフト５の１回転当たりの押しのけ容積を増大する。一方、減圧弁７１が図示したように開通ポジションｂに保持されると、容量可変シリンダ１６はスプリング１５に抗して伸張し、斜板４の傾転角度が減少し、シャフト５の１回転当たりの押しのけ容積を減少する。
【００２６】
減圧弁７１はバネ力によって遮断ポジションａに付勢され、これに導かれるパイロット圧がバネ力を上回ると、開通ポジションｂに保持される。このパイロット圧を導く通路として、減圧弁７１には負荷圧導入通路７４と吐出圧導入通路７５が接続される。
【００２７】
負荷圧導入通路７４は各高圧選択弁５３，５４，５６を介してブーム用コントロールバルブ３３、アーム用コントロールバルブ３４、バケット用コントロールバルブ３６の下流側に接続し、減圧弁７１にパイロット圧として各油圧シリンダ４３，４４，４６の負荷圧のうち最も高い圧力（ＰＬＳ圧）が各高圧選択弁５３，５４，５６を介して導かれる。各高圧選択弁５３，５４，５６及び各コントロールバルブ３３，３４，３６は、それぞれロードセンシングバルブ５９内に収められる。
【００２８】
吐出圧導入通路７５は合流通路３９に接続し、減圧弁７１にパイロット圧として合流通路３９に生じるピストンポンプ１０の吐出圧（ＰＰＳ圧）を導く。
【００２９】
減圧弁７１は、負荷圧導入通路７４から導かれる負荷圧と吐出圧導入通路７５から導かれるポンプ吐出圧の差圧力が所定値に保たれるようにピストンポンプ１０の吐出量を変化させる、ロードセンシング（Ｌ／Ｓ）制御を行う。これにより、ポンプから吐出される余剰作動油量を抑えて無駄な消費エネルギが削減される。
【００３０】
液圧駆動装置は、第一、第二吐出通路３１，４１から導かれる作動油を合流させる合流通路３９と、第一、第二吐出通路３１，４１及び合流通路３９の連通を切換える回路切換弁６１とを備える。この合流通路３９から分岐する各通路にブーム用コントロールバルブ３３、アーム用コントロールバルブ３４、バケット用コントロールバルブ３６が介装される。
【００３１】
回路切換弁６１は第一、第二吐出通路３１，４１から走行モータに導かれる作動油を遮断して第一、第二吐出通路３１，４１を合流通路３９に連通するＬ／Ｓポジションａと、第一、第二吐出通路３１，４１からの作動油を走行モータに導く走行ポジションｂとを有する。
【００３２】
回路切換弁６１が走行ポジションｂに切り換えられる走行時において、左右の走行モータは第一、第二吐出通路３１，４１によって作動油が独立して導かれるため、左右の走行モータ間の負荷変動によって走行安定性が損なわれない。
【００３３】
しかし、上記走行時においては走行モータの負荷圧に応じたロードセンシング制御が行われず、ピストンポンプ１０の吐出量を固定したオープンセンタ制御が行われた場合、ピストンポンプ１０から吐出される余剰作動油量が増えて無駄な消費エネルギが増える。
【００３４】
そこで、本発明は、回路切換弁６１がＬ／Ｓポジションａから走行ポジションｂに切り換えられるのに伴って、減圧弁７１に導かれるパイロット圧を切換えるパイロット圧切換手段を設け、上記した負荷圧と吐出圧の差圧力を所定値に保つロードセンシング制御から、ドレン圧を所定値に保つネガティブ制御に切り換える構成を要旨とする。これにより、走行時においてもピストンポンプ１０から吐出される余剰作動油量を抑えて無駄な消費エネルギが削減される。
【００３５】
以下、その具体的な例につき図１に示した油圧ショベルに搭載される液圧駆動装置の実施形態を説明する。
【００３６】
この液圧駆動装置は、左右走行モータ用コントロールバルブ３２，４２に必要な作動油の供給量に応じてピストンポンプ１０の吐出量を制御するため、第一、第二吐出通路３１，４１を通ってタンク５０に戻される作動油の流れに抵抗を付与する第一、第二絞り３５，４５と、この第一、第二絞り３５，４５より上流側圧（ポンプ吐出圧）のうち低い方を選択する低圧選択弁（低圧選択手段）５２と、この低圧選択弁５２によって選択されたドレン圧を減圧弁７１にピストンポンプの押しのけ容積を減らすパイロット圧として導くドレン圧導入通路７６と、減圧弁７１に導かれる負荷圧及び吐出圧を遮断するパイロット圧切換弁（パイロット圧切換手段）７７とを備え、低圧選択弁５２によって選択されたドレン圧が低下するのに応動してピストンポンプ１０の押しのけ容積を増大させる構成とする。
【００３７】
パイロット圧切換弁７７は、負荷圧導入通路７４と吐出圧導入通路７５を開通し、ドレン圧導入通路７６を遮断するＬ／Ｓモードポジションａと、負荷圧導入通路７４をタンクに接続し、吐出圧導入通路７５とドレン圧導入通路７６を開通する走行モードポジションｂとを有する。
【００３８】
この走行モードポジションｂにて、減圧弁７１は、タンク圧とドレン圧の差圧力が所定値に保たれるようにピストンポンプ１０の吐出量を変化させる、ネガティブ制御を行う。これにより、ピストンポンプ１０から吐出される余剰作動油量を抑えて無駄な消費エネルギが削減される。
【００３９】
回路切換弁６１及びパイロット圧切換弁７７は、オペレータによって操作される操作レバー７８及び走行レバー７９を介して導かれるパイロット圧によってそれぞれのポジションが互いに同期して切換えられる。回路切換弁６１及びパイロット圧切換弁７７は、走行停止時に図のようにポジションａに切換えられ、走行時にポジションｂに切換えられる。
【００４０】
なお、回路切換弁６１及びパイロット圧切換弁７７の切換えは、上記パイロット圧によって行われる構成に限らず、電磁アクチュエータまたはリンク機構を用いて行われる構成としても良い。
【００４１】
以上のように構成されて、次に作用について説明する。
【００４２】
油圧ショベルに搭載される液圧駆動装置は、２つの吐出ポートを持つ２フロータイプのピストンポンプ１０を用いることにより、２台のピストンポンプを備える従来装置に比べて構造の簡素化及び小型化がはかれる。
【００４３】
２フロータイプのピストンポンプ１０は第一、第二吐出通路３１，４１に略等しい量の作動油を独立して吐出する。第一、第二吐出通路３１，４１によって導かれる作動油はそれぞれ左右走行モータ用コントロールバルブ３２，４２を介して左右の走行モータに供給され、余剰作動油が第一、第二絞り３５，４５を介してタンク５０に戻される。左右走行モータ用コントロールバルブ３２，４２を介して各アクチュエータに分配される作動油量が増える程、第一、第二絞り３５，４５を通って戻される余剰作動油が減り、第一、第二絞り３５，４５の上流側圧が低下する。
【００４４】
左右走行モータに分配される作動油量が略等しい場合、低圧選択弁５２が中立ポジションに保持され、第一、第二絞り３５，４５の上流側圧がドレン圧導入通路７６を介して減圧弁７１に導かれる。これにより、左右走行モータに分配される作動油量が増える程、減圧弁７１はピストンポンプ１０の押しのけ容積を増やし、第一、第二吐出通路３１，４１に導かれるポンプ吐出圧が所定値に保たれ、各アクチュエータに導かれる作動油圧が維持される。これにより、左右走行モータの作動が停止した運転状態では、ピストンポンプ１０から吐出される作動油の全量が第一、第二絞り３５，４５を通してタンク５０に戻され、第一、第二絞り３５，４５の上流側圧が上昇し、減圧弁７１がピストンポンプ１０の押しのけ容積を小さくし、無駄に吐出される作動油量が減り、エネルギロスが抑えられる。
【００４５】
左走行モータに分配される作動油量が右走行モータに分配される作動油量より多い場合、低圧選択弁５２が比較的低い第一絞り３５の上流側圧を減圧弁７１に導く。
【００４６】
逆に、右走行モータに分配される作動油量が左走行モータに分配される作動油量より多い場合、低圧選択弁５２が比較的低い第二絞り４５の上流側圧を減圧弁７１に導く。
【００４７】
これにより、減圧弁７１は第一、第二吐出通路３１，４１のうち左右走行モータに分配される作動油量が多い方の圧力が低下するのに応じてピストンポンプ１０の押しのけ容積を増やし、第一、第二吐出通路３１，４１に導かれるポンプ吐出圧が所定値に保たれる。こうして減圧弁７１は各アクチュエータに導かれる作動油圧が維持される範囲でピストンポンプ１０の押しのけ容積を小さくし、エネルギロスが抑えられる。また、ポンプ吐出量が最大になる運転時も、単一のピストンポンプ１０を用いてエンジン出力を有効に利用してポンプ吐出量を馬力制御することが可能となる。
【００４８】
なお、低圧選択手段は、低圧選択弁５２に限らず、第一、第二絞り３５，４５より上流側圧力を検出するセンサ等によって構成し、コントローラによって電磁式レギュレータを介してピストンポンプ１０の押しのけ容積を制御するようにしても良い。
【００４９】
本発明は上記の実施の形態に限定されずに、その技術的な思想の範囲内において種々の変更がなしうることは明白である。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施の形態を示す液圧駆動装置の油圧回路図。
【図２】本発明が適用可能な例を示す液圧駆動装置の油圧回路図。
【図３】同じくピストンポンプの断面図。
【符号の説明】
１０ピストンポンプ
１６容量可変シリンダ
３１第一吐出通路
３２左走行モータ用コントロールバルブ
３３ブーム用コントロールバルブ
３４アーム用コントロールバルブ
３５第一絞り
４１第二吐出通路
４２右走行モータ用コントロールバルブ
４５第二絞り
５２低圧選択弁
６１回路切換弁
７１減圧弁
７４負荷圧導入通路
７５吐出圧導入通路
７６ドレン圧導入通路
７７パイロット圧切換弁（パイロット圧切換手段）[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an improvement of a hydraulic drive device that drives a plurality of hydraulic actuators in combination, for example, in a construction machine.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, for example, as a hydraulic drive device of a hydraulic excavator, the first and second piston pumps driven by the engine and the operation of discharging from the first and second piston pumps to the first and second discharge passages and returning to the drain side The first and second throttles that provide resistance to the oil flow, and the first and second piston pumps that control the displacement of the first and second piston pumps in response to the upstream pressure (pump discharge pressure) of the first and second throttles Some have a second regulator. A motor control valve for distributing hydraulic oil to the left and right traveling motors and other actuator control valves are provided in the first and second discharge passages, respectively.
[0003]
In this case, since the discharge pressures of the first and second piston pumps are independently controlled by the first and second regulators, the running stability is not impaired by the load fluctuation between the left and right running motors. (See Patent Document 1).
[0004]
[Patent Document 1]
Japanese Patent Laid-Open No. 5-132777 [Patent Document 2]
JP 2001-115495 A [Patent Document 3]
Japanese Patent Laid-Open No. 8-105403
[Problems to be solved by the invention]
However, such a conventional hydraulic drive device has two piston pumps, which complicates the structure and makes it difficult to reduce the size.
[0006]
As a countermeasure, it is conceivable to reduce the number of pumps by using a two-flow type piston pump having two discharge ports. However, in this case, it is difficult to control the pressures discharged from the two discharge ports, and there is a problem that the amount of hydraulic oil discharged unnecessarily increases.
[0007]
The present invention has been made in view of the above-described problems, and an object of the present invention is to simplify the structure and reduce the size of a hydraulic drive device using, for example, a two-flow type piston pump.
[0008]
[Means for Solving the Problems]
A variable displacement piston pump having a plurality of discharge ports, a variable capacity cylinder for increasing or decreasing the displacement of the piston pump, a pressure reducing valve for adjusting a driving pressure guided to the variable capacity cylinder, and each discharge port of the piston pump The first and second discharge passages for guiding the hydraulic fluid discharged independently from each other, and each control valve for adjusting the amount of the hydraulic fluid distributed from the first and second discharge passages to the load are introduced to the load. A load pressure introduction passage that guides the load pressure to the pressure reducing valve as a pilot pressure that increases the displacement of the piston pump, and a discharge pressure introduction passage that guides the discharge pressure of the piston pump to the pressure reduction valve as a pilot pressure that reduces the displacement of the piston pump. The displacement volume of the piston pump is adjusted so that the differential pressure between the load pressure and the discharge pressure becomes a predetermined value. In the pressure drive device, the first and second throttles for imparting resistance to the flow of hydraulic fluid returned to the drain side through the first and second discharge passages, and the upstream side of the first and second throttles. The low pressure selecting means interposed in the first and second discharge passages, and the drain pressure selected as the lower of the upstream pressures from the first and second throttles by the low pressure selecting means are pushed to the pressure reducing valve by the piston pump. a drain pressure introduction passage to increase the displacement volume of the piston pump according to guide-out the drain pressure as a pilot pressure to reduce the volume is reduced to cut off the load pressure and the discharge pressure is introduced as a pilot pressure to the pressure reducing valve The pressure reducing valve is provided with pilot pressure switching means for introducing drain pressure and tank pressure as pilot pressure, and the differential pressure between the load pressure and the discharge pressure becomes a predetermined value by the pilot pressure switching means. Hydraulically driven and wherein said that the displacement volume of the piston pump so as to maintain the load sensing control for adjusting the displacement volume of the piston pump drain pressure to a predetermined value and the configuration is switched to the negative control which is adjusted to.
[0009]
Operation and effect of the invention
According to the first invention, the structure is simplified and the size is reduced by using a single piston pump.
[0010]
By switching the pilot pressure guided to the pressure reducing valve by the pilot pressure switching means, the pressure reducing valve can be switched from load sensing control that maintains the differential pressure between the load pressure and the discharge pressure to a predetermined value to negative control that maintains the drain pressure at a predetermined value. .
[0011]
When this negative control is performed, the pressure reducing valve increases the displacement volume of the piston pump as the pressure of the hydraulic fluid distributed to each actuator of the first and second discharge passages decreases. The pump discharge pressure guided to the first and second discharge passages is maintained at a predetermined value. In this way, the pressure reducing valve reduces the displacement of the piston pump within a range where the hydraulic fluid pressure guided to each actuator is maintained, and energy loss is suppressed. In addition, even during operation in which the pump discharge amount is maximized, it is possible to control the horsepower of the pump discharge amount by effectively using the engine output using a single piston pump.
[0012]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the accompanying drawings.
[0013]
First, FIG. 2 shows an example of a hydraulic drive device mounted on a hydraulic excavator to which the present invention can be applied.
[0014]
The hydraulic pressure drive device includes a two-flow type piston pump 10 having two discharge ports, and first and second fluid guides (operating fluids) that are discharged independently from the discharge ports of the piston pump 10. Discharge passages 31, 41, left travel motor control valves 32, 42 for distributing hydraulic oil guided by the first and second discharge passages 31, 41 to the right travel motor (actuator), first, second A boom control valve 33, an arm control valve 34, and a bucket control valve 36 that distribute hydraulic oil guided by the discharge passages 31 and 41 to the hydraulic cylinders (actuators) 43, 44, and 46 are provided.
[0015]
The left and right traveling motor control valves 32 and 42 adjust the amount of hydraulic oil supplied to the left and right traveling motors. The boom control valve 33 adjusts the amount of hydraulic oil supplied to the boom cylinder 43. The arm control valve 34 adjusts the amount of hydraulic oil supplied to the arm cylinder 44. The bucket control valve 36 adjusts the amount of hydraulic oil supplied to the bucket cylinder 46. The operation of each control valve 32, 33, 34, 36, 42 is operated by an operator, and the excavator travels, excavates the ground and transports the earth and sand.
[0016]
As shown in FIG. 3, in the swash plate type piston pump 10, the cylinder block 3 and the swash plate 4 are accommodated in an internal space formed by the casing 1 and the port block 2.
[0017]
The cylinder block 3 is rotationally driven via a shaft 5. One end of the shaft 5 is supported by the port block 2 via the bearing 12, and the middle thereof is supported by the casing 1 via the bearing 11. The rotation of the shaft 5 is transmitted from an engine (not shown) to one end of the shaft 5 that projects outward from the casing 1.
[0018]
In the cylinder block 3, an even number of cylinders 6 are arranged in parallel with the rotation axis and arranged at regular intervals on the substantially same circumference around the rotation axis.
[0019]
A piston 8 is inserted into each cylinder 6, and a volume chamber 7 is defined between them. One end of each piston 8 protrudes from the cylinder block 3 and is supported via a shoe 9 in contact with the swash plate 4. When the cylinder block 3 rotates, each piston 8 reciprocates between the swash plate 4 and expands / contracts the volume chamber 7 of the cylinder 6.
[0020]
Cylinder ports 13 and 14 communicating with the respective volume chambers 7 are opened at the end face of the cylinder block 3. The cylinder ports 13 and 14 are alternately arranged on different radii around the central axis.
[0021]
A valve plate 20 is provided between the casing 1 and the port block 2 so as to slidably contact the end face of the cylinder block 3. A suction port and a discharge port 22, 23 are opened in the valve plate 20, and each cylinder port 13, 14 communicates with the rotation of the cylinder block 3 to control the suction and discharge of the hydraulic oil to each volume chamber 7. Is done. Each discharge port 22, 23 communicates with the first and second discharge passages 31, 41. Note that the position of the valve plate 20 in FIG. 1 is shifted by 90 ° from the actual mounting position for convenience.
[0022]
Each rotation of the cylinder block 3 causes each piston 8 to reciprocate the cylinder 6 one time. In the suction stroke in which the volume chamber 7 of the cylinder 6 is expanded, hydraulic oil is sucked into the volume chamber 7 from the suction port of the valve plate 20 through the cylinder ports 13 and 14. In the discharge stroke in which the volume chamber 7 of the cylinder 6 contracts, the hydraulic oil is discharged from the volume chamber 7 through the cylinder ports 13 and 14 to the first and second discharge passages 31 and 41 through the discharge ports 22 and 23 of the valve plate 20. To do. Thereby, in the 1st, 2nd discharge channel | paths 31 and 41, the flow of the hydraulic oil mutually independent arises, and the flow volume and pressure of hydraulic fluid can be set separately.
[0023]
A spring 15 is interposed between the swash plate 4 and the casing 1, and the swash plate 4 is urged by the spring 15 in a direction that maximizes the tilt angle.
[0024]
A variable capacity cylinder 16 that moves the swash plate 4 against the spring 15 is interposed between the swash plate 4 and the casing 1. The variable capacity cylinder 16 includes a cylinder portion 17 formed in the casing 1 and a piston 18 slidably inserted into the cylinder portion 17, and a drive pressure is applied to an oil chamber 19 defined therebetween. Guided through the pressure reducing valve 71.
[0025]
The hydraulic pressure driving device includes a pressure reducing valve 71 that adjusts the driving pressure guided to the variable capacity cylinder 16. The pressure in the first and second discharge passages 31 and 41 is guided to the pressure reducing valve 71 through the high pressure selection valve 72 and the driving pressure passage 73 as the driving pressure of the variable capacity cylinder 16. The pressure reducing valve 71 has a shut-off position a that shuts off the drive pressure passage 73 and guides the tank pressure to the variable capacity cylinder 16, and an open position b that shuts off the tank pressure and opens the drive pressure passage 73. When the pressure reducing valve 71 is held at the shut-off position a as shown in the drawing, the displacement variable cylinder 16 is contracted by the urging force of the spring 15, the tilt angle of the swash plate 4 is increased, and the displacement volume of the shaft 5 per one rotation is increased. Increase. On the other hand, when the pressure reducing valve 71 is held at the open position b as shown in the drawing, the capacity variable cylinder 16 expands against the spring 15, the tilt angle of the swash plate 4 decreases, and the shaft 5 is rotated once per rotation. Decrease the displacement volume.
[0026]
The pressure reducing valve 71 is urged to the shut-off position a by the spring force, and when the pilot pressure guided thereby exceeds the spring force, the pressure reducing valve 71 is held at the open position b. A load pressure introduction passage 74 and a discharge pressure introduction passage 75 are connected to the pressure reducing valve 71 as a passage for guiding the pilot pressure.
[0027]
The load pressure introduction passage 74 is connected to the downstream side of the boom control valve 33, the arm control valve 34, and the bucket control valve 36 via the high pressure selection valves 53, 54, and 56. The highest pressure (PLS pressure) among the load pressures of the hydraulic cylinders 43, 44, 46 is guided through the high pressure selection valves 53, 54, 56. Each high pressure selection valve 53, 54, 56 and each control valve 33, 34, 36 are housed in a load sensing valve 59, respectively.
[0028]
The discharge pressure introduction passage 75 is connected to the junction passage 39 and guides the discharge pressure (PPS pressure) of the piston pump 10 generated in the junction passage 39 as a pilot pressure to the pressure reducing valve 71.
[0029]
The pressure reducing valve 71 changes the discharge amount of the piston pump 10 so that the differential pressure between the load pressure led from the load pressure introduction passage 74 and the pump discharge pressure led from the discharge pressure introduction passage 75 is maintained at a predetermined value. Sensing (L / S) control is performed. As a result, the amount of excess hydraulic oil discharged from the pump is suppressed, and wasteful energy consumption is reduced.
[0030]
The hydraulic drive device includes a merging passage 39 that merges hydraulic oil guided from the first and second discharge passages 31 and 41, and a circuit switching valve that switches communication between the first and second discharge passages 31 and 41 and the merging passage 39. 61. A boom control valve 33, an arm control valve 34, and a bucket control valve 36 are interposed in each of the passages branched from the merging passage 39.
[0031]
The circuit switching valve 61 shuts off the hydraulic fluid guided from the first and second discharge passages 31 and 41 to the traveling motor, and connects the first and second discharge passages 31 and 41 to the merging passage 39. And a travel position b for guiding hydraulic oil from the first and second discharge passages 31 and 41 to the travel motor.
[0032]
During traveling in which the circuit switching valve 61 is switched to the traveling position b, the left and right traveling motors are independently guided by the first and second discharge passages 31 and 41, and therefore, due to load fluctuations between the left and right traveling motors. Running stability is not impaired.
[0033]
However, when the above-mentioned traveling is performed, load sensing control according to the load pressure of the traveling motor is not performed, and when open center control is performed in which the discharge amount of the piston pump 10 is fixed, excess hydraulic oil discharged from the piston pump 10 The amount increases and wasteful energy consumption increases.
[0034]
Therefore, the present invention is provided with a pilot pressure switching means for switching the pilot pressure guided to the pressure reducing valve 71 as the circuit switching valve 61 is switched from the L / S position a to the running position b. The gist of the configuration is to switch from load sensing control that maintains the differential pressure of the discharge pressure to a predetermined value to negative control that maintains the drain pressure to a predetermined value. Thereby, even during traveling, the amount of excess hydraulic oil discharged from the piston pump 10 is suppressed, and useless energy consumption is reduced.
[0035]
Hereinafter, an embodiment of a hydraulic drive device mounted on the hydraulic excavator shown in FIG. 1 will be described with respect to a specific example.
[0036]
This hydraulic drive device passes through the first and second discharge passages 31 and 41 in order to control the discharge amount of the piston pump 10 in accordance with the supply amount of hydraulic oil required for the control valves 32 and 42 for the left and right traveling motors. The first and second throttles 35 and 45 that provide resistance to the flow of hydraulic oil returned to the tank 50 and the lower one of the upstream pressure (pump discharge pressure) from the first and second throttles 35 and 45 are selected. A low pressure selection valve (low pressure selection means) 52 that conducts, a drain pressure selected by the low pressure selection valve 52 to the pressure reducing valve 71 as a pilot pressure that reduces the displacement of the piston pump, and a pressure reducing valve 71 A pilot pressure switching valve (pilot pressure switching means) 77 that shuts off the load pressure and discharge pressure to be guided is provided. In response to a decrease in the drain pressure selected by the low pressure selection valve 52, a pilot pressure switching valve 77 is provided. A configuration to increase the displacement of Tonponpu 10.
[0037]
The pilot pressure switching valve 77 opens the load pressure introduction passage 74 and the discharge pressure introduction passage 75, connects the L / S mode position a where the drain pressure introduction passage 76 is shut off, and the load pressure introduction passage 74 to the tank, and discharges. A travel mode position b that opens the pressure introduction passage 75 and the drain pressure introduction passage 76 is provided.
[0038]
In this travel mode position b, the pressure reducing valve 71 performs negative control to change the discharge amount of the piston pump 10 so that the differential pressure between the tank pressure and the drain pressure is maintained at a predetermined value. Thereby, the amount of excess hydraulic oil discharged from the piston pump 10 is suppressed, and useless energy consumption is reduced.
[0039]
The positions of the circuit switching valve 61 and the pilot pressure switching valve 77 are switched in synchronism with each other by the pilot pressure guided through the operation lever 78 and the travel lever 79 operated by the operator. The circuit switching valve 61 and the pilot pressure switching valve 77 are switched to position a as shown in the figure when traveling is stopped, and are switched to position b when traveling.
[0040]
The switching of the circuit switching valve 61 and the pilot pressure switching valve 77 is not limited to the configuration performed by the pilot pressure, but may be a configuration performed using an electromagnetic actuator or a link mechanism.
[0041]
Next, the operation will be described.
[0042]
The hydraulic drive device mounted on the hydraulic excavator uses a two-flow type piston pump 10 having two discharge ports, thereby simplifying and downsizing the structure compared to a conventional device having two piston pumps. Peeled off.
[0043]
The two-flow type piston pump 10 discharges substantially equal amounts of hydraulic oil to the first and second discharge passages 31 and 41 independently. The hydraulic oil guided by the first and second discharge passages 31 and 41 is supplied to the left and right traveling motors via the left and right traveling motor control valves 32 and 42, respectively, and the excess hydraulic oil is supplied to the first and second throttles 35 and 45. Is returned to the tank 50. As the amount of hydraulic fluid distributed to each actuator via the left and right traveling motor control valves 32 and 42 increases, the excess hydraulic fluid returned through the first and second throttles 35 and 45 decreases, and the first and second The upstream pressure of the throttles 35 and 45 decreases.
[0044]
When the amount of hydraulic oil distributed to the left and right traveling motors is substantially equal, the low pressure selection valve 52 is held at the neutral position, and the upstream side pressure of the first and second throttles 35 and 45 is reduced via the drain pressure introduction passage 76. Led to. Thus, as the amount of hydraulic oil distributed to the left and right traveling motors increases, the pressure reducing valve 71 increases the displacement volume of the piston pump 10, and the pump discharge pressure guided to the first and second discharge passages 31 and 41 becomes a predetermined value. The hydraulic pressure that is maintained and guided to each actuator is maintained. Thereby, in the operation state in which the operation of the left and right traveling motors is stopped, the entire amount of hydraulic oil discharged from the piston pump 10 is returned to the tank 50 through the first and second throttles 35 and 45, and the first and second throttles 35. 45, the pressure reducing valve 71 reduces the displacement volume of the piston pump 10, reducing the amount of hydraulic oil discharged unnecessarily and suppressing energy loss.
[0045]
When the amount of hydraulic oil distributed to the left traveling motor is larger than the amount of hydraulic oil distributed to the right traveling motor, the low pressure selection valve 52 guides the relatively low upstream pressure of the first throttle 35 to the pressure reducing valve 71.
[0046]
Conversely, when the amount of hydraulic oil distributed to the right traveling motor is larger than the amount of hydraulic oil distributed to the left traveling motor, the low pressure selection valve 52 guides the relatively low upstream pressure of the second throttle 45 to the pressure reducing valve 71.
[0047]
As a result, the pressure reducing valve 71 increases the displacement volume of the piston pump 10 in accordance with a decrease in the pressure of the first and second discharge passages 31 and 41 that has a larger amount of hydraulic oil distributed to the left and right traveling motors, The pump discharge pressure guided to the first and second discharge passages 31 and 41 is maintained at a predetermined value. In this way, the pressure reducing valve 71 reduces the displacement volume of the piston pump 10 within a range in which the hydraulic pressure guided to each actuator is maintained, and energy loss is suppressed. Further, even during an operation in which the pump discharge amount is maximized, it is possible to control the horsepower of the pump discharge amount by effectively using the engine output using the single piston pump 10.
[0048]
The low pressure selection means is not limited to the low pressure selection valve 52, and is constituted by a sensor or the like that detects the upstream pressure from the first and second throttles 35 and 45, and the controller pumps the piston pump 10 through an electromagnetic regulator. The volume may be controlled.
[0049]
The present invention is not limited to the above-described embodiment, and it is obvious that various modifications can be made within the scope of the technical idea.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram of a hydraulic drive apparatus showing an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a hydraulic circuit diagram of a hydraulic drive apparatus showing an example to which the present invention can be applied.
FIG. 3 is a cross-sectional view of the piston pump.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 10 Piston pump 16 Variable displacement cylinder 31 First discharge passage 32 Left travel motor control valve 33 Boom control valve 34 Arm control valve 35 First throttle 41 Second discharge passage 42 Right travel motor control valve 45 Second throttle 52 Low pressure selection valve 61 Circuit switching valve 71 Pressure reducing valve 74 Load pressure introduction passage 75 Discharge pressure introduction passage 76 Drain pressure introduction passage 77 Pilot pressure switching valve (pilot pressure switching means)

Claims

A variable displacement piston pump having a plurality of discharge ports, a variable capacity cylinder for increasing or decreasing the displacement of the piston pump, a pressure reducing valve for adjusting a driving pressure guided to the variable capacity cylinder, and each discharge port of the piston pump The first and second discharge passages for guiding the hydraulic fluid discharged independently from each other, and the control valves for adjusting the amount of hydraulic fluid distributed from the first and second discharge passages to the load, are guided to the load. A load pressure introducing passage for guiding the load pressure to the pressure reducing valve as a pilot pressure for increasing the displacement of the piston pump, and a discharge pressure introducing passage for guiding the discharge pressure of the piston pump to the pressure reducing valve as a pilot pressure for reducing the displacement of the piston pump. The displacement volume of the piston pump is adjusted so that the differential pressure between the load pressure and the discharge pressure becomes a predetermined value. In the pressure drive device, the first and second throttles for imparting resistance to the flow of the hydraulic fluid returned to the drain side through the first and second discharge passages, and the upstream side of the first and second throttles. The low pressure selecting means interposed in the first and second discharge passages, and the drain pressure selected as the lower of the upstream pressures from the first and second throttles by the low pressure selecting means are pushed to the pressure reducing valve by the piston pump. a drain pressure introduction passage to increase the displacement volume of the piston pump according to guide-out the drain pressure as a pilot pressure to reduce the volume is reduced to cut off the load pressure and the discharge pressure is introduced as a pilot pressure to the pressure reducing valve The pressure reducing valve is provided with pilot pressure switching means for introducing drain pressure and tank pressure as pilot pressure, and the differential pressure between the load pressure and the discharge pressure becomes a predetermined value by the pilot pressure switching means. Hydraulically driven and wherein said that the displacement volume of the piston pump so as to maintain the load sensing control for adjusting the displacement volume of the piston pump drain pressure to a predetermined value and the configuration is switched to the negative control which is adjusted to.