JP4001315B2

JP4001315B2 - Hydraulic pump capacity controller

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Publication number: JP4001315B2
Application number: JP2000305445A
Authority: JP
Inventors: 宜夫星野
Original assignee: Komatsu Ltd
Current assignee: Komatsu Ltd
Priority date: 2000-10-04
Filing date: 2000-10-04
Publication date: 2007-10-31
Anticipated expiration: 2020-10-04
Also published as: JP2002106504A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は２以上の油圧アクチュエータを駆動する油圧ポンプの容量を制御する装置に関するするものである。
【０００２】
【従来の技術】
グレーダなどの建設機械には、図３に示すように作業機を作動させるための油圧アクチュエータ（油圧シリンダ）１と、ステアリング機構を作動させるための油圧アクチュエータ（油圧シリンダ）２が設けられている。
【０００３】
すなわち油圧アクチュエータ１には油圧ポンプ５の吐出圧油がポンプ吐出油路６、圧油供給油路７、制御弁部３０を介して供給され、供給された圧油の流量に応じた速度で駆動される。また油圧アクチュエータ２には油圧ポンプ５の吐出圧油がポンプ吐出油路６、圧油供給油路８、制御弁部４０を介して供給され、供給された圧油の流量に応じた速度で駆動される。
【０００４】
制御弁部３０では油圧アクチュータ１に供給されるポンプ吐出圧Ｐp1と油圧アクチュエータ１の負荷圧ＰLS1との差圧が制御差圧ΔＰLS1となるように油圧アクチュエータ１に供給される流量が制御される。同様に制御弁部４０では油圧アクチュータ２に供給されるポンプ吐出圧Ｐp2と油圧アクチュエータ２の負荷圧ＰLS2との差圧が制御差圧ΔＰLS2となるように油圧アクチュエータ２に供給される流量が制御される。
【０００５】
ここでステアリング機構側の制御差圧ΔＰLS2は作業機側の制御差圧ΔＰLS1よりも小さい値に設定されている。
【０００６】
ポンプ吐出圧Ｐp1は油路１１を介してシャトル弁１５の一方の入口に入力される。ポンプ吐出圧Ｐp2は油路１３を介してシャトル弁１５の他方の入口に入力される。このためシャトル弁１５の出口からポンプ吐出圧Ｐp1、Ｐp2のうち高圧側のポンプ吐出圧が油路１７に出力される。
【０００７】
負荷圧ＰLS1は油路１２を介してシャトル弁１６の一方の入口に入力される。負荷圧ＰLS2は油路１４を介してシャトル弁１６の他方の入口に入力される。このためシャトル弁１６の出口から負荷圧ＰLS1、ＰLS2のうち高圧側の負荷圧が油路１８に出力される。
【０００８】
油圧ポンプ５は可変容量型の油圧ポンプである。サーボピストン９に流入される圧油の流量に応じて油圧ポンプ５の斜板５ａが駆動されポンプ容量ｑ（ｃｃ/ｒｅｖ）が変化する。ＬＳ（ロードセンシング）弁１０は油路１７を介して一方のパイロットポートに加えられるポンプ吐出圧Ｐp、油路１８を介して他方のパイロットポートに加えられる油圧アクチュエータ１、２の負荷圧ＰLSに応じて圧油の流量を制御し制御された圧油をサーボピストン９に流入させる。
【０００９】
ＬＳ弁１０は油圧ポンプ５の吐出圧Ｐpと油圧アクチュエータ１、２の負荷圧ＰLSとの差圧をポンプ制御差圧ΔＰLSに保持する制御を行う。この制御はロードセンシング制御といわれる。ポンプ制御差圧ΔＰLSはＬＳ弁１０に付与されるバネ１０ａのバネ力に応じて定まる。
【００１０】
ここでポンプ制御差圧ΔＰLSは作業機側の制御差圧ΔＰLS1と同じ差圧に設定されている。
【００１１】
差圧Ｐp−ＰLSがポンプ制御差圧ΔＰLSよりも小さくなったときにはＬＳ弁１０は図中左側の弁位置に移動される。このためサーボピストン９からＬＳ弁１０を介して圧油がタンク９０に流出され、油圧ポンプ５の斜板５ａが最大容量ｑMAX側に移動される。このため油圧ポンプ５から吐出される流量Ｑ（ｌ/ｍｉｎ）が増加され油圧ポンプ５の吐出圧Ｐpoutが大きくなる。この結果差圧Ｐp−ＰLSが大きくなりポンプ制御差圧ΔＰLSに近づく。逆に差圧Ｐp−ＰLSがポンプ制御差圧ΔＰLSよりも大きくなったときにはＬＳ弁１０は図中右側の弁位置に移動される。このためＬＳ弁１０からサーボピストン９に対してポンプ吐出圧油が流入され、油圧ポンプ５の斜板５ａが最小容量ｑMIN側に移動される。このため油圧ポンプ５から吐出される流量Ｑが減らされ油圧ポンプ５の吐出圧Ｐpoutが小さくなる。この結果差圧Ｐp−ＰLSが小さくなりポンプ制御差圧ΔＰLSに近づく。以上のようにしてＬＳ弁１０に導かれるポンプ吐出圧Ｐpと負荷圧ＰLSとの差圧Ｐp−ＰLSがポンプ制御差圧ΔＰLSに一致される。
【００１２】
差圧Ｐp−ＰLSがポンプ制御差圧ΔＰLSに一致している場合には、油圧アクチュエータ１、２が要求する流量と油圧ポンプ５が吐出する流量とがマッチングしている。
【００１３】
なおロードセンシング制御が用いられる油圧回路についての一般的技術水準を示す文献として、特公平２−４９４０６号公報がある。
【００１４】
【発明が解決しようとする課題】
しかしステアリング機構側の制御差圧ΔＰLS2と作業機側の制御差圧ΔＰLS1が異なるため、制御差圧の低いステアリング機構側の油圧アクチュエータ２の負荷圧ＰLS2が高圧側のときには、ステアリング機構側の油圧アクチュエータ２の要求流量と油圧ポンプ５の吐出流量とのマッチングがとれないという問題が発生する。
【００１５】
ステアリング機構と作業機のうちステアリング機構のみが単独で作動し油圧シリンダ２が駆動している場合を想定する。
【００１６】
この場合ＬＳ弁１０のバネ１０ａ側のパイロットポートに、シャトル弁１６、油路１８を介して高圧側の負荷圧ＰLS2が負荷圧ＰLSとして導かれる。またＬＳ弁１０の反対側のパイロットポートに、シャトル弁１５、油路１７を介して高圧側のポンプ吐出圧Ｐp2がポンプ吐出圧Ｐpとして導かれる。
【００１７】
ここでステアリング機構側制御差圧ΔＰLS2はポンプ制御差圧ΔＰLSよりも小さい。このため油圧ポンプ５から油圧アクチュエータ２に対して要求流量の圧油が供給された場合であったとしても、ＬＳ弁１０に導かれるポンプ吐出圧Ｐpと負荷圧ＰLSとの差圧Ｐp−ＰLSはポンプ制御差圧ΔＰLSよりも小さいままとなる。このため差圧Ｐp−ＰLSをポンプ制御差圧ΔＰLSに一致させるべく油圧ポンプ５の斜板５ａが最大容量ｑMAX側に移動される。条件次第では油圧ポンプ５の斜板５ａは常時最大容量ｑMAX位置に固定される。
【００１８】
ステアリング機構側油圧アクチュエータ２の要求流量以外の流量は、圧油供給油路７を介して作業機側の制御弁部３０に供給される。作業機側制御弁部３０には、アンロード弁が設けられている。アンロード弁はポンプ吐出圧Ｐp1と負荷圧ＰLS1との差圧が設定値を超えると、供給される圧油をタンク９０に排出するように動作する。したがって負荷圧ＰLS1が小さい状態で大きなポンプ吐出圧Ｐp1が供給されると、差圧が設定値を超え、アンロード弁を介してタンク９０に高圧、多量の圧油が排出される。これによってオーバーヒートなどに代表されるようにヒートバランスが悪化するという問題が発生する。また油圧馬力の増大を招きエネルギー効率が悪化するという問題が発生する。このため可変容量型の油圧ポンプ５を使用することが無意味に帰することになる。
【００１９】
またステアリング機構と作業機の両方が複合作動している場合も、ステアリング機構側の負荷圧ＰLS2が高圧側でありこの負荷圧ＰLS2がＬＳ弁１０のバネ１０ａ側のパイロットポートに負荷圧ＰLSとして導かれているときには、ステアリング機構が単独作動している場合と同様に油圧回路は動作する。このため上述したヒートバランスの悪化等の問題が同様に発生する。
【００２０】
なお作業機が単独で作動している場合あるいはステアリング機構と作業機の両方が複合作動している場合であって作業機側の負荷圧ＰLS1が高圧側である場合には、作業機側の負荷圧ＰLS1がＬＳ弁１０のパイロットポートに負荷圧ＰLSとして導かれる。
【００２１】
ここで作業機側制御差圧ΔＰLS1はポンプ制御差圧ΔＰLSに同じ値に設定されている。このため油圧ポンプ５から油圧アクチュエータ１に対して要求流量の圧油が供給されているときには、ＬＳ弁１０に導かれるポンプ吐出圧Ｐpと負荷圧ＰLSとの差圧Ｐp−ＰLSはポンプ制御差圧ΔＰLSに一致している。このため油圧アクチュエータ１、２の要求流量と油圧ポンプ５の吐出流量とがマッチングし、不要な流量を供給することによるヒートバランスの悪化等の問題は生じない。
【００２２】
ところでステアリング機構側制御差圧ΔＰLS2をポンプ制御差圧ΔＰLSと同じ値に設定して、ステアリング機構作動時のヒートバランス悪化の問題を解消することが考えられる。確かにステアリング機構が単独で作動しているときには油圧アクチュエータ２の要求流量と油圧ポンプ５の吐出流量とがマッチングするのでヒートバランスの悪化等の問題は生じない。
【００２３】
しかし作業機が単独で作動しているときには、ポンプ吐出流量が作業機側の油圧アクチュエータ１の要求流量に達しないまま、ＬＳ弁１０に導かれるポンプ吐出圧Ｐpと負荷圧ＰLSとの差圧Ｐp−ＰLSがポンプ制御差圧ΔＰLSよりも大きい状態になる。このため差圧Ｐp−ＰLSをポンプ制御差圧ΔＰLSに一致させるべく油圧ポンプ５の斜板５ａが最小容量ｑMIN側の位置に固定される。このため油圧ポンプ４の吐出流量は小さく作業機側の油圧アクチュエータ１に対して要求流量を供給することができない。これにより作業機の速度が低下し作業効率が低下するという問題が発生する。
【００２４】
したがってステアリング機構側制御差圧ΔＰLS2をポンプ制御差圧ΔＰLSに同じ値に設定するという解決方法はこれを採用することができない。
【００２５】
本発明はこうした実状に鑑みてなされたものであり、制御差圧が異なる両油圧アクチュエータに対して油圧ポンプから圧油を供給する場合に、ヒートバランスの悪化やエネルギー効率の低下を招くことなく要求流量に等しい吐出流量を供給できるようにすることを解決課題とするものである。
【００２６】
【課題を解決するための手段、作用、効果】
そこで本発明は、
油圧ポンプ（５）と、この油圧ポンプ（５）の吐出圧油が供給されることにより駆動される第１および第２の油圧アクチュエータ（１、２）と、前記第１の油圧アクチュータ（１）に供給される第１のポンプ吐出圧と前記第１の油圧アクチュエータ（１）の第１の負荷圧との差圧が第１の制御差圧となるように前記第１の油圧アクチュエータ（１）に供給される流量を制御する第１の制御弁（３１、３２）と、前記第２の油圧アクチュータ（２）に供給される第２のポンプ吐出圧と前記第２の油圧アクチュエータ（２）の第２の負荷圧との差圧が前記第１の制御差圧よりも小さい第２の制御差圧となるように前記第２の油圧アクチュエータ（２）に供給される流量を制御する第２の制御弁（４２）と、前記第１および第２のポンプ吐出圧のうち高圧側のポンプ吐出圧を導くとともに前記前記第１および第２の負荷圧のうち高圧側の負荷圧を導き、ポンプ吐出圧と負荷圧との差圧がポンプ制御差圧となるように前記油圧ポンプ（５）の容量を制御する容量制御手段（１０）とを備えた油圧ポンプの容量制御装置において、
前記第２の負荷圧が高圧側である場合に、前記第２の負荷圧を所定圧だけ減圧して前記第１の制御弁（３１、３２）に第１の負荷圧として供給する減圧手段（２１、２１ｂ）を設け、
前記減圧手段（２１、２１ｂ）から供給された第１の負荷圧によって前記第１の制御弁（３１、３２）で生成される第１のポンプ圧を、前記容量制御手段（１０）に導き、
前記容量制御手段（１０）に導かれた第１のポンプ圧と第２の負荷圧との差圧を前記ポンプ制御差圧に一致させるようにしたこと
を特徴とする。
【００２７】
第１発明を図１を参照して説明する。
【００２８】
第２の制御差圧ΔＰLS2（１０kg/cm2）は第１の制御差圧ΔＰLS1（２４kg/cm2）よりも小さい値に設定されているものとする。またポンプ制御差圧ΔＰLS（２４kg/cm2）は第２の制御差圧ΔＰLS2（１０kg/cm2）よりも大きい値に設定されているものとする。
【００２９】
第２の負荷圧ＰLS2（７０kg/cm2）が高圧側である場合には、減圧弁２１で第２の負荷圧ＰLS2（７０kg/cm2）が所定圧（８kg/cm2）だけ減圧され（７０kg/cm2−８kg/cm2＝６２kg/cm2）、これが油路２１ｂ、油路１２を介して第１の制御弁３１、３２に第１の負荷圧ＰLS1（６２kg/cm2）として供給される。
【００３０】
減圧弁２１、油路２１ｂ、油路１２を介して供給された第１の負荷圧ＰLS1（６２kg/cm2）によって第１の制御弁３１、３２では、第１のポンプ圧Ｐp1（９４kg/cm2＝第１の負荷圧（６２kg/cm2）＋アンロード弁３１の作動圧（３２kg/cm2））が生成され、これが油路１１、油路１７を介して容量制御手段１０に導かれる。一方油路１４、シャトル弁２２、油路１８を介して高圧側の第２の負荷圧ＰLS2（７０kg/cm2）が容量制御手段１０に導かれる。このため容量制御手段１０に導かれた第１のポンプ圧Ｐp1（９４kg/cm2）と第２の負荷圧ＰLS2（７０kg/cm2）との差圧（２４kg/cm2＝９４kg/cm2−７０kg/cm2）がポンプ制御差圧ΔＰLS（２４kg/cm2）に一致する。
【００３１】
このように本発明によれば第２の油圧アクチュエータ２が単独で駆動している場合（ステアリング機構が単独で作動している場合）あるいは第２の油圧アクチュエータ２と第１の油圧アクチュエータ１の両方が同時駆動している場合（ステアリング機構と作業機の両方が複合作動している場合）であって第２の油圧アクチュエータ２側の負荷圧ＰLS2が高圧側である場合には、ポンプ容量制御手段１０に導かれるポンプ吐出圧Ｐpと負荷圧ＰLSとの差圧Ｐp−ＰLSが見かけ上第２の制御差圧ΔＰLS2（１０kg/cm2）ではなく第１の制御差圧ΔＰLS1（２４kg/cm2）になる。このため差圧Ｐp−ＰLSがポンプ制御差圧ΔＰLS（２４kg/cm2）に一致し、油圧アクチュエータ１、２の要求流量と油圧ポンプ５の吐出流量とがマッチングする。これにより不要な流量を供給することによるヒートバランスの悪化等が発生することが防止される。
【００３２】
なお第１の油圧アクチュエータ１が単独で駆動している場合（作業機が単独で作動している場合）あるいは第２の油圧アクチュエータ２と第１の油圧アクチュエータ１の両方が同時駆動している場合（ステアリング機構と作業機の両方が複合作動している場合）であって第１の油圧アクチュエータ１側の負荷圧ＰLS1が高圧側である場合には、ポンプ容量制御手段１０には第１の油圧アクチュエータ１側のポンプ吐出圧Ｐp1と負荷圧ＰLS1が導かれる。第１の油圧アクチュエータ１側の制御差圧ΔＰLS1（２４kg/cm2）は第２の制御差圧ΔＰLS2（１０kg/cm2）よりも大きい。このため差圧Ｐp−ＰLSがポンプ制御差圧ΔＰLS（２４kg/cm2）に一致し、油圧アクチュエータ１、２の要求流量と油圧ポンプ５の吐出流量とがマッチングする。したがってヒートバランスの悪化や作業機の速度が低下し作業効率が低下するという問題は発生しない。
【００３３】
【発明の実施の形態】
以下図面を参照して本発明に係る油圧ポンプの容量制御装置の実施の形態について説明する。なお本実施形態ではグレーダなどの建設機械に搭載される油圧ポンプの容量制御装置を想定している。
【００３４】
図１は実施形態の油圧回路図を示している。図２は図１に示す実施形態の構成を概念的に示した図である。図１と図２の構成、動作は同様であるので以下図１を中心に説明する。なお図１、図２においてメインの油路を実線でパイロット油路を破線で示している。
【００３５】
まず図１、図２、図３の対応関係について説明する。
【００３６】
図１、図２に示すように実施形態では作業機を作動させるための作業機用油圧シリンダ１と、ステアリング機構を作動させるためのステアリング機構用油圧シリンダ２が設けられている。図１、図２に示すように油圧シリンダ２は油圧シリンダ２Ｌ、２Ｒからなる。図１に示す作業機用制御弁部３０は図２に示す作業機用制御弁部３０Ｌ、３０Ｒに相当する。つまり油圧シリンダ１は作業機用制御弁部３０Ｌ、３０Ｒに対応して複数（２つ）設けられているものとする。
【００３７】
図１、図２に示すステアリング制御部４１とプライオリティ弁４２は図３に示すステアリング機構用の制御弁部４０に対応している。
【００３８】
また図１に示す減圧弁２１、シャトル弁２２、チェック弁２３は図２に示す減圧弁部２０を構成している。
【００３９】
図１に示すように実施形態の油圧回路は、大きくは、容量制御部５０と、プライオリティ弁４２と、ステアリング制御部４１と、作業機用制御弁部３０と、減圧弁２１とから構成されている。
【００４０】
容量制御部５０は油圧ポンプ５の容量を制御してポンプ吐出油路６にポンプ吐出圧Ｐpoutの圧油を吐出する。容量制御部５０は、可変容量型油圧ポンプ５と、サーボピストン９と、ＬＳ弁１０から構成されている。可変容量型油圧ポンプ５はエンジン８０によって駆動される。
【００４１】
プライオリティ弁４２は油圧ポンプ５の吐出圧油を圧油供給油路７、８にそれぞれ分流して出力するか、一方の圧油供給油路に優先的に出力する。
【００４２】
ステアリング制御部４１は、ハンドルの操作に応じてステアリング機構の作動を制御する。ステアリング制御部４１を構成する流量方向制御弁４１ａは、ハンドル操作に応じてステアリング機構用の左右の油圧シリンダ２Ｌ、２Ｒに供給する圧油の流量および方向を切り換える。
【００４３】
作業機用制御弁部３０はレバーの操作に応じて作業機の作動を制御する。作業機用制御弁部３０はアンロード弁３１と圧力補償弁３２と流量方向制御弁３３から構成されている。作業機用制御弁部３０を構成する流量方向制御弁３３は、レバー操作に応じて作業機用油圧シリンダ１に供給する圧油の流量および方向を切り換える。
【００４４】
以下容量制御部５のＬＳ弁１０に入力されるポンプ吐出圧をＰp、負荷圧をＰLS、容量制御部５のＬＳ弁１０で設定されるポンプ制御差圧をΔＰLSとする。また油圧ポンプ５の吐出流量をＱと定義する。作業機に関連するものには、これらポンプ吐出圧Ｐp、負荷圧ＰLS、制御差圧ΔＰLS、流量Ｑに添え字「１」を付けて、ステアリング機構に関連するものには、これらポンプ吐出圧Ｐp、負荷圧ＰLS、制御差圧ΔＰLS、流量Ｑに添え字「２」を付けて説明する。圧油供給油路７上のポンプ吐出圧をＰp1で表し、圧油供給油路８上のポンプ吐出圧をＰp2で表し、ポンプ吐出油路６上におけるポンプ吐出圧Ｐpoutと区別する。
【００４５】
作業機用油圧シリンダ１には油圧ポンプ５の吐出圧油がポンプ吐出油路６、プライオリティ弁４２、圧油供給油路７、アンロード弁３１、圧力補償弁３２、流量方向制御弁３３を介して供給され、供給された圧油の流量に応じた速度で駆動される。
【００４６】
流量方向制御弁３３では作業機油圧シリンダ１に供給されるポンプ吐出圧Ｐp1と作業機油圧シリンダ１の負荷圧ＰLS1との差圧が制御差圧ΔＰLS1となるように作業機用油圧シリンダ１に供給される流量が操作レバーの操作に応じて制御される。
【００４７】
圧力補償弁３２は油圧ポンプ５からみて流量方向制御弁３３の上流側つまり油圧ポンプ５と流量方向制御弁３３との間の圧油供給路７ａ上に設けられている。
【００４８】
圧力補償弁３２は、複数の流量方向制御弁３３、３３（図１に示す流量方向制御弁３３は図２に示す各制御弁部３０Ｌ、３０Ｒに相当する）の上流側の圧油の圧力と下流側の圧油の圧力との間の圧力差を、同一の値にする弁である。油圧回路の一般公式である下記（１）式、
Ｑ1＝ｃ・Ａ・√（ΔＰ1） …（１）
から導かれる通り、差圧ΔＰ1を一定の制御差圧ΔＰLS1となるようにすることで、オペレータによって操作される操作レバーの操作量（流量方向制御弁３３のポンプポートからシリンダポートへの開口の面積）に比例した流量Ｑ1が負荷の大きさとは無関係に得られる。制御差圧ΔＰLS1はたとえば２４kg/cm2に設定される。
【００４９】
流量方向制御３３に対応する圧力補償弁３２は、フローコントロール弁部３２ａと減圧弁部３２ｂとから成る。フローコントロール弁部３２ａ、減圧弁部３２ｂには油圧ポンプ５から吐出された圧油が圧油供給油路７、アンロード弁３１、圧油供給油路７ａを介して流入される。圧油供給油路７ａは油路１１に分岐している。油路１１にはポンプ吐出圧Ｐp1が出力される。減圧弁部３２ｂの出力ポートは油路１２に連通している。油路１２には作業機用油圧シリンダ１の負荷圧ＰLS1が出力される。
【００５０】
アンロード弁３１の入力ポートは圧油供給油路７に連通している。
【００５１】
アンロード弁３１は、作業機用油圧シリンダ１に供給されるポンプ吐出圧Ｐp1と、作業機用油圧シリンダ１の負荷圧ＰLS1との差圧を、アンロード弁３１の制御差圧Δ′ＰLS1に応じた一定値とする。制御差圧Δ′ＰLS1はバネ３１ｄのバネ力に応じて定まり、たとえば３２kg/cm2に設定される。
【００５２】
アンロード弁３１は３つの弁位置３１ａ、３１ｂ、３１ｃを有している。弁位置３１ｃは非アンロード位置であり弁位置３１ａ、３１ｂはアンロード位置である。
【００５３】
油路１２は油路１２ｂと１２ｃに分岐している。油路１２ｃは絞り１２ｄを介してタンク９に連通している。油路１２ｂはアンロード弁３１のバネ３１ｄ側のパイロットポートに連通している。アンロード弁３１は２つの出力ポートを備えている。アンロード弁３１の一方の出力ポートは油路７ａに連通するとともに油路３１ｅを介してバネ３１ｄとは反対側のパイロットポートに連通している。アンロード弁３１の他の出力ポートは排出油路７ｂを介してタンク９０に連通している。
【００５４】
アンロード弁３１はポンプ吐出圧Ｐp1と作業機用油圧シリンダ１の負荷圧ＰLS1との差圧が制御差圧Δ′ＰLS1を超えると圧油をタンク９０に排出するように動作する。すなわち差圧がバネ３１ｄで定まる制御差圧Δ′ＰLS1以上になったときにはアンロード弁３１はアンロード位置３１ｂ、３１ａ側に位置し、圧油供給油路７と排出油路７ｂとが連通する。このため圧油供給油路７のポンプ吐出圧油はタンク９０に排出される。これに対して作業機用油圧シリンダ１の負荷圧ＰLS1が大きくなり、ポンプ吐出圧Ｐp1と作業機用油圧シリンダ１の負荷圧ＰLS1との差圧がバネ３１ｄで定まる制御差圧Δ′ＰLS1よりも小さくなるとアンロード弁３１は非アンロード位置３１ｃ側に位置し、圧油供給油路７と排出油路７ｂとが遮断される。このため圧油供給油路７のポンプ吐出圧油はタンク９０に排出されることなく作業機用油圧シリンダ１に供給される。
【００５５】
油路１１は油路１１ａに分岐している。油路１１ａはチェック弁２３の出口に接続している。
【００５６】
ステアリング機構用油圧シリンダ２には油圧ポンプ５の吐出圧油がポンプ吐出油路６、プライオリティ弁４２、圧油供給油路８、流量方向制御弁４１ａを介して供給され、供給された圧油の流量に応じた速度で駆動される。ステアリング機構用油圧シリンダ２の負荷圧ＰLS2は油路１４に出力される。油路１４は油路１４ａと１４ｂに分岐している。油路１４ｂは減圧弁２１のバネ２１ａ側とは反対側のパイロットポートに連通している。油路１４はシャトル弁２２の一方の入口に接続している。
【００５７】
プライオリティ弁４２の入力ポートはポンプ吐出油路６に連通している。
【００５８】
プライオリティ弁４２は、ステアリング機構用油圧シリンダ２に供給されるポンプ吐出圧Ｐp2と、ステアリング機構用油圧シリンダ２の負荷圧ＰLS2との差圧を、プライオリティ弁４２の制御差圧ΔＰLS2に応じた一定値とする。制御差圧ΔＰLS2はバネ４２ｄのバネ力に応じて定まり、たとえば１０kg/cm2に設定される。つまりステアリング側の制御差圧ΔＰLS2は作業機側の制御差圧ΔＰLS1よりも小さい値に設定されている。
【００５９】
プライオリティ弁４２は３つの弁位置４２ａ、４２ｂ、４２ｃを有している。弁位置４２ｂは分流位置であり弁位置４２ａはステアリング機構側優先位置であり弁位置４２ｃは作業機側優先位置である。
【００６０】
油路１４ａはプライオリティ弁４２のバネ４２ｄ側のパイロットポートに連通している。プライオリティ弁４２は２つの出力ポートを備えている。プライオリティ弁４２の一方の出力ポートは圧油供給油路８に連通するとともに油路４２ｅを介してバネ４２ｄとは反対側のパイロットポートに連通している。プライオリティ弁４２の他の出力ポートは圧油供給油路７に連通している。
【００６１】
プライオリティ弁４２は、作業機のみが作動している場合、つまりステアリング機構用油圧シリンダ２に供給されるポンプ吐出圧Ｐp2とステアリング機構用油圧シリンダ２の負荷圧ＰLS2との差圧が制御差圧ΔＰLS2を超えると、圧油を圧油供給油路７側に供給するように動作する。すなわち差圧がバネ４２ｄで定まる制御差圧ΔＰLS2よりも大きくなったときにはプライオリティ弁４２は作業機側優先位置４２ｃ側に位置し、ポンプ吐出油路６と圧油供給油路７とが連通し、ポンプ吐出油路６と圧油供給油路８とが遮断される。このためポンプ吐出油路６のポンプ吐出圧油が作業機用油圧シリンダ１に供給される。
【００６２】
これに対してステアリング機構のみが作動している場合、つまりステアリング機構用油圧シリンダ２の負荷圧ＰLS2が大きくなり、ポンプ吐出圧Ｐp2とステアリング機構用油圧シリンダ２の負荷圧ＰLS2との差圧がバネ４２ｄで定まる制御差圧ΔＰLS2よりも小さくなると、プライオリティ弁４２はステアリング機構側優先位置４２ａ側に位置し、ポンプ吐出油路６と圧油供給油路８とが連通し、ポンプ吐出油路６と圧油供給油路７とが遮断される。このためポンプ吐出油路６のポンプ吐出圧油はステアリング機構用油圧シリンダ２に供給される。
【００６３】
ポンプ吐出圧Ｐp2とステアリング機構用油圧シリンダ２の負荷圧ＰLS2との差圧がバネ４２ｄで定まる制御差圧ΔＰLS2とほぼ等しいときにはプライオリティ弁４２は分流位置４２ｂ側に位置し、ポンプ吐出油路６と圧油供給油路７、８とが連通する。このためポンプ吐出油路６のポンプ吐出圧油は作業機用油圧シリンダ１、ステアリング機構用油圧シリンダ２にそれぞれ分流されて供給される。
【００６４】
油路８は油路８ａに分岐している。油路８ａは減圧弁２１の入力ポートに連通している。
【００６５】
油路８は油路１３に連通している。油路１３はチェック弁２３の入口に接続している。チェック弁２３は油路１３から油路１１ａに向かう方向のみ圧油の流れを許容する。油路１１は油路１７に連通している。このためチェック弁２３の出口、油路１１ａ、油路１１を介して油路１７には、ポンプ吐出圧Ｐp1、Ｐp2のうち高圧側のポンプ吐出圧が出力される。油路１７はＬＳ弁１０のバネ１０ａ側とは反対側のパイロットポートに連通している。
【００６６】
つぎに減圧弁２１について説明する。
減圧弁２１の出力ポートは油路２１ｂに連通するとともに油路２１ｃを介してバネ２１ａ側のパイロットポートに連通している。油路２１ｂは油路１２に連通している。油路１２は油路１２ａに分岐している。油路１２ａはシャトル弁２２の他方の入口に接続している。シャトル弁２２の出口は油路１８に接続している。油路１８はＬＳ弁１０のバネ１０ａ側のパイロットポートに連通している。
【００６７】
減圧弁２１は、ステアリング機構が単独で作動している場合など作業機側の負荷圧ＰLS1が低圧である場合に、ステアリング機構側の負荷圧ＰLS2よりも所定圧Ｃだけ低い圧力の圧油を油路２１ｂに出力するように動作する。この所定圧Ｃはバネ２１ａのバネ力に応じて定まり、たとえば８kg/cm2に設定される。
【００６８】
すなわち油路１４ｂを介して減圧弁２１に作用する負荷圧ＰLS2と油路２１ｂ、油路２１ｃを介して減圧弁２１に作用する負荷圧ＰLS1との差圧が、バネ２１ａのバネ力で定まる所定圧Ｃ以上になったときには減圧弁２１は開くように動作し下流側の負荷圧ＰLS1を大きくする。逆に油路１４ｂを介して減圧弁２１に作用する負荷圧ＰLS2と油路２１ｂ、油路２１ｃを介して減圧弁２１に作用する負荷圧ＰLS1との差圧がバネ２１ａのバネ力で定まる所定圧Ｃよりも小さくなったときには減圧弁２１は閉じるように動作し下流側の負荷圧ＰLS1を小さくする。
【００６９】
このように作業機側の負荷圧ＰLS1が低圧である場合には減圧弁２１の動作によって、油路２１ｂ、油路１２ａ、油路１２内の負荷圧ＰLS1が見かけ上、ステアリング機構側の負荷圧ＰLS2を所定圧Ｃだけ減圧した圧力まで上昇される。
【００７０】
したがって作業機側の負荷圧ＰLS1が低圧である場合には、シャトル弁２２の一方の入口には油路１４を介して負荷圧ＰLS2が加えられ他方の入口には負荷圧ＰLS2を所定圧Ｃだけ減圧した負荷圧ＰLS1が加えられることになるので、シャトル弁２２の出口から油路１８へ、高圧側の負荷圧ＰLS2が出力される。
【００７１】
逆に作業機が単独で作動している場合など、作業機側の負荷圧ＰLS1がステアリング機構側の負荷圧ＰLS2よりも大きくなった場合には、シャトル弁２２の一方の入口には油路１４を介して負荷圧ＰLS2が加えられ他方の入口には負荷圧ＰLS2よりも高圧の負荷圧ＰLS1が加えられることになるので、シャトル弁２２の出口から油路１８へ、高圧側の負荷圧ＰLS1が出力される。なおこのとき油路２１ｂ、２１ｃを介して高圧の負荷圧ＰLS1が減圧弁２１に作用するので減圧弁２１は閉じられている。
【００７２】
以上のようにシャトル弁２２の出口から負荷圧ＰLS1、ＰLS2のうち高圧側の負荷圧が油路１８に出力される。
【００７３】
なお減圧弁２１はステアリング機構側の負荷圧ＰLS2を所定圧だけ減圧した圧力の圧油を出力しているが、ステアリング機構側のポンプ吐出圧Ｐp2を所定圧だけ減圧した圧力の圧油を出力するように構成してもよい。
【００７４】
つぎの容量制御部５０の構成について説明する。
【００７５】
油圧ポンプ５の斜板５ａは、サーボピストン９に流入される圧油の流量に応じて駆動されポンプ容量ｑ（ｃｃ/ｒｅｖ）が変化する。ＬＳ弁１０は油路１７を介してバネ１０ａ側に対向する側のパイロットポートに加えられるポンプ吐出圧Ｐp、油路１８を介してバネ１０ａ側のパイロットポートに加えられる負荷圧ＰLSに応じて圧油の流量を制御し制御された圧油をサーボピストン９に流入させる。
【００７６】
ＬＳ弁１０は油圧ポンプ５の吐出圧Ｐpと負荷圧ＰLSとの差圧をポンプ制御差圧ΔＰLSに保持するロードセンシング制御を行う。ポンプ制御差圧ΔＰLSはＬＳ弁１０に付与されるバネ１０ａのバネ力に応じて定まる。ここでポンプ制御差圧ΔＰLSは作業機側の制御差圧ΔＰLS1と同じ差圧（２４kg/cm2）に設定されている。
【００７７】
差圧Ｐp−ＰLSがポンプ制御差圧ΔＰLSよりも小さくなったときにはＬＳ弁１０は図中で中立の弁位置から左側の弁位置に移動される。このためサーボピストン９からＬＳ弁１０を介して圧油がタンク９０に流出され、油圧ポンプ５の斜板５ａが最大容量ｑMAX側に移動される。このため油圧ポンプ５から吐出される流量Ｑ（ｌ/ｍｉｎ）が増加され油圧ポンプ５の吐出圧Ｐpoutが大きくなる。この結果差圧Ｐp−ＰLSが大きくなりポンプ制御差圧ΔＰLSに近づく。逆に差圧Ｐp−ＰLSがポンプ制御差圧ΔＰLSよりも大きくなったときにはＬＳ弁１０は図で中立の弁位置から右側の弁位置に移動される。このためＬＳ弁１０からサーボピストン９に対してポンプ吐出圧油が流入され、油圧ポンプ５の斜板５ａが最小容量ｑMIN側に移動される。このため油圧ポンプ５から吐出される流量Ｑが減らされ油圧ポンプ５の吐出圧Ｐpoutが小さくなる。この結果差圧Ｐp−ＰLSが小さくなりポンプ制御差圧ΔＰLSに近づく。以上のようにしてＬＳ弁１０に導かれるポンプ吐出圧Ｐpと負荷圧ＰLSとの差圧Ｐp−ＰLSがポンプ制御差圧ΔＰLSに一致される。
【００７８】
差圧Ｐp−ＰLSがポンプ制御差圧ΔＰLSに一致している場合には、油圧シリンダ１、２が要求する流量Ｑ1、Ｑ2と油圧ポンプ５が吐出する流量Ｑとがマッチングしている。
【００７９】
つぎに図１の油圧回路の動作について説明する。
【００８０】
まず作業機とステアリング機構の両方が作動していない場合を想定する。この場合は負荷圧ＰLS1、ＰLS2は共に低圧（０kg/cm2）になっている。したがって油圧ポンプ５の斜板５ａは最小容量ｑMINに位置している。またプライオリティ弁４２は分流位置４２ｂまたは作業機側優先位置４２ｃでバランスしている。またアンロード弁３１はアンロード位置３１ｂ、３１ｃに位置している。
【００８１】
したがってポンプ吐出圧Ｐpout、Ｐp1、Ｐp2はそれぞれアンロード弁３１の制御差圧Δ′ＰLS1（３２kg/cm2）にほぼ等しい値になっている。
【００８２】
１）つぎに、この状態から作業機とステアリング機構のうちステアリング機構が単独で作動した場合を想定する。
【００８３】
１−１）まずステアリング機構側油圧シリンダ２の要求流量Ｑ2が油圧ポンプ５の最小容量ｑMIN時の吐出流量Ｑ(MIN)以下である場合を想定する。
【００８４】
ステアリング機構用油圧シリンダ２の負荷圧ＰLS2が高圧（７０kg/cm2）になると、この負荷圧ＰLS2は油路１４、シャトル弁２２、油路１８を介してＬＳ弁１０のバネ１０ａ側のパイロットポートに負荷圧ＰLSとして加えられる。また負荷圧ＰLS2は油路１４、油路１４ａを介してプライオリティ弁４２のバネ４２ｄ側のパイロットポート４２ｄに加えられる。
【００８５】
このため油圧ポンプ５、ポンプ吐出油路６、プライオリティ弁４２を介して圧油供給油路８には、負荷圧ＰLS2（７０kg/cm2）に対して制御差圧ΔＰLS2（１０kg/cm2）を加えたポンプ吐出圧Ｐp2（８０kg/cm2）が供給される。
【００８６】
このポンプ吐出圧Ｐp2（８０kg/cm2）の圧油は油路８ａを介して減圧弁２１の入力ポートに供給される。ここで減圧弁２１には油路１４ａ、１４ｂを介して負荷圧ＰLS2（７０kg/cm2）が作用している。減圧弁２１ではポンプ吐出圧Ｐp2（８０kg/cm2）が減圧され、負荷圧ＰLS2（７０kg/cm2）よりも所定圧Ｃ（８kg/cm2）だけ低い圧力（７０kg/cm2−８kg/cm2＝６２kg/cm2）の圧油が下流の油路２１ｂに出力される。この圧油は油路２１ｂ、油路１２を介して制御弁部３０に加えられる。つまり油路１２、１２ｂを介してアンロード弁３１のバネ３１ｄ側のパイロットポートに負荷圧ＰLS2（７０kg/cm2）を所定圧Ｃ（８kg/cm2）だけ減圧した負荷圧ＰLS1（６２kg/cm2）が加えられる。また油路１２を介して圧力補償弁３２の減圧弁部３２ｂに負荷圧ＰLS2（７０kg/cm2）を所定圧Ｃ（８kg/cm2）だけ減圧した負荷圧ＰLS1（６２kg/cm2）が作用する。
【００８７】
このためアンロード弁３１はアンロード位置３１ａ、３１ｂ側から非アンロード位置３１ｃ側に移動する。これにより圧油供給油路７と排出油路７ｂとが遮断され、圧油供給油路７のポンプ吐出圧油はタンク９０に排出されることなく圧油供給油路７ａ、圧力補償弁３２を介して作業機用油圧シリンダ１に供給される。この結果圧油供給油路７、７ａのポンプ吐出圧Ｐp1は上昇する。ポンプ吐出圧Ｐp1が負荷圧ＰLS1（６２kg/cm2）に対して制御差圧Δ′ＰLS1（３２kg/cm2）を加えた圧力（９４kg/cm2＝６２kg/cm2＋３２kg/cm2）まで上昇するとアンロード弁３１は非アンロード位置３１ｃ側からアンロード位置３１ｂ、３１ａ側に移動し圧油をタンク９０に排出する。このため作業機側のポンプ吐出圧Ｐp1は負荷圧ＰLS1（６２kg/cm2）に対して制御差圧Δ′ＰLS1（３２kg/cm2）を加えた圧力（９４kg/cm2＝６２kg/cm2＋３２kg/cm2）でバランスする。このポンプ吐出圧Ｐp1（９４kg/cm2）は圧油供給油路７ａ、油路１１、１１ａを介してチェック弁２３の出口に作用する。
【００８８】
チェック弁２３の入口のポンプ吐出圧Ｐp2（８０kg/cm2）と出口のポンプ吐出圧Ｐp1（９４kg/cm2）とでは出口側のポンプ吐出圧Ｐp1（９４kg/cm2）が大きい。したがってこの高圧側のポンプ吐出圧Ｐp1（９４kg/cm2）が油路１１ａ、油路１７を介してＬＳ弁１０のバネ１０ａ側とは反対側のパイロットポートに加えられる。
【００８９】
一方シャトル弁２２の一方の入口には油路１４を介して負荷圧ＰLS2（７０kg/cm2）が加えられ他方の入口には油路２１ｂ、１２ａを介して負荷圧ＰLS2（７０kg/cm2）を所定圧Ｃ（８kg/cm2）だけ減圧した負荷圧ＰLS1（６２kg/cm2）が加えられることになるので、シャトル弁２２の出口から油路１８へ、高圧側の負荷圧ＰLS2（７０kg/cm2）が出力される。したがってこの高圧側の負荷圧ＰLS2（７０kg/cm2）がＬＳ弁１０のバネ１０ａのパイロットポートに加えられる。
【００９０】
以上のようにしてＬＳ弁１０に導かれるポンプ吐出圧Ｐp（９４kg/cm2）と負荷圧ＰLS（７０kg/cm2）との差圧Ｐp−ＰLS（２４kg/cm2＝９４kg/cm2−７０kg/cm2）がポンプ制御差圧ΔＰLS（２４kg/cm2）に一致される。このとき油圧ポンプ５の斜板５ａは最小容量ｑMINの位置に位置する。このようにして油圧シリンダ２の要求流量と油圧ポンプ５の吐出流量とがマッチングする。
【００９１】
１−２）つぎにステアリング機構側油圧シリンダ２の要求流量Ｑ2が油圧ポンプ５の最小容量ｑMIN時の吐出流量Ｑ(MIN)よりも大きくなった場合を想定する。
【００９２】
ステアリング機構用油圧シリンダ２の負荷圧ＰLS2が高圧（７０kg/cm2）になると、この負荷圧ＰLS2は油路１４、油路１４ａを介してプライオリティ弁４２のバネ４２ｄ側のパイロットポート４２ｄに加えられる。
【００９３】
ここで油圧シリンダ２の要求流量Ｑ2が油圧ポンプ５の最小容量ｑMIN時の吐出流量Ｑ(MIN)よりも大きいので、プライオリティ弁４２に作用するポンプ吐出圧Ｐp2と負荷圧ＰLS2（７０kg/cm2）との差圧は制御差圧ΔＰLS2（１０kg/cm2）に達しない。
【００９４】
このためプライオリティ弁４２は作業機側優先位置４２ｃ、分流位置４２ｂからステアリング機構側優先位置４２ａに移動する。これによりポンプ吐出油路６の全吐出量がプライオリティ弁４２を介して圧油供給油路８に流入する。圧油供給油路７にはポンプ吐出圧油が流入しないためＬＳ弁１０には高圧側のポンプ吐出圧Ｐp2、高圧側の負荷圧ＰLS2が油路１７、１８を介して導かれる。
【００９５】
ＬＳ弁１０に導かれるポンプ吐出圧Ｐpと負荷圧ＰLS（７０kg/cm2）との差圧はポンプ制御差圧ΔＰLS（２４kg/cm2）に達しないので、ＬＳ弁１０は図中で左側の弁位置に移動される。このためサーボピストン９からＬＳ弁１０を介して圧油がタンク９０に流出され、油圧ポンプ５の斜板５ａが最小容量ｑMIN側から最大容量ｑMAX側に移動される。このため油圧ポンプ５から吐出される流量Ｑが増加され油圧ポンプ５の吐出圧Ｐpoutが大きくなる。この結果差圧Ｐp−ＰLSが大きくなりポンプ制御差圧ΔＰLSに近づく。
【００９６】
油圧ポンプ５の吐出流量Ｑが油圧シリンダ２の要求流量Ｑ2になると、油圧ポンプ５、ポンプ吐出油路６、プライオリティ弁４２を介して圧油供給油路８には、負荷圧ＰLS2（７０kg/cm2）に対して制御差圧ΔＰLS2（１０kg/cm2）を加えたポンプ吐出圧Ｐp2（８０kg/cm2）が供給される。このためプライオリティ弁４２はステアリング機構側優先位置４２ａから作業機側優先位置４２ｃ、分流位置４２ｂに移動する。これによりポンプ吐出油路６、プライオリティ弁４２を介して圧油供給油路７に圧油が流入する。
【００９７】
ポンプ吐出圧Ｐp2（８０kg/cm2）の圧油は油路８ａを介して減圧弁２１の入力ポートに供給される。ここで減圧弁２１には油路１４ａ、１４ｂを介して負荷圧ＰLS2（７０kg/cm2）が作用している。減圧弁２１ではポンプ吐出圧Ｐp2（８０kg/cm2）が減圧され、負荷圧ＰLS2（７０kg/cm2）よりも所定圧Ｃ（８kg/cm2）だけ低い圧力（７０kg/cm2−８kg/cm2＝６２kg/cm2）の圧油が下流の油路２１ｂに出力される。この圧油は油路２１ｂ、油路１２を介して制御弁部３０に加えられる。つまり油路１２、１２ｂを介してアンロード弁３１のバネ３１ｄ側のパイロットポートに負荷圧ＰLS2（７０kg/cm2）を所定圧Ｃ（８kg/cm2）だけ減圧した負荷圧ＰLS1（６２kg/cm2）が加えられる。また油路１２を介して圧力補償弁３２の減圧弁部３２ｂに負荷圧ＰLS2（７０kg/cm2）を所定圧Ｃ（８kg/cm2）だけ減圧した負荷圧ＰLS1（６２kg/cm2）が作用する。
【００９８】
このためアンロード弁３１はアンロード位置３１ａ、３１ｂ側から非アンロード位置３１ｃ側に移動する。これにより圧油供給油路７と排出油路７ｂとが遮断され、圧油供給油路７のポンプ吐出圧油はタンク９０に排出されることなく圧油供給油路７ａ、圧力補償弁３２を介して作業機用油圧シリンダ１に供給される。この結果圧油供給油路７、７ａのポンプ吐出圧Ｐp1は上昇する。ポンプ吐出圧Ｐp1が負荷圧ＰLS1（６２kg/cm2）に対して制御差圧Δ′ＰLS1（３２kg/cm2）を加えた圧力（９４kg/cm2＝６２kg/cm2＋３２kg/cm2）まで上昇するとアンロード弁３１は非アンロード位置３１ｃ側からアンロード位置３１ｂ、３１ａ側に移動し圧油をタンク９０に排出する。このため作業機側のポンプ吐出圧Ｐp1は負荷圧ＰLS1（６２kg/cm2）に対して制御差圧Δ′ＰLS1（３２kg/cm2）を加えた圧力（９４kg/cm2＝６２kg/cm2＋３２kg/cm2）でバランスする。このポンプ吐出圧Ｐp1（９４kg/cm2）は圧油供給油路７ａ、油路１１、１１ａを介してチェック弁２３の出口に作用する。
【００９９】
チェック弁２３の入口のポンプ吐出圧Ｐp2（８０kg/cm2）と出口のポンプ吐出圧Ｐp1（９４kg/cm2）とでは出口側のポンプ吐出圧Ｐp1（９４kg/cm2）が大きい。したがってこの高圧側のポンプ吐出圧Ｐp1（９４kg/cm2）が油路１１ａ、油路１７を介してＬＳ弁１０のバネ１０ａ側とは反対側のパイロットポートに加えられる。
【０１００】
一方シャトル弁２２の一方の入口には油路１４を介して負荷圧ＰLS2（７０kg/cm2）が加えられ他方の入口には油路２１ｂ、１２ａを介して負荷圧ＰLS2（７０kg/cm2）を所定圧Ｃ（８kg/cm2）だけ減圧した負荷圧ＰLS1（６２kg/cm2）が加えられることになるので、シャトル弁２２の出口から油路１８へ、高圧側の負荷圧ＰLS2（７０kg/cm2）が出力される。したがってこの高圧側の負荷圧ＰLS2（７０kg/cm2）がＬＳ弁１０のバネ１０ａのパイロットポートに加えられる。
【０１０１】
以上のようにしてＬＳ弁１０に導かれるポンプ吐出圧Ｐp（９４kg/cm2）と負荷圧ＰLS（７０kg/cm2）との差圧Ｐp−ＰLS（２４kg/cm2＝９４kg/cm2−７０kg/cm2）がポンプ制御差圧ΔＰLS（２４kg/cm2）に一致される。このとき油圧ポンプ５の斜板５ａは油圧シリンダ２の要求流量Ｑ2とポンプ吐出流量Ｑがマッチングする位置に位置する。このようにして油圧シリンダ２の要求流量Ｑ2と油圧ポンプ５の吐出流量Ｑとがマッチングする。
【０１０２】
２）つぎに、作業機とステアリング機構の両方が複合作動した場合を想定する。
【０１０３】
２−１）作業機側油圧シリンダ１の要求流量Ｑ1とステアリング機構側油圧シリンダ２の要求流量Ｑ2を合計した要求流量が油圧ポンプ５の最小容量ｑMIN時の吐出流量Ｑ(MIN)以下である場合を想定する。
【０１０４】
ステアリング機構側負荷圧ＰLS2（７０kg/cm2）が作業機側負荷圧ＰLS1以上である場合を想定する。
【０１０５】
ステアリング機構用油圧シリンダ２の負荷圧ＰLS2が高圧（７０kg/cm2）であるので、この高圧の負荷圧ＰLS2が油路１４、シャトル弁２２、油路１８を介してＬＳ弁１０のバネ１０ａ側のパイロットポートに負荷圧ＰLSとして加えられる。また負荷圧ＰLS2は油路１４、油路１４ａを介してプライオリティ弁４２のバネ４２ｄ側のパイロットポート４２ｄに加えられる。
【０１０６】
このため油圧ポンプ５、ポンプ吐出油路６、プライオリティ弁４２を介して圧油供給油路８には、負荷圧ＰLS2（７０kg/cm2）に対して制御差圧ΔＰLS2（１０kg/cm2）を加えたポンプ吐出圧Ｐp2（８０kg/cm2）が供給される。
【０１０７】
このポンプ吐出圧Ｐp2（８０kg/cm2）の圧油は油路８ａを介して減圧弁２１の入力ポートに供給される。ここで減圧弁２１には油路１４ａ、１４ｂを介して負荷圧ＰLS2（７０kg/cm2）が作用している。減圧弁２１ではポンプ吐出圧Ｐp2（８０kg/cm2）が減圧され、負荷圧ＰLS2（７０kg/cm2）よりも所定圧Ｃ（８kg/cm2）だけ低い圧力（７０kg/cm2−８kg/cm2＝６２kg/cm2）の圧油が下流の油路２１ｂに出力される。この圧油は油路２１ｂ、油路１２を介して制御弁部３０に加えられる。
【０１０８】
以後１−１）と同様にアンロード弁３１は動作し、作業機側のポンプ吐出圧Ｐp1は負荷圧ＰLS1（６２kg/cm2）に対して制御差圧Δ′ＰLS1（３２kg/cm2）を加えた圧力（９４kg/cm2＝６２kg/cm2＋３２kg/cm2）でバランスする。
【０１０９】
また１−１）と同様にＬＳ弁１０は動作する。すなわちＬＳ弁１０には高圧側のポンプ吐出圧Ｐp1（９４kg/cm2）がポンプ吐出圧Ｐpとして導かれ、高圧側の負荷圧ＰLS2（７０kg/cm2）が負荷圧ＰLSとして導かれこれらの差圧Ｐp−ＰLS（２４kg/cm2＝９４kg/cm2−７０kg/cm2）がポンプ制御差圧ΔＰLS（２４kg/cm2）に一致される。このとき油圧ポンプ５の斜板５ａは最小容量ｑMINの位置に位置する。
【０１１０】
これに対して作業機側負荷圧ＰLS1（１００kg/cm2）がステアリング機構側負荷圧ＰLS2（７０kg/cm2）よりも大きくなったときは減圧弁２１、アンロード弁３１、ＬＳ弁１０は以下のように動作する。
【０１１１】
すなわち減圧弁２１のバネ２１ａに対向する側には油路１４、１４ｂを介して負荷圧ＰLS2（７０kg/cm2）が作用し、バネ２１ａ側には油路１２、２１ｂ、２１ｃを介して高圧側の負荷圧ＰLS1（１００kg/cm2）が作用する。このため減圧弁２１は閉じられ、下流の油路２１ｂ内の圧力は作業機側負荷圧ＰLS1（１００kg/cm2）のままとなる。
【０１１２】
このためアンロード弁３１のバネ３１ｄ側のパイロットポートには油路１２ｂを介して負荷圧ＰLS1（１００kg/cm2）が加えられる。
【０１１３】
ここで油圧シリンダ１、２の合計要求流量Ｑ1＋Ｑ2は油圧ポンプ５の最小容量ｑMIN時の吐出流量Ｑ(MIN)以下であるので、アンロード弁３１でポンプ吐出圧Ｐp1は負荷圧ＰLS1（１００kg/cm2）に制御差圧Δ′ＰLS1（３２kg/cm2）を加えた圧力（１３２kg/cm2＝１００kg/cm2＋３２kg/cm2）まで上昇する。アンロード弁３１はアンロード位置３１ｂ、３１ａ側に移動し圧油をタンク９０に排出する。アンロード弁３１ではポンプ吐出流量Ｑ(MIN)から合計要求流量Ｑ1＋Ｑ2を減算した圧油がタンク９０に排出される。
【０１１４】
ポンプ吐出圧Ｐp1（１３２kg/cm2）は圧油供給油路７ａ、油路１１、１１ａを介してチェック弁２３の出口に作用する。
【０１１５】
チェック弁２３の入口のポンプ吐出圧Ｐp2（８０kg/cm2）と出口のポンプ吐出圧Ｐp1（１３２kg/cm2）とでは出口側のポンプ吐出圧Ｐp1（１３２kg/cm2）が大きい。したがってこの高圧側のポンプ吐出圧Ｐp1（１３２kg/cm2）が油路１１ａ、油路１７を介してＬＳ弁１０のバネ１０ａ側とは反対側のパイロットポートに加えられる。
【０１１６】
一方シャトル弁２２の一方の入口には油路１４を介して負荷圧ＰLS2（７０kg/cm2）が加えられ他方の入口には油路１２ａを介して負荷圧ＰLS1（１００kg/cm2）が加えられることになるので、シャトル弁２２の出口から油路１８へ、高圧側の負荷圧ＰLS1（１００kg/cm2）が出力される。したがってこの高圧側の負荷圧ＰLS1（１００kg/cm2）がＬＳ弁１０のバネ１０ａのパイロットポートに加えられる。
【０１１７】
以上のようにしてＬＳ弁１０に導かれるポンプ吐出圧Ｐp（１３２kg/cm2）と負荷圧ＰLS（１００kg/cm2）との差圧Ｐp−ＰLS（３２kg/cm2＝１３２kg/cm2−１００kg/cm2）はポンプ制御差圧ΔＰLS（２４kg/cm2）よりも大きくなる。差圧Ｐp−ＰLSがポンプ制御差圧ΔＰLSよりも大きくなったときにはＬＳ弁１０は図中右側の弁位置に移動される。このためＬＳ弁１０からサーボピストン９に対してポンプ吐出圧油が流入され、油圧ポンプ５の斜板５ａが最小容量ｑMIN側に移動される。このため油圧ポンプ５から吐出される流量Ｑが減らされ油圧ポンプ５の吐出圧Ｐpoutが小さくなる。この結果差圧Ｐp−ＰLSが小さくなりポンプ制御差圧ΔＰLSに近づく。以上のようにしてＬＳ弁１０に導かれるポンプ吐出圧Ｐpと負荷圧ＰLSとの差圧Ｐp−ＰLSがポンプ制御差圧ΔＰLSに一致される。このとき油圧ポンプ５の斜板５ａは最小容量ｑMINの位置に位置する。このようにして油圧シリンダ１、２の合計要求流量Ｑ1＋Ｑ2と油圧ポンプ５の吐出流量Ｑとがマッチングする。
【０１１８】
２−２）作業機側油圧シリンダ１の要求流量Ｑ1とステアリング機構側油圧シリンダ２の要求流量Ｑ2を合計した要求流量が油圧ポンプ５の最小容量ｑMIN時の吐出流量Ｑ(MIN)よりも大きい場合を想定する。
【０１１９】
ステアリング機構側負荷圧ＰLS2（７０kg/cm2）が作業機側負荷圧ＰLS1以上である場合を想定する。
【０１２０】
この場合１−２）と同様にＬＳ弁１０、プライオリティ弁４２は動作し、油圧ポンプ５の吐出流量Ｑが油圧シリンダ１、２の合計要求流量Ｑ1＋Ｑ2になると、油圧ポンプ５、ポンプ吐出油路６、プライオリティ弁４２を介して圧油供給油路８には、負荷圧ＰLS2（７０kg/cm2）に対して制御差圧ΔＰLS2（１０kg/cm2）を加えたポンプ吐出圧Ｐp2（８０kg/cm2）が供給される。
【０１２１】
また１−２）と同様に減圧弁２１は動作し、負荷圧ＰLS2（７０kg/cm2）よりも所定圧Ｃ（８kg/cm2）だけ低い圧力（７０kg/cm2−８kg/cm2＝６２kg/cm2）が負荷圧ＰLS1として下流の油路２１ｂに出力される。
【０１２２】
また１−２）と同様にアンロード弁３１は動作し、作業機側のポンプ吐出圧Ｐp1は負荷圧ＰLS1（６２kg/cm2）に対して制御差圧Δ′ＰLS1（３２kg/cm2）を加えた圧力（９４kg/cm2＝６２kg/cm2＋３２kg/cm2）でバランスする。
【０１２３】
つぎに１−２）と同様にＬＳ弁１０は動作する。すなわちＬＳ弁１０には高圧側のポンプ吐出圧Ｐp1（９４kg/cm2）がポンプ吐出圧Ｐpとして導かれ、高圧側の負荷圧ＰLS2（７０kg/cm2）が負荷圧ＰLSとして導かれこれらの差圧Ｐp−ＰLS（２４kg/cm2＝９４kg/cm2−７０kg/cm2）がポンプ制御差圧ΔＰLS（２４kg/cm2）に一致される。このとき油圧ポンプ５の斜板５ａは最小容量ｑMINの位置に位置する。
【０１２４】
これに対して作業機側負荷圧ＰLS1（１００kg/cm2）がステアリング機構側負荷圧ＰLS2（７０kg/cm2）よりも大きくなったときは減圧弁２１、アンロード弁３１、圧力補償弁３２、ＬＳ弁１０は以下のように動作する。
【０１２５】
すなわち減圧弁２１のバネ２１ａに対向する側には油路１４、１４ｂを介して負荷圧ＰLS2（７０kg/cm2）が作用し、バネ２１ａ側には油路１２、２１ｂ、２１ｃを介して高圧側の負荷圧ＰLS1（１００kg/cm2）が作用する。このため減圧弁２１は閉じられ、下流の油路２１ｂ内の圧力は作業機側負荷圧ＰLS1（１００kg/cm2）のままとなる。
【０１２６】
このためアンロード弁３１のバネ３１ｄ側のパイロットポートには油路１２ｂを介して負荷圧ＰLS1（１００kg/cm2）が加えられる。
【０１２７】
ここで油圧シリンダ１、２の合計要求流量Ｑ1＋Ｑ2は油圧ポンプ５の最小容量ｑMIN時の吐出流量Ｑ(MIN)よりも大きいので、アンロード弁３１に作用するポンプ吐出圧Ｐp1と負荷圧ＰLS1（１００kg/cm2）との差圧は制御差圧Δ′ＰLS1（３２kg/cm2）よりも小さく、アンロード弁３１は非アンロード位置３１ｃ側に移動する。
【０１２８】
ＬＳ弁１０に導かれるポンプ吐出圧Ｐpと負荷圧ＰLS（１００kg/cm2）との差圧はポンプ制御差圧ΔＰLS（２４kg/cm2）に達しないので、ＬＳ弁１０は図中で左側の弁位置に移動される。このためサーボピストン９からＬＳ弁１０を介して圧油がタンク９０に流出され、油圧ポンプ５の斜板５ａが最小容量ｑMIN側から最大容量ｑMAX側に移動される。このため油圧ポンプ５から吐出される流量Ｑが増加され油圧ポンプ５の吐出圧Ｐpoutが大きくなる。この結果差圧Ｐp−ＰLSが大きくなりポンプ制御差圧ΔＰLSに近づく。
【０１２９】
このため油圧ポンプ５の吐出流量Ｑが油圧シリンダ１、２の合計要求流量Ｑ1＋Ｑ2になり、圧力補償弁３２の上流のポンプ吐出圧Ｐp1が負荷圧ＰLS1（１００kg/cm2）に制御差圧ΔＰLS1（２４kg/cm2）を加えた圧力（１２４kg/cm2＝１００kg/cm2＋２４kg/cm2）まで上昇する。こうしてＬＳ弁１０に導かれる差圧Ｐp−ＰLS（１２４kg/cm2−１００kg/cm2）がポンプ制御差圧ΔＰLS（２４kg/cm2）に一致する。
【０１３０】
すなわちポンプ吐出圧Ｐp1（１２４kg/cm2）は圧油供給油路７ａ、油路１１、１１ａを介してチェック弁２３の出口に作用する。
【０１３１】
チェック弁２３の入口のポンプ吐出圧Ｐp2（８０kg/cm2）と出口のポンプ吐出圧Ｐp1（１２４kg/cm2）とでは出口側のポンプ吐出圧Ｐp1（１２４kg/cm2）が大きい。したがってこの高圧側のポンプ吐出圧Ｐp1（１２４kg/cm2）が油路１１ａ、油路１７を介してＬＳ弁１０のバネ１０ａ側とは反対側のパイロットポートに加えられる。
【０１３２】
一方シャトル弁２２の一方の入口には油路１４を介して負荷圧ＰLS2（７０kg/cm2）が加えられ他方の入口には油路１２ａを介して負荷圧ＰLS1（１００kg/cm2）が加えられることになるので、シャトル弁２２の出口から油路１８へ、高圧側の負荷圧ＰLS1（１００kg/cm2）が出力される。したがってこの高圧側の負荷圧ＰLS1（１００kg/cm2）がＬＳ弁１０のバネ１０ａのパイロットポートに加えられる。
【０１３３】
以上のようにしてＬＳ弁１０に導かれるポンプ吐出圧Ｐp（１２４kg/cm2）と負荷圧ＰLS（１００kg/cm2）との差圧Ｐp−ＰLS（２４kg/cm2＝１２４kg/cm2−１００kg/cm2）はポンプ制御差圧ΔＰLS（２４kg/cm2）に一致する。油圧ポンプ５の斜板５ａは、油圧シリンダ１、２の合計要求流量Ｑ1＋Ｑ2が油圧ポンプ５の吐出流量Ｑとマッチングする位置に位置する。このようにして油圧シリンダ１、２の合計要求流量Ｑ1＋Ｑ2と油圧ポンプ５の吐出流量Ｑとがマッチングする。
【０１３４】
なお作業機が単独で作動している場合には、２−１）、２−２）で作業機側負荷圧ＰLS1が高圧側である場合と同様にして、ＬＳ弁１０に作業機側ポンプ吐出圧Ｐp1と作業機側負荷圧ＰLS1が導かれ、ＬＳ弁１０でこれら差圧Ｐp−ＰLSがポンプ制御差圧ΔＰLSに一致するように動作することで、油圧シリンダ１の要求流量Ｑ1と油圧ポンプ５の吐出流量Ｑとがマッチングする。
【０１３５】
以上のように本実施形態によれば油圧シリンダ１、２の要求流量と油圧ポンプ５の吐出流量とがマッチングするように動作するので、ヒートバランスの悪化や作業機の速度が低下し作業効率が低下するという問題は発生しない。
【図面の簡単な説明】
【図１】図１は実施形態の構成を示す油圧回路図である。
【図２】図２は図１に対応する油圧回路図である。
【図３】図３は従来の油圧回路図である。
【符号の説明】
１、２油圧シリンダ
５油圧ポンプ
１０ＬＳ弁
２１減圧弁
２１ｂ油路
３１アンロード弁
３２圧力補償弁[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an apparatus for controlling the capacity of a hydraulic pump that drives two or more hydraulic actuators.
[0002]
[Prior art]
A construction machine such as a grader is provided with a hydraulic actuator (hydraulic cylinder) 1 for operating a work machine and a hydraulic actuator (hydraulic cylinder) 2 for operating a steering mechanism as shown in FIG.
[0003]
That is, the discharge pressure oil of the hydraulic pump 5 is supplied to the hydraulic actuator 1 through the pump discharge oil passage 6, the pressure oil supply oil passage 7, and the control valve unit 30, and is driven at a speed corresponding to the flow rate of the supplied pressure oil. Is done. The hydraulic actuator 2 is supplied with the pressure oil discharged from the hydraulic pump 5 via the pump oil discharge passage 6, the pressure oil supply oil passage 8, and the control valve section 40, and is driven at a speed corresponding to the flow rate of the supplied pressure oil. Is done.
[0004]
The control valve unit 30 controls the flow rate supplied to the hydraulic actuator 1 so that the differential pressure between the pump discharge pressure Pp1 supplied to the hydraulic actuator 1 and the load pressure PLS1 of the hydraulic actuator 1 becomes the control differential pressure ΔPLS1. Similarly, the control valve unit 40 controls the flow rate supplied to the hydraulic actuator 2 so that the differential pressure between the pump discharge pressure Pp2 supplied to the hydraulic actuator 2 and the load pressure PLS2 of the hydraulic actuator 2 becomes the control differential pressure ΔPLS2. The
[0005]
Here, the control differential pressure ΔPLS2 on the steering mechanism side is set to a value smaller than the control differential pressure ΔPLS1 on the work implement side.
[0006]
The pump discharge pressure Pp1 is input to one inlet of the shuttle valve 15 via the oil passage 11. The pump discharge pressure Pp2 is input to the other inlet of the shuttle valve 15 via the oil passage 13. For this reason, the pump discharge pressure on the high pressure side of the pump discharge pressures Pp 1 and Pp 2 is output from the outlet of the shuttle valve 15 to the oil passage 17.
[0007]
The load pressure PLS1 is input to one inlet of the shuttle valve 16 through the oil passage 12. The load pressure PLS2 is input to the other inlet of the shuttle valve 16 via the oil passage 14. For this reason, the load pressure on the high pressure side of the load pressures PLS1 and PLS2 is output from the outlet of the shuttle valve 16 to the oil passage 18.
[0008]
The hydraulic pump 5 is a variable displacement hydraulic pump. The swash plate 5a of the hydraulic pump 5 is driven according to the flow rate of the pressure oil flowing into the servo piston 9, and the pump capacity q (cc / rev) changes. The LS (load sensing) valve 10 corresponds to a pump discharge pressure Pp applied to one pilot port via an oil passage 17 and a load pressure PLS of the hydraulic actuators 1 and 2 applied to the other pilot port via an oil passage 18. Thus, the flow rate of the pressure oil is controlled, and the controlled pressure oil is caused to flow into the servo piston 9.
[0009]
The LS valve 10 performs control to hold the differential pressure between the discharge pressure Pp of the hydraulic pump 5 and the load pressure PLS of the hydraulic actuators 1 and 2 at the pump control differential pressure ΔPLS. This control is called load sensing control. The pump control differential pressure ΔPLS is determined according to the spring force of the spring 10 a applied to the LS valve 10.
[0010]
Here, the pump control differential pressure ΔPLS is set to the same differential pressure as the control differential pressure ΔPLS1 on the work machine side.
[0011]
When the differential pressure Pp−PLS becomes smaller than the pump control differential pressure ΔPLS, the LS valve 10 is moved to the valve position on the left side in the drawing. For this reason, the pressure oil flows out from the servo piston 9 through the LS valve 10 to the tank 90, and the swash plate 5a of the hydraulic pump 5 is moved to the maximum capacity qMAX side. For this reason, the flow rate Q (l / min) discharged from the hydraulic pump 5 is increased, and the discharge pressure Ppout of the hydraulic pump 5 is increased. As a result, the differential pressure Pp−PLS increases and approaches the pump control differential pressure ΔPLS. Conversely, when the differential pressure Pp−PLS becomes larger than the pump control differential pressure ΔPLS, the LS valve 10 is moved to the right valve position in the figure. For this reason, pump discharge pressure oil flows into the servo piston 9 from the LS valve 10, and the swash plate 5a of the hydraulic pump 5 is moved to the minimum capacity qMIN side. For this reason, the flow rate Q discharged from the hydraulic pump 5 is reduced, and the discharge pressure Ppout of the hydraulic pump 5 is reduced. As a result, the differential pressure Pp−PLS becomes smaller and approaches the pump control differential pressure ΔPLS. As described above, the differential pressure Pp−PLS between the pump discharge pressure Pp and the load pressure PLS guided to the LS valve 10 is matched with the pump control differential pressure ΔPLS.
[0012]
When the differential pressure Pp−PLS matches the pump control differential pressure ΔPLS, the flow rate required by the hydraulic actuators 1 and 2 matches the flow rate discharged by the hydraulic pump 5.
[0013]
Japanese Patent Publication No. 2-49406 is a document showing a general technical level of a hydraulic circuit using load sensing control.
[0014]
[Problems to be solved by the invention]
However, since the control differential pressure ΔPLS2 on the steering mechanism side and the control differential pressure ΔPLS1 on the work machine side are different, when the load pressure PLS2 of the hydraulic actuator 2 on the steering mechanism side with a low control differential pressure is on the high pressure side, the hydraulic actuator on the steering mechanism side The problem arises that the required flow rate of 2 and the discharge flow rate of the hydraulic pump 5 cannot be matched.
[0015]
A case is assumed in which only the steering mechanism of the steering mechanism and the work machine operates alone and the hydraulic cylinder 2 is driven.
[0016]
In this case, the load pressure PLS2 on the high pressure side is guided to the pilot port on the spring 10a side of the LS valve 10 via the shuttle valve 16 and the oil passage 18 as the load pressure PLS. The pump discharge pressure Pp2 on the high pressure side is led to the pilot port on the opposite side of the LS valve 10 via the shuttle valve 15 and the oil passage 17 as the pump discharge pressure Pp.
[0017]
Here, the steering mechanism side control differential pressure ΔPLS2 is smaller than the pump control differential pressure ΔPLS. For this reason, even if the hydraulic oil of the required flow rate is supplied from the hydraulic pump 5 to the hydraulic actuator 2, the differential pressure Pp-PLS between the pump discharge pressure Pp guided to the LS valve 10 and the load pressure PLS is It remains smaller than the pump control differential pressure ΔPLS. Therefore, the swash plate 5a of the hydraulic pump 5 is moved to the maximum capacity qMAX side so that the differential pressure Pp−PLS matches the pump control differential pressure ΔPLS. Depending on the conditions, the swash plate 5a of the hydraulic pump 5 is always fixed at the maximum capacity qMAX.
[0018]
A flow rate other than the required flow rate of the steering mechanism side hydraulic actuator 2 is supplied to the control valve unit 30 on the work machine side via the pressure oil supply oil passage 7. The work machine side control valve unit 30 is provided with an unload valve. The unload valve operates to discharge the supplied pressure oil to the tank 90 when the differential pressure between the pump discharge pressure Pp1 and the load pressure PLS1 exceeds a set value. Therefore, when a large pump discharge pressure Pp1 is supplied in a state where the load pressure PLS1 is small, the differential pressure exceeds the set value, and a high pressure and a large amount of pressurized oil are discharged to the tank 90 via the unload valve. This causes a problem that heat balance deteriorates as represented by overheating. In addition, there is a problem that the hydraulic efficiency is increased and the energy efficiency is deteriorated. For this reason, it is meaningless to use the variable displacement hydraulic pump 5.
[0019]
Also, when both the steering mechanism and the work implement are operating in combination, the load pressure PLS2 on the steering mechanism side is on the high pressure side, and this load pressure PLS2 is guided to the pilot port on the spring 10a side of the LS valve 10 as the load pressure PLS. When this is done, the hydraulic circuit operates in the same manner as when the steering mechanism is operating alone. For this reason, the problems such as the deterioration of the heat balance described above occur similarly.
[0020]
When the work machine is operating alone or when both the steering mechanism and the work machine are operating in combination, and the load pressure PLS1 on the work machine side is on the high pressure side, the load on the work machine side The pressure PLS1 is introduced to the pilot port of the LS valve 10 as a load pressure PLS.
[0021]
Here, the work machine side control differential pressure ΔPLS1 is set to the same value as the pump control differential pressure ΔPLS. For this reason, when pressure oil of a required flow rate is supplied from the hydraulic pump 5 to the hydraulic actuator 1, the differential pressure Pp-PLS between the pump discharge pressure Pp guided to the LS valve 10 and the load pressure PLS is the pump control differential pressure. It corresponds to ΔPLS. For this reason, the required flow rate of the hydraulic actuators 1 and 2 and the discharge flow rate of the hydraulic pump 5 are matched, and problems such as deterioration of heat balance caused by supplying an unnecessary flow rate do not occur.
[0022]
By the way, it can be considered that the steering mechanism side control differential pressure ΔPLS2 is set to the same value as the pump control differential pressure ΔPLS to solve the problem of deterioration of heat balance when the steering mechanism is operated. Certainly, when the steering mechanism is operating alone, the required flow rate of the hydraulic actuator 2 and the discharge flow rate of the hydraulic pump 5 match, so problems such as deterioration in heat balance do not occur.
[0023]
However, when the work machine is operating alone, the differential pressure Pp between the pump discharge pressure Pp guided to the LS valve 10 and the load pressure PLS without the pump discharge flow rate reaching the required flow rate of the hydraulic actuator 1 on the work machine side. -PLS becomes larger than the pump control differential pressure ΔPLS. Therefore, the swash plate 5a of the hydraulic pump 5 is fixed at a position on the minimum capacity qMIN side so that the differential pressure Pp−PLS matches the pump control differential pressure ΔPLS. For this reason, the discharge flow rate of the hydraulic pump 4 is small, and the required flow rate cannot be supplied to the hydraulic actuator 1 on the work machine side. This causes a problem that the speed of the work machine is lowered and work efficiency is lowered.
[0024]
Therefore, the solution of setting the steering mechanism side control differential pressure ΔPLS2 to the same value as the pump control differential pressure ΔPLS cannot be adopted.
[0025]
The present invention has been made in view of such a situation, and when pressure oil is supplied from a hydraulic pump to both hydraulic actuators having different control differential pressures, the request is made without causing deterioration of heat balance or energy efficiency. The problem to be solved is to be able to supply a discharge flow rate equal to the flow rate.
[0026]
[Means, actions and effects for solving the problems]
Therefore, the present invention
The hydraulic pump (5), the first and second hydraulic actuators (1, 2) driven by being supplied with the discharge pressure oil of the hydraulic pump (5), and the first hydraulic actuator (1) The first hydraulic actuator (1) so that the differential pressure between the first pump discharge pressure supplied to the first hydraulic pressure and the first load pressure of the first hydraulic actuator (1) becomes the first control differential pressure. A first control valve (31, 32) for controlling a flow rate supplied to the second hydraulic actuator (2), a second pump discharge pressure supplied to the second hydraulic actuator (2), and a second hydraulic actuator (2) A second pressure control unit configured to control a flow rate supplied to the second hydraulic actuator (2) so that a differential pressure with respect to the second load pressure becomes a second control differential pressure smaller than the first control differential pressure. A control valve (42) and the first and second pump discharge pressures; The hydraulic pressure is derived so that the pump discharge pressure on the high pressure side is derived and the load pressure on the high pressure side of the first and second load pressures is derived so that the differential pressure between the pump discharge pressure and the load pressure becomes the pump control differential pressure. In a capacity control device for a hydraulic pump comprising capacity control means (10) for controlling the capacity of the pump (5),
When the second load pressure is on the high pressure side, a pressure reducing means that reduces the second load pressure by a predetermined pressure and supplies the first control valve (31, 32) as the first load pressure ( 21 and 21b)
A first pump pressure generated by the first control valve (31, 32) by the first load pressure supplied from the pressure reducing means (21, 21b) is led to the capacity control means (10);
The differential pressure between the first pump pressure and the second load pressure guided to the capacity control means (10) is made to coincide with the pump control differential pressure.
It is characterized by.
[0027]
The first invention will be described with reference to FIG.
[0028]
It is assumed that the second control differential pressure ΔPLS2 (10 kg / cm2) is set to a value smaller than the first control differential pressure ΔPLS1 (24 kg / cm2). The pump control differential pressure ΔPLS (24 kg / cm 2) is set to a value larger than the second control differential pressure ΔPLS 2 (10 kg / cm 2).
[0029]
When the second load pressure PLS2 (70 kg / cm2) is on the high pressure side, the second load pressure PLS2 (70 kg / cm2) is reduced by a predetermined pressure (8 kg / cm2) by the pressure reducing valve 21 (70 kg / cm2). −8 kg / cm 2 = 62 kg / cm 2), which is supplied to the first control valves 31 and 32 as the first load pressure PLS1 (62 kg / cm 2) via the oil passage 21b and the oil passage 12.
[0030]
Due to the first load pressure PLS1 (62 kg / cm2) supplied through the pressure reducing valve 21, the oil passage 21b, and the oil passage 12, the first pump pressure Pp1 (94 kg / cm2 = The first load pressure (62 kg / cm 2) + the operating pressure of the unload valve 31 (32 kg / cm 2)) is generated, and this is led to the capacity control means 10 via the oil passage 11 and the oil passage 17. On the other hand, the second load pressure PLS2 (70 kg / cm2) on the high pressure side is led to the capacity control means 10 through the oil passage 14, the shuttle valve 22, and the oil passage 18. Therefore, the differential pressure (24 kg / cm2 = 94 kg / cm2−70 kg / cm2) between the first pump pressure Pp1 (94 kg / cm2) guided to the capacity control means 10 and the second load pressure PLS2 (70 kg / cm2). Corresponds to the pump control differential pressure ΔPLS (24 kg / cm 2).
[0031]
As described above, according to the present invention, when the second hydraulic actuator 2 is driven alone (when the steering mechanism is operated alone), or both the second hydraulic actuator 2 and the first hydraulic actuator 1 are used. Are simultaneously driven (when both the steering mechanism and work implement are operating in combination) and the load pressure PLS2 on the second hydraulic actuator 2 side is on the high pressure side, the pump displacement control means The differential pressure Pp-PLS between the pump discharge pressure Pp and the load pressure PLS guided to 10 apparently becomes the first control differential pressure ΔPLS1 (24 kg / cm2) instead of the second control differential pressure ΔPLS2 (10 kg / cm2). . Therefore, the differential pressure Pp−PLS matches the pump control differential pressure ΔPLS (24 kg / cm 2), and the required flow rate of the hydraulic actuators 1 and 2 matches the discharge flow rate of the hydraulic pump 5. This prevents deterioration of heat balance caused by supplying an unnecessary flow rate.
[0032]
When the first hydraulic actuator 1 is driven alone (when the work machine is operating alone) or when both the second hydraulic actuator 2 and the first hydraulic actuator 1 are driven simultaneously. When both the steering mechanism and the work implement are operating in combination, and when the load pressure PLS1 on the first hydraulic actuator 1 side is on the high pressure side, the pump displacement control means 10 has a first hydraulic pressure. The pump discharge pressure Pp1 and the load pressure PLS1 on the actuator 1 side are introduced. The control differential pressure ΔPLS1 (24 kg / cm2) on the first hydraulic actuator 1 side is larger than the second control differential pressure ΔPLS2 (10 kg / cm2). Therefore, the differential pressure Pp−PLS matches the pump control differential pressure ΔPLS (24 kg / cm 2), and the required flow rate of the hydraulic actuators 1 and 2 matches the discharge flow rate of the hydraulic pump 5. Therefore, there is no problem that the heat efficiency is deteriorated or the working machine speed is lowered and the working efficiency is lowered.
[0033]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Embodiments of a displacement control device for a hydraulic pump according to the present invention will be described below with reference to the drawings. In the present embodiment, a capacity control device for a hydraulic pump mounted on a construction machine such as a grader is assumed.
[0034]
FIG. 1 shows a hydraulic circuit diagram of the embodiment. FIG. 2 is a diagram conceptually showing the configuration of the embodiment shown in FIG. Since the configurations and operations of FIGS. 1 and 2 are the same, the description will be made mainly with reference to FIG. 1 and 2, the main oil passage is indicated by a solid line and the pilot oil passage is indicated by a broken line.
[0035]
First, the correspondence between FIGS. 1, 2 and 3 will be described.
[0036]
As shown in FIGS. 1 and 2, in the embodiment, a working machine hydraulic cylinder 1 for operating the working machine and a steering mechanism hydraulic cylinder 2 for operating the steering mechanism are provided. As shown in FIGS. 1 and 2, the hydraulic cylinder 2 includes hydraulic cylinders 2L and 2R. The work machine control valve unit 30 shown in FIG. 1 corresponds to the work machine control valve units 30L and 30R shown in FIG. That is, it is assumed that a plurality (two) of hydraulic cylinders 1 are provided corresponding to the work machine control valve portions 30L and 30R.
[0037]
The steering control section 41 and the priority valve 42 shown in FIGS. 1 and 2 correspond to the steering mechanism control valve section 40 shown in FIG.
[0038]
Further, the pressure reducing valve 21, the shuttle valve 22, and the check valve 23 shown in FIG. 1 constitute the pressure reducing valve portion 20 shown in FIG.
[0039]
As shown in FIG. 1, the hydraulic circuit of the embodiment mainly includes a capacity control unit 50, a priority valve 42, a steering control unit 41, a work machine control valve unit 30, and a pressure reducing valve 21. Yes.
[0040]
The capacity control unit 50 controls the capacity of the hydraulic pump 5 to discharge the pressure oil at the pump discharge pressure Ppout to the pump discharge oil passage 6. The displacement control unit 50 includes a variable displacement hydraulic pump 5, a servo piston 9, and an LS valve 10. The variable displacement hydraulic pump 5 is driven by the engine 80.
[0041]
The priority valve 42 divides and outputs the discharge pressure oil of the hydraulic pump 5 to the pressure oil supply oil passages 7 and 8, respectively, or outputs it preferentially to one of the pressure oil supply oil passages.
[0042]
The steering control unit 41 controls the operation of the steering mechanism in accordance with the operation of the steering wheel. The flow direction control valve 41a constituting the steering control unit 41 switches the flow rate and direction of the pressure oil supplied to the left and right hydraulic cylinders 2L and 2R for the steering mechanism in accordance with the steering operation.
[0043]
The work machine control valve unit 30 controls the operation of the work machine according to the operation of the lever. The work machine control valve unit 30 includes an unload valve 31, a pressure compensation valve 32, and a flow direction control valve 33. The flow direction control valve 33 constituting the work implement control valve unit 30 switches the flow rate and direction of the pressure oil supplied to the work implement hydraulic cylinder 1 in accordance with the lever operation.
[0044]
Hereinafter, the pump discharge pressure input to the LS valve 10 of the capacity control unit 5 is Pp, the load pressure is PLS, and the pump control differential pressure set by the LS valve 10 of the capacity control unit 5 is ΔPLS. The discharge flow rate of the hydraulic pump 5 is defined as Q. The pump discharge pressure Pp, the load pressure PLS, the control differential pressure ΔPLS, and the flow rate Q are suffixed with “1” for those related to the work machine, and the pump discharge pressure Pp for those related to the steering mechanism. The load pressure PLS, the control differential pressure ΔPLS, and the flow rate Q will be described with a subscript “2”. The pump discharge pressure on the pressure oil supply oil passage 7 is represented by Pp1, the pump discharge pressure on the pressure oil supply oil passage 8 is represented by Pp2, and is distinguished from the pump discharge pressure Ppout on the pump discharge oil passage 6.
[0045]
In the working machine hydraulic cylinder 1, the discharge pressure oil of the hydraulic pump 5 is passed through the pump discharge oil passage 6, the priority valve 42, the pressure oil supply oil passage 7, the unload valve 31, the pressure compensation valve 32, and the flow direction control valve 33. And is driven at a speed corresponding to the flow rate of the supplied pressure oil.
[0046]
The flow direction control valve 33 supplies the work machine hydraulic cylinder 1 so that the differential pressure between the pump discharge pressure Pp1 supplied to the work machine hydraulic cylinder 1 and the load pressure PLS1 of the work machine hydraulic cylinder 1 becomes the control differential pressure ΔPLS1. The flow rate is controlled according to the operation of the operation lever.
[0047]
The pressure compensation valve 32 is provided on the upstream side of the flow direction control valve 33 as viewed from the hydraulic pump 5, that is, on the pressure oil supply path 7 a between the hydraulic pump 5 and the flow direction control valve 33.
[0048]
The pressure compensation valve 32 includes a plurality of flow direction control valves 33 and 33 (the flow direction control valve 33 shown in FIG. 1 corresponds to the control valve units 30L and 30R shown in FIG. 2) upstream of the pressure oil pressure. It is a valve which makes the pressure difference with the pressure of the downstream pressure oil the same value. The following formula (1), which is a general formula of a hydraulic circuit,
Q1 = c · A · √ (ΔP1) (1)
As described above, the differential pressure ΔP1 is set to a constant control differential pressure ΔPLS1, so that the operation amount of the operation lever operated by the operator (the area of the opening of the flow direction control valve 33 from the pump port to the cylinder port) ) Is obtained independently of the magnitude of the load. The control differential pressure ΔPLS1 is set to 24 kg / cm2, for example.
[0049]
The pressure compensation valve 32 corresponding to the flow direction control 33 includes a flow control valve portion 32a and a pressure reducing valve portion 32b. The pressure oil discharged from the hydraulic pump 5 flows into the flow control valve portion 32a and the pressure reducing valve portion 32b through the pressure oil supply oil passage 7, the unload valve 31, and the pressure oil supply oil passage 7a. The pressure oil supply oil passage 7 a is branched to the oil passage 11. Pump discharge pressure Pp1 is output to the oil passage 11. The output port of the pressure reducing valve portion 32 b communicates with the oil passage 12. The load pressure PLS1 of the working machine hydraulic cylinder 1 is output to the oil passage 12.
[0050]
The input port of the unload valve 31 communicates with the pressure oil supply oil passage 7.
[0051]
The unload valve 31 converts the differential pressure between the pump discharge pressure Pp1 supplied to the work machine hydraulic cylinder 1 and the load pressure PLS1 of the work machine hydraulic cylinder 1 to the control differential pressure Δ′PLS1 of the unload valve 31. It is set to a certain value according to the response. The control differential pressure Δ′PLS1 is determined according to the spring force of the spring 31d, and is set to 32 kg / cm 2, for example.
[0052]
The unload valve 31 has three valve positions 31a, 31b, and 31c. The valve position 31c is a non-unload position, and the valve positions 31a and 31b are unload positions.
[0053]
The oil passage 12 is branched into oil passages 12b and 12c. The oil passage 12c communicates with the tank 9 through a throttle 12d. The oil passage 12 b communicates with a pilot port on the spring 31 d side of the unload valve 31. The unload valve 31 has two output ports. One output port of the unload valve 31 communicates with the oil passage 7a and communicates with the pilot port on the opposite side of the spring 31d via the oil passage 31e. The other output port of the unload valve 31 communicates with the tank 90 via the discharge oil passage 7b.
[0054]
The unload valve 31 operates to discharge the pressure oil to the tank 90 when the differential pressure between the pump discharge pressure Pp1 and the load pressure PLS1 of the work machine hydraulic cylinder 1 exceeds the control differential pressure Δ′PLS1. That is, when the differential pressure becomes equal to or greater than the control differential pressure Δ′PLS1 determined by the spring 31d, the unload valve 31 is located on the unload position 31b, 31a side, and the pressure oil supply oil passage 7 and the discharge oil passage 7b communicate with each other. . For this reason, the pump discharge pressure oil in the pressure oil supply oil passage 7 is discharged to the tank 90. On the other hand, the load pressure PLS1 of the work machine hydraulic cylinder 1 is increased, and the differential pressure between the pump discharge pressure Pp1 and the load pressure PLS1 of the work machine hydraulic cylinder 1 is greater than the control differential pressure Δ′PLS1 determined by the spring 31d. When it becomes smaller, the unload valve 31 is positioned on the non-unload position 31c side, and the pressure oil supply oil passage 7 and the discharge oil passage 7b are shut off. Therefore, the pump discharge pressure oil in the pressure oil supply oil passage 7 is supplied to the working machine hydraulic cylinder 1 without being discharged to the tank 90.
[0055]
The oil passage 11 is branched into an oil passage 11a. The oil passage 11 a is connected to the outlet of the check valve 23.
[0056]
The hydraulic cylinder 2 for the steering mechanism is supplied with the discharge hydraulic oil of the hydraulic pump 5 via the pump discharge oil passage 6, the priority valve 42, the pressure oil supply oil passage 8, and the flow direction control valve 41a. It is driven at a speed according to the flow rate. The load pressure PLS2 of the steering mechanism hydraulic cylinder 2 is output to the oil passage 14. The oil passage 14 branches into oil passages 14a and 14b. The oil passage 14b communicates with a pilot port on the side opposite to the spring 21a side of the pressure reducing valve 21. The oil passage 14 is connected to one inlet of the shuttle valve 22.
[0057]
The input port of the priority valve 42 communicates with the pump discharge oil passage 6.
[0058]
The priority valve 42 sets a differential pressure between the pump discharge pressure Pp2 supplied to the steering mechanism hydraulic cylinder 2 and the load pressure PLS2 of the steering mechanism hydraulic cylinder 2 to a constant value corresponding to the control differential pressure ΔPLS2 of the priority valve 42. And The control differential pressure ΔPLS2 is determined according to the spring force of the spring 42d, and is set to 10 kg / cm2, for example. That is, the steering-side control differential pressure ΔPLS2 is set to a value smaller than the work implement-side control differential pressure ΔPLS1.
[0059]
The priority valve 42 has three valve positions 42a, 42b, and 42c. The valve position 42b is a branching position, the valve position 42a is a steering mechanism side priority position, and the valve position 42c is a work machine side priority position.
[0060]
The oil passage 14 a communicates with a pilot port on the spring 42 d side of the priority valve 42. The priority valve 42 has two output ports. One output port of the priority valve 42 communicates with the pressure oil supply oil passage 8 and communicates with a pilot port opposite to the spring 42d via the oil passage 42e. The other output port of the priority valve 42 communicates with the pressure oil supply oil passage 7.
[0061]
In the priority valve 42, when only the work machine is operating, that is, the differential pressure between the pump discharge pressure Pp2 supplied to the steering mechanism hydraulic cylinder 2 and the load pressure PLS2 of the steering mechanism hydraulic cylinder 2 is the control differential pressure ΔPLS2. If it exceeds, it will operate | move so that pressure oil may be supplied to the pressure oil supply oil path 7 side. That is, when the differential pressure becomes larger than the control differential pressure ΔPLS2 determined by the spring 42d, the priority valve 42 is positioned on the work machine side priority position 42c side, and the pump discharge oil passage 6 and the pressure oil supply oil passage 7 communicate with each other. The pump discharge oil passage 6 and the pressure oil supply oil passage 8 are shut off. For this reason, the pump discharge pressure oil in the pump discharge oil passage 6 is supplied to the working machine hydraulic cylinder 1.
[0062]
On the other hand, when only the steering mechanism is operating, that is, the load pressure PLS2 of the steering mechanism hydraulic cylinder 2 is increased, and the differential pressure between the pump discharge pressure Pp2 and the load pressure PLS2 of the steering mechanism hydraulic cylinder 2 is a spring. When it becomes smaller than the control differential pressure ΔPLS2 determined by 42d, the priority valve 42 is located on the steering mechanism side priority position 42a side, the pump discharge oil passage 6 and the pressure oil supply oil passage 8 communicate with each other, and the pump discharge oil passage 6 The pressure oil supply oil passage 7 is shut off. For this reason, the pump discharge pressure oil in the pump discharge oil passage 6 is supplied to the steering mechanism hydraulic cylinder 2.
[0063]
When the differential pressure between the pump discharge pressure Pp2 and the load pressure PLS2 of the steering mechanism hydraulic cylinder 2 is substantially equal to the control differential pressure ΔPLS2 determined by the spring 42d, the priority valve 42 is located on the diversion position 42b side, and the pump discharge oil path 6 The pressure oil supply oil passages 7 and 8 communicate with each other. For this reason, the pump discharge pressure oil in the pump discharge oil passage 6 is divided and supplied to the working machine hydraulic cylinder 1 and the steering mechanism hydraulic cylinder 2.
[0064]
The oil passage 8 is branched into an oil passage 8a. The oil passage 8 a communicates with the input port of the pressure reducing valve 21.
[0065]
The oil passage 8 communicates with the oil passage 13. The oil passage 13 is connected to the inlet of the check valve 23. The check valve 23 allows the flow of pressure oil only in the direction from the oil passage 13 toward the oil passage 11a. The oil passage 11 communicates with the oil passage 17. Therefore, the pump discharge pressure on the high pressure side of the pump discharge pressures Pp1 and Pp2 is output to the oil passage 17 through the outlet of the check valve 23, the oil passage 11a, and the oil passage 11. The oil passage 17 communicates with the pilot port on the side opposite to the spring 10a side of the LS valve 10.
[0066]
Next, the pressure reducing valve 21 will be described.
The output port of the pressure reducing valve 21 communicates with the oil passage 21b and communicates with the pilot port on the spring 21a side through the oil passage 21c. The oil passage 21 b communicates with the oil passage 12. The oil passage 12 is branched into an oil passage 12a. The oil passage 12 a is connected to the other inlet of the shuttle valve 22. The outlet of the shuttle valve 22 is connected to the oil passage 18. The oil passage 18 communicates with a pilot port of the LS valve 10 on the spring 10a side.
[0067]
The pressure reducing valve 21 supplies pressure oil having a pressure lower than the load pressure PLS2 on the steering mechanism side by a predetermined pressure C when the load pressure PLS1 on the work machine side is low, such as when the steering mechanism is operating alone. It operates to output to the path 21b. The predetermined pressure C is determined according to the spring force of the spring 21a, and is set to 8 kg / cm <2>, for example.
[0068]
That is, the differential pressure between the load pressure PLS2 acting on the pressure reducing valve 21 via the oil passage 14b and the load pressure PLS1 acting on the pressure reducing valve 21 via the oil passage 21b and the oil passage 21c is determined by the spring force of the spring 21a. When the pressure becomes equal to or higher than the pressure C, the pressure reducing valve 21 operates so as to open to increase the downstream load pressure PLS1. Conversely, the differential pressure between the load pressure PLS2 acting on the pressure reducing valve 21 via the oil passage 14b and the load pressure PLS1 acting on the pressure reducing valve 21 via the oil passage 21b and the oil passage 21c is determined by the spring force of the spring 21a. When the pressure becomes lower than the pressure C, the pressure reducing valve 21 operates so as to be closed, and the downstream load pressure PLS1 is reduced.
[0069]
In this way, when the load pressure PLS1 on the work machine side is low, the load pressure PLS1 in the oil passage 21b, the oil passage 12a, and the oil passage 12 is apparently caused by the operation of the pressure reducing valve 21, and the load pressure on the steering mechanism side is apparent. PLS2 is raised to a pressure reduced by a predetermined pressure C.
[0070]
Therefore, when the load pressure PLS1 on the work machine side is low, the load pressure PLS2 is applied to one inlet of the shuttle valve 22 via the oil passage 14, and the load pressure PLS2 is applied to the other inlet by a predetermined pressure C. Since the reduced load pressure PLS1 is applied, the high-pressure side load pressure PLS2 is output from the outlet of the shuttle valve 22 to the oil passage 18.
[0071]
On the contrary, when the load pressure PLS1 on the work implement side becomes larger than the load pressure PLS2 on the steering mechanism side, such as when the work implement is operating alone, the oil passage 14 is connected to one inlet of the shuttle valve 22. Since the load pressure PLS2 is applied to the other inlet and the load pressure PLS1 higher than the load pressure PLS2 is applied to the other inlet, the load pressure PLS1 on the high pressure side is transferred from the outlet of the shuttle valve 22 to the oil passage 18. Is output. At this time, since the high load pressure PLS1 acts on the pressure reducing valve 21 via the oil passages 21b and 21c, the pressure reducing valve 21 is closed.
[0072]
As described above, the load pressure on the high pressure side of the load pressures PLS1 and PLS2 is output from the outlet of the shuttle valve 22 to the oil passage 18.
[0073]
The pressure reducing valve 21 outputs pressure oil having a pressure obtained by reducing the load pressure PLS2 on the steering mechanism side by a predetermined pressure, but outputs pressure oil having a pressure obtained by reducing the pump discharge pressure Pp2 on the steering mechanism side by a predetermined pressure. You may comprise as follows.
[0074]
The configuration of the next capacity control unit 50 will be described.
[0075]
The swash plate 5a of the hydraulic pump 5 is driven according to the flow rate of the pressure oil flowing into the servo piston 9, and the pump capacity q (cc / rev) changes. The LS valve 10 is pressured according to the pump discharge pressure Pp applied to the pilot port on the side facing the spring 10a via the oil passage 17 and the load pressure PLS applied to the pilot port on the spring 10a side via the oil passage 18. The flow rate of the oil is controlled and the controlled pressure oil is caused to flow into the servo piston 9.
[0076]
The LS valve 10 performs load sensing control for holding the differential pressure between the discharge pressure Pp of the hydraulic pump 5 and the load pressure PLS at the pump control differential pressure ΔPLS. The pump control differential pressure ΔPLS is determined according to the spring force of the spring 10 a applied to the LS valve 10. Here, the pump control differential pressure ΔPLS is set to the same differential pressure (24 kg / cm2) as the control differential pressure ΔPLS1 on the work machine side.
[0077]
When the differential pressure Pp−PLS becomes smaller than the pump control differential pressure ΔPLS, the LS valve 10 is moved from the neutral valve position to the left valve position in the drawing. For this reason, the pressure oil flows out from the servo piston 9 through the LS valve 10 to the tank 90, and the swash plate 5a of the hydraulic pump 5 is moved to the maximum capacity qMAX side. For this reason, the flow rate Q (l / min) discharged from the hydraulic pump 5 is increased, and the discharge pressure Ppout of the hydraulic pump 5 is increased. As a result, the differential pressure Pp−PLS increases and approaches the pump control differential pressure ΔPLS. Conversely, when the differential pressure Pp−PLS becomes larger than the pump control differential pressure ΔPLS, the LS valve 10 is moved from the neutral valve position to the right valve position in the figure. For this reason, pump discharge pressure oil flows into the servo piston 9 from the LS valve 10, and the swash plate 5a of the hydraulic pump 5 is moved to the minimum capacity qMIN side. For this reason, the flow rate Q discharged from the hydraulic pump 5 is reduced, and the discharge pressure Ppout of the hydraulic pump 5 is reduced. As a result, the differential pressure Pp−PLS becomes smaller and approaches the pump control differential pressure ΔPLS. As described above, the differential pressure Pp−PLS between the pump discharge pressure Pp and the load pressure PLS guided to the LS valve 10 is matched with the pump control differential pressure ΔPLS.
[0078]
When the differential pressure Pp−PLS matches the pump control differential pressure ΔPLS, the flow rates Q1 and Q2 required by the hydraulic cylinders 1 and 2 and the flow rate Q discharged by the hydraulic pump 5 are matched.
[0079]
Next, the operation of the hydraulic circuit in FIG. 1 will be described.
[0080]
First, assume that both the work machine and the steering mechanism are not operating. In this case, the load pressures PLS1 and PLS2 are both low pressure (0 kg / cm2). Therefore, the swash plate 5a of the hydraulic pump 5 is located at the minimum capacity qMIN. The priority valve 42 is balanced at the branch position 42b or the work machine side priority position 42c. The unload valve 31 is located at unload positions 31b and 31c.
[0081]
Accordingly, the pump discharge pressures Ppout, Pp1, and Pp2 are substantially equal to the control differential pressure Δ′PLS1 (32 kg / cm2) of the unload valve 31.
[0082]
1) Next, it is assumed that the steering mechanism operates independently from the working machine and the steering mechanism from this state.
[0083]
1-1) First, it is assumed that the required flow rate Q2 of the steering mechanism side hydraulic cylinder 2 is equal to or less than the discharge flow rate Q (MIN) when the hydraulic pump 5 has the minimum capacity qMIN.
[0084]
When the load pressure PLS2 of the steering mechanism hydraulic cylinder 2 becomes high (70 kg / cm2), the load pressure PLS2 is applied to the pilot port on the spring 10a side of the LS valve 10 via the oil passage 14, the shuttle valve 22, and the oil passage 18. Applied as load pressure PLS. The load pressure PLS2 is applied to the pilot port 42d on the spring 42d side of the priority valve 42 through the oil passage 14 and the oil passage 14a.
[0085]
Therefore, the control differential pressure ΔPLS2 (10 kg / cm2) is applied to the pressure oil supply oil passage 8 via the hydraulic pump 5, the pump discharge oil passage 6, and the priority valve 42 with respect to the load pressure PLS2 (70 kg / cm2). Pump discharge pressure Pp2 (80 kg / cm2) is supplied.
[0086]
The pressure oil at the pump discharge pressure Pp2 (80 kg / cm2) is supplied to the input port of the pressure reducing valve 21 through the oil passage 8a. Here, a load pressure PLS2 (70 kg / cm2) is applied to the pressure reducing valve 21 via the oil passages 14a and 14b. In the pressure reducing valve 21, the pump discharge pressure Pp2 (80 kg / cm2) is reduced, and a pressure (70 kg / cm2−8 kg / cm2 = 62 kg / cm2) lower than the load pressure PLS2 (70 kg / cm2) by a predetermined pressure C (8 kg / cm2). ) Is output to the downstream oil passage 21b. This pressure oil is applied to the control valve unit 30 via the oil passage 21 b and the oil passage 12. That is, the load pressure PLS1 (62 kg / cm2) obtained by reducing the load pressure PLS2 (70 kg / cm2) by a predetermined pressure C (8 kg / cm2) to the pilot port on the spring 31d side of the unload valve 31 through the oil passages 12 and 12b. Added. A load pressure PLS1 (62 kg / cm2) obtained by reducing the load pressure PLS2 (70 kg / cm2) by a predetermined pressure C (8 kg / cm2) acts on the pressure reducing valve portion 32b of the pressure compensation valve 32 via the oil passage 12.
[0087]
Therefore, the unload valve 31 moves from the unload positions 31a and 31b to the non-unload position 31c. As a result, the pressure oil supply oil passage 7 and the discharge oil passage 7 b are shut off, and the pump discharge pressure oil in the pressure oil supply oil passage 7 is not discharged to the tank 90, and the pressure oil supply oil passage 7 a and the pressure compensation valve 32 are opened. To the hydraulic cylinder 1 for the working machine. As a result, the pump discharge pressure Pp1 of the pressure oil supply oil passages 7 and 7a increases. When the pump discharge pressure Pp1 rises to the pressure (94kg / cm2 = 62kg / cm2 + 32kg / cm2) that is the control differential pressure Δ'PLS1 (32kg / cm2) added to the load pressure PLS1 (62kg / cm2), the unload valve 31 It moves from the non-unload position 31 c side to the unload positions 31 b and 31 a side, and the pressure oil is discharged to the tank 90. For this reason, the pump discharge pressure Pp1 on the work machine side is balanced by the pressure (94kg / cm2 = 62kg / cm2 + 32kg / cm2) obtained by adding the control differential pressure Δ'PLS1 (32kg / cm2) to the load pressure PLS1 (62kg / cm2). To do. This pump discharge pressure Pp1 (94 kg / cm2) acts on the outlet of the check valve 23 via the pressure oil supply oil passage 7a and the oil passages 11 and 11a.
[0088]
The pump discharge pressure Pp1 (94 kg / cm2) on the outlet side is large between the pump discharge pressure Pp2 (80 kg / cm2) at the inlet of the check valve 23 and the pump discharge pressure Pp1 (94 kg / cm2) at the outlet. Accordingly, the pump discharge pressure Pp1 (94 kg / cm2) on the high pressure side is applied to the pilot port on the side opposite to the spring 10a side of the LS valve 10 via the oil passage 11a and the oil passage 17.
[0089]
On the other hand, a load pressure PLS2 (70 kg / cm2) is applied to one inlet of the shuttle valve 22 via an oil passage 14, and a load pressure PLS2 (70 kg / cm2) is predetermined to the other inlet via oil passages 21b and 12a. Since the load pressure PLS1 (62kg / cm2) reduced by the pressure C (8kg / cm2) is applied, the load pressure PLS2 (70kg / cm2) on the high pressure side is output from the outlet of the shuttle valve 22 to the oil passage 18. Is done. Therefore, the load pressure PLS2 (70 kg / cm2) on the high pressure side is applied to the pilot port of the spring 10a of the LS valve 10.
[0090]
The differential pressure Pp−PLS (24 kg / cm2 = 94 kg / cm2−70 kg / cm2) between the pump discharge pressure Pp (94 kg / cm2) and the load pressure PLS (70 kg / cm2) guided to the LS valve 10 as described above is obtained. It is matched with the pump control differential pressure ΔPLS (24 kg / cm 2). At this time, the swash plate 5a of the hydraulic pump 5 is located at the position of the minimum capacity qMIN. In this way, the required flow rate of the hydraulic cylinder 2 matches the discharge flow rate of the hydraulic pump 5.
[0091]
1-2) Next, it is assumed that the required flow rate Q2 of the steering mechanism side hydraulic cylinder 2 is larger than the discharge flow rate Q (MIN) when the hydraulic pump 5 has the minimum capacity qMIN.
[0092]
When the load pressure PLS2 of the steering mechanism hydraulic cylinder 2 becomes high (70 kg / cm2), the load pressure PLS2 is applied to the pilot port 42d on the spring 42d side of the priority valve 42 via the oil passage 14 and the oil passage 14a.
[0093]
Here, since the required flow rate Q2 of the hydraulic cylinder 2 is larger than the discharge flow rate Q (MIN) at the minimum capacity qMIN of the hydraulic pump 5, the pump discharge pressure Pp2 acting on the priority valve 42 and the load pressure PLS2 (70 kg / cm2) The differential pressure does not reach the control differential pressure ΔPLS2 (10 kg / cm2).
[0094]
For this reason, the priority valve 42 moves from the work machine side priority position 42c and the diversion position 42b to the steering mechanism side priority position 42a. As a result, the total discharge amount of the pump discharge oil passage 6 flows into the pressure oil supply oil passage 8 via the priority valve 42. Since the pump discharge pressure oil does not flow into the pressure oil supply oil passage 7, the high pressure pump discharge pressure Pp 2 and the high pressure load pressure PLS 2 are guided to the LS valve 10 via the oil passages 17 and 18.
[0095]
Since the differential pressure between the pump discharge pressure Pp guided to the LS valve 10 and the load pressure PLS (70 kg / cm 2) does not reach the pump control differential pressure ΔPLS (24 kg / cm 2), the LS valve 10 is positioned on the left side in the figure. Moved to. For this reason, the pressure oil flows out from the servo piston 9 through the LS valve 10 to the tank 90, and the swash plate 5a of the hydraulic pump 5 is moved from the minimum capacity qMIN side to the maximum capacity qMAX side. For this reason, the flow rate Q discharged from the hydraulic pump 5 is increased, and the discharge pressure Ppout of the hydraulic pump 5 is increased. As a result, the differential pressure Pp−PLS increases and approaches the pump control differential pressure ΔPLS.
[0096]
When the discharge flow rate Q of the hydraulic pump 5 becomes the required flow rate Q2 of the hydraulic cylinder 2, the load pressure PLS2 (70 kg / cm2) is supplied to the pressure oil supply oil passage 8 via the hydraulic pump 5, the pump discharge oil passage 6, and the priority valve 42. ) Is supplied with a pump discharge pressure Pp2 (80 kg / cm2) obtained by adding a control differential pressure ΔPLS2 (10 kg / cm2). Therefore, the priority valve 42 moves from the steering mechanism side priority position 42a to the work machine side priority position 42c and the diversion position 42b. As a result, the pressure oil flows into the pressure oil supply oil passage 7 via the pump discharge oil passage 6 and the priority valve 42.
[0097]
The pressure oil at the pump discharge pressure Pp2 (80 kg / cm2) is supplied to the input port of the pressure reducing valve 21 through the oil passage 8a. Here, a load pressure PLS2 (70 kg / cm2) is applied to the pressure reducing valve 21 via the oil passages 14a and 14b. In the pressure reducing valve 21, the pump discharge pressure Pp2 (80 kg / cm2) is reduced, and a pressure (70 kg / cm2−8 kg / cm2 = 62 kg / cm2) lower than the load pressure PLS2 (70 kg / cm2) by a predetermined pressure C (8 kg / cm2). ) Is output to the downstream oil passage 21b. This pressure oil is applied to the control valve unit 30 via the oil passage 21 b and the oil passage 12. That is, the load pressure PLS1 (62 kg / cm2) obtained by reducing the load pressure PLS2 (70 kg / cm2) by a predetermined pressure C (8 kg / cm2) to the pilot port on the spring 31d side of the unload valve 31 through the oil passages 12 and 12b. Added. A load pressure PLS1 (62 kg / cm2) obtained by reducing the load pressure PLS2 (70 kg / cm2) by a predetermined pressure C (8 kg / cm2) acts on the pressure reducing valve portion 32b of the pressure compensation valve 32 via the oil passage 12.
[0098]
Therefore, the unload valve 31 moves from the unload positions 31a and 31b to the non-unload position 31c. As a result, the pressure oil supply oil passage 7 and the discharge oil passage 7 b are shut off, and the pump discharge pressure oil in the pressure oil supply oil passage 7 is not discharged to the tank 90, and the pressure oil supply oil passage 7 a and the pressure compensation valve 32 are opened. To the hydraulic cylinder 1 for the working machine. As a result, the pump discharge pressure Pp1 of the pressure oil supply oil passages 7 and 7a increases. When the pump discharge pressure Pp1 rises to the pressure (94kg / cm2 = 62kg / cm2 + 32kg / cm2) that is the control differential pressure Δ'PLS1 (32kg / cm2) added to the load pressure PLS1 (62kg / cm2), the unload valve 31 It moves from the non-unload position 31 c side to the unload positions 31 b and 31 a side, and the pressure oil is discharged to the tank 90. For this reason, the pump discharge pressure Pp1 on the work machine side is balanced by the pressure (94kg / cm2 = 62kg / cm2 + 32kg / cm2) obtained by adding the control differential pressure Δ'PLS1 (32kg / cm2) to the load pressure PLS1 (62kg / cm2). To do. This pump discharge pressure Pp1 (94 kg / cm2) acts on the outlet of the check valve 23 via the pressure oil supply oil passage 7a and the oil passages 11 and 11a.
[0099]
The pump discharge pressure Pp1 (94 kg / cm2) on the outlet side is large between the pump discharge pressure Pp2 (80 kg / cm2) at the inlet of the check valve 23 and the pump discharge pressure Pp1 (94 kg / cm2) at the outlet. Accordingly, the pump discharge pressure Pp1 (94 kg / cm2) on the high pressure side is applied to the pilot port on the side opposite to the spring 10a side of the LS valve 10 via the oil passage 11a and the oil passage 17.
[0100]
On the other hand, a load pressure PLS2 (70 kg / cm2) is applied to one inlet of the shuttle valve 22 via an oil passage 14, and a load pressure PLS2 (70 kg / cm2) is predetermined to the other inlet via oil passages 21b and 12a. Since the load pressure PLS1 (62kg / cm2) reduced by the pressure C (8kg / cm2) is applied, the load pressure PLS2 (70kg / cm2) on the high pressure side is output from the outlet of the shuttle valve 22 to the oil passage 18. Is done. Therefore, the load pressure PLS2 (70 kg / cm2) on the high pressure side is applied to the pilot port of the spring 10a of the LS valve 10.
[0101]
The differential pressure Pp−PLS (24 kg / cm2 = 94 kg / cm2−70 kg / cm2) between the pump discharge pressure Pp (94 kg / cm2) and the load pressure PLS (70 kg / cm2) guided to the LS valve 10 as described above is obtained. It is matched with the pump control differential pressure ΔPLS (24 kg / cm 2). At this time, the swash plate 5a of the hydraulic pump 5 is located at a position where the required flow rate Q2 of the hydraulic cylinder 2 matches the pump discharge flow rate Q. In this way, the required flow rate Q2 of the hydraulic cylinder 2 matches the discharge flow rate Q of the hydraulic pump 5.
[0102]
2) Next, it is assumed that both the work machine and the steering mechanism are combined.
[0103]
2-1) When the total required flow rate Q1 of the work machine side hydraulic cylinder 1 and the required flow rate Q2 of the steering mechanism side hydraulic cylinder 2 is equal to or less than the discharge flow rate Q (MIN) at the minimum capacity qMIN of the hydraulic pump 5 Is assumed.
[0104]
Assume that the steering mechanism side load pressure PLS2 (70 kg / cm2) is equal to or higher than the work implement side load pressure PLS1.
[0105]
Since the load pressure PLS2 of the steering mechanism hydraulic cylinder 2 is high (70 kg / cm2), this high load pressure PLS2 is applied to the spring 10a side of the LS valve 10 via the oil passage 14, the shuttle valve 22, and the oil passage 18. Applied to the pilot port as a load pressure PLS. The load pressure PLS2 is applied to the pilot port 42d on the spring 42d side of the priority valve 42 through the oil passage 14 and the oil passage 14a.
[0106]
Therefore, the control differential pressure ΔPLS2 (10 kg / cm2) is applied to the pressure oil supply oil passage 8 via the hydraulic pump 5, the pump discharge oil passage 6, and the priority valve 42 with respect to the load pressure PLS2 (70 kg / cm2). Pump discharge pressure Pp2 (80 kg / cm2) is supplied.
[0107]
The pressure oil at the pump discharge pressure Pp2 (80 kg / cm2) is supplied to the input port of the pressure reducing valve 21 through the oil passage 8a. Here, a load pressure PLS2 (70 kg / cm2) is applied to the pressure reducing valve 21 via the oil passages 14a and 14b. In the pressure reducing valve 21, the pump discharge pressure Pp2 (80 kg / cm2) is reduced, and a pressure (70 kg / cm2−8 kg / cm2 = 62 kg / cm2) lower than the load pressure PLS2 (70 kg / cm2) by a predetermined pressure C (8 kg / cm2). ) Is output to the downstream oil passage 21b. This pressure oil is applied to the control valve unit 30 via the oil passage 21 b and the oil passage 12.
[0108]
Thereafter, the unload valve 31 is operated in the same manner as in 1-1), and the pump discharge pressure Pp1 on the work machine side is obtained by adding a control differential pressure Δ′PLS1 (32 kg / cm2) to the load pressure PLS1 (62 kg / cm2). Balance with pressure (94kg / cm2 = 62kg / cm2 + 32kg / cm2).
[0109]
Further, as in 1-1), the LS valve 10 operates. That is, the pump discharge pressure Pp1 (94 kg / cm2) on the high pressure side is led to the LS valve 10 as the pump discharge pressure Pp, and the load pressure PLS2 (70 kg / cm2) on the high pressure side is led as the load pressure PLS. -PLS (24 kg / cm @ 2 = 94 kg / cm @ 2 -70 kg / cm @ 2) coincides with the pump control differential pressure .DELTA.PLS (24 kg / cm @ 2). At this time, the swash plate 5a of the hydraulic pump 5 is located at the position of the minimum capacity qMIN.
[0110]
On the other hand, when the work machine side load pressure PLS1 (100 kg / cm2) becomes larger than the steering mechanism side load pressure PLS2 (70 kg / cm2), the pressure reducing valve 21, the unloading valve 31, and the LS valve 10 are as follows. To work.
[0111]
That is, the load pressure PLS2 (70 kg / cm @ 2) acts on the side facing the spring 21a of the pressure reducing valve 21 via the oil passages 14 and 14b, and the high pressure side on the spring 21a side via the oil passages 12, 21b and 21c. The load pressure PLS1 (100 kg / cm2) is applied. Therefore, the pressure reducing valve 21 is closed, and the pressure in the downstream oil passage 21b remains the work machine side load pressure PLS1 (100 kg / cm2).
[0112]
Therefore, the load pressure PLS1 (100 kg / cm2) is applied to the pilot port on the spring 31d side of the unload valve 31 through the oil passage 12b.
[0113]
Here, since the total required flow rate Q1 + Q2 of the hydraulic cylinders 1 and 2 is equal to or less than the discharge flow rate Q (MIN) at the minimum capacity qMIN of the hydraulic pump 5, the pump discharge pressure Pp1 at the unload valve 31 is the load pressure PLS1 (100 kg / cm2). ) To the pressure (132 kg / cm 2 = 100 kg / cm 2 +32 kg / cm 2) obtained by adding the control differential pressure Δ′PLS1 (32 kg / cm 2). The unload valve 31 moves to the unload positions 31b and 31a and discharges the pressure oil to the tank 90. In the unload valve 31, the pressure oil obtained by subtracting the total required flow rate Q1 + Q2 from the pump discharge flow rate Q (MIN) is discharged to the tank 90.
[0114]
The pump discharge pressure Pp1 (132 kg / cm2) acts on the outlet of the check valve 23 via the pressure oil supply oil passage 7a and the oil passages 11 and 11a.
[0115]
The pump discharge pressure Pp1 (132 kg / cm2) on the outlet side is large between the pump discharge pressure Pp2 (80 kg / cm2) at the inlet of the check valve 23 and the pump discharge pressure Pp1 (132 kg / cm2) on the outlet. Accordingly, the pump discharge pressure Pp1 (132 kg / cm2) on the high pressure side is applied to the pilot port on the side opposite to the spring 10a side of the LS valve 10 via the oil passage 11a and the oil passage 17.
[0116]
On the other hand, a load pressure PLS2 (70 kg / cm2) is applied to one inlet of the shuttle valve 22 via an oil passage 14, and a load pressure PLS1 (100 kg / cm2) is applied to the other inlet via an oil passage 12a. Therefore, the high-pressure side load pressure PLS1 (100 kg / cm2) is output from the outlet of the shuttle valve 22 to the oil passage 18. Accordingly, the load pressure PLS1 (100 kg / cm2) on the high pressure side is applied to the pilot port of the spring 10a of the LS valve 10.
[0117]
The differential pressure Pp−PLS (32 kg / cm2 = 132 kg / cm2−100 kg / cm2) between the pump discharge pressure Pp (132 kg / cm2) and the load pressure PLS (100 kg / cm2) guided to the LS valve 10 as described above is It becomes larger than the pump control differential pressure ΔPLS (24 kg / cm 2). When the differential pressure Pp−PLS becomes larger than the pump control differential pressure ΔPLS, the LS valve 10 is moved to the right valve position in the drawing. For this reason, pump discharge pressure oil flows into the servo piston 9 from the LS valve 10, and the swash plate 5a of the hydraulic pump 5 is moved to the minimum capacity qMIN side. For this reason, the flow rate Q discharged from the hydraulic pump 5 is reduced, and the discharge pressure Ppout of the hydraulic pump 5 is reduced. As a result, the differential pressure Pp−PLS becomes smaller and approaches the pump control differential pressure ΔPLS. As described above, the differential pressure Pp−PLS between the pump discharge pressure Pp and the load pressure PLS guided to the LS valve 10 is matched with the pump control differential pressure ΔPLS. At this time, the swash plate 5a of the hydraulic pump 5 is located at the position of the minimum capacity qMIN. In this way, the total required flow rate Q1 + Q2 of the hydraulic cylinders 1 and 2 matches the discharge flow rate Q of the hydraulic pump 5.
[0118]
2-2) When the required flow rate Q1 of the work machine side hydraulic cylinder 1 and the required flow rate Q2 of the steering mechanism side hydraulic cylinder 2 are larger than the discharge flow rate Q (MIN) when the hydraulic pump 5 has the minimum capacity qMIN Is assumed.
[0119]
Assume that the steering mechanism side load pressure PLS2 (70 kg / cm2) is equal to or higher than the work implement side load pressure PLS1.
[0120]
In this case, as in 1-2), the LS valve 10 and the priority valve 42 operate, and when the discharge flow rate Q of the hydraulic pump 5 reaches the total required flow rate Q1 + Q2 of the hydraulic cylinders 1 and 2, the hydraulic pump 5 and the pump discharge oil passage 6 Then, the pump discharge pressure Pp2 (80 kg / cm2) obtained by adding the control differential pressure ΔPLS2 (10 kg / cm2) to the load pressure PLS2 (70 kg / cm2) is supplied to the pressure oil supply oil passage 8 via the priority valve 42. Is done.
[0121]
Similarly to 1-2), the pressure reducing valve 21 operates and a pressure (70 kg / cm2-8 kg / cm2 = 62 kg / cm2) lower than the load pressure PLS2 (70 kg / cm2) by a predetermined pressure C (8 kg / cm2). The load pressure PLS1 is output to the downstream oil passage 21b.
[0122]
Similarly to 1-2), the unload valve 31 is operated, and the pump discharge pressure Pp1 on the work machine side is obtained by adding a control differential pressure Δ′PLS1 (32 kg / cm2) to the load pressure PLS1 (62 kg / cm2). Balance with pressure (94kg / cm2 = 62kg / cm2 + 32kg / cm2).
[0123]
Next, the LS valve 10 operates similarly to 1-2). That is, the pump discharge pressure Pp1 (94 kg / cm2) on the high pressure side is led to the LS valve 10 as the pump discharge pressure Pp, and the load pressure PLS2 (70 kg / cm2) on the high pressure side is led as the load pressure PLS. -PLS (24 kg / cm @ 2 = 94 kg / cm @ 2 -70 kg / cm @ 2) coincides with the pump control differential pressure .DELTA.PLS (24 kg / cm @ 2). At this time, the swash plate 5a of the hydraulic pump 5 is located at the position of the minimum capacity qMIN.
[0124]
On the other hand, when the work machine side load pressure PLS1 (100 kg / cm2) becomes larger than the steering mechanism side load pressure PLS2 (70 kg / cm2), the pressure reducing valve 21, the unloading valve 31, the pressure compensating valve 32, and the LS valve. 10 operates as follows.
[0125]
That is, the load pressure PLS2 (70 kg / cm @ 2) acts on the side facing the spring 21a of the pressure reducing valve 21 via the oil passages 14 and 14b, and the high pressure side on the spring 21a side via the oil passages 12, 21b and 21c. The load pressure PLS1 (100 kg / cm2) is applied. Therefore, the pressure reducing valve 21 is closed, and the pressure in the downstream oil passage 21b remains the work machine side load pressure PLS1 (100 kg / cm2).
[0126]
Therefore, the load pressure PLS1 (100 kg / cm2) is applied to the pilot port on the spring 31d side of the unload valve 31 through the oil passage 12b.
[0127]
Here, since the total required flow rate Q1 + Q2 of the hydraulic cylinders 1 and 2 is larger than the discharge flow rate Q (MIN) at the minimum capacity qMIN of the hydraulic pump 5, the pump discharge pressure Pp1 acting on the unload valve 31 and the load pressure PLS1 (100 kg) / cm2) is smaller than the control differential pressure Δ′PLS1 (32 kg / cm2), and the unload valve 31 moves to the non-unload position 31c side.
[0128]
Since the differential pressure between the pump discharge pressure Pp guided to the LS valve 10 and the load pressure PLS (100 kg / cm 2) does not reach the pump control differential pressure ΔPLS (24 kg / cm 2), the LS valve 10 is positioned on the left side in the figure. Moved to. For this reason, the pressure oil flows out from the servo piston 9 through the LS valve 10 to the tank 90, and the swash plate 5a of the hydraulic pump 5 is moved from the minimum capacity qMIN side to the maximum capacity qMAX side. For this reason, the flow rate Q discharged from the hydraulic pump 5 is increased, and the discharge pressure Ppout of the hydraulic pump 5 is increased. As a result, the differential pressure Pp−PLS increases and approaches the pump control differential pressure ΔPLS.
[0129]
Therefore, the discharge flow rate Q of the hydraulic pump 5 becomes the total required flow rate Q1 + Q2 of the hydraulic cylinders 1 and 2, the pump discharge pressure Pp1 upstream of the pressure compensation valve 32 is set to the load pressure PLS1 (100 kg / cm2), and the control differential pressure ΔPLS1 (24 kg) / cm @ 2) to the pressure applied (124 kg / cm @ 2 = 100 kg / cm @ 2 +24 kg / cm @ 2). Thus, the differential pressure Pp-PLS (124 kg / cm2-100 kg / cm2) guided to the LS valve 10 coincides with the pump control differential pressure ΔPLS (24 kg / cm2).
[0130]
That is, the pump discharge pressure Pp1 (124 kg / cm2) acts on the outlet of the check valve 23 via the pressure oil supply oil passage 7a and the oil passages 11 and 11a.
[0131]
The pump discharge pressure Pp1 (124 kg / cm2) on the outlet side is large between the pump discharge pressure Pp2 (80 kg / cm2) at the inlet of the check valve 23 and the pump discharge pressure Pp1 (124 kg / cm2) on the outlet. Accordingly, the pump discharge pressure Pp1 (124 kg / cm2) on the high pressure side is applied to the pilot port on the opposite side of the spring 10a side of the LS valve 10 through the oil passage 11a and the oil passage 17.
[0132]
On the other hand, a load pressure PLS2 (70 kg / cm2) is applied to one inlet of the shuttle valve 22 via an oil passage 14, and a load pressure PLS1 (100 kg / cm2) is applied to the other inlet via an oil passage 12a. Therefore, the high-pressure side load pressure PLS1 (100 kg / cm2) is output from the outlet of the shuttle valve 22 to the oil passage 18. Accordingly, the load pressure PLS1 (100 kg / cm2) on the high pressure side is applied to the pilot port of the spring 10a of the LS valve 10.
[0133]
The differential pressure Pp−PLS (24 kg / cm2 = 124 kg / cm2−100 kg / cm2) between the pump discharge pressure Pp (124 kg / cm2) and the load pressure PLS (100 kg / cm2) guided to the LS valve 10 as described above is It corresponds to the pump control differential pressure ΔPLS (24 kg / cm 2). The swash plate 5 a of the hydraulic pump 5 is located at a position where the total required flow rate Q 1 + Q 2 of the hydraulic cylinders 1 and 2 matches the discharge flow rate Q of the hydraulic pump 5. In this way, the total required flow rate Q1 + Q2 of the hydraulic cylinders 1 and 2 matches the discharge flow rate Q of the hydraulic pump 5.
[0134]
When the work machine is operating alone, the work machine side pump discharge is applied to the LS valve 10 in the same manner as in 2-1) and 2-2) where the work machine side load pressure PLS1 is on the high pressure side. The pressure Pp1 and the work machine side load pressure PLS1 are guided, and the LS valve 10 operates so that these differential pressures Pp-PLS coincide with the pump control differential pressure ΔPLS, so that the required flow rate Q1 of the hydraulic cylinder 1 and the hydraulic pump 5 The discharge flow rate Q matches.
[0135]
As described above, according to the present embodiment, the operation is performed so that the required flow rate of the hydraulic cylinders 1 and 2 and the discharge flow rate of the hydraulic pump 5 are matched. The problem of degradation does not occur.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram showing a configuration of an embodiment.
FIG. 2 is a hydraulic circuit diagram corresponding to FIG. 1;
FIG. 3 is a conventional hydraulic circuit diagram.
[Explanation of symbols]
1, 2 Hydraulic cylinder
5 Hydraulic pump
10 LS valve
21 Pressure reducing valve
21b Oil passage
31 Unload valve
32 Pressure compensation valve

Claims

The hydraulic pump (5), the first and second hydraulic actuators (1, 2) driven by being supplied with the discharge pressure oil of the hydraulic pump (5), and the first hydraulic actuator (1) The first hydraulic actuator (1) so that the differential pressure between the first pump discharge pressure supplied to the first hydraulic pressure and the first load pressure of the first hydraulic actuator (1) becomes the first control differential pressure. A first control valve (31, 32) for controlling a flow rate supplied to the second hydraulic actuator (2), a second pump discharge pressure supplied to the second hydraulic actuator (2), and a second hydraulic actuator (2) A second pressure control unit configured to control a flow rate supplied to the second hydraulic actuator (2) so that a differential pressure with respect to the second load pressure becomes a second control differential pressure smaller than the first control differential pressure. A control valve (42) and the first and second pump discharge pressures; The hydraulic pressure is derived so that the pump discharge pressure on the high pressure side is derived and the load pressure on the high pressure side of the first and second load pressures is derived so that the differential pressure between the pump discharge pressure and the load pressure becomes the pump control differential pressure. In a displacement control device for a hydraulic pump comprising a displacement control means (10) for controlling the displacement of the pump (5), when the second load pressure is on the high pressure side, the second load pressure is set to a predetermined pressure. Pressure reducing means (21, 21b) for reducing the pressure only and supplying the first control valve (31, 32) as a first load pressure,
A first pump pressure generated by the first control valve (31, 32) by the first load pressure supplied from the pressure reducing means (21, 21b) is led to the capacity control means (10);
A displacement control device for a hydraulic pump, characterized in that a differential pressure between a first pump pressure and a second load pressure led to the displacement control means (10) is made to coincide with the pump control differential pressure.