JP6636875B2 - Hydraulic control equipment for work machines - Google Patents
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Description
本発明は油圧ショベル等の作業機械の油圧制御装置に関する。 The present invention relates to a hydraulic control device for a working machine such as a hydraulic shovel.
油圧ショベル等に代表される作業機械は、エンジン等で駆動する可変容量型の油圧ポンプを搭載しており、この油圧ポンプから供給される圧油によってアクチュエータを駆動して、各種作業を行っている。可変容量型の油圧ポンプは、斜板の傾転角を制御するレギュレータによって吐出流量が制御される。一般的な油圧ポンプの制御としては、操作レバーの操作量に基づいた吐出量制御や、エンジン馬力を超えないように油圧ポンプの吐出圧をフィードバックして吐出流量を制御する馬力一定制御が挙げられる。 A work machine represented by a hydraulic shovel or the like is equipped with a variable displacement hydraulic pump driven by an engine or the like, and drives various types of work by driving an actuator with pressure oil supplied from the hydraulic pump. . In the variable displacement hydraulic pump, the discharge flow rate is controlled by a regulator that controls the tilt angle of the swash plate. Examples of general hydraulic pump control include discharge amount control based on the operation amount of an operation lever and horsepower constant control that controls the discharge flow rate by feeding back the hydraulic pump discharge pressure so as not to exceed engine horsepower. .
レギュレータは、外部から制御圧を受圧することでレギュレータを構成するシリンダが移動し、その移動に伴い、斜板の傾転角が予め設定された最小傾転角と最大傾転角の間で変化する。制御圧が増大すると傾転角が減少し、油圧ポンプの吐出流量が減少する。一方、制御圧が減少すると傾転角が増大し、油圧ポンプの吐出流量が増大する。そして、油圧ポンプの吐出流量が増大すれば油圧ポンプの吐出圧も増大し、油圧ポンプの吐出流量が減少すれば油圧ポンプの吐出圧も減少する。 The regulator receives the control pressure from the outside, and the cylinder that composes the regulator moves, and with the movement, the tilt angle of the swash plate changes between the preset minimum tilt angle and the maximum tilt angle. I do. When the control pressure increases, the tilt angle decreases, and the discharge flow rate of the hydraulic pump decreases. On the other hand, when the control pressure decreases, the tilt angle increases, and the discharge flow rate of the hydraulic pump increases. When the discharge flow rate of the hydraulic pump increases, the discharge pressure of the hydraulic pump also increases, and when the discharge flow rate of the hydraulic pump decreases, the discharge pressure of the hydraulic pump also decreases.
上記した馬力一定制御においては、制御圧に油圧ポンプの吐出圧を用いており、吐出圧に応じて傾転角が増減することで油圧ポンプの吐出圧を平衡に維持している。また、レギュレータ制御系に異常が発生した場合は作業機械を退避させるなど最低限の動作を行うのに必要な圧油の流量を確保するために、油圧ポンプの最小傾転角はゼロにならないように予め制限されている。 In the above-described constant horsepower control, the discharge pressure of the hydraulic pump is used as the control pressure, and the discharge pressure of the hydraulic pump is maintained in equilibrium by increasing or decreasing the tilt angle according to the discharge pressure. Also, if an abnormality occurs in the regulator control system, the minimum tilt angle of the hydraulic pump must not be zero in order to secure the flow rate of hydraulic oil necessary for performing minimum operations such as retreating the work machine. Is restricted in advance.
このように油圧ポンプの最小傾転角をゼロにしない従来構成では、最小傾転角にて油圧ポンプの吐出側の負荷により発生する吐出圧力に対し所定の流量を吐出することになるため、エネルギ損失を生じてしまう、所謂ブリードオフ損失という課題がある。 As described above, in the conventional configuration in which the minimum tilt angle of the hydraulic pump is not set to zero, a predetermined flow rate is discharged at the minimum tilt angle with respect to the discharge pressure generated by the load on the discharge side of the hydraulic pump. There is a problem of so-called bleed-off loss that causes loss.
これに対して、例えば特許文献１に示すように、ブリードオフ損失が発生しないように、目標流量から変換した目標圧に追従するように油圧ポンプの吐出圧力を保持し、油圧回路上の漏れをカバーできる必要最小限の流量を吐出するようにレギュレータを制御（以降、「目標圧追従制御」と言う）すれば、油圧ポンプの最小傾転角をゼロ付近にすることができるため、アクチュエータを動作させる場合や油圧ショベルの旋回横当て動作などの力制御を行う場合でも無駄な流量を吐出することがなく、エネルギ損失を解消できる。 On the other hand, as shown in Patent Document 1, for example, the discharge pressure of the hydraulic pump is maintained so as to follow the target pressure converted from the target flow rate so that bleed-off loss does not occur. If the regulator is controlled so that the required minimum flow rate that can be covered is discharged (hereinafter referred to as “target pressure follow-up control”), the minimum tilt angle of the hydraulic pump can be set to near zero, so the actuator operates Even in the case of performing the force control such as the turning operation of the hydraulic shovel or the like, the useless flow rate is not discharged, and the energy loss can be eliminated.
目標圧追従制御は追従性を図るためコンピュータを用いた制御系統で指令を算出し、その指令に基づいてレギュレータが制御される。この場合、その制御系統に何らかのトラブルが発生し、レギュレータが制御不能となる異常時が想定される。このような異常時においては、レギュレータを制御して油圧ポンプの傾転角が最小か最大のどちらかになるように予め設定する必要がある。 In the target pressure tracking control, a command is calculated by a control system using a computer in order to achieve tracking, and the regulator is controlled based on the command. In this case, it is assumed that some trouble occurs in the control system and the regulator cannot be controlled. At the time of such an abnormality, it is necessary to control the regulator in advance so that the tilt angle of the hydraulic pump becomes either the minimum or the maximum.
しかしながら、目標圧追従制御に使用する油圧ポンプは最小傾転角がほぼゼロであることから、異常時に油圧ポンプの傾転角が最小となる設定にすると、油圧ポンプの吐出流量がほぼゼロとなり、作業機械をスムーズに動かせなくなる課題が生じる。一方、異常時に油圧ポンプの傾転角が最大となる設定にすると、異常時に最大の吐出流量が供給されるため、油圧ポンプの負荷が油圧ポンプを駆動するエンジンの出力を超え、エンジンがストールするという課題が生ずる（図６（ａ）参照）。したがって、油圧ポンプを目標圧追従制御にて制御する場合、このような課題を解決することが重要である。 However, the hydraulic pump used for the target pressure follow-up control has a minimum tilt angle of almost zero, so if the tilt angle of the hydraulic pump is set to be the minimum at the time of abnormality, the discharge flow rate of the hydraulic pump becomes almost zero, There is a problem that the working machine cannot be moved smoothly. On the other hand, if the tilt angle of the hydraulic pump is set to be maximum at the time of abnormality, the maximum discharge flow rate is supplied at the time of abnormality, so that the load of the hydraulic pump exceeds the output of the engine that drives the hydraulic pump, and the engine stalls (See FIG. 6A). Therefore, when controlling the hydraulic pump by the target pressure tracking control, it is important to solve such a problem.
本発明は、上記した実状に鑑みてなされたものであり、その目的は、油圧ポンプを目標圧追従制御にて制御する作業機械の油圧制御装置において、レギュレータの制御系統に異常が発生しても、その異常に起因する作業機械のトラブルを未然に防ぐことにある。 The present invention has been made in view of the above-described circumstances, and an object of the present invention is to provide a hydraulic control device for a working machine that controls a hydraulic pump by target pressure follow-up control, even if an abnormality occurs in a control system of a regulator. Another object of the present invention is to prevent a trouble of a working machine caused by the abnormality.
上記目的を達成するため、代表的な本発明は、エンジンによって駆動する可変容量型の油圧ポンプと、前記油圧ポンプの傾転角を変化させるレギュレータと、前記傾転角を変化させるためにパイロット油圧源から前記レギュレータにパイロット圧を供給するパイロット回路と、前記レギュレータを制御する制御部と、を備え、前記油圧ポンプの傾転角が、前記油圧ポンプの押しのけ量がゼロとなる最小傾転角から前記油圧ポンプの吐出流量が最大となる最大傾転角まで変化するよう設定された作業機械の油圧制御装置において、前記制御部は、前記油圧ポンプの吐出圧力を設定された目標圧に追従させる第１の制御、または前記エンジンの出力馬力以下の領域で、前記油圧ポンプの吐出圧力を用いて前記油圧ポンプの吐出圧力が増加するに連れて前記油圧ポンプの吐出流量を減少させる第２の制御、のいずれかに従って前記レギュレータの制御を行い、前記レギュレータは、前記パイロット圧を受けて前記油圧ポンプの傾転角が前記最大傾転角となる方向に動作する第１受圧部と、前記パイロット圧を受けて前記油圧ポンプの傾転角が前記最小傾転角となる方向に動作する第２受圧部と、を有し、前記パイロット回路は、前記第１受圧部に前記パイロット圧を供給する第１回路と、前記第２受圧部に前記パイロット圧を供給する第２回路と、を有し、前記油圧制御装置は、前記第２回路に設けられ、前記第２受圧部に供給される前記パイロット圧の圧力を制御する圧力制御スプールと、前記圧力制御スプールの軸方向の押圧力に対抗するように設けられたサブスプール、および前記サブスプールを前記圧力制御スプール側に付勢するスプリングを含んで構成され、前記圧力制御スプールの軸方向への推力の大きさを切換える推力切換機構と、前記パイロット回路に設けられ、前記サブスプールを前記パイロット圧により前記圧力制御スプール側に押圧する第１切換位置と、前記サブスプールを前記パイロット圧により前記圧力制御スプールと反対側に押圧する第２切換位置とを有する切換手段と、前記切換手段を第１切換位置もしくは第２切換位置に切り換える選択装置と、を有し、前記選択装置により前記切換手段が前記第１切換位置に切り換えられると、前記推力切換機構により前記圧力制御スプールに与える推力の大きさが切換えられて、前記レギュレータが前記第１の制御に従うよう制御され、前記選択装置により前記切換手段が前記第２切換位置に切り換えられると、前記推力切換機構により前記圧力制御スプールに与える推力の大きさが切換えられて、前記レギュレータが前記第２の制御に従うよう制御される、ことを特徴とする。 In order to achieve the above object, a typical present invention provides a variable displacement hydraulic pump driven by an engine, a regulator for changing the tilt angle of the hydraulic pump, and a pilot hydraulic pressure for changing the tilt angle. A pilot circuit that supplies a pilot pressure to the regulator from a source, and a control unit that controls the regulator , wherein the tilt angle of the hydraulic pump is changed from a minimum tilt angle at which the displacement of the hydraulic pump becomes zero. In the hydraulic control device for a working machine set so that the discharge flow rate of the hydraulic pump changes to a maximum tilt angle at which the hydraulic pump reaches a maximum, the control unit causes the discharge pressure of the hydraulic pump to follow a set target pressure. 1 or the discharge pressure of the hydraulic pump is increased by using the discharge pressure of the hydraulic pump in a region equal to or less than the output horsepower of the engine. And controls said regulator said second control for reducing the delivery rate of the hydraulic pump in accordance with any of Te, the regulator, the tilting angle of the hydraulic pump receives the pilot pressure and the maximum tilting angle A first pressure receiving portion that operates in a direction that: a second pressure receiving portion that receives the pilot pressure, and that operates in a direction in which the tilt angle of the hydraulic pump becomes the minimum tilt angle. A first circuit for supplying the pilot pressure to the first pressure receiving portion, and a second circuit for supplying the pilot pressure to the second pressure receiving portion, wherein the hydraulic control device includes: A pressure control spool provided to control the pressure of the pilot pressure supplied to the second pressure receiving portion; a sub-spool provided to oppose an axial pressing force of the pressure control spool; and Is configured to Busupuru include springs for biasing the pressure control spool side, the thrust force switching mechanism for switching the magnitude of the thrust in the axial direction of the pressure control spool, disposed in the pilot circuit, wherein the sub-spool A switching unit having a first switching position for pressing the pressure spool toward the pressure control spool by a pilot pressure, a second switching position for pressing the sub spool to the side opposite to the pressure control spool by the pilot pressure, and the switching unit. a selection device switch to the first switch position or the second switching position, have a, said the switching means is switched to the first switching position by the selection device, the thrust given to the pressure control spool by the thrust switching mechanism Is switched, and the regulator is controlled to follow the first control. When the switching means is switched to the second switching position, the magnitude of the thrust applied to the pressure control spool is switched by the thrust switching mechanism, and the regulator is controlled to follow the second control. Features.
本発明によれば、油圧ポンプを目標圧追従制御にて制御する作業機械の油圧制御装置において、レギュレータの制御系統に異常が発生しても、その異常に起因する作業機械のトラブルを未然に防ぐことができる。なお、上記以外の課題、構成及び効果は、以下の実施形態の説明によって明らかにされる。 ADVANTAGE OF THE INVENTION According to this invention, even if abnormality occurs in the control system of a regulator in the hydraulic control apparatus of the working machine which controls a hydraulic pump by target pressure follow-up control, the trouble of the working machine resulting from the abnormality is prevented beforehand. be able to. In addition, problems, configurations, and effects other than those described above will be clarified by the following description of the embodiments.
本発明の実施の形態について、図面を用いて説明する。図１は、本発明に係る油圧制御装置が適用される油圧ショベルの側面図である。作業機械の代表例である油圧ショベルは、図１に示すように、走行体１０１と、この走行体１０１上に配置される旋回体１０２と、旋回体１０２の前部に位置する運転室１１０と、旋回体１０２に取り付けられるフロント作業機１０３とを備えている。 Embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 1 is a side view of a hydraulic shovel to which a hydraulic control device according to the present invention is applied. As shown in FIG. 1, a hydraulic shovel, which is a representative example of a work machine, includes a traveling body 101, a revolving body 102 disposed on the traveling body 101, and a cab 110 located at a front part of the revolving body 102. , A front work machine 103 attached to the revolving superstructure 102.
フロント作業機１０３は、旋回体１０２に対して上下揺動自在に取り付けられたブーム１０４と、このブーム１０４に上下揺動自在に取り付けられたアーム１０５と、このアーム１０５に上下揺動自在に取り付けられたバケット１０６と、ブーム１０４を上下方向に揺動させるブームシリンダ１０７と、アーム１０５を上下方向に揺動させるアームシリンダ１０８と、バケット１０６を上下方向に揺動させるバケットシリンダ１０９とを有している。なお、ブームシリンダ１０７、アームシリンダ１０８、及びバケットシリンダ１０９は、何れも、後述する油圧ポンプ２から供給される圧油によって駆動するアクチュエータである。 The front work machine 103 includes a boom 104 attached to the revolving unit 102 so as to be able to swing up and down, an arm 105 attached to the boom 104 so as to be able to swing up and down, and an arm 105 attached to the arm 105 so as to be able to swing up and down. And a boom cylinder 107 for vertically swinging the boom 104, an arm cylinder 108 for vertically swinging the arm 105, and a bucket cylinder 109 for vertically swinging the bucket 106. ing. Each of the boom cylinder 107, the arm cylinder 108, and the bucket cylinder 109 is an actuator that is driven by pressurized oil supplied from the hydraulic pump 2 described later.
「第１実施形態」（異常時に最大傾転角となる設定）
次に、油圧ショベルに搭載される油圧制御装置について説明する。図２は第１実施形態に係る油圧制御装置の構成図である。なお、図２は、各制御弁が制御されていない初期状態を示している。図２に示すように、可変容量型の油圧ポンプ２はエンジン１により駆動し、圧油を各シリンダ１０７，１０８，１０９、図示しない走行モータ等に供給している。油圧ポンプ２の吐出圧力は圧力検出器６で検出され、その検出データ（検出情報）は制御装置（制御部）５に入力される。制御装置５は、この検出データに基づき、油圧ポンプ２の吐出圧力が一定となるよう第１制御弁４（第１制御機構）の開度を調整して、レギュレータＲの動作を制御している。
"1st Embodiment" (setting to be the maximum tilt angle when abnormal)
Next, a hydraulic control device mounted on the hydraulic excavator will be described. FIG. 2 is a configuration diagram of the hydraulic control device according to the first embodiment. FIG. 2 shows an initial state in which each control valve is not controlled. As shown in FIG. 2, the variable displacement hydraulic pump 2 is driven by the engine 1 and supplies pressure oil to the cylinders 107, 108, 109, a traveling motor (not shown), and the like. The discharge pressure of the hydraulic pump 2 is detected by a pressure detector 6, and the detection data (detection information) is input to a control device (control unit) 5. The control device 5 controls the operation of the regulator R by adjusting the opening of the first control valve 4 (first control mechanism) so that the discharge pressure of the hydraulic pump 2 becomes constant based on the detection data. .
レギュレータＲには、パイロット油圧源３からのパイロット圧がパイロット回路ＰＣ１を介して供給される。ラインＬ１（第１回路）を介して供給されるパイロット圧（第１パイロット圧）は、サーボピストン２ａの面積の小さい側の第１受圧部２ｂに導入される。一方、ラインＬ２−Ｌ３（第２回路）を介して供給されるパイロット圧（第２パイロット圧）、またはラインＬ４−Ｌ５−Ｌ３（第３回路）を介して供給されるパイロット圧（第３パイロット圧）は、サーボピストン２ａの面積の大きい側の第２受圧部２ｃに導入される。 The regulator R is supplied with pilot pressure from a pilot hydraulic pressure source 3 via a pilot circuit PC1. The pilot pressure (first pilot pressure) supplied via the line L1 (first circuit) is introduced into the first pressure receiving portion 2b on the side where the area of the servo piston 2a is small. On the other hand, the pilot pressure (second pilot pressure) supplied via line L2-L3 (second circuit) or the pilot pressure (third pilot pressure) supplied via line L4-L5-L3 (third circuit) Pressure) is introduced into the second pressure receiving portion 2c on the side where the area of the servo piston 2a is large.
レギュレータＲは、ラインＬ１を介して第１受圧部２ｂに供給されるパイロット圧により、油圧ポンプ２の押しのけ量が最大となる最大傾転角となる方向に油圧ポンプ２の傾転角を変化させる。そして、第２受圧部２ｃにパイロット圧がかかっていない初期状態では、油圧ポンプ２は最大傾転角に保持されて、最大流量を出力する。一方、第２受圧部２ｃにパイロット圧がかかると、レギュレータＲは、油圧ポンプ２の押しのけ量がゼロとなる最小傾転角（ゼロ傾転角）となる方向に油圧ポンプ２の傾転角を変化させる。 The regulator R changes the tilt angle of the hydraulic pump 2 in the direction of the maximum tilt angle at which the displacement of the hydraulic pump 2 is maximized by the pilot pressure supplied to the first pressure receiving portion 2b via the line L1. . In the initial state where no pilot pressure is applied to the second pressure receiving portion 2c, the hydraulic pump 2 is maintained at the maximum tilt angle and outputs the maximum flow rate. On the other hand, when the pilot pressure is applied to the second pressure receiving portion 2c, the regulator R changes the tilt angle of the hydraulic pump 2 in the direction of the minimum tilt angle (zero tilt angle) at which the displacement of the hydraulic pump 2 becomes zero. Change.
第１制御弁４は、制御装置５からの指令入力が無い状態ではバネによりラインＬ２をドレンに連通しており、制御装置５からの指令が開く方向に与えられると、パイロット油圧源３からのパイロット圧を切換弁（切換手段）８に向けて送り出している。開く方向の指令値が増大するに従い、第１制御弁４はパイロット油圧源３からのパイロット圧を調整し、ラインＬ２のパイロット圧を増大させる。第２制御弁７は、油路１５（吐出圧供給回路）を介して導入される油圧ポンプ２の吐出圧が０の場合は、バネによりラインＬ４をドレンに連通しており、油路１５を介して油圧ポンプ２からの吐出圧（自己圧）が直接導入されることでラインＬ４とラインＬ５とを連通する。第２制御弁７は油圧ポンプ２の吐出圧が増大するに従いパイロット油圧源３からのパイロット圧を調整しラインＬ５のパイロット圧を増大させる。 When there is no command input from the control device 5, the first control valve 4 connects the line L2 to the drain by a spring, and when a command from the control device 5 is given in the opening direction, the first control valve 4 The pilot pressure is sent out to a switching valve (switching means) 8. As the command value in the opening direction increases, the first control valve 4 adjusts the pilot pressure from the pilot hydraulic power source 3 to increase the pilot pressure in the line L2. When the discharge pressure of the hydraulic pump 2 introduced via the oil passage 15 (discharge pressure supply circuit) is 0, the second control valve 7 connects the line L4 to the drain by a spring, and the oil passage 15 The line L4 communicates with the line L5 by directly introducing the discharge pressure (self-pressure) from the hydraulic pump 2 via the hydraulic pump 2. The second control valve 7 adjusts the pilot pressure from the pilot hydraulic source 3 to increase the pilot pressure in the line L5 as the discharge pressure of the hydraulic pump 2 increases.
切換弁８は、選択スイッチ９（選択装置）がＯＦＦではバネによりラインＬ２とラインＬ３とが連通する第１切換位置であり、選択スイッチ９がＯＮの場合、ラインＬ５とラインＬ３とが連通する第２切換位置に切り換わる。選択スイッチ９は、例えば運転室１１０の内部や旋回体１０２のエンジンルーム内に設けられており、オペレータの手動操作によって選択スイッチ９がＯＮとなるよう構成されている。なお、切換弁８は、選択スイッチ９にて電源入／切が可能な電磁式を用いているが、手動式であっても良い。 The switching valve 8 is a first switching position at which the line L2 and the line L3 communicate with each other by a spring when the selection switch 9 (selection device) is OFF. When the selection switch 9 is ON, the line L5 and the line L3 communicate. It switches to the second switching position. The selection switch 9 is provided, for example, in the cab 110 or in the engine room of the revolving superstructure 102, and is configured so that the selection switch 9 is turned on by manual operation of an operator. The switching valve 8 is an electromagnetic type that can be turned on / off by the selection switch 9, but may be a manual type.
次に、油圧ショベルの正常運転時における油圧制御装置の動作を説明する。図３は正常運転時における油圧制御装置の動作図、図４は図３に示す制御装置の制御ブロック図である。図３に示すように、正常運転時は圧力検出器６にて検出された油圧ポンプ２の吐出圧力値に基づいて、油圧ポンプ２の吐出圧力を目標圧に追従させる目標圧追従制御（第１の制御）に従うように、制御装置５が第１制御弁４の開度を制御している。 Next, the operation of the hydraulic control device during normal operation of the hydraulic shovel will be described. FIG. 3 is an operation diagram of the hydraulic control device during normal operation, and FIG. 4 is a control block diagram of the control device shown in FIG. As shown in FIG. 3, during normal operation, based on the discharge pressure value of the hydraulic pump 2 detected by the pressure detector 6, target pressure follow-up control (first pressure control) that causes the discharge pressure of the hydraulic pump 2 to follow the target pressure The control device 5 controls the opening degree of the first control valve 4 so as to comply with the control of (1).
具体的には、図４に示すように、制御装置５は、演算・算出された目標ポンプ圧力（目標圧）と、圧力検出器６からの圧力値とから、差分器５ａ、制御器５ｂ、信号変換器５ｃを介して第１制御弁４への出力を算出し、油圧ポンプ２の圧力目標値となるようにＰＩＤ制御などにより第１制御弁４を制御する。よって、サーボピストン２ａには、ラインＬ１からのパイロット圧とラインＬ２−Ｌ３からのパイロット圧とがかかり、両者の圧力差に応じて油圧ポンプ２の傾転角が制御される。なお、目標ポンプ圧力の設定は、特許文献１に示されているように、アクチュエータに操作指令を与える図示しない操作レバーからの操作信号に基づいて求める事が例として挙げられる。 Specifically, as shown in FIG. 4, the control device 5 calculates a difference 5 a, a controller 5 b, and a target pump pressure (target pressure) calculated and calculated from the pressure value from the pressure detector 6. The output to the first control valve 4 is calculated via the signal converter 5c, and the first control valve 4 is controlled by PID control or the like so as to reach the target pressure value of the hydraulic pump 2. Therefore, the pilot pressure from the line L1 and the pilot pressure from the lines L2-L3 are applied to the servo piston 2a, and the tilt angle of the hydraulic pump 2 is controlled according to the pressure difference between the two. The setting of the target pump pressure is, as shown in Patent Literature 1, as an example of obtaining the target pump pressure based on an operation signal from an operation lever (not shown) for giving an operation command to the actuator.
次に、油圧ショベルの異常時における油圧制御装置の動作を説明する。図５は、異常時における油圧制御装置の動作図である。図４に示すように、例えば、圧力検出器６や制御装置５などの故障により、第１制御弁４が正常に作動しないような場合、ラインＬ２のパイロット圧はドレンに排出され、ラインＬ２−Ｌ３を介してパイロット圧を第２受圧部２ｃに供給することができない。 Next, the operation of the hydraulic control device when the hydraulic shovel is abnormal will be described. FIG. 5 is an operation diagram of the hydraulic control device at the time of abnormality. As shown in FIG. 4, for example, when the first control valve 4 does not operate normally due to a failure of the pressure detector 6 or the control device 5, the pilot pressure in the line L2 is discharged to the drain, and the line L2- The pilot pressure cannot be supplied to the second pressure receiving unit 2c via L3.
一方、第１受圧部２ｂにはラインＬ１からパイロット圧が供給されているため、油圧ポンプ２の傾転角は最大傾転角となる。そのため、油圧ポンプ２は最大負荷で運転されることとなり、エンジン１がストール（以下、エンストという）する可能性がある。図６（ａ）に示す性能特性線図を用いて説明すると、エンジンのパワーカーブ（出力馬力）より油圧ポンプの出力が上側の領域では、過負荷となってエンストが生じる。 On the other hand, since the pilot pressure is supplied to the first pressure receiving portion 2b from the line L1, the tilt angle of the hydraulic pump 2 becomes the maximum tilt angle. Therefore, the hydraulic pump 2 is operated at the maximum load, and the engine 1 may stall (hereinafter, referred to as engine stall). Explaining with reference to the performance characteristic diagram shown in FIG. 6A, in a region where the output of the hydraulic pump is above the power curve (output horsepower) of the engine, an overload occurs and engine stall occurs.
これを解消するために、本実施形態では、オペレータが選択スイッチ９を操作すると、切換弁８を第１切換位置から第２切換位置に切り換わり、ラインＬ５−Ｌ３が連通すると共に、第２制御弁７（第２制御機構）が油圧ポンプ２の吐出圧により動作してラインＬ４とラインＬ５とを所定の開度で連通させる。これにより、パイロット圧がラインＬ４−Ｌ５−Ｌ３を介して第２受圧部２ｃに供給されるため、油圧ポンプ２は、第１受圧部２ｂと第２受圧部２ｃとの差圧に応じた傾転角に制御される。この状態では、第２制御弁７は油路１５により供給された油圧ポンプ２の吐出圧力（自己圧）により制御されるため、油圧ポンプ２の傾転角は、吐出圧力Ｐの増加に連れて吐出流量Ｑが減少する吐出圧−流量制御（第２の制御）に従って制御されることとなる。 In order to solve this, in the present embodiment, when the operator operates the selection switch 9, the switching valve 8 is switched from the first switching position to the second switching position, and the lines L5-L3 communicate with each other, and the second control is performed. The valve 7 (second control mechanism) operates by the discharge pressure of the hydraulic pump 2 to connect the line L4 and the line L5 with a predetermined opening. As a result, the pilot pressure is supplied to the second pressure receiving portion 2c via the line L4-L5-L3, so that the hydraulic pump 2 tilts according to the pressure difference between the first pressure receiving portion 2b and the second pressure receiving portion 2c. The turning angle is controlled. In this state, since the second control valve 7 is controlled by the discharge pressure (self-pressure) of the hydraulic pump 2 supplied through the oil passage 15, the tilt angle of the hydraulic pump 2 increases as the discharge pressure P increases. The discharge flow rate Q is controlled according to the discharge pressure-flow rate control (second control) in which the discharge flow rate Q decreases.
よって、図６（ｂ）に示す性能特性線図に示す通り、油圧ポンプ２をエンジン１のパワーカーブより下側の領域で使用することができるため、異常時においてエンストが発生するのを防止することができる。しかも、油圧ポンプ２の流量はある程度確保されているため、例えば異常時において油圧ショベルを一時的に退避させる動作や、フロント作業機１０３による所定の動作を確実に行うことができる。なお、吐出圧−流量制御にて油圧ポンプ２の出力をエンジン１の出力馬力以下の領域で推移させるために、吐出圧に対するエンジン１の出力馬力に規定される吐出量より油圧ポンプ２の吐出量が低くなるように設定すればよい。具体的には受圧部ピストンの位置制御をするために、受圧部ピストンに作用する圧力をコントロールすることで実現できる。 Therefore, as shown in the performance characteristic diagram of FIG. 6B, the hydraulic pump 2 can be used in a region below the power curve of the engine 1, so that occurrence of engine stall at the time of abnormality is prevented. be able to. In addition, since the flow rate of the hydraulic pump 2 is ensured to some extent, the operation of temporarily retreating the hydraulic shovel and the predetermined operation by the front work machine 103 can be reliably performed, for example, in the event of an abnormality. In order to change the output of the hydraulic pump 2 in a region equal to or less than the output horsepower of the engine 1 by the discharge pressure-flow rate control, the discharge amount of the hydraulic pump 2 is calculated based on the discharge amount specified for the output horsepower of the engine 1 with respect to the discharge pressure. May be set to be low. Specifically, in order to control the position of the pressure receiving portion piston, it can be realized by controlling the pressure acting on the pressure receiving portion piston.
このように、第１実施形態に係る油圧制御装置によれば、油圧ポンプ２を目標圧追従制御（第１の制御）に従って制御することで、流量を必要としない状況下では傾転角をゼロにすることができるため、省エネ効果が高い。また、制御装置５の故障等によりレギュレータの制御不能となった場合には、油圧ポンプ２の傾転角が最大となるが、選択スイッチ９をオペレータが操作することにより、第２制御弁７を介してパイロット圧をレギュレータＲに供給して、油圧ポンプ２を吐出圧―流量制御（第２の制御）に従って制御することができる。そのため、異常時に油圧ポンプ２の吐出流量が抑えられる結果、エンストを防止することができる。 As described above, according to the hydraulic control device according to the first embodiment, by controlling the hydraulic pump 2 in accordance with the target pressure follow-up control (first control), the tilt angle can be reduced to zero in a situation where a flow rate is not required. Energy saving effect is high. Further, when the regulator cannot be controlled due to a failure of the control device 5 or the like, the tilt angle of the hydraulic pump 2 becomes maximum. However, when the selection switch 9 is operated by the operator, the second control valve 7 is set. By supplying the pilot pressure to the regulator R via the control unit, the hydraulic pump 2 can be controlled in accordance with the discharge pressure-flow rate control (second control). Therefore, the discharge flow rate of the hydraulic pump 2 is suppressed in the event of an abnormality, and engine stall can be prevented.
なお、第２制御弁のバネ特性を変更することにより、図６（ｂ）に示す吐出圧−流量制御特性を線形から非線形にすることもできる。 The discharge pressure-flow rate control characteristic shown in FIG. 6B can be changed from linear to non-linear by changing the spring characteristic of the second control valve.
「第２実施形態」（異常時に最小傾転角となる設定）
次に、第２実施形態に係る油圧制御装置について説明する。図７は第２実施形態に係る油圧制御装置の構成図である。なお、図７は、各制御弁が制御されていない初期状態を示している。第２実施形態は、油圧ポンプ２の傾転角が初期状態において最小傾転角になるよう設定されている点で第１実施形態と構成が異なる。具体的には第１制御機構とその制御ブロックに相違がある。以下、この構成の相違に関する部分を中心に説明を行い、第１実施形態と共通する構成についての説明は省略する。
"Second embodiment" (setting to minimize the tilt angle when abnormal)
Next, a hydraulic control device according to a second embodiment will be described. FIG. 7 is a configuration diagram of a hydraulic control device according to the second embodiment. FIG. 7 shows an initial state in which each control valve is not controlled. The second embodiment differs from the first embodiment in that the tilt angle of the hydraulic pump 2 is set to be the minimum tilt angle in the initial state. Specifically, there is a difference between the first control mechanism and its control block. Hereinafter, a description will be given mainly of a portion relating to the difference in the configuration, and description of the configuration common to the first embodiment will be omitted.
第１制御弁４’（第１制御機構）は、制御装置５からの指令入力が無い状態では、バネによりパイロット油圧源３とラインＬ２を連通させて、パイロット油圧源３からのパイロット圧を切換弁８に向けて送り出している。制御装置５からの指令が閉じる方向に与えられると、パイロット油圧源３とラインＬ２とを絞るように動作する。閉じる方向の指令値が増大するにつれてパイロット油圧源３からのパイロット圧を調整し、ラインＬ２のパイロット圧を減少させる。 The first control valve 4 ′ (first control mechanism) switches the pilot pressure from the pilot hydraulic source 3 by connecting the pilot hydraulic source 3 to the line L <b> 2 by a spring when there is no command input from the control device 5. It is sent out to the valve 8. When a command from the control device 5 is given in the closing direction, the operation is performed so as to restrict the pilot hydraulic power source 3 and the line L2. As the command value in the closing direction increases, the pilot pressure from pilot hydraulic pressure source 3 is adjusted, and the pilot pressure in line L2 is reduced.
レギュレータＲは、第１制御弁４’に対し制御装置５からの指令入力が無い状態では、ラインＬ１を介して第１受圧部２ｂに供給されるパイロット圧とラインＬ２−Ｌ３を介して第２受圧部２ｃに供給されるパイロット圧とは、パイロット油圧源３の吐出圧と同圧となる。これらがサーボピストン２ａの面積の小さい側の第１受圧部２ｂと大きい側の第２受圧部２ｃに導入される事により、油圧ポンプ２の押しのけ量がゼロとなる最小傾転角となる方向に油圧ポンプ２の傾転角を変化させる。そして、油圧ポンプ２は最小傾転角に保持されて、流量を殆ど出力しない。一方、第１制御弁４’に対し制御装置５からの指令入力が入り、第２受圧部２ｃにかかるパイロット圧が減少すると、レギュレータＲは、油圧ポンプ２の吐出流量が最大となる最大傾転角となる方向に油圧ポンプ２の傾転角を変化させる。 When there is no command input from the control device 5 to the first control valve 4 ', the regulator R controls the pilot pressure supplied to the first pressure receiving unit 2b via the line L1 and the second pressure via the line L2-L3. The pilot pressure supplied to the pressure receiving section 2c is equal to the discharge pressure of the pilot hydraulic pressure source 3. These are introduced into the first pressure receiving portion 2b on the small side and the second pressure receiving portion 2c on the large side of the servo piston 2a, so that the displacement of the hydraulic pump 2 becomes the minimum tilt angle at which the displacement becomes zero. The tilt angle of the hydraulic pump 2 is changed. The hydraulic pump 2 is kept at the minimum tilt angle and hardly outputs a flow rate. On the other hand, when a command input from the control device 5 is input to the first control valve 4 ′ and the pilot pressure applied to the second pressure receiving portion 2 c decreases, the regulator R becomes the maximum tilt at which the discharge flow rate of the hydraulic pump 2 becomes maximum. The tilt angle of the hydraulic pump 2 is changed in the angle direction.
次に、油圧ショベルの正常運転時における油圧制御装置の動作を説明する。図８は正常運転時における油圧制御装置の動作図、図９は図８に示す制御装置の制御ブロック図である。図８に示すように、正常運転時は圧力検出器６にて検出された油圧ポンプ２の吐出圧力値に基づいて、油圧ポンプ２の吐出圧力を目標圧に追従させる目標圧追従制御（第１の制御）に従うように、制御装置５が第１制御弁４’の開度を制御している。 Next, the operation of the hydraulic control device during normal operation of the hydraulic shovel will be described. FIG. 8 is an operation diagram of the hydraulic control device during normal operation, and FIG. 9 is a control block diagram of the control device shown in FIG. As shown in FIG. 8, during normal operation, based on the discharge pressure value of the hydraulic pump 2 detected by the pressure detector 6, the target pressure follow-up control (first pressure control) that causes the discharge pressure of the hydraulic pump 2 to follow the target pressure The control device 5 controls the opening degree of the first control valve 4 ′ so as to comply with the control of (1).
具体的には、図９に示すように、制御装置５は、演算・算出された目標ポンプ圧力（目標圧）と、圧力検出器６からの圧力値とから、差分器５ａ、制御器５ｂ、信号変換器５ｃ’を介して第１制御弁４’への出力を算出し、油圧ポンプ２の圧力目標値となるようにＰＩＤ制御などにより第１制御弁４’を制御する。よって、サーボピストン２ａには、ラインＬ１からのパイロット圧とラインＬ２−Ｌ３からのパイロット圧とがかかり、両者の圧力差に応じて油圧ポンプ２の傾転角が制御される。なお、第２実施形態に係る信号変換器５Ｃ’は、第１実施形態に係る信号変換器５ｃと特性が異なる。 Specifically, as shown in FIG. 9, the control device 5 calculates a difference value 5 a, a control value 5 b, and a target value based on the calculated and calculated target pump pressure (target pressure) and the pressure value from the pressure detector 6. The output to the first control valve 4 ′ is calculated via the signal converter 5 c ′, and the first control valve 4 ′ is controlled by PID control or the like so as to reach the target pressure value of the hydraulic pump 2. Therefore, the pilot pressure from the line L1 and the pilot pressure from the lines L2-L3 are applied to the servo piston 2a, and the tilt angle of the hydraulic pump 2 is controlled according to the pressure difference between the two. Note that the signal converter 5C 'according to the second embodiment has different characteristics from the signal converter 5c according to the first embodiment.
次に、油圧ショベルの異常時における油圧制御装置の動作を説明する。図１０は、異常時における油圧制御装置の動作図である。図１０に示すように、例えば、圧力検出器６や制御装置５などの故障により、第１制御弁４’が正常に作動しないような場合、ラインＬ２のパイロット圧はパイロット油圧源３の吐出圧と同圧となり、ラインＬ２−Ｌ３を介してパイロット圧が第２受圧部２ｃに供給される。 Next, the operation of the hydraulic control device when the hydraulic shovel is abnormal will be described. FIG. 10 is an operation diagram of the hydraulic control device at the time of abnormality. As shown in FIG. 10, for example, when the first control valve 4 ′ does not operate normally due to a failure of the pressure detector 6, the control device 5, or the like, the pilot pressure of the line L 2 becomes the discharge pressure of the pilot hydraulic pressure source 3. , And the pilot pressure is supplied to the second pressure receiving unit 2c via the line L2-L3.
一方、第１受圧部２ｂにはラインＬ１からパイロット圧が供給されており、第１受圧部２ｂと第２受圧部２ｃに供給されるパイロット圧は各々同圧となる。これらがサーボピストン２ａの面積の小さい側の第１受圧部２ｂと大きい側の第２受圧部２ｃに導入される事により、油圧ポンプ２の傾転角は最小傾転角となり、油圧ポンプ２は圧油を吐出することができない。そのため、異常時において油圧ショベルを退避させることができず、またブームシリンダ１０７、アームシリンダ１０８、及びバケットシリンダ１０９を作動させることもできない状況となる。 On the other hand, the pilot pressure is supplied to the first pressure receiving unit 2b from the line L1, and the pilot pressure supplied to the first pressure receiving unit 2b and the pilot pressure supplied to the second pressure receiving unit 2c are the same. These are introduced into the first pressure receiving portion 2b on the smaller side of the servo piston 2a and the second pressure receiving portion 2c on the larger side, so that the tilt angle of the hydraulic pump 2 becomes the minimum tilt angle, and the hydraulic pump 2 Pressure oil cannot be discharged. Therefore, the hydraulic shovel cannot be retracted in an abnormal state, and the boom cylinder 107, the arm cylinder 108, and the bucket cylinder 109 cannot be operated.
これを解消するために、本実施形態では、オペレータが選択スイッチ９を操作すると、切換弁８によりラインＬ５−Ｌ３が連通する。また、異常時に油圧ポンプ２は最小傾転角で動作するから、圧油を殆ど吐出しない。よって、油圧ポンプ２が最小傾転角の状態で動作している間、第２制御弁７には油圧ポンプ２の吐出圧が導入されず、第２制御弁７はバネにより初期状態に保持される。そのため、ラインＬ４とラインＬ５とが閉じた状態かつ、ラインＬ５がドレンに連通する状態となり、第２受圧部２ｃに供給されるパイロット圧はドレン圧となる。その結果、油圧ポンプ２は、傾転角が最大傾転角の方向に変化し、第１受圧部２ｂと第２受圧部２ｃとの差圧に応じた傾転角に制御される。 In order to solve this, in the present embodiment, when the operator operates the selection switch 9, the lines L5-L3 are communicated by the switching valve 8. In addition, the hydraulic pump 2 operates at the minimum tilt angle in the event of an abnormality, and therefore hardly discharges pressure oil. Therefore, while the hydraulic pump 2 is operating with the minimum tilt angle, the discharge pressure of the hydraulic pump 2 is not introduced into the second control valve 7, and the second control valve 7 is held in the initial state by the spring. You. Therefore, the line L4 and the line L5 are closed and the line L5 communicates with the drain, and the pilot pressure supplied to the second pressure receiving unit 2c is the drain pressure. As a result, the tilt angle of the hydraulic pump 2 changes in the direction of the maximum tilt angle, and is controlled to a tilt angle corresponding to the pressure difference between the first pressure receiving portion 2b and the second pressure receiving portion 2c.
そして、次第に、第２制御弁７は油圧ポンプ２の吐出圧力（自己圧）により制御され、油圧ポンプ２の傾転角は、吐出圧力Ｐの増加に連れて吐出流量Ｑが減少する吐出圧−流量制御（第２の制御）に従って制御されることとなる。よって、異常時であっても、油圧ショベルを安全な場所に退避させたり、フロント作業機１０３を安全な姿勢になるよう動作させたりすることができる。 Then, gradually, the second control valve 7 is controlled by the discharge pressure (self-pressure) of the hydraulic pump 2, and the tilt angle of the hydraulic pump 2 decreases as the discharge pressure P decreases as the discharge pressure P increases. It is controlled according to the flow rate control (second control). Therefore, even in the event of an abnormality, the hydraulic shovel can be retracted to a safe place, or the front work machine 103 can be operated to take a safe posture.
このように、第２実施形態に係る油圧制御装置によれば、油圧ポンプ２を目標圧追従制御（第１の制御）に従って制御することで、流量を必要としない状況下では傾転角をゼロにすることができるため、省エネ効果が高い。また、制御装置５の故障等によりレギュレータの制御不能となった場合には、油圧ポンプ２の傾転角が最小となるが、選択スイッチ９をオペレータが操作することにより、第１実施形態と同様、第２制御弁７を介してパイロット圧をレギュレータＲに供給して、油圧ポンプ２を吐出圧−流量制御（第２の制御）に従って制御することができる。そのため、異常時に油圧ショベルの安全上必要な動作を行うことができる。 As described above, according to the hydraulic control device according to the second embodiment, by controlling the hydraulic pump 2 in accordance with the target pressure follow-up control (first control), the tilt angle can be reduced to zero in a situation where a flow rate is not required. Energy saving effect is high. When the regulator cannot be controlled due to a failure of the control device 5 or the like, the tilt angle of the hydraulic pump 2 is minimized. However, when the operator operates the selection switch 9, the same as in the first embodiment is performed. By supplying the pilot pressure to the regulator R via the second control valve 7, the hydraulic pump 2 can be controlled according to the discharge pressure-flow rate control (second control). Therefore, an operation necessary for safety of the excavator can be performed at the time of abnormality.
「第３実施形態」
次に、本発明の第３実施形態に係る油圧制御装置について説明する。第３実施形態に係る油圧制御装置は、レギュレータの駆動がメカニカル方式で制御されている点に特徴がある。以下、この特徴点を中心に説明する。図１１は、第３実施形態に係る油圧制御装置の構成を示す図である。第１実施形態と同一部分には同一符号を付し説明を省略する。
"Third embodiment"
Next, a hydraulic control device according to a third embodiment of the present invention will be described. The hydraulic control device according to the third embodiment is characterized in that the driving of the regulator is controlled by a mechanical method. Hereinafter, description will be made focusing on this characteristic point. FIG. 11 is a diagram illustrating a configuration of a hydraulic control device according to the third embodiment. The same parts as those in the first embodiment are denoted by the same reference numerals, and description thereof will be omitted.
第３実施形態に係る油圧制御装置では、図１１に示すように、パイロット回路ＰＣ２を介してレギュレータＲにパイロット圧が供給されて、レギュレータＲがメカニカル方式で駆動する。第３実施形態に係る油圧制御装置は、パイロット油圧源３からレギュレータＲの第１受圧部２ｂにパイロット圧を常時供給するラインＬ１１（第１回路）と、パイロット油圧源３からレギュレータＲの第２受圧部２ｃにパイロット圧を供給するラインＬ１２（第２回路）およびラインＬ１３と、ラインＬ１２に設けられ、パイロット油圧源３からのパイロット圧を調整し制御圧力を出力する圧力制御スプール（スプール）１１（レギュレータ制御機構）と、ラインＬ１３に設けられ、パイロット油圧源３からのパイロット圧を調整し制御圧力を出力する流量制御スプール１２と、圧力制御スプール１１を制御する電磁比例弁１３（レギュレータ制御機構）と、流量制御スプール１２を制御する電磁比例弁１４と、電磁比例弁１３への圧力制御指令及び電磁比例弁１４への流量制限指令を出力する制御装置５とを備えている。 In the hydraulic control device according to the third embodiment, as shown in FIG. 11, a pilot pressure is supplied to a regulator R via a pilot circuit PC2, and the regulator R is driven in a mechanical system. The hydraulic pressure control device according to the third embodiment includes a line L11 (first circuit) that constantly supplies pilot pressure from the pilot hydraulic pressure source 3 to the first pressure receiving portion 2b of the regulator R, and a second line of the regulator R from the pilot hydraulic pressure source 3. A line L12 (second circuit) and a line L13 for supplying pilot pressure to the pressure receiving section 2c, and a pressure control spool (spool) 11 provided on the line L12 for adjusting pilot pressure from the pilot hydraulic pressure source 3 and outputting control pressure. A regulator control mechanism, a flow control spool 12 provided on the line L13 for adjusting the pilot pressure from the pilot hydraulic pressure source 3 and outputting a control pressure, and an electromagnetic proportional valve 13 for controlling the pressure control spool 11 (regulator control mechanism). ), An electromagnetic proportional valve 14 for controlling the flow control spool 12, and a pressure control for the electromagnetic proportional valve 13. And a control unit 5 for outputting a flow restriction command to the decree and the electromagnetic proportional valve 14.
各々のスプール１１，１２にはスリーブ１１ｃ，１２ｃが備えられ、ポンプ傾転の位置（傾転角）がフィードバックされ、これによりスプール位置に応じた傾転制御が精度良くなされるように構成されている（傾転位置フィードバック機構付）。 The spools 11 and 12 are provided with sleeves 11c and 12c, respectively, and the position of the pump tilt (tilt angle) is fed back, whereby the tilt control according to the spool position is performed with high accuracy. (With tilt position feedback mechanism).
さらに、圧力制御スプール１１には油圧ポンプ２からの吐出圧力が電磁比例弁１３からのパイロット圧と同方向推力となるように併設された油室に付勢し、またそれとは反対推力となるような推力を与える上、その推力の大きさを切り換えることができる推力切換機構３０（設定装置）と、オペレータが推力切換機構３０に切換指示をする選択スイッチ９（選択装置）と、を備えている。 Further, the pressure control spool 11 urges the oil chamber provided so that the discharge pressure from the hydraulic pump 2 has the same direction as the pilot pressure from the electromagnetic proportional valve 13, and has a thrust opposite thereto. A thrust switching mechanism 30 (setting device) that can switch the magnitude of the thrust while giving a strong thrust, and a selection switch 9 (selection device) that allows the operator to instruct the thrust switching mechanism 30 to switch. .
なお、流量制御は従来の方式と同一であり、電磁比例弁１４により傾転量に応じた指令圧が入力されると流量制御スプール１２が対抗するスプリングを押してあるストローク量が定まる。これにより外部指令による流量制御機能が流量制御スプール１２によって得られるものである。 The flow control is the same as the conventional method. When a command pressure corresponding to the amount of tilt is input by the electromagnetic proportional valve 14, the flow control spool 12 presses the opposing spring to determine the stroke amount. Thus, a flow control function based on an external command is obtained by the flow control spool 12.
次に、推力切換機構３０の詳細について、図１２を用いて説明する。図１２は、推力切換機構３０の詳細を示す図である。図１２に示すように、推力切換機構３０は、油圧ポンプ２からのポンプ圧力や電磁比例弁１３を介して供給されるパイロット圧によって軸方向に押圧される圧力制御スプール１１に対抗するように、サブスプール３１と、第１スプリング３２と、第２スプリング３３と、第２スプリング３３を保持するスプリング保持ピストン３４と、を含んで構成される。 Next, details of the thrust switching mechanism 30 will be described with reference to FIG. FIG. 12 is a diagram showing details of the thrust switching mechanism 30. As shown in FIG. 12, the thrust switching mechanism 30 opposes the pressure control spool 11 that is pressed in the axial direction by the pump pressure from the hydraulic pump 2 or the pilot pressure supplied through the electromagnetic proportional valve 13. The sub-spool 31 includes a first spring 32, a second spring 33, and a spring holding piston 34 that holds the second spring 33.
サブスプール３１は、ハウジング３６内において軸方向に所定の移動量（圧力制御スプール１１の制御量に相当する量）だけ作動するよう制限されている。また、スプリング保持ピストン３４についても、同様にその作動が制限されるように構成されている。そして、詳しくは後述するが、スプリング保持ピストン３４と圧力制御スプール１１との間には第２スプリング３３が初期撓みの状態で介在するよう構成されている。つまり、第２スプリング３３が初期撓みの状態からさらに圧縮されて、その反力が圧力制御スプール１１とスプリング保持ピストン３４とに作用しないよう構成されている。 The sub-spool 31 is limited to operate within the housing 36 by a predetermined amount of movement in the axial direction (an amount corresponding to the control amount of the pressure control spool 11). Also, the operation of the spring holding piston 34 is similarly restricted. As will be described later in detail, the second spring 33 is configured to be interposed between the spring holding piston 34 and the pressure control spool 11 in a state of initial bending. That is, the second spring 33 is configured to be further compressed from the state of the initial deflection, and the reaction force does not act on the pressure control spool 11 and the spring holding piston 34.
また、サブスプール３１を圧力制御スプール１１の方向に付勢する第１油室３０ａと、サブスプール３１とスプリング保持ピストン３４とに囲まれた第２油室３０ｂと、スプリング保持ピストン３４と圧力制御スプール１１とに囲まれた第３油室３０ｃを有し、それぞれ油路Ｌａ、油路Ｌｂ、油路Ｌｃとつながっている。油路Ｌａ、油路Ｌｂは供給圧力を切換える切換弁３５（切換手段）を介してパイロット油圧源３またはドレンへと選択的に接続される。油路Ｌｃはドレンと接続される。 Further, a first oil chamber 30a for urging the sub-spool 31 in the direction of the pressure control spool 11, a second oil chamber 30b surrounded by the sub-spool 31 and the spring holding piston 34, It has a third oil chamber 30c surrounded by the spool 11, and is connected to an oil passage La, an oil passage Lb, and an oil passage Lc, respectively. The oil passages La and Lb are selectively connected to the pilot hydraulic power source 3 or the drain via a switching valve 35 (switching means) for switching the supply pressure. The oil passage Lc is connected to the drain.
選択スイッチ９は高圧まで圧力制御可能な通常モード（切換弁３５がＡ位置（第１切換位置）にある状態）、馬力制御可能なバックアップモード（切換弁３５がＢ位置（第２切換位置）にある状態）、低い圧力のみ供給可能な縮退モード（切換弁３５がＣ位置（第３切換位置）にある状態）が選択できるように構成されている。なお、詳しくは後述するが、通常モードでは油圧ポンプ２が目標圧追従制御（第１の制御）で制御され、バックアップモードでは油圧ポンプ２が吐出圧−流量制御（第２の制御）で制御され、縮退モードでは油圧ポンプ２の吐出圧力が第１の制御もしくは第２の制御で用いられる最大圧力より低い所定の低圧力領域にある場合に所定の流量を吐出するようレギュレータ制御（第３の制御）で油圧ポンプ２が制御されている。なお、第１の制御もしくは第２の制御で用いられる最大圧力とは、例えば図示しないリリーフ圧力である。 The selection switch 9 is in a normal mode in which pressure control can be performed up to a high pressure (a state in which the switching valve 35 is at the position A (first switching position)), and in a backup mode in which horsepower can be controlled (the switching valve 35 is in position B (second switching position)). (A certain state) and a degenerate mode (a state in which the switching valve 35 is in the C position (third switching position)) in which only a low pressure can be supplied. As will be described in detail later, in the normal mode, the hydraulic pump 2 is controlled by the target pressure follow-up control (first control), and in the backup mode, the hydraulic pump 2 is controlled by the discharge pressure-flow rate control (second control). In the degenerate mode, when the discharge pressure of the hydraulic pump 2 is in a predetermined low pressure region lower than the maximum pressure used in the first control or the second control, a regulator control (third control) is performed so as to discharge a predetermined flow rate. ) Controls the hydraulic pump 2. The maximum pressure used in the first control or the second control is, for example, a relief pressure (not shown).
次に、第３実施形態に係る油圧制御装置の動作について説明する。図１３は、各モードにおける推力切換機構３０の動作と油圧ポンプの制御特性を示す図である。 Next, the operation of the hydraulic control device according to the third embodiment will be described. FIG. 13 is a diagram showing the operation of the thrust switching mechanism 30 and the control characteristics of the hydraulic pump in each mode.
「通常モード」
選択スイッチ９が「通常モード」にある時は、切換弁３５はＡ位置側（図１２参照）となって第１油室３０ａにはパイロット圧が供給され、第２油室３０ｂはドレンと接続される。この状態を図１３（ａ）に示す。図１３（ａ）に示すように、通常モードでは第１油室３０ａにパイロット圧が作用することによりサブスプール３１が圧力制御スプール１１側へ押し付けられる。また第２油室３０ｂはドレンに接続されていることからスプリング保持ピストン３４はフリー状態となり、第２スプリング３３は撓まない状態になる。
"Normal mode"
When the selection switch 9 is in the "normal mode", the switching valve 35 is set to the position A (see FIG. 12), the pilot pressure is supplied to the first oil chamber 30a, and the second oil chamber 30b is connected to the drain. Is done. This state is shown in FIG. As shown in FIG. 13A, in the normal mode, the pilot pressure acts on the first oil chamber 30a, so that the sub spool 31 is pressed against the pressure control spool 11 side. Since the second oil chamber 30b is connected to the drain, the spring holding piston 34 is in a free state, and the second spring 33 is in a state where it is not bent.
通常モードにおける圧力制御スプール１１の押し込みの推力ＦＡは、以下の式（１）により求められる。
ＦＡ＝Ａ１・Ｐ＋ｋ１（ｘ＋ｘ１０） ・・・（１）
ｘ：圧力制御スプールの変位
ｘ１０：第１スプリングの初期撓み
Ｐ：パイロット圧力
Ａ１：サブスプールのパイロット受圧面積
ｋ１：第１スプリングのバネ定数
Thrust F A pushing pressure control spool 11 in the normal mode is determined by the following equation (1).
F A = A 1 · P + k 1 (x + x 10 ) (1)
x: displacement of the pressure control spool x 10 : initial deflection of the first spring P: pilot pressure A 1 : pilot receiving pressure area of the sub-spool k 1 : spring constant of the first spring
通常モードでは、油圧ポンプ２が作動油を吐出し圧力が上昇すると自己圧を導く油路１５（図１１参照）よりポンプ圧が受圧部１１ａに作用する。また制御装置５からの圧力信号により電磁比例弁１３を介してパイロット圧が受圧部１１ｂに作用する。推力切換機構３０からの推力ＦＡとこれら受圧部１１ａ、１１ｂに作用した推力とにより圧力制御スプール１１が動作し、これらの力のバランスするところで圧力制御スプール１１が保持される。その結果、サーボピストン２ａはそれに追従し、傾転角が所望の角度に制御される（第１制御機構）。通常モードでは、油圧ポンプ２の吐出圧が目標吐出圧になるよう目標圧追従制御されており、図１３（ａ）に示す圧力−流量特性となる。これにより、油圧ポンプ２が無駄な流量を吐出することがないため、省エネ効果が高い。 In the normal mode, when the hydraulic pump 2 discharges the working oil and increases the pressure, the pump pressure acts on the pressure receiving portion 11a from the oil passage 15 (see FIG. 11) that guides the self pressure. Further, the pilot pressure acts on the pressure receiving portion 11b through the electromagnetic proportional valve 13 according to the pressure signal from the control device 5. Thrust F A and these pressure-receiving portion 11a of the thrust switching mechanism 30, the pressure control spool 11 is operated by the thrust acting on the 11b, the pressure control spool 11 is held at the balance of these forces. As a result, the servo piston 2a follows it, and the tilt angle is controlled to a desired angle (first control mechanism). In the normal mode, the target pressure follow-up control is performed so that the discharge pressure of the hydraulic pump 2 becomes the target discharge pressure, and the pressure-flow characteristic shown in FIG. Accordingly, the hydraulic pump 2 does not discharge a useless flow rate, so that the energy saving effect is high.
「バックアップモード」
選択スイッチ９が「バックアップモード」にある時は、切換弁３５はＢ位置側（図１２参照）となって第１油室３０ａはドレンに接続され、第２油室３０ｂにはパイロット圧が供給される。この状態を図１３（ｂ）に示す。図１３（ｂ）に示すように、バックアップモードでは第１油室３０ａがドレンに接続されているため、サブスプール３１が圧力制御スプール１１とは反対側へ押し付けられる。また、第２油室３０ｂにはパイロット圧が供給されているため、スプリング保持ピストン３４は圧力制御スプール１１側へ押し付けられガイドストッパ３７ａにて保持される。これにより、第２スプリング３３は初期撓みの状態で圧力制御スプール１１を押し付けている状態になる。
"Backup mode"
When the selection switch 9 is in the “backup mode”, the switching valve 35 is at the position B (see FIG. 12), the first oil chamber 30a is connected to the drain, and the pilot pressure is supplied to the second oil chamber 30b. Is done. This state is shown in FIG. As shown in FIG. 13B, in the backup mode, since the first oil chamber 30a is connected to the drain, the sub spool 31 is pressed to the side opposite to the pressure control spool 11. Since the pilot pressure is supplied to the second oil chamber 30b, the spring holding piston 34 is pressed against the pressure control spool 11 and is held by the guide stopper 37a. Thereby, the second spring 33 is in a state of pressing the pressure control spool 11 in the state of the initial deflection.
バックアップモードにおける圧力制御スプール１１の押し込みの推力ＦＢは、以下の式（２）により求められる。
ＦＢ＝ｋ２（ｘ＋ｘ２０） ・・・（２）
ｘ：圧力制御スプールの変位
ｘ２０：第２スプリングの初期撓み
ｋ２：第２スプリングのバネ定数
Thrust F B of the indentation of the pressure control spool 11 in the backup mode is determined by the following equation (2).
F B = k 2 (x + x 20 ) (2)
x: displacement of the pressure control spool x 20 : initial deflection of the second spring k 2 : spring constant of the second spring
バックアップモードでは、油圧ポンプ２が作動油を吐出し圧力が上昇すると自己圧を導く油路１５（図１１参照）よりポンプ圧が受圧部１１ａに作用する。また制御装置５からの圧力信号により電磁比例弁１３を介してパイロット圧が受圧部１１ｂに作用する。推力切換機構３０からの推力ＦＢとこれら受圧部１１ａ、１１ｂに作用した推力とにより圧力制御スプール１１が動作し、これらの力のバランスするところで圧力制御スプール１１が保持される。その結果、サーボピストン２ａはそれに追従し、最終的に油圧ポンプ２の吐出圧力が、推力切換機構３０の反力と制御装置５からの圧力指令値とから決まる目標圧力に制御される（第２制御機構）。このバックアップモードでは、油圧ポンプ２の圧力−流量特性が図１３（ｂ）に示すように、圧力の増加に従って流量が減少する吐出圧−流量制御特性となる。 In the backup mode, when the hydraulic pump 2 discharges the hydraulic oil and increases the pressure, the pump pressure acts on the pressure receiving portion 11a from the oil passage 15 (see FIG. 11) that guides the self pressure. Further, the pilot pressure acts on the pressure receiving portion 11b through the electromagnetic proportional valve 13 according to the pressure signal from the control device 5. Thrust F B and these pressure-receiving portion 11a of the thrust switching mechanism 30, the pressure control spool 11 is operated by the thrust acting on the 11b, the pressure control spool 11 is held at the balance of these forces. As a result, the servo piston 2a follows it, and finally the discharge pressure of the hydraulic pump 2 is controlled to the target pressure determined by the reaction force of the thrust switching mechanism 30 and the pressure command value from the control device 5 (second). Control mechanism). In this backup mode, the pressure-flow rate characteristic of the hydraulic pump 2 is a discharge pressure-flow rate control characteristic in which the flow rate decreases as the pressure increases, as shown in FIG.
また、バックアップモードは制御装置５が故障していない場合では圧力−流量特性が電磁比例弁１３の指令圧に応じて圧力がシフトする方向（圧力が下がる方向）に作用することになり、制御装置５の制御が不具合ない場合でも馬力制御＋特性シフトの特性として利用することができる。これにより目標とする馬力に合わせた設定にすることも可能である。また、制御装置５により指令を無くすことでハード設定した馬力特性とすることができる。これにより制御装置５等のトラブルになった場合においても、オペレータは制御装置５とは別の選択スイッチ９にてバックアップモードに切換えることで、ポンプ駆動力過負荷によるエンスト防止や負荷の軽い際の高速駆動にも対応できる。 Further, in the backup mode, when the control device 5 is not out of order, the pressure-flow characteristic acts in the direction in which the pressure shifts (the direction in which the pressure decreases) in accordance with the command pressure of the electromagnetic proportional valve 13. Even when the control of No. 5 has no problem, it can be used as the characteristic of horsepower control + characteristic shift. In this way, it is possible to make settings that match the target horsepower. Further, by eliminating the command by the control device 5, it is possible to obtain a horsepower characteristic set in hardware. Even when a trouble occurs in the control device 5 or the like, the operator can switch to the backup mode by using the selection switch 9 different from the control device 5 to prevent the engine from stalling due to overload of the pump driving force or to reduce the load when the load is light. It can handle high-speed driving.
「縮退モード」
選択スイッチ９が「縮退モード」にある時は、切換弁３５はＣ位置側（図１２参照）となって第１油室３０ａ及び第２油室３０ｂがドレンに接続される。この状態を図１３（ｃ）に示す。図１３（ｃ）に示すように、縮退モードでは第１油室３０ａがドレンと接続されているため、サブスプール３１が第１スプリング３２の付勢力により圧力制御スプール１１側へ押し付けられる。また、第２油室３０ｂもドレンに接続されているため、スプリング保持ピストン３４はフリーとなり、動作に伴い圧力制御スプール１１と反対側へ押し付けられガイドストッパ３７ｂにて保持される。これにより、スプリング保持ピストン３４はフリー状態となり、第２スプリング３３は撓まない状態になる。
"Degenerate mode"
When the selection switch 9 is in the "degenerate mode", the switching valve 35 is at the C position (see FIG. 12), and the first oil chamber 30a and the second oil chamber 30b are connected to the drain. This state is shown in FIG. As shown in FIG. 13C, in the contraction mode, since the first oil chamber 30 a is connected to the drain, the sub-spool 31 is pressed against the pressure control spool 11 by the urging force of the first spring 32. Further, since the second oil chamber 30b is also connected to the drain, the spring holding piston 34 becomes free, and is pressed against the pressure control spool 11 with the operation, and is held by the guide stopper 37b. As a result, the spring holding piston 34 is in a free state, and the second spring 33 is in a state where it is not bent.
縮退モードにおける圧力制御スプール１１の押し込みの推力ＦＣは、以下の式（３）により求められる。
ＦＣ＝ｋ１（ｘ＋ｘ１０） ・・・（３）
ｘ：圧力制御スプールの変位
ｘ１０：第１スプリングの初期撓み
ｋ１：第１スプリングのバネ定数
Thrust F C of the indentation of the pressure control spool 11 in the degenerate mode is determined by the following equation (3).
F C = k 1 (x + x 10 ) (3)
x: displacement of the pressure control spool x 10 : initial deflection of the first spring k 1 : spring constant of the first spring
縮退モードでは、油圧ポンプ２が作動油を吐出し圧力が上昇すると自己圧を導く油路１５（図１１参照）よりポンプ圧が受圧部１１ａに作用する。また制御装置５からの圧力信号により電磁比例弁１３を介してパイロット圧が受圧部１１ｂに作用する。推力切換機構３０からの推力ＦＣとこれら受圧部１１ａ、１１ｂに作用した推力とにより圧力制御スプール１１が動作し、これらの力のバランスするところで圧力制御スプール１１が保持される。その結果、サーボピストン２ａはそれに追従し、最終的にポンプ吐出圧力が、推力切換機構３０の反力と制御装置５とからの圧力指令値とから決まる目標圧力に制御される（第３制御機構）。 In the degenerate mode, when the hydraulic pump 2 discharges the hydraulic oil and increases the pressure, the pump pressure acts on the pressure receiving portion 11a from the oil passage 15 (see FIG. 11) that guides the self pressure. Further, the pilot pressure acts on the pressure receiving portion 11b through the electromagnetic proportional valve 13 according to the pressure signal from the control device 5. Thrust F C and these pressure-receiving portion 11a of the thrust switching mechanism 30, the pressure control spool 11 is operated by the thrust acting on the 11b, the pressure control spool 11 is held at the balance of these forces. As a result, the servo piston 2a follows it, and finally the pump discharge pressure is controlled to the target pressure determined by the reaction force of the thrust switching mechanism 30 and the pressure command value from the control device 5 (third control mechanism). ).
この縮退モードでは、油圧ポンプ２の圧力−流量特性が図１３（ｃ）に示すように、低圧力領域でしか流量を吐出しない特性となる。すなわち、油圧ポンプ２の圧力制御が比較的低い辺りで制限される。これにより、機械の組み換え段取り時や、メンテナンス時などの調整段取りなどにおいてもより安全な環境を提供することができる。 In this contraction mode, the pressure-flow characteristics of the hydraulic pump 2 are such that the flow is discharged only in a low pressure region as shown in FIG. That is, the pressure control of the hydraulic pump 2 is limited around a relatively low level. Thus, a safer environment can be provided even when the machine is set up for replacement or when the machine is adjusted for maintenance.
以上説明したように、第３実施形態によれば、通常モードでは目標圧追従制御にて油圧ポンプ２を制御することで、省エネ効果が期待できる。また、万一制御装置５が故障したり、圧力制御信号ケーブルが損傷したりするなどのトラブルが生じて目標圧追従制御が不可能となった場合においても、バックアップモードにより吐出圧−流量制御に切り換えることができるので、ポンプ駆動力過負荷によるエンスト防止や負荷の軽い際の高速動作にも対応でき、使い勝手が向上する。また、縮退モードでは、油圧ポンプ２の圧力制御が比較的低い辺りで制限されることから、機械の組み換え段取り時や、メンテナンス時などの調整段取りなどにおいてもより安全な作業環境を提供することができる。 As described above, according to the third embodiment, the energy saving effect can be expected by controlling the hydraulic pump 2 by the target pressure tracking control in the normal mode. Also, in the event that the control device 5 fails or the pressure control signal cable is damaged and the target pressure tracking control becomes impossible due to a trouble, the discharge pressure-flow rate control is performed by the backup mode. Since switching can be performed, it is possible to prevent engine stall due to overloading of the pump driving force and to cope with high-speed operation when the load is light, thereby improving usability. Further, in the degenerate mode, since the pressure control of the hydraulic pump 2 is limited at a relatively low level, it is possible to provide a safer working environment at the time of machine re-arrangement setup or adjustment setup at the time of maintenance or the like. it can.
本発明は上記した実施形態に限定されず、本発明の要旨を逸脱しない範囲で種々の変形が可能であり、特許請求の範囲に記載された技術思想に含まれる技術的事項の全てが本発明の対象となる。 The present invention is not limited to the embodiments described above, and various modifications can be made without departing from the gist of the present invention, and all technical matters included in the technical idea described in the claims are included in the present invention. Subject to.
１ エンジン
２ 油圧ポンプ
２ａ サーボピストン
２ｂ 第１受圧部
２ｃ 第２受圧部
３ パイロット油圧源
４、４’ 第１制御弁（第１制御機構）
５ 制御装置（制御部）
６ 圧力検出器
７ 第２制御弁（第２制御機構）
８、３５ 切換弁（切換手段）
９ 選択スイッチ（選択装置）
１１ 圧力制御スプール（レギュレータ制御機構）
１３ 電磁比例弁１３（レギュレータ制御機構）
１５ 油路（吐出圧供給油路）
３０ 推力切換機構（設定装置）
Ｒ レギュレータ
ＰＣ１，ＰＣ２ パイロット回路
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Engine 2 Hydraulic pump 2a Servo piston 2b 1st pressure receiving part 2c 2nd pressure receiving part 3 Pilot hydraulic pressure source 4, 4 '1st control valve (1st control mechanism)
5 control unit (control unit)
6 Pressure detector 7 Second control valve (second control mechanism)
8, 35 Switching valve (switching means)
9 Selection switch (selection device)
11 Pressure control spool (regulator control mechanism)
13 Electromagnetic proportional valve 13 (regulator control mechanism)
15 Oil passage (discharge pressure supply oil passage)
30 Thrust switching mechanism (setting device)
R Regulator PC1, PC2 Pilot circuit
Claims (2)
前記制御部は、
前記油圧ポンプの吐出圧力を設定された目標圧に追従させる第１の制御、または前記エンジンの出力馬力以下の領域で、前記油圧ポンプの吐出圧力を用いて前記油圧ポンプの吐出圧力が増加するに連れて前記油圧ポンプの吐出流量を減少させる第２の制御、のいずれかに従って前記レギュレータの制御を行い、
前記レギュレータは、前記パイロット圧を受けて前記油圧ポンプの傾転角が前記最大傾転角となる方向に動作する第１受圧部と、前記パイロット圧を受けて前記油圧ポンプの傾転角が前記最小傾転角となる方向に動作する第２受圧部と、を有し、
前記パイロット回路は、
前記第１受圧部に前記パイロット圧を供給する第１回路と、
前記第２受圧部に前記パイロット圧を供給する第２回路と、を有し、
前記油圧制御装置は、
前記第２回路に設けられ、前記第２受圧部に供給される前記パイロット圧の圧力を制御する圧力制御スプールと、
前記圧力制御スプールの軸方向の押圧力に対抗するように設けられたサブスプール、および前記サブスプールを前記圧力制御スプール側に付勢するスプリングを含んで構成され、前記圧力制御スプールの軸方向への推力の大きさを切換える推力切換機構と、
前記パイロット回路に設けられ、前記サブスプールを前記パイロット圧により前記圧力制御スプール側に押圧する第１切換位置と、前記サブスプールを前記パイロット圧により前記圧力制御スプールと反対側に押圧する第２切換位置とを有する切換手段と、
前記切換手段を第１切換位置もしくは第２切換位置に切り換える選択装置と、
を有し、
前記選択装置により前記切換手段が前記第１切換位置に切り換えられると、前記推力切換機構により前記圧力制御スプールに与える推力の大きさが切換えられて、前記レギュレータが前記第１の制御に従うよう制御され、
前記選択装置により前記切換手段が前記第２切換位置に切り換えられると、前記推力切換機構により前記圧力制御スプールに与える推力の大きさが切換えられて、前記レギュレータが前記第２の制御に従うよう制御される、
ことを特徴とする作業機械の油圧制御装置。 A variable displacement hydraulic pump driven by an engine, a regulator that changes the tilt angle of the hydraulic pump, a pilot circuit that supplies pilot pressure to the regulator from a pilot hydraulic source to change the tilt angle, A control unit for controlling the regulator , wherein the displacement angle of the hydraulic pump is changed from a minimum displacement angle at which the displacement of the hydraulic pump becomes zero to a maximum displacement angle at which the discharge flow rate of the hydraulic pump becomes maximum. In the hydraulic control device of the work machine set to change up to
The control unit includes:
In the first control for causing the discharge pressure of the hydraulic pump to follow a set target pressure, or in a region equal to or less than the output horsepower of the engine, the discharge pressure of the hydraulic pump is increased using the discharge pressure of the hydraulic pump. Controlling the regulator in accordance with any of the second control to reduce the discharge flow rate of the hydraulic pump,
A first pressure receiving portion that operates in a direction in which the tilt angle of the hydraulic pump becomes the maximum tilt angle in response to the pilot pressure; and a tilt angle of the hydraulic pump in response to the pilot pressure. A second pressure receiving portion that operates in a direction that has a minimum tilt angle,
The pilot circuit includes:
A first circuit that supplies the pilot pressure to the first pressure receiving unit;
A second circuit for supplying the pilot pressure to the second pressure receiving portion,
The hydraulic control device,
A pressure control spool provided in the second circuit, for controlling a pressure of the pilot pressure supplied to the second pressure receiving unit;
A sub-spool provided to oppose the pressing force in the axial direction of the pressure control spool, and a spring for biasing the sub-spool toward the pressure control spool; A thrust switching mechanism for switching the magnitude of thrust of
A first switching position provided in the pilot circuit for pressing the sub spool toward the pressure control spool by the pilot pressure; and a second switching position for pressing the sub spool to the opposite side to the pressure control spool by the pilot pressure. Switching means having a position and
A selection device for changing off the switching means to the first switch position or the second switching position,
Have a,
When the switching device is switched to the first switching position by the selection device, the magnitude of the thrust applied to the pressure control spool is switched by the thrust switching mechanism, and the regulator is controlled to follow the first control. ,
When the switching device is switched to the second switching position by the selection device, the magnitude of the thrust applied to the pressure control spool is switched by the thrust switching mechanism, and the regulator is controlled to follow the second control. ,
A hydraulic control device for a working machine, comprising:
前記制御部は、さらに前記油圧ポンプの吐出圧力が前記第１の制御もしくは前記第２の制御で用いられる最大圧力より小さい圧力以下である場合に所定の流量を吐出する第３の制御に従って、前記レギュレータを制御可能であり、
前記切換手段は、さらに前記サブスプールを前記スプリングの付勢力により前記圧力制御スプール側に押圧する第３切換位置を有し、
前記選択装置は、さらに前記第３切換位置への切換えが可能であり、
前記選択装置により前記切換手段が前記第３切換位置に切り換えられると、前記推力切換機構により前記圧力制御スプールに与える推力が切換えられて、前記レギュレータが前記第３の制御に従うように制御される、
ことを特徴とする作業機械の油圧制御装置。
In claim 1,
Wherein the control unit, according to yet a third control of discharge pressure that discharges a predetermined flow rate when it is less pressure less than the maximum pressure used in the first control or the second control of the hydraulic pump, The regulator is controllable ;
The switching means further has a third switching position for pressing the sub-spool toward the pressure control spool by the urging force of the spring,
The selection device is further capable of switching to the third switching position ,
When the switching device is switched to the third switching position by the selection device , the thrust applied to the pressure control spool is switched by the thrust switching mechanism, and the regulator is controlled to follow the third control.
A hydraulic control device for a working machine, comprising:
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