JP3563771B2

JP3563771B2 - Hydraulic drive circuit

Info

Publication number: JP3563771B2
Application number: JP13326894A
Authority: JP
Inventors: 哲松本
Original assignee: Toshiba Machine Co Ltd
Current assignee: Shibaura Machine Co Ltd
Priority date: 1994-06-15
Filing date: 1994-06-15
Publication date: 2004-09-08
Anticipated expiration: 2019-09-08
Also published as: JPH084704A

Description

【０００１】
【産業上の利用分野】
本発明は、建設機械等の油圧駆動回路に係り、特にそのアクチュエータ切換弁の操作応答性を向上させる油圧駆動回路に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
一般に、建設機械は、例えばバケット、ブーム、アーム、走行用等の各種アクチュエータを有し、これらは、それぞれの切換弁を介して供給されるポンプ吐出圧油によって駆動される。しかるに、この種の油圧駆動回路においては、前記各アクチュエータの負荷圧力はいずれも異なるので、通常は各アクチュエータへの圧油供給量が切換弁の操作量に比例せず、このためアクチュエータの操作性が低下していた。
【０００３】
そこで、本出願人は、先にこのような難点を克服する技術を開発し、特許出願を行った（特開平４−１９４０６号公報）。以下、この技術について簡単に説明する。
【０００４】
前記開発された技術は、基本的には、図６において、ネガティブコントロールを遂行する吐出流量制御手段１０ａを有する可変容量ポンプ１０の吐出ライン１２からの吐出圧油を、それぞれ（図示例では２つ）の分岐吐出ライン１４、１６および切換弁１８、２０を介して、各アクチュエータ２２、２４へ給排すると共に、前記吐出圧油の一部を、吐出ライン１２からタンクライン２６へバイパスして、この分岐バイパスライン２８上に、上流から順に圧力補償付流量制御弁３０と圧力発生手段３２とを設けている。各切換弁１８、２０は、それぞれの信号ライン３４−１、３４−２および３４−３、３４−４に導かれるパイロット圧力を介して操作すると共に、圧力補償付流量制御弁３０は、その開方向に分岐バイパスライン２８より分岐された信号ライン２８ａからポンプ吐出圧力を印加し、また閉方向には各切換弁１８、２０において検出される各アクチュエータの信号ライン３６−１、３６−２に導かれる負荷圧力の中から、さらに高圧選択手段３８により選択され信号ライン３６−３に導かれる最大負荷圧力およびばね３０ａの圧力を印加する。これにより、圧力補償付流量制御弁３０と圧力発生手段３２との間の油路４０上の信号ライン４０ａに発生する圧力を介して、吐出流量制御手段１０ａを制御するよう構成されている。
【０００５】
従って、このような構成において、例えば切換弁１８を、図において左方へ操作すると、吐出ライン１２からの圧油は、分岐吐出ライン１４、通路１８ａ、アクチュエータライン２２ａを介してアクチュエータ２２へ供給される。そして、このアクチュエータの負荷圧力が、信号ライン３６−１、高圧選択手段３８および信号ライン３６−３を介して、圧力補償付流量制御弁３０に対しこれを閉じる方向に印加する。これにより、前記弁３０および圧力発生手段３２の作用により発生する油路４０上の信号ライン４０ａに発生する信号圧力および吐出流量制御手段１０ａを介して、可変容量ポンプ１０が制御される。そして、アクチュエータ２２への圧油供給は、アクチュエータの前記負荷圧力に拘りなく、切換弁１８の操作量に比例した流量に設定される。すなわち、アクチュエータの操作性低下が防止される。なお、これらの作動および各手段３２、１０ａの特性に関しては、後述する本発明の作動において、さらに詳述する。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、前述した技術（以下、従来技術と称する）においても、なお、以下に述べるような難点を有していた。
【０００７】
すなわち、切換弁の操作に伴う可変容量ポンプの前記制御において、圧力補償付流量制御弁３０には、前述したように、その閉方向に、アクチュエータの負荷圧力（もしくは最大負荷圧力）が、信号ライン３６−１、（３６−２）、高圧選択手段３８および信号ライン３６−３を介して印加される。しかるに、この場合、この制御弁３０には、同じく閉方向にばね３０ａの圧力が印加され、一方開方向には信号ライン２８ａに導かれるポンプ吐出圧力がそれぞれ同時に印加されている。この場合、ばね３０ａの圧力は常時一定に負荷され、また信号圧力２８ａはポンプ吐出圧力の変動にほぼ順応して負荷されているが、一方の閉方向に印加される負荷圧力は、切換弁を操作してから信号ライン３６−１、（３６−２）、３６−３内へ圧油充填されるまでに時間を要するため、すなわちアクチュエータの負荷圧力が高い場合にはしばしば０．２〜０．３秒に達するため、この時間だけ遅延して負荷される。
【０００８】
従って、前記従来技術においては、切換弁操作に伴うポンプ制御において、圧力補償付流量制御弁の流量制御機能の開始時点、言い換えれば、ポンプ吐出流量の変動タイミングが切換弁の操作から遅延していた。このため、操作者に、前記遅延に伴う違和感を与える難点を有していた。
【０００９】
そこで、本発明の目的は、アクチュエータへの圧油供給をその負荷圧力に拘りなく切換弁の操作量に比例して設定すると共に、アクチュエータの前記切換弁操作に対する応答性を向上することができる油圧駆動回路を提供することにある。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
前記目的を達成するために、本発明に係る油圧駆動回路は、
１つまたは複数の切換弁、同各切換弁を介して結合されたアクチュエータに圧油を供給するための可変容量ポンプ及び同ポンプの吐出量をネガティブコントロールするよう同ポンプに結合された吐出流量制御手段を備えた油圧駆動回路において、
前記ポンプの吐出ラインから分岐され、前記ポンプ吐出量の一部をタンクラインを介してタンクに戻す分岐バイパスラインと、
前記分岐バイパスライン上に配設された圧力発生手段と、
前記分岐バイパスライン上で且つ、前記圧力発生手段より上流側に配設された圧力補償付流量制御弁と、
前記各切換弁操作用のパイロット圧信号を生成するパイロット圧信号生成手段と、
前記各切換弁内において検出される、前記各アクチュエータへ供給する圧油の流量に対応して生成される負荷圧力の中の最大負荷圧力を選択する第１の高圧選択手段と
前記パイロット圧信号生成手段から与えられるパイロット圧信号の中の最大パイロット圧信号を選択する第２の高圧選択手段と、
前記圧力発生手段と圧力補償付流量制御弁との間の分岐バイパスライン上の圧力を前記吐出流量制御手段に与えるよう接続された第１の信号ラインと、
前記第１の高圧選択手段により選択された最大負荷圧力を前記圧力補償付流量制御弁に与える第２の信号ラインと、
前記分岐バイパスライン上の前記圧力補償付流量制御弁の上流側に配設され、その最大絞り状態のときでも所定流量を保持せしめるよう形成した可変絞り手段と、
前記第２の高圧選択手段により選択された最大パイロット圧信号を前記可変絞り手段に与える第３の信号ラインと、
前記圧力補償付流量制御弁内おいて前記第１の高圧選択手段により選択された最大負荷圧力と対向するように前記可変絞り手段の上流側分岐ライン上の圧力である前記可変容量ポンプの吐出圧力を当該圧力補償付流量制御弁に与える第４の信号ライン、
を備えて構成される。
【００１１】
その場合、前記圧力補償付流量制御弁は、その開方向に前記ポンプ吐出圧力が印加され、その閉方向には前記第１の高圧選択手段により選択された最大負荷圧力およびばね圧が印加され、さらに、前記可変絞り手段は、その開方向にばね圧が印加され、その閉方向には前記第２の高圧選択手段により選択された最大パイロット圧力が印加されるよう構成されることができる。
さらにその場合、前記第２の信号ライン上に、遅延機能を有する流量制御手段を設けることが好ましい。
【００１２】
また、前記目的を達成するための本発明に係る油圧駆動回路は、
バイパス通路を形成された１つまたは複数のセンターバイパスタイプの切換弁、同各切換弁を介して結合されたアクチュエータに圧油を供給するための可変容量ポンプ及び同ポンプの吐出量をネガティブコントロールするよう同ポンプに結合された吐出流量制御手段を備えた油圧駆動回路において、
前記ポンプの吐出ラインから分岐され、前記ポンプ吐出量の一部が前記各切換弁のバイパス通路及びタンクラインを介してタンクに戻されるよう形成したセンターバイパスラインと、
前記１つまたは複数の切換弁の下流側のセンターバイパスライン上に配設した圧力発生手段と、
前記１つまたは複数の切換弁の下流側のセンターバイパスライン上で且つ、前記圧力発生手段より上流側に配設された圧力補償付流量制御弁と、
前記各切換弁操作用のパイロット圧信号を生成するパイロット圧信号生成手段と、
前記各切換弁内において検出される、前記各アクチュエータへ供給する圧油の流量に対応して生成される負荷圧力の中の最大負荷圧力を選択する第１の高圧選択手段と、
前記圧力発生手段と圧力補償付流量制御弁との間の前記センターバイパスライン上の圧力を前記吐出流量制御手段に与えるよう接続された第１の信号ラインと、
前記第１の高圧選択手段により選択された最大負荷圧力を前記圧力補償付流量制御弁に与える第２の信号ラインと、
前記センターバイパスライン上の前記圧力補償付流量制御弁の上流側にある前記各切換弁の各バイパス通路内に設けられ、前記パイロット圧信号生成手段から与えられる当該切換弁操作用の最大パイロット圧信号に対応する前記バイパス通路の最大絞り状態のときでも所定流量が当該バイパス通路に流れるよう形成した可変絞り手段と、
前記圧力補償付流量制御弁内おいて前記第１の高圧選択手段により選択された最大負荷圧力と対向するように前記可変容量ポンプの吐出ライン圧力を当該圧力補償付流量制御弁に与える第３の信号ライン、
を備えて構成される。
【００１３】
その場合、前記第２の信号ライン上に、遅延機能を有する流量制御手段を設けることが好ましい。
【００１４】
【作用】
本発明においては、可変容量ポンプの吐出流量を、アクチュエータに対する分岐吐出ラインとは別に設定した分岐バイパスライン上に設けた圧力補償付流量制御弁および圧力発生手段の作用を介して制御される油圧駆動回路において、前記バイパスライン上には、さらにアクチュエータ駆動用切換弁の操作に即応して作動する可変絞り手段を設ける。従って、本発明によれば、この可変絞り手段は、前記切換弁のフルストローク位置即ち、当該切換弁操作用の最大パイロット圧信号においても全閉とはならず、所定流量を前記圧力補償付流量制御弁に流れるように構成され、これにより切換弁の操作に即応してポンプ吐出流量が制御され、アクチュエータの切換弁操作に対する応答性が向上する。しかも、前記圧力補償付流量制御弁へ供給される第１の高圧選択手段からの圧油信号ラインに遅延手段を配設して、この種の油圧駆動回路における欠点とされていた、アクチュエータの遅延作動に伴う違和感も解消される。
【００１５】
【実施例】
次に、本発明に係る油圧駆動回路の実施例につき、添付図面を参照しながら以下詳細に説明する。なお、説明の便宜上、図６に示す従来の構成と同一の構成部分には同一の参照符号を付し、詳細な説明は省略する。
【００１６】
図１において、先ず本発明の油圧駆動回路の構成は、基本的には、前記従来のもの（図６）と同一である。従って、重複するが、理解を容易にするため、再び簡単に説明する。油圧駆動回路は、基本的には、ネガティブコントロール吐出流量制御手段１０ａを有する可変容量ポンプ１０の吐出ライン１２からの吐出圧油を、それぞれ（図示例では２つ）の分岐吐出ライン１４、１６および切換弁（この場合、クローズドセンタ型）１８、２０を介して、各アクチュエータ２２、２４へ給排すると共に、前記吐出圧油の一部を、吐出ライン１２からタンクライン２６へバイパスして、この分岐バイパスライン２８上に上流から順に圧力補償付流量制御弁３０と圧力発生手段３２とを設ける。各切換弁１８、２０は、それぞれの信号ライン３４−１、３４−２および３４−３、３４−４に導かれるパイロット圧力を介して操作すると共に、圧力補償付流量制御弁３０は、その開方向に分岐バイパスライン２８より分岐された信号ライン２８ａからポンプ吐出圧力を印加し、また閉方向には各切換弁１８、２０において検出される各アクチュエータの信号ライン３６−１、３６−２に導かれる負荷圧力の中から、さらに高圧選択手段３８により選択され信号ライン３６−３に導かれる検出された最大負荷圧力およびばね３０ａの圧力を印加する。これにより、圧力補償付流量制御弁３０と圧力発生手段３２との間の油路４０上の信号ライン４０ａに発生する圧力を介して、吐出流量制御手段１０ａを制御するように構成されている。
【００１７】
しかるに、本発明においては、前記構成において、さらに分岐バイパスライン２８上には、圧力補償付流量制御弁３０の上流側に可変絞り手段５０を設ける。そして、この可変絞り手段５０は、その開方向にばね５０ａの圧力を印加し、また閉方向には各切換弁１８、２０を操作する信号ライン３４−１、２、３、４に導かれる操作パイロット圧力の中から、高圧選択手段５２により選択され信号ライン３４−５に導かれる最大パイロット圧力を印加すると共に、この制御において可変絞り手段５０の絞りが、切換弁１８、２０のフルストローク位置においても全閉とならないように、所定の開度を維持するように構成されている。
【００１８】
従って、本発明の油圧駆動回路は、次のように作動する。
なお、ここで、前述した圧力発生手段３２および吐出流量制御手段１０ａの特性について説明すると、既に明らかであるが、前者は、図２に示すように、通過流量（分岐バイパスライン２８内の流量）ｑの増大に伴い発生圧力（油路４０内の信号圧力）ｐをその最大値ｐ_maxまで増大するように構成される。一方、後者は、図３に示すように、信号圧力（前記発生圧力）ｐの増大に伴い、ポンプ吐出流量Ｑをその最小値Ｑ_minまで減少するように構成される。
【００１９】
そこで、切換弁１８、２０の中立状態、すなわちアクチュエータ２２、２４の非駆動状態について説明すると、この状態においては、信号ライン３４−１、２、３、４にはパイロット圧力は負荷されておらず、また負荷圧力が発生する信号ライン３６−１、２はタンクライン２６へ接続されているので、信号ライン３４−５における最大パイロット圧力および信号ライン３６−３における検出された最大負荷圧力は、いずれも低圧に保持される。従って、可変絞り手段５０は、ばね５０ａの圧力により、また圧力補償付流量制御弁３０は、信号ライン２８ａに導かれるポンプ吐出圧力により（この場合、ばね３０ａの圧力は小さく設定されているので）、それぞれ可及的に全開に維持される。従って、分岐バイパスライン２８内の通過流量ｑは、可及的に最大量に設定される。しかも、圧力発生手段３２においては、信号ライン４０ａに発生する信号圧力がその最大値ｐ_maxに設定されるように制御され（図２参照）、そしてこれにより吐出流量制御手段１０ａにおいては、ポンプ吐出流量Ｑがその最小値Ｑ_minに設定されるように制御される（図３参照）。すなわち、切換弁の中立状態においては、可変容量ポンプ１０はその吐出流量が最少に維持されている。
【００２０】
次に、前記状態において、切換弁を操作する場合、例えば、切換弁１８を図示の左方へ、殊に急激に操作する場合を想定すると、この場合は既に前述したように、吐出ライン１２からの圧油が分岐吐出ライン１４、通路１８ａ、アクチュエータライン２２ａを介してアクチュエータ２２へ供給される。そして、このアクチュエータに対応して検出された負荷圧力が信号ライン３６−１、高圧選択手段３８および信号ライン３６−３を介して圧力補償付流量制御弁３０へ印加される。
【００２１】
しかるに、この時、制御弁３０には、さらにばね３０ａの圧力および信号ライン２８ａに導かれるポンプ吐出圧力に対応する信号圧力が印加される。この場合、従来技術においては、同じく前述したように、ばね３０ａの圧力および信号ライン２８ａに導かれる圧力は、常時一定してもしくはポンプ吐出圧力の変動にほぼ順応して負荷されているが、一方の閉方向に印加される負荷圧力は、切換弁を操作してから信号ライン３６−１、（３６−２）、３６−３内へ圧油が充填されるまでに時間を要する。これにより、この切換弁操作に伴うポンプ制御においては、圧力補償付流量制御弁の流量制御における絞り機能の開始時点、すなわちポンプ吐出流量の増大化のタイミングが、切換弁の操作から前記充填時間だけ遅延する。このため、これに伴う違和感が操作者に与えられていた。
【００２２】
しかるに、本発明においては、圧力補償付流量制御弁３０の上流側には、前述したように、可変絞り手段５０が設けられ、そしてこの可変絞り手段５０は、その閉方向に信号ライン３４−５に導かれる切換弁操作用の最大パイロット圧力が印加されているので、前述のように切換弁１８を操作すると、この操作に即応して可変絞り手段５０が（絞り）作動する。従って、仮に圧力補償付流量制御弁３０の作動が遅延することがあっても、分岐バイパスライン２８内の通過流量ｑは、前記操作に即応して減少し、そしてこれにより圧力発生手段３２を介して信号ライン４０ａ上の圧力ｐが低減する。この結果、吐出流量制御手段１０ａを介してポンプ吐出流量Ｑおよび吐出圧力は、即時に増大する。すなわち、アクチュエータ２２は、その検出された負荷圧力が圧力補償付流量制御弁３０を作動するか、しないかに拘らず、前記切換弁１８の操作に即応して、前記ポンプ吐出流量および圧力の増大に伴い、始動させることができる。従って、このように切換弁操作の応答性が向上する結果、この切換弁操作に伴う違和感を操作者に与えることはない。
【００２３】
また、前記始動に際して、アクチュエータへの圧油供給量に対応する速度が切換弁開度に見合った流量に対応する速度に、即時に到達しない状態でも、やがて信号ライン３６−１、２、３内に圧油が充填され、その圧力がアクチュエータの検出された負荷圧力に到達するまでに要する時間は、図６に示した従来の場合より短縮され、その分だけ圧力補償付流量制御弁３０の正常な作動状態に達する時間が短縮される。
また、前記可変絞り手段５０は、切換弁１８への最大操作量に対応するパイロット圧信号が与えられた場合即ち、当該切換弁１８のスプールストロークが最大のときでもその絞りは全閉とはならず、所定の流量が保持され流れるよう形成されている。
その理由は、もし可変絞り手段５０が全閉にされたとすると圧力補償付流量制御弁３０及び油路４０には全く圧油が流れず、従って、圧力発生手段３２による差圧が発生しないので、信号ライン４０の圧力ｐは、タンク圧となり、このタンク圧が吐出流量制御手段１０ａを介してポンプ吐出流量Ｑを、即時に最大化する。その結果前述したように、対応するアクチュエータに即時圧油が供給され、それに基づく検出された負荷圧力は信号ライン３６−３を介して圧力補償付流量制御弁３０へ与えられるけれども、同流量制御弁３０には圧油が流れていないので圧力補償付流量制御弁として機能しないからである。
このことは、操作者がアクチュエータ用の操作レバーを所定量操作してその操作量に対応するように当該アクチュエータを駆動しようとしたとき、その所定量操作の途中で可変絞り手段５０が全閉にされたとすると上述のように即時に最大吐出流量が供給されることになり、与えた操作量と無関係にアクチュエータを最大吐出流量で駆動することを意味し、前記操作者にとって危険でさえある。従って、本発明においては、可変絞り手段５０の絞りを最も大きくしたときでも、所定の流量が流れるようにしている。
【００２４】
また、この可変絞り手段５０は、このように始動時において違和感を解消するばかりではなく、停止操作においてもその機能を発揮する。即ち、本発明においては可変絞り手段５０を有するので、停止操作を行なうと、油路４０を流れる流量が多くなって圧力発生手段３２の差圧が大きくなり、従って、油路４０上の圧力は増大する。
即ち、アクチュエータ２２を停止すべく切換弁１８を中立位置へ復帰すると、前記復帰操作に即応して可変絞り手段５０が作動し、分岐バイパスライン２８内の通過流量ｑを即時に増大することができる。そして可変容量ポンプ１０は、その吐出流量Ｑを可及的に速やかに最少値Ｑ _min まで減少し、アクチュエータ２２は可及的に速やかに停止する。なお、このことは、特に切換弁の前記復帰操作が急激である場合に、アクチュエータの応答性を向上することができる。
【００２５】
前述した、アクチュエータの駆動開始の遅延に起因する違和感は、本発明においては可変絞り手段５０を導入することによりその遅延を可及的に少なくすることによってその応答性を良好にするものである。
一方、操作者にとってもう一つの違和感の問題がある。即ち、操作者が操作レバーを操作した場合、アクチュエータへ実際に与えられる圧油圧力の立上げまたは立下り時の挙動が急激に生ずるということに起因して違和感を感ずる。このもうひとつの違和感はそのレバー操作の緩急さとは直接関係なく、従って、比較的緩やかにレバー操作をしても除去できない。この点に関し、図１に示す本発明の実施例においては、検出された最大負荷圧力を圧力補償付流量制御弁３０へ印加する信号ライン３６−３上に、緩衝用の流量制御手段６０（図１に、点線で示す）をさらに設けるようにしている。
すなわち、このように構成することにより、例えば前述した切換弁１８によるアクチュエータ２２の駆動操作において、圧力補償付流量制御弁３０は、これに印加される検出負荷圧力の伝達が前記流量制御手段６０によって遅延するようにして、前述したアクチュエータへ実際に与えられる圧油圧力の立上げまたは立下り時の急激な挙動を緩和させるものである。
なお、前記流量制御手段６０は、例えば図４（ａ）、（ｂ）に示すように、チェック機能を備えた適宜の絞り手段６０ａ、６０ｂにより構成することができる。
【００２６】
このように、本発明によれば、可変容量ポンプの吐出流量を、アクチュエータに対する分岐吐出ラインとは別に設定した分岐バイパスライン上に設けた圧力補償付流量制御弁および圧力発生手段の作用を介して制御される油圧駆動回路において、前記分岐バイパスライン上に、さらにアクチュエータ駆動用切換弁の操作に即応して作動する可変絞り手段を設ける構成としたことにより、切換弁の操作に即応してポンプ吐出流量が制御され、これにより、アクチュエータへの圧油供給をその検出負荷圧力に拘りなく切換弁の操作量に比例して設定し得ると共に、アクチュエータの前記切換弁操作に対する応答性を向上することができる。従って、この種の油圧駆動回路における欠点とされていた、アクチュエータの作動遅延に伴う違和感を解消することができる。
【００２７】
図５は、本発明に係る油圧駆動回路の別の実施例を示すものである。図５に示す実施例は、図１に示す実施例において、切換弁をバイパス通路付の所謂センターバイパスタイプにより形成すると共に、分岐バイパスラインを前記バイパス通路に連通する連通バイパスライン即ち、センターバイパスラインにより形成したものである。
【００２８】
図５の油圧駆動回路を、図１に示した実施例に対比して説明すると、各切換弁は、吐出ライン１２から分岐される各分岐圧油ライン１４、１６に、それぞれ接続されるバイパス通路７０ａ、７２ａ付のセンターバイパスタイプの切換弁７０、７２により形成すると共に、分岐バイパスラインは、前記各切換弁バイパス通路７０ａ、７２ａに連通する連通バイパスライン７４により形成される。これにより、可変絞り手段は、図示されるように、各切換弁７０、７２の内部に、これと一体的に形成されると共に、圧力補償付流量制御弁３０および圧力発生手段３２は、それぞれバイパス通路の出口側に連通する前記連通バイパスライン７４上に上流側から順に設けられる。なお、図５の油圧駆動回路は、図１の実施例における説明に基づいて容易に理解もしくは類推されるものであるから、その全体の詳細な説明は省略し、ここでは、前記可変絞り手段についてのみ説明する。
即ち、図５の各切換弁７０、７２のバイパス通路７０ａ、７２ａには、同各切換弁が中立状態のとき吐出ライン１２からの圧油が全流量通過し、それぞれ信号ライン３４−１、３４−２、３４−３または３４−４にパイロット圧力が与えられると、その大きさに応じて当該切換弁のスプールストロークが徐々に増大し、その最大ストローク状態で所定の絞り状態となり、そのときでも所定流量を許容する「絞り」 ( 油圧記号のみで示す ) が形成されている。この場合、この絞りは前記スプールのストロークに応じてバイパス通路７０ａ、７２ａを通過する圧油量を徐々に絞るよう機能するので、図１における可変絞り手段５０に相当するとみなすことができる。
図５において、流量制御手段６０は点線で示されており、また参照符号７６は油路を示し、７４ａおよび７６ａはそれぞれ連通バイパスライン７４および油路７６より分岐された信号ラインを示す。
なお、以上の図１ないし図５に示す本発明実施例の説明において、高圧選択手段３８は、本発明における第１の高圧選択手段を構成し、高圧選択手段５２は、本発明における第２の高圧選択手段を構成している。
また、図５の連通バイパスライン７４、バイパス通路７０ａ、７２ａは本発明におけるセンターバイパスラインを構成している。
さらにまた、上記説明中、高圧選択手段３８から圧力補償付流量制御弁３０へ印加される「アクチュエータの負荷圧力」とは、各切換弁から当該各アクチュエータへ実際に供給されている圧油の流量に対応して、当該切換弁内のメータイン通路例えば図１の通路１８ａで生成される圧力降下分を意味しており、この圧力降下分は信号ライン３６−１、３６−２を介して検出されるものであって、当該アクチュエータ２２自体にかかる負荷の圧力そのものを意味するものではない。
従って、「アクチュエータの負荷圧力」とは、本発明においては、「アクチュエータへ供給する圧油の流量に対応して当該切換弁内で生成される圧力降下」の意味である。
【００２９】
以上、本発明の好適な実施例について説明したが、本発明は前記実施例に限定されることなく、本発明の精神を逸脱しない範囲内において多くの設計変更が可能である。
【００３０】
【発明の効果】
以上説明したように、本発明に係る油圧駆動回路は、
１つまたは複数の切換弁、同各切換弁を介して結合されたアクチュエータに圧油を供給するための可変容量ポンプ及び同ポンプの吐出量をネガティブコントロールするよう同ポンプに結合された吐出流量制御手段を備えた油圧駆動回路において、
前記ポンプの吐出ラインから分岐され、前記ポンプ吐出量の一部をタンクラインを介してタンクに戻す分岐バイパスラインと、
前記分岐バイパスライン上に配設された圧力発生手段と、
前記分岐バイパスライン上で且つ、前記圧力発生手段より上流側に配設された圧力補償付流量制御弁と、
前記各切換弁操作用のパイロット圧信号を生成するパイロット圧信号生成手段と、
前記各切換弁内において検出される、前記各アクチュエータへ供給する圧油の流量に対応して生成される負荷圧力の中の最大負荷圧力を選択する第１の高圧選択手段と、
前記パイロット圧信号生成手段から与えられるパイロット圧信号の中の最大パイロット圧信号を選択する第２の高圧選択手段と、
前記圧力発生手段と圧力補償付流量制御弁との間の分岐バイパスライン上の圧力を前記吐出流量制御手段に与えるよう接続された第１の信号ラインと、
前記第１の高圧選択手段により選択された最大負荷圧力を前記圧力補償付流量制御弁に与える第２の信号ラインと、
前記分岐バイパスライン上の前記圧力補償付流量制御弁の上流側に配設され、その最大絞り状態のときでも所定流量を保持せしめるよう形成した可変絞り手段と、
前記第２の高圧選択手段により選択された最大パイロット圧信号を前記可変絞り手段に与える第３の信号ラインと、
前記圧力補償付流量制御弁内おいて前記第１の高圧選択手段により選択された最大負荷圧力と対向するように前記可変絞り手段の上流側分岐ライン上の圧力である前記可変容量ポンプの吐出圧力を当該圧力補償付流量制御弁に与える第４の信号ライン、
を備えて構成されるので、
切換弁の操作に即応してポンプ吐出流量を制御し、この結果、アクチュエータへの圧油供給を、その負荷圧力に拘りなく切換弁の操作量に比例して設定し得ると共に、アクチュエータの前記切換弁操作に対する応答性を向上することができ、従って、この種の油圧駆動回路における欠点とされていた、アクチュエータの作動遅延に伴う違和感を解消することができるという効果を奏する。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に係る油圧駆動回路の一実施例を示す油圧回路図である。
【図２】図１に示す回路における圧力発生手段の動作特性を示すグラフである。
【図３】図１に示す回路における吐出流量制御手段の動作特性を示すグラフである。
【図４】図１に示す回路における流量制御手段の実施例を示すシンボル図であって、（ａ）はチェック弁と圧力補償流量制御弁からなる回路、（ｂ）はチェック弁と固定絞りからなる回路である。
【図５】本発明に係る油圧駆動回路の別の実施例を示す油圧回路図である。
【図６】従来の油圧駆動回路を示す油圧回路図である。
【符号の説明】
１０可変容量ポンプ
１０ａ吐出流量制御手段
１２吐出ライン
１４、１６分岐吐出ライン
１８、２０切換弁
１８ａ通路
２２、２４アクチュエータ
２６タンクライン
２８分岐バイパスライン
２８ａ信号ライン
３０圧力補償付流量制御弁
３０ａばね
３２圧力発生手段
３４−１、２、３、４、５信号ライン
３６−１、２、３信号ライン
３８高圧選択手段
４０油路
４０ａ信号ライン
５０可変絞り手段
５０ａばね
５２高圧選択手段
６０、６０ａ、６０ｂ流量制御手段
７０、７２切換弁
７０ａ、７２ａバイパス通路
７４連通バイパスライン
７６油路
７４ａ、７６ａ信号ライン[0001]
[Industrial applications]
The present invention relates to a hydraulic drive circuit for a construction machine or the like, and more particularly to a hydraulic drive circuit for improving the operational response of an actuator switching valve.
[0002]
[Prior art]
In general, a construction machine has various actuators such as a bucket, a boom, an arm, and a traveling actuator, which are driven by pump discharge pressure oil supplied via respective switching valves. However, in this type of hydraulic drive circuit, since the load pressure of each of the actuators is different, the supply amount of the pressurized oil to each of the actuators is not normally proportional to the operation amount of the switching valve. Had declined.
[0003]
Therefore, the present applicant first addresses such difficulties.Technology to overcomeWas developed and a patent application was filed (Japanese Patent Laid-Open No. 19406/1992). Hereinafter, this technique will be briefly described.
[0004]
The developed technology basically uses the discharge pressure oil from the discharge line 12 of the variable displacement pump 10 having the discharge flow rate control means 10a for performing the negative control in FIG. ), Through the branch discharge lines 14 and 16 and the switching valves 18 and 20, supply and discharge to each of the actuators 22 and 24, and a part of the discharge pressure oil is bypassed from the discharge line 12 to the tank line 26, On the branch bypass line 28, a flow control valve 30 with pressure compensation and a pressure generating means 32 are provided in order from the upstream. Each of the switching valves 18 and 20 is operated through pilot pressures led to respective signal lines 34-1 and 34-2 and 34-3 and 34-4, and the flow control valve 30 with pressure compensation is opened. The pump discharge pressure is applied from the signal line 28a branched from the branch bypass line 28 in the direction, and is guided to the signal lines 36-1 and 36-2 of each actuator detected by the switching valves 18 and 20 in the closing direction. Among the applied load pressures, the maximum load pressure and the pressure of the spring 30a which are further selected by the high-pressure selecting means 38 and guided to the signal line 36-3 are applied. Thereby, the discharge flow control means 10a is configured to be controlled via the pressure generated in the signal line 40a on the oil passage 40 between the pressure compensation flow control valve 30 and the pressure generation means 32.
[0005]
Therefore, in such a configuration, for example, when the switching valve 18 is operated to the left in the drawing, the pressure oil from the discharge line 12 is supplied to the actuator 22 via the branch discharge line 14, the passage 18a, and the actuator line 22a. You. Then, the load pressure of this actuator is applied to the flow rate control valve 30 with pressure compensation in a direction to close the flow control valve 30 via the signal line 36-1, the high-pressure selecting means 38, and the signal line 36-3. Accordingly, the variable displacement pump 10 is controlled via the signal pressure generated in the signal line 40a on the oil passage 40 generated by the action of the valve 30 and the pressure generating means 32 and the discharge flow rate control means 10a. The pressure oil supply to the actuator 22 is set to a flow rate proportional to the operation amount of the switching valve 18 irrespective of the load pressure of the actuator. That is, a decrease in operability of the actuator is prevented. The operation and the characteristics of the means 32 and 10a will be described in further detail in the operation of the present invention described later.
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
However, the above-described technology (hereinafter, referred to as a conventional technology) still has the following disadvantages.
[0007]
That is, in the above-described control of the variable displacement pump accompanying the operation of the switching valve, as described above, the load pressure of the actuator (or the maximum load pressure) is applied to the pressure compensation flow control valve 30 in the closing direction, as described above. 36-1, (36-2), the high voltage selection means 38 and the signal line 36-3. However, in this case, the pressure of the spring 30a is also applied to the control valve 30 in the closing direction, and the pump discharge pressure guided to the signal line 28a is simultaneously applied to the control valve 30 in the opening direction. In this case, the pressure of the spring 30a is always kept constant, and the signal pressure 28a is loaded almost in accordance with the fluctuation of the pump discharge pressure, but the load pressure applied in one closing direction is controlled by the switching valve. Since it takes time from the time of operation until the pressure lines are filled into the signal lines 36-1, (36-2), and 36-3, that is, when the load pressure of the actuator is high, it is often 0.2 to 0.2 mm. To reach 3 seconds, the load is delayed by this time.
[0008]
Therefore, in the prior art, in the pump control accompanying the switching valve operation, the start point of the flow control function of the flow control valve with pressure compensation, in other words, the fluctuation timing of the pump discharge flow rate is delayed from the operation of the switching valve. . For this reason, there has been a problem that the operator feels strange due to the delay.
[0009]
Therefore, an object of the present invention is to set hydraulic oil supply to an actuator in proportion to the operation amount of a switching valve regardless of its load pressure, and to improve responsiveness of the actuator to the switching valve operation. It is to provide a drive circuit.
[0010]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, a hydraulic drive circuit according to the present invention includes:
One or more switching valves, a variable displacement pump for supplying pressure oil to an actuator coupled via each of the switching valves, and a discharge flow rate control coupled to the pump to negatively control the discharge rate of the pump In a hydraulic drive circuit comprising means,
A branch bypass line branched from a discharge line of the pump and returning a part of the pump discharge amount to a tank via a tank line;
Pressure generating means disposed on the branch bypass line,
A pressure control valve with pressure compensation disposed on the branch bypass line and upstream of the pressure generating means,
Pilot pressure signal generating means for generating a pilot pressure signal for operating each switching valve,
First high-pressure selection means for selecting a maximum load pressure among load pressures generated in correspondence with the flow rate of the pressure oil supplied to each of the actuators, detected in each of the switching valves;
Second high pressure selecting means for selecting a maximum pilot pressure signal among pilot pressure signals provided from the pilot pressure signal generating means;
A first signal line connected to apply a pressure on a branch bypass line between the pressure generating means and the flow control valve with pressure compensation to the discharge flow control means;
A second signal line for providing the maximum load pressure selected by the first high pressure selection means to the flow control valve with pressure compensation;
Variable throttle means disposed on the branch bypass line upstream of the flow control valve with pressure compensation and formed to hold a predetermined flow rate even in the maximum throttle state,
A third signal line for providing the maximum pilot pressure signal selected by the second high pressure selection means to the variable throttle means;
The discharge pressure of the variable displacement pump, which is the pressure on the upstream branch line of the variable throttle means so as to face the maximum load pressure selected by the first high pressure selection means in the flow control valve with pressure compensation. A fourth signal line for providing the pressure-compensated flow control valve with
It comprises.
[0011]
In this case, the flow control valve with pressure compensation, the pump discharge pressure is applied in the opening direction, the maximum load pressure and spring pressure selected by the first high pressure selection means is applied in the closing direction, Further, the variable throttle means may be configured such that a spring pressure is applied in an opening direction thereof and a maximum pilot pressure selected by the second high pressure selection means is applied in a closing direction thereof.
Further, in that case, it is preferable to provide a flow control means having a delay function on the second signal line.
[0012]
Further, a hydraulic drive circuit according to the present invention for achieving the above object,
One or a plurality of center bypass type switching valves having a bypass passage, a variable displacement pump for supplying pressure oil to an actuator coupled via each of the switching valves, and a negative control of a discharge amount of the pump. A hydraulic drive circuit comprising a discharge flow control means coupled to the pump,
A center bypass line branched from the discharge line of the pump and formed so that a part of the pump discharge amount is returned to the tank via a bypass passage and a tank line of each of the switching valves;
Pressure generating means disposed on a center bypass line downstream of the one or more switching valves;
A pressure compensating flow control valve disposed on a center bypass line downstream of the one or more switching valves and upstream of the pressure generating means;
Pilot pressure signal generating means for generating a pilot pressure signal for operating each switching valve,
First high pressure selection means for selecting a maximum load pressure among load pressures generated in correspondence with the flow rate of the pressure oil supplied to each of the actuators, detected in each of the switching valves,
A first signal line connected to apply the pressure on the center bypass line between the pressure generating means and the flow control valve with pressure compensation to the discharge flow control means;
A second signal line for providing the maximum load pressure selected by the first high pressure selection means to the flow control valve with pressure compensation;
The maximum pilot pressure signal for the switching valve operation provided in each bypass passage of each of the switching valves on the center bypass line on the upstream side of the flow control valve with pressure compensation and provided from the pilot pressure signal generating means. Variable throttle means formed so that a predetermined flow rate flows through the bypass passage even when the bypass passage is in the maximum throttle state corresponding to
A third step of providing the discharge line pressure of the variable displacement pump to the pressure compensating flow control valve so as to face the maximum load pressure selected by the first high pressure selecting means in the pressure compensating flow control valve; Signal line,
It comprises.
[0013]
In that case, it is preferable to provide a flow control means having a delay function on the second signal line.
[0014]
[Action]
According to the present invention, the discharge flow rate of the variable displacement pump is controlled by the action of a pressure compensating flow control valve and a pressure generating means provided on a branch bypass line set separately from the branch discharge line for the actuator. In the circuit, on the bypass line, there is further provided a variable throttle means which operates in response to the operation of the switching valve for driving the actuator. Therefore, according to the present invention, the variable throttle means does not fully close even at the full stroke position of the switching valve, that is, at the maximum pilot pressure signal for operating the switching valve, and sets the predetermined flow rate to the flow rate with the pressure compensation. It is configured to flow to the control valve, whereby the pump discharge flow rate is controlled in response to the operation of the switching valve, and the responsiveness of the actuator to the operation of the switching valve is improved.In addition, a delay means is provided on the pressure oil signal line from the first high pressure selection means to be supplied to the flow control valve with pressure compensation. The discomfort associated with the operation is also eliminated.
[0015]
【Example】
Next, an embodiment of a hydraulic drive circuit according to the present invention will be described in detail with reference to the accompanying drawings. For convenience of description, the same components as those of the conventional configuration shown in FIG. 6 are denoted by the same reference numerals, and detailed description will be omitted.
[0016]
In FIG. 1, first, the configuration of the hydraulic drive circuit of the present invention is basically the same as the conventional one (FIG. 6). Therefore, the description will be repeated, but will be briefly described again for easy understanding. The hydraulic drive circuit basically supplies the discharge pressure oil from the discharge line 12 of the variable displacement pump 10 having the negative control discharge flow rate control means 10a to two (two in the illustrated example) branch discharge lines 14, 16 and In addition to supplying / discharging the actuators 22 and 24 via switching valves (in this case, closed center type) 18 and 20, a part of the discharge pressure oil is bypassed from the discharge line 12 to the tank line 26. A flow control valve 30 with pressure compensation and a pressure generating means 32 are provided on the branch bypass line 28 in order from the upstream. Each of the switching valves 18 and 20 is operated through pilot pressures led to respective signal lines 34-1 and 34-2 and 34-3 and 34-4, and the flow control valve 30 with pressure compensation is opened. The pump discharge pressure is applied from the signal line 28a branched from the branch bypass line 28 in the direction, and is guided to the signal lines 36-1 and 36-2 of each actuator detected by the switching valves 18 and 20 in the closing direction. Among the applied load pressures, the detected maximum load pressure and the pressure of the spring 30a which are further selected by the high pressure selecting means 38 and led to the signal line 36-3 are applied. Thereby, the discharge flow control means 10a is configured to be controlled via the pressure generated in the signal line 40a on the oil passage 40 between the pressure compensation flow control valve 30 and the pressure generation means 32.
[0017]
However, in the present invention, in the above configuration, a variable throttle means 50 is provided on the branch bypass line 28 on the upstream side of the flow control valve 30 with pressure compensation. The variable throttle means 50 applies the pressure of the spring 50a in the opening direction and operates in the closing direction to the signal lines 34-1, 2, 3, and 4 for operating the switching valves 18 and 20. From among the pilot pressures, the maximum pilot pressure selected by the high-pressure selection means 52 and guided to the signal line 34-5 is applied, and in this control, the restriction of the variable restriction means 50 is changed to the state in which the switching valves 18 and 20 are in the full stroke position. Is configured to maintain a predetermined opening degree so as not to be fully closed.
[0018]
Therefore, the hydraulic drive circuit of the present invention operates as follows.
Here, the characteristics of the pressure generating means 32 and the discharge flow control means 10a described above are already clear, but the former is, as shown in FIG. 2, the passing flow rate (the flow rate in the branch bypass line 28). With the increase of q, the generated pressure (signal pressure in the oil passage 40) p is changed to its maximum value p_maxIt is configured to increase to: On the other hand, the latter, as shown in FIG. 3, reduces the pump discharge flow rate Q to its minimum value Q with an increase in the signal pressure (the generated pressure) p._minIt is configured to decrease to
[0019]
Therefore, the neutral state of the switching valves 18 and 20, that is, the non-driving state of the actuators 22 and 24 will be described. In this state, the pilot pressure is not applied to the signal lines 34-1, 2, 3, and 4. Since the signal lines 36-1 and 36-2 at which the load pressure is generated are connected to the tank line 26, the maximum pilot pressure at the signal line 34-5 and the maximum load pressure detected at the signal line 36-3 are either Is also maintained at a low pressure. Accordingly, the variable throttle means 50 is controlled by the pressure of the spring 50a, and the flow control valve 30 with pressure compensation is controlled by the pump discharge pressure guided to the signal line 28a (since the pressure of the spring 30a is set small in this case). , Each being kept as fully open as possible. Therefore, the flow rate q in the branch bypass line 28 is set to the maximum possible amount. Moreover, in the pressure generating means 32, the signal pressure generated in the signal line 40a is the maximum value p._max(See FIG. 2), and in the discharge flow rate control means 10a, the pump discharge flow rate Q is reduced to its minimum value Q_min(See FIG. 3). That is, in the neutral state of the switching valve, the discharge flow rate of the variable displacement pump 10 is maintained at a minimum.
[0020]
Next, in the state described above, when operating the switching valve, for example, assuming that the switching valve 18 is operated to the left in the figure, particularly, suddenly, in this case, as described above, in this case, from the discharge line 12 Is supplied to the actuator 22 via the branch discharge line 14, the passage 18a, and the actuator line 22a. Then, the load pressure detected corresponding to the actuator is applied to the flow control valve 30 with pressure compensation via the signal line 36-1, the high-pressure selecting means 38 and the signal line 36-3.
[0021]
However, at this time, a signal pressure corresponding to the pressure of the spring 30a and the pump discharge pressure guided to the signal line 28a is further applied to the control valve 30. In this case, in the related art, as described above, the pressure of the spring 30a and the pressure guided to the signal line 28a are always constant or are substantially applied to the fluctuation of the pump discharge pressure. The load pressure applied in the closing direction of FIG. 1 requires time from the operation of the switching valve to the filling of the pressure lines into the signal lines 36-1, (36-2), and 36-3. Thereby, in the pump control accompanying the switching valve operation, the start point of the throttling function in the flow control of the pressure compensation flow control valve, that is, the timing of increasing the pump discharge flow rate is determined by the charging time from the operation of the switching valve. Delay. Therefore, an uncomfortable feeling is given to the operator.
[0022]
However, in the present invention, as described above, the variable throttle means 50 is provided on the upstream side of the flow control valve 30 with pressure compensation, and the variable throttle means 50 is connected to the signal line 34-5 in the closing direction. When the switching valve 18 is operated as described above, the variable throttle means 50 operates (throttle) in response to this operation. Therefore, even if the operation of the flow control valve 30 with pressure compensation is delayed, the flow rate q in the branch bypass line 28 decreases immediately in response to the above-mentioned operation, and thereby the flow rate q through the pressure generating means 32 is reduced. As a result, the pressure p on the signal line 40a decreases. As a result, the pump discharge flow rate Q and the discharge pressure increase immediately via the discharge flow rate control means 10a. That is, the actuator 22 increases the pump discharge flow rate and the pressure in response to the operation of the switching valve 18 regardless of whether the detected load pressure operates the flow control valve 30 with pressure compensation or not. With this, it can be started. Therefore, as a result of the improvement of the responsiveness of the switching valve operation, the operator does not feel uncomfortable with the switching valve operation.
[0023]
Further, at the time of the start, even if the speed corresponding to the amount of pressurized oil supplied to the actuator does not immediately reach the speed corresponding to the flow rate corresponding to the switching valve opening, the signal lines 36-1, 2, and 3 will soon return. Is filled with pressure oil, and the time required for the pressure to reach the load pressure detected by the actuator is shorter than that of the conventional case shown in FIG. The time to reach the normal operation state of the flow control valve 30 is reduced.
Further, the variable throttle means 50 is configured such that when a pilot pressure signal corresponding to the maximum operation amount to the switching valve 18 is given, that is, even when the spool stroke of the switching valve 18 is the maximum, the throttle is not fully closed. Instead, it is formed so that a predetermined flow rate is maintained and flows.
The reason is that if the variable throttle means 50 is fully closed, no pressure oil flows through the pressure compensation flow control valve 30 and the oil passage 40 at all, and therefore no differential pressure is generated by the pressure generating means 32. The pressure p of the signal line 40 becomes the tank pressure, and this tank pressure immediately maximizes the pump discharge flow rate Q via the discharge flow rate control means 10a. As a result, as described above, the corresponding actuator is immediately supplied with the pressurized oil, and the detected load pressure based thereon is supplied to the pressure-compensated flow control valve 30 via the signal line 36-3. This is because the pressure oil does not flow through 30 and does not function as a flow control valve with pressure compensation.
This means that when the operator operates the operation lever for the actuator by a predetermined amount to drive the actuator so as to correspond to the operation amount, the variable throttle means 50 is fully closed during the operation of the predetermined amount. If this is done, the maximum discharge flow rate is immediately supplied as described above, which means that the actuator is driven at the maximum discharge flow rate regardless of the applied operation amount, which is even dangerous for the operator. Therefore, in the present invention, a predetermined flow rate is made to flow even when the aperture of the variable aperture means 50 is set to the maximum.
[0024]
Further, the variable throttle means 50 not only eliminates discomfort at the time of starting as described above, but also exerts its function in the stopping operation. That is, in the present invention, since the variable throttle means 50 is provided, when the stop operation is performed, the flow rate flowing through the oil passage 40 increases, and the differential pressure of the pressure generating means 32 increases. Increase.
That is, when the switching valve 18 is returned to the neutral position in order to stop the actuator 22, the variable throttle means 50 is operated immediately in response to the return operation, and the flow rate q in the branch bypass line 28 can be immediately increased. . The variable displacement pump 10 changes the discharge flow rate Q to the minimum value Q as soon as possible. _min And the actuator 22 stops as soon as possible. This can improve the responsiveness of the actuator, particularly when the return operation of the switching valve is abrupt.
[0025]
In the present invention, the uncomfortable feeling caused by the delay of the start of the driving of the actuator is to improve the responsiveness by introducing the variable diaphragm means 50 to reduce the delay as much as possible.
On the other hand, there is another problem of discomfort for the operator. That is, when the operator operates the operation lever, the user feels uncomfortable due to sudden rise or fall of the hydraulic pressure actually applied to the actuator. This other feeling of discomfort is not directly related to the speed of the lever operation, and therefore cannot be eliminated even if the lever is operated relatively slowly. In this regard, in the embodiment of the present invention shown in FIG. 1, the detected maximum load pressure is applied to the signal line 36-3 for applying the detected maximum load pressure to the flow control valve 30 with pressure compensation, and the flow control means 60 (FIG.(Indicated by a dotted line).
That is, with this configuration, for example, when the actuator 22 is driven by the above-described switching valve 18, the flow of the detected load pressure applied to the pressure-compensated flow control valve 30 is controlled by the flow control unit 60. By delaying, the rapid behavior at the time of the rise or fall of the hydraulic pressure actually given to the actuator is alleviated.
The flow control means 60 is, for example,FIG.As shown in (a) and (b), it can be constituted by appropriate squeezing means 60a and 60b having a check function.
[0026]
As described above, according to the present invention, the discharge flow rate of the variable displacement pump is controlled by the action of the pressure compensating flow control valve and the pressure generating means provided on the branch bypass line set separately from the branch discharge line for the actuator. In the controlled hydraulic drive circuit, a variable throttle means that operates in response to the operation of the actuator driving switching valve is further provided on the branch bypass line, so that the pump discharge is performed in response to the operation of the switching valve. The flow rate is controlled so that the pressure oil supply to the actuator isIts detected load pressureRegardless of this, it can be set in proportion to the operation amount of the switching valve, and the responsiveness of the actuator to the operation of the switching valve can be improved. Therefore, it is possible to eliminate a sense of incongruity due to a delay in the operation of the actuator, which is a drawback in this type of hydraulic drive circuit.
[0027]
FIG.9 shows another embodiment of the hydraulic drive circuit according to the present invention. The embodiment shown in FIG.FIG.In the embodiment shown in (1), the switching valve is formed by a so-called center bypass type having a bypass passage, and the branch bypass line is formed by a communication bypass line communicating with the bypass passage, that is, a center bypass line.
[0028]
The hydraulic drive circuit of FIG. 5 will be described in comparison with the embodiment shown in FIG. 1. Each switching valve is connected to each of the branch pressure oil lines 14 and 16 branched from the discharge line 12 by bypass passages. The branch bypass line is formed by a communication bypass line 74 that communicates with each of the switching valve bypass passages 70a, 72a, while being formed by center bypass type switching valves 70, 72 with 70a, 72a. Thereby, as shown in the figure, the variable throttle means is formed integrally with each of the switching valves 70 and 72, and the pressure compensating flow control valve 30 and the pressure generating means 32 are respectively bypassed. The communication bypass line 74 communicating with the outlet side of the passage is provided in order from the upstream side. The hydraulic drive circuit of FIG. 5 is easily understood or analogized based on the description of the embodiment of FIG. 1, and therefore a detailed description of the entire hydraulic drive circuit will be omitted. I will explain only.
That is, the pressure oil from the discharge line 12 passes through the bypass passages 70a and 72a of the switching valves 70 and 72 in FIG. 5 when the switching valves are in the neutral state, and the signal lines 34-1 and 34, respectively. When the pilot pressure is applied to -2, 34-3 or 34-4, the spool stroke of the switching valve gradually increases in accordance with the magnitude of the pilot pressure. "Throttle" that allows a predetermined flow rate ( Shown only with hydraulic symbol ) Is formed. In this case, the throttle functions to gradually reduce the amount of hydraulic oil passing through the bypass passages 70a and 72a in accordance with the stroke of the spool, and can be regarded as corresponding to the variable throttle means 50 in FIG.
In FIG. 5, the flow control means 60 is indicated by a dotted line, reference numeral 76 denotes an oil passage, and reference numerals 74a and 76a denote a communication bypass line 74 and a signal line branched from the oil passage 76, respectively.
In the above description of the embodiment of the present invention shown in FIGS. 1 to 5, the high-pressure selecting means 38 constitutes a first high-pressure selecting means in the present invention, and the high-pressure selecting means 52 constitutes a second high-pressure selecting means in the present invention. It constitutes a high pressure selection means.
The communication bypass line 74 and the bypass passages 70a and 72a in FIG. 5 constitute a center bypass line in the present invention.
Further, in the above description, the “load pressure of the actuator” applied from the high-pressure selecting means 38 to the flow control valve 30 with pressure compensation refers to the flow rate of the pressure oil actually supplied from each switching valve to each actuator. Corresponds to the pressure drop generated in the meter-in passage in the switching valve, for example, the passage 18a in FIG. 1, and this pressure drop is detected via the signal lines 36-1 and 36-2. It does not mean the pressure itself of the load applied to the actuator 22 itself.
Therefore, in the present invention, the “load pressure of the actuator” means “a pressure drop generated in the switching valve in accordance with the flow rate of the pressure oil supplied to the actuator”.
[0029]
The preferred embodiment of the present invention has been described above. However, the present invention is not limited to the above-described embodiment, and many design changes can be made without departing from the spirit of the present invention.
[0030]
【The invention's effect】
As described above, the hydraulic drive circuit according to the present invention includes:
One or more switching valves, a variable displacement pump for supplying pressure oil to an actuator coupled via each of the switching valves, and a discharge flow rate control coupled to the pump to negatively control the discharge rate of the pump In a hydraulic drive circuit comprising means,
A branch bypass line branched from a discharge line of the pump and returning a part of the pump discharge amount to a tank via a tank line;
Pressure generating means disposed on the branch bypass line,
A pressure control valve with pressure compensation disposed on the branch bypass line and upstream of the pressure generating means,
Pilot pressure signal generating means for generating a pilot pressure signal for operating each switching valve,
First high pressure selection means for selecting a maximum load pressure among load pressures generated in correspondence with the flow rate of the pressure oil supplied to each of the actuators, detected in each of the switching valves,
Second high pressure selecting means for selecting a maximum pilot pressure signal among pilot pressure signals provided from the pilot pressure signal generating means;
A first signal line connected to apply a pressure on a branch bypass line between the pressure generation means and the flow control valve with pressure compensation to the discharge flow control means;
A second signal line for providing the maximum load pressure selected by the first high pressure selection means to the flow control valve with pressure compensation;
Variable throttle means disposed on the upstream side of the flow control valve with pressure compensation on the branch bypass line and formed to hold a predetermined flow rate even in the maximum throttle state,
A third signal line for providing the maximum pilot pressure signal selected by the second high pressure selection means to the variable throttle means;
The discharge pressure of the variable displacement pump, which is the pressure on the upstream branch line of the variable throttle means so as to face the maximum load pressure selected by the first high pressure selection means in the flow control valve with pressure compensation. A fourth signal line for providing the pressure-compensated flow control valve with
Since it is configured with
The pump discharge flow rate is controlled in response to the operation of the switching valve. As a result, the supply of pressure oil to the actuator can be set in proportion to the operation amount of the switching valve regardless of the load pressure. Responsiveness to valve operation can be improved, and therefore, an effect of eliminating a sense of incongruity due to a delay in operation of the actuator, which is a drawback of this type of hydraulic drive circuit, can be achieved.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram showing one embodiment of a hydraulic drive circuit according to the present invention.
FIG. 2 is a graph showing operating characteristics of pressure generating means in the circuit shown in FIG.
FIG. 3 is a graph showing operating characteristics of a discharge flow control means in the circuit shown in FIG.
4A and 4B are symbol diagrams showing an embodiment of a flow control means in the circuit shown in FIG. 1, wherein FIG. 4A is a circuit including a check valve and a pressure compensation flow control valve, and FIG. Circuit.
FIG. 5 is a hydraulic circuit diagram showing another embodiment of the hydraulic drive circuit according to the present invention.
FIG. 6 is a hydraulic circuit diagram showing a conventional hydraulic drive circuit.
[Explanation of symbols]
10 Variable displacement pump
10a discharge flow control means
12 Discharge line
14, 16 branch discharge line
18, 20 switching valve
18a passage
22, 24 Actuator
26 tank line
28 branch bypass line
28a signal line
30 Flow control valve with pressure compensation
30a spring
32 Pressure generating means
34-1, 2, 3, 4, 5 signal lines
36-1, 2, 3 signal lines
38 High pressure selection means
40 oilway
40a signal line
50 Variable aperture means
50a spring
52 High pressure selection means
60, 60a, 60b Flow control means
70, 72 switching valve
70a, 72a Bypass passage
74 Communication bypass line
76 Oilway
74a, 76a signal line

Claims

One or more switching valves, a variable displacement pump for supplying pressure oil to an actuator coupled via each of the switching valves, and a discharge flow rate control coupled to the pump to negatively control the discharge rate of the pump In a hydraulic drive circuit comprising means,
A branch bypass line branched from a discharge line of the pump and returning a part of the pump discharge amount to a tank via a tank line;
Pressure generating means disposed on the branch bypass line,
A pressure control valve with pressure compensation disposed on the branch bypass line and upstream of the pressure generating means,
Pilot pressure signal generating means for generating a pilot pressure signal for operating each switching valve,
First high pressure selection means for selecting a maximum load pressure among load pressures generated in correspondence with the flow rate of the pressure oil supplied to each of the actuators, detected in each of the switching valves,
Second high pressure selecting means for selecting a maximum pilot pressure signal among pilot pressure signals provided from the pilot pressure signal generating means;
A first signal line connected to apply a pressure on a branch bypass line between the pressure generating means and the flow control valve with pressure compensation to the discharge flow control means;
A second signal line for providing the maximum load pressure selected by the first high pressure selection means to the flow control valve with pressure compensation;
Variable throttle means disposed on the branch bypass line upstream of the flow control valve with pressure compensation and formed to hold a predetermined flow rate even in the maximum throttle state,
A third signal line for providing the maximum pilot pressure signal selected by the second high pressure selection means to the variable throttle means;
The discharge pressure of the variable displacement pump, which is the pressure on the upstream branch line of the variable throttle means so as to face the maximum load pressure selected by the first high pressure selection means in the flow control valve with pressure compensation. A fourth signal line for providing the pressure-compensated flow control valve with
A hydraulic drive circuit comprising:

2. The flow control valve with pressure compensation according to claim 1, wherein the pump discharge pressure is applied in the opening direction, and the maximum load pressure and the spring pressure selected by the first high pressure selection means are applied in the closing direction. Further, the variable throttle means is configured such that a spring pressure is applied in an opening direction thereof and a maximum pilot pressure selected by the second high pressure selection means is applied in a closing direction thereof. Characteristic hydraulic drive circuit.

3. The hydraulic drive circuit according to claim 1, wherein a flow control unit having a delay function is provided on the second signal line.

One or a plurality of center bypass type switching valves having a bypass passage, a variable displacement pump for supplying pressure oil to an actuator coupled via each of the switching valves, and a negative control of a discharge amount of the pump. A hydraulic drive circuit comprising a discharge flow control means coupled to the pump,
A center bypass line branched from the discharge line of the pump and formed so that a part of the pump discharge amount is returned to the tank via a bypass passage and a tank line of each of the switching valves;
Pressure generating means disposed on a center bypass line downstream of the one or more switching valves;
A pressure compensating flow control valve disposed on a center bypass line downstream of the one or more switching valves and upstream of the pressure generating means;
Pilot pressure signal generating means for generating a pilot pressure signal for operating each switching valve,
First high pressure selection means for selecting a maximum load pressure among load pressures generated in correspondence with the flow rate of the pressure oil supplied to each of the actuators, detected in each of the switching valves,
Pressure on the center bypass line between the pressure generating means and the flow control valve with pressure compensation A first signal line connected to apply a force to said discharge flow control means;
A second signal line for providing the maximum load pressure selected by the first high pressure selection means to the flow control valve with pressure compensation;
The maximum pilot pressure signal for the switching valve operation provided in each bypass passage of each of the switching valves on the center bypass line on the upstream side of the flow control valve with pressure compensation and provided from the pilot pressure signal generating means. Variable throttle means formed so that a predetermined flow rate flows through the bypass passage even when the bypass passage is in the maximum throttle state corresponding to
A third step of providing the discharge line pressure of the variable displacement pump to the pressure compensating flow control valve so as to face the maximum load pressure selected by the first high pressure selecting means in the pressure compensating flow control valve; Signal line,
A hydraulic drive circuit comprising:

5. The hydraulic drive circuit according to claim 4, wherein a flow control unit having a delay function is provided on the second signal line.