JP2009167659A

JP2009167659A - Hydraulic control circuit of utility machine

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Publication number: JP2009167659A
Application number: JP2008005644A
Authority: JP
Inventors: Takashi Yoneda; 敬米田; Katsusuke Awano; 勝介粟野; Nobuaki Matoba; 信明的場
Original assignee: Caterpillar Japan Ltd
Current assignee: Caterpillar Japan Ltd
Priority date: 2008-01-15
Filing date: 2008-01-15
Publication date: 2009-07-30

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a hydraulic control circuit of a utility machine, which has a simple constitution, and which enhances the property of interlocking a rotary cutting attachment with a hydraulic actuator other than the rotary cutting attachment. SOLUTION: This hydraulic control circuit of the utility machine comprises a first hydraulic circuit L1 which is connected to a hydraulic motor 26a for rotary cutting, and a second hydraulic circuit L2 which is connected to another hydraulic actuator 23a. A throttle valve 1 is provided on the first hydraulic circuit L1, and a pressure compensation valve 2 with a pressure compensation spool for securing a fixed flow rate of a hydraulic fluid for the hydraulic motor 26a is interposed between the first and second hydraulic circuits L1 and L2. Additionally, a fifth hydraulic circuit L5 communicating with a hydraulic fluid tank 15 is provided in a pilot circuit L3 which connects the downstream side of the throttle valve 1 and the one end side of the pressure compensation spool together, and an electromagnetic changeover valve 5 is interposed on the fifth hydraulic circuit L5. Furthermore, a pressure detecting means 3 is provided on the first hydraulic circuit L1, and the opening and closing of the electromagnetic changeover valve 5 are controlled depending on the discharge pressure of a hydraulic pump 11. COPYRIGHT: (C)2009,JPO&INPIT

Description

本発明は、回転切削アタッチメントを備えた油圧ショベルを制御するための油圧制御回路に関する。 The present invention relates to a hydraulic control circuit for controlling a hydraulic excavator provided with a rotary cutting attachment.

従来、油圧ショベルのフロント作業部に取り付けられるアタッチメントとして、エンドミルやツインヘッダ等の回転切削アタッチメントが知られている。これらの回転切削アタッチメントには油圧モータが内蔵されており、油圧ショベルの機体に設けられた油圧ポンプから供給される作動油で回転駆動されるようになっている。一方、回転切削アタッチメントが取り付けられるブームやアームといったフロント作業部も、同じ油圧ポンプを駆動源としている。そのため、フロント作業部を動かしながら回転切削アタッチメントを駆動すると、油圧ポンプから供給される作動油の配分に偏りが生じ、良好な連動性が得られない場合がある。特に、回転切削アタッチメントの場合は、油圧モータに要求される回転数や回転トルクが比較的大きいため、作動油流量の低下が直接的に作業効率の低下に繋がりやすい。 Conventionally, rotary attachments such as end mills and twin headers are known as attachments attached to the front working portion of a hydraulic excavator. These rotary cutting attachments have a built-in hydraulic motor and are driven to rotate by hydraulic oil supplied from a hydraulic pump provided in the body of the hydraulic excavator. On the other hand, the front working unit such as a boom or an arm to which the rotary cutting attachment is attached also uses the same hydraulic pump as a drive source. Therefore, when the rotary cutting attachment is driven while moving the front working part, there is a bias in the distribution of the hydraulic oil supplied from the hydraulic pump, and there is a case where good interlocking cannot be obtained. In particular, in the case of a rotary cutting attachment, since the rotational speed and rotational torque required for the hydraulic motor are relatively large, a decrease in the hydraulic oil flow rate tends to directly lead to a decrease in work efficiency.

そこで、例えば特許文献１に示すように、油圧回路上に電磁比例式の優先バルブを設けて流量配分を制御する技術が提案されている。この技術では、回転切削アタッチメントの作動時に、回転切削アタッチメント側へ供給される作動油流量が常に所定の優先流量となるように優先バルブの開度を制御している。このような構成により、回転切削アタッチメントの安定駆動が可能となり、作業効率を向上させることができるようになっている。
特開２００６−２５７７１４号公報 Thus, for example, as shown in Patent Document 1, a technique has been proposed in which an electromagnetic proportional priority valve is provided on a hydraulic circuit to control flow distribution. In this technique, when the rotary cutting attachment is operated, the opening degree of the priority valve is controlled so that the flow rate of hydraulic oil supplied to the rotary cutting attachment side always becomes a predetermined priority flow rate. With such a configuration, the rotary cutting attachment can be stably driven, and the working efficiency can be improved.
JP 2006-257714 A

しかしながら、電磁比例式の優先バルブは装置構成が複雑であり、コストが嵩むという課題がある。例えば、特許文献１に記載の技術では、回転切削アタッチメント側への優先流量を調整する可変絞り弁及び可変絞り弁へ導入される制御圧を出力する優先バルブ用電磁比例弁だけでなく、優先バルブ用電磁比例弁へ制御指令を出力するコントローラも必要であり、制御に係るソフトウェア構成も複雑である。 However, the electromagnetic proportional type priority valve has a problem that the device configuration is complicated and the cost increases. For example, in the technique disclosed in Patent Document 1, not only a variable throttle valve that adjusts a priority flow rate to the rotary cutting attachment side and a solenoid proportional valve for a priority valve that outputs a control pressure introduced to the variable throttle valve, but also a priority valve A controller that outputs a control command to the electromagnetic proportional valve is also required, and the software configuration for control is complicated.

本発明は、このような課題に鑑みてなされたもので、簡素な構成で、回転切削アタッチメントとそれ以外の油圧アクチュエータとの連動性を向上させることができるようにした、作業機械の油圧制御回路を提供することを目的とする。 The present invention has been made in view of such a problem, and has a simple configuration, and can improve the interlocking between the rotary cutting attachment and the other hydraulic actuators. The purpose is to provide.

上記目的を達成するため、請求項１記載の本発明の作業機械の油圧制御回路は、回転切削アタッチメントを駆動せしめる回転切削用油圧モータと、該回転切削用油圧モータ以外の他の油圧アクチュエータと、該回転切削用油圧モータ及び該他の油圧アクチュエータの油圧駆動源となる油圧ポンプとを備えてなる作業機械の油圧制御回路において、該回転切削用油圧モータと該油圧ポンプとを接続する第一油圧回路と、該第一油圧回路に介装された絞り弁と、該第一油圧回路における該絞り弁の上流側と該他の油圧アクチュエータとを接続する第二油圧回路と、該第一油圧回路に介装され、該油圧ポンプから供給される作動油の吐出圧を検出する圧力検出手段と、該第一油圧回路及び該第二油圧回路の双方に介装され、該第一油圧回路及び該第二油圧回路の差圧を保持して該回転切削用油圧モータへ供給される一定の作動油流量を確保する圧力補償スプールを有する圧力補償弁と、該第一油圧回路における該絞り弁の下流側と該圧力補償スプールの一端側とを接続して、該第一油圧回路への作動油流量を増加させる方向へ該圧力補償スプールを駆動する第三油圧回路と、該第二油圧回路における該絞り弁の上流側と該圧力補償スプールの他端側とを接続して、該第二油圧回路への作動油流量を増加させる方向へ該圧力補償スプールを駆動する第四油圧回路と、該第三油圧回路と作動油タンクとを接続する第五油圧回路と、該第五油圧回路上に介装され、該圧力検出手段で検出された該吐出圧が予め設定された所定圧以上であるときに該第五油圧回路を接続し、該吐出圧が該所定圧未満であるときに該第五油圧回路を遮断する電磁切換弁と、を備えたことを特徴としている。 In order to achieve the above object, a hydraulic control circuit for a working machine according to claim 1 of the present invention includes: a rotary cutting hydraulic motor that drives a rotary cutting attachment; and a hydraulic actuator other than the rotary cutting hydraulic motor; In a hydraulic control circuit of a work machine comprising a hydraulic pump that is a hydraulic drive source of the rotary cutting hydraulic motor and the other hydraulic actuator, a first hydraulic pressure that connects the rotary cutting hydraulic motor and the hydraulic pump A circuit, a throttle valve interposed in the first hydraulic circuit, a second hydraulic circuit connecting the upstream side of the throttle valve and the other hydraulic actuator in the first hydraulic circuit, and the first hydraulic circuit A pressure detecting means for detecting a discharge pressure of hydraulic oil supplied from the hydraulic pump, and both the first hydraulic circuit and the second hydraulic circuit, and the first hydraulic circuit and the second hydraulic circuit First A pressure compensating valve having a pressure compensating spool that maintains a differential pressure in the hydraulic circuit and secures a constant flow rate of hydraulic oil supplied to the rotary cutting hydraulic motor; and a downstream side of the throttle valve in the first hydraulic circuit; A third hydraulic circuit for connecting the one end of the pressure compensating spool to drive the pressure compensating spool in a direction to increase the flow rate of hydraulic oil to the first hydraulic circuit; and the throttle valve in the second hydraulic circuit A fourth hydraulic circuit that connects the upstream side of the pressure compensation spool and the other end of the pressure compensation spool to drive the pressure compensation spool in a direction that increases the flow rate of hydraulic fluid to the second hydraulic circuit, and the third hydraulic pressure A fifth hydraulic circuit connecting the circuit and the hydraulic oil tank; and when the discharge pressure detected by the pressure detection means is greater than or equal to a preset predetermined pressure, interposed on the fifth hydraulic circuit A fifth hydraulic circuit is connected, and the discharge pressure is less than the predetermined pressure Is characterized by comprising an electromagnetic switching valve, the blocking the said fifth hydraulic circuit to a certain time.

また、請求項２記載の本発明の作業機械の油圧制御回路は、請求項１記載の構成に加えて、該第二油圧回路上に介装され、該他の油圧アクチュエータへ供給される作動油流量及び流通方向を制御するコントロール弁と、該コントロール弁の下流側の油圧を該油圧ポンプへ導くネガコン回路と、該ネガコン回路に介装された第二電磁切換弁と、該油圧ポンプへ導入されるネガコン圧を任意に変更するネガコン圧変更手段と、をさらに備えたことを特徴としている。 A hydraulic control circuit for a work machine according to a second aspect of the present invention includes a hydraulic oil that is provided on the second hydraulic circuit and supplied to the other hydraulic actuator in addition to the configuration according to the first aspect. A control valve for controlling the flow rate and the flow direction, a negative control circuit for guiding the hydraulic pressure downstream of the control valve to the hydraulic pump, a second electromagnetic switching valve interposed in the negative control circuit, and the hydraulic pump And negative control pressure changing means for arbitrarily changing the negative control pressure.

また、請求項３記載の本発明の作業機械の油圧制御回路は、請求項２記載の構成に加えて、該第二油圧回路上に介装され、該他の油圧アクチュエータへ供給される作動油流量及び流通方向を制御するコントロール弁と、該コントロール弁の下流側の油圧を該油圧ポンプへ導くネガコン回路と、該ネガコン回路に介装された第二電磁切換弁と、該油圧ポンプへ導入されるネガコン圧を任意に変更するネガコン圧変更手段と、をさらに備えたことを特徴としている。 According to a third aspect of the present invention, there is provided a hydraulic control circuit for a work machine according to the present invention, in addition to the configuration according to the second aspect, the hydraulic oil interposed on the second hydraulic circuit and supplied to the other hydraulic actuators. A control valve for controlling the flow rate and the flow direction, a negative control circuit for guiding the hydraulic pressure downstream of the control valve to the hydraulic pump, a second electromagnetic switching valve interposed in the negative control circuit, and the hydraulic pump And negative control pressure changing means for arbitrarily changing the negative control pressure.

また、請求項４記載の本発明の作業機械の油圧制御回路は、回転切削アタッチメントを駆動せしめる回転切削用油圧モータと、該回転切削用油圧モータ以外の他の油圧アクチュエータと、該回転切削用油圧モータ及び該他の油圧アクチュエータの油圧駆動源となる油圧ポンプとを備えてなる作業機械の油圧制御回路において、該回転切削用油圧モータと該油圧ポンプとを接続する第一油圧回路と、該第一油圧回路に介装された絞り弁と、該第一油圧回路における該絞り弁の上流側と該他の油圧アクチュエータとを接続する第二油圧回路と、該第一油圧回路に介装され、該油圧ポンプから供給される作動油の吐出圧を検出する圧力検出手段と、該第一油圧回路及び該第二油圧回路の双方に介装され、該第一油圧回路及び該第二油圧回路の差圧を保持して該回転切削用油圧モータへ供給される一定の作動油流量を確保する圧力補償スプール及び該圧力補償スプールを駆動するパイロット回路を有する圧力補償弁と、該圧力補償弁の該パイロット回路と作動油タンクとを接続するリリーフ回路と、該リリーフ回路上に介装され、該圧力検出手段で検出された該吐出圧に応じて、該パイロット回路を該作動油タンクへ開放する電磁切換弁と、を備えたことを特徴としている。 According to a fourth aspect of the present invention, there is provided a hydraulic control circuit for a work machine according to the present invention, comprising: a rotary cutting hydraulic motor for driving a rotary cutting attachment; a hydraulic actuator other than the rotary cutting hydraulic motor; and the rotary cutting hydraulic pressure. In a hydraulic control circuit of a work machine comprising a motor and a hydraulic pump serving as a hydraulic drive source for the other hydraulic actuator, a first hydraulic circuit for connecting the rotary cutting hydraulic motor and the hydraulic pump, A throttle valve interposed in one hydraulic circuit, a second hydraulic circuit connecting the upstream side of the throttle valve in the first hydraulic circuit and the other hydraulic actuator, and interposed in the first hydraulic circuit, Pressure detecting means for detecting the discharge pressure of the hydraulic oil supplied from the hydraulic pump, and both the first hydraulic circuit and the second hydraulic circuit are interposed between the first hydraulic circuit and the second hydraulic circuit. Differential pressure And a pressure compensation valve having a pressure compensation spool that secures a constant flow rate of hydraulic fluid supplied to the rotary cutting hydraulic motor, a pilot circuit that drives the pressure compensation spool, and the pilot circuit of the pressure compensation valve; A relief circuit for connecting the hydraulic oil tank, and an electromagnetic switching valve that is interposed on the relief circuit and opens the pilot circuit to the hydraulic oil tank according to the discharge pressure detected by the pressure detecting means. It is characterized by having.

例えばこの場合、該電磁切換弁は、該吐出圧に応じて該パイロット回路を開放することで該圧力補償スプールを駆動し、該油圧ポンプから供給される該作動油を該第一油圧回路及び該第二油圧回路のうちの何れか一方へ強制的に流通させるように機能する。 For example, in this case, the electromagnetic switching valve drives the pressure compensation spool by opening the pilot circuit in accordance with the discharge pressure, and the hydraulic oil supplied from the hydraulic pump is supplied to the first hydraulic circuit and the It functions to forcibly flow to any one of the second hydraulic circuits.

本発明の作業機械の油圧制御回路（請求項１）によれば、圧力補償弁を備えたことにより、回転切削用モータの駆動に必要十分な作動油を確保することができ、回転切削用モータ及び他の油圧アクチュエータの連動性を高めることができる。また、圧力検出手段で検出された油圧ポンプの吐出圧に応じて第五油圧回路をオン／オフ制御することにより、所定圧を閾値として、第一油圧回路及び第二油圧回路へ供給される作動油流量の配分を段階的に切り換えることができる。さらに、高価で複雑な制御が必要となる電磁比例弁を使わなくとも流量の比例制御を実施することができ、システム構成が簡素であり、コストを低減させることができる。 According to the hydraulic control circuit for a working machine of the present invention (Claim 1), since the pressure compensation valve is provided, it is possible to secure sufficient hydraulic oil necessary for driving the rotary cutting motor, and the rotary cutting motor. In addition, the linkage of other hydraulic actuators can be enhanced. In addition, the fifth hydraulic circuit is turned on / off according to the discharge pressure of the hydraulic pump detected by the pressure detecting means, so that the operation is supplied to the first hydraulic circuit and the second hydraulic circuit with a predetermined pressure as a threshold value. Oil flow distribution can be switched in stages. Furthermore, proportional control of the flow rate can be performed without using an electromagnetic proportional valve that requires expensive and complicated control, the system configuration is simple, and the cost can be reduced.

また、本発明の作業機械の油圧制御回路（請求項２）によれば、他のアクチュエータのみの作動時には、ネガコン圧を油圧ポンプへ導入して、アクチュエータの作動に必要十分な作動油流量を確保することができる。また、回転切削用油圧モータの単動時には、モータの動作に必要十分な作動油流量を任意に設定することができ、作業性を高めることができる。 According to the hydraulic control circuit for a work machine of the present invention (Claim 2), when only other actuators are operated, a negative control pressure is introduced into the hydraulic pump to ensure a sufficient hydraulic oil flow rate necessary for the actuator operation. can do. In addition, when the rotary cutting hydraulic motor is single-acting, it is possible to arbitrarily set a flow rate of hydraulic oil necessary and sufficient for the operation of the motor, thereby improving workability.

また、本発明の作業機械の油圧制御回路（請求項３）によれば、例えば操作レバーの圧力スイッチやコントローラといった既存のシステムを利用して安価に実現することができる。
また、本発明の作業機械の油圧制御回路（請求項４）によれば、吐出圧に応じて圧力補償弁へ導入されるパイロット圧を制御することにより、圧力補償弁で配分される作動油流量を油圧ポンプの作動状態に応じて変更することができる。 Further, according to the hydraulic control circuit for a working machine of the present invention (Claim 3), it can be realized at low cost by using an existing system such as a pressure switch of a control lever or a controller.
According to the hydraulic control circuit for a working machine of the present invention (Claim 4), the flow rate of hydraulic oil distributed by the pressure compensation valve is controlled by controlling the pilot pressure introduced to the pressure compensation valve in accordance with the discharge pressure. Can be changed according to the operating state of the hydraulic pump.

以下、図面により、本発明の実施の形態について説明する。
図１〜図４は、本発明の一実施形態に係る油圧制御回路を説明するためのものであり、図１は本油圧制御回路の全体構成を示す制御ブロック及び油圧回路図、図２は本発明の一実施形態に係る油圧制御回路におけるＰ−Ｑ特性図（太実線は本油圧制御回路に設けられた油圧ポンプのＰ−Ｑ特性、細実線は油圧モータへ配分される作動油のＰ−Ｑ特性を示す）、図３は本油圧制御回路のコントローラの内部演算を説明するための制御ブロック図、図４は本油圧制御回路が適用された作業機械の側面図である。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
1 to 4 are diagrams for explaining a hydraulic control circuit according to an embodiment of the present invention. FIG. 1 is a control block and hydraulic circuit diagram showing the overall configuration of the hydraulic control circuit. FIG. PQ characteristic diagram in hydraulic control circuit according to one embodiment of the invention (thick solid line is PQ characteristic of hydraulic pump provided in the hydraulic control circuit, thin solid line is P- of hydraulic fluid distributed to hydraulic motor) FIG. 3 is a control block diagram for explaining the internal calculation of the controller of the hydraulic control circuit, and FIG. 4 is a side view of a work machine to which the hydraulic control circuit is applied.

［１．油圧ショベル構成］
本実施形態の油圧制御回路は、図４に示す油圧ショベル２０の油圧回路として適用されている。この油圧ショベル２０は、クローラ式の油圧走行装置を装備した下部走行体２２と、旋回装置を介して下部走行体２２の上に旋回自在に搭載された上部旋回体２１とを備えて構成される。上部旋回体２１の前端部には、フロント作業部としてのブーム２３及びアーム２４が枢支され、さらにその先端にはツインヘッダ（回転切削アタッチメント）２６が取り付けられている。 [1. Hydraulic excavator configuration]
The hydraulic control circuit of this embodiment is applied as a hydraulic circuit of the hydraulic excavator 20 shown in FIG. The hydraulic excavator 20 includes a lower traveling body 22 equipped with a crawler type hydraulic traveling apparatus, and an upper revolving body 21 that is rotatably mounted on the lower traveling body 22 via a revolving device. . A boom 23 and an arm 24 as a front working portion are pivotally supported at the front end portion of the upper swing body 21, and a twin header (rotary cutting attachment) 26 is attached to the tip thereof.

上部旋回体２１のフレームとブーム２３との間には、ブーム２３を上下方向へ揺動する油圧駆動式のブームシリンダ（油圧アクチュエータの一つ）２３ａが介装されている。このブーム２３は、ブームシリンダ２３ａの伸縮によって上部旋回体２１に対して起伏自在に設けられている。同様に、図４中に示されたアームシリンダ２４ａ，バケットシリンダ２５ａはそれぞれ、アーム２４，ツインヘッダ２６の姿勢を動かすための油圧アクチュエータである。 A hydraulically driven boom cylinder (one of hydraulic actuators) 23 a that swings the boom 23 in the vertical direction is interposed between the frame of the upper swing body 21 and the boom 23. The boom 23 is provided so as to be raised and lowered with respect to the upper swing body 21 by expansion and contraction of the boom cylinder 23a. Similarly, the arm cylinder 24a and the bucket cylinder 25a shown in FIG. 4 are hydraulic actuators for moving the posture of the arm 24 and the twin header 26, respectively.

ツインヘッダ２６の基部には、油圧モータ（回転切削用油圧モータ）２６ａが内蔵されている。油圧モータ２６ａは、ツインヘッダ２６を駆動せしめる駆動源であり、先端のピックを回転させることで土砂壁面を切削できるようになっている。本発明に係る油圧制御回路は、上記の油圧アクチュエータ２３ａ，２４ａ，２５ａや油圧モータ２６ａを駆動するための油圧回路である。 A hydraulic motor (rotary cutting hydraulic motor) 26 a is built in the base of the twin header 26. The hydraulic motor 26a is a drive source that drives the twin header 26, and is capable of cutting the earth and sand wall surface by rotating a pick at the tip. The hydraulic control circuit according to the present invention is a hydraulic circuit for driving the hydraulic actuators 23a, 24a, 25a and the hydraulic motor 26a.

また、これらのフロント作業部の車体左側には、操作者が搭乗するキャブ２７が設けられている。キャブ２７の内部には、油圧アクチュエータ２３ａ，２４ａ，２５ａや油圧モータ２６ａをはじめとして、ツインヘッダ２６を駆動するためのツインヘッダスイッチ４、油圧ショベル２０の走行装置，旋回装置といった各装置の操作レバー，各種操作スイッチが配設されている。なお、ツインヘッダスイッチ４はツインヘッダ２６のメインスイッチであり、ツインヘッダ２６の使用時にオン操作され、不使用時にオフ操作されるものである。 Further, on the left side of the vehicle body of these front working sections, a cab 27 on which an operator gets on is provided. Inside the cab 27, there are hydraulic actuators 23a, 24a, 25a, a hydraulic motor 26a, an operation lever for each device such as a twin header switch 4 for driving the twin header 26, a traveling device for the excavator 20, and a turning device. Various operation switches are provided. The twin header switch 4 is a main switch for the twin header 26, and is turned on when the twin header 26 is used and turned off when the twin header 26 is not used.

［２．油圧回路構成］
図１に、本油圧制御回路が適用された油圧回路を模式的に示す。この図１には、ブーム２３及びツインヘッダ２６の駆動に係る油圧回路の概略構成が示されている。本油圧回路はおもに、第一油圧回路Ｌ１，第二油圧回路Ｌ２，これらの二系統の油圧回路へ供給される作動油量を配分するための優先回路３０，及びネガコン回路Ｌ６を備えて構成される。 [2. Hydraulic circuit configuration]
FIG. 1 schematically shows a hydraulic circuit to which the hydraulic control circuit is applied. FIG. 1 shows a schematic configuration of a hydraulic circuit for driving the boom 23 and the twin header 26. The hydraulic circuit mainly includes a first hydraulic circuit L1, a second hydraulic circuit L2, a priority circuit 30 for distributing the amount of hydraulic oil supplied to these two hydraulic circuits, and a negative control circuit L6. The

第一油圧回路Ｌ１は、油圧ポンプ１１から油圧モータ２６ａへの作動油流路を接続する回路である。図１に示すように、第一油圧回路Ｌ１上における油圧ポンプ１１と油圧モータ２６ａとの間には、第一油圧回路Ｌ１を通ってきた作動油の流通方向及び流量を調整するコントロールバルブ６ａが介装されている。
このコントロールバルブ６ａは、ステム（流量制御スプール）の位置を複数の位置に切り替えて作動油の流通方向及び流量を可変制御できる制御弁として構成されている。コントロールバルブ６ａのスプール位置は、ツインヘッダ用操作レバーの操作量に応じて制御されている。 The first hydraulic circuit L1 is a circuit that connects a hydraulic oil flow path from the hydraulic pump 11 to the hydraulic motor 26a. As shown in FIG. 1, between the hydraulic pump 11 and the hydraulic motor 26a on the first hydraulic circuit L1, there is a control valve 6a that adjusts the flow direction and flow rate of hydraulic fluid that has passed through the first hydraulic circuit L1. It is intervened.
This control valve 6a is configured as a control valve capable of variably controlling the flow direction and flow rate of the hydraulic oil by switching the position of the stem (flow rate control spool) to a plurality of positions. The spool position of the control valve 6a is controlled in accordance with the operation amount of the twin header operation lever.

また、油圧ポンプ１１及びコントロールバルブ６ａ間の回路から分岐した回路上には、第一油圧回路Ｌ１内の作動油圧の上限値Ｐ₀を設定するリリーフ弁１９ａが介装されている。
一方、第二油圧回路Ｌ２は、油圧ポンプ１１からブームシリンダ２３ａへの作動油流路を接続する回路である。この第二油圧回路Ｌ２上には、第一油圧回路Ｌ１と同様にコントロールバルブ６ｂが介装されており、ここでブームシリンダ２３ａへ供給される作動油流量及び流通方向が調節されるようになっている。コントロールバルブ６ｂのスプール位置は、ブーム用操作レバーの操作量に応じて制御されている。また、コントロールバルブ６ｂとタンク（作動油タンク）１５とを連結する回路上に、第二油圧回路Ｌ２の作動油圧の上限値Ｐ₁（Ｐ₀＜Ｐ₁）を設定するリリーフ弁１９ｂが介装されている。 Further, on a circuit branched from the circuit between the hydraulic pump 11 and the control valve 6a is a relief valve 19a for setting the upper limit value P ₀ of the working oil pressure of the first hydraulic circuit L1 is interposed.
On the other hand, the second hydraulic circuit L2 is a circuit that connects the hydraulic oil flow path from the hydraulic pump 11 to the boom cylinder 23a. A control valve 6b is interposed on the second hydraulic circuit L2 in the same manner as the first hydraulic circuit L1, and the flow rate and flow direction of hydraulic oil supplied to the boom cylinder 23a are adjusted here. ing. The spool position of the control valve 6b is controlled according to the operation amount of the boom operation lever. Further, a relief valve 19b for setting an upper limit value P ₁ (P ₀ <P ₁ ) of the hydraulic pressure of the second hydraulic circuit L2 is provided on a circuit connecting the control valve 6b and the tank (hydraulic oil tank) 15. Has been.

なお、図１に示すように、ツインヘッダ用操作レバー及びブーム用操作レバーにはそれぞれ、第一圧力センサ（第一操作検出手段）９ａ及び第二圧力センサ（第二操作検出手段）９ｂが設けられており、操作者による油圧モータ２６ａ，ブームシリンダ２３ａへの操作の有無を検出するようになっている。ここで検出された操作の有無は、後述するコントローラ（制御手段）１０へ入力されている。 As shown in FIG. 1, a first pressure sensor (first operation detection means) 9a and a second pressure sensor (second operation detection means) 9b are provided on the twin header operation lever and the boom operation lever, respectively. Thus, the presence or absence of an operation on the hydraulic motor 26a and the boom cylinder 23a by the operator is detected. The presence / absence of the detected operation is input to a controller (control means) 10 described later.

油圧ポンプ１１は、レギュレータ１２が併設された容量可変式のポンプであり、エンジン１３によって駆動されている。この油圧ポンプ１１による吐出流量と吐出圧との関係を図２に太実線で示す。Ａ−Ｂ−Ｃ線は、油圧ポンプ１１の最大出力時（例えば、ブーム用操作レバーのフル操作時）のＰ−Ｑ特性を示している。 The hydraulic pump 11 is a variable displacement pump provided with a regulator 12 and is driven by an engine 13. The relationship between the discharge flow rate and the discharge pressure by the hydraulic pump 11 is shown by a thick solid line in FIG. A ABC line shows the PQ characteristic at the time of the maximum output of the hydraulic pump 11 (for example, when the boom operation lever is fully operated).

［３．ネガコン回路の構成］
ネガコン回路Ｌ６は、第二油圧回路Ｌ２上のコントロールバルブ６ｂとリリーフ弁１９ｂとの間から分岐した回路であり、油圧ポンプ１１のレギュレータ１２におけるネガティブコントロール用の回路である。ネガティブコントロールでは、ネガコン回路Ｌ６の作動油圧の高低に対応するように油圧ポンプ１１での吐出流量を減少又は増加させて、油圧ポンプ１１の出力を一定に保たせている。以下、ネガコン回路Ｌ６を介してレギュレータ１２へ導入される作動油圧のことをネガコン圧とも呼ぶ。 [3. Structure of negative control circuit]
The negative control circuit L6 is a circuit branched from between the control valve 6b and the relief valve 19b on the second hydraulic circuit L2, and is a circuit for negative control in the regulator 12 of the hydraulic pump 11. In the negative control, the discharge flow rate in the hydraulic pump 11 is decreased or increased so as to correspond to the hydraulic pressure of the negative control circuit L6, and the output of the hydraulic pump 11 is kept constant. Hereinafter, the hydraulic pressure introduced to the regulator 12 via the negative control circuit L6 is also referred to as negative control pressure.

ネガコン回路Ｌ６上には、電磁切換弁（第二電磁切換弁）７，電磁比例減圧弁１８及びシャトル弁１７が設けられている。電磁切換弁７は、後述するコントローラ１０によって制御される二位置切換弁であり、第二油圧回路Ｌ２側の作動油圧の導入及び遮断を担うものである。一方、電磁比例減圧弁１８は、コントローラ１０によって制御される比例減圧弁であり、パイロットポンプ１４から供給される作動油をネガコン回路Ｌ６へ導入することによって強制的にネガコン圧を変更するためのものである。 On the negative control circuit L6, an electromagnetic switching valve (second electromagnetic switching valve) 7, an electromagnetic proportional pressure reducing valve 18, and a shuttle valve 17 are provided. The electromagnetic switching valve 7 is a two-position switching valve that is controlled by a controller 10 to be described later, and is responsible for introducing and shutting off the operating hydraulic pressure on the second hydraulic circuit L2 side. On the other hand, the electromagnetic proportional pressure reducing valve 18 is a proportional pressure reducing valve controlled by the controller 10, and forcibly changes the negative control pressure by introducing hydraulic oil supplied from the pilot pump 14 to the negative control circuit L6. It is.

電磁比例減圧弁１８がオン（励磁状態）になると、パイロットポンプ１４から供給される作動油が下流側へ流通するようになっている。また、電磁比例減圧弁１８は、開度調整により下流側の作動油圧を任意に設定することができるようになっている。なお、図１に示すように、電磁比例減圧弁１８はタンク１５にも接続されており、オフ（非励磁状態）のときにはその二次圧が最低圧（タンク圧）に設定されるようになっている。 When the electromagnetic proportional pressure reducing valve 18 is turned on (excited state), the hydraulic oil supplied from the pilot pump 14 flows downstream. Further, the electromagnetic proportional pressure reducing valve 18 can arbitrarily set the working hydraulic pressure on the downstream side by adjusting the opening degree. As shown in FIG. 1, the electromagnetic proportional pressure reducing valve 18 is also connected to the tank 15, and its secondary pressure is set to the lowest pressure (tank pressure) when it is off (non-excited state). ing.

本実施形態では、電磁比例減圧弁１８の下流側の油圧の大きさが油圧モータ２６ａの特性によって定められる所定圧力Ｐ_Nとなるように、開度が予め設定されている。つまり、電磁比例減圧弁１８も、電磁切換弁７と同様に、コントローラ１０によってオン／オフ制御されている。
シャトル弁１７は、第二油圧回路Ｌ２側からの回路とパイロットポンプ１４側からの回路との接続部分に介装された選択弁である。これらの回路のうちの高圧側がシャトル弁１７で自動的に選択されて、油圧ポンプ１１のレギュレータ１２へと接続されるようになっている。 In the present embodiment, as in the downstream side hydraulic pressure of the magnitude of the electromagnetic proportional pressure reducing valve 18 becomes the predetermined pressure P _N, defined by the characteristics of the hydraulic motor 26a, the opening degree is set in advance. That is, the electromagnetic proportional pressure reducing valve 18 is also controlled to be turned on / off by the controller 10 in the same manner as the electromagnetic switching valve 7.
The shuttle valve 17 is a selection valve interposed in a connection portion between the circuit from the second hydraulic circuit L2 side and the circuit from the pilot pump 14 side. Of these circuits, the high pressure side is automatically selected by the shuttle valve 17 and connected to the regulator 12 of the hydraulic pump 11.

例えば、図１に示すように、電磁切換弁７がオフの状態にあるときには、第二油圧回路Ｌ２側の作動油圧がレギュレータ１２のネガコン圧となり、電磁切換弁７がオンの状態にあるときには、電磁比例減圧弁１８で設定される作動油圧がネガコン圧となる。つまり、電磁切換弁７がオンかつ電磁比例減圧弁１８がオンである場合には、所定圧力Ｐ_Nがネガコン圧となり、電磁切換弁７がオンかつ電磁比例減圧弁１８がオフである場合には、タンク圧がネガコン圧となる。 For example, as shown in FIG. 1, when the electromagnetic switching valve 7 is in an off state, the operating hydraulic pressure on the second hydraulic circuit L2 side becomes the negative control pressure of the regulator 12, and when the electromagnetic switching valve 7 is in an on state, The working oil pressure set by the electromagnetic proportional pressure reducing valve 18 becomes the negative control pressure. That is, when the electromagnetic switching valve 7 is on and the electromagnetic proportional pressure reducing valve 18 is on, the predetermined pressure _PN is a negative control pressure, and when the electromagnetic switching valve 7 is on and the electromagnetic proportional pressure reducing valve 18 is off. The tank pressure becomes the negative control pressure.

これらのパイロットポンプ１４，シャトル弁１７及び電磁比例減圧弁１８は、油圧ポンプ１１へ導入されるネガコン圧を任意に変更するネガコン圧変更手段８として機能している。なお、レギュレータ１２とは公知のポンプ容量可変手段であり、ネガコン圧が高いほど油圧ポンプ１１の吐出流量を減少させるように、また、ネガコン圧が低いほど吐出流量を増加させるように、斜板制御を実施するものである。 The pilot pump 14, shuttle valve 17, and electromagnetic proportional pressure reducing valve 18 function as negative control pressure changing means 8 that arbitrarily changes the negative control pressure introduced into the hydraulic pump 11. Note that the regulator 12 is a known pump capacity varying means, and the swash plate control is performed so that the discharge flow rate of the hydraulic pump 11 decreases as the negative control pressure increases, and the discharge flow rate increases as the negative control pressure decreases. Is to implement.

［４．優先回路の構成］
続いて、優先回路３０の構成を詳述する。優先回路３０は、油圧ポンプ１１から供給される作動油の流量を第一油圧回路Ｌ１と第二油圧回路Ｌ２とに配分するための回路である。図１に示すように、油圧ポンプ１１から導かれた作動油の供給ラインは、優先回路３０の内部で第一油圧回路Ｌ１と第二油圧回路Ｌ２とに分岐形成されている。 [4. Configuration of priority circuit]
Next, the configuration of the priority circuit 30 will be described in detail. The priority circuit 30 is a circuit for distributing the flow rate of hydraulic fluid supplied from the hydraulic pump 11 to the first hydraulic circuit L1 and the second hydraulic circuit L2. As shown in FIG. 1, the hydraulic oil supply line led from the hydraulic pump 11 is branched into a first hydraulic circuit L 1 and a second hydraulic circuit L 2 inside the priority circuit 30.

この優先回路３０は、可変絞り弁（絞り弁）１，圧力補償弁２及び電磁切換弁５を備えて構成されている。なお、複数種類の弁が一体に組み合わされたバルブユニットとして優先回路３０を形成してもよい。
可変絞り弁１は、図１に示すように、第一油圧回路Ｌ１上に介装された流量調節弁であり、予め絞り開度を任意に設定しておくことができるようになっている。これにより、可変絞り弁１の上流側と下流側との間には、絞り開度に応じた差圧が生じるようになっている。また、第二油圧回路Ｌ２は、第一油圧回路Ｌ１における可変絞り弁１よりも上流側で分岐している。なお、可変絞り弁１の上流側には油圧ポンプ１１による作動油の吐出圧がそのまま作用している。一方、可変絞り弁の下流側には圧力補償弁２が接続されている。 The priority circuit 30 includes a variable throttle valve (throttle valve) 1, a pressure compensation valve 2, and an electromagnetic switching valve 5. Note that the priority circuit 30 may be formed as a valve unit in which a plurality of types of valves are integrally combined.
As shown in FIG. 1, the variable throttle valve 1 is a flow rate adjustment valve interposed on the first hydraulic circuit L1 and can set the throttle opening arbitrarily in advance. Thereby, a differential pressure corresponding to the throttle opening is generated between the upstream side and the downstream side of the variable throttle valve 1. The second hydraulic circuit L2 is branched upstream of the variable throttle valve 1 in the first hydraulic circuit L1. Note that the discharge pressure of the hydraulic oil from the hydraulic pump 11 acts on the upstream side of the variable throttle valve 1 as it is. On the other hand, the pressure compensation valve 2 is connected downstream of the variable throttle valve.

圧力補償弁２は、第一油圧回路Ｌ１及び第二油圧回路Ｌ２に跨って介装された弁であり、双方の回路の作動油流量を同時に制御するものである。図１に示すように、圧力補償弁２の内部には、第一流路２ａ及び第二流路２ｂの二系統の流路が形成されており、それぞれの流路開度が単一のスプール（圧力補償スプール）の移動によって同時に変更されるよう構成されている。ここでは、第一流路２ａが第一油圧回路Ｌ１上に介装され、第二流路２ｂが第二油圧回路Ｌ２上に介装されている。 The pressure compensation valve 2 is a valve interposed between the first hydraulic circuit L1 and the second hydraulic circuit L2, and controls the hydraulic oil flow rates of both circuits simultaneously. As shown in FIG. 1, the pressure compensation valve 2 has two channels, a first channel 2a and a second channel 2b, and each channel opening has a single spool ( The pressure compensation spool) is simultaneously changed by the movement of the pressure compensation spool. Here, the first flow path 2a is interposed on the first hydraulic circuit L1, and the second flow path 2b is interposed on the second hydraulic circuit L2.

圧力補償弁２のスプールを駆動するためのパイロット回路は、二本用意されている。第三油圧回路Ｌ３と第四油圧回路Ｌ４である。まず、圧力補償弁２のスプールのうち、スプールの摺動方向における第一流路２ａが形成された側の一端には、可変絞り弁１の下流側の作動油を導く第三油圧回路Ｌ３が接続されている。図１に示すように、第三油圧回路Ｌ３上にはオリフィス１６が介装されている。一方、スプールの他端（スプールの摺動方向における第二流路２ｂが形成された側の一端）には、可変絞り弁１の上流側の作動油を導く第四油圧回路Ｌ４が接続されている。 Two pilot circuits for driving the spool of the pressure compensation valve 2 are prepared. A third hydraulic circuit L3 and a fourth hydraulic circuit L4. First, among the spools of the pressure compensation valve 2, a third hydraulic circuit L3 that guides hydraulic oil downstream of the variable throttle valve 1 is connected to one end of the spool in the sliding direction of the first flow path 2a. Has been. As shown in FIG. 1, an orifice 16 is interposed on the third hydraulic circuit L3. On the other hand, a fourth hydraulic circuit L4 that guides the hydraulic fluid upstream of the variable throttle valve 1 is connected to the other end of the spool (one end on the side where the second flow path 2b is formed in the sliding direction of the spool). Yes.

このように二本のパイロット回路を設けることにより、圧力補償弁２のスプールが、第一流路２ａの上流側と下流側との差圧を一定に保持する位置に制御されている。したがって、第一流路２ａ側の流量は油圧ポンプ１１の吐出圧に係わらず一定に制御され、残りの流量が第二流路２ｂ側に流れることになる。つまり、圧力補償弁２は、油圧モータ２６ａへ供給される一定の作動油流量を確保する圧力補償スプールを有しているといえる。 By providing two pilot circuits in this way, the spool of the pressure compensation valve 2 is controlled to a position where the differential pressure between the upstream side and the downstream side of the first flow path 2a is kept constant. Therefore, the flow rate on the first flow path 2a side is controlled to be constant regardless of the discharge pressure of the hydraulic pump 11, and the remaining flow rate flows to the second flow path 2b side. That is, it can be said that the pressure compensation valve 2 has a pressure compensation spool that ensures a constant flow rate of hydraulic fluid supplied to the hydraulic motor 26a.

なお、この第三油圧回路Ｌ３内の作動油は、第一流路２ａ側の作動油流量を増加させつつ第二流路２ｂ側の作動油流量を減少させる方向へスプールを移動させるように作用している。また、第四油圧回路Ｌ４内の作動油は、第二流路２ｂ側の作動油流量を増加させつつ第一流路２ａ側の作動油流量を減少させる方向へスプールを移動させるように作用している。例えば、油圧ポンプ１１の吐出圧が上昇した場合には、第一流路２ａにおける作動油の流速が上昇するが、これに応じて上昇する第四油圧回路Ｌ４内の作動油圧に押されてスプールが図１中左方向へ移動し、弁開度が絞られるため、第一流路２ａの下流側の作動油流量は変化しない。 The hydraulic oil in the third hydraulic circuit L3 acts to move the spool in a direction to decrease the hydraulic oil flow rate on the second flow path 2b side while increasing the hydraulic oil flow rate on the first flow path 2a side. ing. Further, the hydraulic oil in the fourth hydraulic circuit L4 acts to move the spool in a direction to decrease the hydraulic oil flow rate on the first flow path 2a side while increasing the hydraulic oil flow rate on the second flow path 2b side. Yes. For example, when the discharge pressure of the hydraulic pump 11 increases, the flow speed of the hydraulic oil in the first flow path 2a increases, but the spool is pushed by the hydraulic pressure in the fourth hydraulic circuit L4 that rises accordingly. Since it moves to the left in FIG. 1 and the valve opening is reduced, the hydraulic oil flow rate downstream of the first flow path 2a does not change.

第一油圧回路Ｌ１上の可変絞り弁１よりも上流側には、油圧ポンプ１１から供給される作動油の吐出圧Ｐを検出する油圧センサ（圧力検出手段）３が介装されている。ここで検出された吐出圧Ｐは、後述するコントローラ１０へ入力されるようになっている。
さらに、第三油圧回路Ｌ３におけるオリフィス１６の下流側には、タンク１５へと接続される第五油圧回路（リリーフ回路）Ｌ５が設けられている。この第五油圧回路Ｌ５上には、電磁切換弁５が介装されている。 On the upstream side of the variable throttle valve 1 on the first hydraulic circuit L1, a hydraulic sensor (pressure detection means) 3 for detecting the discharge pressure P of the hydraulic oil supplied from the hydraulic pump 11 is interposed. The discharge pressure P detected here is input to the controller 10 described later.
Furthermore, a fifth hydraulic circuit (relief circuit) L5 connected to the tank 15 is provided downstream of the orifice 16 in the third hydraulic circuit L3. An electromagnetic switching valve 5 is interposed on the fifth hydraulic circuit L5.

電磁切換弁５は、コントローラ１０によって制御される二位置切換弁である。電磁切換弁５がオンのときには第五油圧回路Ｌ５が遮断されるため、上述のように第三油圧回路Ｌ３を介して圧力補償弁２のスプールの一端に可変絞り弁１の下流側の作動油圧が作用する。一方、電磁切換弁５がオフになると、第五油圧回路Ｌ５がタンク１５へ開放（リリーフ）されるため、第三油圧回路Ｌ３内の作動油圧がタンク圧まで低下するようになっている。 The electromagnetic switching valve 5 is a two-position switching valve controlled by the controller 10. Since the fifth hydraulic circuit L5 is shut off when the electromagnetic switching valve 5 is on, the operating hydraulic pressure downstream of the variable throttle valve 1 is connected to one end of the spool of the pressure compensating valve 2 via the third hydraulic circuit L3 as described above. Works. On the other hand, when the electromagnetic switching valve 5 is turned off, the fifth hydraulic circuit L5 is opened (relieved) to the tank 15, so that the operating hydraulic pressure in the third hydraulic circuit L3 is reduced to the tank pressure.

つまり、電磁切換弁５をオフにすると、圧力補償弁２のスプールが図１中左方向へ移動して、第一流路２ａが完全に閉鎖されるとともに、第二流路２ｂが完全に開放されるようになっている。電磁切換弁５は、圧力補償弁２における圧力補償制御のオン／オフを切り換えるように機能している。 That is, when the electromagnetic switching valve 5 is turned off, the spool of the pressure compensation valve 2 moves to the left in FIG. 1, the first flow path 2a is completely closed, and the second flow path 2b is completely opened. It has become so. The electromagnetic switching valve 5 functions to switch on / off the pressure compensation control in the pressure compensation valve 2.

［５．制御構成］
コントローラ１０は、マイクロコンピュータで構成された電子制御装置であり、周知のマイクロプロセッサやＲＯＭ，ＲＡＭ等を集積したＬＳＩデバイスとして提供されている。このコントローラ１０では、電磁切換弁５，７及び電磁比例減圧弁１８の弁開度がオン／オフ制御されている。図１に示すように、コントローラ１０は、第一圧力センサ９ａ，第二圧力センサ９ｂ，油圧センサ３及びツインヘッダスイッチ４による検出情報に応じて、以下のような制御を実施する。 [5. Control configuration]
The controller 10 is an electronic control unit constituted by a microcomputer, and is provided as an LSI device in which a known microprocessor, ROM, RAM, and the like are integrated. In this controller 10, the valve opening degrees of the electromagnetic switching valves 5, 7 and the electromagnetic proportional pressure reducing valve 18 are on / off controlled. As shown in FIG. 1, the controller 10 performs the following control according to detection information from the first pressure sensor 9 a, the second pressure sensor 9 b, the hydraulic sensor 3, and the twin header switch 4.

［５−１．電磁切換弁５の制御］
コントローラ１０は、ツインヘッダスイッチ４及び第一圧力センサ９ａがともにオンであり、かつ、油圧センサ３で検出された吐出圧Ｐが予め設定された所定圧Ｐ₀以下である場合に、電磁切換弁５をオン（遮断）に制御する。つまり、実際にツインヘッダ２６が作動している状態であって吐出圧ＰがＰ≦Ｐ₀である場合にのみ、圧力補償弁２で第一油圧回路Ｌ１側の圧力補償がなされることになる。 [5-1. Control of electromagnetic switching valve 5]
When the twin header switch 4 and the first pressure sensor 9a are both turned on and the discharge pressure P detected by the hydraulic sensor 3 is equal to or lower than a predetermined pressure P ₀ set in advance, the controller 10 5 is turned on (shut off). That is, pressure compensation on the first hydraulic circuit L1 side is performed by the pressure compensation valve 2 only when the twin header 26 is actually operating and the discharge pressure P is P ≦ P _0. .

一方、ツインヘッダスイッチ４又は第一圧力センサ９ａがオフであるか、吐出圧ＰがＰ＞Ｐ₀である場合には、電磁切換弁５をオフ（流通）に制御する。これにより、例えば実際にツインヘッダ２６が作動している状態であっても吐出圧ＰがＰ₀を超えると、第一油圧回路Ｌ１側の作動油流通が遮断される。なお、ツインヘッダ２６が作動していない状態では常時、第一油圧回路Ｌ１が遮断されることになる。
本実施形態では、ここで設定されている吐出圧の判定閾値としての所定圧Ｐ₀が、リリーフ弁１９ａで設定された第一油圧回路Ｌ１内の作動油圧の上限値Ｐ₀と同一の値となっている。 On the other hand, when the twin header switch 4 or the first pressure sensor 9a is off or the discharge pressure P is P> P ₀ , the electromagnetic switching valve 5 is controlled to be off (circulation). Thereby, for example, even if the twin header 26 is actually operating, if the discharge pressure P exceeds P ₀ , the hydraulic fluid flow on the first hydraulic circuit L1 side is interrupted. Note that the first hydraulic circuit L1 is always shut off when the twin header 26 is not operating.
In the present embodiment, the predetermined pressure P ₀ as the discharge pressure determination threshold set here is the same value as the upper limit value P ₀ of the operating hydraulic pressure in the first hydraulic circuit L1 set by the relief valve 19a. It has become.

［５−２．電磁切換弁７の制御］
また、コントローラ１０は、ツインヘッダスイッチ４がオンである場合に電磁切換弁７をオン（遮断）に制御する。一方、ツインヘッダスイッチ４がオフである場合には電磁切換弁７をオフ（流通）に制御する。つまり、ツインヘッダスイッチ４がオフのときのみ、通常のネガティブコントロールが実施されることになる。そして、ツインヘッダスイッチ４がオンの状態では、第二油圧回路Ｌ２側からの作動油圧が遮断されるため、次に説明する電磁比例減圧弁１８の制御に応じてネガコン圧が強制的に変更されることになる。 [5-2. Control of electromagnetic switching valve 7]
Further, the controller 10 controls the electromagnetic switching valve 7 to be turned on (cut off) when the twin header switch 4 is turned on. On the other hand, when the twin header switch 4 is off, the electromagnetic switching valve 7 is controlled to be off (distributed). That is, normal negative control is performed only when the twin header switch 4 is off. When the twin header switch 4 is on, the hydraulic pressure from the second hydraulic circuit L2 is cut off, so the negative control pressure is forcibly changed according to the control of the electromagnetic proportional pressure reducing valve 18 described below. Will be.

［５−３．電磁比例減圧弁１８の制御］
コントローラ１０が、ツインヘッダスイッチ４及び第一圧力センサ９ａがともにオンであり、かつ、第二圧力センサ９ｂがオフである場合に、電磁比例減圧弁１８をオンに制御する。一方、ツインヘッダスイッチ４又は第一圧力センサ９ａがオフであるか、第二圧力センサ９ｂがオンである場合には、電磁比例減圧弁１８をオフに制御する。 [5-3. Control of electromagnetic proportional pressure reducing valve 18]
The controller 10 controls the electromagnetic proportional pressure reducing valve 18 to be on when both the twin header switch 4 and the first pressure sensor 9a are on and the second pressure sensor 9b is off. On the other hand, when the twin header switch 4 or the first pressure sensor 9a is off or the second pressure sensor 9b is on, the electromagnetic proportional pressure reducing valve 18 is controlled to be off.

つまり、ツインヘッダ２６の単動時にのみネガコン圧を所定圧力Ｐ_Nに制御するようになっている。また、ツインヘッダスイッチ４がオンであって、第一圧力センサ９ａがオフ又は第二圧力センサ９ｂがオンの場合には、ネガコン圧が最低圧（タンク圧）に制御されることになる。
本発明に係るコントローラ１０での制御内容をまとめると以下の通りとなる。 That has become a negative control pressure only when a single-acting twin header 26 to be controlled to a predetermined pressure P _N. When the twin header switch 4 is on and the first pressure sensor 9a is off or the second pressure sensor 9b is on, the negative control pressure is controlled to the lowest pressure (tank pressure).
The control contents in the controller 10 according to the present invention are summarized as follows.

［５−４．コントローラの内部演算］
図３に示す制御ブロック図を用いて、上述の制御を実施するための具体的なコントローラ１０の内部構成を説明する。コントローラ１０の内部には、関数テーブル３１，信号判定器３２，ＡＮＤ演算器３４，３６，ＮＯＴ演算器３５，信号切換器３７，ＭＩＮ圧設定器３８及びＡＴＴ圧（アタッチメント用圧力）設定器３９が備えられている。これらの制御回路の入力側には、四種類の入力情報（油圧センサ３，ツインヘッダスイッチ４，第一圧力センサ９ａ及び第二圧力センサ９ｂからの信号）が入力され、出力側には三種類の制御対象（電磁切換弁５，７及び電磁比例減圧弁１８）が接続されている。 [5-4. Controller internal calculation]
A specific internal configuration of the controller 10 for performing the above-described control will be described using the control block diagram shown in FIG. Inside the controller 10, there are a function table 31, a signal determination unit 32, AND operation units 34 and 36, a NOT operation unit 35, a signal switching unit 37, a MIN pressure setting unit 38, and an ATT pressure (attachment pressure) setting unit 39. Is provided. Four types of input information (hydraulic sensor 3, twin header switch 4, signals from the first pressure sensor 9a and the second pressure sensor 9b) are input to the input side of these control circuits, and three types are input to the output side. Control objects (electromagnetic switching valves 5, 7 and electromagnetic proportional pressure reducing valve 18) are connected.

第一の制御対象である電磁切換弁７は、ツインヘッダスイッチ４の信号のみを参照して動作するため、ツインヘッダスイッチ４に直接接続されている。
第二の制御対象である電磁切換弁５は、油圧センサ３，ツインヘッダスイッチ４及び第一圧力センサ９ａからの信号に基づいて制御されている。
関数テーブル３１及び信号判定器３２は、油圧センサ３に対して直列に接続されている。関数テーブル３１は、油圧センサ３で検出された吐出圧Ｐを信号処理するためのものであり、吐出圧Ｐが予め設定された所定圧Ｐ₀を超えた場合にオフ信号（無信号を含む）を出力し、所定圧Ｐ₀以下である場合にオン信号を出力する。ここで出力された信号は、信号判定器３２へ入力される。 The electromagnetic switching valve 7 that is the first control target is directly connected to the twin header switch 4 because it operates with reference to only the signals of the twin header switch 4.
The electromagnetic switching valve 5 that is the second control target is controlled based on signals from the hydraulic sensor 3, the twin header switch 4, and the first pressure sensor 9a.
The function table 31 and the signal determiner 32 are connected in series to the hydraulic sensor 3. The function table 31 is for signal processing of the discharge pressure P detected by the hydraulic sensor 3, and when the discharge pressure P exceeds a predetermined pressure P ₀ set in advance, an off signal (including no signal). And an ON signal is output when the pressure is equal to or lower than the predetermined pressure P ₀ . The signal output here is input to the signal determiner 32.

信号判定器３２は、関数テーブル３１からの信号が予め設定された所定時間以上継続して出力された場合に、その信号を下流側へ出力するフィルタである。ここで出力された信号は、ＡＮＤ演算器３４へ入力される。
ＡＮＤ演算器３４は、信号判定器３２，ツインヘッダスイッチ４及び第一圧力センサ９ａからの入力信号が全てオンである場合に、下流側へオン信号を出力する演算回路である。ここで出力された信号が、電磁切換弁５の制御信号となる。 The signal determiner 32 is a filter that outputs the signal to the downstream side when the signal from the function table 31 is continuously output for a predetermined time or more. The signal output here is input to the AND calculator 34.
The AND calculator 34 is an arithmetic circuit that outputs an ON signal to the downstream side when input signals from the signal determiner 32, the twin header switch 4, and the first pressure sensor 9a are all ON. The signal output here becomes a control signal for the electromagnetic switching valve 5.

第三の制御対象である電磁比例減圧弁１８は、ツインヘッダスイッチ４，第一圧力センサ９ａ及び第二圧力センサ９ｂからの信号に基づいて制御されている。
ＮＯＴ演算器３５は、第二圧力センサ９ｂの直下流に接続された演算回路であり、第二圧力センサ９ｂからの入力信号を反転させて下流側へ出力する。すなわち、ブーム２３の非作動時（ブーム用操作レバーが操作されていない状態）でオン信号を出力し、ブーム２３作動時にオフ信号を出力する。 The electromagnetic proportional pressure reducing valve 18 that is the third control target is controlled based on signals from the twin header switch 4, the first pressure sensor 9a, and the second pressure sensor 9b.
The NOT calculator 35 is an arithmetic circuit connected immediately downstream of the second pressure sensor 9b, and inverts an input signal from the second pressure sensor 9b and outputs the inverted signal to the downstream side. That is, an ON signal is output when the boom 23 is not operated (a state where the boom operation lever is not operated), and an OFF signal is output when the boom 23 is operated.

一方、ＡＮＤ演算器３６は、ツインヘッダスイッチ４，第一圧力センサ９ａ及びＮＯＴ演算器３５からの入力信号が全てオンである場合に、下流側へオン信号を出力する演算回路である。ここで出力された信号は、信号切換器３７へと入力される。
信号切換器３７は、ＡＮＤ演算器３６からの信号がオフである場合に電磁比例減圧弁１８をオフに制御して、電磁比例減圧弁１８の二次圧が最低圧（タンク圧）になるように制御する。なお、ＭＩＮ圧設定器３８には、この最低圧（タンク圧）が設定されている。一方、ＡＮＤ演算器３６からの信号がオンである場合には、電磁比例減圧弁１８をオンに制御して、電磁比例減圧弁１８の二次圧が所定圧力Ｐ_Nとなるように制御する。この所定圧力Ｐ_NはＡＴＴ圧設定器３９に設定されている。 On the other hand, the AND calculator 36 is an arithmetic circuit that outputs an ON signal downstream when all of the input signals from the twin header switch 4, the first pressure sensor 9a, and the NOT calculator 35 are ON. The signal output here is input to the signal switch 37.
The signal switching unit 37 controls the electromagnetic proportional pressure reducing valve 18 to be turned off when the signal from the AND computing unit 36 is off so that the secondary pressure of the electromagnetic proportional pressure reducing valve 18 becomes the lowest pressure (tank pressure). To control. The minimum pressure (tank pressure) is set in the MIN pressure setting unit 38. On the other hand, when the signal from the AND operator 36 is turned on, controls the electromagnetic proportional pressure reducing valve 18 on, and controls so that the secondary pressure of the electromagnetic proportional pressure reducing valve 18 becomes the predetermined pressure P _N. This predetermined pressure P _N is set in the ATT pressure setting device 39.

［６．作用］
上記のような構成により、本油圧制御回路は以下のように作用する。
［６−１．ツインヘッダの不使用時］
ツインヘッダ２６の不使用時には、ツインヘッダスイッチ４がオフとなっているため、表１に示すように、コントローラ１０によって電磁切換弁５がオフに制御される。これにより第五油圧回路Ｌ５の作動油圧がタンク圧となり、第五油圧回路Ｌ５に接続された第三油圧回路Ｌ３の作動油圧もタンク圧となる。そのため、圧力補償弁２のスプールが図１中左方向へ移動し、第一流路２ａが完全に閉鎖される。つまり、第一流路２ａ側の作動油流量がゼロになり、油圧ポンプ１１の全流量が第二油圧回路Ｌ２側へ供給されることになる。したがって、油圧ポンプ１１の全出力をブームシリンダ２３ａの駆動に割り当てることができる。 [6. Action]
With this configuration, the hydraulic control circuit operates as follows.
[6-1. When the twin header is not used]
Since the twin header switch 4 is off when the twin header 26 is not used, the electromagnetic switching valve 5 is controlled to be off by the controller 10 as shown in Table 1. As a result, the hydraulic pressure of the fifth hydraulic circuit L5 becomes the tank pressure, and the hydraulic pressure of the third hydraulic circuit L3 connected to the fifth hydraulic circuit L5 also becomes the tank pressure. Therefore, the spool of the pressure compensation valve 2 moves to the left in FIG. 1, and the first flow path 2a is completely closed. That is, the hydraulic fluid flow rate on the first flow path 2a side becomes zero, and the entire flow rate of the hydraulic pump 11 is supplied to the second hydraulic circuit L2 side. Therefore, all the outputs of the hydraulic pump 11 can be assigned to drive the boom cylinder 23a.

また、コントローラ１０によって電磁比例弁７がオフに制御されるため、油圧ポンプ１１のレギュレータ１２にはコントロールバルブ６ｂのネガコン圧（第二油圧回路Ｌ２のネガコン圧）が導かれることになる。一方、電磁比例減圧弁１８もオフに制御されるため、電磁比例減圧弁１８の二次圧はタンク圧となる。したがって、シャトル弁１７では第二油圧回路Ｌ２の作動油圧がネガコン圧として選択されることになり、通常のネガコン制御を実施することができる。なおこの場合、ブームシリンダ２３ａへ供給される作動油流量は、油圧ポンプ１１の吐出圧の変動に対して、図２中にＡ−Ｂ−Ｃ線として示す範囲内で変動する。 Further, since the electromagnetic proportional valve 7 is controlled to be turned off by the controller 10, the negative control pressure of the control valve 6b (negative control pressure of the second hydraulic circuit L2) is guided to the regulator 12 of the hydraulic pump 11. On the other hand, since the electromagnetic proportional pressure reducing valve 18 is also controlled to be turned off, the secondary pressure of the electromagnetic proportional pressure reducing valve 18 becomes the tank pressure. Therefore, in the shuttle valve 17, the operating oil pressure of the second hydraulic circuit L2 is selected as the negative control pressure, and normal negative control can be performed. In this case, the flow rate of the hydraulic oil supplied to the boom cylinder 23a varies within the range indicated by the line ABC in FIG. 2 with respect to the variation in the discharge pressure of the hydraulic pump 11.

［６−２．ツインヘッダの単独使用時］
ツインヘッダ２６の単独使用時には、油圧ポンプ１１の吐出圧Ｐがリリーフ弁１９ａで設定された第一油圧回路Ｌ１内の作動油圧の上限値Ｐ₀を超えることはない。したがって、コントローラ１０によって電磁比例弁５がオンに制御されて第五油圧回路Ｌ５が遮断される。つまり、第三油圧回路Ｌ３を介して導入される作動油圧が圧力補償弁２の一方のパイロット圧として用いられることになる。なお、このパイロット圧は、オリフィス１６を介して導入されるため、油圧ポンプ１１の吐出圧Ｐよりも減圧された大きさである。反対に、圧力補償弁２の他方のパイロット圧には、第四油圧回路Ｌ４を介して油圧ポンプ１１の吐出圧Ｐが導入される。 [6-2. When single header is used]
When the twin header 26 is used alone, the discharge pressure P of the hydraulic pump 11 does not exceed the upper limit value P ₀ of the operating hydraulic pressure in the first hydraulic circuit L1 set by the relief valve 19a. Therefore, the electromagnetic proportional valve 5 is controlled to be turned on by the controller 10 and the fifth hydraulic circuit L5 is shut off. That is, the hydraulic pressure introduced via the third hydraulic circuit L3 is used as one pilot pressure of the pressure compensation valve 2. Since the pilot pressure is introduced through the orifice 16, the pilot pressure is smaller than the discharge pressure P of the hydraulic pump 11. On the contrary, the discharge pressure P of the hydraulic pump 11 is introduced into the other pilot pressure of the pressure compensation valve 2 through the fourth hydraulic circuit L4.

これにより、第一流路２ａの上流側と下流側との差圧が一定に保持されるため、油圧モータ２６ａへ供給される一定の作動油流量を確保することができる。
またこのとき、油圧ポンプ１１からの全流量のうち、残りの流量が第二流路２ｂ側へ供給されることになる。しかし、コントローラ１０によって電磁比例弁７及び電磁比例減圧弁１８がオンに制御されるため、ネガコン回路Ｌ６内の作動油圧（ネガコン圧）が、油圧モータ２６ａに対応する所定圧力Ｐ_Nとなる。つまり、油圧ポンプ１１の吐出流量が、レギュレータ１２によって油圧モータ２６ａの駆動に必要な量に制御されることになる。したがって、第二流路２ｂ側の作動油流量を少なくすることができ、エネルギーロスを抑えることができる。 Thereby, since the differential pressure | voltage between the upstream of the 1st flow path 2a and a downstream is kept constant, the fixed hydraulic fluid flow supplied to the hydraulic motor 26a is securable.
At this time, the remaining flow rate out of the total flow rate from the hydraulic pump 11 is supplied to the second flow path 2b side. However, since the proportional solenoid valve 7 and the solenoid proportional pressure reducing valve 18 is controlled to be on by the controller 10, the working oil pressure of the negative control circuit L6 (negative control pressure) becomes the predetermined pressure P _N which corresponds to the hydraulic motor 26a. That is, the discharge flow rate of the hydraulic pump 11 is controlled by the regulator 12 to an amount necessary for driving the hydraulic motor 26a. Therefore, the hydraulic fluid flow rate on the second flow path 2b side can be reduced, and energy loss can be suppressed.

その後、ツインヘッダ２６の駆動負荷が増加して、第一油圧回路Ｌ１内の作動油圧が上昇したとしても、圧力補償弁２において第一流路２ａ側の作動油流量は一定に制御される。したがって、図２中にＤ−Ｅ線として示すように、ツインヘッダ２６の油圧モータ２６ａへ供給される作動油流量は、油圧ポンプ１１の吐出圧に変動に対して一定の所定量Ｑ₂となる。 Thereafter, even if the driving load of the twin header 26 increases and the hydraulic pressure in the first hydraulic circuit L1 rises, the hydraulic fluid flow rate on the first flow path 2a side is controlled to be constant in the pressure compensation valve 2. Accordingly, as shown as D-E line in FIG. 2, the hydraulic oil flow supplied to the hydraulic motor 26a of the twin header 26 is a constant predetermined amount Q ₂ to variations in discharge pressure of the hydraulic pump 11 .

［６−３．ブーム及びツインヘッダ連動時］
ツインヘッダ２６及びブーム２３の連動操作時においても、油圧ポンプ１１の吐出圧が所定圧Ｐ₀以下であるときにはコントローラ１０によって電磁比例弁５がオンに制御されて第五油圧回路Ｌ５が遮断される。これにより、圧力補償弁２の第一流路２ａ側に一定の作動油流量が確保され、残りの作動油が第二流路２ｂ側へ供給される。 [6-3. When interlocking with boom and twin header]
Even during the interlock operation of the twin header 26 and the boom 23, when the discharge pressure of the hydraulic pump 11 is equal to or lower than the predetermined pressure P ₀ , the electromagnetic proportional valve 5 is controlled to be turned on by the controller 10 and the fifth hydraulic circuit L5 is shut off. . As a result, a constant hydraulic oil flow rate is ensured on the first flow path 2a side of the pressure compensation valve 2, and the remaining hydraulic oil is supplied to the second flow path 2b side.

一方、電磁切換弁７はオンに制御されるとともに電磁比例減圧弁１８がオフに制御されるため、ネガコン回路Ｌ６のシャトル弁１７ではタンク圧がネガコン圧として選択される。したがってレギュレータ１２では、油圧ポンプ１１の吐出流量が最大量に設定されることになり、圧力補償弁２の第一流路２ａ側には一定の作動油流量が確保されるとともに、残りの作動油が第二流路２ｂ側へ供給される。 On the other hand, since the electromagnetic switching valve 7 is controlled to be turned on and the electromagnetic proportional pressure reducing valve 18 is controlled to be turned off, the tank pressure is selected as the negative control pressure in the shuttle valve 17 of the negative control circuit L6. Therefore, in the regulator 12, the discharge flow rate of the hydraulic pump 11 is set to the maximum amount, and a constant hydraulic fluid flow rate is ensured on the first flow path 2a side of the pressure compensation valve 2, and the remaining hydraulic fluid flows. It is supplied to the second flow path 2b side.

例えば、図２に示すように、油圧ポンプ１１の吐出圧がＰ₂であり吐出流量がＱ₃である場合には、Ｄ−Ｅ線よりも下の範囲のＱ₂が第一流路２ａの作動油流量となり、Ａ−Ｂ線とＤ−Ｅ線とで囲まれた範囲のＱ₃−Ｑ₂が第二流路２ｂの作動油流量となる。
その後、ブームシリンダ２３ａに作用する負荷が高まり、油圧ポンプ１１の吐出圧Ｐが所定圧Ｐ₀を超えて所定時間が経過すると、コントローラ１０によって電磁切換弁５がオフに制御される。これにより、圧力補償弁２の第一流路２ａが閉鎖され、油圧ポンプ１１の全流量が第二油圧回路Ｌ２側へ供給される。したがって、図２中にＥ−Ｆ線として示すように、油圧ポンプ１１の吐出圧Ｐが所定圧Ｐ₀を超えた時点で、ツインヘッダ２６の油圧モータ２６ａへ供給される作動油流量がゼロとなる。 For example, as shown in FIG. 2, when the discharge pressure of the hydraulic pump 11 is P ₂ and the discharge flow rate is Q ₃ , Q _{2 in} the range below the line D-E is the operation of the first flow path 2a. The oil flow rate is obtained, and Q ₃ -Q ₂ in the range surrounded by the AB line and the DE line is the hydraulic oil flow rate of the second flow path 2b.
Thereafter, when the load acting on the boom cylinder 23 a increases and the discharge pressure P of the hydraulic pump 11 exceeds the predetermined pressure P ₀ and a predetermined time elapses, the controller 10 controls the electromagnetic switching valve 5 to be turned off. Thereby, the first flow path 2a of the pressure compensation valve 2 is closed, and the entire flow rate of the hydraulic pump 11 is supplied to the second hydraulic circuit L2 side. Therefore, as indicated by line E-F in FIG. 2, when the discharge pressure P of the hydraulic pump 11 exceeds a predetermined pressure P ₀ , the flow rate of hydraulic oil supplied to the hydraulic motor 26a of the twin header 26 is zero. Become.

［７．効果］
本油圧制御回路によれば、圧力補償弁２を備えたことにより、ツインヘッダ２６の油圧モータ２６ａの駆動に必要十分な作動油流量Ｑ₂を確保することができ、油圧モータ２６ａ及びブームシリンダ２３ａの連動性を高めることができる。
また、油圧ポンプ１１の吐出圧Ｐに応じて電磁切換弁５のオン／オフ制御することにより、圧力補償弁２の圧力補償スプールを駆動して、作動油の配分を制御することができる。すなわち、電磁切換弁５を閉鎖することで油圧モータ２６ａへの作動油流量を確保し、あるいは電磁切換弁５を開放することで作動油供給を遮断することができる。このように、エネルギーロスを抑制することができ、燃費低減に貢献することができる。また、簡素な構成で作動油の配分が可能となり、コストを削減することができる。 [7. effect]
According to the hydraulic control circuit, the pressure compensation valve 2 is provided, so that a hydraulic oil flow rate Q ₂ necessary and sufficient for driving the hydraulic motor 26 a of the twin header 26 can be secured, and the hydraulic motor 26 a and the boom cylinder 23 a. Can be enhanced.
Further, by controlling on / off of the electromagnetic switching valve 5 according to the discharge pressure P of the hydraulic pump 11, the pressure compensation spool of the pressure compensation valve 2 can be driven to control the distribution of the hydraulic oil. That is, by closing the electromagnetic switching valve 5, the hydraulic oil flow rate to the hydraulic motor 26 a can be secured, or by opening the electromagnetic switching valve 5, the hydraulic oil supply can be shut off. Thus, energy loss can be suppressed and it can contribute to fuel consumption reduction. In addition, hydraulic oil can be distributed with a simple configuration, and costs can be reduced.

また、油圧ポンプ１１の負荷圧Ｐが第一油圧回路Ｌ１のリリーフ圧Ｐ₀を超えた場合にこのような油圧モータ２６ａへの優先流量をカットする制御となっているため、第二油圧回路Ｌ２側の作動油圧が高圧になったとしても、ツインヘッダ２６が回転と停止とを繰り返すような不具合が生じることがなく、動作を安定させることができる。
なお、ブームシリンダ２３ａには余剰分の作動油が宛がわれるため、ツインヘッダ２６の出力を保ちつつブーム２３を動かすことができる。したがって、ブーム２３及びツインヘッダ２６の連動時においては、ツインヘッダ２６の駆動に必要な作動油流量を確保したうえで残りの作動油をブーム２３へ供給することができ、連動性を向上させることができる。 In addition, when the load pressure P of the hydraulic pump 11 exceeds the relief pressure P ₀ of the first hydraulic circuit L1, control is performed to cut such a preferential flow rate to the hydraulic motor 26a, and therefore the second hydraulic circuit L2 Even if the operating hydraulic pressure on the side becomes high, the problem that the twin header 26 repeats rotating and stopping does not occur, and the operation can be stabilized.
In addition, since the excess hydraulic oil is addressed to the boom cylinder 23a, the boom 23 can be moved while the output of the twin header 26 is maintained. Therefore, when the boom 23 and the twin header 26 are interlocked, the remaining hydraulic oil can be supplied to the boom 23 after securing the hydraulic oil flow rate necessary for driving the twin header 26, and the interlocking is improved. Can do.

また、吐出圧Ｐに応じて圧力補償弁へ導入されるパイロット圧を制御する構成となっているため、圧力補償弁２で配分される作動油流量を油圧ポンプの作動状態に応じて変更することができる。例えば、ツインヘッダ２６の単独作業時なのか、あるいは、ブーム２３及びツインヘッダ２６の連動作業時なのかをコントローラ１０で判断しなくとも、吐出圧Ｐの状態から適切な制御を実施することができる。 Further, since the pilot pressure introduced to the pressure compensation valve is controlled according to the discharge pressure P, the hydraulic fluid flow distributed by the pressure compensation valve 2 is changed according to the operating state of the hydraulic pump. Can do. For example, it is possible to carry out appropriate control from the state of the discharge pressure P without determining by the controller 10 whether the twin header 26 is operating alone or the boom 23 and the twin header 26 are interlocking. .

また、ネガコン圧の制御により、ブーム２３の単動時にはブームシリンダ２３ａの作動に必要十分な作動油流量を確保することができ、ツインヘッダ２６の単動時には油圧モータ２６ａの作動に必要十分な作動油流量を確保することができる。さらに、ブーム２３及びツインヘッダ２６の連動時には、油圧ポンプ１１の出力を最大に設定して作業効率を高めることができる。 Also, the negative control pressure can control the amount of hydraulic fluid necessary and sufficient for the operation of the boom cylinder 23a when the boom 23 is single-acting, and the operation necessary and sufficient for the operation of the hydraulic motor 26a when the twin header 26 is single-acting. Oil flow rate can be secured. Furthermore, when the boom 23 and the twin header 26 are linked, the output of the hydraulic pump 11 can be set to the maximum to increase the work efficiency.

［８．その他］
以上、本発明の実施形態について説明したが、本発明は上述の実施形態に限定されるものではなく、本発明の趣旨を逸脱しない範囲で種々変形して実施することができる。
例えば、上述の実施形態では、ブーム２３及びツインヘッダ２６の駆動に係る油圧回路が例示されているが、本発明の油圧制御回路は、回転切削用アタッチメントとその他の油圧アクチュエータとを備えた油圧回路に広く適用可能である。すなわち、ブームシリンダ２３ａ以外の油圧シリンダ２４ａ，２５ａや上部旋回体２１の旋回装置、下部走行体２２の走行装置等のアクチュエータを駆動する油圧回路を具備した油圧回路に適用してもよい。 [8. Others]
Although the embodiments of the present invention have been described above, the present invention is not limited to the above-described embodiments, and various modifications can be made without departing from the spirit of the present invention.
For example, in the above-described embodiment, the hydraulic circuit related to the driving of the boom 23 and the twin header 26 is illustrated, but the hydraulic control circuit of the present invention is a hydraulic circuit including a rotary cutting attachment and other hydraulic actuators. Widely applicable to. That is, the present invention may be applied to a hydraulic circuit including a hydraulic circuit that drives actuators such as the hydraulic cylinders 24a and 25a other than the boom cylinder 23a, the swing device of the upper swing body 21, and the travel device of the lower travel body 22.

また、上述の実施形態では、油圧ポンプ１１の出力制御にネガコン圧を利用した制御が用いられているが、ネガコン回路Ｌ６に係る構成は省略することが可能である。同様に、電磁切換弁５，７及び電磁比例減圧弁１８の制御に関して、上述の実施形態ではコントローラ１０を介した制御が行われているが、このような電子制御の代わりに、物理的に電磁切換弁５，７及び電磁比例減圧弁１８を開閉する機構を備えた構成とすることも考えられる。少なくとも、上記の表１に記載されたような対応関係で各弁が開弁／閉弁されるようなものであればよい。 In the above-described embodiment, the control using the negative control pressure is used for the output control of the hydraulic pump 11, but the configuration related to the negative control circuit L6 can be omitted. Similarly, regarding the control of the electromagnetic switching valves 5 and 7 and the electromagnetic proportional pressure reducing valve 18, in the above-described embodiment, the control is performed via the controller 10. It is also conceivable to have a mechanism provided with a mechanism for opening and closing the switching valves 5 and 7 and the electromagnetic proportional pressure reducing valve 18. It is sufficient that at least each valve is opened / closed in a correspondence relationship as described in Table 1 above.

また、上述の実施形態では、本発明を油圧ショベル２０の油圧回路に適用したものを例示したが、本発明の適用対象はこれに限定されず、ブルドーザやホイールローダ，油圧式クレーン等様々な作業機械の油圧回路に適用することが可能である。 In the above-described embodiment, the present invention is applied to the hydraulic circuit of the excavator 20. However, the application target of the present invention is not limited to this, and various operations such as a bulldozer, a wheel loader, and a hydraulic crane are performed. It can be applied to the hydraulic circuit of a machine.

本発明の一実施形態に係る油圧制御回路の全体構成を示す制御ブロック及び油圧回路図である。1 is a control block and hydraulic circuit diagram showing an overall configuration of a hydraulic control circuit according to an embodiment of the present invention. 本発明の一実施形態に係る油圧制御回路におけるＰ−Ｑ特性図であり、太実線は本油圧制御回路に設けられた油圧ポンプのＰ−Ｑ特性，細実線は油圧モータへ配分される作動油のＰ−Ｑ特性を示す。It is a PQ characteristic diagram in the hydraulic control circuit according to an embodiment of the present invention, the thick solid line is the PQ characteristic of the hydraulic pump provided in the hydraulic control circuit, the thin solid line is the hydraulic oil distributed to the hydraulic motor The PQ characteristics of 本発明の一実施形態に係る油圧制御回路のコントローラの内部演算を説明するための制御ブロック図である。It is a control block diagram for demonstrating the internal calculation of the controller of the hydraulic control circuit which concerns on one Embodiment of this invention. 本発明の一実施形態に係る油圧制御回路が適用された作業機械の側面図である。1 is a side view of a work machine to which a hydraulic control circuit according to an embodiment of the present invention is applied.

Explanation of symbols

１可変絞り弁（絞り弁）
２圧力補償弁
３油圧センサ（圧力検出手段）
４ツインヘッダスイッチ
５電磁切換弁
６ａ，６ｂコントロールバルブ（コントロール弁）
７電磁切換弁（第二電磁切換弁）
８ネガコン圧変更手段
９ａ第一圧力センサ（第一操作検出手段）
９ｂ第二圧力センサ（第二操作検出手段）
１０コントローラ（制御手段）
１１油圧ポンプ
１２レギュレータ
１５タンク（作動油タンク）
１６オリフィス
１７シャトル弁
１８電磁比例減圧弁
１９ａ，１９ｂリリーフ弁
２０油圧ショベル（作業機械）
２３ブーム
２３ａブームシリンダ（他の油圧アクチュエータ）
２６ツインヘッダ（回転切削アタッチメント）
２６ａ油圧モータ（回転切削用油圧モータ）
３０優先回路
３１関数テーブル
３２信号判定器
３４ＡＮＤ演算器
３５ＮＯＴ演算器
３６ＡＮＤ演算器
３７信号切換器
３８ＭＩＮ圧設定器
３９ＡＴＴ圧（アタッチメント用圧力）設定器
Ｌ１第一油圧回路
Ｌ２第二油圧回路
Ｌ３第三油圧回路
Ｌ４第四油圧回路
Ｌ５第五油圧回路（リリーフ回路）
Ｌ６ネガコン回路 1 Variable throttle valve (throttle valve)
2 Pressure compensation valve 3 Hydraulic sensor (pressure detection means)
4 Twin header switch 5 Electromagnetic switching valve 6a, 6b Control valve (control valve)
7 Electromagnetic switching valve (second electromagnetic switching valve)
8 Negative control pressure changing means 9a First pressure sensor (first operation detecting means)
9b Second pressure sensor (second operation detecting means)
10 Controller (control means)
11 Hydraulic pump 12 Regulator 15 Tank (hydraulic oil tank)
16 Orifice 17 Shuttle valve 18 Proportional pressure reducing valve 19a, 19b Relief valve 20 Hydraulic excavator (work machine)
23 Boom 23a Boom cylinder (other hydraulic actuator)
26 Twin header (rotary cutting attachment)
26a Hydraulic motor (rotary cutting hydraulic motor)
30 priority circuit 31 function table 32 signal decision unit 34 AND computing unit 35 NOT computing unit 36 AND computing unit 37 signal switching unit 38 MIN pressure setting unit 39 ATT pressure (pressure for attachment) L1 first hydraulic circuit L2 second hydraulic pressure Circuit L3 Third hydraulic circuit L4 Fourth hydraulic circuit L5 Fifth hydraulic circuit (Relief circuit)
L6 negative control circuit

Claims

A rotary cutting hydraulic motor for driving the rotary cutting attachment; a hydraulic actuator other than the rotary cutting hydraulic motor; and a hydraulic pump serving as a hydraulic drive source for the rotary cutting hydraulic motor and the other hydraulic actuator. In the hydraulic control circuit of the work machine
A first hydraulic circuit connecting the rotary cutting hydraulic motor and the hydraulic pump;
A throttle valve interposed in the first hydraulic circuit;
A second hydraulic circuit that connects the upstream side of the throttle valve and the other hydraulic actuator in the first hydraulic circuit;
Pressure detecting means interposed in the first hydraulic circuit and detecting discharge pressure of hydraulic oil supplied from the hydraulic pump;
A constant hydraulic oil that is interposed in both the first hydraulic circuit and the second hydraulic circuit and that supplies the rotary cutting hydraulic motor while maintaining a differential pressure between the first hydraulic circuit and the second hydraulic circuit. A pressure compensation valve having a pressure compensation spool for securing a flow rate;
A third side for connecting the downstream side of the throttle valve and one end side of the pressure compensation spool in the first hydraulic circuit to drive the pressure compensation spool in a direction to increase the flow rate of hydraulic oil to the first hydraulic circuit. A hydraulic circuit;
The second hydraulic circuit is connected to the upstream side of the throttle valve and the other end of the pressure compensation spool to drive the pressure compensation spool in a direction to increase the flow rate of hydraulic oil to the second hydraulic circuit. Four hydraulic circuits,
A fifth hydraulic circuit connecting the third hydraulic circuit and the hydraulic oil tank;
The fifth hydraulic circuit is connected when the discharge pressure that is interposed on the fifth hydraulic circuit and detected by the pressure detection means is equal to or higher than a predetermined pressure, and the discharge pressure is the predetermined pressure. An electromagnetic switching valve that shuts off the fifth hydraulic circuit when less than
A hydraulic control circuit for a work machine, comprising:

A control valve which is interposed on the second hydraulic circuit and which controls the flow rate and flow direction of hydraulic oil supplied to the other hydraulic actuators;
A negative control circuit for guiding the hydraulic pressure downstream of the control valve to the hydraulic pump;
A second electromagnetic switching valve interposed in the negative control circuit;
The hydraulic control circuit for a work machine according to claim 1, further comprising negative control pressure changing means for arbitrarily changing a negative control pressure introduced into the hydraulic pump.

First operation detecting means for detecting an operation of the rotary cutting hydraulic motor by an operator;
Second operation detecting means for detecting an operation to the other hydraulic actuator by an operator;
Control means for controlling the electromagnetic switching valve, the second electromagnetic switching valve, and the negative control pressure changing means based on the detection results of the first operation detecting means and the second operation detecting means. A hydraulic control circuit for a work machine according to claim 2.

A rotary cutting hydraulic motor for driving the rotary cutting attachment; a hydraulic actuator other than the rotary cutting hydraulic motor; and a hydraulic pump serving as a hydraulic drive source for the rotary cutting hydraulic motor and the other hydraulic actuator. In the hydraulic control circuit of the work machine
A first hydraulic circuit connecting the rotary cutting hydraulic motor and the hydraulic pump;
A throttle valve interposed in the first hydraulic circuit;
A second hydraulic circuit that connects the upstream side of the throttle valve and the other hydraulic actuator in the first hydraulic circuit;
Pressure detecting means interposed in the first hydraulic circuit and detecting discharge pressure of hydraulic oil supplied from the hydraulic pump;
A constant hydraulic oil that is interposed in both the first hydraulic circuit and the second hydraulic circuit, maintains a differential pressure between the first hydraulic circuit and the second hydraulic circuit, and is supplied to the rotary cutting hydraulic motor. A pressure compensation valve having a pressure compensation spool for securing a flow rate and a pilot circuit for driving the pressure compensation spool;
A relief circuit connecting the pilot circuit of the pressure compensation valve and the hydraulic oil tank;
An electromagnetic switching valve interposed on the relief circuit and opening the pilot circuit to the hydraulic oil tank according to the discharge pressure detected by the pressure detection means;
A hydraulic control circuit for a work machine, comprising: