WO2020067084A1 - 流体回路 - Google Patents

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    • F15B2211/88—Control measures for saving energy

Definitions

  • the present invention relates to a fluid circuit that drives a load by flowing a pressure fluid from a pressure fluid source into an actuator.
  • a fluid circuit that drives a load by flowing a pressure fluid such as oil from a pressure fluid source into an actuator has been used.
  • a hydraulic shovel supplies a plurality of actuators, such as a bucket cylinder and an arm cylinder, which are fluidly connected in parallel to a hydraulic circuit as a fluid circuit, and supplies a plurality of actuators such as an arm cylinder with a hydraulic fluid to simultaneously drive a plurality of loads. It is in operation, and various improvements have been made to improve operability, save energy, speed up, and consider safety.
  • a hydraulic circuit of an open center system applied to a hydraulic shovel or the like includes a pressure fluid from a hydraulic pump as a pressure fluid source at a neutral position of a directional switching valve connected to an actuator and an operation lever. Is discharged to the tank via the bypass passage, and by operating the spool of the directional control valve by the pilot pressure based on the operation amount of the operation lever, the operation speed of the actuator according to the operation amount of the operation lever can be obtained. Is to be done.
  • the operation lever has to be operated to the high output side.
  • a fluid circuit of a load sensing system in which a supply pressure of a hydraulic pump is controlled to be always higher than a maximum load pressure by a target differential pressure among a plurality of actuators is known.
  • a fluid circuit shown in FIG. 7 includes a swash plate type variable displacement hydraulic pump 102 driven by a driving mechanism such as an engine or an electric motor, and a hydraulic pump 102.
  • Actuators 108 and 109 fluidly connected in parallel to each other, and two directional switching valves connected to the actuators 108 and 109 and the operating levers 110 and 111 and switching the supply destination of the pressure fluid supplied from the hydraulic pump 120.
  • the difference between the supply pressure of the hydraulic pump 102 and the maximum load pressure of the actuator that is, the pressure fluid source side of the directional control valves 106 and 107
  • the opening of the load sensing valve 141 is adjusted so that the pressure difference between the actuators 108 and 109 (differential pressure of the direction switching valves) becomes a target value (constant value), and the inclination of the swash plate 143 is increased or decreased by the swash plate control unit 142.
  • the output of the hydraulic pump 102 is controlled. Therefore, when a large load pressure is applied to the actuators 108 and 109 in the fluid circuit of the load sensing system, it is possible to cope with fluctuations in the load pressure of the actuators 108 and 109 by controlling the discharge amount control mechanism. .
  • the present invention has been made in view of such a problem, and an object of the present invention is to provide a fluid circuit having high energy efficiency using a load sensing system.
  • a fluid circuit of the present invention includes: A pressure fluid source for supplying a pressure fluid, a plurality of actuators connected to the pressure fluid source, a direction switching valve for switching a supply destination of the pressure fluid supplied from the pressure fluid source, and a load pressure of the plurality of actuators A discharge amount control mechanism that controls the output of the pressure fluid source so that the differential pressure becomes a target value with respect to the maximum maximum load pressure of the fluid circuit, An accumulator that accumulates a part of the return fluid from the actuator, The accumulator can discharge the accumulated pressure fluid to a pressure fluid source side flow path of the direction switching valve, An adjusting means for adjusting a control amount of the pressure fluid source based on a pressure of the accumulator; According to this, in the fluid circuit in which the supply pressure of the pressure fluid source is constantly increased by the target differential pressure with respect to the maximum load pressure among the plurality of actuators, the pressure fluid source side flow path of the direction switching valve The output of the pressure fluid source can be
  • control amount is adjusted by the adjusting means when the pressurized fluid is discharged from the accumulator to the pressurized fluid source-side flow path of the direction switching valve. According to this, since the output of the pressure fluid source can be adjusted at an appropriate timing, energy efficiency is high.
  • a pressure detecting means for detecting the pressure of the accumulator, and a control unit having an arithmetic circuit
  • the adjusting unit is operated by an electric signal output from the control unit based on the pressure detected by the pressure detecting unit. According to this, the responsiveness of the adjusting means is good.
  • the discharge amount control mechanism includes a load sensing valve that adjusts an opening degree by a pressure difference between a pressure fluid source side pressure and an actuator side pressure of the direction switching valve guided by a pilot line, A pressure reducing valve as the adjusting means is provided in the pilot line for guiding the pressure on the actuator side of the direction switching valve.
  • the opening of the load sensing valve can be adjusted by the value based on the maximum load pressure of the actuator and the pressure of the accumulator, and the control amount by the discharge amount control mechanism can be adjusted with a simple circuit.
  • a pressure reduction amount in the pressure reducing valve can be adjusted based on at least a pressure fluid source side pressure and an actuator side pressure of the direction switching valve and a pressure of the accumulator. According to this, since the pressure reduction amount in the pressure reducing valve can be adjusted based on the pressure fluid source side pressure and the actuator side pressure of the direction switching valve and the pressure of the accumulator, the differential pressure of the direction switching valve is quickly controlled to the target value. be able to.
  • FIG. 2 is a side view of the shovel loader according to the embodiment of the present invention. It is a figure explaining the hydraulic circuit of the load sensing system of an example.
  • FIG. 3 is a diagram illustrating a relationship between an electric signal to a solenoid and a secondary pressure in the electromagnetic proportional pressure reducing valve of the embodiment. It is a figure explaining the relation between the lever operation amount and pilot secondary pressure in the hydraulic remote control valve of an example.
  • FIG. 4 is a diagram illustrating a relationship between a lever operation amount and an operation speed (cylinder speed) in an actuator (cylinder) according to the embodiment. It is a figure explaining the relation between the spool stroke and the spool opening area in the direction switching valve of an example.
  • FIG. 7 is a diagram illustrating a hydraulic circuit of a conventional load sensing system.
  • Embodiments for implementing a fluid circuit according to the present invention will be described below based on embodiments.
  • a hydraulic circuit of a shovel loader will be described as an example of a fluid circuit according to an embodiment with reference to FIGS.
  • the shovel loader 100 includes a bucket 108 (W2, see FIG. 2) for storing earth and sand, a lift arm 109 (W1, FIG. 2) linked to the bucket 108, and these are hydraulically driven.
  • Each has a bucket cylinder 8 and an arm cylinder 9 as actuators to be driven.
  • a hydraulic circuit as a fluid circuit of the load sensing system used for the bucket cylinder 8 and the arm cylinder 9 will be described.
  • the hydraulic circuit is supplied from a main hydraulic pump 2 and a main hydraulic pump 2 and a pilot hydraulic pump 3 as a variable displacement type pressure fluid source driven by a driving mechanism 1 such as an engine or an electric motor.
  • Bucket direction switching valve 6 as a direction switching valve for switching the supply destination of the pressure oil as the pressure fluid to be supplied
  • arm direction switching valve 7 as a direction switching valve
  • Pressure compensating valves 4 and 5 connected to the source side, bucket cylinder 8 and arm cylinder 9 connected to the actuator side of bucket direction switching valve 6 and arm direction switching valve 7, and pressure supplied from pilot hydraulic pump 3.
  • the hydraulic circuit on the side of the bucket cylinder 8 and the hydraulic circuit on the side of the arm cylinder 9 which are fluidly connected in parallel to the main hydraulic pump 2 and the pilot hydraulic pump 3 have substantially the same configuration. The circuit will be described, and the description of the hydraulic circuit on the bucket cylinder 8 side will be omitted.
  • the main hydraulic pump 2 and the pilot hydraulic pump 3 are connected to the drive mechanism 1, rotate by the power from the drive mechanism 1, and supply pressure oil through oil paths connected to each other.
  • the arm direction switching valve 7 is a normally closed pilot-type directional switching valve of a 5-port 3-position type. In its neutral position, the oil passage 23, the head oil passage 25 of the arm cylinder 9, and the rod oil passage 26 are closed.
  • the secondary pressure pilot line 20 is connected to the oil line 24 and the tank 15.
  • the oil passage 23 is connected to the head-side oil passage 25 and the secondary pressure pilot line 20, and the rod-side oil passage 26 is connected to the oil passage 24 and the tank 15. Connected to.
  • the arm direction switching valve 7 is at the contracted position 7C
  • the head-side oil passage 25 is connected to the oil passage 24 and the tank 15, and the oil passage 23 is connected to the rod-side oil passage 26 and the secondary pressure pilot line 20. Connected to.
  • the secondary pressure of the arm direction switching valve 7, that is, the actuator side pressure is unloaded through the shuttle valve 16 by the secondary pressure pilot line 20. It is led to the valve 12 and the electromagnetic proportional pressure reducing valve 50.
  • the shuttle valve 16 is guided by the secondary pressure pilot line 20 with the actuator side pressure of the bucket direction switching valve 6 and the arm direction switching valve 7, that is, the load pressure of the bucket cylinder 8 and the arm cylinder 9, respectively.
  • the shuttle valve 16 selects the highest load pressure of the actuator, which is the higher one of the load pressures of the bucket cylinder 8 and the arm cylinder 9, and guides it to the unload valve 12 and the electromagnetic proportional pressure reducing valve 50. .
  • the electromagnetic proportional pressure reducing valve 50 has a pressure characteristic such that the secondary pressure is proportionally reduced in accordance with an increase in the electric signal to the solenoid, and serves as a control unit including an arithmetic circuit.
  • the controller 70 is connected by an electric signal line 73, adjusts the pressure reduction amount (opening degree) according to the electric signal from the controller 70, and transfers a part of the maximum load pressure of the actuator selected by the shuttle valve 16 to the tank 15. By releasing, the secondary pressure can be reduced.
  • the electromagnetic proportional pressure reducing valve 50 is provided on the primary side of the load sensing valve 41 in the secondary pressure pilot line 20.
  • the load sensing valve 41 guides the maximum load pressure of the actuator adjusted by the electromagnetic proportional pressure reducing valve 50 through the secondary pressure pilot line 20, that is, the line on the actuator side of the directional control valve, and branches from the oil line 21.
  • the supply pressure of the main hydraulic pump 2, that is, the pressure on the pressure fluid source side of the directional control valve is guided through a primary pressure pilot line 28 as a pilot line branched from 27, and is proportional to the supply pressure of the main hydraulic pump 2.
  • the opening degree is adjusted based on the difference between the maximum load pressure of the actuator adjusted by the pressure reducing valve 50, that is, the pressure difference between the pressure fluid source side of the directional switching valve and the actuator side of the directional switching valve adjusted by the electromagnetic proportional pressure reducing valve 50.
  • the pump flow rate control pressure can be controlled by the opening degree.
  • the swash plate control device 42 operates according to the pressure oil (hereinafter, referred to as a pump flow control pressure) supplied from the load sensing valve 41 to increase or decrease the inclination angle of the swash plate 43 of the main hydraulic pump 2.
  • the output of the main hydraulic pump 2 is controlled.
  • the pilot primary pressure hydraulic oil discharged from the pilot hydraulic pump 3 is supplied to the arm hydraulic remote control valve 11 through the oil passages 31 and 32.
  • the arm hydraulic remote control valve 11 is a variable pressure reducing valve.
  • the pilot pressure of the lever is reduced according to the lever operation amount as shown in FIG.
  • the next pressure is supplied to the signal ports 7-1 and 7-2 of the arm directional control valve 7 through the signal oil passages 33 and 34, and the spool inside the arm directional control valve 7 strokes to extend or contract the extended position 7E. It switches to position 7C.
  • any excess oil that is not supplied from the arm hydraulic remote control valve 11 to the signal ports 7-1 and 7-2 of the arm direction switching valve 7 is all the oil passage 35 and the relief valve. 13.
  • the oil is discharged to the tank 15 through the oil passage 36.
  • the arm direction switching valve 7 is switched to the extension position 7E, and the pressure oil supplied from the main hydraulic pump 2 is connected to the oil passage 23. Flows into the head chamber 9-1 of the arm cylinder 9 through the head-side oil passage 25, and at the same time, the pressure oil from the rod chamber 9-2 passes through the oil passage 24 connected to the rod-side oil passage 26, and is stored in the tank. It is discharged to 15. Accordingly, the lift arm 109 (W1) can be lifted by extending the arm cylinder 9.
  • the arm direction switching valve 7 When the operation lever 11-1 is operated in the contraction direction C, the arm direction switching valve 7 is switched to the contraction position 7C, and the pressure oil supplied from the main hydraulic pump 2 is connected to the oil passage 23 by the rod. Flows into the rod chamber 9-2 of the arm cylinder 9 through the side oil passage 26, and at the same time, pressure oil is discharged from the head chamber 9-1 to the tank 15 through the oil passage 24 connected to the head side oil passage 25. Is done. Thereby, the arm cylinder 9 can be contracted and the lift arm 109 (W1) can be lowered.
  • the spool opening for controlling the flow rate flowing from the main hydraulic pump 2 to the arm cylinder 9 changes according to the spool stroke, that is, the lever operation amount, and the operation lever 11-
  • the flow rate Qm flowing from the main hydraulic pump 2 to the arm cylinder 9 from the main hydraulic pump 2 by the spool opening area Am in the spool stroke Xm when the lever operation amount of 1 is the maximum Lm (see FIG. 5) is set to be maximum.
  • the pressure loss at the spool opening of the arm direction switching valve 7 at the maximum cylinder speed of the arm cylinder 9 is suppressed.
  • the pressure compensating valves 4 and 5 provided on the pressure fluid source side of the bucket direction switching valve 6 and the arm direction switching valve 7 are normally open type pressure control valves of a two-port two-position type, and have a secondary pressure pilot line. 20, the load pressures of the bucket cylinder 8 and the arm cylinder 9 are respectively guided, and the bucket direction switching valve 6 and the arm direction switching valve 7 for simultaneously driving the bucket 108 and the lift arm 109 are operated at the same time. Regardless of the magnitude of the load pressure on the bucket cylinder 8 and the arm cylinder 9, a flow rate corresponding to the spool opening area of each directional control valve can flow into the bucket cylinder 8 and the arm cylinder 9.
  • the pump flow control pressure is controlled in the load sensing valve 41 such that the differential pressure ⁇ P always becomes the target value ⁇ Pt (constant value) in accordance with the spool opening area of the direction switching valve.
  • the output of the main hydraulic pump 2 is controlled by increasing or decreasing the inclination angle of the swash plate 43 of the main hydraulic pump 2 by the swash plate control device 42 based on the pump flow control pressure. That is, as shown in FIG. 6, when the spool opening area is small, the discharge amount from the main hydraulic pump 2 becomes small, and as the spool opening area increases, the main hydraulic pump 2 increases the discharge amount. Is controlled.
  • the unload valve 12 connected to the secondary pressure pilot line 20 is set so that the operating pressure is always higher than the supply pressure of the main hydraulic pump 2 by a target value ⁇ Pt.
  • a target value ⁇ Pt When the pressure becomes excessive, pressure oil (pressure) is released to the tank 15. Further, the target value ⁇ Pt is set by the urging force of a spring 12-1 built in the unload valve 12.
  • a bypass oil passage 63 branches off from the head-side oil passage 25 of the arm cylinder 9, and the accumulator 60 is connected by the bypass oil passage 63, the electromagnetic switching valve 61, and the bypass oil passages 64 and 65.
  • the accumulator 60 is connected to the oil passage 22 as a pressure fluid source side flow passage of the direction switching valve by bypass oil passages 65 and 66, an electromagnetic switching valve 62, and a bypass oil passage 67.
  • the solenoid-operated switching valves 61 and 62 are two-port two-position type normally closed solenoid-operated switching valves, which are connected to the controller 70 by electric signal lines 71 and 72, respectively, and are closed at the neutral position. It is opened by a signal.
  • the electromagnetic switching valves 61 and 62 have built-in check valves, and allow the flow of the pressurized fluid when opened to flow in only one direction.
  • the controller 70 includes a signal pressure Pin from a pressure sensor 80 provided in the oil passage 21 and capable of detecting a supply pressure of the main hydraulic pump 2, and an actuator provided in the secondary pressure pilot line 20 and selected by the shuttle valve 16. From the pressure sensor 81 capable of detecting the maximum load pressure to the signal pressure PLS, and from the pressure sensor 82 provided in the bypass oil passage 65 and capable of detecting the pressure in the accumulator 60 to the signal pressure PA and the signal oil passage 33. A signal pressure Px from a pressure sensor 83 that can detect a pilot secondary pressure of the arm hydraulic remote control valve 11 provided, and a signal from a pressure sensor 84 that can detect a pilot secondary pressure of the arm hydraulic remote control valve 11 provided in the signal oil passage 34. The pressures Py are respectively input.
  • the arithmetic circuit of the controller 70 calculates the differential pressure ⁇ P of the directional control valve from the signal pressure Pin and the signal pressure PLS, the discharge amount of the accumulator 60 from the signal pressure PA, and the lever of the operation lever 11-1 from the signal pressure Px or the signal pressure Py.
  • the operation amount that is, the spool opening of the direction switching valve can be calculated.
  • the operation of the accumulator 60 will be described.
  • the signal pressure Py is input to the controller 70 from the pressure sensor 84 provided in the signal oil passage 34, and the electromagnetic switching valve 61 is transmitted from the controller 70 through the electric signal line 71. , And the electromagnetic switching valve 61 is opened.
  • the pressure is accumulated in the accumulator 60 through 63, 64, 65.
  • the signal pressure Px is input to the controller 70 from the pressure sensor 83 provided in the signal oil passage 33, and the electromagnetic switching valve 62 is transmitted from the controller 70 through the electric signal line 72. , An electromagnetic signal is input, and the electromagnetic switching valve 62 is opened.
  • the accumulated oil accumulated in the accumulator 60 is discharged from the bypass oil passages 65, 66, and 67 to the oil passage 22, and is regenerated to the head chamber 9-1 of the arm cylinder 9 through the head-side oil passage 25.
  • an electric signal is simultaneously input from the controller 70 to the electromagnetic proportional pressure reducing valve 50 through the electric signal line 73, and the pressure reducing amount (opening degree) of the electromagnetic proportional pressure reducing valve 50 is adjusted.
  • the maximum load pressure of the actuator guided to the load sensing valve 41 is reduced.
  • the load sensing valve 41 the difference between the supply pressure of the main hydraulic pump 2 and the maximum load pressure of the actuator adjusted by the electromagnetic proportional pressure reducing valve 50, that is, the pressure fluid source side of the direction switching valve and the electromagnetic proportional pressure reducing valve 50
  • the opening degree is adjusted based on the pressure difference on the actuator side of the directional control valve adjusted by the above
  • the pump flow rate control pressure is controlled by the opening degree
  • the swash plate control device 42 operates based on the pump flow rate control pressure.
  • the output of the main hydraulic pump 2 is reduced by reducing the inclination angle of the swash plate 43 of the main hydraulic pump 2.
  • the controller 70 performs electromagnetic proportionality through the electric signal line 73.
  • An electric signal is simultaneously input to the pressure reducing valve 50, and the output of the main hydraulic pump 2 is reduced so that the flow rate flowing from the main hydraulic pump 2 into the arm cylinder 9 becomes Qx-QA.
  • the hydraulic circuit of the load sensing system can discharge the pressure fluid accumulated in the accumulator 60 to the oil passage 22 as the pressure fluid source side flow path of the direction switching valve.
  • a load sensing valve 41 as a discharge amount control mechanism and a swash plate control device based on the pressure in an accumulator 60 by an electromagnetic proportional pressure reducing valve 50 provided in a secondary pressure pilot line 20 for guiding the pressure on the actuator side of the direction switching valve to 41.
  • the output of the main hydraulic pump 2 can be supplemented according to the pressure in the accumulator 60 that can be discharged to the pressure fluid source side flow path of the direction switching valve by adjusting the control amount by the control valve 42.
  • the control amount by the load sensing valve 41 and the swash plate control device 42 is adjusted by the electromagnetic proportional pressure reducing valve 50 at the same time.
  • the output of the main hydraulic pump 2 can be adjusted at an appropriate timing according to the pressure in the accumulator 60, and energy efficiency is good.
  • the controller 70 includes a supply pressure of the main hydraulic pump 2 as a pressure fluid source side pressure of the direction switching valve detected by the pressure sensor 80 and an actuator as an actuator side pressure of the direction switching valve detected by the pressure sensor 81. Can be adjusted based on the maximum load pressure and the pressure in the accumulator 60 detected by the pressure sensor 82, so that the pressure difference ⁇ P before and after the directional control valve can be adjusted to the target value. It can be quickly controlled to ⁇ Pt. Further, the controller 70 operates the electromagnetic proportional pressure reducing valve 50 by an electric signal, so that the controller 70 has good responsiveness.
  • the pressure reducing valve 50 as the adjusting means can have a simple structure.
  • the electromagnetic proportional pressure reducing valve 50 proportionally changes the secondary pressure in response to an increase in the electric signal from the controller 70 based on the pressure in the accumulator 60, that is, the electric signal to the solenoid.
  • the control amount by the load sensing valve 41 and the swash plate control device 42 can be finely controlled.
  • the bucket direction switching valve 6 and the bucket cylinder 8, the arm direction switching valve 7 and the arm cylinder 9 are fluidly connected in parallel to the main hydraulic pump 2, and the accumulator 60 is connected to the head side oil passage 25 of the arm cylinder 9. Since it is connected to the extended bypass oil passages 63, 64, 65, 66, 67, the pressurized oil stored in the accumulator 60 from the arm cylinder 9 is supplied to the bucket direction switching valve 6 and the bucket cylinder 8, the arm direction switching valve 7 and the arm It can be supplied to both cylinders 9 and the efficiency of the hydraulic circuit is good.
  • the electromagnetic switching valve 62 between the accumulator 60 and the oil passage 22 as the pressure fluid source side flow path of the direction switching valve, the differential pressure of the direction switching valve calculated by the arithmetic circuit of the controller 70 is calculated.
  • the electromagnetic switching valve 62 is opened and closed as necessary so that the differential pressure ⁇ P of the direction switching valve becomes the target value ⁇ Pt, The discharge amount of the accumulated oil can be controlled.
  • the controller 70 compares the signal pressure PA, which is the pressure in the accumulator 60 detected by the pressure sensor 82, with the signal pressure Pin, which is the supply pressure of the main hydraulic pump 2, detected by the pressure sensor 80. Since the valve 62 can be opened and closed, only when the pressure in the accumulator 60 is higher than the supply pressure of the main hydraulic pump 2 (PA> Pin), it is possible to open the electromagnetic switching valve 62 and reliably discharge the accumulator oil from the accumulator 60. it can.
  • the opening degree can be adjusted in accordance with the input value of the electric signal from the controller 70 by using the electromagnetic switching valve 62 as a proportional valve, so that the accumulator 60 switches the direction switching valve in accordance with the accumulated pressure of the accumulator 60.
  • the discharge amount to the pressure fluid source side flow path may be controlled. According to this, while adjusting the balance between the discharge amount from the main hydraulic pump 2 and the discharge amount from the accumulator 60, the differential pressure ⁇ P across the directional control valve can be controlled to the target value ⁇ Pt. Energy efficient.
  • the hydraulic circuit of the shovel loader was described as the fluid circuit of the load sensing system.
  • the present invention is not limited to this, and is applied to a fluid circuit of a vehicle other than the shovel loader, a construction machine, an industrial machine, and the like. Is also good.
  • the pressure fluid used in the fluid circuit may be a liquid or gas other than oil.
  • part of the discharged oil discharged from the inside of the head chamber 9-1 of the arm cylinder 9 to the tank 15 through the head-side oil passage 25 when the arm cylinder 9 is contracted is bypass oil passages 63 and 64. , 65, the pressure is accumulated in the accumulator 60, and the accumulated pressure is regenerated from the oil passage 22 to the arm cylinder 9 when the arm cylinder 9 is extended.
  • the present invention is not limited to this.
  • the present invention can be applied to any hydraulic circuit that performs pressure accumulation and regeneration using the accumulator 60.
  • a part of the return oil at the time of driving the bucket cylinder 8 or braking the traveling hydraulic motor (not shown) of the shovel loader 100 may be used.
  • a hydraulic circuit may be configured to accumulate pressure in the accumulator 60 and regenerate the pressure when the hydraulic motor accelerates.
  • the mode in which the electromagnetic proportional pressure reducing valve 50 is provided on the primary side of the load sensing valve 41 in the secondary pressure pilot line 20 has been described. May be configured so that the pump flow control pressure controlled by the load sensing valve 41 is reduced by the electromagnetic proportional pressure reducing valve, or independently of the secondary pressure pilot line 20. The output of the main hydraulic pump 2 may be controlled.
  • the pressure reducing valve as the adjusting means is a pilot operated pressure reducing valve which is operated by an external hydraulic signal. Is also good.
  • the mode in which the hydraulic remote control valve is used to switch the supply destination of the pressure oil supplied from the pilot hydraulic pump 3 has been described.
  • an electric signal from the electric remote controller may be directly input to the controller.
  • the swash plate control device 42 operates based on the pump flow control pressure controlled by the load sensing valve 41 to increase or decrease the inclination angle of the swash plate 43 of the main hydraulic pump 2 in the above embodiment.
  • the mode of controlling the output of the main hydraulic pump 2 has been described.
  • the present invention is not limited to this, and the discharge amount control mechanism may be capable of controlling the output of the main hydraulic pump 2 by an electric signal.
  • the configuration in which the pressure reducing valve as the adjusting means is provided in the secondary pressure pilot line 20 has been described.
  • the pressure increasing mechanism as the adjusting means may be provided in the primary pressure pilot line 28.
  • the pressure fluid source side pressure and the actuator side pressure of the direction switching valve may be input by an electric signal instead of the pilot line.
  • the accumulator 60 may be provided with a bypass oil passage and an electromagnetic switching valve so that the pressure can be accumulated from the hydraulic circuit on the bucket cylinder 8 side.
  • the hydraulic circuit may have only one actuator.

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Abstract

ロードセンシングシステムを用いたエネルギー効率の高い流体回路を提供する。　圧力流体を供給する圧力流体源２と、圧力流体源２に接続される複数のアクチュエータ８，９と、圧力流体源２から供給される圧力流体の供給先を切り換える方向切換弁６，７と、複数のアクチュエータの負荷圧力の内の最大の最高負荷圧力に対し差圧ΔＰが目標値ΔＰｔとなるように圧力流体源２の出力を制御する吐出量制御機構４１，４２と、を備える流体回路であって、アクチュエータ８，９からの戻り流体の一部を蓄圧するアキュムレータ６０を備え、アキュムレータ６０は、蓄圧された圧力流体を方向切換弁６，７の圧力流体源側流路２２に吐出可能であり、アキュムレータ６０の圧力に基づいて圧力流体源２の制御量を調整する調整手段５０を備えている。

Description

流体回路
　本発明は、圧力流体源から圧力流体をアクチュエータに流入させ、負荷を駆動する流体回路に関する。
　従来から車両、建設機械、産業用機械等を駆動するために、圧力流体源から油等の圧力流体をアクチュエータに流入させ、負荷を駆動する流体回路が用いられている。例えば油圧ショベルは、流体回路としての油圧回路に流体的に並列に接続されるバケットシリンダ、アームシリンダ等の複数のアクチュエータに油圧ポンプから圧力流体を供給することにより、複数の負荷を同時に駆動させて動作しており、操作性の向上、省エネ、スピードアップ、安全性への配慮から様々な改良が行われてきた。
　従来の流体回路の例として、油圧ショベル等に適用されるオープンセンタシステムの油圧回路は、アクチュエータおよび操作レバーに接続される方向切換弁の中立位置において、圧力流体源としての油圧ポンプからの圧力流体がバイパス流路を経由させてタンクに排出されており、操作レバーの操作量に基づくパイロット圧力によって方向切換弁のスプールをストロークさせることにより、操作レバーの操作量に応じたアクチュエータの作動速度が得られるようになっている。しかしながら、このシステムでは、アクチュエータに大きな負荷圧力がかかった場合には、操作レバーを高出力側に操作しなければならなかった。
　このような問題を解決した流体回路として、複数のアクチュエータの内、最高負荷圧力に対し、油圧ポンプの供給圧力を目標差圧分だけ常に高くなるように制御したロードセンシングシステムの流体回路が知られている（特許文献１参照）。このようなロードセンシングシステムの流体回路の例として、図７に示される流体回路は、エンジンや電動モータ等の駆動機構により駆動される斜板型の可変容量型の油圧ポンプ１０２と、油圧ポンプ１０２に流体的に並列に接続される２つのアクチュエータ１０８，１０９と、各アクチュエータ１０８，１０９および操作レバー１１０、１１１に接続され油圧ポンプ１２０から供給される圧力流体の供給先を切り換える２つの方向切換弁１０６，１０７と、各方向切換弁１０６，１０７の圧力流体源側流路に設けられる圧力補償弁１０４，１０５と、油圧ポンプ１０２における圧力流体の吐出量（出力）を制御する吐出量制御機構としてのロードセンシング弁１４１および斜板制御部１４２と、から主に構成され、ロードセンシング弁１４１に対してシャトル弁１１６により選択されパイロット管路１２０を経由した２つのアクチュエータ１０８，１０９の負荷圧力の内、高い方の圧力であるアクチュエータの最高負荷圧力と、方向切換弁１０６，１０７の圧力流体源側流路から油圧ポンプ１０２の供給圧力がロードセンシング弁１４１に導かれることにより、油圧ポンプ１０２の供給圧力とアクチュエータの最高負荷圧力との差、すなわち方向切換弁１０６，１０７の圧力流体源側とアクチュエータ１０８，１０９側の圧力差（方向切換弁の差圧）が目標値（一定値）になるようにロードセンシング弁１４１を開度調整し斜板制御部１４２により斜板１４３の傾きを増減することで油圧ポンプ１０２の出力を制御している。そのため、ロードセンシングシステムの流体回路において、アクチュエータ１０８，１０９に大きな負荷圧力がかかった場合には、吐出量制御機構による制御により、アクチュエータ１０８，１０９の負荷圧力の変動に対応できるようになっている。
特開平３－７４６０５号公報（第２８頁、第１図）
　しかしながら、図７のロードセンシングシステムの流体回路においては、２つのアクチュエータに大きな負荷が作用する場合、負荷に合った油圧ポンプを用いればよいが大型の油圧ポンプを備えなければならなくなり、エネルギー効率が悪くなるという問題があった。
　本発明は、このような問題点に着目してなされたもので、ロードセンシングシステムを用いたエネルギー効率の高い流体回路を提供することを目的とする。
　前記課題を解決するために、本発明の流体回路は、
　圧力流体を供給する圧力流体源と、前記圧力流体源に接続される複数のアクチュエータと、前記圧力流体源から供給される圧力流体の供給先を切り換える方向切換弁と、複数の前記アクチュエータの負荷圧力の内の最大の最高負荷圧力に対し差圧が目標値となるように前記圧力流体源の出力を制御する吐出量制御機構と、を備える流体回路であって、
　前記アクチュエータからの戻り流体の一部を蓄圧するアキュムレータを備え、
　前記アキュムレータは、蓄圧された圧力流体を前記方向切換弁の圧力流体源側流路に吐出可能であり、
　前記アキュムレータの圧力に基づいて前記圧力流体源の制御量を調整する調整手段を備える。
　これによれば、複数のアクチュエータの内、最高負荷圧力に対し、圧力流体源の供給圧力を目標差圧分だけ常に高くなるように制御した流体回路において、方向切換弁の圧力流体源側流路に吐出可能なアキュムレータの圧力に応じて圧力流体源の出力を補完できるので、エネルギー効率の高い流体回路が得られる。
　好適には、前記アキュムレータから前記方向切換弁の圧力流体源側流路への圧力流体の吐出時に前記調整手段により前記制御量が調整される。
　これによれば、適正なタイミングで圧力流体源の出力を調整できるため、エネルギー効率がよい。
　好適には、前記アキュムレータの圧力を検出する圧力検出手段と、演算回路を有する制御部を備え、
　前記圧力検出手段により検出される圧力に基づいて前記制御部から出力される電気信号により前記調整手段を作動させる。
　これによれば、調整手段の応答性が良い。
　好適には、前記吐出量制御機構は、パイロット管路により導かれる前記方向切換弁の圧力流体源側圧力とアクチュエータ側圧力の差圧により開度調整を行うロードセンシング弁を備え、
　前記方向切換弁のアクチュエータ側圧力を導く前記パイロット管路に前記調整手段としての減圧弁が設けられている。
　これによれば、アクチュエータの最高負荷圧力と、アキュムレータの圧力とによる値によりロードセンシング弁の開度調整を行うことができ、簡単な回路で吐出量制御機構による制御量を調整できる。
　好適には、少なくとも前記方向切換弁の圧力流体源側圧力およびアクチュエータ側圧力と、前記アキュムレータの圧力に基づいて前記減圧弁における減圧量を調整できる。
　これによれば、方向切換弁の圧力流体源側圧力およびアクチュエータ側圧力と、アキュムレータの圧力に基づいて減圧弁における減圧量を調整できるため、方向切換弁の差圧を目標値に迅速に制御することができる。
本発明の実施例のショベルローダの側面図である。 実施例のロードセンシングシステムの油圧回路を説明する図である。 実施例の電磁比例減圧弁におけるソレノイドへの電気信号と二次圧の関係を説明する図である。 実施例の油圧リモコン弁におけるレバー操作量とパイロット二次圧の関係を説明する図である。 実施例のアクチュエータ（シリンダ）におけるレバー操作量と作動速度（シリンダスピード）の関係を説明する図である。 実施例の方向切換弁におけるスプールストロークとスプール開口面積の関係を説明する図である。 従来のロードセンシングシステムの油圧回路を説明する図である。
　本発明に係る流体回路を実施するための形態を実施例に基づいて以下に説明する。
　実施例に係る流体回路としてショベルローダの油圧回路を例として、図１から図６を参照して説明する。
　図１に示されるように、ショベルローダ１００は、土砂等を収容するバケット１０８（Ｗ２，図２参照）、バケット１０８にリンク結合されたリフトアーム１０９（Ｗ１，図２参照）、これらを油圧によりそれぞれ駆動するアクチュエータとしてのバケットシリンダ８、アームシリンダ９を有している。以下、バケットシリンダ８およびアームシリンダ９に用いるロードセンシングシステムの流体回路としての油圧回路について説明する。
　図２に示されるように、油圧回路は、エンジンや電動モータといった駆動機構１により駆動される可変容量型の圧力流体源としてのメイン油圧ポンプ２およびパイロット油圧ポンプ３と、メイン油圧ポンプ２から供給される圧力流体としての圧油の供給先を切り換える方向切換弁としてのバケット方向切換弁６および方向切換弁としてのアーム方向切換弁７と、バケット方向切換弁６およびアーム方向切換弁７の圧力流体源側に接続される圧力補償弁４，５と、バケット方向切換弁６およびアーム方向切換弁７のアクチュエータ側に接続されるバケットシリンダ８およびアームシリンダ９と、パイロット油圧ポンプ３から供給される圧油の供給先を切り換えるバケット油圧リモコン弁１０およびアーム油圧リモコン弁１１と、メイン油圧ポンプ２の出力を制御する吐出量制御機構としてのロードセンシング弁４１および斜板制御装置４２と、パイロット管路としての二次圧パイロット管路２０に設けられる調整手段および減圧弁としての電磁比例減圧弁５０と、アームシリンダ９からの戻り油の一部を蓄圧するアキュムレータ６０と、から主に構成されている。尚、メイン油圧ポンプ２およびパイロット油圧ポンプ３に流体的に並列に接続されるバケットシリンダ８側の油圧回路とアームシリンダ９側の油圧回路は、略同一構成であるため、アームシリンダ９側の油圧回路について説明し、バケットシリンダ８側の油圧回路の説明を省略する。
　メイン油圧ポンプ２とパイロット油圧ポンプ３は、駆動機構１と連結されており、駆動機構１からの動力によって回転し、それぞれに接続される油路を通して圧油を供給する。
　図２に示されるように、メイン油圧ポンプ２から吐出された圧油は、油路２１，２２、圧力補償弁５、逆止弁１４、油路２３を通ってアーム方向切換弁７に流入する。アーム方向切換弁７は、５ポート３位置タイプのノーマルクローズ型パイロット式方向切換弁であり、その中立位置では、油路２３とアームシリンダ９のヘッド側油路２５およびロッド側油路２６が閉塞され、二次圧パイロット管路２０が油路２４およびタンク１５に接続される。また、アーム方向切換弁７は、伸び位置７Ｅにあっては、油路２３がヘッド側油路２５および二次圧パイロット管路２０に接続され、ロッド側油路２６が油路２４およびタンク１５に接続される。また、アーム方向切換弁７は、縮み位置７Ｃにあっては、ヘッド側油路２５が油路２４およびタンク１５に接続され、油路２３がロッド側油路２６および二次圧パイロット管路２０に接続される。
　また、アーム方向切換弁７が伸び位置７Ｅまたは縮み位置７Ｃにあっては、二次圧パイロット管路２０によってアーム方向切換弁７の二次圧すなわちアクチュエータ側圧力がシャトル弁１６を介してアンロード弁１２および電磁比例減圧弁５０に導かれている。尚、シャトル弁１６には、二次圧パイロット管路２０によりバケット方向切換弁６およびアーム方向切換弁７のアクチュエータ側圧力、すなわちバケットシリンダ８およびアームシリンダ９の負荷圧力がそれぞれ導かれており、シャトル弁１６は、バケットシリンダ８およびアームシリンダ９の負荷圧力の内、高い方の圧力であるアクチュエータの最高負荷圧力を選択してアンロード弁１２および電磁比例減圧弁５０に導くようになっている。
　図３に示されるように、電磁比例減圧弁５０は、ソレノイドへの電気信号の増加に応じて二次圧を比例的に減少させるような圧力特性を有し、演算回路を備える制御部としてのコントローラ７０が電気信号ライン７３により接続され、コントローラ７０からの電気信号に応じて減圧量（開度）の調整を行い、シャトル弁１６により選択されたアクチュエータの最高負荷圧力の一部をタンク１５に逃がすことにより二次圧を低減できるようになっている。また、電磁比例減圧弁５０は、二次圧パイロット管路２０におけるロードセンシング弁４１の一次側に設けられている。
　ロードセンシング弁４１は、二次圧パイロット管路２０を通して電磁比例減圧弁５０により調整されたアクチュエータの最高負荷圧力、すなわち方向切換弁のアクチュエータ側圧力が導かれるとともに、油路２１から分岐する管路２７から分岐するパイロット管路としての一次圧パイロット管路２８を通してメイン油圧ポンプ２の供給圧力、すなわち方向切換弁の圧力流体源側圧力が導かれており、メイン油圧ポンプ２の供給圧力と電磁比例減圧弁５０により調整されたアクチュエータの最高負荷圧力との差、すなわち方向切換弁の圧力流体源側と電磁比例減圧弁５０により調整された方向切換弁のアクチュエータ側の圧力差に基づいて開度調整され、その開度によりポンプ流量制御圧力を制御できるようになっている。また、ロードセンシング弁４１から供給される圧油（以下、ポンプ流量制御圧力という。）に応じて斜板制御装置４２が作動し、メイン油圧ポンプ２の斜板４３の傾斜角を増減させることにより、メイン油圧ポンプ２の出力が制御される。
　図２に示されるように、パイロット油圧ポンプ３から吐出されたパイロット一次圧の圧油は、油路３１，３２を通ってアーム油圧リモコン弁１１に供給されている。アーム油圧リモコン弁１１は、可変型の減圧弁であり、ショベルローダ１００の操作レバー１１－１が操作されることにより、図４に示すようなレバー操作量に応じて減圧されたレバーのパイロット二次圧が信号油路３３，３４を通ってアーム方向切換弁７の信号ポート７－１，７－２に供給され、アーム方向切換弁７の内部のスプールがストロークすることで伸び位置７Ｅまたは縮み位置７Ｃに切り換わるようになっている。尚、パイロット油圧ポンプ３から吐出された圧油の内、アーム油圧リモコン弁１１からアーム方向切換弁７の各信号ポート７－１，７－２に供給されない余剰油はすべて油路３５、リリーフ弁１３、油路３６を通ってタンク１５に排出される。
　具体的には、操作レバー１１－１が伸び方向Ｅに操作されることにより、アーム方向切換弁７が伸び位置７Ｅに切り換わり、メイン油圧ポンプ２から供給される圧油が油路２３に接続されるヘッド側油路２５を通ってアームシリンダ９のヘッド室９－１に流入し、同時に、ロッド室９－２から圧油がロッド側油路２６に接続される油路２４を通ってタンク１５に排出される。これにより、アームシリンダ９を伸ばしてリフトアーム１０９（Ｗ１）を持ち上げることができる。
　また、操作レバー１１－１が縮み方向Ｃに操作されることにより、アーム方向切換弁７が縮み位置７Ｃに切り換わり、メイン油圧ポンプ２から供給される圧油が油路２３に接続されるロッド側油路２６を通ってアームシリンダ９のロッド室９－２に流入し、同時に、ヘッド室９－１から圧油がヘッド側油路２５に接続される油路２４を通ってタンク１５に排出される。これにより、アームシリンダ９を縮めてリフトアーム１０９（Ｗ１）を下ろすことができる。
　尚、操作レバー１１－１が伸び方向Ｅに操作された時のレバー操作量とアームシリンダ９のシリンダスピード（作動速度）の関係は、図５に示すような特性カーブを有している。また、操作レバー１１－１が伸び方向Ｅに操作された時のアーム方向切換弁７内のスプールストロークとスプール開口面積の関係は、図６に示すようなリフトアーム１０９の持ち上げ時のスプール開口特性を有している。
　図６に示されるように、アーム方向切換弁７は、スプールストローク、すなわちレバー操作量に応じてメイン油圧ポンプ２からアームシリンダ９に流入する流量を制御するスプール開口が変化し、操作レバー１１－１のレバー操作量が最大Ｌｍ（図５参照）の時のスプールストロークＸｍにおけるスプール開口面積Ａｍによるメイン油圧ポンプ２からアームシリンダ９に流入する流量Ｑｍが最大となるように設定しておくことで、アームシリンダ９の最大シリンダスピード時のアーム方向切換弁７のスプール開口における圧力損失が抑えられている。
　尚、バケット方向切換弁６およびアーム方向切換弁７の圧力流体源側に設けられる圧力補償弁４，５は、２ポート２位置タイプのノーマルオープン型圧力制御弁であり、二次圧パイロット管路２０と接続されることにより、バケットシリンダ８とアームシリンダ９の負荷圧力がそれぞれ導かれており、バケット１０８とリフトアーム１０９を同時に駆動させるバケット方向切換弁６およびアーム方向切換弁７の同時操作時に、バケットシリンダ８とアームシリンダ９の負荷圧力の大小に係わらず、各方向切換弁のスプール開口面積に応じた流量をバケットシリンダ８およびアームシリンダ９に流入させることができるようになっている。
　このように、ロードセンシングシステムにおいては、方向切換弁におけるスプール開口面積に応じて、その前後差圧ΔＰが常に目標値ΔＰｔ（一定値）となるようにロードセンシング弁４１においてポンプ流量制御圧力が制御され、ポンプ流量制御圧力に基づいて斜板制御装置４２によりメイン油圧ポンプ２の斜板４３の傾斜角が増減されることにより、メイン油圧ポンプ２の出力が制御されるようになっている。すなわち、図６に示されるように、スプール開口面積が微小であれば、メイン油圧ポンプ２からの吐出量が微小となり、スプール開口面積が大きくなるにつれて、吐出量が増大するようにメイン油圧ポンプ２の出力が制御される。
　尚、二次圧パイロット管路２０に接続されるアンロード弁１２は、常にメイン油圧ポンプ２の供給圧力よりも目標値ΔＰｔだけ、作動圧が高くなるように設定されており、メイン油圧ポンプ２の圧力が過大になった時にタンク１５に圧油（圧力）を逃がすようになっている。また、目標値ΔＰｔは、アンロード弁１２に内蔵されるスプリング１２－１の付勢力により設定される。
　ここで、アキュムレータ６０について説明する。図２に示されるように、アームシリンダ９のヘッド側油路２５からはバイパス油路６３が分岐しており、バイパス油路６３、電磁切換弁６１、バイパス油路６４，６５によりアキュムレータ６０が接続されている。また、アキュムレータ６０は、バイパス油路６５，６６、電磁切換弁６２、バイパス油路６７により方向切換弁の圧力流体源側流路としての油路２２に接続されている。
　電磁切換弁６１，６２は、２ポート２位置タイプのノーマルクローズ型電磁切換弁であり、電気信号ライン７１，７２によりコントローラ７０にそれぞれ接続され、中立位置において閉塞されており、コントローラ７０からの電気信号により開放されるようになっている。尚、電磁切換弁６１，６２は、逆止弁が内蔵されており、開放時の圧力流体の流れが一方向にのみ許容されている。
　尚、コントローラ７０には、油路２１に設けられメイン油圧ポンプ２の供給圧力を検出可能な圧力センサ８０から信号圧Ｐｉｎ、二次圧パイロット管路２０に設けられシャトル弁１６により選択されたアクチュエータの最高負荷圧力を検出可能な圧力センサ８１から信号圧ＰＬＳ、バイパス油路６５に設けられアキュムレータ６０内の圧力を検出可能な圧力検出手段としての圧力センサ８２から信号圧ＰＡ、信号油路３３に設けられアーム油圧リモコン弁１１のパイロット二次圧を検出可能な圧力センサ８３から信号圧Ｐｘ、信号油路３４に設けられアーム油圧リモコン弁１１のパイロット二次圧を検出可能な圧力センサ８４から信号圧Ｐｙがそれぞれ入力されるようになっている。また、コントローラ７０の演算回路は、信号圧Ｐｉｎと信号圧ＰＬＳから方向切換弁の差圧ΔＰ、信号圧ＰＡからアキュムレータ６０の吐出量、信号圧Ｐｘまたは信号圧Ｐｙから操作レバー１１－１のレバー操作量、すなわち方向切換弁のスプール開口をそれぞれ算出することができる。
　次いで、アキュムレータ６０の動作について説明する。例えば、操作レバー１１－１が縮み方向Ｃに操作されると、信号油路３４に設けられる圧力センサ８４から信号圧Ｐｙがコントローラ７０に入力され、コントローラ７０から電気信号ライン７１を通して電磁切換弁６１に電気信号が入力され、電磁切換弁６１が開放する。これにより、アームシリンダ９のヘッド室９－１内からヘッド側油路２５を通してタンク１５に排出される圧力流体としての排出油、言い換えれば、アームシリンダ９からの戻り油の一部がバイパス油路６３，６４，６５を通してアキュムレータ６０に蓄圧される。
　また、操作レバー１１－１が伸び方向Ｅに操作されると、信号油路３３に設けられる圧力センサ８３から信号圧Ｐｘがコントローラ７０に入力され、コントローラ７０から電気信号ライン７２を通して電磁切換弁６２に電気信号が入力され、電磁切換弁６２が開放する。これにより、アキュムレータ６０に蓄圧された蓄圧油がバイパス油路６５，６６，６７から油路２２に吐出され、ヘッド側油路２５を通してアームシリンダ９のヘッド室９－１に回生される。このとき、アキュムレータ６０内の圧力に基づいてコントローラ７０から電気信号ライン７３を通して電磁比例減圧弁５０に電気信号が同時に入力され、電磁比例減圧弁５０の減圧量（開度）の調整を行うことにより、ロードセンシング弁４１に導かれるアクチュエータの最高負荷圧力が低減される。これにより、ロードセンシング弁４１において、メイン油圧ポンプ２の供給圧力と電磁比例減圧弁５０により調整されたアクチュエータの最高負荷圧力との差、すなわち方向切換弁の圧力流体源側と電磁比例減圧弁５０により調整された方向切換弁のアクチュエータ側の圧力差に基づいて開度調整が行われ、その開度によりポンプ流量制御圧力が制御され、このポンプ流量制御圧力に基づいて斜板制御装置４２が作動し、メイン油圧ポンプ２の斜板４３の傾斜角を減らすことにより、メイン油圧ポンプ２の出力が減じられる。
　例えば、図５に示されるように、操作レバー１１－１のレバー操作量が最大Ｌｍ、すなわちメイン油圧ポンプ２からアームシリンダ９に流入する流量Ｑｍが最大のとき、アームシリンダ９に大きな負荷圧力がかかりアームシリンダ９に必要な圧油の供給流量ＱｘがＱｘ＞Ｑｍとなった場合、コントローラ７０から電気信号ライン７２を通して電磁切換弁６２に電気信号が入力され、電磁切換弁６２が開放することにより、アキュムレータ６０に蓄圧された蓄圧油がアームシリンダ９のヘッド室９－１に回生され、メイン油圧ポンプ２の出力をアキュムレータ６０の回生により補うことができる。このとき、アキュムレータ６０内の圧力に基づいてコントローラ７０により算出されるアキュムレータ６０からアームシリンダ９に回生される流量ＱＡにより、Ｑｘ＜Ｑｍ＋ＱＡの関係が成り立てば、コントローラ７０から電気信号ライン７３を通して電磁比例減圧弁５０に電気信号が同時に入力され、メイン油圧ポンプ２からアームシリンダ９に流入する流量がＱｘ－ＱＡとなるようにメイン油圧ポンプ２の出力が減じられる。
　これによれば、本実施例のロードセンシングシステムの油圧回路は、アキュムレータ６０に蓄圧された圧力流体を方向切換弁の圧力流体源側流路としての油路２２に吐出可能であり、ロードセンシング弁４１に方向切換弁のアクチュエータ側圧力を導く二次圧パイロット管路２０に設けられる電磁比例減圧弁５０によってアキュムレータ６０内の圧力に基づいて吐出量制御機構としてのロードセンシング弁４１および斜板制御装置４２による制御量を調整することにより、方向切換弁の圧力流体源側流路に吐出可能なアキュムレータ６０内の圧力に応じてメイン油圧ポンプ２の出力を補完できるため、ロードセンシングシステムを用いてアクチュエータの負荷圧力の変動に対応でき、かつエネルギー効率の高い油圧回路が得られる。
　また、アキュムレータ６０から方向切換弁の圧力流体源側流路への圧力流体の吐出時に、同時に電磁比例減圧弁５０によりロードセンシング弁４１および斜板制御装置４２による制御量が調整されるため、適正なタイミングでアキュムレータ６０内の圧力に応じてメイン油圧ポンプ２の出力を調整でき、エネルギー効率がよい。
　また、コントローラ７０は、圧力センサ８０により検出される方向切換弁の圧力流体源側圧力としてのメイン油圧ポンプ２の供給圧力と、圧力センサ８１により検出される方向切換弁のアクチュエータ側圧力としてのアクチュエータの最大負荷圧力と、圧力センサ８２により検出されるアキュムレータ６０内の圧力に基づいて、電磁比例減圧弁５０における減圧量（開度）を調整できるため、方向切換弁の前後差圧ΔＰを目標値ΔＰｔに迅速に制御することができる。また、コントローラ７０は、電気信号により電磁比例減圧弁５０を作動させるため応答性が良い。
　また、電磁比例減圧弁５０を用いることにより、調整手段としての減圧弁を簡素な構造とすることができる。
　また、電磁比例減圧弁５０は、図３に示されるように、アキュムレータ６０内の圧力に基づいたコントローラ７０からの電気信号、すなわちソレノイドへの電気信号の増加に応じて二次圧を比例的に減少させるため、ロードセンシング弁４１および斜板制御装置４２による制御量を細かく制御することができる。
　また、バケット方向切換弁６およびバケットシリンダ８、アーム方向切換弁７およびアームシリンダ９は、メイン油圧ポンプ２に流体的に並列に接続され、アキュムレータ６０は、アームシリンダ９のヘッド側油路２５から延びるバイパス油路６３，６４，６５，６６，６７に接続されているため、アームシリンダ９からアキュムレータ６０に蓄圧された圧油をバケット方向切換弁６およびバケットシリンダ８、アーム方向切換弁７およびアームシリンダ９の両方に供給でき、油圧回路の効率が良い。
　また、アキュムレータ６０と方向切換弁の圧力流体源側流路としての油路２２との間に電磁切換弁６２が設けられることにより、コントローラ７０の演算回路により算出された方向切換弁の前後差圧ΔＰとアキュムレータ６０内の圧力に基づく信号圧ＰＡを比較して、方向切換弁の前後差圧ΔＰが目標値ΔＰｔとなるように、必要に応じて電磁切換弁６２を開閉し、アキュムレータ６０からの蓄圧油の吐出量を制御することができる。
　また、コントローラ７０は、圧力センサ８２により検出されるアキュムレータ６０内の圧力である信号圧ＰＡと圧力センサ８０により検出されるメイン油圧ポンプ２の供給圧力である信号圧Ｐｉｎを比較し、電磁切換弁６２を開閉できるため、アキュムレータ６０内の圧力がメイン油圧ポンプ２の供給圧力よりも高い（ＰＡ＞Ｐｉｎ）場合のみ、電磁切換弁６２を開放してアキュムレータ６０から蓄圧油を確実に吐出することができる。
　また、変形例として、電磁切換弁６２を比例弁としてコントローラ７０からの電気信号の入力値に応じて開度調整可能とすることにより、アキュムレータ６０の蓄圧量に応じてアキュムレータ６０から方向切換弁の圧力流体源側流路への吐出量を制御できるようにしてもよい。これによれば、メイン油圧ポンプ２からの吐出量とアキュムレータ６０からの吐出量のバランスを調整しながら、方向切換弁の前後差圧ΔＰを目標値ΔＰｔに制御することができるため、油圧回路全体のエネルギー効率が良い。
　以上、本発明の実施例を図面により説明してきたが、具体的な構成はこれら実施例に限られるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲における変更や追加があっても本発明に含まれる。
　例えば、前記実施例では、ロードセンシングシステムの流体回路として、ショベルローダの油圧回路について説明したが、これに限らず、ショベルローダ以外の車両、建設機械、産業用機械等の流体回路に適用されてもよい。また、流体回路に用いる圧力流体は、油以外の液体や気体であってもよい。
　また、前記実施例では、アームシリンダ９の縮み動作の時にアームシリンダ９のヘッド室９－１内からヘッド側油路２５を通してタンク１５に排出される排出油の一部がバイパス油路６３，６４，６５を通してアキュムレータ６０に蓄圧され、これをアームシリンダ９の伸び動作の時に油路２２からアームシリンダ９に回生する例を説明したが、これに限らず、従来技術のロードセンシングシステムの油圧回路においてアキュムレータ６０を利用した蓄圧・回生を行う油圧回路であれば適用可能であり、例えば、バケットシリンダ８の駆動時やショベルローダ１００の図示しない走行用の油圧モータの制動時の戻り油の一部をアキュムレータ６０に蓄圧し、これを油圧モータの加速時に回生するように油圧回路を構成してもよい。
　また、前記実施例では、電磁比例減圧弁５０が二次圧パイロット管路２０におけるロードセンシング弁４１の一次側に設けられる態様について説明したが、電磁比例減圧弁をロードセンシング弁４１の二次側に設けることにより、ロードセンシング弁４１により制御されるポンプ流量制御圧力が電磁比例減圧弁により減圧されるように構成されてもよいし、あるいは、二次圧パイロット管路２０に対して独立してメイン油圧ポンプ２の出力を制御してもよい。
　また、前記実施例では、調整手段としての減圧弁に電磁比例減圧弁５０を用いる例を説明したが、調整手段としての減圧弁は、外部油圧信号により作動するパイロット作動式の減圧弁であってもよい。
　また、前記実施例では、パイロット油圧ポンプ３から供給される圧油の供給先を切り換えるために油圧リモコン弁を用いる態様について説明したが、油圧リモコン弁の代わりに電気リモコンを用いた場合についても同様であり、電気リモコンからの電気信号を直接コントローラに入力するようにしてもよい。
　また、前記実施例では、吐出量制御機構は、ロードセンシング弁４１により制御されるポンプ流量制御圧力に基づいて斜板制御装置４２が作動しメイン油圧ポンプ２の斜板４３の傾斜角を増減させることにより、メイン油圧ポンプ２の出力を制御する態様について説明したが、これに限らず、吐出量制御機構は電気信号によりメイン油圧ポンプ２の出力を制御できるものであってもよい。
　また、前記実施例では、二次圧パイロット管路２０に調整手段としての減圧弁を設ける構成について説明したが、一次圧パイロット管路２８に調整手段としての増圧機構を設けてもよい。
　また、方向切換弁の圧力流体源側圧力とアクチュエータ側圧力は、パイロット管路ではなく電気信号により入力されてもよい。
　また、アキュムレータ６０には、バケットシリンダ８側の油圧回路からも蓄圧できるようにバイパス油路および電磁切換弁を設けてもよい。
　また、油圧回路に設けられるアクチュエータは、一つでもよい。
１　　　　　　　　駆動機構
２　　　　　　　　メイン油圧ポンプ（圧力流体源）
３　　　　　　　　パイロット油圧ポンプ
４，５　　　　　　圧力補償弁
６　　　　　　　　バケット方向切換弁（方向切換弁）
７　　　　　　　　アーム方向切換弁（方向切換弁）
８　　　　　　　　バケットシリンダ（アクチュエータ）
９　　　　　　　　アームシリンダ（アクチュエータ）
１０　　　　　　　バケット油圧リモコン弁
１１　　　　　　　アーム油圧リモコン弁
１２　　　　　　　アンロード弁
１３　　　　　　　リリーフ弁
１５　　　　　　　タンク
１６　　　　　　　シャトル弁
２０　　　　　　　二次圧パイロット管路（パイロット管路）
２２　　　　　　　油路（方向切換弁の圧力流体源側流路）
２５　　　　　　　ヘッド側油路
２６　　　　　　　ロッド側油路
２７　　　　　　　一次圧パイロット管路（パイロット管路）
３７　　　　　　　アキュムレータ
４１　　　　　　　ロードセンシング弁（吐出量制御機構）
４２　　　　　　　斜板制御装置（吐出量制御機構）
４３　　　　　　　斜板
５０　　　　　　　電磁比例減圧弁（調整手段，減圧弁）
６０　　　　　　　アキュムレータ
６１，６２　　　　電磁切換弁
６３～６７　　　　バイパス油路
７０　　　　　　　コントローラ（制御部）
８０，８１　　　　圧力センサ
８２　　　　　　　圧力センサ（圧力検出手段）
１００　　　　　　ショベルローダ
１０８　　　　　　バケット
１０９　　　　　　リフトアーム

Claims (5)

  1. 　圧力流体を供給する圧力流体源と、前記圧力流体源に接続される複数のアクチュエータと、前記圧力流体源から供給される圧力流体の供給先を切り換える方向切換弁と、複数の前記アクチュエータの負荷圧力の内の最大の最高負荷圧力に対し差圧が目標値となるように前記圧力流体源の出力を制御する吐出量制御機構と、を備える流体回路であって、
    　前記アクチュエータからの戻り流体の一部を蓄圧するアキュムレータを備え、
    　前記アキュムレータは、蓄圧された圧力流体を前記方向切換弁の圧力流体源側流路に吐出可能であり、
    　前記アキュムレータの圧力に基づいて前記圧力流体源の制御量を調整する調整手段を備える流体回路。
  2. 　前記アキュムレータから前記方向切換弁の圧力流体源側流路への圧力流体の吐出時に前記調整手段により前記制御量が調整される請求項１に記載の流体回路。
  3. 　前記アキュムレータの圧力を検出する圧力検出手段と、演算回路を有する制御部を備え、
    　前記圧力検出手段により検出される圧力に基づいて前記制御部から出力される電気信号により前記調整手段を作動させる請求項１または２に記載の流体回路。
  4. 　前記吐出量制御機構は、パイロット管路により導かれる前記方向切換弁の圧力流体源側圧力とアクチュエータ側圧力の差圧により開度調整を行うロードセンシング弁を備え、
    　前記方向切換弁のアクチュエータ側圧力を導く前記パイロット管路に前記調整手段としての減圧弁が設けられている請求項１ないし３のいずれかに記載の流体回路。
  5. 　少なくとも前記方向切換弁の圧力流体源側圧力およびアクチュエータ側圧力と、前記アキュムレータの圧力に基づいて前記減圧弁における減圧量を調整できる請求項４に記載の流体回路。
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