(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
可変ポンプと、該可変ポンプの吐出油によって駆動される複数の油圧アクチュエータと、該複数のアクチュエータのそれぞれに流入する圧油を制御可能にされた流量調節機能を有する複数の方向制御弁及び各方向制御弁のそれぞれの圧力補償をする複数の圧力補償弁と、前記可変ポンプ吐出圧力（Ｐｄ）とアクチュエータの最高負荷圧力（Ｐｍ）との差圧に等しい二次圧力（Ｐｃ＝Ｐｄ−Ｐｍ）を発生する差圧制御弁と、該可変ポンプの吐出油を該可変ポンプの押しのけ容積変更手段に連通させるポンプ流量調整弁と、を有し、各前記圧力補償弁は圧力補償弁を閉じる方向に圧力補償弁の下流側の圧力（Ｐｚ）を作用させ、圧力補償弁を開く方向に該差圧制御弁から出力される二次圧力（Ｐｃ）及び方向制御弁の下流側圧力であるアクチュエータ負荷圧力（ＰＬ）を圧力補償弁を開く方向にそれぞれ作用させて前記圧力補償をするようにした油圧駆動装置において、該ポンプ流量調整弁のスプリングの作用力を該ポンプ流量調整弁を閉じ該可変ポンプの押しのけ容積を増大させる方向に作用させ、該二次圧力（Ｐｃ）を油路を介して該ポンプ流量調整弁を開き該可変ポンプの押しのけ容積を減少させるよう作用させるようにしたことを特徴とする油圧駆動装置。
【請求項２】
請求項１記載の油圧駆動装置において、前記圧力補償弁の少なくとも１は、そのアクチュエータ自身の自己の負荷圧力の増加に応じてそのアクチュエータに通じる圧力補償弁の流量を減少するようにしたことを特徴とする油圧駆動装置。
【請求項３】
請求項２記載の油圧駆動装置において、各前記圧力補償弁の少なくとも１は対応する各前記方向制御弁の上流側に設けられ、該圧力補償弁は第１の油室の第１の受圧面積に自身の下流側の出口圧力を弁を閉じる方向に作用させ、第２の油室の第２の受圧面積に前記二次圧力を弁を開く方向に作用させ、そして第３の油室の第３の受圧面積に各前記アクチュエータの負荷圧力を弁を開く方向に作用させ、そして、前記第２の受圧面積と前記第３の受圧面積とをほぼ同じとし、かつ前記第１の受圧面積を前記第３の受圧面積より大きくしたことを特徴とする油圧駆動装置。
【請求項４】
請求項３記載の油圧駆動装置において、前記圧力補償弁の前記第３の受圧面積を前記第１の受圧面積で除した値が  ０．９９〜０．９５（９９〜９５％）であることを特徴とする油圧駆動装置。
【請求項５】
請求項３記載の油圧駆動装置において、油圧走行車両の一対のクローラを回転駆動させる２個の走行モータでは、前記複数のアクチュエータのうちの少なくとも２個のアクチュエータがアクチュエータの負荷圧力に拘わらず同期して駆動する必要があるため、前記２個のアクチュエータに通ずる２個の前記圧力補償弁の前記第３の受圧面積を前記第１の受圧面積で除した値をそれぞれ等しくしたことを特徴とする油圧駆動装置。
【請求項６】
請求項３記載の油圧駆動装置において、前記複数の油圧アクチュエータのうちの少なくとも２個のアクチュエータのうちの第１のアクチュエータの負荷圧力が他方の第２のアクチュエータの負荷圧力より極めて大きい負荷特性の場合、高負荷側のアクチュエータに通ずる高負荷特性側圧力補償弁の前記第３の受圧面積を前記第１の受圧面積で除した値を、低負荷側アクチュエータに通ずる低負荷側圧力補償弁の前記第３の受圧面積を前記第１の受圧面積で除した値より、大きくしたことを特徴とする油圧駆動装置。
【請求項７】
請求項６記載の油圧駆動装置において、前記低負荷側アクチュエータの圧力補償弁の第３の受圧面積を第１の受圧面積で除した値が１〜０．９８、前記高負荷側アクチュエータの圧力補償弁の第３の受圧面積を第１の受圧面積で除した値が０．９７〜０．９４であることを特徴とする油圧駆動装置。
【請求項８】
請求項３記載の油圧駆動装置において、前記圧力補償弁は、本体と、該本体に設けた小径本体穴及びそれに続く大径本体穴の２つの内径を有する本体穴に摺動可能にそれぞれ嵌合する小径部及び第１及び第２のの大径ランドを有するスプールと、該本体穴に沿って該本体に順次設けれれたアクチュエータの負荷圧力ポート、二次圧力ポート、出口ポート、ポンプ吐出油路と連通する入口ポート及びタンクポートとを有し、該小径本体穴に嵌合する該スプールの一端に設けた前記小径部はスプリングを介して本体穴端面に当接可能にかつ該本体穴との間で該負荷圧力ポートに通じる該第３の油室を形成しそして該スプールの他端は該タンクポートに通じるタンク油室を形成し、該スプールの該小径部と該第１の大径ランドとの接合部を囲む該大径本体穴内に該二次圧力ポートに通じる該第２の油室を形成し、該スプールの他端に設けられた軸方向穴にピストンが油密に入れ子式に摺動可能に挿入されかつ該ピストンの他端はもう一方の本体穴端面に当接可能にされて該タンク油室内に位置し、該軸方向穴内の該スプールと該ピストンとの間にパイロット油路を介して該出口ポートに通じる該第１の油室を形成しており、該第１の油室の第１の受圧面積Ａ１は該ピストンの断面積により、該第２の油室の第２の受圧面積Ａ２は該大径本体穴断面積から該小径穴断面積を引いた面積により、そして該第３の油室の第３の受圧面積Ａ３は該小径部断面積により、それぞれ形成させ、かつ該スプールには、該第１の大径ランド部に面する該第２の大径ランドに設けた該出口ポートと入口ポートとの間を絞る開閉可能な絞り部と、を有し、
前記第２の受圧面積Ａ２と前記第３の受圧面積Ａ３とをほぼ同じにし、かつ前記第３の受圧面積Ａ３を前記第１の受圧面積Ａ１より小にし、そのアクチュエータ自身の自己の負荷圧力（ＰＬ）の増加に応じてそのアクチュエータに通じる前記圧力補償弁の流量を減少するようにしたことを特徴とする油圧駆動装置。
【請求項９】
請求項３記載の油圧駆動装置において、前記圧力補償弁は、本体と、該本体に設けた本体穴と、該本体穴に摺動可能に嵌合された第１、第２及び第３の大径ランドを有するスプールと、該本体穴に沿って該本体に順次設けられた二次圧力ポート、アクチュエータの負荷圧力ポート、出口ポート、ポンプ吐出油路と連通する入口ポート、及びタンクポートとを有し、前記スプールの一端に設けられた補助軸方向穴に補助ピストンが油密に入れ子式に摺動可能に挿入されかつ該補助ピストンの他端は該本体穴の端面に当接可能にされて両者間に該二次圧力ポートに通じる該第２油室を形成し、該補助軸方向穴内の前記スプールと該補助ピストンとの間にスプリングが介されかつ補助パイロット油路を介して該負荷圧力ポートに通じる該第３油室を形成し、そして前記スプールの他端は該本体穴の他端面との間にタンクポートに通じるタンク油室を形成し、前記スプールの他端に設けられた軸方向穴にピストンが油密に入れ子式に摺動可能に挿入されかつ該ピストンの他端は該本体穴のもう一方の端面に当接可能にされ該タンク油室内に位置し、該軸方向穴内の前記スプールと該ピストンとの間にパイロット油路を介して該出口圧力ポートに通じる該第１油室を形成し、前記第１油室の第１受圧面積は該ピストンの断面積により、前記第２油室の第２受圧面積は該大径穴断面積から該補助ピストン断面積を引いた面積により、そして前記第３油室の第３受圧面積は該補助ピストン断面積により、それぞれ形成させ、かつ、前記スプールには、該第２の大径ランド部に面する前記第３の大径ランドに設けた前記出口ポートと入口ポート間を絞る開閉可能な絞り部と、を有し、前記第２受圧面積と前記第３受圧面積とをほぼ同じにし、かつ前記第３の受圧面積を前記第１の受圧面積Ａ１より小にしそのアクチュエータ自身の自己の負荷圧力の増加に応じてそのアクチュエータに通じる前記圧力補償弁の流量を減少するようにしたことを特徴とする油圧駆動装置。
【請求項１０】
可変ポンプと、該可変ポンプの吐出油によって駆動される複数の油圧アクチュエータと、該複数のアクチュエータのそれぞれに流入する圧油を制御可能にされた流量調節機能を有する複数の方向制御弁及び各方向制御弁のそれぞれの圧力補償をする複数の圧力補償弁とを有し、各前記圧力補償弁は閉じ方向に圧力補償弁の下流側の圧力（Ｐｚ）及び前記複数のアクチュエータのうちの最高負荷圧力（Ｐｍ）をそれぞれ作用させ、圧力補償弁の開方向に圧力補償弁の上流側の圧力であるポンプ吐出圧力（Ｐｄ）及び方向制御弁の下流側圧力であるアクチュエータ負荷圧力（ＰＬ）をそれぞれ作用させて前記圧力補償をし、該可変ポンプの吐出油を該可変ポンプの押しのけ容積変更手段に連通させるポンプ流量調整弁を有し、該最高負荷圧力（Ｐｍ）を油路を介して該ポンプ流量調整弁を閉じ該可変ポンプの押しのけ容積を増大させる方向に該ポンプ流量調整弁のスプリングの作用力とともに作用させ、該ポンプ吐出圧力（Ｐｄ）を別の油路を介して該ポンプ流量調整弁を開き該可変ポンプの押しのけ容積を減少させ方向に作用させるようにされた油圧駆動装置において、
前記圧力補償弁の少なくとも１は、相互に連結された第１ボディと第２ボディとからなるボデイと、該第１ボデイに設けた小径穴と、小径穴に続く中径穴と、該小径穴に嵌合する第１スプールと、該中径穴に嵌合する第２スプールと、該第２ボデイに設けた該中径穴に隣接した大径穴及び大径穴に続く該小径穴と同径の補助小径穴と、該大径穴に嵌合する第１及び第２の大径ランド及び該補助小径穴に嵌合する補助小径部を有する第３スプールと、を有し、該第１スプールと該ボデイ小径穴端面間に前記各スプールを押すスプリングを介し、さらに、該ボデイに沿って順次設けた、ポンプ吐出油路と連通し該小径穴に通じる補助入口ポート、アクチュエータの負荷圧力ラインに連通しかつ該中径穴に通ずるアクチュエータの負荷圧力ポート、該第２スプールと第３スプールとの当接部で該大径穴に通じるタンクポート、該第１及び第２の大径ランド間の該大径穴に通じる出口ポート、該ポンプ吐出油路と連通しかつ該第２の大径ランドに設けた開閉可能な絞り部で絞られるように開口する入口ポート、及び該アクチュエータのうちの最高負荷圧力取出ラインと連通しかつ該第２の大径ランドと該補助小径部との連続部の該大径穴に通ずる最高負荷圧力ポート、とを有し、該補助小径部と該補助小径穴端面間にパイロット油路を介して該出口ポートと連通する油室を設け、そして、前記圧力補償弁は閉じ方向に該出口ポート圧力（Ｐｚ）をパイロット油路を介して該補助小径部の端面（断面積Ｂ１）に、該最高負荷圧力ポートの最高負荷圧力（Ｐｍ）を該第２の大径ランドの断面積から該補助小径部の断面積を差し引いた断面積Ｂ２に、そして逆に該圧力補償弁を開く方向に該補助入口ポートを介して該ポンプ吐出圧力（Ｐｄ）を該第１スプールの断面積Ｂ１に、該負荷圧力ポートのアクチュエータ負荷圧力（ＰＬ）を該第２スプールの断面積から該第１スプールの断面積Ｂ１を差し引いた断面積Ｂ３に、それぞれ作用させ、さらに、前記断面積Ｂ２と前記第１スプールの断面積Ｂ１とをほぼ同じとし（Ｂ１＝Ｂ２）、前記断面積Ｂ３を前記第１スプールの断面積Ｂ１（＝Ｂ２）より小にし（Ｂ１＞Ｂ３）、そのアクチュエータ自身の自己の負荷圧力（ＰＬ）の増加に応じてそのアクチュエータに通じる前記圧力補償弁の流量を減少するようにしたことを特徴とする油圧駆動装置。
【請求項１１】
請求項１０記載の油圧駆動装置において、前記圧力補償弁の前記断面積Ｂ３を前記断面積Ｂ１で除した値が  ０．９９〜０．９５（９９〜９５％）であることを特徴とする油圧駆動装置。
【請求項１２】
請求項１０記載の油圧駆動装置において、油圧走行車両の一対のクローラを回転駆動させる２個の走行モータでは、前記複数のアクチュエータのうちの少なくとも２個のアクチュエータがアクチュエータの負荷圧力に拘わらず同期して駆動する必要があるため、前記２個のアクチュエータに通ずる２個の前記圧力補償弁の前記断面積Ｂ３を前記断面積Ｂ１で除した値をそれぞれ等しくしたことを特徴とする油圧駆動装置。
【請求項１３】
請求項１０記載の油圧駆動装置において、前記複数の油圧アクチュエータのうちの少なくとも２個のアクチュエータのうちの第１のアクチュエータの負荷圧力が他方の第２のアクチュエータの負荷圧力より極めて大きい負荷特性の場合、高負荷側のアクチュエータに通ずる高負荷特性側圧力補償弁の前記断面積Ｂ３を前記断面積Ｂ１で除した値を、低負荷側アクチュエータに通ずる低負荷側圧力補償弁の前記断面積Ｂ３を前記断面積Ｂ１で除した値より、小さくしたことを特徴とする油圧駆動装置。
【請求項１４】
請求項１３記載の油圧駆動装置において、前記低負荷側アクチュエータの圧力補償弁の前記断面積Ｂ３を前記断面積Ｂ１で除した値が１〜０．９８、前記高負荷側アクチュエータの圧力補償弁の前記断面積Ｂ３を前記断面積Ｂ１で除した値が０．９７〜０．９４であることを特徴とする油圧駆動装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は建設機械等で使用される１つの油圧ポンプの吐出油を複数のアクチュエータのそれぞれに流入する圧油を制御可能にされた流量調節機能を有する複数の方向制御弁及び各方向制御弁のそれぞれの圧力補償をする複数の圧力補償弁とを有する油圧駆動装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
この種の油圧駆動装置は建設機械や農業機械用に主として用いられ、負荷圧力に応じて可変ポンプ吐出量を制御するロードセンシング機能を備えたものが使用されている。また、複数のアクチュエータを同時に駆動するとき、各アクチュエータの負荷圧力の差により互いに干渉してアクチュエータの速度変化を生じないように、各アクチュエータへの回路に圧力補償弁を設けることにより、ポンプ吐出量を分流するようにされている。さらに、ポンプ吐出量が複数の駆動アクチュエータの所定要求流量を下まわった場合には、各アクチュエータに適切な比でポンプ吐出量を分配させる機能いわゆるアンチサチュレーション機能を備えたものも使用されている。例えば、かかるアンチサチュレーション機能を備えた特公平４−４８９６７  号公報のものにおいては、ロードセンシング機能はスプリング力と各アクチュエータのうちの最高負荷圧力とをそれぞれ可変ポンプ吐出量を増加させる方向に作用させ、この作用力に対向して可変ポンプ吐出量を減少させる方向に吐出圧力を作用させるようしたポンプ流量制御部を設け、負荷圧力に応じてポンプ吐出量を制御する。一方、例えば特開平４─１９４０９  号公報に記載するように、流量調整機能を有する方向制御弁の下流に圧力補償弁を配置し、圧力補償弁の各制御油室に圧力補償弁を開く方向に圧力補償弁の上流側の圧力（Ｐｄ′）をそれぞれ作用させ、圧力補償弁を絞る方向にアクチュエータの最高負荷圧力（Ｐｍ）をそれぞれ作用させるようにしてアンチサチュレーション機能をもたせるものが開示されている。
また実開平４−１１９６０４号公報では、圧力補償弁の各制御油室に、圧力補償弁を閉じる方向に圧力補償弁の下流側の圧力（Ｐｚ）を作用させ、可変ポンプ吐出圧力（Ｐｄ）とアクチュエータの最高負荷圧力（Ｐｍ）との差圧に対応した二次圧（Ｐｃ＝Ｐｄ−Ｐｍ）を発生する差圧制御弁を設け、圧力補償弁を開く方向にこの差圧制御弁から出力される二次圧力（Ｐｃ）及び方向制御弁の下流側圧力であるアクチュエータ負荷圧力（ＰＬ）を作用させるようにしたものも記載されている。さらに特開平４−５４３０３  号公報第６図には、可変ポンプ吐出圧力（Ｐｄ）とアクチュエータの最高負荷圧力（Ｐｍ）を検知する差圧検出器と、差圧検出器の出力を受けて制御信号を出力する制御装置と、制御装置の制御信号で作動する電磁比例弁が出力する二次圧力（Ｐｃ）によって、アンチサチュレーション機能を確保するものも開示されている。
【０００３】
このような従来のアンチサチュレーション機能を有する圧力補償弁の流量補償域の流量特性は、開き側と閉じ側との釣り合いにより、アクチュエータ負荷圧力（ＰＬ）と方向制御弁の上流側圧力（Ｐｚ）との差圧、即ち、方向制御弁の前後の差圧（ΔＰ：以下方向制御弁差圧という）の関係は、
ΔＰ＝Ｐｚ−ＰＬ＝Ｐｄ−Ｐｍ＝Ｐｃ
で示され、方向制御弁差圧が可変ポンプ吐出圧力とアクチュエータの最高負荷圧力との差圧、即ち二次圧力、に比例した圧力にされている。
しかし、かかる圧力補償を行っている油圧駆動装置において、慣性の大きな負荷を動かした場合には、系が安定せず、ハンチングを伴なった作動をすることが知られている。例えば、建設機械の油圧ショベルを動かす場合に、負荷の大きい旋回モータ、走行モータ、又はブームシリンダのように負荷の大きいシリンダを動かす場合などでは、ハンチングが顕著に表われ、操作性が損なわれるという問題があった。即ち、今、方向制御弁のレバーを一定量だけステップ的に動かし、慣性の大きいアクチュエータすなわち旋回モータ等を動かす場合を考える。まず、方向制御弁の絞りが開かれ、油が流れ込むがアクチュエータの慣性が大きいため、アクチュエータは急には動かないので流量は流れずに負荷圧力が一瞬にして上昇する。負荷圧力が上昇すると、その負荷圧力が圧力補償弁に作用し、圧力補償弁を大きく開く方向に働く。そのため大流量が供給されアクチュエータは急激に加速されることになるが、一旦動き出すと供給される流量は有限であるため、速度は増していくが、加速度は次第に小さくなる。従って急上昇した負荷圧力は加速度の減少に伴ない徐々に小さくなっていくので、圧力補償弁の開度が徐々に小さくなっていき、供給される流量が減少する。一方、アクチュエータは加速度がなくなり一定の速度となると、その速度は初期の大きな加速度により加速されたものであるから、目標とする速度よりもかなり大きいと同時に、その時点での負荷圧力は加速がおさまった後であることからかなり小さくなっているので、今度は圧力補償弁の開度はより小さくなり、それゆえ方向制御弁差圧も小さくなっている。このため流量が減少しアクチュエータが減速し始めることになるが、大きな慣性のため、アクチュエータはその速度を保とうとすることにより、負荷圧力はさらに急激に減少することになる。そこで圧力補償弁の開度は増々小さくなり、アクチュエータの速度はより減少するが、速度がある程度小さくなると逆に、負荷圧力は徐々に回復し、それ故に圧力補償弁の開度は徐々に大きくなっていき、そのうちにアクチュエータの減速は止まり一定の速度となるが、その速度は減速の初期に急激に減少したため、目標とする速度よりかなり小さいと同時に、その時点での負荷圧力は、減速がおさまった後であることから、大きな値に回復しているので圧力補償弁の開度も大きくなっており、それゆえ方向制御弁差圧も大きくなっていることから、今度はアクチュエータが加速し始めることになる。
【０００４】
一旦アクチュエータが加速し始めると前述した最初の状態となる。こうして、急加速と急減速を繰り返す現象はなかなか収束せずハンチングが継続する。実際には、さらに、ポンプ装置側の応答遅れが加わり、もっと複雑な様相を呈する。このように圧力補償を行っている回路においては、慣性の大きな負荷を動かした場合に、系が安定せず、ハンチングが生じ易いという問題があった。しかしながら前述した、特公平４−４８９６７  号公報や実開平４−１１９６０４号公報のものは、圧力補償弁の各制御室に作用する開閉方向の作用圧力が相等しくされており、また、アンチサチュレーション機能を有することが開示されているが、ハンチングの防止については開示も示唆もされていない。特開平４−５４３０３  号公報では、複数のアクチュエータの同時作動時に、圧力補償弁の絞り部によって発生するフローフォースによる流量減少によって生じる圧力補償弁のハンチングや不安定現象をごくわずかな受圧面積でメインポンプの吐出圧力を圧力補償弁が開く方向に作用させ、ポンプの吐出圧力とアクチュエータの負荷圧力との差圧が増加すると、圧力補償弁の出口流量を増加させて、フローフォースをキャンセルしてフローフォースに影響されない出口流量を得るようにしたものが開示されているが、慣性の大きい負荷に対するハンチングの防止については開示も示唆もされていない。
さらに、上記従来技術ではいずれも、最高負荷圧力（Ｐｍ）をバルブ装置から長く細いパイロット油路を介してポンプの押しのけ容積を変更するポンプ流量調整弁を閉じる方向に作用させていた。このため低温時に作動油の粘度が高くなり、ポンプからバルブ装置までの管路での圧力損失が過大なものとなるとバルブ装置内の圧力補償弁の上流側の圧力が前記の圧力損失分だけ低下し、そのため方向制御弁差圧が低下してアクチュエータへの供給流量が大幅に減少した。
また、油圧走行車両の一対のクローラを回転駆動させる２個の走行モータ駆動のように、複数のアクチュエータのうちの少なくとも２個のアクチュエータがアクチュエータの負荷圧力に拘わらず同期して駆動する必要のあるときに、各方向制御弁を同じストロークだけ切換操作すれば、圧力補償弁により各方向制御弁前後の方向制御弁差圧が等しくなるよう制御されるので各走行モータには等しい流量が供給されることになり油圧走行車両は直進走行できるはずであるが、各方向制御弁のスプールの加工誤差があると方向制御弁差圧を等しくしても夫々の方向制御弁の絞り開度が異なることになるので各走行モータに供給される流量は等しくならず、また圧力補償弁の加工誤差による受圧面積の誤差があると、方向制御弁の絞り開度が等しくても、方向制御弁差圧が等しくならないので、油圧走行車両の直進走行が出来なくなるという問題があった。
【０００５】
さらにまた、油圧ショベルの旋回用油圧モータと油圧ブームシリンダーのように、負荷が大きく異なる少なくとも２個の油圧アクチュエータを同時に作動させるとき、同時操作の初期には高負荷側アクチュエータの慣性負荷が過大であるため流入側のアクチュエータポートに過大な圧力が発生し、圧油のほとんどが流入側アクチュエータポートに設置されているオーバロードリリーフ弁よりタンクへ流出し、このため有効吐出流量そのものが減少し、低負荷側油圧アクチュエータであるブームシリンダの駆動速度が極端に遅くなると同時に旋回モータへ流入した圧油のリリーフによる原動機のエネルギー損失が大きくなるという問題があった。その後旋回モータの加速が終了し、定常速度による旋回となると、旋回モータの負荷圧力が急激に低下する。旋回モータ用の圧力補償弁は初期の段階で過大な旋回負荷圧力により、ほぼ全開となっていたが、負荷圧力が急激に低下することでその開度は急激に小さくなる。そのため旋回モータはショックを伴って減速する。その減速に伴いポンプ（有効）吐出量に余裕が出ることにより、ブームの方は逆に加速し、ギクシャクした動きとなるという問題もあった。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
本発明のうち請求項１ないし１４に記載の発明の目的は、従来のかかる問題点を鑑みなされたもので、その目的は、単独操作、複合操作であっても、低負荷側、高負荷側共操作性の良いハンチングの生じない安定した圧力補償弁を有する油圧駆動装置を提供することである。また、単純な構造とし、コスト安で、高い信頼性を得られ、さらには、負荷条件に応じて柔軟に対応できる圧力補償弁を有する油圧駆動装置を提供することにある。  本発明のうち請求項１記載の発明の目的は、低温時に作動油の粘度が高くなり、ポンプからバルブ装置までの管路での圧力損失が過大なものとなり、アクチュエータへの供給流量が大幅に減少することを防止する油圧駆動装置を提供することである。
本発明のうち請求項５及び12記載の発明の目的は、油圧走行車両の一対のクローラを回転駆動させる２個の走行モータでは、複数のアクチュエータのうちの少なくとも２個のアクチュエータがアクチュエータの負荷圧力に拘わらず同期して駆動する必要のあるため、各方向制御弁のスプールの加工誤差、圧力補償弁の加工誤差による受圧面積の誤差があるときにおいても、油圧走行車両の直進走行が得ることができる圧力補償弁を有する油圧制御装置を提供することにある。
本発明のうち請求項６、７、13及び14に記載の発明の目的は、極端に負荷の大きさが異なったアクチュエータを同時に操作しても、小さな負荷側へも、充分に圧油を供給することができ、かつ、極めて大きい負荷特性のアクチュエータの負荷圧力が急激に低下した場合でも、夫々のアクチュエータの速度が急変せずにショックなくスムースな操作を可能とし、かつエネルギー損失や原動機の負担を減少することができる圧力補償弁を有する油圧駆動装置を提供することにある。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
このために、本発明の第１発明によると、請求項２、１０記載の発明のように、可変ポンプと、該可変ポンプの吐出油によって駆動される複数の油圧アクチュエータと、該複数のアクチュエータのそれぞれに流入する圧油を制御可能にされた流量調節機能を有する複数の方向制御弁及び各方向制御弁のそれぞれの圧力補償をする複数の圧力補償弁とを有し、各前記圧力補償弁は閉じ方向に圧力補償弁の下流側の圧力（Ｐｚ）及び前記複数のアクチュエータのうちの最高負荷圧力（Ｐｍ）をそれぞれ作用させ、圧力補償弁の開方向に圧力補償弁の上流側の圧力であるポンプ吐出圧力（Ｐｄ）及び方向制御弁の下流側圧力であるアクチュエータ負荷圧力（ＰＬ）をそれぞれ作用させて前記圧力補償をし、該可変ポンプの吐出油を該可変ポンプの押しのけ容積変更手段に連通させるポンプ流量調整弁を有し、該最高負荷圧力（Ｐｍ）を油路を介して該ポンプ流量調整弁を閉じ該可変ポンプの押しのけ容積を増大させる方向に該ポンプ流量調整弁のスプリングの作用力とともに作用させ、ポンプ吐出圧力（Ｐｄ）を別の油路を介して該ポンプ流量調整弁を開き該可変ポンプの押しのけ容積を減少させる方向に作用させるようにされた油圧駆動装置において、
前記圧力補償弁の少なくとも１は、そのアクチュエータ自身の自己の負荷圧力の増加に応じてそのアクチュエータに通じる圧力補償弁の少なくとも１の流量を減少するようにしたことを特徴とする油圧駆動装置を提供することによって上記課題を解決した。
【０００８】
【発明の効果】
かかる請求項２、１０記載の構成により、前記圧力補償弁の少なくとも１は、そのアクチュエータ自身の自己の負荷圧力の増加に応じてそのアクチュエータに通じる流量を減少するように即ち方向制御弁差圧が減少するようにしたので、自己負荷圧力の急激な変動があってもアクチュエータ負荷圧力が減衰し油圧制御系が安定し、アクチュエータの最高負荷圧力や前記可変ポンプ吐出圧力に影響を受けない圧力補償弁の圧力補償特性が得られ、単独操作、複合操作のいずれであっても、低負荷側、高負荷側共ハンチングの生じない安定した操作性が得られるという従来例にない優れた効果を奏するものとなった。さらに圧力補償弁の圧力補償特性は圧力補償弁の内部の部品を変更するだけで、そのアクチュエータ自身の自己の負荷圧力の増大に応じて圧力補償弁の流量を減少させる程度を示すいわゆる右下り特性を容易に設定でき、そのアクチュエータ自身の自己の負荷特性に応じてハンチングを生じないような右下り特性を得ることができる。又圧力補償弁の構造そのものが単純であることから厳しい精度が要求されることがなく、コスト安にしかも高い信頼性が得られるものとなった。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
本発明の第２発明によると、請求項１記載の発明のように、可変ポンプと、該可変ポンプの吐出油によって駆動される複数の油圧アクチュエータと、該複数のアクチュエータのそれぞれに流入する圧油を制御可能にされた流量調節機能を有する複数の方向制御弁及び各方向制御弁のそれぞれの圧力補償をする複数の圧力補償弁と、前記可変ポンプ吐出圧力（Ｐｄ）とアクチュエータの最高負荷圧力（Ｐｍ）との差圧に等しい二次圧力（Ｐｃ＝Ｐｄ−Ｐｍ）を発生する差圧制御弁と、該可変ポンプの吐出油を該可変ポンプの押しのけ容積変更手段に連通させるポンプ流量調整弁と、を有し、各前記圧力補償弁は圧力補償弁を閉じる方向に圧力補償弁の下流側の圧力（Ｐｚ）を作用させ、圧力補償弁を開く方向に該差圧制御弁から出力される二次圧力（Ｐｃ）及び方向制御弁の下流側圧力であるアクチュエータ負荷圧力（ＰＬ）をそれぞれ作用させて前記圧力補償をするようにした油圧駆動装置において、
該ポンプ流量調整弁のスプリングの作用力を該ポンプ流量調整弁を閉じ該可変ポンプの押しのけ容積を増大させる方向に作用させ、該二次圧力（Ｐｃ）を油路を介して該可変ポンプのポンプ流量調整弁を開き該可変ポンプの押しのけ容積を減少させる方向に作用させたことを特徴とする油圧駆動装置を提供することによって上記課題を解決した。
【００１０】
【発明の効果】
かかる請求項１記載の発明の構成により、二次圧力（Ｐｃ）を油路を介して可変ポンプのポンプ流量調整弁を開き可変ポンプの押しのけ容積を減少させる方向に作用させるようにしたので、従来技術のように、最高負荷圧力（Ｐｍ）をバルブ装置から長く細いパイロット油路を介してポンプの押しのけ容積変更するポンプ流量調整弁を閉じる方向に作用させ、かつポンプ吐出圧力（Ｐｄ）を別の油路を介し前記ポンプ流量調整弁を開く方向に作用させるものに比べ、本発明の第２発明のものは、低温時に作動油の粘度が高くなり、ポンプからバルブ装置までの管路での圧力損失が過大なものとなった場合においても、油路の二次圧力（Ｐｃ）は、バルブ装置内でのポンプ吐出圧力（Ｐｄ）と最高負荷圧力（Ｐｍ）との差圧に等しい二次圧力（Ｐｃ）を発生させていることから、ポンプ吐出管路の圧力損失の大小に関係なく、バルブ装置内のポンプ吐出油路のポンプ吐出圧力（Ｐｄ）が、最高負荷圧力（Ｐｍ）に対しポンプ流量調整弁のスプリングの作用力に相当する圧力に制御されるため、低温時であっても、従来装置と異なり、流量が大幅に減少することがなく、アクチュエータの速度が遅くなることがない。
【００１１】
さらに好ましくは、請求項３、４、８ないし９に記載の発明のように、請求項２記載の発明において、該圧力補償弁の少なくとも１の、そのアクチュエータ自身の自己の負荷圧力の増加に応じてそのアクチュエータに通じる流量を減少するようにさせ、前記圧力補償弁は対応する各前記方向制御弁の上流側に設けられ、該圧力補償弁は第１の油室の第１の受圧面積に自身の下流側の出口圧力を弁を閉じる方向に作用させ、第２の油室の第２の受圧面積に前記二次圧力を弁を開く方向に作用させ、そして第３の油室の第３の受圧面積に各前記アクチュエータの負荷圧力を弁を開く方向に作用させるようにし、そして前記第２と第３の受圧面積をほぼ同じとしかつ前記第１の受圧面積を前記第３の受圧面積より大きくされている。
【００１２】
請求項５及び12記載の発明のように、油圧走行車両の一対のクローラを回転駆動させる２個の走行モータでは、前記複数のアクチュエータのうちの少なくとも２個のアクチュエータがアクチュエータの負荷圧力に拘わらず同期して駆動する必要があるため、前記２個のアクチュエータに通ずる２個の前記圧力補償弁の前記第３の受圧面積を前記第１の受圧面積で除した値をそれぞれ等しくすることが望ましい。これにより、左右の走行モータへの供給流量が変化して回転数に差がでると、流量の多い方の負荷圧力が上昇するが、負荷圧力の増加に応じて圧力補償弁の流量が減少するようにされており、かつ左右一対の走行モータの圧力補償弁の流量特性を互いに等しくしたので、方向制御弁のスプールの加工誤差、圧力補償弁の加工誤差による受圧面積の誤差があるときにおいても、かかる誤差は一方の流量の多い方の負荷圧力を上昇させる。吐出圧力と最高負荷圧力との差圧は一定であるから、負荷圧力の上昇により、流量の多い方の圧力補償弁は、方向制御弁差圧を小さくして流量を減じる方向に働くので、流入量が減少し、流量の多い方の走行モータの回転が落ちる。他方の走行モータにおいては、負荷圧力及び吐出圧力と最高負荷圧力との差圧は変化しないので、流量も変化せず、回転数も変化しないので、良好な走行直進性を確保するものとなった。一方、方向転換する場合には、やはり、流量の多い方の走行モータの負荷圧力が上がり、直進性を保持するように働くが、方向転換時には方向制御弁の開度は左右で大きく異なるので補正しきれずに直線性を保てずに、各方向制御弁の操作ストロークに応じて流量が各走行モータに供給され方向転換できる。本発明では、本来の圧力補償弁の改良の他に特別な付属のバルブを必要としないので、バルブ全体の寸法が大きくならないとともに、コストも安く、同時に、使い勝手も良いという優れた効果を奏する。好ましくは、流量の減少率を大きくすると、直進時に過剰に補正され蛇行しやすくなり、また、方向転換時に直進性を保持しようとして、操作しにくくなったりし、逆に流量の減少率が小さいと、補正ができず直進性が確保できないことになるため、前記圧力補償弁の前記第３の受圧面積を前記第１の受圧面積で除した値が  ０．９９〜０．９５（９９〜９５％）であることが望ましい。
【００１３】
さらに好ましくは、請求項３記載の発明のように、請求項２記載の油圧駆動装置において、前記圧力補償弁の少なくとも１は対応する各前記方向制御弁の上流側に設けられ、該圧力補償弁は第１の油室の第１の受圧面積に自身の下流側の出口圧力を弁を閉じる方向に作用させ、第２の油室の第２の受圧面積に前記二次圧力を弁を開く方向に作用させ、そして第３の油室の第３の受圧面積に各前記アクチュエータの負荷圧力を弁を開く方向に作用させるようにし、そして前記第２と第３の受圧面積をほぼ同じとしかつ前記第１の受圧面積を前記第３の受圧面積より大きくされている油圧駆動装置において、前記複数の油圧アクチュエータのうちの少なくとも２個のアクチュエータのうちの第１のアクチュエータの負荷圧力が他方の第２のアクチュエータの負荷圧力より極めて大きい負荷特性の場合、高負荷側のアクチュエータに通ずる高負荷側圧力補償弁の前記第３の受圧面積を前記第１の受圧面積で除した値を、低負荷側アクチュエータに通ずる低負荷側圧力補償弁の前記第３の受圧面積を前記第１の受圧面積で除した値より、小さくした。かかる構成により、高負荷側アクチュエータの負荷圧力が急上昇した際には、高負荷特性側アクチュエータの流量が減少しその減少した分の流量が低負荷側アクチュエータに供給するようにしたので、低負荷側アクチュエータの速度低下を防止することができる。好ましくは、前記低負荷側アクチュエータの圧力補償弁の第３の受圧面積を第１の受圧面積で除した値が１〜０．９８、前記高負荷特性側アクチュエータの圧力補償弁の第３の受圧面積を第１の受圧面積で除した値が０．９７〜０．９４であることが望ましい。明細書の実体的内容については変更なし。
【００１６】
【発明の実施の形態】
本発明の第１発明の実施形態である油圧駆動装置の油圧回路図について、図１を参照して説明する。エンジン等の原動機１で駆動される可変容量形油圧ポンプ２（以下ポンプという）の吐出油路２３、３に、複数の圧力補償弁４１、４２（うち２個のみ示す）を並列に接続し、各方向制御弁の圧力補償をする各圧力補償弁の出力油路６に夫々チェック弁４０を介して複数のアクチュエータ１０、２０（うち２個のみ示す）それぞれに流入する圧油を制御可能にされた流量調節機能を有する方向制御弁８、１８（うち２個のみ示す）をそれぞれ接続し、それらの方向制御弁の出力側を夫々アクチュエータ１０、２０に接続し、夫々のアクチュエータ１０、２０からの戻り油を再び夫々の方向制御弁８、１８を介してタンク１２へ戻すようにされている。方向制御弁８、１８のアクチュエータ負荷圧力取出ポート７から負荷圧力取出ライン９を介して取り出した負荷圧力は、シャトル弁１３によってアクチュエータ１０、２０のうちの最高負荷圧力（以下最高負荷圧力という）（Ｐｍ）が選択される。圧力補償弁４１、４２は閉じ方向に各圧力補償弁の制御油室に圧力補償弁の下流側の圧力（Ｐｚ）及び最高負荷圧力（Ｐｍ）をそれぞれ作用させ、また、夫々の圧力補償弁４１、４２の開方向に各圧力補償弁の制御油室に圧力補償弁の上流側の圧力であるポンプ吐出圧力（Ｐｄ）及び方向制御弁の下流側圧力であるアクチュエータ負荷圧力（ＰＬ）をそれぞれ作用させるようにしており、圧力補償弁４１、４２はポンプ２の吐出量がアクチュエータ１０、２０の所定要求量を下回った場合には、アクチュエータに適切な比でポンプ２の吐出量を分配するアンチサーチュレーション機能を有する。
【００１７】
さらに、可変ポンプ２の吐出油を可変ポンプの押しのけ容積変更手段１７に連通させるポンプ流量調整弁４５を有し、最高負荷圧力（Ｐｍ）を油路３５を介してポンプ流量調整弁４５を閉じ可変ポンプ２の押しのけ容積を増大させる方向にポンプ流量調整弁のスプリング４６との作用力と共に作用させ、ポンプ吐出圧力（Ｐｄ）を別の油路２３′を介してポンプ流量調整弁４５を開き可変ポンプ２の押しのけ容積を減少させる方向に作用させ、ポンプ吐出圧力Ｐｄと、最高負荷圧力Ｐｍとスプリング４６とであらかじめ設定された作用力と、をつり合わせることにより、ポンプ吐出圧力Ｐｄの作用力が、最高負荷圧力Ｐｍとスプリング４６との作用力、よりも大きい場合は、可変ポンプ２の押しのけ容積を小さくするように、逆にポンプ吐出圧力Ｐｄの作用力が、最高負荷圧力Ｐｍとスプリング４６との作用力、よりも小さい場合は、ポンプ２の押しのけ容積を大きくするように制御されており、これにより（最高）負荷圧力に応じて可変ポンプ２の吐出量を制御するロードセンシング機能を有する。本発明の第１発明では、図１に示す油圧駆動装置において、各アクチュエータの負荷圧力の増加に応じてそのアクチュエータに通じる圧力補償弁４１、４２の少なくとも１の流量を減少するようにしたものである。
【００１８】
かかる構成により、本発明第１発明では圧力補償弁４１、４２の少なくとも１の閉方向油室の受圧面積を開方向油室のそれより大きくして、アクチュエータ負荷圧力の増加に応じてそのアクチュエータに通じる圧力補償弁の流量を減少するように即ち方向制御弁差圧が減少するようにしたので、アクチュエータの負荷圧力の急激な変動があってもアクチュエータ負荷圧力が減衰し油圧制御系が安定し、アクチュエータの最高負荷圧力や前記可変ポンプ吐出圧力に影響を受けない圧力補償弁の圧力補償特性が得られ、単独操作、複合操作のいずれであっても、低負荷側、高負荷側共ハンチングの生じない安定した操作性が得られるという従来例にない優れた効果を奏するものとなった。
【００１９】
本発明の第２発明の実施形態である油圧駆動装置の油圧回路図について、図２（ａ）を参照して説明する。図１の実施形態と同様な部分については同じ符号を付し説明の一部を省略する。図２（ａ）の油圧回路図では、シャトル弁１３がアクチュエータ１０、２０のうちの最高負荷圧力（Ｐｍ）を選択し、可変ポンプ吐出圧力（Ｐｄ）と最高負荷圧力（Ｐｍ）との差圧に等しい二次圧力（Ｐｃ）を発生する差圧制御弁３１がバルブ装置２２内に設けられ、各圧力補償弁４、１４は、圧力補償弁を閉じる方向に圧力補償弁の下流側６の出口圧力（Ｐｚ）を作用させ、圧力補償弁４、１４を開く方向に差圧制御弁３１から取り出した二次圧力ライン３２の二次圧力（Ｐｃ）及び方向制御弁の下流側圧力であるアクチュエータ１０、２０から取り出した負荷圧力ライン３４の負荷圧力（ＰＬ）をそれぞれ作用させるようしている。さらに、可変ポンプ２の吐出油を可変ポンプの押しのけ容積変更手段１７に連通させるポンプ流量調整弁３８を有し、ポンプ流量調整弁のスプリング１９の作用力をポンプ流量調整弁を閉じポンプ２の押しのけ容積を増大させるように作用させ、二次圧力Ｐｃを油路３３を介してポンプ流量調整弁３８を開きポンプ２の押しのけ容積が減少するように作用させ、二次圧力Ｐｃとスプリング１９であらかじめ設定された作用力とをつり合わせることにより、二次圧力Ｐｃが作用する力がスプリング１９の作用力よりも大きい場合は、可変ポンプ２の押しのけ容積を小さくするように、二次圧力Ｐｃが、スプリング１９の作用力よりも小さい場合は、ポンプ２の押しのけ容積を大きくするように容積変更手段１７を作動させるロードセンシング機能を有する。
【００２０】
ここで、図２（ａ）の油圧駆動装置の作用を説明すると、夫々の圧力補償弁４、１４で方向制御弁８、１８の上流側６の圧力が、下流側の夫々のアクチュエータの負荷圧力（ＰＬ）と二次圧力（Ｐｃ）との和とつり合うように夫々の圧力補償弁４、１４が作用することから、夫々の方向制御弁差圧は、仮にそれぞれの受圧面積が等しいとすると、アクチュエータの負荷圧に依らず、前記の二次圧力（Ｐｃ）と等しくなる。すなわち、ポンプ吐出圧力（Ｐｄ）とアクチュエータのうちの最高負荷圧力（Ｐｍ）との差圧に等しくなる。さらに、二次圧力（Ｐｃ）は油路３３でポンプ流量調整弁３８へ導びかれ、ポンプ流量調整弁３８のスプリング１９の作用力とつり合っていることから、ポンプ２の吐出圧力（Ｐｄ）は、二次圧力（Ｐｃ）がスプリング１９の作用力に相当する圧力と等しくなるように制御される。このことは、可変ポンプ吐出圧力（Ｐｄ）は、二次圧力（Ｐｃ）とスプリング１９の作用力に相当する圧力分とが等しくなるように制御される。従って、夫々の方向制御弁８、１８の方向制御弁差圧も、スプリング１９の作用力に相当する圧力に制御される。このような構成にすることにより、いま、仮りにポンプ吐出量が不足した場合には、ポンプ吐出圧力（Ｐｄ）とアクチュエータのうちの最高負荷圧力（Ｐｍ）との差圧に等しい二次圧力（Ｐｃ）は、前述のスプリング１９で設定された差圧分を確保することができなくなるため、夫々の方向制御弁差圧も、設定値よりも小さくなるが、方向制御弁差圧は等しくなるので、夫々のアクチュエータ１０、２０への流量は、方向制御弁８、１８の絞り開度の比率に等しい流量に分流されることになり、アンチサチュレーション機能を有することになる。
【００２１】
かかる構成により、本発明の第２発明では、二次圧力（Ｐｃ）をパイロット油路３３を介して可変ポンプ２のポンプ流量調整弁３８を閉じる方向に、そして可変ポンプ２の押しのけ容積を減少させる方向に作用させるようにしたので、従来技術又は図１のように、最高負荷圧力Ｐｍをバルブ装置４３から長く細いパイロット油路３５を介してポンプ流量調整弁４５を閉じる方向に作用させ、かつポンプ吐出圧力Ｐｄをポンプ流量調整弁４５を開く方向に作用させるものに比べ、本発明の第２発明のものは、低温時に作動油の粘度が高くなり、ポンプ２からバルブ装置２２までの管路２３での圧力損失が過大なものとなった場合においても、油路３２の二次圧力（Ｐｃ）は、バルブ装置２２内でのポンプ吐出路３と最高負荷圧力（Ｐｍ）との差圧（Ｐｃ）に対応した圧力を発生させていることから、ポンプ２からバルブ装置２２までのポンプ吐出管路２３の圧力損失の大小に関係なく、バルブ装置２２内のポンプ吐出油路３のポンプ吐出圧力（Ｐｄ）が、アクチュエータの最高負荷圧力に対しスプリング１９の作用力に相当する圧力に制御されるため、低温時であっても、従来装置と異なり、流量が大幅に減少することがなく、アクチュエータの速度が遅くなることがない。
【００２２】
図２（ａ）の実施例油圧回路においても、本発明の第１発明で開示するように、圧力補償弁４、１４の閉方向油室の受圧面積を開方向油室のそれより大きくして、アクチュエータ負荷圧力の増加に応じてそのアクチュエータに通じる圧力補償弁の流量を減少するようにできる。これにより、自己負荷圧力の急激な変動があってもアクチュエータ負荷圧力が減衰し油圧制御系が安定し、アクチュエータの最高負荷圧力や前記可変ポンプ吐出圧力に影響を受けない圧力補償弁の圧力補償特性が得られ、単独操作、複合操作のいずれであっても、低負荷側、高負荷側共ハンチングの生じない安定した操作性が得られるという従来例にない優れた効果を奏するものとなった。
【００２３】
図３を参照すると、図２の油圧駆動装置に使用した圧力補償弁４、１４の実施形態の断面構造図が示されている。圧力補償弁の断面構造自身は４、１４とも同じであるので、ここでは代表して圧力補償弁４で示す。しかしながら後述のように、圧力補償弁４と１４とは、各圧力室の受圧面積を異なるものとすることもできる。圧力補償弁４は、本体  １０１と、本体  １０１に設けた小径本体穴  １１１とそれに続く大径本体穴  １３０の２つの内径を有する本体穴  １２８と、小径本体穴  １１１（内径ｄ３）に摺動可能に嵌合する小径部  １３２及び大径本体穴  １３０（内径ｄ２）と摺動可能に嵌合する第１及び第２の大径ランド  １３３，１３４を有するスプール１１２  と、本体穴  １２８に沿って本体  １０１に順次設けられたアクチュエータの負荷圧力ポート  １０３、二次圧力ポート  １０４、出口ポート  １０５、ポンプ吐出油路と連通する入口ポート  １０２、及びタンクポート  １０６とを有する。小径本体穴  １１１に嵌合するスプール  １１２の一端に設けた小径部  １３２はスプリング  １１８を介して本体穴端面  １２７に当接可能に負荷圧力ポート  １０３に通じる第３の油室  １１９を形成しそしてスプール  １１２の他端  １１４はタンクポート  １０６に通じる油室  １２４を形成する。
【００２４】
スプール  １１２の小径部  １３２と第１の大径ランド  １３３との接合部を囲む大径本体穴  １３０内に二次圧力ポート  １０４に通じる第２の油室  １１３を形成し、スプール  １１２の他端  １１４に設けられた軸方向穴  １１６（内径ｄ１）にピストン  １１７が油密に入れ子式に摺動可能に挿入されかつピストン  １１７の他端はもう一方の本体穴端面  １２６に当接可能にされてタンクポート  １０６に通じるタンク油室  １２４内にある。軸方向穴  １１６内のスプール  １１２とピストン  １１７との間にパイロット油路  １２３を介して出口ポート  １０５に通じる第１の油室  １２１を形成しており、第１の油室  １２１の第１の受圧面積Ａ１はピストン  １１７の断面積により、第２の油室  １１３の第２の受圧面積Ａ２は大径本体穴  １３０断面積から小径穴  １１１断面積を引いた面積により、そして第３の油室  １１９の第３の受圧面積Ａ３は小径部  １３２断面積により、それぞれ形成させ、かつスプール  １１２には、第１の大径ランド部  １３３に面する第２の大径ランド  １３４に設けた出口ポート  １０５と入口ポート  １０２間を絞る開閉可能な絞り部  １１５とを有する。    出口ポート  １０５に通じる第１の油室  １２１には出口圧力Ｐｚがスプール  １１２を図で見て左方向に絞り部  １１５を閉じる方向に作用し、第２の油室  １１３の第２の受圧面積Ａ２には二次圧力Ｐｃがスプール  １１２を図で見て右方向に絞り部  １１５を開く方向に作用し、そして第３の油室  １１９の第３の受圧面積Ａ３には負荷圧力ＰＬがスプール  １１２を図で見て右方向に絞り部  １１５を開く方向に作用する。
【００２５】
図３の実施態様では、第３の受圧面積Ａ３と第２の受圧面積Ａ２がほぼ等しくなるようにされ、スプール  １１２小径部  １３２の外径ｄ３をピストン  １１７の外径ｄ１に対しやや小さく（ｄ３＜ｄ１）して第３の受圧面積Ａ３が第１の受圧面積Ａ１より小さくされている。また、スプール  １１２は、図３で見て、左方向へ最大ストロークした場合は、スプールの左端面が第３の油室  １１９の本体左端面  １２７に当接し、絞り部  １１５を閉じるようにされている。逆に右方向へ最大ストロークした場合は、スプールの右端面  １１４及びピストン  １１７の右端面が本体穴右端面  １２６に当接し、絞り部  １１５は全開となるようにされている。スプール１１２の中間のストロークでは、スプールの絞り部  １１５によりスプールの右方向へのストローク量に比例して、開度が比例的に増加するようにされている。なお、スプリング  １１８は、方向制御弁８、１８が操作されていない時にスプール  １１２を右方向へストロークさせ、絞り部  １１５を開いておくためのものであり、その作用力は極く弱いものである。また図３は作動原理を概念的に示すためのものであり、本体穴  １２８の両端は開放されていないが、実際には本体穴を図示しない段付きの通し穴もしくは右側面からの加工穴として構成し、図示しないねじプラグ等の方法で閉止する構造とすることができる。
【００２６】
次に図３の実施形態についてその作用を説明する。圧力補償弁のスプール  １１２に作用する力のバランスを考える。まず、スプール  １１２を同図右方向すなわち、絞り部  １１５を開く方向に作用する力は、負荷圧力をＰＬ、ポンプ吐出圧力をＰｄ、最高負荷圧力をＰｍ、二次圧力をＰｃ（Ｐｃ＝Ｐｄ−Ｐｍ）とすると、
（Ａ３・ＰＬ）＋（Ａ２・Ｐｃ）………（１）
逆に同図左方向、すなわち絞り部  １１５を閉じ方向に作用する力は、方向制御弁上流側６、即ち出口ポート  １０５の出口圧力をＰｚとすると、
（Ａ１・Ｐｚ）………（２）
となる。ここで圧力補償弁の制御時は両方向の力がつり合っているので（１）式と（２）式は等しいから
（Ａ３・ＰＬ）＋（Ａ２・Ｐｃ）＝（Ａ１・Ｐｚ）………（３）
なる関係が成立する。但しスプリング  １１８の作用力はごく弱いため無視する。
仮にここでスプール小径部外径ｄ３とピストン  １１７の外径ｄ１が等しいとすると、Ａ３＝Ａ１となり、（３）式より方向制御弁差圧ΔＰ＝（Ｐｚ−ＰＬ）は、
ΔＰ＝（Ｐｚ−ＰＬ）＝（Ａ２／Ａ３）・Ｐｃ………（４）
となる。従って方向制御弁差圧ΔＰは、二次圧力Ｐｃと、スプール  １１２の外径ｄ２と外径ｄ３とピストン  １１７の外径ｄ１の寸法により一定値に決定されるから、個々の負荷圧力ＰＬによらず常に一定の値となる。なお、サチュレーション状態では、二次圧力Ｐｃがその状況に応じて小さくなり、方向制御弁差圧も小さくなるが、前述したように、差圧はそれぞれ等しいので、夫々のアクチュエータ１０、２０への流量は、方向制御弁８、１８の絞り開度の比率に等しい流量に分流されることになり、アンチサチュレーション機能を有することとなり、夫々のアクチュエータ１０、２０への流量は、個々の負荷圧力ＰＬの影響は受けない。なお、第３の受圧面積Ａ３と第２の受圧面積Ａ２は等しくても等しくなくてもよい。仮に、Ａ２＝Ａ３の場合はΔＰ＝Ｐｃであり、Ａ２≠Ａ３の場合は（４）式に示すようにＡ２とＡ３の比率によってΔＰの絶対値を種々変更できる。なお、第１の受圧面積は第３の受圧面積との関係で決定される。
【００２７】
さて、本発明の第１発明においては、ピストン  １１７の外径ｄ１をスプール  １１２の小径部外径ｄ３に対しやや大きく（ｄ１＞ｄ３）している。従って、Ａ３＝ｋ・Ａ１（但しｋ＜１）として（３）式に代入すると
ｋ・Ａ１・ＰＬ＋Ａ２・Ｐｃ＝Ａ１・Ｐｚ………（５）
（５）式において便宜上、ｋ＝｛１−（１−ｋ）｝とおくと、
｛１−（１−ｋ）｝・Ａ１・ＰＬ＋Ａ２・Ｐｃ＝Ａ１・Ｐｚ
となり、変形して、
Ａ１・ＰＬ−Ａ１・（１−ｋ）・ＰＬ＋Ａ２・Ｐｃ＝Ａ１・Ｐｚ
ＰＬ−（１−ｋ）・ＰＬ＋（Ａ２／Ａ１）・Ｐｃ＝Ｐｚ
−（１−ｋ）・ＰＬ＋（Ａ２／Ａ１）・Ｐｃ＝Ｐｚ−ＰＬ
よって方向制御弁差圧ΔＰは
ΔＰ＝（Ｐｚ−ＰＬ）＝（Ａ２／Ａ１）・Ｐｃ−（１−ｋ）・ＰＬ………（６）
または、Ａ１＝Ａ３／ｋを代入すると。
ΔＰ＝〔（ｋ・Ａ２）／Ａ３〕・Ｐｃ−（１−ｋ）・ＰＬ………（７）
を得る。ここでは、定数ｋは１より小さい値であるから、（６）、（７）式の右辺の第２項は負の値となる。（６）、（７）式によれば、方向制御弁差圧ΔＰは二次圧力Ｐｃ及びアクチュエータ負荷圧力ＰＬの一次式となり、かつアクチュエータ負荷圧力ＰＬの増大に応じて、夫々の方向制御弁差圧ΔＰが減少し流量が減少する。即ち、アクチュエータ負荷圧力ＰＬの増大に応じて流量が減少する右下りの圧力補償特性が得られる。
これは一の方向制御弁のみを操作した場合であっても、二以上の方向制御弁を同時に操作した場合であっても、ポンプの最大吐出量が全てのアクチュエータの必要流量以上の条件、即ちサチュレーション状態に至っていない場合であれば常に成立する。即ち、この状態では、前述したように二次圧力Ｐｃはスプリング１９の作用力で設定した一定の圧力に保たれることになる。それに対して負荷圧力ＰＬは各々のアクチュエータ負荷圧力であるため、他のアクチュエータ負荷圧力やアクチュエータの最高負荷圧力又はポンプ吐出圧力によらず一貫してそれぞれのアクチュエータ負荷圧力のみに依存した右下がりの圧力補償特性が得られる。一方、ポンプ吐出量が不足したサチュレーション状態においては、二次圧力Ｐｃはスプリング１９で設定した作用力より小さな圧力Ｐｃ′となり、そのＰｃ′の大きさは流量の不足度合いにより左右され一定の値にならない。しかし、全ての圧力補償弁には等しい二次圧力Ｐｃ′が作用しており、ポンプの吐出量の全てが各々のアクチュエータに適切な比率で分配されることになる。
また、仮に一の方向制御弁のみが操作されサチュレーション状態になった場合は当然のことながらアクチュエータ負荷圧力ＰＬによらず全ての吐出量が一のアクチュエータに流れることになる。
【００２８】
次に二個の方向制御弁を操作しサチュレーション状態に至った場合について述べる。説明を簡単にするため双方の方向制御弁の開度には変化がないものとし、この状態で一方の側のアクチュエータの負荷圧力のみが上昇し他方の側の負荷圧力には変化がないものとする。負荷圧力が上昇した側の方向制御弁差圧ΔＰは（６）、（７）式によりアクチュエータ負荷圧力ＰＬの上昇に伴い減少する。但し第１項の差圧は小さな圧力Ｐｃ′であるため流量そのものは小さい。負荷圧力が変化しない他方の側の方向制御弁差圧はアクチュエータ負荷圧力ＰＬが変化しないため（６）（７）式の第２項には変化がないが、負荷圧力が上昇した側の流量減少により全体的に流量に余裕が生じ二次圧Ｐｃ′が上昇するため第１項が大きくなり、方向制御弁差圧が大きくなり流量が増加する。言い換えれば、全体としてポンプ吐出量の全てはアクチュエータに分配され、負荷圧力が上昇した側の流量が減少した分だけ負荷圧力が変化しない側の流量が増加する。従ってサチュレーション状態では負荷圧力が変化しない側の流量が負荷圧力が上昇する側の負荷圧力により自己の負荷圧力が一定であるにも係わらず増加することになるが、元来サチュレーション状態では要求される流量に対して実際に流れる流量が不足しているため目標速度に対するオーバシュートが発生しないためこの特性はハンチングの原因とはなりえない。むしろ負荷圧力が上昇しない側の流量が増加するのは不足している流量を補いより目標に近い速度にできるという利点が生じる。
【００２９】
一方、他方の負荷圧力が減少した場合は上記とは逆の現象が起きる。すなわち、負荷圧力の減少した側は流量が増加し負荷圧力が一定の側は流量が減少するということになる。また、負荷圧力の変動が同じ割合で上昇又は下降した場合はそれぞれの流量の分流比は変化のないまま推移することになる。これは、三以上の方向制御弁を同時に操作した場合にも成立する。このように、ポンプ吐出量が充分な場合であっても、サチュレーション状態であっても本発明によればハンチングの生じない常に安定した制御性が得られる。
さらに、当然のことながら、定数ｋの値を変えることによって圧力補償特性を任意の値に設定することが可能となる。すなわち、ｋの値を小さくすればする程、圧力補償弁の右下りの度合いが大きくなる。これは、各々のアクチュエータの負荷特性に応じて、右下りの度合を設定できることを意味する。しかも、その設定は、具体的にはピストン  １１７の外径ｄ１を変えるだけで済み、本体  １０１そのものを変える必要はなく、簡単に変更可能である。
なお、定数ｋの値は、実際の装置に合わせて決定されるが、ハンチングを起きやすいアクチュエータにおいては、補償流量の減少率が小さいとハンチングしやすくなり、減少率が大きいと本来の流量を一定とする圧力補償機能を得られないので、０．９９＞ｋ＞０．９５（０．９９〜９５％）程度が適当である。このように、右下がりの度合いばかりでなく、同一の本体で種々のｋの値を簡単に得られるので、負荷条件に応じた種々の圧力補償弁が簡単に得られる。
【００３０】
図７（ａ）に示すように、図２（ａ）に示す回路を有する油圧駆動装置において、油圧走行車両の一対のクローラを回転駆動させる２個の走行モータ１５、１５′駆動のように、複数のアクチュエータのうちの少なくとも２個のアクチュエータ１５、１５′がアクチュエータの負荷圧力に拘わらず同期して駆動する必要のあるときに、前記２個のアクチュエータ１５、１５′に通ずる２個の圧力補償弁２８、２９の第３の受圧面積Ａ３を第１の受圧面積Ａ１で除した値をそれぞれ等しくすることが望ましい。かかる構成により、左右の走行モータ１５、１５′の供給流量が変化して回転数に差がでると、供給流量の多い方の負荷圧力が上昇するが、負荷圧力の増加に応じて圧力補償弁の流量が減少するようにされており、かつ左右一対の走行モータの圧力補償弁の流量特性を互いに等しくしたので、方向制御弁８、１８のスプールの加工誤差、圧力補償弁の加工誤差による受圧面積の誤差があるときにおいても、かかる誤差は一方の流量の多い方の負荷圧力ＰＬを上昇させる。ここで吐出圧力Ｐｄと最高負荷圧力Ｐｍとの差圧Ｐｃは一定であるから、負荷圧力の上昇により、流量の多い方の圧力補償弁は、方向制御弁差圧を小さくして流量を減じる方向に働くので、流入量が減少し、流量の多い方の走行モータの回転が落ちる。他方の走行モータにおいては、負荷圧力及び吐出圧力と最高負荷圧力との差圧は変化しないので、流量も変化せず、回転数も変化しないので、良好な走行直進性を確保するものとなった。一方、方向転換する場合には、やはり、流量の多い方の走行モータの負荷圧力が上がり、直進性を保持するように働くが、方向転換時には方向制御弁の開度は左右で大きく異なるので補正しきれずに直線性を保てずに、各方向制御弁の操作ストロークに応じて流量が各走行モータに供給され方向転換できる。本発明では、本来の圧力補償弁の改良の他に特別な付属のバルブを必要としないので、バルブ全体の寸法が大きくならないとともに、コストも安く、同時に、使い勝手も良いという優れた効果を奏する。
【００３１】
好ましくは、流量の減少率を大きくすると、直進時に過剰に補正され蛇行しやすくなり、また、方向転換時に直進性を保持しようとして、操作しにくくなったりし、逆に流量の減少率が小さいと、補正ができず直進性が確保できないことになるため、前記圧力補償弁の前記第３の受圧面積を前記第１の受圧面積で除した値が  ０．９９〜０．９５（９９〜９５％）であることが望ましい。
【００３２】
図７（ｂ）に示すように、さらに好ましくは、本発明の第２発明の油圧駆動装置において、複数の油圧アクチュエータのうちの少なくとも２個のアクチュエータ１１、２５のうちの旋回用油圧モータのような高負荷側アクチュエータ２５の負荷圧力が他方のブーム用油圧シリンダのような低負荷側アクチュエータ１１の負荷圧力より極めて大きい負荷特性の場合、好ましくは、高負荷側のアクチュエータ２５に通ずる高負荷側圧力補償弁３６の第３の受圧面積Ａ３を前記第１の受圧面積Ａ１で除した値を、低負荷側アクチュエータ１１に通ずる低負荷側圧力補償弁３０の前記第３の受圧面積Ａ３を前記第１の受圧面積Ａ１で除した値より、小さくした。かかる構成により、高負荷特性側アクチュエータ２５の負荷圧力が急上昇した際には、高負荷特性側アクチュエータの流量が減少しその減少した分の流量が低負荷側アクチュエータ１１に供給するようになるので、低負荷側アクチュエータ１１の速度低下を防止することができる。なお好ましくは、低負荷側アクチュエータ１１の圧力補償弁３０の第３の受圧面積Ａ３を第１の受圧面積Ａ１で除した値が１〜０．９８とし、高負荷側アクチュエータ２５の圧力補償弁３６の第３の受圧面積Ａ３を第１の受圧面積Ａ１で除した値が０．９７〜０．９４であることが望ましい。
明細書の実体的内容については変更なし。
【００３３】
さらに、高負荷側アクチュエータ２５の旋回負荷圧力が過大な場合は、圧力補償弁３６の開度は絞られ旋回モータ２５側に供給される流量が減少するので、旋回モータ２５側から図示しないオーバーロードリリーフバルブから流失する無駄なリリーフ流量が少なくなると同時に、旋回モータ２５の負荷圧力そのものの上昇も抑制する。従って、無駄なリリーフ流量が少なくなる分だけ低負荷側アクチュエータ１１であるブーム用油圧シリンダの速度の低下は防止できる。その後旋回モータ２５の速度が増加し加速度が減少するに従い負荷圧力も減少するので徐々に圧力補償弁３６の開度が大きくなり、流量は旋回負荷圧力の減少に伴い徐々に増加していくことになるので緩やかな旋回モータ２５の加速が得られる。さらに、旋回モータの加速が終了し、定常速度による旋回となると、旋回負荷圧力が急激に低下し、ブームシリンダの負荷圧力の方が大きくなる。この時、旋回モータ２５側の圧力補償弁３６の開度は全開ではなく絞りの状態から徐々に開度を増していく途中の過程であって、依然として絞られた状態にある。このため、旋回モータ２５の負荷圧力が急激に低下したとしても、旋回モータ２５側の圧力補償弁３６の開度が急激に小さくなる割合は減少し、旋回モータ２５がショックを伴って減速するということがない。逆に、ブームシリンダ１１側の圧力補償弁３０の開度は、旋回モータ２５の旋回初期段階から二次圧力がある程度確保されているので、比較的大きな開度を確保できていることにより、その後旋回モータの加速が終了し、定常速度による旋回となっても、従来例のように急激に開度が増加することがなく、ショックを伴って加速するということがなくなった。
【００３４】
図４を参照して、図２の油圧駆動装置に使用した図３とは異なる実施形態の圧力補償弁４′について説明する。図３の実施形態と同様な部分については同じ符号を付し説明の一部を省略する。図４の圧力補償弁４′は図３の実施形態に対し、圧力補償弁の開き方向に作用する受圧面積Ａ３、Ａ２の構成を変えたものである。即ち図４では、本体  ２０１側は本体穴  ２２８は大径穴（内径ｄ２）だけとし、本体穴  ２２８には第１、第２及び第３の大径ランド  ２０９、２１０、２１１を有するスプール  ２１２が嵌入されている。そして図３の小径穴  １１１（内径ｄ３）の替わりに外径をｄ３とした補助ピストン  ２１７をスプール  ２１２の外方端  ２１４に設けた補助軸方向穴  ２０２に入れ子式に摺動自在に内挿したものである。本体穴２２８に沿って本体  ２０１に順次設けられた二次圧力ポート  ２０４、アクチュエータの負荷圧力ポート  ２０３、出口ポート  １０５、ポンプ吐出油路と連通する入口ポート  １０２、及びタンクポート  １０６とを有する。補助ピストン  ２１７の外方端は本体穴  ２２８の端面  ２２７に当接可能にされて二次圧力ポート  ２０４に通じる第２の油室  ２１３を形成する。補助軸方向穴  ２０２内のスプール  ２１２と補助ピストン  ２１７との間にスプリング  ２１８が介されかつ補助パイロット油路  ２２３を介して負荷圧力ポート  ２０３に通じる第３の油室  ２２０を形成する。そして第１の油室  １２１の第１の受圧面積Ａ１はピストン  １１７の断面積により、第２の油室  ２１３の第２の受圧面積Ａ２は本体穴  ２２８の断面積から補助ピストン  ２１７の断面積を引いた面積により、そして第３の油室  ２２０の第３の受圧面積Ａ３は補助ピストン  ２１７の断面積により、それぞれ形成させる。
【００３５】
かかる構成によれば、各々の径ｄ１，ｄ２，ｄ３の関係は図３の実施形態と同様にしておけば、二次圧力Ｐｃ、即ちポンプ吐出圧力とアクチュエータの最高負荷圧力との差圧はポンプ流量調整弁３８のスプリング１９の作用力となるので、二次圧力Ｐｃに対して、負荷圧力ＰＬが充分大きいので、補助ピストンは本体穴左端面に押しつけられ図３で示した実施形態と同様の作用が得られる。
【００３６】
なお、図４の実施形態においては、自走負荷のような負荷がマイナスになるなどして二次圧力Ｐｃに対して、負荷圧力ＰＬが小さくなった場合は、補助ピストン  ２１７が本体穴左端面  ２２７より離れてスプール  ２１２を付勢するように働き、負荷圧力ＰＬが作用する受圧面積Ａ３に、二次圧力Ｐｃが作用することとなる。この場合は負荷圧力がＰｃと同一とみなされて制御されることになり、方向制御弁の差圧が若干大きくなり流量がやや多目になる。しかし、段付き穴を有する図３の実施形態に対して、図４の実施形態においては、穴加工を段付きにする必要がなく加工が容易となる利点があり、また、二次圧力Ｐｃはもともと小さいため二次圧力Ｐｃが補助ピストン外方端面に作用することに起因する実使用上の問題が少なく、さらに、負荷圧力そのものが常にある一定以上の圧力である装置にはより適したものとなる。
【００３７】
以上、図３及び図４に示す圧力補償弁４、４′は図２及び図７に使用されるものとして説明したが、本発明の油圧駆動装置に使用される圧力補償弁４、４′は図２及び図７の回路例以外にも、適用可能である。すなわち、前述のように開き方向に負荷圧力ＰＬと二次圧力Ｐｃが作用し、閉じ方向に方向制御弁の上流側圧力（圧力補償弁の下流側）Ｐｚが作用し、制御している形態の圧力補償弁であればよい。例えば図２（ｂ）に示す回路に使用できる。
【００３８】
そこでは図２（ａ）に示すポンプ制御回路に二次圧Ｐｃをパイロット油路３３を介して作用させる代わりに、図２（ｂ）では（図１で示すような）可変ポンプ２の吐出油を可変ポンプの押しのけ容積変更手段１７に連通させるポンプ流量調整弁４５を有し、最高負荷圧力（Ｐｍ）を油路３５を介してポンプ流量調整弁４５を閉じ可変ポンプ２の押しのけ容積を増大させる方向に作用させ、ポンプ吐出圧力（Ｐｄ）を別の油路２３′を介してポンプ流量調整弁４５を開き可変ポンプ２の押しのけ容積を減少させる方向に作用させ、ポンプ吐出圧力Ｐｄの作用力を、最高負荷圧力Ｐｍとスプリング４６とであらかじめ設定された作用力と、をつり合わせることにしてもよい。
【００３９】
図２（ｃ）に示すように、図２（ａ）において、二次圧力Ｐｃを生成するものとして、ポンプ吐出圧力取出ライン２３′からの可変ポンプ吐出圧力（Ｐｄ）と最高負荷圧力取出ライン１６からのアクチュエータの最高負荷圧力（Ｐｍ）との差圧を差圧検出器６０で検出し、差圧検出器６０の出力を制御装置６１に入力して制御信号６２を発生させかつ出力させ、制御信号６２で作動する電磁比例弁６３が出力する二次圧力（Ｐｃ）によって、アンチサチュレーション機能を確保してもよい。６４はパイロットポンプである。
【００４０】
図６は図２（ａ）とは異なる油圧駆動装置の実施形態を示す油圧回路図で、方向制御弁の下流側に圧力補償弁を配置した点は、特開平４−１９４０９号公報と同様である。図２（ａ）と同様の部分については同じ符号を付し説明の一部を省略する。図６に示すように、５０、５１は油圧アクチュエータで、吐出油路３の圧油をチェック弁４０、流量制御機能を有する方向制御弁５３、５４、及び圧力補償弁４４、４８を介して導き、アクチュエータ５０、５１の戻り油は方向制御弁５３、５４からタンク油路１２を介してタンクＴに戻される。アクチュエータの負荷圧力のうち最高負荷圧力をシャトル弁１３で選択して双方の圧力補償弁４４、４８を閉じ方向にスプリング４４ａ，４８ａとともに作用させ、方向制御弁５３、５４の下流側圧力Ｐｄ′を圧力補償弁を開く方向にそれぞれ作用させている。方向制御弁５３、５４前後の差圧は図２（ａ）と同様に可変ポンプ吐出圧力Ｐｄと最高負荷圧力Ｐｍとの差圧に一致させるべく構成することにより、アンチサチュレーション機能をもたせるようにしている。バルブ装置２４内の吐出油路３のポンプ吐出圧力Ｐｄとシャトル弁１３で選択された出口油路１６の最高負荷圧力Ｐｍとの差圧に対応した圧力Ｐｃを発生する差圧制御弁３１を図２（ａ）と同様にバルブ装置２４内に設け、差圧制御弁３１で発生した二次圧力Ｐｃを二次圧力ライン３２、パイロット油路３３を介して、ポンプ装置２１のポンプ流量調整弁３８に可変ポンプ２の吐出量を開き押しのけ容積変更手段１７を作動させ可変ポンプ２の吐出量を減少するように作用させ、ポンプ流量調整弁３８のスプリング１９をポンプ流量調整弁を閉じ可変ポンプ２の吐出量を増大するように制御している。
【００４１】
図６の油圧駆動装置の作用を説明すると、可変ポンプ２の吐出口の圧力は、バルブ装置２４内の吐出導管３の圧力に対して吐出導管２３での圧力損失に相当する分だけ高い圧力となることから、吐出油路３のポンプ吐出圧力Ｐｄは最高負荷圧力Ｐｍとスプリング１９の作用力によってのみ決まることになり、作動油の温度に依存しない。すなわち、ポンプ流量調整弁３８内の力のバランス式は、
Ｐｃ＝スプリング１９の作用力
であり、２次圧力Ｐｃは差圧制御弁３１より、
Ｐｃ＝Ｐｄ−Ｐｍ  であることから、
Ｐｄ−Ｐｍ＝スプリング１９の作用力
が成立し、ポンプ吐出圧力は、
Ｐｄ＝Ｐｍ＋スプリング１９の作用力
となる。
また、圧力補償弁４４、４８内の力のバランスから、
Ｐｄ′＝Ｐｍ＋スプリング４４ａの作用力
となる。
従って、方向制御弁５３、５４前後の差圧＝Ｐｄ−Ｐｄ′＝スプリング１９の作用カースプリング４４ａの作用力
となり、方向制御弁前後の差圧は、ポンプ流量調整弁３８のスプリング１９の作用力と圧力補償弁４４、４８のスプリング４４ａ、４８ａの作用力によってのみ決まり、アクチュエータ５０、５１の負荷圧力には依存しないので、図２（ａ）と同様な、作動油の温度に左右されない油圧駆動装置とすることができる。
一方、サチュレーション状態の場合は、ポンプ吐出量が不足するため上記式の関係は成立しない。しかし、方向制御弁５３、５４の下流側の圧力Ｐｄ′は、最高負荷圧力Ｐｍと圧力補償弁のスプリング４４ａ、４８ａのスプリングの作用力の和となり、各スプリングが同じ場合には、全ての方向制御弁の下流側の圧力は同一となる。一方、全ての方向制御弁の上流側は吐出導管３に並列に通じているため、その圧力はＰｄと同一である。従って、全ての方向制御弁前後の差圧はそれぞれ同一となり、図２（ａ）の場合と同様に可変ポンプ吐出量は夫々の方向制御弁の開度の比率に比例した割合で分流され、アンチサチュレーション機能を有することとなる。
【００４２】
図５を参照して、本発明の第１発明の実施例である図１に使用される圧力補償弁４１について説明する。圧力補償弁４１のボデイ  ３０１は、第１ボデイ３０１ａと第２ボデイ３０１ｂに分割され、適宜ボルト締め等の方法で（図示せず）一体に組付けてなり、第１ボデイ３０１ａには小径穴  ３２１と小径穴に続く中径穴  ３２２とが設けられ、小径穴  ３２１に嵌合する第１スプール  ３１１と中径穴  ３２２に嵌合する第２スプール３１２  とが配置され、第２ボデイ３０１ｂには中径穴  ３２２に続く大径穴  ３２３と大径穴に続く小径穴  ３２１と同径の補助小径穴  ３２５とが設けられ、大径穴  ３２３及び補助小径穴  ３２５に嵌合する第３スプール  ３１０は大径穴  ３２３に嵌合する第１及び第２の大径ランド  ３１３，３１４と補助小径穴  ３２５に嵌合する補助小径部  ３１５とを有し、第１スプール  ３１１と小径穴  ３２１端面  ３２０間に前記各スプールを押すスプリング  ３５０を介している。さらに、ボデイ  ３０１に沿って、ポンプ吐出油路３と連通し小径穴  ３２１に通じる補助入口ポート  ３４１、アクチュエータの負荷圧力ライン３４に連通しかつ中径穴３２２  に通ずるアクチュエータの負荷圧力ポート  ３４２、第２スプール  ３１２と第３スプール  ３１０との当接部を囲む大径穴  ３２３に通じるタンクポート  ３４３、第１及び第２の大径ランド  ３１３，３１４間の大径穴  ３２３に通じる出口ポート  ３４４、ポンプ吐出油路３と連通しかつ第２の大径ランド  ３１４に設けた開閉可能な絞り部  ３１６で絞られるよう開口する入口ポート  ３４５、及びアクチュエータのうちの最高負荷圧力取出ライン１６と連通しかつ第２の大径ランド  ３１４と補助小径部  ３１５との連続部の大径穴  ３２３に通ずる最高負荷圧力ポート  ３４６、が順次設けられている。補助小径部  ３１５と補助小径穴端面  ３３０間にパイロット油路  ３５１を介して出口ポート  ３４４と連通する油室  ３３４を設けている。第１ボデイ３０１ａと第２ボデイ３０１ｂは適宜ボルト締め等の方法で（図示せず）一体に組付けてボデイ  ３０１を構成するが、この際第１ボデイ３０１ａ側中径穴  ３２２と第２ボデイ３０１ｂ側大径穴  ３２３とが芯ずれしていても、第２スプール  ３１２と第３スプール  ３１０は別部品で単に当接しているだけであることから、作動上の問題はない。
【００４３】
そして、圧力補償弁４１は閉じ方向に出口ポート  ３４４の出口圧力（Ｐｚ）をパイロット油路  ３５１を介して油室  ３３４の補助小径部  ３１５の端面３４０（受圧面積Ｂ１）に、最高負荷圧力ポート  ３４６の最高負荷圧力（Ｐｍ）を第２の大径ランド  ３１４の断面積から補助小径部  ３１５の断面積を差し引いた油室  ３３６の受圧面積Ｂ２に、それぞれ作用させる。さらに圧力補償弁４１を開く方向に補助入口ポート  ３４１を介してポンプ吐出圧力（Ｐｄ）を油室  ３３１の第１スプール  ３１１の受圧面積Ｂ１に、負荷圧力ポート  ３４２のアクチュエータ負荷圧力（ＰＬ）を第２スプール  ３１２の断面積から第１スプール  ３１１の断面積Ｂ１を差し引いた油室３３２の受圧面積Ｂ３に、それぞれ作用させる。なお、第１の大径ランド  ３１３の断面積から第２スプール  ３１２の断面積を引いた分の油室  ３３３の断面積は、タンクポート  ３４３によりタンクに通じているため、前記各スプールを開閉させる作用力は働らかない。
そして前記断面積Ｂ２と第１スプール  ３１１の断面積Ｂ１とをほぼ同じとし（Ｂ１＝Ｂ２）、加えて前記断面積Ｂ３は第１スプールの断面積Ｂ１（＝Ｂ２）より小にし（Ｂ１＞Ｂ３）、各アクチュエータの負荷圧力（ＰＬ）の増加に応じてそのアクチュエータに通じる圧力補償弁４１の流量を減少するようにしたものである。
【００４４】
作動において、各スプールを押すスプリング  ３５０の力は図３のスプリング  １１８と同様に弱いものであるのでこの力を無視して、
圧力補償弁４１の各スプールが均衡状態にあるときは、各スプールにかかる力のバランスは、
Ｐｚ・Ｂ１＋Ｐｍ・Ｂ２＝Ｐｄ・Ｂ１＋ＰＬ・Ｂ３………（８）
Ｂ１＝Ｂ２  であるから、
Ｐｚ・Ｂ１＋Ｐｍ・Ｂ１＝Ｐｄ・Ｂ１＋ＰＬ・Ｂ３………（９）
Ｐｚ＋Ｐｍ＝Ｐｄ＋ＰＬ・（Ｂ３／Ｂ１）
Ｂ１＞Ｂ３  であり、（Ｂ３／Ｂ１）＝ｋ    とおくと、
Ｐｚ＋Ｐｍ＝Ｐｄ＋ＰＬ・ｋ              ………（１０）
ただし  ｋ＜１  ｋ＝１−（１−ｋ）  とおくと、
Ｐｚ＋Ｐｍ＝Ｐｄ＋ＰＬ・〔１−（１−ｋ）〕
Ｐｚ＋Ｐｍ＝Ｐｄ＋ＰＬ−ＰＬ・（１−ｋ）………（１１）
ΔＰ＝Ｐｚ−ＰＬ  であるから、式（１１）より、
Ｐｚ−ＰＬ＝−Ｐｍ＋Ｐｄ−ＰＬ・（１−ｋ）
ΔＰ＝Ｐｚ−ＰＬ＝（Ｐｄ−Ｐｍ）−ＰＬ・（１−ｋ）………（１２）
ここで、図３のＰｃは、Ｐｃ＝Ｐｄ−Ｐｍ  であるから、
図５の圧力補償弁４１も、図３の圧力補償弁４と同様な作動をする。
【００４５】
図３の圧力補償弁４で説明したと同様な理由で、２個の圧力補償弁４１、４２の第３の受圧面積Ｂ３を第１の受圧面積Ｂ１で除した値が０．９９〜０．９５（９９〜９５％）であることが望ましい。本発明の第１発明の油圧駆動装置の圧力補償弁４１、４２においても、油圧走行車両の一対のクローラを回転駆動させる２個の走行モータ駆動のように、前記複数のアクチュエータのうちの少なくとも２個のアクチュエータがアクチュエータの負荷圧力に拘わらず同期して駆動する必要のあるときは、前記２個のアクチュエータに通ずる２個の圧力補償弁４１、４２の第３の受圧面積Ｂ３を第１の受圧面積Ｂ１で除した値をそれぞれ等しくすることが望ましい。
好ましくは、流量の減少率を大きくすると、直進時に過剰に補正され蛇行しやすくなり、また、方向転換時に直進性を保持しようとして、操作しにくくなったりし、逆に流量の減少率が小さいと、補正ができず直進性が確保できないことになるため、２個の圧力補償弁４１、４２の第３の受圧面積Ｂ３を第１の受圧面積Ｂ１で除した値が０．９９〜０．９５（９９〜９５％）であることが望ましい。図３の圧力補償弁４で説明したと同様な理由で、本発明の第１発明の油圧駆動装置に使用される圧力補償弁４１、４２において、複数のアクチュエータ１０、２０のうちの少なくとも２個のアクチュエータのうちの高負荷側アクチュエータ２０の負荷圧力が他方の低負荷側アクチュエータ１０の負荷圧力より極めて大きいときに、高負荷側アクチュエータ２０に通ずる高負荷側圧力補償弁４２の第３の受圧面積Ｂ３を第１の受圧面積Ｂ１で除した値を、低負荷側アクチュエータ１０に通ずる低負荷側圧力補償弁４１の第３の受圧面積Ｂ３を第１の受圧面積Ｂ１で除した値より、小さくすることが望ましい。そして前記低負荷側アクチュエータの圧力補償弁の第３の受圧面積を第１の受圧面積で除した値が１〜０．９８、前記高負荷側アクチュエータの圧力補償弁の第３の受圧面積を第１の受圧面積で除した値が０．９７〜０．９４であることが望ましい。
【００４６】
以上各実施態様では、２個の油圧アクチュエータを駆動する油圧回路で説明したが、例えば油圧ショベルでは油圧走行車両の一対のクローラを回転駆動させる２個の走行モータ、旋回用油圧モータ、及びブーム、アーム及びバケットの各油圧シリンダーのように、少なくとも６個のアクチュエータが操作される。従って以上各実施態様はこれらを代表した２個のアクチュエータのみが示されており、本発明では、複数の油圧アクチュエータというときは、ぞれぞれ複数の走行モータ、旋回用油圧モータ及び油圧シリンダー等を含み、かつ油圧アクチュエータにそれぞれ通じるぞれぞれ複数の圧力補償弁及び方向制御弁を含むものと理解さるべきである。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１発明の実施形態である油圧駆動装置の油圧回路図。
【図２】（ａ）は本発明の第２発明の実施形態である油圧駆動装置の油圧回路図を示し、（ｂ）は（ａ）とは異なる実施形態であるポンプ吐出量制御回路を示す部分油圧回路図、（ｃ）は（ａ）とは異なる二次圧力発生装置を示す部分油圧回路図で図２（ａ）の他の部分はそのままである。
【図３】図２及び図７の油圧駆動装置に使用される圧力補償弁の実施形態の断面構造図（概念図）を示す。
【図４】図２及び図７の油圧駆動装置に使用される図３とは異なる実施形態の圧力補償弁の断面構造図（概念図）を示す。
【図５】図１の油圧駆動装置に使用される圧力補償弁の断面構造図（概念図）を示す。
【図６】図２（ａ）とはさらに異なる実施形態である方向制御弁の下流側に圧力補償弁を配置した油圧回路図を示す。
【図７】（ａ）は図２（ａ）とは別の実施形態である２個の走行モータを同期して駆動する油圧駆動装置の部分油圧回路図、（ｂ）は図２（ａ）とはさらに別の実施形態である大きく異なる負荷を有する２個のアクチュエータを駆動する油圧駆動装置の部分油圧回路図、をそれぞれ示す。
【符号の説明】
１  原動機              ２  可変ポンプ
４、４’、１４、２８、２９、３０、３６、４４、４８    圧力補償弁
８、１８  方向制御弁        １０、１１、１５、１５’、２０、２５、５０、５１、  油圧アクチュエータ
１３    シャトル弁        １６    最高負荷圧力ライン
１７    ポンプ容積変更手段
１９、４６    スプリング      ３１    差圧制御弁
３３、３５  パイロット油路    ３８、４５  ポンプ流量制御弁
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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