(57)【要約】【課題】  ロードセンシングシステムを有する油圧駆動装置のシャトル弁、差圧減圧弁の廃止によりコストを低減し、コンパクトで操作性を向上させた油圧駆動装置を提供する。【解決手段】  可変ポンプ部、複数のアクチュエータの方向切換弁、前記方向切換弁の圧力補償をする圧力補償弁とを、有する油圧駆動装置において、圧力補償弁２２，２３は、バルブ本体６０にスプール６２が摺動自在に嵌挿されている。前記スプール６２には、閉じ方向には方向切換弁１８の上流側圧力Ｐｉｎ１圧が第１受圧面積Ａ２１に作用する構造になっている。圧力補償弁の開き方向にはアクチュエータの負荷圧ＰＬ１圧が第３受圧面積Ａ２３に作用する。さらに、Ｐｒ´圧が第２受圧面積Ａ２２に作用する。【選択図】図５
2007032782.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
可変ポンプ部と、
前記可変ポンプ部の吐出油によって駆動される複数のアクチュエータと、
前記アクチュエータの夫々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切換弁と、
前記方向切換弁の夫々の圧力補償をする複数の圧力補償弁と、
前記圧力補償弁と減圧弁との間に設けられた絞り弁と、
を備え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、
前記圧力補償弁は、バルブ本体と、前記バルブ本体に穿設された内孔に摺動自在に嵌挿されたスプールと、前記スプールの内径部を摺動するピストンと、
を備え、前記スプールは圧力補償弁の開き方向に絞り弁と圧力補償弁間の圧力が作用する第２受圧面積及びアクチュエータの負荷圧が作用する第３受圧面積と、前記絞り弁と圧力補償弁間の圧力がドレンラインに対して連通・遮断する機能を有する絞り部とが形成され、
前記ピストンは圧力補償弁の閉じ方向に方向切換弁の上流側圧力が作用する第１受圧面積が設けられたことを特徴とする油圧駆動装置。
【請求項３】
請求項１または２記載の油圧駆動装置において、
前記絞り部は、前記絞り弁と圧力補償弁間の圧力がドレンラインに連通・遮断する開口断面積が徐徐に大きくなる形状を有することを特徴とする油圧駆動装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、油圧ショベルなどの建設機械及び各種作業機械に使用される油圧駆動装置に関し、さらに詳細には可変容量型油圧ポンプ（以下可変ポンプとする）の吐出圧が複数のアクチュエータの最高負荷圧より目標差圧だけ高くなるよう制御するロードセンシングシステム（以下ＬＳシステムとする）を使用する油圧駆動装置に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
従来、この種の技術には、可変ポンプ２の吐出圧と複数のアクチュエータ１０，２０の最高負荷圧の実際の差圧（以下Ｐｃ圧）がコントロールバルブ２２内の差圧減圧弁３１で検出される油圧駆動装置について記載されている。この油圧駆動装置は複数のアクチュエータ１０，２０を有し、夫々のアクチュエータ１０，２０用の方向切換弁８，１８の前後差圧を制御する圧力補償弁４，１４の補償差圧をすべてＰｃ圧により制御している。このＬＳシステムは、複数のアクチュエータ１０，２０を同時に動かすことで、コントロールバルブ２２の要求流量が可変ポンプ２の吐出流量を上回るサチュレーション状態となった場合でも、アクチュエータ１０，２０の方向切換弁８，１８の開口面積の比で流量が分配されるアンチサチュレーション機能を有する。
【０００３】
この油圧駆動装置は、Ｐｃ圧を差圧減圧弁３１によって検出し、可変ポンプ２のレギュレータバルブ（図示しない）へフィードバックする。Ｐｃ圧と目標補償差圧相当のスプリング（図示しない）とをバランスさせ、斜板角を制御して、可変ポンプ２の容量を可変としている。可変ポンプ２へフィードバックされるＰｃ圧は、コントロールバルブ２２の内部のポンプ圧と最高負荷圧力の差圧であり、低温時の可変ポンプ２とコントロールバルブ２２間の圧力損失の影響を極力小さくすることができるものである（例えば、特許文献１図２参照）。
【０００４】
【特許文献１】特開１０−８９３０４号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
しかしながら、特許文献１に記載された油圧駆動装置は下記の点で不具合があった。
（１）操作性
差圧減圧弁は可変ポンプの吐出圧（Ｐ）と最高負荷圧（ＰＬｍａｘ）を入力として、Ｐ−ＰＬｍａｘを出力Ｐｃ圧としている。このＰｃ圧は、圧力補償弁へフィードバックされ、圧力補償弁は圧力バランスする位置へ移動する。
従来システムでは、ポンプ圧、最高負荷圧の微少時間の変化をＰｃ圧の変化として検出し、そのＰｃ圧の変化は圧力補償弁へも信号として伝へているが、ポンプ圧、最高負荷圧力の変動に対し、圧力補償弁へＰｃ圧が変化して伝わるには、時間遅れが生じる。そのため、オペレータの操作に応じ、アクチュエータへの流量を制御する際に、瞬間的に余剰流量が流れ込んだり、逆に流量不足になったりする。実機においては機械の作動時のショックとなる。例えば、油圧ショベルのように、オペレータが実機に乗って操作している場合、不快に感じる上に操作自体やりづらくなり、オペレータの負担が大きくなるという問題があった。
【０００６】
（２）シャトル弁
特許文献１では、Ｐｃ圧を検出するため複数のアクチュエータの負荷圧力の中から、最高負荷圧力を取り出す必要がある。この場合、最高負荷圧力を取り出す手段としてシャトル弁を用いている。さらに、シャトル弁は最高負荷圧を取り出すだけの目的であり、流量は必要ないので、できるだけコンパクトにするため寸法を小さくしている。よって、寸法が小さいため加工がしにくい。その上、シャトル弁はアクチュエータ数ｎに対しｎ−１個も必要である。また、コントロールバルブ本体内にシャトル弁を組み付けるスペースが必要である。さらにシャトル弁間の圧力信号を連通させる穴加工を可能にする本体の肉厚も必要である。このため、シャトル弁が内蔵されるスペース分はコントロールバルブの本体が大きくなる。以上のように、シャトル弁があるだけで、かなりのコスト高になるという問題があった。
【０００７】
（３）差圧減圧弁
特許文献１のＬＳシステムでは、可変ポンプの吐出圧と最高負荷圧を入力として、Ｐ−ＰＬｍａｘを出力Ｐｃ圧としている差圧減圧弁を用いているが、該差圧減圧弁は、二次圧一定の減圧弁に比べ構造が複雑で、部品点数も多く、コスト高になるという問題があった。
本発明は、従来の問題点に鑑みなされたもので、その目的は、従来技術と同等の機能を有し、操作性を向上させたＬＳシステムを有する油圧駆動装置を提供することにある。
さらに、本発明の他の目的は、操作性を向上させながら、構成部品を減らし、低コストでコンパクトなＬＳシステムを有する油圧駆動装置を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００８】
上記の課題を解決するために請求項１記載の発明は、
可変ポンプ部と、
前記可変ポンプ部の吐出油によって駆動される複数のアクチュエータと、
前記アクチュエータの夫々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切換弁と、
前記方向切換弁の夫々の圧力補償をする複数の圧力補償弁と、
前記圧力補償弁と減圧弁との間に設けられた絞り弁と、
を備えたことを特徴とする。
本発明によれば、圧力補償弁への補償差圧を圧力補償弁自体が作動することで制御しているので、可変ポンプ吐出ライン圧力や方向切換弁の上流側圧力の変動に対する圧力補償弁の応答性が高くなる。
よって，実機操作時の可変ポンプ吐出ラインの圧力変化や、最高負荷圧力の変化による圧力補償弁の応答遅れによる実機でのショックが軽減される。オペレータの不快感も低減され、ショックによる実機の揺れが小さくなり操作はしやすくなる。
【０００９】
請求項２記載の発明では、前記圧力補償弁は、バルブ本体と、前記バルブ本体に穿設された内孔に摺動自在に嵌挿されたスプールと、前記スプールの内径部を摺動するピストンと、を備え、前記スプールは圧力補償弁の開き方向に絞り弁と圧力補償弁間の圧力が作用する第２受圧面積及びアクチュエータの負荷圧が作用する第３受圧面積と、前記絞り弁と圧力補償弁間の圧力がドレンラインに対して連通・遮断する機能を有する絞り部とが形成され、前記ピストンは圧力補償弁の閉じ方向に方向切換弁の上流側圧力が作用する第１受圧面積が設けられると、可変ポンプの吐出圧力が最高負荷圧より一定圧力だけ高くなるような制御が可能である。また、可変ポンプの吐出流量がコントロールバルブの要求流量に対し不足した場合でも、負荷圧力の大小に関わらず、方向切換弁の開口面積に応じて分配されるアンチサチュレーション機能も有するのでよい。
請求項３記載の発明では、前記絞り部は、前記絞り弁と圧力補償弁間の圧力がドレンラインに連通・遮断する開口断面積が徐徐に大きくなる形状を有すると、ポート切り換え時の圧力変化が円滑に行われ、圧力補償弁切り換え時にショックを回避することができる。
【発明の効果】
【００１０】
本発明は、コントロールバルブ内の圧力補償弁への補償差圧を圧力補償弁自体が作動することで制御しているので、吐出圧力や負荷圧力の変動に対する圧力補償弁の応答性が高くなる。
よって，実機操作時の可変ポンプ吐出ラインの圧力変化や、最高負荷圧力の変化による圧力補償弁の応答遅れによる実機でのショックが軽減される。
さらに、オペレータの不快感も低減され、ショックによる実機の揺れが小さくなり操作はしやすくなる。
また、シャトル弁がなく、かつ可変ポンプの吐出圧つまり可変ポンプ吐出ラインの圧力と最高負荷圧力との差圧を検出する差圧減圧弁がない構成であっても、従来技術と同様に、可変ポンプの吐出圧力が最高負荷圧より一定圧力だけ高くなるような制御が可能である。また、可変ポンプの吐出流量がコントロールバルブの要求流量に対し不足した場合でも、負荷圧力の大小に関わらず、方向切換弁の開口面積に応じて分配されるアンチサチュレーション機能も有する。
さらに、従来のように部品数の多く、複雑な差圧減圧弁が不要になる。シャトル弁、差圧減圧弁の廃止により従来に対し安価に製造ができ、シャトル弁廃止により本体の軽量化が可能ある。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１１】
本発明の実施に係る油圧駆動装置について好適な実施の形態を挙げ、添付の図面を参照しながら以下詳細に説明する。図１は、本発明の第一の実施の形態に係る油圧駆動装置１０の油圧回路図である。可変ポンプ部１１は、エンジン等の原動機１２で駆動される可変容量形油圧ポンプ１３（以下ポンプという）と、ポンプ１３の容積変更手段１４と、ポンプ１３の吐出油を前記と容積変更手段１４に連通させたり、タンク３６と前記容積変更手段１４とを連通させるよう切り換えるポンプ流量調整弁１５とを、備える。
可変ポンプ部１１の下流に位置するコントロールバルブ１７は、複数のアクチュエータ２４，２５（うち２個のみ示す）のそれぞれに流入する圧油を制御可能にされた流量調整機能を有する方向切換弁１８，１９と、減圧弁２０と、絞り弁２１と前記方向切換弁１８，１９の圧力補償をする圧力補償弁２２，２３とを、備える。
【００１２】
前記ポンプ流量調整弁１５には、容積変更手段１４へ圧油を供給する方向つまりポンプ１３の吐出容量を減らす方向に絞り弁２１と圧力補償弁２２，２３の間の圧力（以下Ｐｒ´圧とする）とポンプ流量調整弁１５のばね部材３８の弾発力Ｆが作用し、容積変更手段１４内の圧油をタンク３６へ連通させる方向、すなわちポンプ１３の吐出容量を増やす方向に減圧弁２０の設定圧（以下Ｐｒ圧とする）が作用している。
ここで、ばね部材３８の弾発力Ｆとポンプ流量調整弁１５の受圧室面積をＡ１１との関係はＦ／Ａ１１＝Ｐｓｐで置換えることができる。
従って、図１においては、Ｐｒ＝Ｐｒ´＋Ｐｓｐ  つまりＰｒ´＝Ｐｒ−Ｐｓｐが成立するようにポンプ１３の吐出容量が制御される。
【００１３】
ポンプ１３の吐出油路２６，２７に油路２８，２９を介して圧力補償弁２２，２３が並列に接続され、該圧力補償弁２２，２３の出力油路３０，３１に夫々チェック弁３２，３３を経て方向切換弁１８，１９に接続し、アクチュエータ２４，２５の夫々に流入する圧油を制御可能にし、流量調整する方向切換弁１８，１９に接続し、それらの方向切換弁１８，１９の出力側を夫々アクチュエータ２４，２５に接続し、夫々のアクチュエータ２４，２５からの戻り油が再び夫々方向切換弁１８，１９を介して戻り油路３４，３５よりタンク３６へ戻すようにされている。
【００１４】
コントロールバルブ１７は、アクチュエータ２４，２５の夫々に流入する圧油を制御可能にし流量調整する方向切換弁１８，１９と、二次圧を一定圧に減圧する減圧弁２０と、絞り弁２１と、前記方向切換弁１８，１９の前後差圧を制御する圧力補償弁２２，２３と、を備える。この場合、絞り弁２１は減圧弁２０と圧力補償弁２２，２３との間に配置されている。圧力補償弁２２，２３は、方向切換弁１８，１９の上流に位置し、該圧力補償弁２２，２３の閉じ方向に方向切換弁１８，１９の上流側の圧力（以下Ｐｉｎ１，Ｐｉｎ２圧とする）が作用し、開き方向には、Ｐｒ´圧と、アクチュエータの負荷圧力（以下ＰＬ１，ＰＬ２圧とする）が作用する構成となっている。
従って、圧力補償弁２２は  Ｐｉｎ１＝ＰＬ１＋Ｐｒ´であり
圧力補償弁２３は  Ｐｉｎ２＝ＰＬ２＋Ｐｒ´である。
よって、  Ｐｒ´＝Ｐｉｎ１−ＰＬ１  及び  Ｐｒ´＝Ｐｉｎ２−ＰＬ２  が成立するように制御する。
【００１５】
また、従来の油圧駆動装置では、アンチサチュレーション機能を得るため、ポンプ２のポンプ流量制御弁３８と圧力補償弁４，１４への信号圧を出力する差圧減圧弁３１を設けて、ポンプ圧力と最高負荷圧力が導かれていた。コントロールバルブ２２内の最高負荷圧力を検出するため、シャトル弁１３も設置されていた。しかし、本発明の実施に係る油圧駆動装置１０では、上記のシステム構成にすることにより、シャトル弁を配置せずに、アンチサチュレーション機能を有することを可能にしている。
【００１６】
図５は圧力補償弁２２，２３の縦断面構造図を示し、図６は図５のＸ部の詳細図を示す。なお、圧力補償弁２２，２３は同一構造であるので、圧力補償弁２２について説明する。
圧力補償弁２２は、バルブ本体６０と、該バルブ本体６０に穿設された内孔６１に摺動自在に嵌挿されたスプール６２と、該スプール６２の内径部を摺動するピストン６３と、を備える。圧力補償弁２２の閉じ方向には方向切換弁１８の上流側圧力Ｐｉｎ１圧が第１受圧面積Ａ２１に作用する構造になっている。圧力補償弁２２の開き方向にはアクチュエータ２４の負荷圧ＰＬ１圧が第３受圧面積Ａ２３に作用する。さらに、Ｐｒ´圧が第２受圧面積Ａ２２に作用する。
【００１７】
また、ＰＬ１圧の受圧室とＰｒ´圧の受圧室の間にドレンライン３７が配置される。これにより、Ｐｒ´圧とドレンライン３７はスプール６２に設ける一対の絞り部６４（図６参照）を介して、Ｐｒ´圧とドレンライン３７は連通したり、遮断されたりする。絞り部６４は、図６に示すようにテーパ形状としてもよい。
図７及び図８に示すように、絞り部６４は、ドレンライン３７側に溝部６５と、該溝部６５に接続する溝６６とを、備える。この場合、ドレンライン３７側に近い溝部６５は、溝部６６の幅より広くなっており、これらの溝部６５，６６の深さは一様である。このように、絞り部６４はスプール６２が可変ポンプ吐出ラインＰ圧とＰｉｎ１圧の開口が大きくなるにつれてＰｒ´圧とドレンライン３７の連通する開口断面積が徐徐に大きくなる形状を有する。
さらに、図９に示すように幅が一様で、深さがドレンライン３７側から順に浅くなる溝部６７ａ〜６７ｃを形成としても良い。また、図１０のように絞り部６４がノッチ形状の溝部６８ａ，６８ｂであってもよい。このように、絞り部６４は、図６〜図１０以外の形状であっても、開口断面積が徐徐に大きくなる形状であれば勿論よい。よって、圧力補償弁２２は、ポート切り換え時のＰｒ´圧の圧力変化が円滑に行われる。
【００１８】
なお、ポンプ流量調整弁１５において、容積変更手段１４のシリンダー室の圧力をタンク３６に開放する方向へは、Ｐｒ´圧が第１受圧面積Ａ１１に作用し、ばね部材３８の弾発力も併せて作用する。さらに、容積変更手段１４のシリンダー室に圧力を供給する方向へは、Ｐｒ圧が第２受圧面積Ａ１２に作用する。
【００１９】
本発明の実施の形態に係る油圧駆動装置１０は、基本的には以上のように構成されるのであり、次にその動作及び作用について説明する。
（１）コントロールバルブ１７の要求流量が零の場合
方向切換弁１８，１９が図１のように中立ポジションにあるとき、圧力補償弁２２，２３は、図１のように右端のポジションにある。コントロールバルブ１７内のＰ圧のポートと方向切換弁１８，１９のＩＮ側圧力Ｐｉｎ１，Ｐｉｎ２ポートは圧力補償弁２２，２３により遮断されている。また、Ｐｒ´圧ポートとドレンライン３７も圧力補償弁２２，２３により遮断されている。
この時、Ｐｒ圧とＰｒ´圧間に流れがないので圧力損失はなく、この場合
Ｐｒ´＝Ｐｒとなる。
このとき、ポンプ１３の吐出流量を減らすようにポンプ流量調整弁１５の力のバランスは
Ｐｒ×Ａ１２＜（Ｐｒ´×Ａ１１）＋Ｆ・・・・（１）
となり、ポンプ流量調整弁１５は、図１の右側のポジションに切り換わり、容積変更手段１４は、ポンプ１３の吐出容量を最低にする。
【００２０】
（２）コントロールバルブ１７の要求流量が、ポンプ１３の最大吐出流量範囲内で増加する場合
例えば、（１）の状態から方向切換弁１８が図１の左側ポジションに切り換わり、アクチュエータ２４へ流量を供給しようとする。この場合、圧力補償弁２２には、アクチュエータ２４の負荷圧力(以下ＰＬ１圧とする）が作用し、力のバランスは
Ｐｉｎ１×Ａ２１＜（ＰＬ１×Ａ２３）＋（Ｐｒ´×Ａ２２）・・・・（２）
となり、圧力補償弁２２は左側のポジションに移動しようとするが、該圧力補償弁２２の絞り部６４ａを介して、Ｐｒ´圧とドレンライン３７が連通して絞り弁２１に流れが発生し、Ｐｒ圧とＰｒ´圧間に差圧が生じる。よって、（２）式は
Ｐｉｎ１×Ａ２１＝（ＰＬ１×Ａ２３）＋（Ｐｒ´×Ａ２２）・・・・（２）’
但し  （Ａ２１＝Ａ２２＝Ａ２３とする）
Ｐｉｎ１−ＰＬ１＝Ｐｒ´        ・・・・（３）  
とバランスする位置で圧力補償弁２２は止まることになる。
【００２１】
ポンプ１３のポンプ流量調整弁１５の力のバランスは
Ｐｒ×Ａ１２＞（Ｐｒ´×Ａ１１）＋Ｆ  ・・・・（４）
となり、ポンプ流量調整弁１５は、図１のポジションに切り換わり、容積変更手段１４は、以下の（５）式を満たすようにポンプ１３の吐出流量を増加するよう制御する。
Ｐｒ×Ａ１２＝（Ｐｒ´×Ａ１１）＋Ｆ・・・・（Ａ１２＝Ａ１１とする）
Ｐｒ−Ｐｓｐ＝Ｐｒ´・・・・（５）
【００２２】
（３）コントロールバルブ１７の要求流量が、ポンプ１３の最大吐出流量範囲内で減少する場合
例えば（２）の状態から方向切換弁１８の開度を小さくすると、該方向切換弁１８の圧力損失が増え、Ｐｉｎ１圧が瞬間的には高くなり、圧力補償弁２２の力のバランスは
Ｐｉｎ１×Ａ２１＞（ＰＬ１×Ａ２３）＋（Ｐｒ´×Ａ２２）・・・・（６）
となる。
よって、圧力補償弁２２は、Ｐ圧のポートとＰｉｎ１圧のポートとを連通する開度を小さくする方向に動き、Ｐｒ´圧とドレンライン３７が連通する圧力補償弁２２の絞り部６４ａの面積が小さくなり、ドレン量自体少なくなる。この場合、圧力補償弁２２は図１の左側ポジションから中央ポジションへ近い中間へ移動する。
よってＰｒ´圧は昇圧し、圧力補償弁２２は、以下の（７）式が成立するようにバランスする位置で止まる。
Ｐｉｎ１×Ａ２１＝（ＰＬ１×Ａ２３）＋（Ｐｒ´×Ａ２２）
Ｐｉｎ１−ＰＬ１＝Ｐｒ´・・・・（７）  （（８）と同一）
同時にポンプ１３のポンプ流量制御弁１５の力のバランスは
Ｐｒ×Ａ１２＜（Ｐｒ´×Ａ１１）＋Ｆ  ・・・・（８）
となり、ポンプ流量調整弁１５は、図１の右側ポジションに移動し、容積変更手段１４は、以下の（９）式を満たすようにポンプ１３の吐出流量が減少するよう制御する。
Ｐｒ×Ａ１２＝（Ｐｒ´×Ａ１１）＋Ｆ
Ｐｒ−Ｐｓｐ＝Ｐｒ´・・・・（９）  （（５）式と同一）
本実施の油圧駆動装置１０は、上記（３）、（５）、（７）及び（９）式のように、方向切換弁１８，１９の前後差圧を、目標補償圧力（Ｐｒ−Ｐｓｐ）になるよう制御する。
また上記のように単独操作では、ＰＬ１圧＝最高負荷圧力ＰＬｍａｘであり、
Ｐｉｎ１圧=ポンプ圧力Pとなるので、Ｐ−ＰＬｍａｘ＝Ｐｒ´＝Ｐｒ−Ｐｓｐでもある。
この場合、Ｐｒ´はポンプ圧力Ｐと最高負荷圧力ＰＬｍａｘの差圧を意味する。
【００２３】
（４）コントロールバルブ１７の要求流量がポンプ１３の最大吐出流量以上の場合
ここではアクチュエータ２４，２５が同時作動し、ポンプ１３の最大吐出流量がコントロールバルブ１７の要求流量を下回るサチュレーション状態になったときについて説明する。
このとき、アクチュエータ２５の負荷圧力（以下ＰＬ２圧とする）はＰＬ１圧より、大きく設定される。
アクチュエータ２４の圧力補償弁２２に作用する圧力のバランスは、
Ｐｉｎ１＝ＰＬ１＋Ｐｒ´  より  Ｐｉｎ１−ＰＬ１＝Ｐｒ´・・・・（１０）
アクチュエータ２５の圧力補償弁２３に作用する圧力のバランスは、
Ｐｉｎ２＝ＰＬ２＋Ｐｒ´  より  Ｐｉｎ２−ＰＬ２＝Ｐｒ´・・・・（１１）
【００２４】
圧力補償弁２２，２３は、流量が不足しＰｉｎ１，Ｐｉｎ２の圧力がＰＬ１圧，ＰＬ２圧に対して、Ｐｒ´圧分上昇しなくなるので、図１の左側のポジションに移動する。圧力補償弁２２，２３は共に、Ｐｒ´圧がドレンライン３７に連通するので、（２）及び（３）の場合よりＰｒ´圧はさらに低圧になる。
これにより、ポンプ１３のポンプ流量調整弁１５の力のバランスは
Ｐｒ×Ａ１２＞（Ｐｒ´×Ａ１１）＋Ｆ・・・・（１２）
となり、ポンプ流量調整弁１５は、図１の左側ポジションに切り換わり、容積変更手段１４は、ポンプ１３の吐出流量を増加するように制御するが、ポンプ１３の最大吐出流量より、コントロールバルブ１７の要求流量が大きくため、（１２）式は
Ｐｒ−Ｐｓｐ＞Ｐｒ´・・・・（１３）
の関係のままである。よって、ポンプ１３は、最大吐出流量を吐出し続けることになる。
【００２５】
また、ＰＬ２＞ＰＬ２であり、ＰＬ２圧＝ＰＬｍａｘとなる。
従って、高負荷側の圧力補償弁２３のＰｉｎ２圧＝ＰＬｍａｘ＋Ｐｒ´・・・・（１４）
このとき、低負荷圧力側の圧力補償弁２２のＰｉｎ１圧＝ＰＬ１＋Ｐｒ´・・・・（１５）
であり、Ｐｉｎ２圧＞Ｐｉｎ１圧となる。
よって、本発明の油圧駆動装置１０のＰ圧=Ｐｉｎ２圧  ・・・・（１６）
であり、高負荷側の圧力補償弁２３は、上記（１４）式及び（１６）式となるよう開口断面積が全開の位置となる。
また、低圧側の圧力補償弁２２はＰ圧をＰｉｎ１圧まで減圧する（開度を絞る）位置でバランスして止まる。
本発明の油圧駆動装置１０は複数のアクチュエータ２４，２５が同時作動し、コントロールバルブ１７の要求流量に対しポンプ１３の吐出流量が不足した場合には、Ｐｒ´圧は目標補償差圧Ｐｒ−Ｐｓｐよりも低圧に減圧され、各圧力補償弁２２，２３の補償差圧となる。よって，従来技術同様、ポンプ１３の吐出流量が不足しても負荷の大小に関わらず、方向切換弁１８，１９の開口面積に応じて、流量が分配されるアンチサチュレーション機能を有することになる。
【００２６】
従来のシステムでは、差圧減圧弁を介して、ポンプ圧、最高負荷圧力の変動を検出するため、圧力補償弁へのPc圧の変動が遅れる。そのため、オペレータの操作に応じて、アクチュエータの流量が増減させたいが、実際は瞬間的にアクチュエータへ流量の変化が遅れ、余剰流量や流量不足になり、アクチュエータの速度が急変し、ショックとなる。
油圧ショベルなどの作業機械では、負荷の異なる複数のアクチュエータを同時操作したり、同時操作から、任意のアクチュエータ単独操作に移行したり、逆に単独操作から、複数のアクチュエータの同時操作に移行する操作する作業が頻繁にある。よって、ある任意のアクチュエータの負荷圧力がほぼ一定でも、他のアクチュエータの負荷圧力の影響で、ポンプ圧が頻繁に変動する。すると、オペレータは、一定の速度でアクチュエータを操作しているつもりであっても、他のアクチュエータの操作状況で、ショックが発生し、オペレータ自身が不快に感じまた、そのショックで、レバーが意図と反して動いてしまうこともおき操作時の注意が必要になり負担が大きくなる。
【００２７】
本発明の油圧駆動装置１０では、圧力補償弁２２，２３の補償差圧は、Ｐｒ´圧である。例えば、図１のアクチュエータ２４，２５が定速で操作されている状態から、アクチュエータ２５の操作をやめた場合、圧力補償弁２２は、安定して流量制御している状態（図１の左端ポジション）からＰ圧が急激に上昇するので、中間位置、右端位置へ移動することになる。このとき、移動しながら、Ｐｒ´圧は、ドレンライン３７と連通していた状態からブロックする状態へ移行するが、Ｐｒ´圧は、圧力補償弁２２，２３自体の作動により制御されるので、Ｐ圧や、最高負荷圧力の変動に対する応答遅れが、従来システムに対し小さくなる。よって、アクチュエータ２４への余剰流量が抑制でき、従来システムに比べ、実機のショックを抑制できる。
ここで、圧力補償弁２２，２３において、夫々Ｐｒ´圧の受圧室とＰＬ１圧の受圧室、
Ｐｒ´圧の受圧室とＰＬ２圧の受圧室が逆に設置した構造であってもよい。さらに、絞り部６４ａ，６４ｂの連通のタイミングや開口面積のゲイン及び最大開口面積は任意に設定できる。
【００２８】
図２は、本発明の第二の実施の形態に係る油圧駆動装置７０の油圧回路図で、図２中、図１の構成要素と同一の構成要素は同一符号を付して詳細な説明を省略する。以下同様とする。
この油圧駆動装置７０の油圧回路図では、減圧弁２０の１次圧力をコントロールバルブ１７のＰ圧ではなく、ポンプ１３と共にエンジンなどの原動機１２で駆動される固定ポンプ７１の吐出圧を使用していることを特徴とする。リリーフ弁７２は固定ポンプ７１に使用する。
図３は、本発明の第三の実施の形態に係る油圧駆動装置８０の油圧回路図である。
この油圧回路図では、ポンプ流量調整弁８１のばね部材８２を、容積変更手段１４の圧力をタンク３６へ連通させる方向へ作用させ、ポンプ流量調整弁８１の他方には、絞り弁２１と圧力補償弁２２，２３との間の圧力（以下Ｐｒ´圧とする）を導いてもよい。このとき、ばね部材８２の弾発力を、図１のＰｒ圧とばね部材３８の弾発力Ｆ（Ｆ／Ａ１１＝Ｐｓｐとする）との差圧  Ｐｒ−Ｐｓｐ  相当とすると、図１と同等となる。このとき、ばね部材８２を作用させる油室は、ドレン圧とする。
【００２９】
図４は、本発明の第四の実施の形態に係る油圧駆動装置９０の油圧回路図である。この油圧回路図では、減圧弁２０（図１参照）を廃止し、エンジン回転数検出弁９１によって
Ｐｒ圧を設定してもよい。エンジン回転数検出弁９１は、固定ポンプ７１の吐出流量が通過する絞り弁９２と、該絞り弁９２前後差圧を検出する差圧減圧弁９３とで構成されている。差圧減圧弁９３で検出される絞り弁９２の前後差圧を目標補償差圧Ｐｒ−ＰｓｐのＰｒ圧として使用する。固定ポンプ７１の吐出流量は、エンジンなどの原動機１２の回転数に連動して変化するので、絞り弁９２の前後差圧もエンジンなどの原動機１２に連動し変化する。よって、この油圧駆動装置９０では、エンジンなどの原動機１２の回転数に応じて、ポンプ１３の流量が変化することに対応して、目標補償差圧も変化するシステムできる。
【００３０】
本発明によれば、コントロールバルブ内の可変ポンプ吐出ライン圧力Ｐと最高負荷圧力ＰＬｍａｘとの差圧のＰｒ´圧を制御しているので、Ｐ圧や負荷圧力Ｐｉｎ１，Ｐｉｎ２の変動に対する圧力補償弁の応答性が高くなる。
よって，実機操作時の可変ポンプ吐出ラインの圧力変化や、最高負荷圧力の変化による圧力補償弁の応答遅れによる実機でのショックが軽減される。オペレータの不快感も低減され、ショックによる実機の揺れが小さくなり操作はしやすくなる。
従来技術のような最高負荷圧ＰＬｍａｘを、検出する手段であるシャトル弁の必要がない構成とすることができる。
【００３１】
シャトル弁がなく、かつ可変ポンプの吐出圧つまり可変ポンプ吐出ラインの圧力Ｐと最高負荷圧力ＰＬｍａｘとの差圧を検出する差圧減圧弁がない構成であっても、従来技術と同様に、可変ポンプの吐出圧Ｐが最高負荷圧ＰＬｍａｘより一定圧力だけ高くなるような制御が可能である。また、可変ポンプの吐出流量がコントロールバルブの要求流量に対し不足した場合でも、負荷圧力の大小に関わらず、方向切換弁の開口面積に応じて分配されるアンチサチュレーション機能も有する。
さらに、従来のように部品数の多く、複雑な差圧減圧弁が不要になる。シャトル弁、差圧減圧弁の廃止により従来に対し安価に製造ができ、シャトル弁廃止により本体を軽量化が可能ある。
【図面の簡単な説明】
【００３２】
【図１】本発明の第一の実施に係る油圧駆動装置の油圧回路図である。
【図２】本発明の第二の実施に係る油圧駆動装置の油圧回路図である。
【図３】本発明の第三の実施に係る油圧駆動装置の油圧回路図である。
【図４】本発明の第四の実施に係る油圧駆動装置の油圧回路図である。
【図５】図１の圧力補償弁の概略構造を示す縦断面図である。
【図６】図５のスプールの要部拡大詳細図である。
【図７】図５の他のスプールの要部拡大詳細図である。
【図８】図７の溝部の要部斜視図である。
【図９】図５の他の溝部の要部斜視図である。
【図１０】図５の他の溝部の要部斜視図である。
【符号の説明】
【００３３】
１０、７０、８０，９０  油圧駆動装置    １１  可変ポンプ部
１２  原動機                            １３  可変容量形油圧ポンプ
１４  容積変更手段                      １５，８１  ポンプ流量調整弁
１７  コントロールバルブ                １８，１９  方向切換弁
２０  減圧弁                            ２１，９２  絞り弁
２２，２３  圧力補償弁                  ２４，２５  アクチュエータ
６０  バルブ本体                        ６２  スプール
６３  ピストン                          ６４  絞り部
７１  固定ポンプ                        ９１  エンジン回転数検出弁
９３  差圧減圧弁
【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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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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