(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
エンジンと、このエンジンにより駆動される可変容量型の油圧ポンプと、この油圧ポンプから吐出された圧油により駆動される旋回モータを含む複数のアクチュエータと、前記油圧ポンプから複数のアクチュエータに供給される圧油の流量を制御する複数の流量制御弁と、前記複数の流量制御弁の前後差圧をそれぞれ制御する複数の圧力補償弁と、前記油圧ポンプの吐出圧が前記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ロードセンシング制御するポンプ制御手段と、前記エンジンの回転数が低下するにしたがって低下するよう前記エンジンの回転数に依存する圧力を出力するエンジン回転数検出回路とを備え、このエンジン回転数検出回路の出力圧を前記ポンプ制御手段に導き、前記エンジン回転数検出回路の出力圧により前記ロードセンシング制御の目標差圧を設定することで、前記エンジンの回転数が低下するにしたがって前記ロードセンシング制御の目標差圧が低下するよう前記ロードセンシング制御の目標差圧を前記エンジンの回転数に依存する可変値として設定した油圧ショベルの油圧駆動装置において、
前記旋回モータ以外のアクチュエータに係わる圧力補償弁のそれぞれの目標補償差圧を前記油圧ポンプの吐出圧と前記複数のアクチュエータの最高負荷圧との差圧により設定すると共に、前記旋回モータに係わる圧力補償弁に前記エンジン回転数検出回路の出力圧を導き、前記エンジン回転数検出回路の出力圧により目標補償差圧を設定し、
前記ポンプ制御手段は、前記油圧ポンプの最少吐出流量が前記旋回モータに係わる流量制御弁の最大要求流量より小さくならないように前記油圧ポンプの傾転を制限するリミッタ手段を備えるポンプ傾転可変機構を有することを特徴とする油圧ショベルの油圧駆動装置。
【請求項２】
請求項１記載の油圧ショベルの油圧駆動装置において、前記エンジン回転数検出回路は、前記エンジンの回転数に依存する圧力を絶対圧として出力する第１差圧減圧弁を有し、前記旋回モータ以外のアクチュエータに係わる圧力補償弁に前記第１差圧減圧弁の出力圧を導きそれぞれの目標補償差圧を設定することを特徴とする油圧ショベルの油圧駆動装置。
【請求項３】
請求項１記載の油圧ショベルの油圧駆動装置において、前記油圧ポンプの吐出圧と前記複数のアクチュエータの最高負荷圧との差圧を絶対圧として出力する第２差圧減圧弁を更に備え、前記旋回モータに係わる圧力補償弁に前記第２差圧減圧弁の出力圧を導き、この第２差圧減圧弁の出力圧で当該圧力補償弁の目標補償差圧を設定することを特徴とする油圧ショベルの油圧駆動装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、油圧ショベルに用いられるＬＳ制御方式の油圧駆動装置に係わり、特に、油圧ポンプ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ロードセンシング制御しかつ複数の流量制御弁の前後差圧を制御する圧力補償弁のそれぞれの目標補償差圧を油圧ポンプの吐出圧と複数のアクチュエータの最高負荷圧との差圧により設定すると共に、ロードセンシング制御の目標差圧をエンジン回転数に依存する可変値として設定する油圧ショベルの油圧駆動装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
油圧ポンプ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ロードセンシング制御する油圧駆動装置はロードセンシングシステム（以下、適宜ＬＳシステムという）と呼ばれ、複数の流量制御弁の前後差圧をそれぞれ圧力補償弁により制御し、複数のアクチュエータを同時に駆動する複合操作時に負荷圧の大小に係わらず流量制御弁の開口面積に応じた比率で圧油を供給できるようにしている。
【０００３】
このようなＬＳシステムでは、油圧ポンプの吐出圧と複数のアクチュエータの最高負荷圧との差圧（以下、ＬＳ差圧という）を圧力補償弁に導き、圧力補償弁のそれぞれの目標補償差圧をＬＳ差圧により設定することが一般的に行われており、これにより複数のアクチュエータを同時に駆動する複合動作時に、油圧ポンプの吐出流量が複数の流量制御弁の要求する流量に満たないサチュレーション状態になったときでも、サチュレーションの程度に応じてＬＳ差圧が低下し、これに伴って圧力補償弁の目標補償差圧も小さくなるため、油圧ポンプの吐出流量をそれぞれのアクチュエータが要求する流量の比に再分配することができる。
【０００４】
このようなＬＳシステムにおいて、特開平１０−８９３０４号公報には、油圧ポンプの吐出圧と複数のアクチュエータの最高負荷圧との差圧を絶対圧として出力する差圧減圧弁を設け、この差圧減圧弁の出力圧を複数の圧力補償弁に導き、それぞれの目標補償差圧を設定するようにしたものが記載されている。
【０００５】
また、特開平１０−１９６６０４号公報には、油圧ポンプを駆動するエンジンの回転数に依存する圧力を絶対圧として出力する差圧減圧弁を設け、この差圧減圧弁の出力圧をＬＳ制御レギュレータに導き、ロードセンシング制御の目標差圧（以下、目標ＬＳ差圧という）をエンジンの回転数に依存する可変値として設定した油圧駆動装置が記載されている。
【０００６】
更に、特開２０００−２２７１０３号公報には、旋回セクションの圧力補償弁に、旋回負加圧が上昇すると目標補償差圧が小さくなる負荷依存特性を持たせ旋回モータのスムーズな加速及び定常状態への移行を可能とすると共に、目標補償差圧が規定値以下にならないようにする下限設定バネ（旋回優先バネ）を設け、旋回複合操作での起動時にポンプ吐出流量がサチュレーション状態となっても、他のアクチュエータに比べ旋回速度が極端に遅くならないようにした油圧駆動装置が記載されている。
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら上記従来技術には、１つのアクチュエータを駆動する単独動作から複数のアクチュエータを同時に駆動する複合動作に移行する場合に、操作性の低下が発生するという問題がある。
【０００８】
つまり、複数のアクチュエータを同時に駆動する複合動作で、動作している全てのアクチュエータの要求流量の総和が油圧ポンプの吐出可能な最大流量を越えた場合、サチュレーション状態が発生する。この状態では、サチュレーションの程度に応じてＬＳ差圧が低下し、これに伴って圧力補償弁の目標補償差圧も小さくなるため、各流量制御弁では油圧ポンプの吐出流量をそれぞれのアクチュエータが要求する流量の比に再分配することができる。これにより各流量制御弁に対する操作レバーの入力比に応じて全体のアクチュエータスピードが低下することになり、複合動作時に、特定のアクチュエータが停止してしまうことなく、操作性を維持することが可能になる。
【０００９】
しかし、この複合動作において、全てのアクチュエータの速度が均等に低下するため、操作性が低下する場合がある。
【００１０】
例えば、油圧ショベルの旋回操作ではオペレータが速度変化を体感できるため、速度変化に敏感であり、他のアクチュエータに比べ速度変化を抑えた構成とする必要がある。また、吊り荷作業等でも、旋回中に速度変化が生じると、荷がオペレータの意図に反して揺れてしまう。
【００１１】
特開２０００−２２７１０３号公報のように、旋回優先バネを圧力補償弁に設定する方法も考えられる。しかし、この場合はエンジン回転数によって目標補償差圧が変化するため、全てのエンジン回転数において、同様の割合で優先性を維持することが不可能である。
【００１２】
本発明の目的は、ＬＳシステムを備えた油圧ショベルの油圧駆動装置において、ポンプ吐出流量のサチュレーション状態が生じても旋回モータに優先的に圧油を供給してその速度変化を抑えることができ、かつエンジン回転数の設定に係わらず同様に優先性を維持することができ、優れた操作性を実現できるようにしたものを提供することである。
【００１３】
【課題を解決するための手段】
（１）上記目的を達成するために、本発明は、エンジンと、このエンジンにより駆動される可変容量型の油圧ポンプと、この油圧ポンプから吐出された圧油により駆動される旋回モータを含む複数のアクチュエータと、前記油圧ポンプから複数のアクチュエータに供給される圧油の流量を制御する複数の流量制御弁と、前記複数の流量制御弁の前後差圧をそれぞれ制御する複数の圧力補償弁と、前記油圧ポンプの吐出圧が前記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ロードセンシング制御するポンプ制御手段と、前記エンジンの回転数が低下するにしたがって低下するよう前記エンジンの回転数に依存する圧力を出力するエンジン回転数検出回路とを備え、このエンジン回転数検出回路の出力圧を前記ポンプ制御手段に導き、前記エンジン回転数検出回路の出力圧により前記ロードセンシング制御の目標差圧を設定することで、前記エンジンの回転数が低下するにしたがって前記ロードセンシング制御の目標差圧が低下するよう前記ロードセンシング制御の目標差圧を前記エンジンの回転数に依存する可変値として設定した油圧ショベルの油圧駆動装置において、前記旋回モータ以外のアクチュエータに係わる圧力補償弁のそれぞれの目標補償差圧を前記油圧ポンプの吐出圧と前記複数のアクチュエータの最高負荷圧との差圧により設定すると共に、前記旋回モータに係わる圧力補償弁に前記エンジン回転数検出回路の出力圧を導き、前記エンジン回転数検出回路の出力圧により目標補償差圧を設定し、前記ポンプ制御手段は、前記油圧ポンプの最少吐出流量が前記旋回モータに係わる流量制御弁の最大要求流量より小さくならないように前記油圧ポンプの傾転を制限するリミッタ手段を備えるポンプ傾転可変機構を有するものとする。
【００１４】
このように旋回モータ以外のアクチュエータに係わる圧力補償弁のそれぞれの目標補償差圧をＬＳ差圧により設定し、旋回モータに係わる圧力補償弁の目標補償差圧をエンジン回転数検出回路の出力圧（ロードセンシング制御の目標差圧）により設定することにより、旋回モータを含む複合動作時（サチュレーション状態）に、旋回モータ以外のアクチュエータでは、ＬＳ差圧の低下に応じて圧力補償弁の目標補償差圧が低下しアクチュエータスピードが低下するのに対して、旋回モータ側では圧力補償弁にサチュレーション情報が伝わらず、目標補償差圧はサチュレーション状態でないときと同じままであり、旋回モータに優先的に圧油が供給されそのスピードダウンを抑えることが可能になる。
【００１５】
また、エンジン回転数を下げた場合は、エンジン回転数検出回路の出力圧（ロードセンシング制御の目標差圧）がそれに応じて低下し、それに伴い油圧ポンプの吐出圧と最高負荷圧の差圧も低下するよう制御され、旋回モータ以外のアクチュエータに係わる圧力補償弁の目標補償差圧が低下するだけでなく、旋回モータに係わる圧力補償弁の目標補償差圧も同様に低下する。その結果、旋回モータが速くなりすぎるというようなことが起こらず、エンジン回転数の設定によらず、旋回の適切な優先性を維持することができる。
【００１６】
更に、ポンプ制御手段にポンプ傾転可変機構を設け、このポンプ傾転可変機構に、油圧ポンプの最少吐出流量が旋回モータに係わる流量制御弁の最大要求流量より小さくならないように油圧ポンプの傾転を制限するリミッタ手段を設けることにより、特定のアクチュエータの単独動作時に、アクチュエータ速度が目標速度に達し油圧ポンプの吐出流量が減るようにロードセンシング制御されるとき、油圧ポンプの吐出流量が最少吐出流量に達すると、それ以降は最少吐出流量に維持され、油圧ポンプのＬＳ制御は動作しなくなる。つまり、油圧ポンプは最少吐出流量を容量とする固定ポンプであるかの如く動作する。その結果、油圧ポンプのＬＳ制御と旋回圧力補償弁の干渉を回避することができ、システムの安定性を維持することが可能になる。
【００１８】
（２）また、上記（１）において、好ましくは、前記エンジン回転数検出回路は、前記エンジンの回転数に依存する圧力を絶対圧として出力する第１差圧減圧弁を有し、前記旋回モータ以外のアクチュエータに係わる圧力補償弁に前記第１差圧減圧弁の出力圧を導きそれぞれの目標補償差圧を設定する。
【００１９】
（３）更に、上記（１）において、好ましくは、前記油圧ポンプの吐出圧と前記複数のアクチュエータの最高負荷圧との差圧を絶対圧として出力する第２差圧減圧弁を更に備え、前記旋回モータに係わる圧力補償弁に前記第２差圧減圧弁の出力圧を導き、この第２差圧減圧弁の出力圧で当該圧力補償弁の目標補償差圧を設定する。
【００２０】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を図面を用いて説明する。
【００２１】
図１は本発明の一実施の形態に係わる油圧駆動装置を示す図である。
【００２２】
図１において、本実施の形態に係わる油圧駆動装置は、エンジン１と、このエンジン１により駆動されるメインポンプとしての可変容量型の油圧ポンプ２及び固定容量型のパイロットポンプ３０と、メインの油圧ポンプ２から吐出された圧油により駆動される複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃと、油圧ポンプ２の供給油路５に接続され、油圧ポンプ２からアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃに供給される圧油の流量と方向をそれぞれ制御する複数の流量制御弁（メインスプール）４ａ，４ｂ，４ｃ及び油圧ポンプ２の吐出圧と複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃの最高負荷圧との差圧（ＬＳ差圧）を絶対圧として出力する差圧減圧弁１１を含むコントロールバルブ４と、油圧ポンプ２の傾転（容量）を制御するポンプ傾転制御機構１２と、エンジン回転数に依存する圧力を絶対圧として出力する差圧減圧弁５１を含むエンジン回転数検出回路１３とを備えている。
【００２３】
本実施の形態に係わる油圧駆動装置は例えば油圧ショベルに搭載されるものであり、アクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃは例えばそれぞれ油圧ショベルの旋回モータ、ブームシリンダ、アームシリンダである。油圧ショベルは下部走行体に旋回可能に搭載された上部旋回体と、上部旋回体に上下方向に回動可能に装備されたブーム、アーム、バケットからなるフロント作業機構を有し、旋回モータ３ａは上部旋回体を旋回駆動し、ブームシリンダ３ｂ及びアームシリンダ３ｃはそれぞれブーム及びアームを上下方向に回動駆動する。
【００２４】
複数の流量制御弁４ａ，４ｂ，４ｃは、それぞれ、クローズドセンタ型の複数の流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃと、これら複数の流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃのメータイン絞り部６１，６２の前後差圧を同じ値に制御する複数の圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃとで構成されている。
【００２５】
流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃはそれぞれ図示しない操作レバーの操作により切り換え操作され、その操作レバーの操作量に応じてメータイン絞り部６１又は６２の開口面積が決まる。
【００２６】
複数の圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃは、それぞれ、流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃのメータイン絞り部６１，６２の上流に設置された前置きタイプ（ビフォアオリフィスタイプ）であり、圧力補償弁７ａは１対の対向する受圧部７０ａ，７０ｂと開方向作動の受圧部７０ｃとを有し、受圧部７０ａ，７０ｂに流量制御弁６ａの上流側及び下流側の圧力がそれぞれ導かれ、受圧部７０ｃに差圧減圧弁５１の出力圧が導かれ、その出力圧を目標補償差圧として流量制御弁６ａの前後差圧を制御する。圧力補償弁７ｂは、１対の対向する受圧部７１ａ，７１ｂと開方向作動の受圧部７１ｃとを有し、受圧部７１ａ，７１ｂに流量制御弁６ｂの上流側及び下流側の圧力がそれぞれ導かれ、受圧部７１ｃに差圧減圧弁１１の出力圧が導かれ、その出力圧を目標補償差圧として流量制御弁６ｂの前後差圧を制御する。圧力補償弁７ｃも圧力補償弁７ｂと同様であり、１対の対向する受圧部７２ａ，７２ｂと開方向作動の受圧部７２ｃとを有し、受圧部７２ａ，７２ｂに流量制御弁６ｃの上流側及び下流側の圧力がそれぞれ導かれ、受圧部７２ｃに差圧減圧弁１１の出力圧が導かれ、その出力圧を目標補償差圧として流量制御弁６ｃの前後差圧を制御する。
複数の流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃには、それぞれ、アクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃの駆動時にそれらの負荷圧を取り出す負荷ポート６０ａ，６０ｂ，…が設けられ、これら負荷ポート６０ａ，６０ｂ，…に取り出された負荷圧のうちの最高の圧力が負荷ライン８ａ，８ｂ，８ｃ、８ｄ及びシャトル弁９ａ，９ｂを介して信号ライン１０に検出される。
【００２７】
差圧減圧弁１１は、出力圧を増やす側に位置する受圧部１１ａと出力圧を減らす側に位置する受圧部１１ｂ，１１ｃを有し、受圧部１１ａに油圧ポンプ２の吐出圧が導かれ、受圧部１１ｂ，１１ｃにそれぞれ信号ライン１０に検出された最高負荷圧と自己の出力圧が導かれ、これらの圧力のバランスで油圧ポンプ２の吐出圧と最高負荷圧との差圧（ＬＳ差圧）を絶対圧として出力する。
【００２８】
差圧減圧弁１１の出力ポートは信号ライン２１，２２を介してポンプ傾転制御機構１２に設けられたＬＳ制御弁１２ｂの受圧部１２ｄに接続され、差圧減圧弁１１の出力圧が受圧部１２ｄに導かれる。また、差圧減圧弁１１の出力ポートは、信号ライン２１，２４を介して圧力補償弁７ｂの受圧部７１ｃに接続され、信号ライン２１，２５を介して圧力補償弁７ｃの受圧部７２ｃに接続され、差圧減圧弁１１の出力圧が上記のように目標補償差圧として受圧部７１ｃ，７２ｃに導かれる。
【００２９】
ポンプ傾転制御機構１２は、油圧ポンプ２の吐出圧が高くなると油圧ポンプ２の傾転を減らす馬力制御傾転アクチュエータ１２ａと、油圧ポンプ２の吐出圧が複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃの最高負荷圧より目標差圧だけ高くなるようロードセンシング制御するＬＳ制御弁１２ｂ及びＬＳ制御傾転アクチュエータ１２ｃとを備えている。
【００３０】
ＬＳ制御弁１２ｂは、アクチュエータ１２ｃを増圧し油圧ポンプ２の傾転を減らす側に位置する受圧部１２ｄと、アクチュエータ１２ｃを減圧し油圧ポンプ２の傾転を増やす側に位置する受圧部１２ｅとを有し、受圧部１２ｄには差圧減圧弁１１の出力圧（油圧ポンプ２の吐出圧とアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃの最高負荷圧との差圧）が導かれ、受圧部１２ｅにはエンジン回転数検出回路１３の差圧減圧弁５１の出力圧がロードセンシング制御の目標差圧（目標ＬＳ差圧）として導かれている。
【００３１】
また、ポンプ傾転制御機構１２はポンプ傾転可変機構９０を備え、アクチュエータ１２ａ，１２ｃはこのポンプ傾転可変機構９０を作動することで油圧ポンプ２の傾転を制御する。ポンプ傾転可変機構９０は、油圧ポンプ２の最少吐出流量を旋回最大要求流量以上に設定するよう油圧ポンプ２の傾転を制限するリミッタ９１を備えている（後述）。
【００３２】
エンジン回転数検出回路１３は、流量検出弁５０と上記の差圧減圧弁５１とを有し、流量検出弁５０は可変の絞り部５０ａを有しかつその絞り部５０ａがパイロットポンプ３０の吐出ライン３１に配置されている。吐出ライン３１は流量検出弁５０の上流側のライン３１ａと下流側のライン３１ｂを有し、下流側のライン３１ｂには、パイロット油圧源としての元圧を規定するリリーフ弁３２が接続され、ライン３１ｂは、例えば流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃを切換操作するためのパイロット圧を生成するリモコン弁（図示せず）へと接続されている。
【００３３】
流量検出弁５０は吐出ライン３１を流れる圧油の流量を絞り部５０ａの前後差圧の変化として検出し、その前後差圧を目標ＬＳ差圧として用いるためのものである。ここで、吐出ライン３１を流れる圧油の流量はパイロットポンプ３０の吐出流量であり、この吐出流量はエンジン１の回転数によって変化するため、吐出ライン３１を流れる圧油の流量を検出することはエンジン１の回転数を検出することである。例えば、エンジン１の回転数が低下すれば当該流量が減少し、絞り部５０ａの前後差圧は低下する。
【００３４】
また、絞り部５０ａは開口面積が連続的に変化する可変絞り部として構成されており、流量検出弁５０は更に開方向作動の受圧部５０ｂと絞り方向作動の受圧部５０ｃ及びバネ５０ｄを有し、受圧部５０ｂに可変絞り部５０ａの上流側圧力（ライン３１ａの圧力）が導かれ、受圧部５０ｃに可変絞り部５０ａの下流側圧力（ライン３１ｂの圧力）が導かれ、可変絞り部５１ａ自身の前後差圧に依存してその開口面積を変化させる構成となっている。このように流量検出弁５０を構成し、可変絞り部５０ａの前後差圧を目標ＬＳ差圧として用いることにより、エンジン回転数に応じたサチュレーション現象の改善が図れ、エンジン回転数を低く設定した場合に良好な微操作性が得られる。なお、この点は特開平１０−１９６６０４号公報に詳しい。
【００３５】
差圧減圧弁５１は、エンジン回転数に依存する圧力として可変絞り部５０ａの前後差圧を絶対圧として出力するエンジン回転数検出弁であり、出力圧を増やす側に位置する受圧部５１ａと出力圧を減らす側に位置する受圧部５１ｂ，５１ｃを有し、受圧部５１ａに可変絞り部５０ａの上流側圧力が導かれ、受圧部５１ｂ，５１ｃにそれぞれ可変絞り部５０ａの下流側圧力と自己の出力圧が導かれ、これらの圧力のバランスでライン３１ｂの圧力を基に可変絞り部５０ａの前後差圧を絶対圧として出力する。
【００３６】
差圧減圧弁５１の出力ポートは信号ライン５３を介してＬＳ制御弁１２ｂの受圧部１２ｅに接続され、差圧減圧弁５１の出力圧が目標ＬＳ差圧として受圧部１２ｅに導かれる。その結果、エンジン回転数に応じたアクチュエータスピードの設定が可能となる。また、差圧減圧弁５１の出力ポートは信号ライン５３，５４を介して圧力補償弁７ａの受圧部７０ｃに接続され、差圧減圧弁５１の出力圧が上記のように目標補償差圧として受圧部７０ｃに導かれる。
【００３７】
図２はポンプ傾転制御機構１２による油圧ポンプ２のＰＱ（圧力・流量）特性図である。横軸は油圧ポンプ２の吐出圧力、縦軸は油圧ポンプ２の吐出流量であり、特性線Ｈは馬力制御傾転アクチュエータ１２ａによるポンプ馬力制御線図である。また、Ｑminは油圧ポンプ２の最少吐出流量であり、Ｑsmaxは旋回最大要求流量である。旋回最大要求流量Ｑsmaxは、旋回流量制御弁６ａのメータイン絞り部６１又は６２の最大開口面積をＡmaxとすると、Ｑsmax＝Ｃ・Ａmax√Ｐgr（Ｃは係数）で表される。つまり、一般的に要求流量は開口面積とその前後差圧の関数であり、流量制御弁６ａの前後差圧は圧力補償弁７ａによりその目標補償差圧に等しくなるよう制御され、圧力補償弁７ａの受圧部７０ｃには、その目標補償差圧として差圧減圧弁５１の出力圧が導かれているので、差圧減圧弁５１の出力圧をＰgrとすると、Ｑsmax＝Ｃ・Ａmax√Ｐgrとなる。
【００３８】
上述したように、油圧ポンプ２は、リミッタ９１により最少吐出流量Ｑminが旋回最大要求流量Ｑsmax以上になるように制限されている。このため、ＬＳ制御弁１２ｂ及びＬＳ制御傾転アクチュエータ１２ｃによるポンプＬＳ制御領域は斜線部分となる。
【００３９】
次に、本実施の形態の動作を比較例と対比して説明する。以下の説明では、油圧ポンプ２の吐出圧をＰｓ、アクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃの最高負荷圧をＰLmax、油圧ポンプ２の吐出圧と最高負荷圧との差圧（ＬＳ差圧）をΔＰLS、差圧減圧弁１１の出力圧をＰLS、差圧減圧弁５１の出力圧をＰgr、圧力補償弁７ａの目標補償差圧をＰc1、圧力補償弁７ｂの目標補償差圧をＰc2、圧力補償弁７ｃの目標補償差圧をＰc3とする。
【００４０】
図３は、比較例１として、図１に示した旋回セクションの圧力補償弁７ａの受圧部７０ｃに差圧減圧弁５１の出力圧でなく、他のセクションの圧力補償弁７ｂ，７ｃと同様に差圧減圧弁１１の出力圧を導くと共に、ポンプ傾転制御機構１２Ｘのポンプ傾転可変機構９０にリミッタ９１を設けず、油圧ポンプ２の最少吐出流量を通常の値に設定したものである。この構成は、特開平１０−１９６６０４号公報に記載の従来技術に差圧減圧弁１１を付加し、圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃに油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓと複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃの最高負荷圧ＰLmaxとの差圧ΔＰLSを絶対圧（差圧減圧弁１１の出力圧ＰLS）として導くようにした構成に相当する。
【００４１】
図３の比較例１においては、１つのアクチュエータ、例えば旋回モータ３ａを駆動する単独動作から複数のアクチュエータ、例えば旋回モータ３ａとブームシリンダ３ｂを同時に駆動する複合動作に移行する場合に、操作性の低下が発生する。
【００４２】
複数のアクチュエータ３ａ，３ｂを同時に駆動する複合動作において、駆動している全てのアクチュエータに対する要求流量の総和が油圧ポンプ２の吐出可能な最大流量を越えた場合、油圧ポンプ２の吐出流量が不足するサチュレーション状態が発生する。
【００４３】
この場合、流量制御弁４ａ，４ｂにおいては、それぞれのアクチュエータ３ａ，３ｂヘの流量の再分配が行われる。つまり、アクチュエータ３ａ，３ｂに係わる圧力補償弁７ａ，７ｂの目標補償差圧Ｐc1，Ｐc2は油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓと最高負荷圧ＰLmaxの差圧（ＬＳ差圧）ΔＰLS＝Ｐｓ‐ＰLmaxで与えられる。そのＬＳ差圧は差圧減圧弁１１から絶対圧ＰＬＳとして供給される。サチュレーション状態では、ＬＳ差圧ΔＰLSは供給不足の比率に応じて低下する。このため、その差圧により設定される圧力補償弁７ａ，７ｂの目標補償差圧Ｐc1，Ｐc2も、本来は目標ＬＳ差圧と同じになるべきものがそれよりも供給不足の比率分減少する。その結果、各アクチュエータには、油圧ポンプ２の吐出流量をそれぞれの要求流量比に分けた流量が供給される。これにより各流量制御弁６ａ，６ｂに対する操作レバーの入力比に応じて全体のアクチュエータスピードが低下することになる。この機能により、複合動作時に、特定のアクチュエータが停止してしまうことなく、操作性を維持することが可能になる。
【００４４】
しかし、この複合動作において、全てのアクチュエータの速度が均等に低下するため、操作性が低下する場合がある。
【００４５】
例えば、旋回操作ではオペレータが速度変化を体感できるため、速度変化に敏感であり、他のアクチュエータに比べ速度変化を抑えた構成とする必要がある。また、吊り荷作業等でも、旋回中に速度変化が生じると、荷がオペレータの意図に反して揺れてしまう。
【００４６】
また、特開２０００−２２７１０３号公報のように、旋回優先バネを圧力補償弁７ａに設定する方法も考えられる。しかし、この場合はエンジン回転数によって目標補償差圧が変化するため、全てのエンジン回転数において、同じ割合で優先性を保持することが不可能である。
【００４７】
そこで、旋回セクションの圧力補償弁７ａの受圧部７０ｃにＬＳ制御の目標値（目標ＬＳ差圧）である差圧減圧弁５１の出力圧Ｐgrを導き、その目標補償差圧Ｐc1を出力圧Ｐgrにより設定することで、サチュレーションの情報が旋回圧力補償弁７ａに伝わらないようにする方法が考えられる。図４は、その場合の構成を比較例２として示すものである。
【００４８】
しかし、上記構成では、旋回の単独動作時に、旋回セクションの圧力補償弁７ａとポンプ傾転制御機構１２が、共に旋回セクションのメインスプールである流量制御弁６ａのメータイン絞り６１又は６２の前後差圧を差圧減圧弁５１の出力圧Ｐgrに制御するよう動作し、両者が干渉してしまう。
【００４９】
以下、そのメカニズムについて説明する。
【００５０】
図５はポンプ傾転制御機構１２Ｘによる、図２と同様な油圧ポンプ２のＰＱ（圧力・流量）特性図である。Ｑmin0はリミッタ９１のない場合の通常の油圧ポンプ２の最少吐出流量である。この油圧ポンプ２の最少吐出流量Ｑmin0は旋回最大要求流量Ｑsmaxより少なく、ＬＳ制御弁１２ｂ及びＬＳ制御傾転アクチュエータ１２ｃによるポンプＬＳ制御領域に旋回最大要求流量Ｑsmaxが包含されている。
【００５１】
旋回の単独動作において、旋回の起動直後から加速し、目標速度に達し加速がなくなると、旋回負荷圧の低下により、油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓと最高負荷圧ＰLmaxの差圧ΔＰLSが、上記ＬＳ制御の目標値である差圧減圧弁５１の出力圧Ｐgrより大きくなる。その結果、ポンプ傾転制御機構１２は、ポンプ供給油路５のポンプ吐出圧Ｐｓを下げる方向に制御し、油圧ポンプ２の傾転は小さくなり、吐出流量は減少する。これに対して、旋回セクションの圧力補償弁７ａは流量制御弁６ａのメータイン絞り６１又は６２の前後差圧を下げるために閉じる方向に動き、ポンプ供給油路５の圧油が閉じこめられポンプ吐出圧Ｐｓが下がりにくくなる。つまり、油圧ポンプ２のＬＳ制御は吐出流量を減らしポンプ吐出圧Ｐｓ下げるように制御するのに対して、圧力補償弁７ａが閉じ方向に動き、油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓを下がりにくくするように制御する。ここで、油圧ポンプ２の最少吐出流量Ｑmax0は旋回最大要求流量Ｑsmaxより少ない値である。その結果、油圧ポンプ２の吐出流量はＬＳ制御により極端に低下する。このように油圧ポンプ２の動作と旋回圧力補償弁７ａの動作は干渉し、油圧ポンプ２の吐出圧の制御性は低下する。
【００５２】
また、その後、旋回モータ３ａの回転により油圧ポンプ２の吐出流量が消費されると、油圧ポンプ２の吐出流量が極端に低下しているために供給不足になる。その結果、油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓと最高負荷圧ＰLmaxの差圧ΔＰLSが上記ＬＳ制御の目標値であるＰgrより低くなる。このとき、旋回セクションの圧力補償弁７ａが全開となり機能しなくなる。これと同時にポンプ傾転制御機構１２は、ポンプ吐出圧Ｐｓと最高負荷圧ＰLmaxの差圧ΔＰLSがＬＳ制御の目標値であるＰgrより大きくなる方向、つまり油圧ポンプ２の吐出圧を上げる方向に制御し、油圧ポンプ２の傾転は大きくなり、吐出流量は増加する。その際、旋回セクションの圧力補償弁７ａが全開しているため、油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓは上がり難く、制御の応答性が悪化し、油圧ポンプ２の吐出流量はＬＳ制御により極端に上昇する。
【００５３】
以上の現象の繰り返しにより、不連続な加速が生じ、操作性を著しく低下してしまう。この現象は、慣性負荷を伴う旋回に顕著に見られる。
【００５４】
このような問題を解決するため、本実施の形態では、上記のように旋回セクションの圧力補償弁７ａの受圧部７０ｃに差圧減圧弁５１の出力圧を導き、かつ油圧ポンプ２の最少吐出流量を旋回最大要求流量よりも高く設定したものである。
【００５５】
図６は、本実施の形態における圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃの目標補償差圧Ｐc1，Ｐc2，Ｐc3の変化を示す図である。図中Ａは旋回単独動作時（非サチュレーション状態）、Ｂは旋回複合動作時（サチュレーション状態）であり、共にエンジン１が定格の高回転数にあるときのもの、Ｃは旋回複合動作時（サチュレーション状態）でエンジン１が低速回転数にあるときのものである。
【００５６】
旋回セクションの圧力補償弁７ａの目標補償差圧Ｐc1は、ＬＳ制御の目標値である差圧減圧弁５１の出力圧Ｐgrであり、それ以外の圧力補償弁７ｂ，７ｃの目標補償差圧Ｐc2，Ｐc3は、差圧減圧弁１１の出力圧ＰLS（ＬＳ差圧ΔＰLSの絶対圧）となるよう制御される。
【００５７】
まず、エンジン１が定格の高回転数に保たれる場合は、差圧減圧弁５１の出力圧Ｐgrは変化せず、旋回単独動作時も複合動作時（サチュレーション状態）も旋回セクションの圧力補償弁７ａの目標補償差圧Ｐc1は一定である（図６のＡ及びＢ）。このため、旋回単独動作時で油圧ポンプの吐出流量が足りているときは（図６のＡ）、差圧減圧弁１１の出力圧ＰLSはＰgrに等しくなるよう制御されるため（ＰLS＝Ｐgr）、Ｐgrを目標補償差圧としている旋回と、ＰLSを目標としている他のアクチュエータとでは、コントロールバルブ４の圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃによる制御動作には基本的な差はない。
【００５８】
旋回を含んだ複合操作（サチュレーション状態）では、コントロールバルブ４において、それぞれのアクチュエータヘの流量の再分配が行われる。
【００５９】
まず、旋回セクション以外の圧力補償弁７ｂ，７ｃの目標補償差圧Ｐc2，Ｐc3は、サチュレーション状態になるとポンプ吐出流量の供給不足の比率に応じて低下する。つまり、圧力補償弁７ｂ，７ｃの目標補償差圧Ｐc2，Ｐc3は油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓと最高負荷圧ＰLmaxの差圧ΔＰLS（＝Ｐｓ−ＰLmax）で、差圧減圧弁１１により絶対圧ＰLSとして与えられる。サチュレーション状態では、ＬＳ差圧ΔＰLSは供給不足の比率に応じて低下する。このため、図６のＢに示すように、その差圧により設定される圧力補償弁７ｂ，７ｃの目標補償差圧Ｐc2，Ｐc3もそれに応じて減少する。その結果、旋回を除く各アクチュエータ３ｂ，３ｃには、油圧ポンプ２の吐出流量をそれぞれの要求流量比に分けた流量が供給される。これにより各流量制御弁６ｂ，６ｃに対する操作レバーの入力比に応じて全体のアクチュエータスピードが低下することになる。
【００６０】
しかし、旋回に関しては、圧力補償弁７ａの目標補償差圧Ｐc1をＬＳ差圧でなく差圧減圧弁５１の出力圧Ｐgrにより設定しており、このＰgrはサチュレーション状態であってもエンジン回転数が定格の高回転数にある限り変わらず（図６のＢ）、サチュレーションの情報が圧力補償弁７ａに伝わらない。その結果、サチュレーション状態でのＰc1の低下が抑えられ、他のアクチュエータ３ｂ，３ｃに比べ旋回モータ３ａに優先的に圧油を供給し得るようになり、旋回を含んだ複合動作による旋回モータ３ａのスピードダウンを抑えることが可能になる。
【００６１】
また、エンジン回転数を低速に下げた場合は、差圧減圧弁５１の出力圧Ｐgrがそれに応じて減少するため、圧力補償弁７ａの目標補償差圧Ｐc1（＝Ｐgr）も同様に減少する。旋回セクション以外の圧力補償弁７ｂ，７ｃの目標補償差圧Ｐc2，Ｐc3も、エンジン１が低速回転数になると油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓと最高負荷圧ＰLmaxの差圧ΔＰLS（＝Ｐｓ−ＰLmax）が差圧減圧弁５１の出力圧Ｐgrに応じて低下するよう制御されるため、目標補償差圧Ｐc2，Ｐc3も減少する。つまり、図６のＣに示すように、エンジン回転数を低速にしたときの旋回複合操作（サチュレーション状態）では、圧力補償弁７ａの目標補償差圧Ｐc1と圧力補償弁７ｂ，７ｃの目標補償差圧Ｐc2，Ｐc3が共に減少する。このため旋回が速くなりすぎるというようなことが起こらず、エンジン回転数の設定によらず、適切な旋回の優先性を維持することができる。
【００６２】
次に、旋回単独操作の起動時から定常状態に移行するときの動作について説明する。
【００６３】
旋回起動時に、油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓと最高負荷圧ＰLmaxの差圧ΔＰLSがＬＳ制御の目標値であるＰgrより小さくなる。したがって、油圧ポンプ２はポンプ供給油路５のポンプ吐出圧Ｐｓを上げる方向に制御し、ポンプ傾転は大きくなり、吐出流量は増加する。同時に旋回セクションの圧力補償弁７ａは、メータイン絞り部６１又は６２の前後差圧（＝ΔＰLS）が目標補償差圧Ｐc1（＝Ｐgr）より小さいため、全開となり機能しなくなる。
【００６４】
旋回速度が目標値になり加速がなくなると、油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓと最高負荷圧Ｐ１maxの差圧ΔＰLSがＬＳ制御の目標値であるＰgrより大きくなる。油圧ポンプ２はポンプ供給油路５のポンプ吐出圧Ｐｓを下げる方向に制御し、油圧ポンプ２の傾転は小さくなり、吐出流量は減少する。同時に旋回セクションの圧力補償弁７ａは閉じる方向に動作し、メータイン絞り部６１又は６２の前後差圧を目標補償差圧Ｐc1（＝Ｐgr）となるよう制御する。
【００６５】
ここで、油圧ポンプ２は、リミッタ９１により最少吐出流量Ｑminが旋回最大要求流量Ｑsmax以上になるように制限されている。このため、油圧ポンプ２の吐出流量が最少吐出流量Ｑminに達すると、それ以降はＱminに維持され、油圧ポンプ２のＬＳ制御は動作しなくなる。つまり、油圧ポンプ２は容量Ｑminの固定ポンプであるかの如く動作する。その結果、油圧ポンプ２のＬＳ制御と旋回圧力補償弁７ａの干渉はなくなる。
【００６６】
図７及び図８は、以上の説明のうち、図４に示した比較例２と図１に示した本発明における旋回操作時にポンプと旋回圧力補償弁の動きを、図３に示した比較例１と対比し、ＬＳ差圧ΔＰLS（＝Ｐｓ−ＰLmax）がＬＳ制御の目標値であるＰgrより小さくなる場合と、大きくなる場合とについて表形式でまとめたものである。
【００６７】
以上のように本実施の形態によれば、ＬＳシステムを備えた油圧駆動装置において、ポンプ吐出流量のサチュレーション状態が生じても特定のアクチュエータ３ａに優先的に圧油を供給してその速度変化を抑えることができ、かつエンジン回転数の設定に係わらず同様に優先性を維持することができ、優れた操作性を実現することができる。
【００６８】
また、油圧ポンプ２のロードセンシング制御と圧力補償弁７ａ〜７ｃの動作の干渉を回避することができ、システムの安定性を維持することが可能になる。
【００６９】
なお、本実施の形態では、油圧ポンプ２の吐出圧と最高負荷圧との差圧を差圧減圧弁１１の出力圧により絶対圧として導き、エンジン検出回路１３の可変絞り部５０ａの前後差圧を差圧減圧弁５１の出力圧により絶対圧として導くようにしたが、油圧ポンプ２の吐出圧と最高負荷圧、可変絞り部５０ａの上流側圧力と下流側圧力をそれぞれ別々に導くようにしてもよい。
【００７０】
【発明の効果】
本発明によれば、ＬＳシステムを備えた油圧駆動装置において、ポンプ吐出流量のサチュレーション状態が生じても特定のアクチュエータに優先的に圧油を供給してその速度変化を抑えることができ、かつエンジン回転数の設定に係わらず同様に優先性を維持することができ、優れた操作性を実現することができる。
【００７１】
また、油圧ポンプのロードセンシング制御と圧力補償弁の動作の干渉を回避することができ、システムの安定性を維持することが可能になる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施の形態に係わる油圧駆動装置の全体構成を示す図である。
【図２】ポンプ傾転制御機構による油圧ポンプのＰＱ特性を示す図である。
【図３】従来技術に基づく構成を比較例１として示す図１と同様な図である。
【図４】比較例１の対策例を比較例２として示す図１と同様な図である。
【図５】比較例１及び２におけるポンプ傾転制御機構による油圧ポンプのＰＱ特性を示す図である。
【図６】図１に示した油圧駆動装置における目標補償差圧の変化を示す図である。
【図７】比較例２の旋回動作時のポンプと旋回圧力補償弁の動きを表形式で示す図である。
【図８】本実施の形態の旋回動作時のポンプと旋回圧力補償弁の動きを表形式で示す図である。
【符号の説明】
１  エンジン
２  メインの油圧ポンプ
３ａ  アクチュエータ（旋回モータ９）
３ｂ  アクチュエータ（ブームシリンダ）
３ｃ  アクチュエータ（アームシリンダ）
４  コントロールバルブ
４ａ，４ｂ，４ｃ  流量制御弁
５  供給油路
６ａ，６ｂ，６ｃ  流量制御弁
７ａ，７ｂ，７ｃ  圧力補償弁
８ａ，８ｂ，８ｃ、８ｄ  負荷ライン
９ａ，９ｂ  シャトル弁
１０  信号ライン
１１  差圧減圧弁
１１ａ，１１ｂ，１１ｃ  受圧部
１２  ポンプ傾転制御機構
１２ａ  馬力制御傾転アクチュエータ
１２ｂ  ＬＳ制御弁
１２ｃ  ＬＳ制御傾転アクチュエータ
１３  エンジン回転数検出回路
３１  吐出ライン
３２  リリーフ弁
５０  流量検出弁
５０ａ  絞り部
５１  差圧減圧弁
５１ａ，５１ｂ，５１ｃ  受圧部
５３，５４  信号ライン
６０ａ，６０ｂ，６０ｃ  負荷ポート
６１，６２  メータイン可変絞り部
７０ａ，７０ｂ，７０ｃ  受圧部
７１ａ，７１ｂ，７１ｃ  受圧部
７２ａ，７２ｂ，７２ｃ  受圧部
９０  ポンプ傾転可変機構
９１  リミッタ
【図１】
0003907040.tif 000002
【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
0003907040.tif 000006
【図６】
0003907040.tif 000007
【図７】
0003907040.tif 000008
【図８】
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