(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
油圧ポンプと、この油圧ポンプから吐出される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前記複数のアクチュエータに供給される圧油の流量をそれぞれ制御する複数の方向切換弁と、前記複数の方向切換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力が前記複数のアクチュエータの最高負荷圧より所定値だけ高くなるようポンプ吐出流量を制御するロードセンシング制御のポンプ制御手段とを備えた油圧駆動装置において、
前記複数の圧力補償弁のうち、前記旋回モータに係わる旋回セクション以外の圧力補償弁に設けられ、前記油圧ポンプの吐出圧力と前記複数のアクチュエータの最高負荷圧との差圧を目標補償差圧として設定する第１手段と、
前記旋回セクションの圧力補償弁に設けられ、その目標補償差圧を設定する第２手段と、
前記複数の圧力補償弁のうち、少なくとも前記旋回セクションの圧力補償弁に設けられ、前記旋回モータの負荷圧が上昇すると、前記第２手段で設定された目標補償差圧を小さくし、旋回セクションの圧力補償弁に負荷依存特性を持たせる第３手段と、
前記旋回セクションの圧力補償弁に設けられ、前記第２手段で設定され、前記第３手段で補正される目標補償差圧の下限が、前記油圧ポンプの吐出圧力と前記複数のアクチュエータの最高負荷圧との差圧が低下したときに前記第１手段により設定される目標補償差圧よりも小さくならないように、前記第２手段で設定され、前記第３手段で補正される目標補償差圧の下限を設定する第４手段とを備える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、
前記第２手段は、前記第１手段と同様、前記油圧ポンプの吐出圧力と前記複数のアクチュエータの最高負荷圧との差圧を前記目標補償差圧として設定する手段であり、
前記第４手段は、前記第２手段で設定された目標補償差圧自体の低下と前記第３手段で与えられた負荷依存特性による目標補償差圧の低下の両方に対して下限設定手段として機能することを特徴とする油圧駆動装置。
【請求項３】
請求項１記載の油圧駆動装置において、
前記第２手段は、前記油圧ポンプの吐出圧力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変化しない値を前記目標補償差圧として設定する手段であり、
前記第４手段は、前記第３手段で与えられた負荷依存特性による目標補償差圧の低下に対して下限設定手段として機能することを特徴とする油圧駆動装置。
【請求項４】
請求項１〜３のいずれか１項記載の油圧駆動装置において、
前記第４手段は、前記第２手段で設定され、前記第３手段で補正される目標補償差圧が所定値に達すると、前記旋回セクションの圧力補償弁のスプールに開け方向の付勢力を付与する付勢手段であることを特徴とする油圧駆動装置。
【請求項５】
請求項４記載の油圧駆動装置において、
前記付勢手段は、前記第２手段で設定され、前記第３手段で補正される目標補償差圧が所定値に達すると、前記旋回セクションの圧力補償弁のスプールに作用し、このスプールを開け方向に付勢する下限設定バネであることを特徴とする油圧駆動装置。
【請求項６】
請求項１又は２記載の油圧駆動装置において、
前記第４手段は、前記第２手段で設定され、前記第３手段で補正される目標補償差圧に常時補助的な値を付加する付勢手段であり、
前記旋回セクションの方向切換弁は、そのメータイン可変絞りの開口面積が、前記付勢手段で付加される補助的な値の目標補償圧相当分だけ、旋回セクション以外の方向切換弁の開口面積より小さくなるように構成されている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、
前記付勢手段は、前記旋回セクションの圧力補償弁のスプールの開け方向に常時作用する旋回優先バネ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、油圧ショベル等、旋回制御系を含む建設機械の油圧駆動装置に係わり、特に旋回モータを含む複数のアクチュエータにそれぞれの方向切換弁を介して油圧ポンプからの圧油を供給する際に、油圧ポンプの吐出流量をロードセンシングシステムにより制御しかつ方向切換弁の前後差圧をそれぞれの圧力補償弁により制御する油圧駆動装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
油圧ポンプの吐出流量をロードセンシングシステム（以下、適宜ＬＳシステムという）により制御する油圧駆動装置として、特開昭６０−１１７０６号公報に記載のものがある。また、旋回制御系を含む建設機械の油圧駆動装置でＬＳシステムを備えかつ旋回制御系の独立性と操作性を実現するものとして、特開平１０−３７９０７号公報に記載のものがある。更に、旋回制御系を含む建設機械のオープンセンタタイプの油圧駆動装置で旋回制御系の独立性を実現するものとして、実機搭載の３ポンプシステムがある。更に、油圧ポンプの吐出流量をＬＳシステムにより制御する油圧駆動装置で圧力補償弁に負荷依存特性を持たせたものとして、特開平１０−８９３０４号公報に記載のものがある。
特開昭６０−１１７０６号公報に記載の油圧駆動装置は、複数の圧力補償弁のそれぞれに、油圧ポンプの吐出圧力と複数のアクチュエータの最高負荷圧との差圧を目標補償差圧として設定する手段を設けたものであり、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方向切換弁のの要求する流量に満たないサチュレーション状態になると、このサチュレーション状態により油圧ポンプの吐出圧力と最高負荷圧の差圧が低くなることにより、圧力補償弁のそれぞれの目標補償差圧が小さくなり、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できる。
【０００３】
特開平１０−３７９０７号公報に記載の油圧駆動装置及び実機搭載の３ポンプシステムは、いずれも、旋回モータを含む旋回セクションに関して、独立した油圧ポンプを用いたオープンセンタタイプの独立した回路により他のアクチュエータと別回路を構成し、旋回制御系の独立性と操作性を確保したものである。
【０００４】
特開平１０−８９３０４号公報に記載の油圧駆動装置は、複数の圧力補償弁のそれぞれについて、圧力補償弁の油圧室のうち、方向切換弁の入側圧力が導かれる閉じ方向作用の油圧室の受圧面積を、方向切換弁の出側圧力が導かれる開け方向作用の油圧室の受圧面積よりも大きくすることにより、各アクチュエータの負荷圧の増加に対して圧力補償弁の目標補償差圧を小さくし（圧力補償弁を絞り）、アクチュエータへの供給流量を減らす負荷依存特性を持たせたものであり、これにより低負荷側、高負荷側共操作性が良く、ハンチングを生じず、安定して動作し得るようになる。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上記従来の油圧駆動装置は、旋回制御系に関して次のような問題がある。
【０００６】
特開昭６０−１１７０６号公報：下記問題点▲１▼▲２▼
特開平１０−８９３０４号公報：下記問題点▲２▼▲３▼
特開平１０−３７９０７号公報：下記問題点▲４▼
実機搭載のオープンセンタタイプの３ポンプシステム：下記問題点▲４▼
▲１▼旋回単独起動時の操作性のギクシャク感
▲２▼旋回単独動作から旋回複合動作への移行時又はその逆の場合の旋回速度変化
▲３▼旋回複合起動時の旋回速度の極端な低下
▲４▼別回路を設けることによるコスト・スペースの増加及び回路構成の複雑化
【０００７】
（１）特開昭６０−１１７０６号公報
特開昭６０−１１７０６号公報に記載のＬＳシステムを備えた油圧駆動装置では、これを旋回制御系に用いた場合、旋回制御系は慣性負荷を伴うため、油圧ポンプのロードセンシング制御（以下、適宜ＬＳ制御という）と圧力補償弁の流量補償機能とのバランスが取り難くなる。これは、次の理由により、旋回加速時から定常回転へ移行する段階での旋回駆動圧力の制御に際して、圧力補償弁の応答性と油圧ポンプのＬＳ制御の応答性との間でバランスが取り難いことが挙げられる。
【０００８】
(1)旋回起動・加速時は、一定流量を保持するため、ポンプＬＳ制御は旋回起動圧に応じて油圧ポンプの吐出圧力を高く制御する。
【０００９】
(2)圧力補償弁は方向切換弁の絞り要素前後の差圧を一定に保持するため、負荷圧の上昇により低下する傾向にある通過流量を増やす方向に動作している。
【００１０】
(3)旋回が定常速度に達すると旋回駆動圧が下がるため、ポンプＬＳ制御は起動・加速時ほど油圧ポンプの吐出圧力を高く制御する必要がなく、油圧ポンプの吐出圧力を下げる方向に動作する。
【００１１】
(4)圧力補償弁は、旋回駆動圧の低下により、増加する傾向にある通過流量を減らす方向に動作する。
【００１２】
上記(1)〜(4)の移行が急峻なため、旋回操作性はギクシャクとしたものになる（上記▲１▼）。
【００１３】
また、上記のように複合動作時に、油圧ポンプの吐出流量が複数の方向切換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ると、このサチュレーション状態に応じて圧力補償弁のそれぞれの目標補償差圧が小さくなり、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。この機能により、複合動作時にもそれぞれのアクチュエータは、スピードダウンするものの、その動作を目的とした割合で動作するため、操作感を損なわない。
【００１４】
しかし、このスピードダウンは、旋回動作に関しても同様に発生し、旋回を含む複合動作時に旋回速度は他のアクチュエータと同じくスピードダウンする。このスピードダウンは、旋回複合動作から旋回単独動作に移行する場合、又はその逆の場合には旋回速度の変化を生じ、オペレータに違和感を与える（上記▲２▼）。
【００１５】
（２）特開平１０−８９３０４号公報
特開平１０−８９３０４号公報に記載の油圧駆動装置は、圧力補償弁に負荷依存特性を持たせたため、旋回単独起動時、旋回モータの高圧の負荷圧に応じて圧力補償弁の目標補償差圧が低下し、定常状態に移行すると旋回モータの低下した負荷圧に応じて圧力補償弁の目標補償差圧も元に戻り、これにより旋回操作性のギクシャク感なく旋回を起動できる。しかし、旋回複合動作時に油圧ポンプの吐出流量がサチュレーション状態になると、油圧ポンプの吐出流量をそれぞれの方向切換弁が要求する流量の比に再分配することは、特開昭６０−１１７０６号公報に記載の油圧駆動装置と同じであり、旋回複合動作から旋回単独動作に移行する場合、又はその逆の場合には旋回速度の変化を生じ、オペレータに違和感を与える（上記▲２▼）。
【００１６】
また、圧力補償弁に負荷依存特性を持たせているため、旋回複合起動時、旋回セクションの圧力補償弁は、油圧ポンプの吐出流量の状態に応じて圧力補償弁の目標補償差圧が小さくなるだけでなく、旋回モータの負荷圧がリリーフ圧まで上昇する負荷依存特性によっても目標補償差圧が低下し、この目標補償差圧の低下は定常状態に移行するまで持続する。この結果、旋回複合起動時の旋回速度が他のアクチュエータに比べて極端に低下し、旋回複合起動の旋回操作性が損なわれる（上記▲３▼）。
【００１７】
（３）特開平１０−３７９０７号公報に記載の油圧駆動装置や実機搭載のオープンセンタタイプの３ポンプシステム
特開平１０−３７９０７号公報に記載の油圧駆動装置では、旋回制御系をオープンセンタタイプの別回路で構成することにより、旋回操作性をＬＳシステムにおいて確保している。また、実機搭載のオープンセンタタイプの３ポンプシステムでも、旋回制御系はオープンセンタタイプの別回路であり、旋回操作性を確保してる。
【００１８】
即ち、オープンセンタタイプの場合、旋回起動時、駆動圧が上昇すると、センタバイパス油路を経てタンクに還流する流量が増えるため、旋回セクションの方向切換弁の絞りを通過する圧油の流量が減少する。このため、旋回モータに供給される圧油の流量は起動・加速時に制限される。旋回速度が定常速度に達すると、駆動圧は起動時ほど高くないため、流量の制限はなくなり、旋回セクションの方向切換弁の絞りの開口相当の流量が旋回モータに供給される。これによりＬＳ制御のような旋回単独起動時の操作性のギクシャク感を生じることなく、スムーズに旋回起動が行える。
【００１９】
また、上記▲２▼の問題はＬＳシステムのみによらず、オープンセンタタイプのシステムでも発生するが、特開平１０−３７９０７号公報に記載の油圧駆動装置や実機搭載のオープンセンタタイプの３ポンプシステムでは、旋回制御系をオープンセンタタイプの別回路で構成することにより、旋回制御系の独立性を実現し、旋回速度変化は生じない。
【００２０】
しかし、特開平１０−３７９０７号公報に記載の油圧駆動装置や実機搭載のオープンセンタタイプの３ポンプシステムでは、旋回制御系を、他のアクチュエータのシステムとは別回路で並列に構成しなくてはならなず、その分コスト高となりかつ設置スペースも大となると共に、旋回制御系用の油圧ポンプを別に設けなくてはならず、特に特開平１０−３７９０７号公報のシステムでは、並列に配置されるＬＳシステムとのパワーバランスをとるため、信号経路が必要となり、回路構成が複雑となる（上記▲４▼）。
【００２１】
本発明の目的は、旋回制御系を含む油圧駆動装置において、旋回単独、複合のいずれの起動時にも、旋回操作性のギクシャク感がなく加速して定常状態に移行でき、しかも旋回単独動作から旋回複合動作への移行時又はその逆の場合の旋回速度変化が抑えられ、かつ複合の起動時に他のアクチュエータに比べ旋回速度が極端に遅くならず、優れた旋回操作性と旋回独立性を確保できると共に、別回路を設けることによるコスト・スペースの増加や回路構成の複雑化の問題を生じない油圧駆動装置を提供することである。
【００２２】
【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、油圧ポンプと、この油圧ポンプから吐出される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前記複数のアクチュエータに供給される圧油の流量をそれぞれ制御する複数の方向切換弁と、前記複数の方向切換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力が前記複数のアクチュエータの最高負荷圧より所定値だけ高くなるようポンプ吐出流量を制御するロードセンシング制御のポンプ制御手段とを備えた油圧駆動装置において、前記複数の圧力補償弁のうち、前記旋回モータに係わる旋回セクション以外の圧力補償弁に設けられ、前記油圧ポンプの吐出圧力と前記複数のアクチュエータの最高負荷圧との差圧を目標補償差圧として設定する第１手段と、前記旋回セクションの圧力補償弁に設けられ、その目標補償差圧を設定する第２手段と、前記複数の圧力補償弁のうち、少なくとも前記旋回セクションの圧力補償弁に設けられ、前記旋回モータの負荷圧が上昇すると、前記第２手段で設定された目標補償差圧を小さくし、旋回セクションの圧力補償弁に負荷依存特性を持たせる第３手段と、前記旋回セクションの圧力補償弁に設けられ、前記第２手段で設定され、前記第３手段で補正される目標補償差圧の下限が、前記油圧ポンプの吐出圧力と前記複数のアクチュエータの最高負荷圧との差圧が低下したときに前記第１手段により設定される目標補償差圧よりも小さくならないように、前記第２手段で設定され、前記第３手段で補正される目標補償差圧の下限を設定する第４手段とを備えるものとする。
【００２３】
以上のように構成した本発明においては、旋回セクションの圧力補償弁に第３手段を設け負荷依存特性を持たせることにより、旋回起動時に旋回モータの負荷圧の変化に応じて旋回セクションの圧力補償弁は流量を微調整し、旋回モータはスムーズに加速して定常状態に移行するものとなる。
【００２４】
また、旋回セクションの圧力補償弁の目標補償差圧を設定する第２手段は、第１手段と同じように、油圧ポンプの吐出圧力と複数のアクチュエータの最高負荷圧との差圧を目標補償差圧として設定する手段であってもよく、この場合は、上記のように第４手段を設けることにより、この第４手段が第２手段で設定された目標補償差圧自体の低下と第３手段で与えられた負荷依存特性による目標補償差圧の低下の両方に対して下限設定手段として機能するものとなる（下記（２）参照）。これにより油圧ポンプの吐出流量がサチュレーション状態になり旋回セクションの圧力補償弁の目標補償差圧が低下しようとするとき、或いは旋回モータの負荷圧が高圧になり旋回セクションの圧力補償弁の目標補償差圧が負荷依存特性により低下しようとするとき、或いはそれらが同時に起こるとき、第４手段はその目標補償差圧の低下を制限し、旋回モータに優先的に圧油が供給されるものとなる。その結果、旋回単独動作から旋回複合動作への移行時又はその逆の場合の旋回速度変化が抑えられ、かつ複合の起動時に他のアクチュエータに比べ旋回速度が極端に遅くならず、優れた旋回操作性と旋回独立性を確保できる。
【００２５】
旋回セクションの圧力補償弁の目標補償差圧を設定する第２手段は、油圧ポンプの吐出圧力と複数のアクチュエータの最高負荷圧との差圧により変化しない値を目標補償差圧として設定する手段であってもよく、この場合は、第４手段は、第３手段で与えられた負荷依存特性による目標補償差圧の低下に対して下限設定手段として機能するものとなる（下記（３）参照）。これにより油圧ポンプの吐出流量がサチュレーション状態になっても、旋回セクションの圧力補償弁の目標補償差圧は低下せず、かつ旋回モータの負荷圧が高圧になり旋回セクションの圧力補償弁の目標補償差圧が負荷依存特性により低下しようとするとき、第４手段はその目標補償差圧の低下を制限し、サチュレーション或いは負荷依存特性による目標補償差圧の低下が単独或いは同時のいずれで起こっても、旋回モータに優先的に圧油が供給されるものとなる。その結果、旋回単独動作から旋回複合動作への移行時又はその逆の場合の旋回速度変化が抑えられ、かつ複合の起動時に他のアクチュエータに比べ旋回速度が極端に遅くならず、優れた旋回操作性と旋回独立性を確保できる。
【００２６】
更に、別回路を設けることなく上記の機能を達成するので、コスト・スペースの増加や回路構成の複雑化の問題も生じない。
【００２７】
（２）上記（１）において、好ましくは、前記第２手段は、前記第１手段と同様、前記油圧ポンプの吐出圧力と前記複数のアクチュエータの最高負荷圧との差圧を前記目標補償差圧として設定する手段であり、前記第４手段は、前記第２手段で設定された目標補償差圧自体の低下と前記第３手段で与えられた負荷依存特性による目標補償差圧の低下の両方に対して下限設定手段として機能する。
【００２８】
これにより上記（１）で述べたように、油圧ポンプの吐出流量がサチュレーション状態になり旋回セクションの圧力補償弁の目標補償差圧が低下しようとするとき、或いは旋回モータの負荷圧が高圧になり旋回セクションの圧力補償弁の目標補償差圧が負荷依存特性により低下しようとするとき、或いはそれらが同時に起こるとき、第４手段はその目標補償差圧の低下を制限し、旋回モータに優先的に圧油が供給されるものとなり、優れた旋回操作性と旋回独立性を確保できる。
【００２９】
（３）また、上記（１）において、前記第２手段は、前記油圧ポンプの吐出圧力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変化しない値を前記目標補償差圧として設定する手段であってもよく、この場合、前記第４手段は、前記第３手段で与えられた負荷依存特性による目標補償差圧の低下に対して下限設定手段として機能する。
【００３０】
これにより上記（１）で述べたように、油圧ポンプの吐出流量がサチュレーション状態になっても、旋回セクションの圧力補償弁の目標補償差圧は低下せず、かつ旋回モータの負荷圧が高圧になり旋回セクションの圧力補償弁の目標補償差圧が負荷依存特性により低下しようとするときは、第４手段はその目標補償差圧の低下を制限し、サチュレーション或いは負荷依存特性による目標補償差圧の低下が単独或いは同時のいずれで起こっても、旋回モータに優先的に圧油が供給されるものとなり、優れた旋回操作性と旋回独立性を確保できる。
【００３１】
（４）更に、上記（１）〜（３）において、好ましくは、前記第４手段は、前記第２手段で設定され、前記第３手段で補正される目標補償差圧が所定値に達すると、前記旋回セクションの圧力補償弁のスプールに開け方向の付勢力を付与する付勢手段である。
【００３２】
これにより第４手段は、付勢手段が付与する付勢力相当の値以下に旋回セクションの圧力補償弁の目標補償差圧を低下させず、目標補償差圧の下限を設定するものとなる。
【００３３】
（５）上記（４）において、好ましくは、前記付勢手段は、前記第２手段で設定され、前記第３手段で補正される目標補償差圧が所定値に達すると、前記旋回セクションの圧力補償弁のスプールに作用し、このスプールを開け方向に付勢する下限設定バネである。
【００３４】
これにより付勢手段は、旋回セクションの圧力補償弁の目標補償差圧が所定値に達すると、旋回セクションの圧力補償弁のスプールに開け方向の付勢力を付与するものとなる。
【００３５】
（６）また、上記（１）及び（２）において、好ましくは、前記第４手段は、前記第２手段で設定され、前記第３手段で補正される目標補償差圧に常時補助的な値を付加する付勢手段であり、前記旋回セクションの方向切換弁は、そのメータイン可変絞りの開口面積が、前記付勢手段で付加される補助的な値の目標補償圧相当分だけ、旋回セクション以外の方向切換弁の開口面積より小さくなるように構成されている。
【００３６】
これにより第４手段は、付勢手段で付加する補助的な値の分、旋回セクションの圧力補償弁の目標補償差圧の低下を制限し、目標補償差圧の下限を設定するものとなる。
【００３７】
（７）上記（６）において、好ましくは、前記付勢手段は、前記旋回セクションの圧力補償弁のスプールの開け方向に常時作用する旋回優先バネである。
【００３８】
これにより付勢手段は、旋回セクションの圧力補償弁の目標補償差圧に常時補助的な値を付加するものとなる。
【００３９】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施形態を図面を用いて説明する。
【００４０】
図１は本発明の第１の実施形態による油圧駆動装置を示すものであり、油圧ポンプ１と、この油圧ポンプ１から吐出される圧油により駆動される旋回モータ２を含む複数のアクチュエータ２〜６と、油圧ポンプ１から複数のアクチュエータ２〜６に供給される圧油の流量をそれぞれ制御するクローズドセンタタイプの複数の方向切換弁７〜１１と、複数の方向切換弁７〜１１の前後差圧をそれぞれ制御する複数の圧力補償弁１２〜１６と、方向切換弁７〜１１と圧力補償弁１２〜１６との間に配置され、圧油の逆流を防止するロードチェック弁１７ａ〜１７ｅと、油圧ポンプ１の吐出圧力が複数のアクチュエータ２〜６の最高負荷圧より所定値だけ高くなるようポンプ吐出流量を制御するロードセンシング制御のポンプ制御装置１８とを備えている。旋回モータ２のアクチュエータラインにはオーバロードリリーフ弁６０ａ，６０ｂが設けられている。他のアクチュエータ３〜６にも同様なオーバロードリリーフ弁が設けられているが、図示は省略する。
【００４１】
複数の方向切換弁７〜１１には自己負荷圧の検出ライン２０〜２４が設けられ、これら検出ライン２０〜２４で検出された負荷圧のうちの最高負荷圧が信号ライン２５〜２９、シャトル弁３０〜３３及び信号ライン３４〜３６を介して検出され、信号ライン３７に導出される。
【００４２】
ポンプ制御装置１８は、油圧ポンプ１の容量可変部材である斜板１ａに連結された傾転制御アクチュエータ４０と、このアクチュエータ４０の油圧室４０ａと油圧ポンプ１の吐出油路１ｂ及びタンク１９との接続を切換制御するロードセンシング制御弁（以下、ＬＳ制御弁という）４１とを有している。ＬＳ制御弁には制御圧として油圧ポンプ１の吐出圧力と信号ライン３７の最高負荷圧とが対向して作用する。ポンプ吐出圧力が最高負荷圧力とバネ４１ａの設定値（目標ＬＳ差圧）との合計圧力よりも高くなると、アクチュエータ４０の油圧室４０ａを油圧ポンプ１の吐出油路１ｂに接続し、油圧室４０ａに高圧を導くことでピストン４０ｂをバネ４０ｃの力に打ち勝って図示左方に移動し、斜板１ａの傾転を減少させて油圧ポンプ１の吐出流量を減らす。逆に、ポンプ吐出圧力が最高負荷圧力とバネ４１ａの設定値（目標ＬＳ差圧）との合計圧力よりも低くなると、アクチュエータ４０の油圧室４０ａをタンク１９に接続し、油圧室４０ａを減圧することでバネ４０ｃの力でピストン４０ｂを図示右方に移動し、斜板１ａの傾転を増加させて油圧ポンプ１の吐出流量を増やす。このようなＬＳ制御弁の動作により、ポンプ吐出圧力が最高負荷圧力よりバネ４１ａの設定値（目標ＬＳ差圧）だけ高くなるように油圧ポンプ１の吐出流量が制御される。
【００４３】
圧力補償弁１２〜１６は、それぞれ、方向切換弁７〜１１の上流側の圧力を閉じ方向に作用させ、方向切換弁７〜１１の下流側の圧力である検出ライン２０〜２４の圧力（負荷圧）を開け方向に作用させると共に、信号ライン３７に導出した最高負荷圧力を閉じ方向に作用させ、油圧ポンプ１の吐出圧力を開け方向に作用させ、これにより上記のようにＬＳ制御された油圧ポンプ１の吐出圧力と最高負荷圧力との差圧（以下、適宜ＬＳ制御差圧という）を目標補償差圧としてそれぞれの方向切換弁７〜１１の前後差圧を制御するようになっている。
【００４４】
圧力補償弁１２〜１６に作用するそれぞれの方向切換弁７〜１１の上流側の圧力は信号ライン５０ａ〜５０ｅにより取り出され、方向切換弁７〜１１の下流側の圧力である検出ライン２０〜２４の圧力（負荷圧）は信号ライン５１ａ〜５１ｅにより取り出され、信号ライン３７の最高負荷圧力は信号ライン５２及び５２ａ〜５２ｅにより取り出され、油圧ポンプ１の吐出圧力は信号ライン５３及び５３ａ〜５３ｅにより取り出される。圧力補償弁１３〜１６において、信号ライン５２b〜５２ｅにより取り出された最高負荷圧力は油室１３ａ〜１６ａに負荷され、信号ライン５３ｂ〜５３ｅにより取り出された油圧ポンプ１の吐出圧力は油室１３ｂ〜１６ｂに負荷され、上記の目標補償差圧を設定する。圧力補償弁１２の目標補償差圧を設定する油室については後述する。
【００４５】
また、圧力補償弁１２は、方向切換弁７の上流側の圧力を閉じ方向に作用させ、方向切換弁７の下流側の圧力である検出ライン２０の圧力（旋回モータ２の負荷圧）を開け方向に作用させるときに、旋回モータ２の負荷圧が上昇すると、方向切換弁７を通過する圧油の流量を制限するよう目標補償差圧を小さくする負荷依存特性を有する構成になっていると共に、目標補償差圧の設定側である開け方向作用側に下限設定バネ５５を有している。この下限設定バネ５５は他のセクションの圧力補償弁１３〜１６の目標補償差圧がバネ５５の設定値よりも低くなったときにのみ圧力補償弁１２のスプールに作用し、目標補償差圧がその設定値以下に小さくならないよう下限を設定するものである。
【００４６】
圧力補償弁１２の構造を図２に示す。
【００４７】
図２において、圧力補償弁１２は、第１ボディ３０１ａと第２ボディ３０１ｂの２つのボディを有し、これらボディは適宜ボルト締め等の方法で（図示せず）一体に組付けられている。第１ボディ３０１ａには小径穴３２１と、この小径穴３２１に続く中径穴３２２とが設けられ、小径穴３２１に直径ｄ1の第１スプール３１１が摺動可能に嵌合し、中径穴３２２に直径ｄ3（＞ｄ1）の第２スプール３１２が摺動可能に嵌合している。第２ボディ３０１ｂには前記中径穴３２２に続く大径穴３２３と、この大径穴３２３に続く、前記小径穴３２１と同径の小径穴３２５とが設けられ、大径穴３２３及び小径穴３２５に第３スプール３１０が摺動可能に嵌合し、この第３スプール３１０は大径穴３２３に摺動可能に嵌合する直径ｄ2（＞ｄ3）の第１及び第２の大径部３１３，３１４と、小径穴３２５に摺動可能に嵌合する直径ｄ1の小径部３１５とを有している。
【００４８】
小径穴３２１の端面には凸部３２１ａが設けられ、凸部３２１ａの周囲に油室３３１が形成されると共に、第１スプール３１１の端面には凸部３２１ａを受け入れる凹部３１１ａが設けられ、凸部３２１ａの端面と凹部３１１ａの底部との間に上記各スプールを閉じ方向に押す初期位置保持用の弱いスプリング３５０を配している。また、スプリング３５０が配された室は凸部３２１ａ内に形成された通路３２１ｂを介して外部の油室３３１と連通している。
【００４９】
油室３３１の凸部３２１の周囲に上記の下限設定バネ５５が配され、第１スプール３１１の端面に向き合っている。この下限設定バネ５５は、図示の初期位置では第１スプール３１１の端面に向き合っているだけでそれから離れており、上記各スプールを開き方向に押す力は生じない。
【００５０】
また、ボディ３０１ａにはポンプポート３４１及び負荷圧ポート３４２が形成され、ボディ３０１ｂにはタンクポート３４３、出口ポート３４４、入口ポート３４５、最高負荷圧力ポート３４６が形成されている。ポンプポート３４１は、油圧ポンプ１の吐出圧力の信号ライン５３ａと連通しかつ油室３３１に開口し、負荷圧ポート３４２は、負荷圧の信号ライン５１ａに連通しかつ小径穴３２１と中径穴３２２の接続部に形成した油室３３２に開口している。また、タンクポート３４３は、タンク１９に連通しかつ第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に設けた油室３３３に開口し、出口ポート３４４は、ロードチェック弁１７ａに接続されかつ第１及び第２のスプール大径部３１３，３１４間の大径穴３２３に設けた油室３２８に開口し、入口ポート３４５は、ポンプ吐出油路１ｂと連通しかつ第３スプール３１０の第２の大径部３１４に設けた開閉可能な絞り部３１６の入側に開口し、最高負荷圧力ポート３４６は、最高負荷圧力の信号ライン５２ａと連通しかつ第３スプール３１０の第２の大径部３１４と小径部３１５との連続部が位置する大径穴３２３の部分に設けた油室３３６開口している。
【００５１】
また、小径部３１５と小径穴端面３３０間に、第３スプール３１０内に設けたパイロット油路５０ａを介して出口ポート３４４の油室３２８と連通する油室３３４を設けている。
【００５２】
第１ボディ３０１ａと第２ボディ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ィ３０１を組成するが、この際第１ボディ３０１ａ側中径穴３２２と第２ボディ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。
【００５３】
以上の構成により、圧力補償弁１２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５０ａを介して油室３３４内の小径部３１５の端面３４０の受圧面積Ｂ1に、最高負荷圧力ポート３４６の最高負荷圧力（ＰLmax）を油室３３６内の第２の大径部３１４の断面積から小径部３１５の断面積を差し引いた段差部の受圧面積Ｂ2に、それぞれ作用させる。また、圧力補償弁１２は開く方向にポンプポート３４１を介してポンプ吐出圧力（Ｐs）を油室３３１内の第１スプール３１１の端面の受圧面積Ｂ1に、負荷圧力ポート３４２の負荷圧力（ＰL）を油室３３２内の第２スプール３１２の断面積から第１スプール３１１の断面積Ｂ1を差し引いた段差部の受圧面積Ｂ3に、それぞれ作用させる。なお、油室３３３内の第１の大径部３１３の断面積から第２スプール３１２の断面積を引いた段差部の受圧面積は、油室３３がタンクポート３４３によりタンク１９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。
【００５４】
そして、上記受圧面積Ｂ2と第１スプール３１１の受圧面積Ｂ1とをほぼ同じとし（Ｂ1＝Ｂ2）、加えて受圧面積Ｂ3は第１スプールの受圧面積Ｂ1（＝Ｂ2）よリ小にし（Ｂ1＞Ｂ3）、旋回モータ２の負荷圧（ＰL）の増加に応じてその旋回モータ２に通じる方向切換弁７の通過流量を減少する負荷依存特性を持たせたものである。
【００５５】
即ち、第１スプール３１１、第２スプール３１２及び第３スプール３１３の油圧バランスを考えると、Ｂ1Ｐs−Ｂ2ＰLmaxに対しＢ1Ｐz−Ｂ3ＰLがつり合うことで圧力補償弁１２は機能するため、以下の式が成り立つ。
【００５６】
Ｂ1Ｐs−Ｂ2ＰLmax＝Ｂ1Ｐz−Ｂ3ＰL
Ｂ1＝Ｂ2より、
Ｂ1（Ｐs−ＰLmax）＝Ｂ2Ｐz−Ｂ3ＰL
Ｐs−ＰLmaxはＬＳ制御された油圧ポンプ１の吐出圧力Ｐsと最高負荷圧力ＰLmaxとの差圧（ＬＳ制御差圧）であるので、これをΔＰcとすると、
Ｂ1ΔＰc＝Ｂ2Ｐz−Ｂ3ＰL                    …（１）
方向切換弁７の前後差圧をΔＰとすると、
ΔＰ＝Ｐz−ＰL
となる。また、（１）式を変形して、
Ｂ1ΔＰc＋（Ｂ3−Ｂ2）ＰL＝Ｂ2（Ｐz−ＰL）
よって、
0003853123.tif 000002
ここで、Ｂ1／Ｂ2＝α、Ｂ3／Ｂ2＝βとおくと、
ΔＰ＝Ｐz−ＰL＝αΔＰc−（１−β）ＰL                …（３）
即ち、Ｂ2＝Ｂ3であれば（Ｂ2とＢ3に面積差がなければ）、
ΔＰ＝αΔＰc
でΔＰはΔＰc（ＬＳ制御差圧）だけで決まるが、Ｂ2≠Ｂ3で面積差があるため、ΔＰはその面積差により負荷圧ＰLの影響を受け、負荷圧ＰLが増加するに従ってΔＰを小さくし方向切換弁７の通過流量を減少する負荷依存特性を有している。
【００５７】
図３に圧力補償弁１２の負荷依存特性を示す。図３の横軸は負荷圧であり、ＰLで表し、縦軸は目標補償差圧であり、ΔＰvで表している。点線は旋回モータ２のセクション（以下、旋回セクションという）以外の圧力補償弁１３〜１６の目標補償差圧を参考に示している。旋回セクション以外の圧力補償弁１３〜１６はそれらのアクチュエータ３〜６の負荷圧ＰLが増加しても、目標補償差圧ΔＰvはＬＳ制御差圧ΔＰcに保たれるが、旋回セクションの圧力補償弁１２は、負荷圧ＰLが増加すると負荷圧ＰLの増加に従って目標補償差圧ΔＰvが小さくなる。
【００５８】
図４に、圧力補償弁１２に負荷依存特性がないと仮定した場合の下限設定バネ５５による目標補償差圧の下限設定機能を示す。図４の横軸は、方向切換弁７とその他の方向切換弁８〜１１が要求する流量（バルブ要求流量）の総和であり、Ｑrで表している。これは方向切換弁７〜１１を切り換え操作するための図示しない操作レバー装置のレバー操作量の合計、即ち旋回モータ２及びそのアクチュエータの全要求流量に対応する。縦軸は圧力補償弁１２及びその他の圧力補償弁１３〜１６に設定される目標補償差圧ΔＰvである。また、下限設定バネ５５の設定差圧（目標補償差圧の下限値）をＰbとする。
【００５９】
旋回モータ２とその他のアクチュエータを同時に駆動する旋回複合動作時、方向切換弁７とその他の方向切換弁８〜１１のバルブ要求流量の総和Ｑrが油圧ポンプ１の最大吐出流量Ｑｐｍａｘよりも少なく、油圧ポンプ１の吐出流量がサチュレーション状態にないときは、圧力補償弁１２を含め全ての圧力補償弁の目標補償差圧ΔＰvはＬＳ制御差圧ΔＰcで一定である。
【００６０】
バルブ要求流量の総和Ｑrが油圧ポンプ１の最大吐出流量Ｑｐｍａｘを超え、油圧ポンプ１の吐出流量がサチュレーション状態になると、ＬＳ制御差圧ΔＰcが旋回セクションの圧力補償弁１２の下限設定バネ５５の設定差圧Ｐbに低下するまでは、全ての圧力補償弁の目標補償差圧ΔＰvはＬＳ制御差圧ΔＰcの低下と共に小さくなり、ＬＳ制御差圧ΔＰcが下限設定バネ５５の設定差圧Ｐbまで低下すると、それ以降は旋回セクションの圧力補償弁１２の目標補償差圧ΔＰvは下限設定バネ５５の設定差圧Ｐbに保持され、それ以下には小さくならず、旋回セクション以外の圧力補償弁の目標補償差圧ΔＰvは、ＬＳ制御差圧ΔＰcの低下と共に小さくなり続ける。
【００６１】
図中、太線の破線は旋回セクションを含む複合動作時の旋回セクション以外の圧力補償弁１３〜１６の目標補償差圧ΔＰvの変化であり、細線の破線は旋回セクションを含まない複合動作時の圧力補償弁１３〜１６の目標補償差圧ΔＰvの変化である。旋回セクションを含む複合動作時の旋回セクション以外の圧力補償弁１３〜１６の目標補償差圧ΔＰvは、旋回セクションの圧力補償弁１２の目標補償差圧ΔＰvが下限設定バネ５５の設定差圧Ｐbより小さくならないことから、旋回セクションを含まない複合動作時の圧力補償弁１３〜１６の目標補償差圧ΔＰvよりも低下の度合いが大きくなる。
【００６２】
以上の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る。図５に油圧ショベルの外観を示す。図５において、油圧ショベルは下部走行体２００、上部旋回体２０１、フロント作業機２０２を有し、上部旋回体２０１は下部走行体２００上に軸Ｏを中心に旋回可能であり、フロント作業機２０２は上部旋回体２０１の前部で上下動可能である。フロント作業機２０２はブーム２０３、アーム２０４、バケット２０５を有する多関節構造であり、ブーム２０３はブームシリンダ２０６により、アーム２０４はアームシリンダ２０７により、バケット２０５はバケットシリンダ２０８によりそれぞれ軸Ｏを含む平面内を回転駆動される。図１に示す旋回モータ２は上部旋回体２０２を下部走行体２００上に旋回駆動するアクチュエータであり、アクチュエータ３〜６のうちの３つがブームシリンダ２０６、アームシリンダ２０７、バケットシリンダ２０８として用いられる。
【００６３】
以上において、圧力補償弁１３〜１６の信号ライン５２ｂ〜５２ｅ，５３ｂ〜５３ｅにつながる油室１３ａ〜１６ａ，１３ｂ〜１６ｂは、複数の圧力補償弁１２〜１６のうち、旋回モータ２に係わる旋回セクション以外の圧力補償弁１３〜１６に設けられ、油圧ポンプ１の吐出圧力と複数のアクチュエータ２〜６の最高負荷圧との差圧を目標補償差圧として設定する第１手段を構成し、圧力補償弁１２の信号ライン５２ａ，５３ａにつながる油室３３６（受圧面積Ｂ2＝Ｂ1）及び油室３３１（受圧面積Ｂ1）は、旋回セクションの圧力補償弁１２に設けられ、その目標補償差圧を設定する第２手段を構成し、圧力補償弁１２の信号ライン５０ａ，５１ａにつながる油室３３４（受圧面積Ｂ1＞Ｂ3）及び油室３３２（受圧面積Ｂ3）は、複数の圧力補償弁１２〜１６のうち、少なくとも旋回セクションの圧力補償弁１２に設けられ、旋回モータ２の負荷圧が上昇すると、上記第２手段で設定された目標補償差圧を小さくし、旋回セクションの圧力補償弁１２に負荷依存特性を持たせる第３手段を構成し、圧力補償弁１２の下限設定バネ５５は、旋回セクションの圧力補償弁１２に設けられ、上記第２手段で設定され、上記第３手段で補正される目標補償差圧の下限を設定する第４手段を構成する。
【００６４】
また、本実施形態において、上記第２手段（油室３３１，３３６）は、第１手段（油室１３ａ〜１６ａ，１３ｂ〜１６ｂ）と同様、油圧ポンプ１の吐出圧力と複数のアクチュエータ２〜６の最高負荷圧との差圧を目標補償差圧として設定する手段であり、上記４手段（下限設定バネ５５）は、第２手段（油室３３１，３３６）で設定された目標補償差圧自体の低下と第３手段（油室３３２，３３４）で与えられた負荷依存特性による目標補償差圧の低下の両方に対して下限設定手段として機能する。
【００６５】
更に、上記第４手段（下限設定バネ５５）は、第２手段（油室３３１，３３６）で設定され、第３手段（油室３３２，３３４）で補正される目標補償差圧が所定値に達すると、旋回セクションの圧力補償弁１２のスプール３１１に開け方向の付勢力を付与する付勢手段である。
【００６６】
以上のように構成した本実施形態の動作を説明する。
１．旋回単独動作時
図６に、旋回用の方向切換弁７を操作し、旋回モータ２を単独で駆動する旋回単独動作時の旋回用の圧力補償弁１２の挙動をタイムチャートで示す。
【００６７】
旋回単独動作の起動時は、上部旋回体２０１の慣性負荷特有の負荷圧の上昇がある。この負荷圧の上昇は、旋回モータ２に設けられているオーバロードリリーフ弁６０ａ又は６０ｂなる安全弁により制限される。この状態では、旋回モータ２に供給された圧油は、安全弁６０ａ又は６０ｂよりタンクに放出される。
【００６８】
従来の一般的な圧力補償弁では、この安全弁からの圧油の放出により慣性負荷である上部旋回体２０１の加速感を調整していた。しかし、この場合は、起動時での旋回モータの消費流量が少ないことから、ほとんどの圧油がタンクに放出され、エネルギーロスとなる。また、油圧ポンプのＬＳ制御と圧力補償弁の流量補償機能とのバランスが取り難く、旋回操作性はギクシャクとしたものになる。
【００６９】
これに対し、本実施形態では、旋回セクションの圧力補償弁１２は上記のように負荷依存特性があるため、そのような問題は生じない。
【００７０】
まず、旋回用の操作レバー装置の操作レバーが操作されない起動前の状態では、圧力補償弁１２の目標補償差圧ΔＰvはＬＳ制御差圧ΔＰcに制御されている（ｔ0〜ｔ1）。
【００７１】
操作レバーを操作して旋回モータ２を起動すると、起動と同時に慣性負荷により負荷圧ＰLが上昇する（ｔ1）。
【００７２】
圧力補償弁１２の負荷依存特性により、目標補償差圧ΔＰvはＬＳ制御差圧ΔＰcから下がり、下限設定バネ５５の設定差圧Ｐbで下げ止まる（ｔ1）。旋回モータ２への供給流量Ｑaはバネ５５の設定差圧Ｐb相当の流量に制御される。下限設定バネ５５がない場合は、目標補償差圧ΔＰvはＰbより更に低い圧力まで下がる（０にはならない）。
【００７３】
上部旋回体２０１が回転を始め、旋回速度が上昇すると、旋回モータ２の消費流量と旋回モータ２への供給流量Ｑaがバランスし、負荷圧が徐々に低下する。その結果、圧力補償弁１２の目標補償差圧ΔＰvも上昇する（ｔ2）。
【００７４】
旋回モータ２の消費流量と供給流量Ｑaがバランスしない場合は、負荷圧ＰLの上昇又は低下となって旋回セクションの圧力補償弁１２にフィードバックされる。圧力補償弁１２の負荷圧依存特性により、供給流量Ｑaが多すぎた場合は負荷圧ＰLが高くなり、その結果、供給流量Ｑaは圧力補償弁１２により制限される。逆に、供給流量Ｑaが不足した場合は、負荷圧ＰLが低下し、供給流量Ｑaは圧力補償弁１２により増加される。この圧力補償弁１２の微調整により、旋回モータ２は従来のＬＳ制御で発生するようなハンチングを起こすことなく、緩やかに加速する。
【００７５】
本来の供給流量に達した時点で定常状態となり（ｔ3）、負荷圧ＰLは回転抵抗分の圧力となる。
２．旋回定常回転中の他のアクチュエータの起動
図７に、旋回単独で定常回転しているところに、他のアクチュエータ、例えばブームシリンダを起動し、複合動作した場合の各セクションの圧力補償弁の挙動をタイムチャートで示す。ブームシリンダはアクチュエータ３であるとする。
【００７６】
旋回単独定常回転時、旋回モータ２の負荷圧ＰLは定常回転に必要な圧力まで下がっており、圧力補償弁１２の目標補償差圧ΔＰvはほぼＬＳ制御差圧ΔＰcに制御されている（ｔ0〜ｔ1）。
【００７７】
ブーム用の操作レバー装置の操作レバーを追加操作した場合、旋回モータ２及びブームシリンダ３が合わせて要求する流量が、油圧ポンプ１が供給可能な最大吐出流量を超え、サチュレーションが発生すると、要求流量Ｑrに対する供給不足分に比例したＬＳ制御差圧ΔＰcの低下により各圧力補償弁１２，１３の目標補償差圧ΔＰvが下がり、流量の再分配が発生する（ｔ1）。
【００７８】
ここで、サチュレーションの度合いが大きい場合は、目標補償差圧ΔＰvは大きく低下するが、旋回セクションの圧力補償弁１２の目標補償差圧ΔＰvの低下は下限設定バネ５５の設定差圧Ｐbで制限される。このため、ブームセクションの圧力補償弁１３の目標補償差圧ΔＰvは、旋回側の目標補償差圧ΔＰvの低下が制限された分だけ更に低くなる。
【００７９】
結果として、旋回を含んだ複合動作時に、ある程度旋回モータ２へ優先的に圧油を供給することが可能となる。この機能により、サチュレーション状態時に旋回モータ２の他のアクチュエータに対する独立した操作性を実現でき、複合動作時の旋回の速度変化を抑え、旋回操作性を確保することが可能となる。
【００８０】
比較例として、旋回を含まない複合動作では、サチュレーションによるＬＳ制御差圧ΔＰcの低下により目標補償差圧ΔＰvは同じ値に低下し、供給流量Ｑaも同じ値に低下する（複合動作に係わる方向切換弁の開口面積は同一と仮定）。旋回セクションの圧力補償弁１２に下限設定バネ５５がない場合（特開平１０−８９３０４号の場合）の旋回を含む複合動作でも同様であり、下限設定バネ５５を設けることにより、その場合と比較してもΔΔＰv1，ΔＱa1だけ旋回セクションの目標補償差圧ΔＰv及び供給流量Ｑaの低下が抑えられ、旋回モータ２へ優先的に圧油が供給され、複合動作時の旋回の速度変化を抑えられる。
【００８１】
図８は上記複合動作における油圧ポンプ１の吐出流量のサチュレーションの度合いが小さい場合である。
【００８２】
サチュレーションの度合いが小さい場合は、目標補償差圧ΔＰvの低下は下限設定バネ５５の設定差圧Ｐb以上にとどまる。この場合、旋回・ブームとも同一の目標補償差圧ΔＰv及び流量Ｑaに低下する（旋回及びブームセクションの方向切換弁７，８の開口面積は同一と仮定）。
【００８３】
このように下限設定バネ５５の設定により、旋回の優先の度合いをサチュレーションの度合いにより設定することが可能になる。
３．旋回と他のアクチュエータとの同時起動
図９に、旋回起動時に同時に他のアクチュエータ、例えばブームシリンダを起動した複合動作時の各セクションの圧力補償弁の挙動をタイムチャートで示す。この場合もブームシリンダはアクチュエータ３であるとする。
【００８４】
まず、旋回用及びブーム用の操作レバー装置の操作レバーが操作されない起動前の状態では、圧力補償弁１２，１３の目標補償差圧ΔＰvはＬＳ制御差圧ΔＰcに制御されている（ｔ0〜ｔ1）。
【００８５】
旋回及びブーム用の操作レバーを同時操作して旋回モータ２及びブームシリンダ３を同時起動したとき、旋回とブームを合わせた要求流量が油圧ポンプ１の最大吐出流量を超え、サチュレーションが発生すると、要求流量Ｑrに対する供給不足分に比例したＬＳ制御差圧ΔＰcの低下により各圧力補償弁１２〜１６の目標補償差圧ΔＰvが下がり、流量の再分配が発生する（ｔ1）。
【００８６】
この場合も、旋回セクションの圧力補償弁１２の負荷依存特性による微調整により、旋回モータ２は従来のＬＳ制御で発生するようなハンチングを起こすことなく、緩やかに加速する。
【００８７】
また、サチュレーションの度合いが大きい場合は、目標補償差圧ΔＰvは大きく低下する。更に、旋回セクションの圧力補償弁１２については、旋回モータ２の起動と同時に慣性負荷により旋回モータ２の負荷圧ＰLが上昇するため、圧力補償弁１２の負荷依存特性によっても目標補償差圧ΔＰvの低下がある。この圧力補償弁１２の目標補償差圧ΔＰvの低下は下限設定バネ５５の設定差圧Ｐbによって制限される。このため、ブームセクションの圧力補償弁１３の目標補償差圧ΔＰvは、旋回側の目標補償差圧ΔＰvの低下が制限された分だけ更に低くなる。
【００８８】
結果として、油圧ポンプ１の吐出流量はある程度旋回モータ２へ優先的に供給され、ブームシリンダ３に比べ、旋回速度が極端に遅くなることなく、旋回操作性を維持することができる。る。
【００８９】
比較例として、旋回を含まない複合動作では、図９に破線で示すように、サチュレーションによるＬＳ制御差圧ΔＰcの低下により目標補償差圧ΔＰvは同じ値に低下し、供給流量Ｑaも同じ値に低下する（複合動作に係わる方向切換弁の開口面積は同一と仮定）。
【００９０】
旋回セクションの圧力補償弁１２に下限設定バネ５５がない場合（特開平１０−８９３０４号の場合）の旋回を含む複合動作では、サチュレーションによるＬＳ制御差圧ΔＰcの低下と圧力補償弁１２の負荷依存特性とによって目標補償差圧ΔＰvは、図９に二点鎖線で示すように極端に低下し、供給流量Ｑaも極端に減少する。本実施形態では、この圧力補償弁１２の目標補償差圧ΔＰvの低下は下限設定バネ５５の設定差圧Ｐbによって制限される。このため、バネ５５を設けない場合と比較してΔΔＰv2，ΔＱa2だけ旋回セクションの目標補償差圧ΔＰv及び供給流量Ｑaの低下が抑えられる。この機能により、複合動作時に、他のアクチュエータに比べ、旋回速度が極端に遅くなることなく、旋回操作性を維持することができる。
【００９１】
図１０は上記複合動作における油圧ポンプ１の吐出流量のサチュレーションの度合いが小さい場合である。
サチュレーションの度合いが小さい場合、ブームセクションの圧力補償弁１３の目標補償差圧ΔＰvの低下は旋回セクションの圧力補償弁１２の下限設定バネ５５の設定差圧Ｐb以上にとどまる。旋回セクションの圧力補償弁１２の負荷依存性により、旋回セクションの目標補償差圧ΔＰvは下限設定バネ５５の設定差圧Ｐbまで低下する。
【００９２】
旋回速度が上昇するにつれ、旋回モータ２の負荷圧が低下し、旋回セクションの圧力補償弁１２の目標補償差圧ΔＰvが上昇する。最終的には旋回、ブームセクションとも同一の目標補償差圧ΔＰv及び供給流量Ｑaになる（旋回、ブームセクションの方向切換弁の開口面積は同一と仮定）（ｔ４）。
【００９３】
旋回セクションの圧力補償弁１２に下限設定バネ５５がない場合（特開平１０−８９３０４号の場合）は、図１０に二点鎖線で示すように、旋回セクションの圧力補償弁１２の目標補償差圧ΔＰvは、Ｐbより更に低い圧力まで下がり、旋回モータ２への供給流量Ｑaも、起動直後は大幅に低下する。下限設定バネ５５を設けることにより、その場合と比較して起動直後はΔΔＰv3，ΔＱa3だけ旋回セクションの目標補償差圧ΔＰv及び供給流量Ｑaの低下が抑えられる。したがって、この場合も、他のアクチュエータに比べ、旋回速度が極端に遅くなることなく、旋回操作性を維持することができる。
【００９４】
以上のように本実施形態によれば、旋回セクションの圧力補償弁１２の負荷依存特性により、旋回単独、複合のいずれの起動時にも、旋回操作性のギクシャク感がなく加速して定常状態に移行できる。また、旋回セクションの圧力補償弁１２に下限設定バネ５５を設け、油圧ポンプ１の吐出流量のサチュレーション時に旋回モータ２に優先的に圧油を供給するようにしたので、旋回単独動作から旋回複合動作への移行時旋回速度変化が抑えられ、逆の旋回複合から旋回単独動作への移行時にも同様であり、更に旋回複合の起動時に、他のアクチュエータに比べ旋回速度が極端に遅くならずに加速でき、優れた旋回操作性と旋回独立性を確保できる。また、別回路を設けることなく上記の機能を達成するので、コスト・スペースの増加や回路構成の複雑化の問題も生じない。
【００９５】
本発明の第２の実施形態を図１１〜図１４により説明する。図中、図１及び図２に示した部材と同等の部材荷は同じ符号を付している。本実施形態は、旋回優先バネを常時圧力補償弁のスプールに作用させるようにしたものである。
【００９６】
図１１において、旋回セクション以外の圧力補償弁１３〜１６は第１の実施形態のものと同じである。
【００９７】
旋回セクションの圧力補償弁１２Ａは、方向切換弁７Ａの上流側の圧力を閉じ方向に作用させ、方向切換弁７Ａの下流側の圧力である検出ライン２０〜２４の圧力（負荷圧）を開け方向に作用させると共に、信号ライン３７に導出した最高負荷圧力を閉じ方向に作用させ、油圧ポンプ１の吐出圧力を開け方向に作用させ、これによりＬＳ制御差圧（ＬＳ制御された油圧ポンプ１の吐出圧力と最高負荷圧力との差圧）を目標補償差圧として方向切換弁７Ａの前後差圧を制御するようになっていると共に、旋回モータ２の負荷圧が上昇すると、方向切換弁７Ａを通過する圧油の流量を制限するよう目標補償差圧を小さくする負荷依存特性を有する構成になっており、この点も第１の実施形態の圧力補償弁１２と同じである。
【００９８】
そして圧力補償弁１２Ａは、目標補償差圧の設定側である開け方向作用側に旋回優先バネ５５Ａを有し、この旋回優先バネ５５Ａは、圧力補償弁１２Ａの動作中、常時圧力補償弁１２Ａのスプールに作用し、上記のＬＳ制御差圧による目標補償差圧に加算される旋回優先用の一定の補助的な目標補償差圧を設定している。即ち、圧力補償弁１２Ａの目標補償差圧は、旋回セクション以外の圧力補償弁１３〜１６よりも旋回優先バネ５５Ａによる設定分だけ大きくなっている。
【００９９】
また、旋回セクションの方向切換弁７Ａは、その圧力補償弁１２Ａの大きめの目標補償差圧の設定に対応して、油圧ポンプ１の吐出流量がサチュレーション状態にないときに設計通りの流量特性が得られるよう、メータインの可変絞り５７ａ，５７ｂの開口面積を通常より小さく設定している。
【０１００】
図１２にその関係を示す。図中、Ｍ1は方向切換弁７Ａのスプールストロークに対するメータインの可変絞り５７ａ，５７ｂの開口面積の変化（開口面積特性）であり、Ｍ2は圧力補償弁に旋回優先バネ５５Ａを用いない、定格条件での方向切換弁（例えば図１に示す第１の実施形態における方向切換弁７）のスプールストロークに対するメータイン可変絞りの開口面積の変化（開口面積特性）である。Ｍ2よりもＭ1の方が同じスプールストロークに対して開口面積が小さくなるように設定されている。
【０１０１】
圧力補償弁１２Ａの構造を図１３に示す。図１３において、第１ボディ３０１ａには端面３２０を有する小径穴３２１が形成されており、この小径穴３２１の端面３２０の部分の油室３３１Ａにおいて、小径穴３２１に嵌合する第１スプール３１１と小径穴３２１の端面３２０との間に第１スプール３１１、第２スプール３１２、第３スプール３１０を閉じ方向に押す上記の旋回優先バネ５５Ａが配されている。油室３３１Ａ，３３２，３３４，３３６内の受圧面積Ｂ1，Ｂ3，Ｂ1，Ｂ2の関係は第１の実施形態の図２に示す油室３３１，３３２，３３４，３３６内の受圧面積Ｂ1，Ｂ3，Ｂ1，Ｂ2の関係と同じである。また、圧力補償弁１２Ａのその他の構成も図２に示す第１の実施形態のものと同じである。
【０１０２】
圧力補償弁１２Ａにおける旋回優先バネ５５Ａの動作原理を説明する。
【０１０３】
第１の実施形態の圧力補償弁１２における下限設定バネ５５は、目標補償差圧が既定値以下に小さくならないよう目標補償差圧に下限を設定していた。この目標補償差圧の下限の値を前述のＰbとすると、本実施形態では、旋回優先バネ５５Ａを常時スプールに作用させ、その下限値Ｐb相当の目標補償差圧をＬＳ制御差圧による目標補償差圧に加算されるものとして設定する。その結果、圧力補償弁１２Ａの目標補償差圧は他の圧力補償弁１３〜１６よりＰb分だけ大きくなる。即ち、
圧力補償弁１３〜１６の目標補償差圧：Ｐs−ＰLmax
圧力補償弁１２Ａの目標補償差圧    ：Ｐs−ＰLmax＋Ｐb
このように圧力補償弁１２Ａの目標補償差圧を設定すると、旋回セクションの方向切換弁のメータイン可変絞りの開口面積を今までと同じ大きさに設定したのでは、旋回モータ２にだけＰb分の流量が多く流れることになる。従って、旋回モータ２に今までと同じ流量が流れるように、旋回セクションの方向切換弁のメータイン可変絞りの開口面積をＰb分小さくする必要がある。
【０１０４】
即ち、本来の定格条件の目標補償差圧での旋回の方向切換弁の開口面積をＡsとし、方向切換弁７Ａのメータイン可変絞りの開口面積をＡsoとすると、
Ａso＝Ａs√（（Ｐs−ＰLmax）／（Ｐs−ＰLmax＋Ｐb））
となる。
【０１０５】
このような圧力補償弁１２Ａ及び方向切換弁７Ａを用いた場合のサチュレーション時の旋回モータ２への供給流量の変化を他のアクチュエータと比較する。他のアクチュエータに係わる方向切換弁の開口面積を定格条件の目標補償差圧での旋回の方向切換弁の開口面積と同じＡsとし、旋回モータ２への供給流量をＱaとし、他のアクチュエータへの供給流量をＱbとすると、Ｑa，Ｑbはそれぞれ次のように表せる。
【０１０６】
0003853123.tif 000003
ここで、Ａs√（（Ｐs−ＰLmax）／（Ｐs−ＰLmax＋Ｐb））は定格条件での値（常数）である。
【０１０７】
定格条件を下記のように設定する。
【０１０８】
0003853123.tif 000004
これらの値を上記ＱbとＱaの式に代入する。
【０１０９】
Ｑb＝２１．９４√ΔＰc
Ｑa＝２１．９４×０．９１√（ΔＰc＋Ｐb）
上記のＱa，ＱbとＬＳ制御差圧ΔＰcとの関係を比較して示すと図１４のようになる。この図から分かるように、ＬＳ制御差圧ΔＰcが１５ｋｇｆ／ｃｍ２以下になると、即ち油圧ポンプ１の吐出流量が要求流量に満たないサチュレーション状態になると、旋回モータ２の供給流量Ｑaが旋回以外のアクチュエータの供給流量Ｑbよりも多くなり、旋回モータ２に優先的に圧油が供給される。また、その優先の度合い（流量の差）はＬＳ制御差圧ΔＰcが小さくなるに従って大きくなる。
【０１１０】
以上において、圧力補償弁１３〜１６の信号ライン５２ｂ〜５２ｅ，５３ｂ〜５３ｅにつながる油室１３ａ〜１６ａ，１３ｂ〜１６ｂは、複数の圧力補償弁１２〜１６のうち、旋回モータ２に係わる旋回セクション以外の圧力補償弁１３〜１６に設けられ、油圧ポンプ１の吐出圧力と複数のアクチュエータ２〜６の最高負荷圧との差圧を目標補償差圧として設定する第１手段を構成し、圧力補償弁１２Ａの信号ライン５２ａ，５３ａにつながる油室３３６（受圧面積Ｂ2＝Ｂ1）及び油室３３１Ａ（受圧面積Ｂ1）は、旋回セクションの圧力補償弁１２に設けられ、その目標補償差圧を設定する第２手段を構成し、圧力補償弁１２Ａの信号ライン５０ａ，５１ａにつながる油室３３４（受圧面積Ｂ1＞Ｂ3）及び油室３３２（受圧面積Ｂ3）は、複数の圧力補償弁１２〜１６のうち、少なくとも旋回セクションの圧力補償弁１２Ａに設けられ、旋回モータ２の負荷圧が上昇すると、上記第２手段で設定された目標補償差圧を小さくし、旋回セクションの圧力補償弁１２Ａに負荷依存特性を持たせる第３手段を構成し、圧力補償弁１２Ａの旋回優先バネ５５Ａは、旋回セクションの圧力補償弁１２Ａに設けられ、上記第２手段で設定され、上記第３手段で補正される目標補償差圧の下限を設定する第４手段を構成する。
【０１１１】
また、本実施形態において、上記第２手段（油室３３１Ａ，３３６）は、第１手段（油室１３ａ〜１６ａ，１３ｂ〜１６ｂ）と同様、油圧ポンプ１の吐出圧力と複数のアクチュエータ２〜６の最高負荷圧との差圧を目標補償差圧として設定する手段であり、上記４手段（旋回優先バネ５５）は、第２手段（油室３３１Ａ，３３６）で設定された目標補償差圧自体の低下と第３手段（油室３３２，３３４）で与えられた負荷依存特性による目標補償差圧の低下の両方に対して下限設定手段として機能する。
【０１１２】
更に、上記第４手段（旋回優先バネ５５）は、第２手段（油室３３１Ａ，３３６）で設定され、第３手段（油室３３２，３３４）で補正される目標補償差圧に常時補助的な値を付加する付勢手段であり、旋回セクションの方向切換弁７Ａは、そのメータイン可変絞り５７ａ，５７ｂの開口面積が、当該付勢手段で付加される補助的な値の目標補償圧相当分だけ、旋回セクション以外の方向切換弁８〜１１の開口面積より小さくなるように構成されている。
【０１１３】
したがって、本実施形態においても、旋回セクションの圧力補償弁１２Ａの負荷依存特性により、旋回単独、複合のいずれの起動時にも、旋回操作性のギクシャク感がなく加速して定常状態に移行できる。また、旋回セクションの圧力補償弁１２Ａに旋回優先バネ５５Ａを設け、油圧ポンプ１の吐出流量のサチュレーション時に旋回モータ２に優先的に圧油を供給するようにしたので、旋回単独動作から旋回複合動作への移行時旋回速度変化が抑えられ、逆の旋回複合から旋回単独動作への移行時にも同様であり、更に旋回複合の起動時に、他のアクチュエータに比べ旋回速度が極端に遅くならずに加速でき、優れた旋回操作性と旋回独立性を確保できる。また、別回路を設けることなく上記の機能を達成するので、コスト・スペースの増加や回路構成の複雑化の問題も生じない。
【０１１４】
本発明の第３の実施形態を図１５及び図１６により説明する。図中、図１及び図２に示した部材と同等の部材荷は同じ符号を付している。本実施形態は、旋回セクションの圧力補償弁にＬＳ制御差圧による目標補償差圧の設定を行わずに旋回優先性を与えたものである。
【０１１５】
図１５において、旋回セクション以外の圧力補償弁１３〜１６は第１の実施形態のものと同じである。
【０１１６】
また、旋回セクションの圧力補償弁１２Ｂは、方向切換弁７の上流側の圧力を閉じ方向に作用させ、方向切換弁７の下流側の圧力である検出ライン２０の圧力（旋回モータ２の負荷圧）を開け方向に作用させるときに、旋回モータ２の負荷圧が上昇すると、圧力補償弁１２Ｂを通過する圧油の流量を制限するよう目標補償差圧を小さくする負荷依存特性を有する構成になっており、この点は第１の実施形態の圧力補償弁１２と同じである。
【０１１７】
そして圧力補償弁１２Ｂは、目標補償差圧の設定側である開け方向作用側に通常の目標補償差圧を設定する手段、例えば設定バネ６０を有し、この設定バネ６０は、油圧ポンプ１の吐出流量がサチュレーション状態にないときのＬＳ制御差圧による目標補償差圧と同じ大きさの目標補償差圧を設定する構成となっている。即ち。ＬＳ制御差圧による目標補償差圧を設定する旋回セクション以外の圧力補償弁１３〜１６は、油圧ポンプ１の吐出流量がサチュレーション状態になると、サチュレーションの度合いに応じて目標補償差圧が小さくなるのに対して、旋回セクションの圧力補償弁１２Ｂは、サチュレーション状態になっても設定バネ６０により設定される目標補償差圧は実質的に不変であり、この目標補償差圧が負荷依存特性により変化する。
【０１１８】
また、圧力補償弁１２Ｂには、第１の実施形態と同様、圧力補償弁１２Ｂの目標補償差圧の下限を設定する下限設定バネ５５が設けられている。
【０１１９】
圧力補償弁１２Ｂの構造を図１６に示す。図１６において、図２に示した第１の実施形態における油室３３１，３３６はそれぞれ油室３３１Ｂ，３３６Ｂに置き換えられ、これら油室３３１Ｂ，３３６Ｂはそれぞれタンクポート３４１Ｂ，３４６Ｂを介してタンクに連通し、第１スプール３１１により与えられる油室３３１Ｂの受圧面積Ｂ1及び第３スプール３１０の第２の大径部３１４と小径部３２５間の段差部により与えられる油室３３６Ｂの受圧面積Ｂ2がそれぞれ第１スプール３１１及び第３スプール３１０に油圧力を作用しないように構成されている。また、第１スプール３１１の端面に形成された凹部３１１ａ内には初期位置保持用の弱いスプリング３５０に代え、上述した目標補償差圧を設定するバネ６０が配置されている。油室３３２，３３４に位置する受圧面積Ｂ3，Ｂ1の関係は第１の実施形態と同じであり（Ｂ1＞Ｂ3）、これにより旋回モータ２の負荷圧（ＰL）の増加に応じて旋回モータ２に通じる方向切換弁７の通過流量を減少する負荷依存特性を持たせている。
【０１２０】
以上において、圧力補償弁１３〜１６の信号ライン５２ｂ〜５２ｅ，５３ｂ〜５３ｅにつながる油室１３ａ〜１６ａ，１３ｂ〜１６ｂは、複数の圧力補償弁１２〜１６のうち、旋回モータ２に係わる旋回セクション以外の圧力補償弁１３〜１６に設けられ、油圧ポンプ１の吐出圧力と複数のアクチュエータ２〜６の最高負荷圧との差圧を目標補償差圧として設定する第１手段を構成し、圧力補償弁１２Ｂの設定バネ６０は、旋回セクションの圧力補償弁１２Ｂに設けられ、その目標補償差圧を設定する第２手段を構成し、圧力補償弁１２Ｂの信号ライン５０ａ，５１ａにつながる油室３３４（受圧面積Ｂ1＞Ｂ3）及び油室３３２（受圧面積Ｂ3）は、複数の圧力補償弁１２〜１６のうち、少なくとも旋回セクションの圧力補償弁１２Ｂに設けられ、旋回モータ２の負荷圧が上昇すると、上記第２手段で設定された目標補償差圧を小さくし、旋回セクションの圧力補償弁１２Ｂに負荷依存特性を持たせる第３手段を構成し、圧力補償弁１２の下限設定バネ５５は、旋回セクションの圧力補償弁１２に設けられ、上記第２手段で設定され、上記第３手段で補正される目標補償差圧の下限を設定する第４手段を構成する。
【０１２１】
また、本実施形態において、上記第２手段（設定バネ６０）は、油圧ポンプ１１の吐出圧力と複数のアクチュエータ２〜６の最高負荷圧との差圧により変化しない値を目標補償差圧として設定する手段であり、上記第４手段（下限設定バネ５５）は、第３手段（油室３３２，３３４）で与えれた負荷依存特性による目標補償差圧の低下に対して下限設定手段として機能する。
【０１２２】
更に、上記第４手段（下限設定バネ５５）は、第２手段（設定バネ６０）で設定され、第３手段（油室３３２，３３４）で補正される目標補償差圧が所定値に達すると、旋回セクションの圧力補償弁１２Ｂのスプール３１１に開け方向の付勢力を付与する付勢手段である。
【０１２３】
以上のように構成した本実施形態においては、設定バネ６０は、油圧ポンプ１の吐出流量がサチュレーション状態にないときのＬＳ制御差圧による目標補償差圧と同じ大きさの目標補償差圧を設定する構成となっているため、油圧ポンプ１の吐出流量がサチュレーションする前は、第１の実施形態と同様に複数のアクチュエータのそれぞれの要求流量の比で油圧ポンプ１の吐出流量を分配するよう目標補償差圧が設定され、かつ旋回セクションの圧力補償弁１２Ｂの負荷依存特性によりその目標補償差圧が補正される一方、油圧ポンプ１の吐出流量がサチュレーション状態になると、旋回セクション以外の圧力補償弁１３〜１６の目標補償差圧はＬＳ制御差圧の低下に応じて目標補償差圧が低下するのに対して、旋回セクションの圧力補償弁１２Ｂの設定バネ６０による目標補償差圧はサチュレーションの度合いによっては変化せず、圧力補償弁１２Ｂの目標補償差圧は負荷依存特性によってのみ変化しかつこの負荷依存特性による目標補償差圧の低下に対しては下限設定バネ５５が機能し、この場合も第１及び第２の実施形態と同様に旋回モータ２に優先的に圧油が供給されることとなる。
【０１２４】
したがって、本実施形態によっても、旋回セクションの圧力補償弁１２Ｂの負荷依存特性により、旋回単独、複合のいずれの起動時にも、旋回操作性のギクシャク感がなく加速して定常状態に移行できる。また、旋回セクションの圧力補償弁１２Ｂに下限設定バネ５５と設定バネ６０を設け、油圧ポンプ１の吐出流量のサチュレーション時及び負荷依存特性による目標補償差圧の低下時に旋回モータ２に優先的に圧油を供給するようにしたので、旋回単独動作から旋回複合動作への移行時旋回速度変化が抑えられ、逆の旋回複合から旋回単独動作への移行時にも同様であり、更に旋回複合の起動時に、他のアクチュエータに比べ、旋回速度が極端に遅くならずに加速でき、優れた旋回操作性と旋回独立性を確保できる。また、別回路を設けることなく上記の機能を達成するので、コスト・スペースの増加や回路構成の複雑化の問題も生じない。
【０１２５】
なお、上記実施形態では、方向切換弁の上流側に位置するビフォアオリフィスタイプの圧力補償弁を用いた例を示したが、方向切換弁の下流側に位置するアフタオリフィスタイプの圧力補償弁を用いても同等の効果を持つシステムを構成することが可能である。
【０１２６】
また、上記実施形態では、旋回セクションの圧力補償弁に優先性を持たせるよう目標補償差圧を制御する手段として下限設定バネ５５、旋回優先バネ５５Ａ、設定バネ６０を設けたが、方向切換弁の上下流の圧力が導かれる油室と同様に制御圧を導く油室を設け、油圧的な制御力を付与するようにしても良い。この場合、目的に応じて制御圧を変化させることにより、更に複雑で利点のある制御を行うことが可能となる。
【０１２７】
更に、上記実施形態では、油圧ポンプの吐出圧力と複数のアクチュエータの最高負荷圧との差圧を目標補償差圧として設定するのに、ポンプ吐出圧力と最高負荷圧とを圧力補償弁のスプールの対向端部に別々に導いたが、油圧ポンプの吐出圧力と複数のアクチュエータの最高負荷圧との差圧に対応した二次圧を発生する差圧発生弁を設け、その出力圧を圧力補償弁のスプールの開き方向の端部に導いても良い。
【０１２８】
【発明の効果】
本発明によれば、旋回制御系を含む油圧駆動装置において、旋回単独、複合のいずれの起動時にも、旋回操作性のギクシャク感がなく加速して定常状態に移行でき、しかも旋回単独動作から旋回複合動作への移行時又はその逆の場合の旋回速度変化が抑えられ、かつ複合の起動時に他のアクチュエータに比べ旋回速度が極端に遅くならずに加速でき、優れた旋回操作性と旋回独立性を確保できると共に、別回路を設けることによるコスト・スペースの増加や回路構成の複雑化の問題を生じないシステムとすることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１の実施形態による油圧駆動装置を示す回路図である。
【図２】旋回セクションの圧力補償弁の構造の詳細を示す断面図である。
【図３】旋回セクションの圧力補償弁の負荷依存特性を示す図である。
【図４】旋回セクションの圧力補償弁における旋回優先バネによる目標補償差圧の下限設定機能を示す図である。
【図５】本発明の油圧駆動装置が用いられる油圧ショベルの外観を示す図である。
【図６】旋回単独動作時における旋回セクションの圧力補償弁の目標補償差圧の変化を示すタイムチャートである。
【図７】旋回定常回転中に他のアクチュエータを起動した場合のサチュレーションの度合いが大きい場合の旋回セクションの圧力補償弁の動作を説明するタイムチャートである。
【図８】旋回定常回転中に他のアクチュエータを起動した場合のサチュレーションの度合いが小さい場合の旋回セクションの圧力補償弁の動作を説明するタイムチャートである。
【図９】旋回と他のアクチュエータの同時起動した場合のサチュレーションの度合いが大きい場合の旋回セクションの圧力補償弁の動作を説明するタイムチャートである。
【図１０】旋回と他のアクチュエータの同時起動した場合のサチュレーションの度合いが小さい場合の旋回セクションの圧力補償弁の動作を説明するタイムチャートである。
【図１１】本発明の第２の実施形態による油圧駆動装置を示す回路図である。
【図１２】旋回セクションの方向切換弁の開口面積特性を示す図である。
【図１３】旋回セクションの圧力補償弁の構造の詳細を示す断面図である。
【図１４】サチュレーション状態での旋回セクションの流量の優先特性を示す図である。
【図１５】本発明の第３の実施形態による油圧駆動装置を示す回路図である。
【図１６】旋回セクションの圧力補償弁の構造の詳細を示す断面図である。
【符号の説明】
１  油圧ポンプ
２〜６  アクチュエータ（２：旋回モータ）
７〜１１  方向切換弁
１２〜１６  圧力補償弁
１３ａ〜１６ａ  油室（第１手段）
１３ｂ〜１６ｂ  油室（第１手段）
１８  ポンプ制御装置
２０〜２４  検出ライン
２５〜２９  信号ライン
３４〜３６  信号ライン
３７  信号ライン
４０  傾転制御アクチュエータ
４１  ロードセンシング制御弁
５０ａ〜５０ｅ  信号ライン
５１ａ〜５１ｅ  信号ライン
５２，５２ａ〜５２ｅ  信号ライン
５３，５３ａ〜５２ｅ  信号ライン
５５  下限設定バネ（第４手段；付勢手段）
６０  設定バネ（第２手段）
２００  下部走行体
２０１  旋回体
２０２  フロント作業機
３３１  油室（受圧面積Ｂ1）（第２手段）
３３２  油室（受圧面積Ｂ3）（第３手段）
３３４  油室（受圧面積Ｂ1＞Ｂ3）（第３手段）
３３６  油室（受圧面積Ｂ2＝Ｂ1）（第２手段）
７Ａ  方向切換弁
１２Ａ  圧力補償弁
５５Ａ  旋回優先バネ（第４手段；付勢手段）
５７ａ，７５ｂ  メータインの可変絞り
３３１Ａ  油室（受圧面積Ｂ1）（第２手段）
１２Ｂ  圧力補償弁
【図１】
0003853123.tif 000005
【図２】
0003853123.tif 000006
【図３】
0003853123.tif 000007
【図４】
0003853123.tif 000008
【図５】
0003853123.tif 000009
【図６】
0003853123.tif 000010
【図７】
0003853123.tif 000011
【図８】
0003853123.tif 000012
【図９】
0003853123.tif 000013
【図１０】
0003853123.tif 000014
【図１１】
0003853123.tif 000015
【図１２】
0003853123.tif 000016
【図１３】
0003853123.tif 000017
【図１４】
0003853123.tif 000018
【図１５】
0003853123.tif 000019
【図１６】
0003853123.tif 000020