JP2009014122A - 建設機械の油圧駆動装置 - Google Patents

Abstract

【課題】建設機械の油圧駆動装置において、重量物慣性体の減速操作時など油圧ポンプの吐出流量が少ない場合にもキャビテーションの発生を確実に防止することができ、かつ大流量アクチュエータ駆動時など油圧ポンプの吐出流量が大きい場合における無駄な圧力損失を低減し、エネルギー効率を向上させる。
【解決手段】コントロールバルブ６内の旋回モータ１２の１対のアクチュエータ油路３７ａ，３７ｂに補給回路３８が設けられ、コントロールバルブ６のタンク戻り回路７はコントロールバルブ６からの戻り油をタンクに環流させる戻りライン４２、戻りライン４２に設けられたオイルクーラ４３及び背圧発生装置４４を有し、この背圧発生装置４４の上流側に補給回路３８が接続される。背圧発生装置４４は、戻りライン４２の最上流の圧力と最下流の圧力の差圧を一定に保つ圧力制御弁として構成されている。
【選択図】 図１

Description

本発明は油圧ショベル等の建設機械に用いられる油圧駆動装置に係わり、特に、コントロールバルブのタンク戻り回路に背圧発生装置を備え、旋回モータの旋回減速時等、アクチュエータの慣性駆動時に圧油の速やかな補給を可能とし、キャビテーションの発生を防止するようにした建設機械の油圧駆動装置に関する。

この種の油圧駆動装置として、特許文献１に記載されているものがある。この油圧駆動装置は、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複数のアクチュエータと、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を有するコントロールバルブと、複数のアクチュエータの少なくとも１つのもののアクチュエータ油路に設けられた補給回路と、コントロールバルブからの戻り油をタンクに環流させる戻りライン、戻りラインに設けられたオイルクーラ及び背圧発生装置を有し、この背圧発生装置の上流側び補給回路が接続されるタンク戻り回路とを備えている。

また、油圧ショベル等の建設機械の油圧駆動装置は、一般に、複数の流量制御弁の要求流量に応じて油圧ポンプの容量を制御するポンプ制御手段を備えており、このポンプ制御手段として、例えば特許文献２に記載のように、油圧ポンプの吐出圧力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油圧ポンプの容量を制御するロードセンシング方式が知られている。

特開２００５−２９１３１２号公報 特開平１０−１９６６０４号公報

しかしながら、上記従来技術には以下のような課題が存在する。

建設機械の油圧駆動装置の場合、アクチュエータの駆動対象が重量物慣性体であることが多く、このような重量物慣性体の減速操作時或いは停止操作時にはキャビテーションが発生しやすい。例えば、油圧ショベルの上部旋回体にあっては、減速操作時は、旋回用の流量制御弁を中立位置側に戻してメータイン油路を絞り、供給油量を減らすが、上部旋回体の慣性が大きく旋回モータは今までと同じ速度で回転し続けようとするため、流量制御弁と旋回モータ間の圧油供給側のアクチュエータ油路の圧力が低下し、キャビテーションが発生する。上部旋回体の停止操作時や、その他の重量物慣性体の減速操作時、停止操作時等においても同様にキャビテーションが発生する。

通常、旋回モータのような重量物慣性体を駆動するアクチュエータのアクチュエータ油路には補給回路が設けられており、圧油供給側のアクチュエータ油路の圧力低下時にはその補給回路を介してタンクの圧油が補給され、キャビテーションの発生を防止する。

ここで、油圧ポンプの吐出流量は流量制御弁の要求流量に応じて制御されるため、減速操作時や停止操作時には油圧ポンプの吐出流量が減少し、タンクに環流する流量も減少する。その結果、コントロールバルブのタンク戻り油路の背圧が低下するため、補給回路があるだけでは、圧油供給側のアクチュエータ油路の圧力低下時に速やかに圧油を補給することができず、キャビテーションの防止効果が低下する。特許文献１記載のようにタンク戻り回路に背圧弁を備える場合は、ポンプ吐出流量が減ってタンクに環流する流量が減った場合でも、背圧弁により十分な背圧が確保されるため、その背圧により補給が確実に行われ、キャビテーションの発生を確実に防止することができる。

また、特許文献２に記載のように、ポンプ制御手段がロードセンシング方式である場合は、減速操作時であっても、流量制御弁のメータイン油路が絞られ油圧ポンプの吐出圧力が上昇する一方、上記旋回モータの圧油供給側のアクチュエータ油路の圧力の低下に応じて最高負荷圧力は低下し、油圧ポンプの吐出圧力と最高負荷圧との差圧が増大するため、油圧ポンプの吐出流量が最小まで減少する。したがって、ロードセンシング方式では、特にキャビテーションの発生が顕著になりやすく、特許文献１記載のような背圧弁をタンク戻り回路に設けることが有用となり、これにより減速操作時にロードセンシング制御によってポンプ吐出流量が最小に減ってタンクに環流する流量が減った場合でも、背圧弁により補給が確実に行われ、キャビテーションの発生が確実に防止される。

ところで、特許文献１記載のような従来のタンク戻り回路を備えた場合、コントロールバルブからの戻り油は、背圧弁を通りオイルクーラを経由してタンクに戻る。背圧弁によって発生する圧力損失をΔＰ_１、オイルクーラによって発生する圧力損失をΔＰ_２、タンク戻り回路全体で発生する圧力損失をΔＰｃとすると、ΔＰｃ＝ΔＰ_１＋ΔＰ_２の関係が成り立つ。ここで、ΔＰ_１は流量Ｑに係わらずほぼ一定であるが、ΔＰ_２は流量Ｑが大きくなるに従って大きくなり、ΔＰｃはΔＰ_１とΔＰ_２を足し合わせた特性となる。ここで、ΔＰ_１は減速動作時、つまり油圧ポンプの吐出流量が最小になった場合にも速やかに補給が行え、不快なキャビテーションが発生しないような値である。その結果、タンク戻り回路全体の圧力損失ΔＰｃは、流量Ｑが少ないときは、ほぼキャビテーション防止のために必要な圧力Ｐｓと同じ値であるが、大流量アクチュエータを駆動するような場合でタンク戻り流量Ｑが大きい場合は、流量Ｑが大きくなるに従って大きくなるΔＰ_２の影響により、必要以上に大きくなってしまう。この必要以上に大きな圧力損失は、無駄なエネルギー損失となり、油圧駆動装置のエネルギー効率を悪化させる結果となっていた。

本発明の目的は、重量物慣性体の減速操作時など油圧ポンプの吐出流量が少ない場合にもキャビテーションの発生を確実に防止することができ、かつ大流量アクチュエータ駆動時など油圧ポンプの吐出流量が大きい場合における無駄な圧力損失を低減し、エネルギー効率を向上させることができる建設機械の油圧駆動装置を提供することである。

（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を有するコントロールバルブと、前記複数の流量制御弁の要求流量に応じて前記油圧ポンプの容量を制御するポンプ制御手段と備えた建設機械の油圧駆動装置において、前記複数のアクチュエータの少なくとも１つのもののアクチュエータ油路に設けられた補給回路と、前記コントロールバルブからの戻り油をタンクに環流させる戻りライン、前記戻りラインに設けられたオイルクーラ及び背圧発生装置を有し、前記背圧発生装置の上流側に前記補給回路が接続されるタンク戻り回路とを備え、前記背圧発生装置は、前記戻りラインの最上流の圧力と最下流の圧力の差圧を一定に保つように制御する圧力制御弁であるものとする。

このように背圧発生装置を設けることにより、重量物慣性体の減速操作時など油圧ポンプの吐出流量が少ない場合にもキャビテーションの発生を確実に防止することができる。また、その背圧発生装置として、戻りラインの最上流の圧力と最下流の圧力の差圧を一定に保つように制御する圧力制御弁を設けることにより、大流量アクチュエータ駆動時など油圧ポンプの吐出流量が大きく、タンク戻り流量が多い場合であっても圧力損失は一定に保たれるため、無駄な圧力損失を低減し、エネルギー効率を向上させることができる。

（２）また、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を有するコントロールバルブと、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目標差圧だけ高くなるよう前記油圧ポンプの容量を制御するロードセンシング方式のポンプ制御手段とを備えた建設機械の油圧駆動装置において、前記複数のアクチュエータの少なくとも１つのもののアクチュエータ油路に設けられた補給回路と、前記コントロールバルブからの戻り油をタンクに環流させる戻りライン、前記戻りラインに設けられたオイルクーラ及び背圧発生装置を有し、前記背圧発生装置の上流側に前記補給回路が接続されるタンク戻り回路とを備え、前記背圧発生装置は、前記戻りラインの最上流の圧力と最下流の圧力の差圧を一定に保つように制御する圧力制御弁であるものとする。

このように背圧発生装置を設けることにより、油圧ポンプの吐出圧力が最高負荷圧より目標差圧だけ高くなるよう油圧ポンプの容量を制御するロードセンシング方式のポンプ制御手段を備えた油圧駆動装置において、重量物慣性体の減速操作時にロードセンシング制御によってポンプ吐出流量が最小に減ってタンクに環流する流量が減った場合でも、キャビテーションの発生を確実に防止することができる。また、上記（１）で述べたように、背圧発生装置として、戻りラインの最上流の圧力と最下流の圧力の差圧を一定に保つように制御する圧力制御弁を設けることにより、大流量アクチュエータ駆動時など油圧ポンプの吐出流量が大きい場合における無駄な圧力損失を低減し、エネルギー効率を向上させることができる。

（３）上記（１）又は（２）において、好ましくは、パイロット油圧源と、前記パイロット油圧源の下流側に設けられ、ゲートロックレバーが運転可能状態にあるときは前記パイロット油圧源の圧力を下流側に出力し、前記ゲートロックレバーが運転不能状態にあるときはタンク圧を下流側に出力するゲートロックバルブとを更に備え、前記圧力制御弁は、開方向作用の第１受圧室及び絞り方向作用の第２及び第３受圧室と、開方向作用のばね手段とを有し、前記第１受圧室に前記戻りラインの最上流の圧力が導かれ、前記第２受圧室に前記戻りラインの最下流の圧力が導かれ、前記第３受圧室に前記ゲートロックバルブの下流側の圧力が導かれ、その圧力により発生する第３受圧室の油圧力と前記ばね手段のばね力との差により前記戻りラインの最上流の圧力と最下流の圧力の目標差圧を設定する。

これにより圧力制御弁は、戻りラインの最上流の圧力と最下流の圧力の差圧を一定に保つように制御するものとなる。

また、ゲートロックレバーを操作不能位置にすると第３受圧室の圧力がタンク圧となるため、ばね手段の作用により圧力制御弁は連通位置に強制的に切換わり、タンク戻り回路の圧力損失をオイルクーラによって発生する圧力損失のみに抑えることができ、更にエネルギー効率を向上することができる。

（４）また、上記（１）又は（２）において、前記圧力制御弁は、開方向作用の第１受圧室及び絞り方向作用の第２受圧室と、絞り方向作用のばね手段とを有し、前記第１受圧室に前記戻りラインの最上流の圧力が導かれ、前記第２受圧室に前記戻りラインの最下流の圧力が導かれ、前記ばね手段により前記戻りラインの最上流の圧力と最下流の圧力の目標差圧を設定してもよい。

これにより圧力制御弁は、戻りラインの最上流の圧力と最下流の圧力の差圧を一定に保つように制御するものとなる。

本発明によれば、重量物慣性体の減速操作時など油圧ポンプの吐出流量が少ない場合にもキャビテーションの発生を確実に防止することができ、かつ大流量アクチュエータ駆動時など油圧ポンプの吐出流量が大きい場合における無駄な圧力損失を低減し、エネルギー効率を向上させることができる。

また、ゲートロックレバーを操作不能位置にしたときは圧力制御弁が連通位置に強制的に切換わるため、タンク戻り回路の圧力損失をオイルクーラによって発生する圧力損失のみに抑えることができ、更にエネルギー効率を向上することができる。

以下、本発明の実施の形態を図面を用いて説明する。以下の実施の形態は本発明を油圧ショベルの油圧駆動装置に適用した場合のものである。
＜実施の形態１＞
〜構成〜
図１は本発明の第１の実施の形態（実施の形態１）における建設機械（油圧ショベル）の油圧駆動装置の構成を示す油圧回路図である。

本実施の形態の油圧駆動装置は、エンジン１と、エンジン１によって駆動される可変容量型のメインの油圧ポンプ（メインポンプ）２と、メインポンプ２と連動してエンジン１により駆動される固定容量型のパイロットポンプ３と、メインポンプ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１０，１１，１２と、コントロールバルブ６と、コントロールバルブ６のタンク戻り回路７とを備えている。

アクチュエータ１０，１１，１２は、例えばそれぞれ、油圧ショベルのフロント作業機のブームを駆動するブームシリンダ、アームを駆動するアームシリンダ、上部旋回体を旋回させる旋回モータである。油圧ショベルの油圧駆動装置には、通常それ以外にも、フロント作業機のバケットを駆動するバケットシリンダ、下部走行体を駆動する走行モータ、フロント作業機をスイングさせるスイングシリンダ等のアクチュエータが装備されているが（後述）、それらの図示と説明は省略する。

コントロールバルブ６は、メインポンプ２の供給油路２ａに接続され、メインポンプ２から各アクチュエータに供給される圧油の方向と流量をそれぞれ制御する複数のバルブセクション１７，１８，１９と、複数のアクチュエータ１０，１１，１２の負荷圧のうち最も高い負荷圧（以下、最高負荷圧という）ＰLmaxを選択して信号油路２７に出力する複数のシャトル弁３３ａ，３３ｂ，３３ｃと、メインポンプ２の供給油路２ａに設けられ、メインポンプ２の最高吐出圧（最高ポンプ圧）を制限するメインリリーフ弁３２と、メインポンプ２の吐出圧（ポンプ圧）Ｐｄと最高負荷圧ＰLmaxとの差圧ＰLSを絶対圧として出力する差圧減圧弁３０と、ポンプ圧Ｐｄと最高負荷圧ＰLmaxとの差圧ＰLSがある一定値を越えたときにメインポンプ２の吐出流量の一部をタンクに戻し、差圧ＰLSをばね３１ａにより設定された一定値以下に保つアンロード弁３１とを有している。バルブセクション１７は流量制御弁３４ａと圧力補償弁３５ａから構成され、バルブセクション１８は流量制御弁３４ｂと圧力補償弁３５ｂとから構成され、バルブセクション１９は流量制御弁３４ｃと圧力補償弁３５ｃから構成されている。圧力補償弁３５ａ，３５ｂ，３５ｃの目標補償差圧設定用の開弁側受圧部３６ａ，３６ｂ，３６ｃには差圧減圧弁３０の出力圧が導かれ、絶対圧ＰLS（メインポンプ２の吐出圧Ｐｄと最高負荷圧ＰLmaxとの差圧）により目標補償差圧が設定されている。アンロード弁３１及びメインリリーフ弁３２の出側はコントロールバルブ６内でタンク油路３９に接続され、タンク油路３９はタンク戻り回路７を介してタンクに接続されている。

コントロールバルブ６は、また、旋回モータ１２の１対のアクチュエータ油路３７ａ，３７ｂに設けられた補給回路３８を有している。この補給回路３８は、旋回モータ１２の旋回減速時等の慣性駆動時、旋回モータ１２の入口側のアクチュエータ油路の圧力が極めて低くなったときに圧油を補給するものであり、アクチュエータ油路３７ａ，３７ｂとコントロールバルブ６内のタンク油路３９との間に設けられ、タンク油路３９からアクチュエータ油路３７ａ，３７ｂへ向かう圧油の流れのみを許す逆止弁３８ａ，３８ｂを備えている。

タンク油路３９の下流側はタンク戻り回路７に接続され、アクチュエータ１０，１１，１２からの戻り油はタンク油路３９及びタンク戻り回路７を介してタンクに環流する。また、タンク戻り回路７は適切な背圧を発生し、補給回路３８による速やかに補給を可能とする。タンク戻り回路７の構成の詳細については後述する。

本実施の形態の油圧駆動装置は、また、パイロットポンプ３の供給油路３ａに接続され、パイロットポンプ３の吐出流量に応じて絶対圧Ｐａを出力するエンジン回転数検出弁装置５と、エンジン回転数検出弁装置５の下流側に接続され、第１パイロット油路２０の圧力を一定に保つパイロットリリーフ弁１３を有するパイロット油圧源２１と、パイロット油圧原２１の下流側に接続され、油圧ショベルの運転席入り口に設けられたゲートロックレバー１２４(図３）の開閉状況によってＯＮ／ＯＦＦ制御される電磁切換弁１４と、第２パイロット油路２２に接続され、パイロット油圧源２１の油圧を元圧として流量制御弁３４ａ，３４ｂ，３４ｃを操作するための制御パイロット圧ａ〜ｆを生成するリモコン弁２４，２５，２６と、メインポンプ２の傾転角（容量）を制御するためのポンプ傾転制御装置４とを備えている。

電磁切換弁１４は、ゲートロックレバー１２４（図３）が運転可能状態（下げ位置）にあるときは、第２パイロット油路２２とタンクとの連通を遮断し、第１パイロット油路２０と第２パイロット油路２２を連通させる図示左側の第１位置（ＯＮ位置）に切り換わり、その下流側に接続されたりリモコン弁２４，２５，２６にパイロットリリーフバルブ１３によって一定に保たれたパイロット油圧源２１の圧力を導き、ゲートロックレバー１２４（図３）が運転不能状態（上げ位置）にあるときは、第１パイロット油路２０と第２パイロット油路２２との連通を遮断し、第２パイロット油路２２をタンクに連通させる図示右側の第２位置（ＯＦＦ位置）に切り換わり、その下流側に接続されたりリモコン弁２４，２５，２６をタンクに連通させる。ゲートロックレバー１２４による電磁切換弁１４の位置の切り換えは、例えば電磁切換弁１４のソレノイドと電源との間に図示しないスイッチを設け、ゲートロックレバー１２４が運転可能状態（下げ位置）にあるときはそのスイッチをＯＮ（閉）してソレノイドを励磁し、ゲートロックレバー１２４が運転不能状態（上げ位置）にあるときはそのスイッチをＯＦＦ（開）してソレノイドの励磁を解除することにより行う。

エンジン回転数検出弁装置５は流量検出弁５ａと差圧減圧弁５ｂとを有し、流量検出弁５ａの入力側はパイロットポンプ３の供給油路３ａに接続され、流量検出弁５ａの出力側は第１パイロット油路２０に接続されている。流量検出弁５ａは、パイロットポンプ３の供給油路３ａを流れる圧油の流量を可変絞り部５ｃの前後差圧に変換し、差圧減圧弁５ｂはその前後差圧を絶対圧Ｐａとして出力する。パイロットポンプ３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、その流量（可変絞り部５０ａの前後差圧）を検出することによりエンジン１の回転数を検出することができる。また、可変絞り部５ｃは、その前後差圧が高くなるにしたがってその絞り径（面積）が大きくなり、前後差圧の上昇度合いが緩やかにるように構成されている。

ポンプ傾転制御装置４は馬力制御傾転アクチュエータ４ａと、ＬＳ制御弁４ｂ及びＬＳ制御傾転アクチュエータ４ｃとを有している。

馬力制御傾転アクチュエータ４ａはメインポンプ２の吐出圧が高くなるとメインポンプ２の傾転角を減らして、メインポンプ２の入力トルクが予め設定した最大トルクを超えないように制限するものであり、これによりメインポンプ２の消費馬力を制限し、過負荷によるエンジン１の停止（エンジンストール）を防止する。

ＬＳ制御弁４ｂは対向する受圧部４ｄ，４ｅを有し、受圧部４ｄにはエンジン回転数検出弁装置５の差圧減圧弁５ｂで生成された絶対圧Ｐａ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、受圧部４ｅに差圧減圧弁３０で生成された絶対圧ＰLS（メインポンプ２の吐出圧Ｐｄと最高負荷圧ＰLmaxとの差圧）が導かれ、絶対圧ＰLSが絶対圧Ｐａよりも高くなると（ＰLS＞Ｐａ）、パイロット油圧源２１の圧力をＬＳ制御傾転アクチュエータ４ｃに導いてメインポンプ２の傾転角を減らし、絶対圧ＰLSが絶対圧Ｐａよりも低くなると（ＰLS＜Ｐａ）、ＬＳ制御傾転アクチュエータ４ｃをタンクに連通してメインポンプ２の傾転角を増やし、これによりメインポンプ２の吐出圧Ｐｄが最高負荷圧ＰLmaxより目標差圧Ｐａだけ高くなるようメインポンプ２の傾転量（押しのけ容積）を制御する。制御弁４ｂ及びＬＳ制御傾転アクチュエータ４ｃは、メインポンプ２の吐出圧Ｐｄが複数のアクチュエータ１０，１１，１２，…の最高負荷圧ＰLmaxよりもロードセンシング制御の目標差圧分だけ高くなるようメインポンプ２の傾転を制御するロードセンシング方式のポンプ制御手段を構成する。

ここで、絶対圧Ｐａはエンジン回転数に応じて変化する値であるため、絶対圧Ｐａをロードセンシング制御の目標差圧として用い、圧力補償弁３５ａ，３５ｂ，３５ｃの目標補償差圧をメインポンプ２の吐出圧Ｐｄと最高負荷圧ＰLmaxとの差圧の絶対圧ＰLSにより設定することにより、エンジン回転数に応じたアクチュエータスピードの制御が可能となる。また、上記のようにエンジン回転数検出弁装置５の流量検出弁５ａの可変絞り部５ｃは、その前後差圧が高くなるにしたがってその絞り径（面積）が大きくなり、前後差圧の上昇度合いが緩やかになるように構成されている。これ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。

アンロード弁３１のばね３１ａの設定圧は、エンジン１が定格最高回転数（例えば２０００ｒｐｍ）にあるときのエンジン回転数検出弁装置５の差圧減圧弁５ｂで生成された絶対圧Ｐａ（ロードセンシング制御の目標差圧）よりも高くなるように設定されている。

本実施の形態の特徴はコントロールバルブ６のタンク戻り回路７の構成にあり、このタンク戻り回路７は、コントロールバルブ６のタンク油路３９に接続された戻りライン４２と、戻りライン４２に接続されたオイルクーラ４３と、オイルクーラ４３の上流側に直列に接続された背圧発生装置４４と、オイルクーラ４３に並列に接続されたバイパスチェックバルブ４５とを有している。

コントロールバルブ６からの戻り油は、背圧発生装置４４を通り、作動油を冷却するためのオイルクーラ４３を経由してタンクに戻る。オイルクーラ４３には、これに並列にバイパスチェックバルブ４５が装備されており、油温が低くて作動油の粘度が高く、オイルクーラ４３の圧力損失が高い場合などに開弁するようになっている。通常使用する油温では,通常オイルクーラ４３の圧損はあまり高くないことが多いので、バイパスチェックバルブ４５は閉じている。

背圧発生装置４４は、戻りライン４２の最上流の圧力Ｐup（背圧発生装置４４により生じる背圧に相当）と最下流の圧力Ｐdownの差圧を一定に保つように制御する圧力制御弁（以下、圧力制御弁４４という）であり、圧力制御弁４４は、開方向作用の第１受圧室４４ａと、この第１受圧室４４ａと対向する側に位置する絞り方向作用の第２受圧室４４ｂと、この第２受圧室４４ｂと同じ側に位置する絞り方向作用のばね４４ｃ（ばね手段）とを有し、第１受圧室４４ａに戻りライン４２の最上流の圧力Ｐupが導かれ、第２受圧室４４ｂに戻りライン４２の最下流の圧力Ｐdownが導かれ、ばね４４ｃのばね力により戻りライン４２の最上流の圧力Ｐupと最下流の圧力Ｐdownの目標差圧が設定される。すなわち、ばね４４ｃは目標差圧設定手段として機能する。

また、圧力制御弁４４は、戻りライン４２の上流側と下流側とをそのまま連通させる連通位置（全開位置）と、絞った状態で連通させる絞り位置の２位置があり、第１及び第２受圧部４４ａ，４４ｂに負荷される戻りライン４２の最上流の圧力Ｐupと最下流の圧力Ｐdownの差圧によって連通位置と絞り位置との間で開口面積を連続的に変化させる。

図２はタンク戻り回路７の動作説明図である。図中、ΔＰｂはタンク戻り回路７の最上流の圧力Ｐupと最下流の圧力Ｐdownとの差圧であり、Ｐｓは、旋回の減速動作時等においてメインポンプ２の吐出流量が最小になった場合にも、補給回路３８からアクチュエータ油路３７ａ又は３７ｂに圧油を速やかに補給することで、アクチュエータ油路３７ａ又は３７ｂに不快なキャビテーションを発生させないような圧力である。Ｐｓは、例えば０．３ＭＰａ程度である。

圧力制御弁４のばね４４ｃの設定圧はその圧力Ｐｓに設定されており、これにより図２の下側のグラフに示すように、差圧ΔＰｂはタンク戻り回路７を通過する流量Ｑに係わらず一定の圧力Ｐｓに保たれる。

ここで、戻りライン４２の最上流の圧力Ｐupは圧力制御弁４４により生じるタンク戻り回路７の背圧であり、戻りライン４２の最下流の圧力Ｐdownはほぼタンク圧に等しくＰdown＝０とすると、戻りライン４２の最上流の圧力Ｐup（タンク戻り回路７の背圧）はΔＰｂであり、この背圧ΔＰｂは圧力制御弁４４によりＰｓに保たれる。

図３は本実施の形態の油圧駆動装置が搭載される油圧ショベルの外観を示す図である。油圧ショベルは、下部走行体１０１、この下部走行体１０１上に旋回可能に搭載された上部旋回体１０２と、この上部旋回体１０２の先端部分にスイングポスト１０３を介して上下及び左右方向に回動可能に連結されたフロント作業機１０４とを備えている。下部走行体１０１はクローラ式であり、トラックフレーム１０５の前方側には上下動可能に排土用のブレード１０６が設けられている。上部旋回体１０２は基礎下部構造をなす旋回台１０７と、旋回台１０７上に設けられたキャノピタイプの運転台１０８とを備えている。フロント作業機１０４はブーム１１１と、アーム１１２と、バケット１１３とを備え、ブーム
の基端はスイングポスト１０３にピン結合され、ブーム１１１の先端はアーム１１２の基端にピン結合され、アーム１１２の先端はバケット１１３にピン結合されている。

ブーム１１１及びアーム１１２は図１に示したブームシリンダ１０及びアームシリンダ１１を伸縮することにより回動し、上部旋回体１０２は図１に示した旋回モータ１２を回転させることにより旋回する。バケット１１３はバケットシリンダ１１７を伸縮することにより回動し、ブレード１０６はブレードシリンダ（図示せず）を伸縮することにより上下動し、下部走行体１０１は左右の走行モータ１１８ａ，１１８ｂを回転させることにより走行し、スイングポスト１０３はスイングシリンダ１１９を伸縮することにより回転する。前述したように、図１の油圧回路図ではバケットシリンダ１１７、走行モータ１１８ａ、１１８ｂ、スイングシリンダ１１９等のアクチュエータの図示は省略している。

運転台１０８には、オペレータが着座する運転席１２１が設けられ、運転席１２１の右左両側にバケット・ブーム用のコントロールレバー装置１２２と旋回・アーム用のコントロールレバー装置１２３とが設けられ、運転席１２１の入り口部分にゲートロックレバー１２４が設けられている。コントロールレバー装置１２２にはリモコン弁２４（図１）が内蔵され、コントロールレバー装置１２３にはリモコン弁２５，２６（図１）が内蔵されている。
〜動作〜
本実施の形態において、リモコン弁２４〜２６の操作レバー中立時、旋回定常回転時、旋回減速時、大流量アクチュエータ操作時のそれぞれについて、動作を説明する。
＜操作レバー中立時＞
メインポンプ２から吐出された圧油は、供給油路２ａを通じて各アクチュエータ駆動用の圧力補償弁３５ａ〜３５ｃ（以下「３５」で代表する）と各流量制御弁３４ａ〜３４ｃ（以下「３４」で代表する）へと導かれる。リモコン弁２４〜２６の全操作レバー中立時には、全ての流量制御弁３４は図１に図示されているような中立位置となっている。

一方、メインポンプ２から供給された圧油は、供給油路２ａとタンクの間に設けられたアンロード弁３１へも導かれている。

全操作レバー中立時には、各アクチュエータの流量制御弁３４は中立位置にあって供給油路２ａ側が閉じられているため、メインポンプ２の吐出圧（ポンプ圧）が上昇する。また、各アクチュエータの流量制御弁３４は中立位置にあるため、各アクチュエータ１０〜１２の最高負荷圧ＰLmaxの信号油路２７は、各流量制御弁３４の内部通路を介してタンク油路３９に接続され、信号油路２７の最高負荷圧ＰLmaxはタンク戻り回路７の背圧ΔＰｂ（＝Ｐｓ）に等しくなる。このためメインポンプ２の吐出圧Ｐｄがアンロード弁３１の設定圧（ばね３１ａの設定圧）と背圧ΔＰｂとの和よりも高くなると、アンロード弁３１は、図示右側の開位置に切り換わり、供給油路２ａの圧油をタンクに戻すように作動し、メインポンプ２の吐出圧Ｐｄはアンロード弁３１の設定圧（ばね３１ａの設定圧）と背圧ΔＰｂとの和に等しくなる。

また、差圧減圧弁３０は、メインポンプ２の吐出圧Ｐｄと各アクチュエータ１０〜１２の最高負荷圧ＰLmaxとの差圧ＰLSを絶対圧として出力するように動作する。ここで、メインポンプ２の吐出圧Ｐｄはアンロード弁３１の設定圧（ばね３１ａの設定圧）と背圧ΔＰｂとの和に等しく、アクチュエータ１０〜１２の最高負荷圧ＰLmaxは背圧ΔＰｂに等しいため、絶対圧ＰLSはアンロード弁３１の設定圧（ばね３１ａの設定圧）にほぼ等しくなり、ポンプ傾転制御装置４のＬＳ制御弁４ｂの受圧部４ｅには、そのアンロード弁３１の設定圧にほぼ等しい絶対圧ＰLSが導かれる。ここで、前述したようにアンロード弁３１の設定圧はロードセンシング制御の目標差圧である絶対圧Ｐａよりも高くなるように設定されている。

一方、エンジン回転数検出弁装置５の差圧減圧弁５ｂは流量検出弁５ａの可変絞り部５ｃの前後差圧を絶対圧Ｐａとして出力し、ポンプ傾転制御装置４のＬＳ制御弁４ｂの受圧部４ｄには、そのエンジン回転数に応じた絶対圧Ｐａが目標差圧として導かれる。

以上のように操作レバー中立時には、ポンプ傾転制御装置４のＬＳ制御弁４ｂの受圧部４ｄにはエンジン回転数に応じた絶対圧Ｐａが目標差圧として導かれ、ＬＳ制御弁４ｂの受圧部４ｅには、アンロード弁３１の設定圧にほぼ等しい絶対圧ＰLSが導かれ、絶対圧ＰLS＞絶対圧Ｐａである結果、ポンプ傾転制御装置４のＬＳ制御弁４ｂは図示右の位置となるよう作動し、ＬＳ制御傾転アクチュエータ４ｃにパイロット油圧源２１の圧力が導かれ、メインポンプ２の傾転角が最小になり、メインポンプ２の吐出流量も最小となる。

メインポンプ２の吐出流量が最小となるときは、コントロールバルブ６からタンク戻り回路７を経由してタンクに戻る流量Ｑも少なくなる。しかし、タンク戻り回路７の最上流の圧力Ｐupと最下流の圧力Ｐdownとの差圧ΔＰｂ（すなわちタンク戻り回路７の背圧）は圧力制御弁４４により最適の圧力Ｐｓに保たれる。

すなわち、流量Ｑが小さい場合には、オイルクーラ４３での圧力損失が小さいため、圧力制御弁４４は図示上側の連通位置にある場合は最上流圧力Ｐupが最下流圧力Ｐdownに対してあまり差がない状態となるので、圧力制御弁４４はばね４４ｃのばね力により、図示下側の絞り位置に切り替わり、タンク戻り回路７を絞るようになる。このためこのように流量Ｑが小さい場合でも、一定の圧力Ｐｓが確保される。
＜旋回定常回転時＞
次に、旋回用のリモコン弁２６の操作レバーのみを最大に操作して一定時間が経過した状態、つまり上部旋回体１０３（以下単に「旋回」という）を単独で定常速度にて回転操作している場合について説明する。

図１において、旋回用のリモコン弁２６の操作レバーを操作すると、コントロールバルブ６の旋回用流量制御弁３４ｃが切り換えられ、旋回用油圧モータ１２に圧油が供給される。

旋回定常回転時の負荷圧は、シャトル弁３３ｂ，３３ｃによって最高負荷圧ＰLmaxとして信号油路２７に導出され、この最高負荷圧ＰLmaxはメインポンプ２の吐出圧Ｐｄとともに差圧減圧弁３０に導かれ、最高負荷圧ＰLmaxとポンプ吐出圧Ｐｄとの差圧が絶対圧ＰLSとして出力され、ポンプ傾転制御装置４のＬＳ制御弁４ｂの受圧部４ｅにその絶対圧ＰLSが導かれる。

一方、ポンプ傾転制御装置４のＬＳ制御弁４ｂの受圧部４ｄには、エンジン回転数検出弁装置５の差圧減圧弁５ｂから出力された絶対圧Ｐａが目標差圧として導かれており、絶対圧ＰLS（最高負荷圧ＰLmaxとポンプ吐出圧Ｐｄとの差圧）が絶対圧Ｐａ（目標差圧）に等しくなるようにメインポンプ２の傾転が制御される。

旋回が定常回転しているときには、最高負荷圧ＰLmaxとポンプ吐出圧Ｐｄとの差圧ＰLmaxと目標差圧Ｐａが等しい状態となっており、メインポンプ２の吐出圧Ｐｄは定常旋回の負荷圧ＰLmaxよりも目標差圧Ｐａの分だけ高い状態に保たれる。

また、旋回が正常回転をしているときには、コントロールバルブ６からタンク戻り回路を経由してタンクに戻る流量Ｑは、メインポンプ２が吐出する流量と一致する。

一般的に、定常速度の旋回の場合には、メインポンプ２が吐出する流量、すなわちタンク戻り流量Ｑは、メインポンプ２の最小流量よりも若干大きいことが多い。

一方、図２に示したように、タンク戻り回路７に設けられた圧力制御弁４４は、タンク戻り回路７の最上流の圧力Ｐupと最下流の圧力Ｐdownとの差圧ΔＰｂがＰｓ（一定値）に保たれるように動作する。

すなわち、定常旋回時、流量Ｑは操作レバー中立時よりも大きくなるので、タンク戻り回路７の最上流圧力Ｐupが前述の操作レバー中立時よりも高くなる。一方、最下流圧力Ｐdownは常にタンク圧と等しく変化しないので、圧力制御弁４４は、最上流圧力Ｐupと最下流圧力Ｐdownとの差圧ΔＰｂが圧力制御弁４４のばね４４ｃのばね力と釣り合う位置まで切換わり、その状態でバランスする。このため差圧ΔＰｂはＰｓ（一定値）に保たれる。
＜旋回減速時＞
次に、上部旋回体１０２が定常回転をしている状態から、旋回用のリモコン弁２６の操作レバーを緩操作で戻したときの動作を説明する。

図１において、旋回操作用のリモコン弁２６の操作レバーを緩操作で中立に戻すと、流量制御弁３４ｃもゆっくりと中立位置に戻り、旋回用油圧モータ１２への圧油供給路がゆっくりと遮断される。

旋回用油圧モータ１２には、大きな慣性モーメントを有する油圧ショベルの上部旋回体１０２（図３）が接続されているために、流量制御弁３４ｃが完全に中立に戻るまで、その大きな慣性モーメントで回り続けようとする。このためアクチュエータ油路３７ａ，３７ｂのうち油圧モータ１２から流量制御弁３４ｃに圧油を戻す側のアクチュエータ油路には高い圧力がこもり、流量制御弁３４ｃから油圧モータ１２に圧油を供給する側のアクチュエータ油路の圧力（旋回負荷圧）は非常に低くなる。

旋回用流量制御弁３４ｃから旋回負荷圧がシャトル弁３３ｂ，３３ｃを介して信号油路２７に導出され、この負荷圧が最高負荷圧ＰLmaxとして差圧減圧弁３０に導かれるが、前述のように流量制御弁３４ｃから油圧モータ１２に圧油を供給する側のアクチュエータ油路の圧力は非常に低くなるため、差圧減圧弁３０に導かれる最高負荷圧ＰLmaxも非常に低くなる。

一方、メインポンプ２から旋回用流量制御弁３４ｃへと流れる流量は減るが、メインポンプ２から供給される流量は瞬間的には変化しないため、圧油供給路２ａに圧力がこもる状態となり、メインポンプ２の吐出圧Ｐｄは高くなり、このポンプ吐出圧Ｐｄが差圧減圧弁３０に導かれる。

このように最高負荷圧ＰLmaxは非常に低くなり、ポンプ吐出圧Ｐｄは高くなる結果、差圧減圧弁３０が出力する最高負荷圧ＰLmaxとポンプ吐出圧Ｐｄとの差圧の絶対圧ＰLSは大きくなり、この絶対圧ＰLSがポンプ傾転制御装置４のＬＳ制御弁４ｂの受圧部４ｅに導かれる。

このようにポンプ傾転制御装置４のＬＳ制御弁４ｂの受圧部４ｅに導かれる絶対圧ＰLSは大きくなるが、エンジン回転数検出弁装置５の差圧減圧弁５ｂから出力される絶対圧Ｐａ（目標差圧）はエンジン回転数が一定であれば一定であるので、制御弁４ｂは図示右側の位置に切り替わることになり、ＬＳ制御傾転アクチュエータ４ｃにパイロット油圧源２１の圧力が導かれ、メインポンプ２の傾転角が最小になり、メインポンプ２の吐出流量も最小となる。

メインポンプ２の吐出流量が最小となるときは、コントロールバルブ６からタンク戻り回路７を経由してタンクに戻る流量Ｑも少なくなる。しかし、タンク戻り回路７の最上流の圧力Ｐupと最下流の圧力Ｐdownとの差圧ΔＰｂ（すなわち、タンク戻り回路７の背圧）は圧力制御弁４４により最適の圧力Ｐｓに保たれる。

すなわち、流量Ｑが小さい場合には、オイルクーラ４３での圧力損失が小さいため、圧力制御弁４４は図示上側の連通位置にある場合は最上流圧力Ｐupが最下流圧力Ｐdownに対してあまり差がない状態となるので、圧力制御弁４４はばね４４ｃのばね力により、図示下側の絞り位置に切り替わり、タンク戻り回路７を絞るようになる。このため流量Ｑが小さい場合でも、一定の圧力Ｐｓが確保される。

また、このようにタンク戻り回路７の最上流の圧力Ｐupと最下流の圧力Ｐdownとの差圧ΔＰｂ（タンク戻り回路７の背圧）が一定の圧力Ｐｓに保たれる結果、流量制御弁３４ｃから油圧モータ１２に圧油を供給する側のアクチュエータ油路３７ａ又は３７ｂの圧力が非常に低くなっても、補給回路３８からアクチュエータ油路３７ａ又は３７ｂへの圧油の補給がスムーズに行われ、アクチュエータ油路３７ａ又は３７ｂに不快なキャビテーションが発生することが防止される。
＜大流量アクチュエータ操作時＞
次に、アーム１１１を上下動するアームシリンダ１１のような大流量のアクチュエータを駆動した場合の動作について説明する。

図１において、アーム用のリモコン弁２５の操作レバーを操作すると、コントロールバルブ６のアーム用流量制御弁３４ｂが切り換えられ、アームシリンダ１１に圧油が供給される。

アームシリンダ駆動の負荷圧は、シャトル弁３３ａ，３３ｂによって最高負荷圧ＰLmaxとして信号油路２７に導出され、この最高負荷圧ＰLmaxはメインポンプ２の吐出圧Ｐｄとともに差圧減圧弁３０に導かれ、最高負荷圧ＰLmaxとポンプ吐出圧Ｐｄとの差圧が絶対圧ＰLSとして出力され、ポンプ傾転制御装置４のＬＳ制御弁４ｂの受圧部４ｅにその絶対圧ＰLSが導かれる。

一方、ポンプ傾転制御装置４のＬＳ制御弁４ｂの受圧部４ｄには、エンジン回転数検出弁装置５の差圧減圧弁５ｂから出力された絶対圧Ｐａが目標差圧として導かれており、絶対圧ＰLS（最高負荷圧ＰLmaxとポンプ吐出圧Ｐｄとの差圧）が絶対圧Ｐａ（目標差圧）に等しくなるようにメインポンプ２の傾転が制御される。

アームシリンダ１１を定常的な速度で駆動しているときには、最高負荷圧ＰLmaxとポンプ吐出圧Ｐｄとの差圧ＰLmaxと目標差圧Ｐａが等しい状態となっており、メインポンプ２の吐出圧Ｐｄは定常旋回の負荷圧ＰLmaxよりも目標差圧Ｐａの分だけ高い状態に保たれる。

通常、アームシリンダ１１を駆動する流量は旋回モータ１２を駆動する流量に比べて大きいことが多い。また、アームシリンダ１１を縮ませる動作を行う場合には、アームシリンダ１１のロッド側から圧油を供給するが、その場合、アームシリンダ１１のボトム側とロッド側の受圧面積の差により、アームシリンダ１１から流量制御弁３４ｂに戻ってくる流量が増加する。

すなわち、アームシリンダ１１を縮ませる動作を行うと、アームシリンダ１１から流量制御弁３４ｂに戻ってくる流量、すなわちコントロールバルブ６からタンクに戻る流量Ｑは、旋回動作などの場合に比べて非常に大きくなる。

一方、図２に示したように、タンク戻り回路７に設けられた圧力制御弁４４は、タンク戻り回路７の最上流の圧力Ｐupと最下流の圧力Ｐdownとの差圧ΔＰｂ（すなわち、タンク戻り回路７の背圧）がＰｓ（一定値）に保たれるように動作する。

すなわち、アームシリンダ１１の縮み動作時には、タンク戻り流量Ｑが大きいことから、オイルクーラ４３で発生する圧力損失も大きくなり、瞬間的にはこのタンク戻り回路の最上流圧力Ｐupが大きくなる。一方、最下流圧力Ｐdownは常にタンク圧と等しく変化しないので、圧力制御弁４４は、最上流圧力Ｐupと最下流圧力Ｐdownとの差圧ΔＰｂが圧力制御弁４４のばね４４ｃのばね力に打ち勝って、図示上側の連通位置に切り替わる。これにより圧力制御弁４４で発生する圧力損失が小さくなり、圧力制御弁４４は、最上流圧力Ｐupと最下流圧力Ｐdownとの差圧ΔＰｂが圧力制御弁４４のばね４４ｃのばね力と釣り合う位置でバランスする。

以上の動作により、タンク戻り流量Ｑが大きい場合においても、差圧ΔＰｂ（タンク戻り回路７の背圧）はＰｓ（一定値）に保たれる。

図４は従来のコントロールバルブのタンク戻り回路を示す図である。

従来のタンク戻り回路７Ｘは、流量に係わらずほぼ一定の背圧を得るための背圧弁４４Ｘと、作動油を冷却するためのオイルクーラ４３、及びオイルクーラ４３に並列に接続されたバイパスチェックバルブ４５を備えている。背圧弁４４Ｘはある設定のばねを持ったチェックバルブである。この背圧弁４４Ｘの働きにより、旋回などの減速時などで油圧ポンプの流量がロードセンシング制御によって減少した場合でも、補給に十分な背圧を得ることができるので、キャビテーションの発生を防止することができる。

しかしながら、この従来のタンク戻り回路には次のような問題がある。

前述したように、コントロールバルブ６からの戻り油は、背圧弁４４Ｘを通り、作動油を冷却するためのオイルクーラ４３を経由してタンクに戻る。オイルクーラ４３には、これに並列にバイパスチェックバルブ４５が装備されており、油温が低くて作動油の粘度が高く、オイルクーラ４３の圧力損失が高い場合などに開弁するようになっている。通常使用する油温では通常オイルクーラ４３の圧損はあまり高くないことが多いので、バイパスチェックバルブ４５は閉じている。

背圧弁４４Ｘによって発生する圧力損失をΔＰ_１、オイルクーラ４３によって発生する圧力損失をΔＰ_２、タンク戻り回路全体で発生する圧力損失をΔＰｃとする。この場合、ΔＰｃ＝ΔＰ_１＋ΔＰ_２の関係が成り立つ。圧力損失ΔＰｃは、本実施の形態における図２の戻りライン４２の最上流の圧力Ｐupと最下流の圧力Ｐdownの差圧に相当し、タンク戻り回路Ｘの背圧である。

ΔＰ_１，ΔＰ_２，ΔＰｃはそれぞれ図４下側の各グラフに示すような特性となる。すなわち、ΔＰ_１は流量Ｑに係わらず、ほぼ一定の圧力となり、ΔＰ_２は流量Ｑが大きくなるに従って大きくなり、ΔＰｃはΔＰ_１とΔＰ_２を足し合わせた特性となる。

ここで、ΔＰ_１は旋回の減速動作時、つまり油圧ポンプの吐出流量が最小になった場合にも速やかに補給が行え、不快なキャビテーションが発生しないような圧力Ｐｓに設定してある。

図４下側のグラフを見てみると、コントロールバルブ６に作用するタンク戻り回路全体の圧力損失ΔＰｃ（タンク戻り回路７Ｘの背圧）は、流量Ｑが少ないときは、ほぼキャビテーション防止のために必要な圧力Ｐｓと同じ値であるが、大流量アクチュエータを駆動するような場合で、タンク戻り流量Ｑが大きい場合は、流量Ｑが大きくなるに従って大きくなるΔＰ_２の影響により、必要以上に大きくなってしまう。この必要以上に大きな圧力損失は、無駄なエネルギー損失となり、油圧駆動装置のエネルギー効率を悪化させる結果となっていた。

このような従来技術に対し、本実施の形態では前述したように、タンク戻り回路７に設けられた圧力制御弁４４の機能により、タンク戻り回路７の最上流の圧力Ｐupと最下流の圧力Ｐdownとの差圧ΔＰｂ（タンク戻り回路７の背圧）はタンク戻り回路７を通過する流量Ｑに係わらず一定の圧力Ｐｓに保たれる。その結果、アームシリンダ１１のような大流量のアクチュエータ駆動時などメインポンプ２の吐出流量が大きい場合においても、必要以上の背圧を立てることがないので、無駄な圧力損失を低減することができ、油圧駆動装置のエネルギー効率を向上させることができる。
＜実施の形態２＞
本発明の第２の実施の形態を図５により説明する。図中、図１に示した部分と同様の部分には同じ符号を付している。
〜構成〜
本実施の形態は、第１の実施の形態に対して、コントロールバルブ６のタンク戻り回路７に背圧発生装置として設けられた圧力制御弁の構成を異ならせたものである。

すなわち、図５に示す本実施の形態において、タンク戻り回路７Ａに背圧発生装置である圧力制御弁４４Ａは、第１の実施の形態と同様、開方向作用の第１受圧室４４ａと、この第１受圧室４４ａに対向する側に位置する絞り方向作用の第２受圧室４４ｂとを有し、第１受圧室４４ａに戻りライン４２の最上流の圧力Ｐupが導かれ、第２受圧室４４ｂに戻りライン４２の最下流の圧力Ｐdownが導かれるとともに、第１の実施の形態にあったばね４４ｃの代わりに、第２受圧室４４ｂと同じ側に位置する絞り方向作用の第３受圧室４４ｄと、この第３受圧室４４ｄに対向する側に位置する開方向作用のばね４４ｅとを設け、第３受圧室４４にゲートロックバルブ１４の下流側の第２パイロット油路２２の圧力が導かれ、その圧力により発生する第３受圧室４４ｄの油圧力とばね４４ｅのばね力との差により戻りライン４２の最上流の圧力Ｐupと最下流の圧力Ｐdownの目標差圧（図２の圧力Ｐｓ）が設定される。すなわち、本実施の形態では、第３受圧室４４ｄとばね４４ｅが目標差圧設定手段として機能し、第３受圧室４４ｄの受圧面積は、対向するばね４４ｅのばね力と合わせて、第１の実施の形態におけるばね４４ｃと圧力制御の特性が同等となるように（目標差圧が圧力Ｐｓとなるように）設定されている。

上記以外の構成は第１の実施の形態と同じである。
〜動作〜
本実施の形態は、圧力制御弁４４Ａの動作のみが第１の実施の形態と異なり、それ以外の動作は第１の実施の形態と同じである。以下に、圧力制御弁４４Ａのみの動作について説明する。
＜ゲートロックレバー１２４が運転不能状態にあるとき＞
ゲートロックレバー１２４が運転不能状態（上げ位置）にあるときは、前述したように電磁切換弁１４は図示右側の第２位置（ＯＦＦ位置）に切り換わり、第１パイロット油路２０と第２パイロット油路２２との連通を遮断し、第２パイロット油路２２をタンクに連通させる。その結果、圧力制御弁４４Ａの第３受圧室４４ｄにはタンク圧と等しい電磁切換弁１４の下流側の圧力（タンク圧）が導かれる。第３受圧室４４ｄにタンク圧が導かれると、圧力制御弁４４Ａは、第３受圧室４４ｄに対向する側に位置するばね４４ｅのばね力により図示上側の連通位置に切り換わる。これにより圧力制御弁４４Ａはタンク戻り回路７Ａを全く絞らない状態となる。
＜ゲートロックレバーが運転可能状態で全操作レバーが中立のとき＞
ゲートロックレバー１２４が運転可能状態（下げ位置）にあるときは、前述したように電磁切換弁１４は図示左側の第１位置（ＯＮ位置）に切り換わり、第２パイロット油路２２とタンクとの連通を遮断し、第１パイロット油路２０と第２パイロット油路２２を連通させる。その結果、圧力制御弁４４Ａの第３受圧室４４ｄにはパイロット油圧源２１のパイロットリリーフ弁１３によって一定に保たれたパイロット圧が導かれる。第３受圧室４４ｄにパイロット油圧源２１の圧力が導かれると、第３受圧室４４ｄの油圧力は対向するばね４４ｅのばね力に打ち勝って、図示上向き（絞り方向）に第１の実施の形態におけるばね４４ｃと等価な力を発生する。これによりタンク戻り回路７Ａの最上流の圧力Ｐupと最下流の圧力Ｐdownとの差圧ΔＰｂ（タンク戻り回路７Ａの背圧）は、第３受圧室４４ｄの油圧力とばね４４ｅのばね力との差により設定された一定の圧力Ｐｓになるように制御される。
＜その他の場合＞
その他の場合においては、圧力制御弁４４Ａの動作は第１の実施の形態と同様となる。

以上のように構成した本実施の形態においては、第１の実施の形態の効果に加えて下記の効果が得られる。

ゲートロックレバー１２４を運転不能状態（上げ位置）にする場合の一例として、エンジン１をかけた状態で休止する場合がある。このような場合、本実施の形態では、ゲートロックレバー１２４を運転不能状態（上げ位置）にすると、圧力制御弁４４Ａが連通位置に切り換わるため、全操作レバーの中立時にメインポンプ２からアンロード弁３１を経由してタンクに環流する戻り油の圧力損失を、タンク戻り回路７Ａにおいてはオイルクーラ４３によって発生する圧力損失のみに抑えることができ、エネルギー効率を更に向上することができる。

また、ゲートロックレバー１２４を運転不能状態（上げ位置）にする他の場合として、エンジン１のキースイッチをＯＦＦにしてエンジン１を止め、１日の作業を終了する場合がある。このような場合、翌日、作業を再開するため、エンジン１のキースイッチをＯＮにしてエンジン１を始動させるが、このとき、メインポンプ２の負荷が大きいとエンジン１が始動しにくくなる場合がある。本実施の形態では、ゲートロックレバー１２４が運転不能状態（上げ位置）にあるときは圧力制御弁４４Ａが連通位置にあり、メインポンプ２からアンロード弁３１を経由してタンクに環流する戻り油の圧力損失は、タンク戻り回路７Ａにおいてはオイルクーラ４３によって発生する圧力損失のみとなるため、メインポンプ２の負荷が小さくなってエンジン１の負荷が小さくなり、エンジン１の始動性が向上する。

以上において、本発明の一実施の形態を説明したが、本発明はそれに制限されることなく本発明の精神の範囲内で種々の変形が可能である。

例えば、上記実施の形態では、ロードセンシング方式のポンプ制御手段を備えるものとしたが、複数の流量制御弁の要求流量に応じて油圧ポンプの容量を制御するものであれば、それ以外のポンプ制御手段であってもよい。それ以外のポンプ制御手段としては、リモコン弁の制御パイロット圧（操作信号）が増加するにしたがって油圧ポンプの容量（傾転角）を増加させるポジティブ制御方式、コントロールバルブのセンタバイパスラインの最下流に絞りを設け、その絞りの上流側の圧力が低下するにしたがって油圧ポンプの容量（傾転角）を増加させるネガティブ制御方式等が挙げられる。

また、上記実施の形態では、油圧駆動装置は旋回モータのアクチュエータ油路に補給回路を設けたものとしたが、油圧駆動装置はそれ以外のアクチュエータ（例えばブームシリンダ、アームシリンダ、走行モータ等）のアクチュエータ油路に補給回路を設けたものであってもよい。

本発明の第１の実施の形態における建設機械（油圧ショベル）の油圧駆動装置の構成を示す図である。 タンク戻り回路７の動作説明図である。 本実施の形態の油圧駆動装置が搭載される油圧ショベルの外観を示す図である。 従来のコントロールバルブのタンク戻り回路を示す図である。 本発明の第２の実施の形態における建設機械（油圧ショベル）の油圧駆動装置の構成を示す図である。

符号の説明

１ エンジン
２ メインの油圧ポンプ（メインポンプ）
２ａ 供給油路
３ パイロットポンプ
４ ポンプ傾転制御装置
４ａ 馬力制御傾転アクチュエータ
４ｂ ＬＳ制御弁
４ｃ ＬＳ制御傾転アクチュエータ
４ｄ，４ｅ 受圧部
５ エンジン回転数検出弁装置
５ａ 流量検出弁
５ｂ 差圧減圧弁
５ｃ 可変絞り部
６ コントロールバルブ
７，７Ａ タンク戻り回路
１０ アクチュエータ（ブームシリンダ）
１１ アクチュエータ（アームシリンダ）
１２ アクチュエータ（旋回モータ）
１３ パイロットリリーフ弁
１４ 電磁切換弁
１７，１８，１９ バルブ先駆ション
２０第１パイロット油路
２１ パイロット油圧源
２２ 第２パイロット油路
２４，２５，２６ リモコン弁
２７ 信号油路
３０ 差圧減圧弁
３１ アンロード弁
３１ａ ばね
３２ メインリリーフ弁
３３ａ，３３ｂ，３３ｃ シャトル弁
３４ａ，３４ｂ，３４ｃ 流量制御弁
３５ａ，３５ｂ，３５ｃ 圧力補償弁
３６ａ，３６ｂ，３６ｃ 開弁側受圧部
３７ａ，３７ｂ アクチュエータ油路
３８ 補給回路
３８ａ，３８ｂ 逆止弁
３９ タンク油路
４２ 戻りライン
４３ オイルクーラ
４４，４４Ａ 背圧発生装置（圧力制御弁）
４４ａ 第１受圧室
４４ｂ 第２受圧室
４４ｃ ばね
４４ｄ 第３受圧室
４４ｅ ばね
４５ バイパスチェックバルブ
１２４ ゲートロックレバー

Claims (4)

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を有するコントロールバルブと、前記複数の流量制御弁の要求流量に応じて前記油圧ポンプの容量を制御するポンプ制御手段と備えた建設機械の油圧駆動装置において、
   前記複数のアクチュエータの少なくとも１つのもののアクチュエータ油路に設けられた補給回路と、
   前記コントロールバルブからの戻り油をタンクに環流させる戻りライン、前記戻りラインに設けられたオイルクーラ及び背圧発生装置を有し、前記背圧発生装置の上流側に前記補給回路が接続されるタンク戻り回路とを備え、
   前記背圧発生装置は、前記戻りラインの最上流の圧力と最下流の圧力の差圧を一定に保つように制御する圧力制御弁であることを特徴とする建設機械の油圧駆動装置。
2. 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を有するコントロールバルブと、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目標差圧だけ高くなるよう前記油圧ポンプの容量を制御するロードセンシング方式のポンプ制御手段とを備えた建設機械の油圧駆動装置において、
   前記複数のアクチュエータの少なくとも１つのもののアクチュエータ油路に設けられた補給回路と、
   前記コントロールバルブからの戻り油をタンクに環流させる戻りライン、前記戻りラインに設けられたオイルクーラ及び背圧発生装置を有し、前記背圧発生装置の上流側に前記補給回路が接続されるタンク戻り回路とを備え、
   前記背圧発生装置は、前記戻りラインの最上流の圧力と最下流の圧力の差圧を一定に保つように制御する圧力制御弁であることを特徴とする建設機械の油圧駆動装置。
3. 請求項１又は２記載の建設機械の油圧駆動装置において、
   パイロット油圧源と、
   前記パイロット油圧源の下流側に設けられ、ゲートロックレバーが運転可能状態にあるときは前記パイロット油圧源の圧力を下流側に出力し、前記ゲートロックレバーが運転不能状態にあるときはタンク圧を下流側に出力するゲートロックバルブとを更に備え、
   前記圧力制御弁は、開方向作用の第１受圧室及び絞り方向作用の第２及び第３受圧室と、開方向作用のばね手段とを有し、前記第１受圧室に前記戻りラインの最上流の圧力が導かれ、前記第２受圧室に前記戻りラインの最下流の圧力が導かれ、前記第３受圧室に前記ゲートロックバルブの下流側の圧力が導かれ、その圧力により発生する第３受圧室の油圧力と前記ばね手段のばね力との差により前記戻りラインの最上流の圧力と最下流の圧力の目標差圧を設定することを特徴とする建設機械の油圧駆動装置。
4. 請求項１又は２記載の建設機械の油圧駆動装置において、
   前記圧力制御弁は、開方向作用の第１受圧室及び絞り方向作用の第２受圧室と、絞り方向作用のばね手段とを有し、前記第１受圧室に前記戻りラインの最上流の圧力が導かれ、前記第２受圧室に前記戻りラインの最下流の圧力が導かれ、前記ばね手段により前記戻りラインの最上流の圧力と最下流の圧力の目標差圧を設定することを特徴とする建設機械の油圧駆動装置。

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