JP2015110981A - Oil hydraulic device of construction machine - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、油圧式ショベル等の建設機械の油圧駆動装置に係わり、特に、２つの吐出ポートを有しかつ単一のポンプレギュレータ（ポンプ制御装置）によって吐出流量が制御されるポンプ装置を備えるとともに、ポンプ装置の吐出圧が複数のアクチュエータの最高負荷圧より高くなるよう制御されるロードセンシングシステムを備えた建設機械の油圧駆動装置に関する。 The present invention relates to a hydraulic drive device for a construction machine such as a hydraulic excavator, and particularly includes a pump device having two discharge ports and whose discharge flow rate is controlled by a single pump regulator (pump control device). The present invention relates to a hydraulic drive device for a construction machine including a load sensing system that is controlled so that a discharge pressure of a pump device is higher than a maximum load pressure of a plurality of actuators.
油圧ポンプ（メインポンプ）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油圧ポンプの吐出流量を制御するロードセンシングシステムを備えたものが、油圧ショベルのような建設機械の油圧駆動装置として広く利用されている。 A construction machine such as a hydraulic excavator is equipped with a load sensing system that controls the discharge flow rate of the hydraulic pump so that the discharge pressure of the hydraulic pump (main pump) is higher than the maximum load pressure of multiple actuators by the target differential pressure. Widely used as a hydraulic drive.
特許文献１には、そのようなロードセンシングシステムを備えた建設機械の油圧駆動装置において、第１アクチュエータ群及び第２アクチュエータ群に対応して第１及び第２の２つの油圧ポンプを設けた２ポンプロードセンシングシステムが記載されている。この２ポンプロードセンシングシステムでは、２つの油圧ポンプのうち、一方の油圧ポンプの最大容量を他方の油圧ポンプの最大容量よりも大きくし、一方の油圧ポンプの最大容量を最大要求流量が最も大きいアクチュエータ（アームシリンダを想定）を駆動可能な容量に設定するとともに、他方の油圧ポンプの吐出流量により特定のアクチュエータ（ブームシリンダを想定）を駆動するように構成している。また、上記一方の油圧ポンプ側に合流弁を設け、最大要求流量が最も大きいアクチュエータ（アームシリンダを想定）の要求流量が少ないときのみ、特定のアクチュエータ（ブームシリンダを想定）の要求流量が大きいときは、合流弁を介して一方の油圧ポンプの吐出流量を他方の油圧ポンプの吐出流量に合流して特定のアクチュエータ（ブームシリンダを想定）に供給可能としている。
In
特許文献２には、２つの油圧ポンプを用いる代わりに、２つの吐出ポートを有するスプリットフロータイプの油圧ポンプを用い、第１の吐出ポート及び第２の吐出ポートの吐出流量を第１アクチュエータ群及び第２アクチュエータ群のそれぞれの最大負荷圧に基づいてそれぞれ独立して制御できるようにした２ポンプロードセンシングシステムが記載されている。このシステムにおいても、２つの吐出ポートの吐出油路間に分・合流切換弁（走行独立弁）を設け、走行のみする場合或いは走行しながらドーザ装置を使用する場合などには、分・合流切換弁を分流位置に切り換えて２つの吐出ポートの吐出流量を独立してアクチュエータに供給し、ブームシリンダ、アームシリンダ等の走行やドーザ以外のアクチュエータを駆動するときは、分・合流切換弁を合流位置に切り換えて２つの吐出ポートの吐出流量を合流してアクチュエータに供給できるようにしている。
In
特許文献１で指摘されているように、通常の１ポンプロードセンシングシステムを備えた油圧駆動装置では、油圧ポンプの吐出圧は常に複数のアクチュエータの最高負荷圧よりもある設定圧分だけ高くなるように制御されるため、負荷圧の高いアクチュエータと負荷圧の低いアクチュエータを複合して駆動する場合（例えば、ブーム上げ（負荷圧：高）とアームクラウド（負荷圧：低）操作を同時に行う、所謂水平均し動作を行った場合など）には、油圧ポンプの吐出圧はブームシリンダの高い負荷圧よりもある設定圧分だけ高くなるように制御される。このとき、負荷圧の低いアームシリンダに流量が流れすぎるのを防ぐために設けられたアームシリンダ駆動用の圧力補償弁が絞られるため、この圧力補償弁の圧損のために無駄なエネルギーを消費していた。
As pointed out in
特許文献１に記載の２ポンプロードセンシングシステムを備えた油圧駆動装置では、アームシリンダ駆動用の油圧ポンプとブームシリンダ駆動用の油圧ポンプを別々に設けて分離することで、水平均し動作などで、負荷圧の低いアームシリンダ駆動用の圧力補償弁による絞り圧損を低減し、無駄なエネルギー消費を防ぐことができる。
In the hydraulic drive device having the two-pump load sensing system described in
しかしながら、特許文献１に記載の２ポンプロードセンシングシステムには以下のような別の問題がある。
However, the two-pump load sensing system described in
油圧ショベルの掘削動作において、水平均し動作はブームシリンダ小流量＋アームシリンダ大流量の組み合わせである。しかし、油圧ショベルにおいて、ブームシリンダとアームシリンダは共に最大の要求流量が他のアクチュエータに比べて大きいアクチュエータであり、油圧ショベルの実際の掘削動作では、ブームシリンダが大流量となる複合動作もある。例えば、バケット掘削後、ブーム上げを最大スピードで行いながら（ブーム上げフル操作）アームクラウドを微操作するバケットかき寄せ動作では、ブームシリンダ大流量＋アームシリンダ小流量の組み合わせとなる。また、斜面上側に油圧ショベルの本体を水平に配置し、そこから、斜面の谷側から山側（上側）に向かってバケット爪先を斜めに移動させる、いわゆる斜面上側からの斜め引き動作では、通常、アーム操作レバーはフル入力、ブーム操作レバーはハーフ入力であり、ブームシリンダ中流量＋アームシリンダ大流量の組み合わせとなる。また、この斜め引き動作では、ブーム上げの操作量は斜面の角度と斜面に対するアーム角度（車体とバケット先端との距離）によって変化し、それに応じてブームシリンダ流量は中流量と大流量との間で変化する。 In excavation operation of a hydraulic excavator, the water averaging operation is a combination of a small boom cylinder flow rate and a large arm cylinder flow rate. However, in the hydraulic excavator, both the boom cylinder and the arm cylinder are actuators having a maximum required flow rate larger than those of other actuators, and in the actual excavation operation of the hydraulic excavator, there is a combined operation in which the boom cylinder has a large flow rate. For example, in the bucket scraping operation in which the arm cloud is finely operated while the boom is raised at the maximum speed after the excavation of the bucket (boom raising full operation), the combination of the boom cylinder large flow rate and the arm cylinder small flow rate is obtained. In addition, the main body of the hydraulic excavator is horizontally arranged on the upper side of the slope, and from there, the bucket toe is moved obliquely from the valley side to the mountain side (upper side). The arm operation lever is a full input, the boom operation lever is a half input, and the boom cylinder medium flow rate + arm cylinder large flow rate are combined. Also, in this diagonal pulling operation, the amount of boom raising operation varies depending on the angle of the slope and the arm angle relative to the slope (distance between the vehicle body and the bucket tip), and the boom cylinder flow is accordingly between the medium flow and the large flow. It changes with.
特許文献１では、一方の油圧ポンプ側に合流弁を設け、アームシリンダの要求流量が少ないときのみ、ブームシリンダの要求流量が増加した場合に一方の油圧ポンプの吐出流量を他方の油圧ポンプの吐出流量に合流してブームシリンダに供給可能としている。しかし、このような回路構成でバケット掘削後のバケットかき寄せ動作を行った場合、ブームシリンダに供給される圧油の流量はバケットかき寄せ動作を素早く行うのに必要な流量に達しない場合があり、ブーム速度が遅くなるという問題がある。
In
また、アームシリンダの要求流量が大きいときは合流弁は閉じられるため、ブームシリンダには小容量側の油圧ポンプの圧油しか供給することができない。このため、ブームシリンダの要求流量が中流量以上となる斜面上側からの斜め引き動作を行うことができなかった。 Further, when the required flow rate of the arm cylinder is large, the merging valve is closed, so that only the pressure oil of the small capacity hydraulic pump can be supplied to the boom cylinder. For this reason, the diagonal pulling operation from the upper side of the slope where the required flow rate of the boom cylinder is equal to or higher than the middle flow rate cannot be performed.
このように特許文献１では、水平均し動作という特定の複合動作に対してはブームシリンダとアームシリンダに要求される流量バランスが得られるが、ブームシリンダに中流量以上の流量が要求される複合動作に対しては、必要な流量バランスが得られず、適切な複合動作が行えないか、複合動作そのものが行えないという問題があった。
As described above, in
特許文献２に記載のロードセンシングシステムにおいては、走行及び／又はドーザ装置を使用する場合以外は、２つの吐出ポートの吐出流量を合流させてアクチュエータを駆動するため、そのときの油圧回路の形態は１ポンプの油圧回路と実質的に同じとなる。このため通常の１ポンプロードセンシングシステムを備えた油圧駆動装置と同様、負荷圧の高いアクチュエータと負荷圧の低いアクチュエータを複合して駆動する複合操作時に、圧力補償弁の圧損のために無駄なエネルギー消費が発生するという基本的な問題がある。
In the load sensing system described in
本発明の目的は、最大の要求流量が大きい２つのアクチュエータを同時に駆動する複合操作時に、圧力補償弁の絞り圧損による無駄なエネルギー消費を抑えつつ、２つのアクチュエータに要求される様々な流量バランスに柔軟に対応す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にある。 The object of the present invention is to achieve various flow balances required for the two actuators while suppressing wasteful energy consumption due to the throttle pressure loss of the pressure compensation valve in the combined operation of simultaneously driving the two actuators having the largest required flow rate. It is an object of the present invention to provide a hydraulic drive device for a construction machine that can flexibly respond.
（１）上記目的を達成するために、本発明は、第１吐出ポート及び第２吐出ポートを有するスプリットフロータイプの第１ポンプ装置と、第３吐出ポートを有するシングルフロータイプの第２ポンプ装置と、前記第１及び第２ポンプ装置の前記第１〜第３吐出ポート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、前記第１〜第３吐出ポートから前記複数のアクチュエータに供給される圧油の流れ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、前記第１油圧ポンプ装置の前記第１及び第２吐出ポートの高圧側の吐出圧が前記第１及び第２吐出ポートから吐出される圧油によって駆動されるアクチュエータの最高負荷圧より第１目標差圧だけ高くなるよう前記第１ポンプ装置の容量を制御するロードセンシング制御部を有する第１ポンプ制御装置と、前記第２ポンプ装置の前記第３吐出ポートの吐出圧が前記第２ポンプ装置の前記第３吐出ポートから吐出される圧油により駆動される複数のアクチュエータの最高負荷圧よりも設定圧力以上高くなると開状態になって前記第２ポンプ装置の前記第３吐出ポートから吐出された圧油をタンクに戻すことで、前記第２ポンプ装置の前記第３吐出ポートの吐出圧が前記第２ポンプ装置の前記第３吐出ポートから吐出される圧油により駆動される複数のアクチュエータの最高負荷圧より第２目標差圧だけ高くなるよう前記第２ポンプ装置の前記第３吐出ポートの吐出圧を制御するアンロード弁とを備え、
前記複数のアクチュエータは、他のアクチュエータよりも最大の要求流量が大きい第１及び第２アクチュエータを含み、前記第１アクチュエータの要求流量が所定流量より小さい場合は、前記第１アクチュエータを前記シングルフロータイプの第２ポンプ装置の前記第３吐出ポートから吐出される圧油のみで駆動し、前記第１アクチュエータの要求流量が前記所定流量より大きい場合は、前記シングルフロータイプの第２ポンプ装置の前記第３吐出ポートから吐出される圧油と前記スプリットフロータイプの第１ポンプ装置の前記第１及び第２吐出ポートの一方から吐出される圧油とを合流して前記第１アクチュエータを駆動するよう、前記第１ポンプ装置の第１吐出ポート及び前記第２ポンプ装置の第３吐出ポートと前記第１アクチュエータとを接続し、前記第２アクチュエータの要求流量が所定流量より小さい場合は、前記第２アクチュエータを前記スプリットフロータイプの第１ポンプ装置の前記第１及び第２吐出ポートの他方から吐出される圧油のみで駆動し、前記第２アクチュエータの要求流量が前記所定流量より大きい場合は、前記スプリットフロータイプの第１ポンプ装置の前記第１及び第２吐出ポートの両方から吐出される圧油を合流して前記第２アクチュエータを駆動するよう、前記第１ポンプ装置の第１及び第２吐出ポートと前記第２アクチュエータとを接続したものとする。
(1) To achieve the above object, the present invention provides a split flow type first pump device having a first discharge port and a second discharge port, and a single flow type second pump device having a third discharge port. And a plurality of actuators driven by pressure oil discharged from the first to third discharge ports of the first and second pump devices, and supplied to the plurality of actuators from the first to third discharge ports. A plurality of flow control valves for controlling the flow of pressure oil, a plurality of pressure compensation valves for controlling the differential pressure across the plurality of flow control valves, and the first and second discharges of the first hydraulic pump device. The first pressure so that the discharge pressure on the high pressure side of the port is higher by the first target differential pressure than the maximum load pressure of the actuator driven by the pressure oil discharged from the first and second discharge ports. And a discharge pressure of the third discharge port of the second pump device is discharged from the third discharge port of the second pump device. By returning the pressure oil discharged from the third discharge port of the second pump device to the tank when the pressure becomes higher than the set load pressure of the plurality of actuators driven by the pressure oil, the pressure is discharged. The discharge pressure of the third discharge port of the second pump device is higher by the second target differential pressure than the maximum load pressure of the plurality of actuators driven by the pressure oil discharged from the third discharge port of the second pump device. An unloading valve for controlling the discharge pressure of the third discharge port of the second pump device,
The plurality of actuators include first and second actuators having a maximum required flow rate larger than other actuators. When the required flow rate of the first actuator is smaller than a predetermined flow rate, the first actuator is the single flow type. The second pump device is driven by only the pressure oil discharged from the third discharge port, and when the required flow rate of the first actuator is larger than the predetermined flow rate, the second flow device of the single flow type second pump device The pressure oil discharged from the three discharge ports and the pressure oil discharged from one of the first and second discharge ports of the split flow type first pump device are merged to drive the first actuator, The first discharge port of the first pump device, the third discharge port of the second pump device, and the first actuator When the required flow rate of the second actuator is smaller than a predetermined flow rate, the pressure discharged from the other of the first and second discharge ports of the split flow type first pump device is When driven only by oil and the required flow rate of the second actuator is greater than the predetermined flow rate, the pressure oil discharged from both the first and second discharge ports of the split flow type first pump device merges Then, the first and second discharge ports of the first pump device and the second actuator are connected so as to drive the second actuator.
このように構成した本発明においては、第１アクチュエータ（例えばブームシリンダ）の要求流量が小流量で、第２アクチュエータ（例えばアームシリンダ）の要求流量が大流量の複合動作（例えば水平均し動作）では、第２アクチュエータに第１吐出ポートと第２吐出ポートから第２アクチュエータが要求する大流量が供給され、第１アクチュエータ（例えばブームシリンダ）の要求流量が大流量で、第２アクチュエータ（例えばアームシリンダ）の要求流量が小流量の複合動作（例えばバケットかき寄せ動作）では、第１アクチュエータに第１吐出ポートと第３吐出ポートから第１アクチュエータが要求する大流量が供給され、第１アクチュエータ（例えばブームシリンダ）の要求流量が中流量以上で、第２アクチュエータ（例えばアームシリンダ）の要求流量が大流量の複合動作（例えば斜面上側からの斜め引き動作）では、第１アクチュエータに第１吐出ポートと第３吐出ポートから第１アクチュエータが要求する中流量以上の流量が供給され、第２アクチュエータに第１吐出ポートと第２吐出ポートから第２アクチュエータが要求する大流量が供給される。 In the present invention configured as described above, a combined operation (for example, water averaging operation) in which the required flow rate of the first actuator (for example, boom cylinder) is small and the required flow rate of the second actuator (for example, arm cylinder) is large. Then, a large flow rate required by the second actuator is supplied from the first discharge port and the second discharge port to the second actuator, the required flow rate of the first actuator (for example, the boom cylinder) is large, and the second actuator (for example, the arm) In the combined operation (for example, bucket squeezing operation) in which the required flow rate of the cylinder) is small, a large flow rate required by the first actuator is supplied to the first actuator from the first discharge port and the third discharge port, and the first actuator (for example, The required flow rate of the boom cylinder is greater than the medium flow rate and the second actuator (eg In a combined operation where the required flow rate of the cylinder) is large (for example, an oblique pulling operation from the upper side of the slope), the first actuator is supplied with a flow rate that is higher than the medium flow rate required by the first actuator from the first discharge port and the third discharge port. Then, a large flow rate required by the second actuator is supplied from the first discharge port and the second discharge port to the second actuator.
このように最大の要求流量が大きい２つのアクチュエータを同時に駆動する複合操作時に、２つのアクチュエータに要求される様々な流量バランスに柔軟に対応することができる。 In this way, it is possible to flexibly cope with various flow rate balances required for the two actuators at the time of the composite operation in which the two actuators having the maximum required flow rates are simultaneously driven.
また、第１アクチュエータと第２アクチュエータの要求流量が共に中流量以上となる複合動作以外の複合動作では、第１アクチュエータと第２アクチュエータはそれぞれ別々の吐出ポートからの圧油で駆動され、第１アクチュエータと第２アクチュエータの要求流量が共に中流量以上となる複合動作においても、第３吐出ポートと第２吐出ポートについては、第１アクチュエータと第２アクチュエータはそれぞれ別々の吐出ポートからの圧油で駆動されるため、低負荷側アクチュエータの圧力補償弁での絞り圧損による無駄なエネルギー消費を抑えることができる。 In the combined operation other than the combined operation in which the required flow rates of the first actuator and the second actuator are both equal to or higher than the medium flow rate, the first actuator and the second actuator are respectively driven by pressure oil from separate discharge ports. Even in the combined operation in which the required flow rates of the actuator and the second actuator are both medium flow rate or higher, the first actuator and the second actuator are respectively supplied with pressure oil from separate discharge ports for the third discharge port and the second discharge port. Since it is driven, useless energy consumption due to the throttle pressure loss at the pressure compensation valve of the low load side actuator can be suppressed.
（２）上記(１)において、好ましくは、前記第１ポンプ制御装置は、前記第１油圧ポンプ装置の前記第１及び第２吐出ポートの吐出圧が導かれ、前記第１油圧ポンプ装置の吸収トルクが第１所定値以下であるときは、前記ロードセンシング制御部による前記第１ポンプ装置の容量制御を可能とし、前記第１油圧ポンプ装置の吸収トルクが前記第１所定値に達すると、前記第１油圧ポンプ装置の吸収トルクが前記第１所定値を超えないように前記第１油圧ポンプ装置の容量を制限制御する第１トルク制御部を更に有し、前記第２油圧ポンプ装置の前記第３吐出ポートの吐出圧が導かれ、前記第２油圧ポンプ装置の吸収トルクが第２所定値以下であるときは前記第２油圧ポンプ装置を最大容量で動作させ、前記第２油圧ポンプ装置の吸収トルクが前記第２所定値に達すると、前記第２油圧ポンプ装置の吸収トルクが前記第２所定値を超えないように前記第２油圧ポンプ装置の容量を制限制御する第２トルク制御部を有する第２ポンプ制御装置と、前記第２油圧ポンプ装置の前記第３吐出ポートの吐出圧が導かれ、前記第２油圧ポンプ装置の前記第３吐出ポートの吐出圧が前記第２トルク制御部のトルク制御開始圧力以下で、前記第２油圧ポンプ装置の吸収トルクが前記第２所定値以下であるときは、前記第２油圧ポンプ装置の前記第３吐出ポートの吐出圧をそのまま出力し、前記第２油圧ポンプ装置の前記第３吐出ポートの吐出圧が前記トルク制御開始圧力まで上昇し前記第２油圧ポンプ装置の吸収トルクが前記第２所定値に達すると、前記第２油圧ポンプ装置の前記第３吐出ポートの吐出圧を前記第２所定値に対応する圧力に減圧して出力する減圧弁と、前記減圧弁の出力圧が導かれ、前記減圧弁の出力圧が高くなるにしたがって前記第１油圧ポンプ装置の容量を減少させ前記第１油圧ポンプ装置の最大トルクが減少するよう前記第１油圧ポンプ装置の容量を制御する減トルク制御アクチュエータとを更に備える。 (2) In the above (1), preferably, the first pump control device is guided by the discharge pressures of the first and second discharge ports of the first hydraulic pump device and absorbed by the first hydraulic pump device. When the torque is less than or equal to a first predetermined value, the load sensing control unit can control the capacity of the first pump device, and when the absorption torque of the first hydraulic pump device reaches the first predetermined value, A first torque control unit configured to limit and control a capacity of the first hydraulic pump device so that an absorption torque of the first hydraulic pump device does not exceed the first predetermined value; When the discharge pressure of the three discharge ports is guided and the absorption torque of the second hydraulic pump device is less than or equal to a second predetermined value, the second hydraulic pump device is operated at the maximum capacity, and the absorption of the second hydraulic pump device is Torque When the second predetermined value is reached, there is provided a second torque control unit for limiting and controlling the capacity of the second hydraulic pump device so that the absorption torque of the second hydraulic pump device does not exceed the second predetermined value. The discharge pressure of the third discharge port of the pump control device and the second hydraulic pump device is guided, and the discharge pressure of the third discharge port of the second hydraulic pump device starts the torque control of the second torque control unit. When the absorption pressure of the second hydraulic pump device is equal to or lower than the pressure and equal to or lower than the second predetermined value, the discharge pressure of the third discharge port of the second hydraulic pump device is output as it is, and the second hydraulic pump When the discharge pressure of the third discharge port of the apparatus rises to the torque control start pressure and the absorption torque of the second hydraulic pump apparatus reaches the second predetermined value, the third discharge port of the second hydraulic pump apparatus Spitting A pressure reducing valve for reducing and outputting the output pressure to a pressure corresponding to the second predetermined value; and an output pressure of the pressure reducing valve is guided, and the output pressure of the pressure reducing valve increases as the output pressure of the first hydraulic pump device increases. And a torque reducing actuator for controlling the capacity of the first hydraulic pump device so as to reduce the capacity and reduce the maximum torque of the first hydraulic pump device.
これにより減圧弁は第２油圧ポンプ装置の吸収トルクを模擬した圧力を出力し、この圧力を減トルク制御アクチュエータに導いて第１油圧ポンプ装置の最大トルクを減少させるため、第２油圧ポンプ装置がトルク制御の制限を受けトルク制御の第２最大トルクで動作するときだけでなく、第２油圧ポンプ装置がトルク制御の制限を受けないときにも、全トルク制御を精度良く行い、原動機の定格出力トルクを有効利用することができる。 As a result, the pressure reducing valve outputs a pressure simulating the absorption torque of the second hydraulic pump device and guides this pressure to the torque reduction control actuator to reduce the maximum torque of the first hydraulic pump device. Not only when the torque control is limited to operate at the second maximum torque of the torque control, but also when the second hydraulic pump device is not limited by the torque control, the total torque control is performed accurately, and the rated output of the prime mover Torque can be used effectively.
（３）上記（１）又は（２）において、好ましくは、前記複数の流量制御弁は、前記第２ポンプ装置の前記第３吐出ポートに接続された第３圧油供給路を前記第１アクチュエータに接続する油路に設けられた第１流量制御弁と、前記第１ポンプ装置の前記第１吐出ポートに接続された第１圧油供給路を前記第１アクチュエータに接続する油路に設けられた第２流量制御弁と、前記第１ポンプ装置の前記第２吐出ポートに接続された第２圧油供給路を前記第２アクチュエータに接続する油路に設けられた第３流量制御弁と、前記第１ポンプ装置の前記第１吐出ポートに接続された前記第１圧油供給路を前記第２アクチュエータに接続する油路に設けられた第４流量制御弁とを含み、前記第１及び第３流量制御弁は、スプールストロークが増加するにしたがって開口面積が増加し、中間ストロークで最大開口面積となり、その後、最大のスプールストロークまで最大開口面積が維持されるように開口面積特性が設定され、前記第２及び第４流量制御弁は、スプールストロークが中間ストロークになるまでは開口面積はゼロであり、スプールストロークが前記中間ストロークを超えて増加するにしたがって開口面積が増加し、最大のスプールストロークの直前で最大開口面積となるように開口面積特性が設定される。 (3) In the above (1) or (2), preferably, the plurality of flow rate control valves have a third pressure oil supply path connected to the third discharge port of the second pump device connected to the first actuator. A first flow rate control valve provided in an oil passage connected to the first oil pressure passage, and a first pressure oil supply passage connected to the first discharge port of the first pump device provided in an oil passage connecting the first actuator. A second flow rate control valve, a third flow rate control valve provided in an oil path connecting the second pressure oil supply path connected to the second discharge port of the first pump device to the second actuator, A fourth flow rate control valve provided in an oil path connecting the first pressure oil supply path connected to the first discharge port of the first pump device to the second actuator, and 3 Flow control valve increases spool stroke The opening area characteristic is set so that the maximum opening area is maintained up to the maximum spool stroke, and then the maximum opening area is maintained until the maximum spool stroke. Until the spool stroke reaches the intermediate stroke, the opening area is zero, the opening area increases as the spool stroke increases beyond the intermediate stroke, and the opening area is increased to the maximum opening area immediately before the maximum spool stroke. Area characteristics are set.
これにより上記（１）のように、第１アクチュエータの要求流量が所定流量より小さい場合は、第１アクチュエータをシングルフロータイプの第２ポンプ装置の第３吐出ポートから吐出される圧油のみで駆動し、第１アクチュエータの要求流量が所定流量より大きい場合は、シングルフロータイプの第２ポンプ装置の第３吐出ポートから吐出される圧油とスプリットフロータイプの第１ポンプ装置の第１及び第２吐出ポートの一方から吐出される圧油とを合流して第１アクチュエータを駆動するよう、第１ポンプ装置の第１吐出ポート及び第２ポンプ装置の第３吐出ポートと第１アクチュエータとが接続され、第２アクチュエータの要求流量が所定流量より小さい場合は、第２アクチュエータをスプリットフロータイプの第１ポンプ装置の第１及び第２吐出ポートの他方から吐出される圧油のみで駆動し、第２アクチュエータの要求流量が所定流量より大きい場合は、スプリットフロータイプの第１ポンプ装置の第１及び第２吐出ポートの両方から吐出される圧油を合流して第２アクチュエータを駆動するよう、第１ポンプ装置の第１及び第２吐出ポートと第２アクチュエータとが接続される。 As a result, as described in (1) above, when the required flow rate of the first actuator is smaller than the predetermined flow rate, the first actuator is driven only by the pressure oil discharged from the third discharge port of the single-flow type second pump device. When the required flow rate of the first actuator is larger than the predetermined flow rate, the pressure oil discharged from the third discharge port of the single flow type second pump device and the first and second of the split flow type first pump device The first discharge port of the first pump device and the third discharge port of the second pump device and the first actuator are connected so as to join the pressure oil discharged from one of the discharge ports to drive the first actuator. When the required flow rate of the second actuator is smaller than the predetermined flow rate, the second actuator is connected to the first pump device of the split flow type first pump device. When the required flow rate of the second actuator is greater than a predetermined flow rate, both the first and second discharge ports of the split flow type first pump device are driven. The first and second discharge ports of the first pump device and the second actuator are connected so as to join the pressure oil discharged from the first pump and drive the second actuator.
（４）上記（１）又は（２）において、好ましくは、前記スプリットフロータイプの第１ポンプ装置は前記第１及び第２吐出ポートから同じ流量の圧油を吐出するように構成され、前記複数のアクチュエータは、同時に駆動されかつそのとき供給流量が同等になることで所定の機能を果たす第３及び第４アクチュエータを含み、前記第３アクチュエータを、前記スプリットフロータイプの第１ポンプ装置の前記第１及び第２吐出ポートの一方から吐出される圧油で駆動し、前記第４アクチュエータを、前記スプリットフロータイプの第１ポンプ装置の前記第１及び第２吐出ポートの他方から吐出される圧油で駆動するよう、前記第１ポンプ装置の第１及び第２吐出ポートと前記第３及び第４アクチュエータとを接続する。 (4) In the above (1) or (2), preferably, the first pump device of the split flow type is configured to discharge pressure oil of the same flow rate from the first and second discharge ports, and the plurality The third actuator includes a third actuator and a fourth actuator that are driven at the same time and perform a predetermined function when the supply flow rate becomes equal, and the third actuator is used as the first pump device of the split flow type first pump device. Pressure oil is driven by pressure oil discharged from one of the first and second discharge ports, and the fourth actuator is discharged from the other of the first and second discharge ports of the split flow type first pump device. The first and second discharge ports of the first pump device and the third and fourth actuators are connected so that the first and second pump devices are driven.
これにより第１及び第２吐出ポートから等しい流量の圧油がそれぞれの圧油供給路に吐出され、第３及び第４アクチュエータ（例えば左右の走行モータ）に常に等量の圧油を供給し、第３及び第４アクチュエータに確実に所定の機能を果たさせることができる。 As a result, pressure oil of equal flow rate is discharged from the first and second discharge ports to the respective pressure oil supply passages, and an equal amount of pressure oil is always supplied to the third and fourth actuators (for example, left and right traveling motors), The third and fourth actuators can reliably perform a predetermined function.
（５）上記（４）において、好ましくは、前記第１ポンプ制御装置は、前記スプリットフロータイプの第１ポンプ装置の前記第１吐出ポートの吐出圧が導かれる第１トルク制御用のアクチュエータと、前記第２吐出ポートの吐出圧が導かれる第２トルク制御用のアクチュエータとを有し、前記第１及び第２トルク制御用のアクチュエータによって、前記第１吐出ポートの吐出圧と前記第２吐出ポートの吐出圧の平均圧力が高くなるにしたがって第１ポンプ装置の容量を減少させる。 (5) In the above (4), preferably, the first pump control device includes a first torque control actuator to which a discharge pressure of the first discharge port of the split flow type first pump device is guided; An actuator for second torque control to which the discharge pressure of the second discharge port is guided, and the discharge pressure of the first discharge port and the second discharge port by the first and second torque control actuators. As the average pressure of the discharge pressure increases, the capacity of the first pump device is decreased.
これにより一つのポンプによって第３及び第４アクチュエータ（例えば左右の走行モータ）を駆動する場合に比べて、トルク制御（馬力制御）によって流量が制限されにくくなり、作業効率が大きく低下することなく第３及び第４アクチュエータは所定の機能（例えば走行ステアリング）を果たすことができる。 As a result, compared to the case where the third and fourth actuators (for example, left and right travel motors) are driven by a single pump, the flow rate is less likely to be limited by torque control (horsepower control), and the work efficiency is not significantly reduced. The third and fourth actuators can perform a predetermined function (for example, traveling steering).
（６）上記（４）において、好ましくは、前記スプリットフロータイプの第１ポンプ装置の前記第１吐出ポートに接続される第１圧油供給路と前記第２吐出ポートに接続される第２圧油供給路との間に接続され、前記第３及び第４アクチュエータと前記スプリットフロータイプの第１ポンプ装置によって駆動されるその他アクチュエータとが同時に駆動されるときは連通位置に切り換えられ、それ以外のときは遮断位置に切り換えられる切換弁を更に備える。 (6) In the above (4), preferably, a first pressure oil supply path connected to the first discharge port and a second pressure connected to the second discharge port of the split flow type first pump device. When the third and fourth actuators and the other actuators driven by the split flow type first pump device are driven simultaneously, they are switched to the communication position, In some cases, a switching valve that is switched to the shut-off position is further provided.
これにより第３及び第４アクチュエータ（例えば左右の走行モータ）とその他アクチュエータとが同時に駆動される複合動作（例えば走行複合動作）では、第１ポンプ装置の第１吐出ポートと第２吐出ポートは一つのポンプとして機能するため、第３及び第４アクチュエータとその他アクチュエータに必要な流量を供給することが可能となり、良好な複合操作性が得られる。 Thus, in a combined operation (for example, a traveling combined operation) in which the third and fourth actuators (for example, left and right traveling motors) and other actuators are simultaneously driven, the first discharge port and the second discharge port of the first pump device are equal to each other. Since it functions as one pump, it becomes possible to supply the required flow rates to the third and fourth actuators and other actuators, and a good combined operability can be obtained.
（７）上記（１）〜（６）において、前記第１及び第２アクチュエータは、例えばそれぞれ、油圧ショベルのブーム及びアームを駆動するブームシリンダ及びアームシリンダである。 (7) In the above (1) to (6), the first and second actuators are, for example, a boom cylinder and an arm cylinder for driving a boom and an arm of a hydraulic excavator, respectively.
これにより油圧ショベルのブームシリンダとアームシリンダを同時に駆動する複合操作時に、圧力補償弁の絞り圧損による無駄なエネルギー消費を抑えつつ、ブームシリンダとアームシリンダに要求される様々な流量バランスに柔軟に対応し、良好な複合操作性を得ることができる。 This makes it possible to flexibly respond to various flow balances required for boom cylinders and arm cylinders while suppressing wasteful energy consumption due to the pressure loss of the pressure compensation valve during combined operation in which the boom cylinder and arm cylinder of the excavator are driven simultaneously. In addition, good composite operability can be obtained.
（８）上記（４）〜（７）において、前記第３及び第４アクチュエータは、例えばそれぞれ、油圧ショベルの走行体を駆動する左右の走行モータである。 (8) In the above (4) to (7), the third and fourth actuators are, for example, left and right traveling motors that drive the traveling body of a hydraulic excavator, respectively.
これにより油圧ショベルにおいて良好な直進走行性を得ることができる。また、油圧ショベルの走行ステアリング動作では、良好なステアリングフィーリングを実現することができる。 As a result, it is possible to obtain good straight traveling performance in the hydraulic excavator. Further, in the traveling steering operation of the hydraulic excavator, a good steering feeling can be realized.
本発明によれば、最大の要求流量が大きい２つのアクチュエータを同時に駆動する複合操作時に、圧力補償弁の絞り圧損による無駄なエネルギー消費を抑えつつ、２つのアクチュエータに要求される様々な流量バランスに柔軟に対応し、良好な複合操作性を得ることができる。 According to the present invention, at the time of combined operation in which two actuators having a maximum required flow rate are simultaneously driven, it is possible to achieve various flow balances required for the two actuators while suppressing wasteful energy consumption due to throttle pressure loss of the pressure compensation valve. It can respond flexibly and obtain good composite operability.
また、油圧ショベルのブームシリンダとアームシリンダを同時に駆動する複合操作時に、圧力補償弁の絞り圧損による無駄なエネルギー消費を抑えつつ、ブームシリンダとアームシリンダに要求される様々な流量バランスに柔軟に対応し、良好な複合操作性を得ることができる。 Also, during combined operation of simultaneously driving the boom cylinder and arm cylinder of a hydraulic excavator, the wasteful energy consumption due to the pressure loss of the pressure compensation valve is suppressed, and the various flow balances required for the boom cylinder and arm cylinder are flexibly supported. In addition, good composite operability can be obtained.
また、本発明によれば、減圧弁は第２油圧ポンプ装置の吸収トルクを模擬した圧力を出力し、この圧力を減トルク制御アクチュエータに導いて第１油圧ポンプ装置の最大トルクを減少させるため、第２油圧ポンプ装置がトルク制御の制限を受けトルク制御の第２最大トルクで動作するときだけでなく、第２油圧ポンプ装置がトルク制御の制限を受けないときにも、全トルク制御を精度良く行い、原動機の定格出力トルクを有効利用することができる。 According to the present invention, the pressure reducing valve outputs a pressure simulating the absorption torque of the second hydraulic pump device, and this pressure is guided to the torque reduction control actuator to reduce the maximum torque of the first hydraulic pump device. Not only when the second hydraulic pump device is restricted by torque control but operates at the second maximum torque of torque control, but also when the second hydraulic pump device is not restricted by torque control, the total torque control is accurately performed. The rated output torque of the prime mover can be used effectively.
また、油圧ショベルの良好な直進走行性を得ることができる。また、油圧ショベルの走行ステアリング動作では、良好なステアリングフィーリングを実現することができる。 In addition, it is possible to obtain good straight traveling performance of the hydraulic excavator. Further, in the traveling steering operation of the hydraulic excavator, a good steering feeling can be realized.
以下、本発明の実施の形態を図面に従い説明する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
〜構成〜
図１は本発明の一実施の形態に係わる油圧ショベル（建設機械）の油圧駆動装置を示す図である。
~Constitution~
FIG. 1 is a view showing a hydraulic drive device of a hydraulic excavator (construction machine) according to an embodiment of the present invention.
図１において、本実施の形態の油圧駆動装置は、原動機（例えばディーゼルエンジン）１と、その原動機１によって駆動され、第１及び第２圧油供給路１０５，２０５に圧油を吐出する第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂを有するスプリットフロータイプの可変容量型メインポンプ１０２（第１油圧ポンプ）と、原動機１によって駆動され、第３圧油供給路３０５に圧油を吐出する第３吐出ポート２０２ａを有するシングルフロータイプの可変容量型メインポンプ２０２（第２油圧ポンプ）と、メインポンプ１０２の第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂ及びメインポンプ２０２の第３吐出ポート２０２ａから吐出される圧油により駆動される複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ，３ｄ，３ｅ，３ｆ，３ｇ，３ｈと、第１〜第３圧油供給路１０５，２０５，３０５に接続され、メインポンプ１０２の第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂ及びメインポンプ２０２の第３吐出ポート２０２ａから複数のアクチュエータ３ａ〜３ｈに供給される圧油の流れを制御するコントロールバルブユニット４と、メインポンプ１０２の第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂの吐出流量を制御するためのレギュレータ１１２（第１ポンプ制御装置）と、メインポンプ２０２の第３吐出ポート２０２ａの吐出流量を制御するためのレギュレータ２１２（第２ポンプ制御装置）とを備えている。
In FIG. 1, a hydraulic drive device according to the present embodiment is driven by a prime mover (for example, a diesel engine) 1 and a
コントロールバルブユニット４は、第１〜第３圧油供給路１０５，２０５，３０５に接続され、メインポンプ１０２の第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂ、メインポンプ２０２の第３吐出ポート２０２ａから複数のアクチュエータ３ａ〜３ｈに供給される圧油の流量を制御する複数の流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ，６ｄ，６ｅ，６ｆ，６ｇ，６ｈ，６ｉ，６ｊと、複数の流量制御弁６ａ〜６ｊの前後差圧が目標差圧に等しくなるよう複数の流量制御弁６ａ〜６ｊの前後差圧をそれぞれ制御する複数の圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃ，７ｄ，７ｅ，７ｆ，７ｇ，７ｈ，７ｉ、７ｊと、複数の流量制御弁６ａ〜６ｊのスプールと一緒にストロークし、各流量制御弁の切り換わりを検出するための複数の操作検出弁８ｂ，８ｃ，８ｄ，８ｆ，８ｇ，８ｉ、８ｊと、第１圧油供給路１０５に接続され、第１圧油供給路１０５の圧力（すなわち第１吐出ポート１０２ａの吐出圧）を設定圧力以上にならないように制御するメインリリーフ弁１１４と、第２圧油供給路２０５に接続され、第２圧油供給路２０５の圧力（すなわち第２吐出ポート１０２ｂの吐出圧）を設定圧力以上にならないように制御するメインリリーフ弁２１４と、第３圧油供給路３０５に接続され、第３圧油供給路３０５の圧力（すなわちメインポンプ２０２の吐出圧或いは第３吐出ポート２０２ａの吐出圧）を設定圧力以上にならないように制御するメインリリーフ弁３１４と、第１圧油供給路１０５に接続され、第１圧油供給路１０５の圧力が第１吐出ポート１０２ａから吐出される圧油によって駆動されるアクチュエータの最高負荷圧にバネの設定圧力を加算した圧力（アンロード弁セット圧）よりも高くなると開状態になって第１圧油供給路１０５の圧油をタンクに戻すアンロード弁１１５と、第２圧油供給路２０５に接続され、第２圧油供給路２０５の圧力が第２吐出ポート１０２ｂから吐出される圧油によって駆動されるアクチュエータの最高負荷圧にバネの設定圧力を加算した圧力（アンロード弁セット圧）よりも高くなると開状態になって第２圧油供給路２０５の圧油をタンクに戻すアンロード弁２１５と、第３圧油供給路３０５に接続され、第３圧油供給路３０５の圧力が第３吐出ポート２０２ａから吐出される圧油によって駆動されるアクチュエータの最高負荷圧にバネの設定圧力を加算した圧力（アンロード弁セット圧）よりも高くなると開状態になって第３圧油供給路３０５の圧油をタンクに戻すアンロード弁３１５とを備えている。
The control valve unit 4 is connected to the first to third pressure
コントロールバルブユニット４は、また、第１圧油供給路１０５に接続される流量制御弁６ｄ，６ｆ，６ｉ，６ｊの負荷ポートに接続され、アクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｄ，３ｆの最高負荷圧Plmax1を検出するシャトル弁９ｄ，９ｆ，９ｉ，９ｊを含む第１負荷圧検出回路１３１と、第２圧油供給路２０５に接続される流量制御弁６ｂ，６ｃ，６ｇの負荷ポートに接続され、アクチュエータ３ｂ，３ｃ，３ｇの最高負荷圧Plmax2を検出するシャトル弁９ｂ，９ｃ，９ｇを含む第２負荷圧検出回路１３２と、第３圧油供給路３０５に接続される流量制御弁６ａ，６ｅ、６ｈの負荷ポートに接続され、アクチュエータ３ａ，３ｅ，３ｈの負荷圧（最高負荷圧）Plmax3を検出するシャトル弁９ｅ，９ｈを含む第３負荷圧検出回路１３３と、第１圧油供給路１０５の圧力（すなわち第１吐出ポート１０２ａの吐出圧）P1と第１負荷圧検出回路１３１によって検出された最高負荷圧Plmax1（第１圧油供給路１０５に接続されるアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｄ，３ｆの最高負荷圧）との差（LS差圧）を絶対圧Pls1として出力する差圧減圧弁１１１と、第２圧油供給路２０５の圧力（すなわち第２吐出ポート１０２ｂの吐出圧）P2と第２負荷圧検出回路１３２によって検出された最高負荷圧Plmax2（第２圧油供給路２０５に接続されるアクチュエータ３ｂ，３ｃ，３ｇの最高負荷圧）との差（LS差圧）を絶対圧Pls2として出力する差圧減圧弁２１１と、第３圧油供給路３０５の圧力（すなわちメインポンプ２０２の吐出圧或いは第３吐出ポート２０２ａの吐出圧）P3と第３負荷圧検出回路１３３によって検出された最高負荷圧Plmax3（第３圧油供給路３０５に接続されるアクチュエータ３ａ，３ｅ，３ｈの負荷圧）との差（LS差圧）を絶対圧Pls3として出力する差圧減圧弁３１１とを備えている。以下において、差圧減圧弁１１１，２１１，３１１が出力する絶対圧Pls1，Pls2，Pls3を、適宜、LS差圧Pls1，Pls2，Pls3という。
The control valve unit 4 is also connected to the load ports of the flow control valves 6d, 6f, 6i, 6j connected to the first pressure
前述したアンロード弁１１５には、第１吐出ポート１０２ａから吐出される圧油によって駆動されるアクチュエータの最高負荷圧として第１負荷圧検出回路１３１によって検出された最高負荷圧Plmax1が導かれ、前述したアンロード弁２１５には、第２吐出ポート１０２ｂから吐出される圧油によって駆動されるアクチュエータの最高負荷圧として第２負荷圧検出回路１３２によって検出された最高負荷圧Plmax2が導かれ、前述したアンロード弁３１５には、第３吐出ポート２０２ａから吐出される圧油によって駆動されるアクチュエータの最高負荷圧として第３負荷圧検出回路１３３によって検出された最高負荷圧Plmax3が導かれる。
The above-described unload valve 115 receives the maximum load pressure Plmax1 detected by the first load
また、差圧減圧弁１１１が出力するLS差圧Pls1は、第１圧油供給路１０５に接続された圧力補償弁７ｄ，７ｆ，７ｉ，７ｊとメインポンプ１０２のレギュレータ１１２に導かれ、差圧減圧弁２１１が出力するLS差圧Pls2は、第２圧油供給路２０５に接続された圧力補償弁７ｂ，７ｃ，７ｇとメインポンプ１０２のレギュレータ１１２に導かれ、差圧減圧弁３１１が出力するLS差圧Pls3は、第３圧油供給路３０５に接続された圧力補償弁７ａ，７ｅ，７ｈに導かれる。
The LS differential pressure Pls1 output from the differential
ここで、アクチュエータ３ａは、流量制御弁６ｉ及び圧力補償弁７ｉと第１圧油供給路１０５を介して第１吐出ポート１０２ａに接続され、かつ流量制御弁６ａ及び圧力補償弁７ａと第３圧油供給路３０５を介して第３吐出ポート２０２ａに接続されている。アクチュエータ３ａは、例えば油圧ショベルのブームを駆動するブームシリンダであり、流量制御弁６ａはブームシリンダ３ａのメイン駆動用であり、流量制御弁６ｉはブームシリンダ３ａアシスト駆動用である。アクチュエータ３ｂは、流量制御弁６ｊ及び圧力補償弁７ｊと第１圧油供給路１０５を介して第１吐出ポート１０２ａに接続され、かつ流量制御弁６ｂ及び圧力補償弁７ｂと第２圧油供給路２０５を介して第２吐出ポート１０２ｂに接続されている。アクチュエータ３ｂは、例えば油圧ショベルのアームを駆動するアームシリンダであり、流量制御弁６ｂはアームシリンダ３ｂのメイン駆動用であり、流量制御弁６ｊはアームシリンダ３ｂのアシスト駆動用である。
Here, the
アクチュエータ３ｄ，３ｆはそれぞれ流量制御弁６ｄ，６ｆ及び圧力補償弁７ｄ，７ｆと第１圧油供給路１０５を介して第１吐出ポート１０２ａに接続され、アクチュエータ３ｃ，３ｇはそれぞれ流量制御弁６ｃ，６ｇ及び圧力補償弁７ｃ，７ｇと第２圧油供給路２０５を介して第２吐出ポート１０２ｂに接続されている。アクチュエータ３ｄ，３ｆは、それぞれ、例えば油圧ショベルのバケットを駆動するバケットシリンダ、下部走行体の左側履帯を駆動する左走行モータである。アクチュエータ３ｃ，３ｇは、それぞれ、例えば油圧ショベルの上部旋回体を駆動する旋回モータ、下部走行体の右側履帯を駆動する右走行モータである。アクチュエータ３ｅ，ｅｈはそれぞれ流量制御弁６ｅ，６ｈ及び圧力補償弁７ｅ，７ｈと第３圧油供給路３０５を介して第３吐出ポート１０２ａに接続されている。アクチュエータ３ｅ，３ｈは、それぞれ、例えば油圧ショベルのスイングポストを駆動するスイングシリンダ、ブレードを駆動するブレードシリンダである。
The
図２Ａは、ブームシリンダであるアクチュエータ３ａ（以下適宜ブームシリンダ３ａという）及びアームシリンダであるアクチュエータ３ｂ（以下適宜アームシリンダ３ｂという）以外のアクチュエータ３ｃ〜３ｈの流量制御弁６ｃ〜６ｈのそれぞれのメータイン通路の開口面積特性を示す図である。これらの流量制御弁は、スプールストロークが不感帯０−Ｓ１を超えて増加するにしたがって開口面積が増加し、最大のスプールストロークＳ３の直前で最大開口面積Ａ３となるように開口面積特性が設定されている。最大開口面積Ａ３は、アクチュエータの種類に応じてそれぞれ固有の大きさを持つ。
FIG. 2A shows the meter-in of each of the flow control valves 6c to 6h of the
図２Ｂの上側は、ブームシリンダ３ａの流量制御弁６ａ，６ｉ及びアームシリンダ３ｂの流量制御弁６ｂ，６ｊのそれぞれのメータイン通路の開口面積特性を示す図である。
The upper side of FIG. 2B is a diagram showing the opening area characteristics of the meter-in passages of the flow control valves 6a and 6i of the
ブームシリンダ３ａのメイン駆動用の流量制御弁６ａは、スプールストロークが不感帯０−Ｓ１を超えて増加するにしたがって開口面積が増加し、中間ストロークＳ２で最大開口面積Ａ１となり、その後、最大のスプールストロークＳ３まで最大開口面積Ａ１が維持されるように開口面積特性が設定されている。アームシリンダ３ｂのメイン駆動用の流量制御弁６ｂの開口面積特性も同様である。
The flow control valve 6a for main drive of the
ブームシリンダ３ａのアシスト駆動用の流量制御弁６ｉは、スプールストロークが中間ストロークＳ２になるまでは開口面積はゼロであり、スプールストロークが中間ストロークＳ２を超えて増加するにしたがって開口面積が増加し、最大のスプールストロークＳ３の直前で最大開口面積Ａ２となるように開口面積特性が設定されている。アームシリンダ３ｂのアシスト駆動用の流量制御弁６ｊの開口面積特性も同様である。
The flow control valve 6i for assist driving of the
図２Ｂの下側は、ブームシリンダ３ａの流量制御弁６ａ，６ｉ及びアームシリンダ３ｂの流量制御弁６ｂ，６ｊのメータイン通路の合成開口面積特性を示す図である。
The lower side of FIG. 2B is a diagram showing a composite opening area characteristic of meter-in passages of the flow control valves 6a and 6i of the
ブームシリンダ３ａの流量制御弁６ａ，６ｉのメータイン通路は、それぞれが上記のような開口面積特性を有する結果、スプールストロークが不感帯０−Ｓ１を超えて増加するにしたがって開口面積が増加し、最大のスプールストロークＳ３の直前で最大開口面積Ａ１＋Ａ２となるような合成開口面積特性となる。アームシリンダ３ｂの流量制御弁６ｂ，６ｊの合成開口面積特性も同様である。
The meter-in passages of the flow control valves 6a and 6i of the
ここで、図２Ａに示すアクチュエータ３ｃ〜３ｈの流量制御弁６ｃ，６ｄ，６ｅ，６ｆ，６ｇ，６ｈの最大開口面積Ａ３とブームシリンダ３ａの流量制御弁６ａ，６ｉ及びアームシリンダ３ｂの流量制御弁６ｂ，６ｊの合成した最大開口面積Ａ１＋Ａ２は、Ａ１＋Ａ２＞Ａ３の関係にある。すなわち、ブームシリンダ３ａ及びアームシリンダ３ｂは、他のアクチュエータよりも最大の要求流量が大きいアクチュエータである。
Here, the maximum opening area A3 of the flow control valves 6c, 6d, 6e, 6f, 6g, and 6h of the
ブームシリンダ３ａの流量制御弁６ａ，６ｉとアームシリンダ３ｂの流量制御弁６ｂ，６ｊのメータインの開口面積を上記のように構成することで、ブームシリンダ３ａ（第１アクチュエータ）の要求流量が開口面積Ａ１に対応する所定流量より小さい場合は、ブームシリンダ３ａ（第１アクチュエータ）はシングルフロータイプのメインポンプ２０２（第２ポンプ装置）の第３吐出ポート２０２ａから吐出される圧油のみで駆動され、ブームシリンダ３ａ（第１アクチュエータ）の要求流量が開口面積Ａ１に対応する所定流量より大きい場合は、シングルフロータイプのメインポンプ２０２（第２ポンプ装置）の第３吐出ポート２０２ａから吐出される圧油とスプリットフロータイプのメインポンプ１０２（第１ポンプ装置）の第１吐出ポート１０２ａ（第１及び第２吐出ポートの一方）から吐出される圧油とを合流してブームシリンダ３ａ（第１アクチュエータ）は駆動されるよう、メインポンプ１０２の第１吐出ポート１０２ａ及びメインポンプ２０２の第３吐出ポート２０２ａとブームシリンダ３ａとが接続される。また、アームシリンダ３ｂ（第２アクチュエータ）の要求流量が開口面積Ａ１に対応する所定流量より小さい場合は、アームシリンダ３ｂ（第２アクチュエータ）はスプリットフロータイプのメインポンプ１０２（第１ポンプ装置）の第２吐出ポート１０２ｂ（第１及び第２吐出ポートの他方）から吐出される圧油のみで駆動され、アームシリンダ３ｂ（第２アクチュエータ）の要求流量が開口面積Ａ１に対応する所定流量より大きい場合は、スプリットフロータイプのメインポンプ１０２（第１ポンプ装置）の第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂの両方から吐出される圧油を合流してアームシリンダ３ｂ（第２アクチュエータ）は駆動されるよう、メインポンプ１０２の第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂとアームシリンダ３ｂとが接続されている。
By configuring the meter-in opening areas of the flow rate control valves 6a, 6i of the
図１に戻り、コントロールバルブ４は、上流側が絞り４３を介してパイロット圧油供給路３１ｂ（後述）に接続され下流側が操作検出弁８ｂ，８ｃ，８ｄ，８ｆ，８ｇ，８ｉ，８ｊを介してタンクに接続された走行複合操作検出油路５３と、この走行複合操作検出油路５３によって生成される操作検出圧に基づいて切り換わる第１切換弁４０，第２切換弁１４６及び第３切換弁２４６とを更に備えている。
Returning to FIG. 1, the control valve 4 has an upstream side connected to a pilot pressure oil supply passage 31b (described later) via a
走行複合操作検出油路５３は、左走行モータであるアクチュエータ３ｆ（以下適宜左走行モータ３ｆという）及び／又は右走行モータであるアクチュエータ３ｇ（以下適宜右走行モータ３ｇという）と、第１圧油供給路１０５と第２圧油供給路２０５に接続される左右走行モータ以外のアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ，３ｄの少なくとも１つとを同時で駆動する走行複合操作でないとき（走行単独操作時）は、少なくとも操作検出弁８ｂ，８ｃ，８ｄ，８ｆ，８ｇ，８ｉ，８ｊのいずれかを介してタンクに連通することで油路５３の圧力がタンク圧となり、当該走行複合操作時は、操作検出弁８ｆ，８ｇと、操作検出弁８ｂ，８ｃ，８ｄ，８ｉ，８ｊのいずれかがそれぞれ対応する流量制御弁と一緒にストロークしてタンクとの連通が遮断されることで、油路５３に操作検出圧（操作検出信号）を生成する。
The travel composite operation
第１切換弁４０は、走行複合操作でないとき（走行単独操作時）は、図示下側の第１位置（遮断位置）にあって、第１圧油供給路１０５と第２圧油供給路２０５の連通を遮断し、走行複合操作時に、走行複合操作検出油路５３にて生成された操作検出圧によって図示上側の第２位置（連通位置）に切り替わって、第１圧油供給路１０５と第２圧油供給路２０５を連通させる。
The first switching valve 40 is in the first position (blocking position) on the lower side of the figure when it is not a traveling combined operation (during traveling independent operation), and the first pressure
第２切換弁１４６は、走行複合操作でないとき（走行単独操作時）は、図示下側の第１位置にあって、タンク圧を第２負荷圧検出回路１３２の最下流のシャトル弁９ｇに導き、走行複合操作時に、走行複合操作検出油路５３にて生成された操作検出圧によって図示上側の第２位置に切り替わって、第１負荷圧検出回路１３１によって検出された最高負荷圧Plmax1（第１圧油供給路１０５に接続されるアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｄ，３ｆの最高負荷圧）を第２負荷圧検出回路１３２の最下流のシャトル弁９ｇに導く。
The
第３切換弁２４６は、走行複合操作でないとき（走行単独操作時）は、図示下側の第１位置にあって、タンク圧を第１負荷圧検出回路１３１の最下流のシャトル弁９ｆに導き、走行複合操作時に、走行複合操作検出油路５３にて生成された操作検出圧によって図示上側の第２位置に切り替わって、第２負荷圧検出回路１３２によって検出された最高負荷圧Plmax2（第２圧油供給路２０５に接続されるアクチュエータ３ｂ，３ｃ，３ｇの最高負荷圧）を第１負荷圧検出回路１３１の最下流のシャトル弁９ｆに導く。
The
ここで、左走行モータ３ｆ及び右走行モータ３ｇは、同時に駆動されかつそのとき供給流量が同等になることで所定の機能を果たすアクチュエータである。
Here, the
第１切換弁４０、第２切換弁１４６及び第３切換弁２４６を走行複合操作検出油路５３によって生成される操作検出圧に基づいて上記のように切り換えることで、走行複合操作でないとき（走行単独操作時）は、左走行モータ３ｆ（第３アクチュエータ）はスプリットフロータイプのメインポンプ１０２（第１ポンプ装置）の第１吐出ポート１０２ａ（第１及び第２吐出ポートの一方）から吐出される圧油で駆動され、右走行モータ３ｇ（第４アクチュエータ）はスプリットフロータイプのメインポンプ１０２（第１ポンプ装置）の第２吐出ポート１０２ｂ（第１及び第２吐出ポートの他方）から吐出される圧油で駆動されるよう、スプリットフロータイプのメインポンプ１０２（第１ポンプ装置）の第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂと左右の走行モータ３ｆ，３ｇ（第３及び第４アクチュエータ）とが接続され、走行複合操作時は、第１切換弁４０が第２位置に切り換わって第１圧油供給路１０５と第２圧油供給路２０５が連通し、第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂは１つのポンプとして機能し、メインポンプ１０２の第１吐出ポート１０２ａの吐出油と第２吐出ポート１０２ｂの吐出油は合流し、その合流した圧油で左走行モータ３ｆ（第３アクチュエータ）と右走行モータ３ｇ（第４アクチュエータ）が駆動されるよう、スプリットフロータイプのメインポンプ１０２（第１ポンプ装置）の第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂと左右の走行モータ３ｆ，３ｇ（第３及び第４アクチュエータ）とが接続される。
By switching the first switching valve 40, the
また、本実施の形態における油圧駆動装置は、原動機１によって駆動される固定容量型のパイロットポンプ３０と、パイロットポンプ３０の圧油供給路３１ａに接続され、パイロットポンプ３０の吐出流量を絶対圧Pgrとして検出する原動機回転数検出弁１３と、原動機回転数検出弁１３の下流側のパイロット圧油供給路３１ｂに接続され、パイロット圧油供給路３１ｂに一定のパイロット一次圧Ppilotを生成するパイロットリリーフバルブ３２と、パイロット圧油供給路３１ｂに接続され、ゲートロックレバー２４により下流側のパイロット圧油供給路３１ｃをパイロット圧油供給路３１ｂに接続するかタンクに接続するかを切り替えるゲートロック弁１００と、ゲートロック弁１００の下流側のパイロット圧油供給路３１ｃに接続され、後述する複数の流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ，６ｄ，６ｅ，６ｆ，６ｇ，６ｈを制御するための操作パイロット圧を生成する複数のパイロットバルブ（減圧弁）を有する複数の操作装置１２２，１２３，１２４ａ，１２４ｂ（図５）とを備えている。
The hydraulic drive apparatus according to the present embodiment is connected to a fixed
原動機回転数検出弁１３は、パイロットポンプ３０の圧油供給路３１ａとパイロット圧油供給路３１ｂとの間に接続された流量検出弁５０と、その流量検出弁５０の前後差圧を絶対圧Pgrとして出力する差圧減圧弁５１とを有している。
The prime mover rotational
流量検出弁５０は通過流量（パイロットポンプ３０の吐出流量）が増大するにしたがって開口面積を大きくする可変絞り部５０ａを有している。パイロットポンプ３０の吐出油は流量検出弁５０の可変絞り部５０ａを通過してパイロット油路３１ｂ側へと流れる。このとき、流量検出弁５０の可変絞り部５０ａには通過流量が増加するにしたがって大きくなる前後差圧が発生し、差圧減圧弁５１はその前後差圧を絶対圧Pgrとして出力する。パイロットポンプ３０の吐出流量は原動機１の回転数によって変化するため、可変絞り部５０ａの前後差圧を検出することにより、パイロットポンプ３０の吐出流量を検出することができ、原動機１の回転数を検出することができる。原動機回転数検出弁１３（差圧減圧弁５１）が出力する絶対圧Pgrは目標LS差圧としてレギュレータ１１２，２１２に導かれる。以下において、差圧減圧弁５１が出力する絶対圧Pgrを、適宜、出力圧Pgr或いは目標LS差圧Pgrという。
The flow
レギュレータ１１２（第１ポンプ制御装置）は、差圧減圧弁１１１が出力するLS差圧Pls1と差圧減圧弁２１１が出力するLS差圧Pls2の低圧側を選択する低圧選択弁１１２ａと、低圧選択されたLS差圧Pls12と目標LS差圧である原動機回転数検出弁１３の出力圧Pgrとが導かれ、LS差圧Pls12が目標LS差圧Pgrよりも小さくなるにしたがって低くなるようロードセンシング駆動圧力（以下LS駆動圧力Px12という）を変化させるＬＳ制御弁１１２ｂと、LS駆動圧力Px12が導かれ、LS駆動圧力Px12が低くなるにしたがってメインポンプ１０２の傾転角（容量）を増加させ吐出流量が増加するようメインポンプ１０２の傾転角を制御するＬＳ制御ピストン１１２ｃと、メインポンプ１０２の第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂのそれぞれの圧力が導かれ、それらの圧力の上昇時にメインポンプ１０２の斜板の傾転角を減少させ、吸収トルクを減少させるトルク制御（馬力制御）ピストン１１２ｅ，１１２ｄ（第１トルク制御アクチュエータ）と、最大トルクT12max（図３参照）を設定する付勢手段であるバネ１１２ｕとを備えている。
The regulator 112 (first pump control device) includes a low
低圧選択弁１１２ａ、ＬＳ制御弁１１２ｂ及びＬＳ制御ピストン１１２ｃは、メインポンプ１０２の吐出圧（第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂの高圧側の吐出圧）が、メインポンプ１０２から吐出される圧油によって駆動されるアクチュエータの最高負荷圧（最高負荷圧Plmax1と最高負荷圧Plmax2の高圧側の圧力）より第１目標差圧（目標LS差圧Pgr）だけ高くなるようメインポンプ１０２の容量を制御する第１ロードセンシング制御部を構成する。
The low
トルク制御ピストン１１２ｄ，１１２ｅとバネ１１２ｕは、メインポンプ１０２の吸収トルクが第１所定値（最大トルクT12max）以下であるときは、上記ロードセンシング制御部によるメインポンプ１０２の容量制御を可能とし、メインポンプ１０２の吸収トルクが第１所定値に達すると、メインポンプ１０２の吸収トルクが第１所定値を超えないようにメインポンプ１０２の容量を制限制御する第１トルク制御部を構成する。
The torque control pistons 112d and 112e and the spring 112u allow the load sensing control unit to control the capacity of the
レギュレータ２１２（第２ポンプ制御装置）は、メインポンプ２０２の第３吐出ポート２０２ａの吐出圧が導かれ、その圧力の上昇時にメインポンプ２０２の斜板の傾転角を減少させ、吸収トルクを減少させるトルク制御（馬力制御）ピストン２１２ｄ（第２トルク制御アクチュエータ）と、最大トルクT3max（図４Ａ及び図４Ｂ参照）を設定する付勢手段であるバネ２１２ｅとを備えている。
The regulator 212 (second pump control device) is guided by the discharge pressure of the
トルク制御ピストン２１２ｄとバネ２１２ｅは、メインポンプ２０２の吸収トルクが第２所定値（最大トルクT3max）以下であるときはメインポンプ２０２を最大容量で動作させ、メインポンプ２０２の吸収トルクが第２所定値に達すると、メインポンプ２０２の吸収トルクが第２所定値を超えないようにメインポンプ２０２の容量を制限制御する第２トルク制御部を構成する。
The torque control piston 212d and the spring 212e operate the
また、メインポンプ２０２の吐出圧の制御に関し、アンロード弁３１５は、前述したように、メインポンプ２０２の第３吐出ポート２０２ａの吐出圧が第３吐出ポート２０２ａから吐出される圧油によって駆動されるアクチュエータの最高負荷圧にバネの設定圧力を加算した圧力（アンロード弁セット圧）よりも高くなると開状態になって第３吐出ポート２０２ａから吐出された圧油をタンクに戻す機能を有しており、これによりメインポンプ２０２の第３吐出ポート２０２ａの吐出圧が第３吐出ポート２０２ａから吐出される圧油よって駆動されるアクチュエータの最高負荷圧より第２目標差圧（バネの設定圧力）だけ高くなるよう第３吐出ポート２０２ａの吐出圧が制御され，アクチュエータの駆動が可能となる。
Regarding the control of the discharge pressure of the
また、レギュレータ１１２（第１ポンプ制御装置）は、メインポンプ２０２の第３吐出ポート２０２ａの吐出圧が導かれ、メインポンプ２０２の第３吐出ポート２０２ａの吐出圧が第２トルク制御部のトルク制御開始圧力P3c（図４Ａ及び図４Ｂ）以下で、メインポンプ２０２の吸収トルクが第２所定値（最大トルクT3max）以下であるときは、メインポンプ２０２の第３吐出ポート２０２ａの吐出圧をそのまま出力し、メインポンプ２０２の第３吐出ポート２０２ａの吐出圧が第２トルク制御部のトルク制御開始圧力P3cまで上昇し、メインポンプ２０２の吸収トルクが第２所定値に達すると、メインポンプ２０２の第３吐出ポート２０２ａの吐出圧を第２所定値に対応する圧力に減圧して出力する減圧弁１１２ｇと、減圧弁１１２ｇの出力圧が導かれ、減圧弁１１２ｇの出力圧が高くなるにしたがってメインポンプ１０２の容量を減少させメインポンプ１０２の最大トルクが減少するようメインポンプ１０２の容量を制御する減トルク制御ピストン１１２ｆとを備えている。
The regulator 112 (first pump control device) is guided by the discharge pressure of the
減圧弁１１２ｇのセット圧は、メインポンプ２０２の吸収トルクが第２所定値（最大トルクT3max）に達すると、メインポンプ２０２の第３吐出ポート２０２ａの吐出圧を第２所定値に対応する圧力に減圧して出力するよう、トルク制御開始圧力P3cに等しく設定されている。
When the absorption torque of the
図３は、第１トルク制御部（トルク制御ピストン１１２ｄ，１１２ｅとバネ１１２ｕ）により得られるトルク制御特性（ＰＱ特性）と減トルク制御の効果を示す図である。図３中、横軸のP12は、第１及び第２圧油供給路１０５，２０５の圧力P1，P2の合計P1＋P2（メインポンプ１０２の吐出圧）であり、縦軸のq12はメインポンプ１０２の斜板の傾転角（容量）であり、q12maxはメインポンプ１０２の構造で決まる最大傾転角である。メインポンプ１０２の吸収トルクは、メインポンプ１０２の吐出圧P12（P1＋P2）と傾転角q12との積で表すことができる。
FIG. 3 is a diagram showing the torque control characteristic (PQ characteristic) obtained by the first torque control unit (torque control pistons 112d, 112e and spring 112u) and the effect of the reduced torque control. In FIG. 3, P12 on the horizontal axis is the total P1 + P2 (discharge pressure of the main pump 102) of the pressures P1 and P2 of the first and second pressure
図３において、５０２は、バネ１１２ｕによって設定されたメインポンプ１０２の最大吸収トルクT12maxを示すトルク一定曲線である。メインポンプ１０２の吐出圧或いは傾転角が増加してメインポンプ１０２の吸収トルクが増加し最大トルクT12maxに達すると、メインポンプ１０２の吸収トルクがそれ以上増加しないようメインポンプ１０２の傾転角はレギュレータ１１２のトルク制御ピストン１１２ｄ，１１２ｅによって制限制御される。例えば、メインポンプ１０２が最大傾転角q12maxにある状態で、メインポンプ１０２の吐出圧がトルク制御開始圧力を超えて上昇すると、メインポンプ１０２の傾転角q12はトルク一定曲線５０２に沿って減少する。また、メインポンプ１０２の傾転角がトルク一定曲線５０２上のいずれかにある状態でメインポンプ１０２の傾転角q12が増加するよう制御される場合は、メインポンプ１０２の傾転角q12はトルク一定曲線５０２上の傾転角に保持されるよう制限制御される。図３中、ＴＥは原動機１の定格出力トルクTerateを示すトルク一定曲線であり、最大トルクT12maxはTerateよりも小さい値に設定されている。このように最大トルクT12maxを設定し、メインポンプ１０２の吸収トルクが最大トルクT12maxを超えないように制限することで、原動機１の定格出力トルクTerateを最大限有効に利用しつつ、メインポンプ１０２がアクチュエータを駆動するときの原動機１の停止（エンジンストール）を防止することができる。
In FIG. 3,
図４Ａは、第２トルク制御部（トルク制御ピストン２１２ｄとバネ２１２ｅ）により得られるトルク制御特性をＰＱ特性で示す図であり、図４Ｂは同トルク制御特性をトルク特性で示す図である。図４Ａ及び図４Ｂ中、横軸のP3はメインポンプ２０２の吐出圧であり、縦軸のq3，T3はそれぞれメインポンプ２０２の斜板の傾転角（容量）及び吸収トルクであり、q3maxはメインポンプ２０２の構造で決まる最大傾転角である。メインポンプ２０２の吸収トルクは、メインポンプ２０２の吐出圧P3と傾転角q3との積で表すことができる。また、横軸のT3maxはメインリリーフ弁３１４の設定圧力によってられるメインポンプ２０２の最大吸収トルクである。
FIG. 4A is a diagram showing the torque control characteristics obtained by the second torque control unit (torque control piston 212d and spring 212e) as PQ characteristics, and FIG. 4B is a diagram showing the torque control characteristics as torque characteristics. 4A and 4B, P3 on the horizontal axis is the discharge pressure of the
図４Ａにおいて、６０２は、バネ２１２ｅによって設定されたメインポンプ２０２の最大吸収トルクT3maxを示すトルク一定曲線６０２である。メインポンプ２０２の第３吐出ポート２０２ａの吐出圧が第２トルク制御部のトルク制御開始圧力P3c（図４Ａ及び図４Ｂ）以下であるときは、メインポンプ２０２の容量は最大q3maxで一定であり、図４Ｂに示すように、メインポンプ２０２の吸収トルクは吐出圧が上昇するに従って直線比例的に増加する。メインポンプ２０２の第３吐出ポート２０２ａの吐出圧がトルク制御開始圧力P3cまで上昇すると、メインポンプ２０２の吸収トルクが最大トルクT3maxに達し、図３のレギュレータ１１２の場合と同様、メインポンプ２０２の吸収トルクがそれ以上増加しないようメインポンプ２０２の傾転角はレギュレータ２１２のトルク制御ピストン２１２ｄによって制限制御される。
4A,
また、メインポンプ２０２の吸収トルク（傾転角）が上記のように制御されるときメインポンプ２０２の吐出圧（第３吐出ポート２０２ａの圧力）は減圧弁１１２ｇを介して減トルク制御ピストン１１２ｆに導かれ、バネ２１２ｅによって設定された最大トルクT12maxを減少させる減トルク制御を行う。
When the absorption torque (tilt angle) of the
ここで、減圧弁１１２ｇの出力圧は、メインポンプ２０２の第３吐出ポート２０２ａの吐出圧が第２トルク制御部のトルク制御開始圧力P3c（図４Ａ及び図４Ｂ）以下であるとき、吐出圧が上昇するに従って図４Ｂのメインポンプ２０２の吸収トルクと同じように増加し、メインポンプ２０２の第３吐出ポート２０２ａの吐出圧が第２トルク制御部のトルク制御開始圧力P3cに達すると、吐出圧が上昇するに従って図４Ｂのメインポンプ２０２の吸収トルクと同様に一定となる。また、その一定の圧力はメインポンプ２０２の最大トルクT3max（第２所定値）に対応して設定されている。すなわち、減圧弁１１２ｇはメインポンプ２０２の吸収トルクを模擬した圧力を出力し、この圧力が減トルク制御ピストン１１２ｆに導かれてメインポンプ１０２の最大トルクが減少するよう制御される。
Here, the output pressure of the pressure reducing valve 112g is such that when the discharge pressure of the
図３において、矢印は、減圧弁１１２ｇ及び減トルク制御ピストン１１２ｆの減トルク制御の効果を示している。メインポンプ２０２の吐出圧が上昇するとき、メインポンプ２０２の吸収トルクが第２所定値（T3max）以下であるときは、減圧弁１１２ｇはメインポンプ２０２の第３吐出ポート２０２ａの吐出圧をそのまま出力し、減トルク制御ピストン１１２ｆは、図３のトルク一定曲線５０４に示すように、メインポンプ１０２の最大トルクをトルク一定曲線５０２のT12maxからメインポンプ２０２の吸収トルク分（T3）だけ減少させる。また、メインポンプ２０２の吐出圧が上昇し、メインポンプ２０２の吸収トルクが第２所定値（T3max）に達すると、減圧弁１１２ｇはメインポンプ２０２の第３吐出ポート２０２ａの吐出圧を第２所定値に対応する圧力（トルク制御開始圧力P3c）に減圧して出力し、減トルク制御ピストン１１２ｆは、図３のトルク一定曲線５０３に示すように、メインポンプ１０２の最大トルクを図３のトルク一定曲線５０２のT12maxからメインポンプ２０２の吸収トルク（最大トルク）T3max分だけ減少させる。
In FIG. 3, the arrow indicates the effect of the torque reduction control of the pressure reducing valve 112g and the torque reduction control piston 112f. When the discharge pressure of the
これによりメインポンプ１０２に係わるアクチュエータとメインポンプ２０２に係わるアクチュエータを同時に駆動する複合操作時或いはメインポンプ１０２とメインポンプ２０２の両方に係わるアクチュエータ（ブームシリンダ３ａ）を駆動する操作時においても、メインポンプ１０２の吸収トルクとメインポンプ２０２の吸収トルクの合計が最大トルクT12maxを超えないように制御され（全トルク制御）、原動機１の停止（エンジンストール）を防止することができる。また、減圧弁１１２ｇはメインポンプ２０２の吸収トルクを模擬した圧力を出力し、この圧力を減トルク制御ピストン１１２ｆに導いてメインポンプ１０２の最大トルクを減少させるため、メインポンプ２０２が第２トルク制御部の制限を受け最大トルクT3maxで動作するときだけでなく、メインポンプ２０２が第２トルク制御部の制限を受けないときにも、全トルク制御を精度良く行い、原動機の定格出力トルクTerateを有効利用することができる。
As a result, the main pump can be used in the combined operation of simultaneously driving the actuator related to the
図５は、上述した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。 FIG. 5 is a view showing an appearance of a hydraulic excavator on which the above-described hydraulic drive device is mounted.
図５において、作業機械としてよく知られている油圧ショベルは、下部走行体１０１と、上部旋回体１０２と、スイング式のフロント作業機１０４を備え、フロント作業機１０４は、ブーム１１１、アーム１１２、バケット１１３から構成されている。上部旋回体１０２は下部走行体１０１に対して旋回モータ３ｃによって旋回可能である。上部旋回体１０２の前部にはスイングポスト１０３が取り付けられ、このスイングポスト１０３にフロント作業機１０４が上下動可能に取り付けられている。スイングポスト１０３はスイングシリンダ３ｅの伸縮により上部旋回体１０２に対して水平方向に回動可能であり、フロント作業機１０４のブーム１１１、アーム１１２、バケット１１３はブームシリンダ３ａ，アームシリンダ３ｂ，バケットシリンダ３ｄの伸縮により上下方向に回動可能である。下部走行体１０２の中央フレームには、ブレードシリンダ３ｈの伸縮により上下動作を行うブレード１０６が取り付けられている。下部走行体１０１は、走行モータ３ｆ，３ｇの回転により左右の履帯１０１ａ，１０１ｂを駆動することによって走行を行う。
In FIG. 5, a hydraulic excavator well known as a work machine includes a
上部旋回体１０２にはキャノピータイプの運転室１０８が設置され、運転室１０８内には、運転席１２１、フロント／旋回用の左右の操作装置１２２，１２３（図３では左側のみ図示）、走行用の操作装置１２４ａ，１２４ｂ（図３では左側のみ図示）、図示しないスイング用の操作装置及びブレード用の操作装置、ゲートロックレバー２４等が設けられている。操作装置１２２，１２３の操作レバーは中立位置から十字方向を基準とした任意の方向に操作可能であり、左側の操作装置１２２の操作レバーを前後方向に操作するとき、操作装置１２２は旋回用の操作装置として機能し、同操作装置１２２の操作レバーを左右方向に操作するとき、操作装置１２２はアーム用の操作装置として機能し、右側の操作装置１２３の操作レバーを前後方向に操作するとき、操作装置１２３はブーム用の操作装置として機能し、同操作装置１２３の操作レバーを左右方向に操作するとき、操作装置１２３はバケット用の操作装置として機能する。
A canopy type driver's
〜動作〜
次に、本実施の形態の動作を説明する。
~ Operation ~
Next, the operation of the present embodiment will be described.
まず、原動機１によって駆動される固定容量型のパイロットポンプ３０から吐出された圧油は、圧油供給路３１ａに供給される。圧油供給路３１ａには原動機回転数検出弁１３が接続されており、原動機回転数検出弁１３は流量検出弁５０と差圧減圧弁５１によりパイロットポンプ３０の吐出流量に応じた流量検出弁５０の前後差圧を絶対圧Pgrとして出力する。原動機回転数検出弁１３の下流にはパイロットリリーフバルブ３２が接続されており、パイロット圧油供給路３１ｂに一定の圧力を生成している。
First, the pressure oil discharged from the fixed
（ａ）全ての操作レバーが中立の場合
全ての操作装置の操作レバーが中立なので、全ての流量制御弁６ａ〜６ｊが中立位置となる。全ての流量制御弁６ａ〜６ｊが中立位置なので、第１負荷圧検出回路１３１，第２負荷圧検出回路１３２，第３負荷圧検出回路１３３は、それぞれ、最高負荷圧Plmax1，Plmax2，Plmax3としてタンク圧を検出する。この最高負荷圧Plmax1，Plmax2，Plmax3は、それぞれ、アンロード弁１１５，２１５，３１５と差圧減圧弁１１１，２１１，３１１に導かれる。
最高負荷圧Plmax1，Plmax2，Plmax3がアンロード弁１１５，２１５，３１５に導かれることによって、第１、第２及び第３圧油供給路１０５，２０５，３０５の圧力P1，P2，P3は、最高負荷圧Plmax1，Plmax2，Plmax3にアンロード弁１１５，２１５，３１５のそれぞれのバネの設定圧力Pun0を加算した圧力（アンロード弁セット圧）に保たれる。ここで、最高負荷圧Plmax1，Plmax2，Plmax3は上述したようにそれぞれタンク圧であり、タンク圧を０ＭＰａとした場合、アンロード弁セット圧はバネの設定圧力Pun0に等しくなり、第１、第２及び第３圧油供給路１０５，２０５，３０５の圧力P1，P2，P3はPun0に保たれる。通常、Pun0は目標LS差圧Pgrよりも若干高く設定される（Pun0＞Pgr）。
(A) When all the operation levers are neutral Since the operation levers of all the operation devices are neutral, all the flow control valves 6a to 6j are in the neutral position. Since all the flow control valves 6a to 6j are in the neutral position, the first load
When the maximum load pressures Plmax1, Plmax2, and Plmax3 are guided to the unload
差圧減圧弁１１１，２１１，３１１は、それぞれ、第１、第２及び第３圧油供給路１０５，２０５，３０５の圧力P1，P2，P3と最高負荷圧Plmax1，Plmax2，Plmax3（タンク圧）との差圧（LS差圧）を絶対圧Pls1，Pls2，Pls3として出力する。最高負荷圧Plmax1，Plmax2，Plmax3は上述したようにそれぞれタンク圧であるので、Pls1＝P1−Plmax1＝P1＝Pun0＞Pgr，Pls2＝P2−Plmax2＝P2＝Pun0＞Pgr，Pls3＝P3−Plmax3＝P3＝Pun0＞Pgrとなる。LS差圧であるPls1，Pls2はレギュレータ１１２の低圧選択弁１１２ａに導かれる。
The differential
レギュレータ１１２において、低圧選択弁１１２ａに導かれたLS差圧Pls1，Pls2はそれらの低圧側が選択され、ＬＳ制御弁１１２ｂに導かれる。このとき、Pls1，Pls2のいずれが選択されても、Pls1又はPls2＞Pgrであるので、ＬＳ制御弁１２２ｂは図中で左方向に押されて右側の位置に切り換わり、パイロットリリーフバルブ３２によって生成される一定のパイロット圧をＬＳ制御ピストン１１２ｃに導く。ＬＳ制御ピストン１１２ｃに圧油が導かれるので、メインポンプ１０２の容量は最小に保たれ、メインポンプ１０２の吐出流量は最少となる。
In the
メインポンプ１０２から第１及び第２圧油供給路１０５，２０５に供給された圧油は、アンロード１１５，２１５の働きにより、第１及び第２圧油供給路１０５，２０５の圧力P1, P2を目標LS差圧Pgrより僅かに高いアンロードセット圧Pun0に保ったまま、その全量がタンクに排出される。
The pressure oil supplied from the
一方、メインポンプ２０２のレギュレータ２１２において、トルク制御ピストン２１２ｄは、メインポンプ２１２の吐出圧によって、メインポンプ２０２の吸収トルクが最大トルクT3max（図４Ａ及び図４Ｂ参照）を超えないよう、いわゆるトルク制御を行うが、前述したように、第３圧油供給路３０５に接続されたアンロード弁３１５の働きにより、メインポンプ２０２の吐出圧P3は目標LS差圧Pgrより僅かに高いアンロードセット圧Pun0に保たれる。
On the other hand, in the
また、メインポンプ２０２の容量は、図４Ａに示すＰＱ特性に従って制御される。全操作レバー中立の時のメインポンプ２０２の吐出圧P3をP3aで表すと、メインポンプ２０２は図４Ａで点Ａ上で動作し、メインポンプ２０２の容量は最大容量q3maxとなり、メインポンプ２０２の吐出流量も最大となる。メインポンプ２０２から第３圧油供給路３０５に供給された圧油は、アンロード３１５の働きにより、第３圧油供給路の圧力P3を目標LS差圧Pgrより僅かに高いアンロードセット圧Pun0に保ったまま、その全量がタンクに排出される。
The capacity of the
（ｂ）ブーム操作レバーを入力した場合（微操作）
例えばブーム用の操作装置の操作レバー（ブーム操作レバー）をブームシリンダ３ａが伸長する向き、つまりブーム上げ方向に入力すると、ブームシリンダ３ａ駆動用の流量制御弁６ａ，６ｉが図中で上方向に切り換わる。ここで、ブームシリンダ３ａ駆動用の流量制御弁６ａ，６ｉの開口面積特性は、図２Ｂを用いて説明したように流量制御弁６ａがメイン駆動用であり、流量制御弁６ｉがアシスト駆動用である。流量制御弁６ａ，６ｉは、操作装置のパイロットバルブによって出力された操作パイロット圧に応じてストロークする。
(B) When the boom control lever is input (fine operation)
For example, when the operation lever (boom operation lever) of the boom operation device is input in the direction in which the
ブーム操作レバーが微操作で、流量制御弁６ａ，６ｉのストロークが図２ＢのＳ２以下の場合、ブーム操作レバーの操作量（操作パイロット圧）が増加していくと、メイン駆動用の流量制御弁６ａのメータイン通路の開口面積は０からＡ１に増加していく。一方、アシスト駆動用の流量制御弁６ｉのメータイン通路の開口面積は０に維持される。 When the boom operation lever is finely operated and the stroke of the flow control valves 6a and 6i is equal to or less than S2 in FIG. 2B, the flow control valve for main drive increases as the operation amount (operation pilot pressure) of the boom operation lever increases. The opening area of the meter-in passage 6a increases from 0 to A1. On the other hand, the opening area of the meter-in passage of the assist control flow control valve 6i is maintained at zero.
流量切換弁６ａが図中で上方向に切り換わると、ブームシリンダ３ａのボトム側の負荷圧が流量制御弁６ａの負荷ポートを介して第３負荷圧検出回路１３３によって最高負荷圧Plmax3として検出され、アンロード弁３１５と差圧減圧弁３１１に導かれる。最高負荷圧Plmax3がアンロード弁３１５に導かれることによって、アンロード弁３１５のセット圧は、最高負荷圧Plmax3（ブームシリンダ３ａのボトム側の負荷圧）にバネの設定圧力Pun0を加算した圧力に上昇し、第３圧油供給路３０５の圧油をタンクに排出する油路を遮断する。また、最高負荷圧Plmax3が差圧減圧弁３１１に導かれることによって、差圧減圧弁３１１は第３圧油供給路３０５の圧力P3と最高負荷圧Plmax3との差圧（ＬＳ差圧）を絶対圧Pls3として出力する。
When the flow rate switching valve 6a is switched upward in the figure, the load pressure on the bottom side of the
ここで、アンロード弁３１５のセット圧は、最高負荷圧Plmax3（ブームシリンダ３ａのボトム側の負荷圧）にバネの設定圧力Pun0を加算した圧力に上昇しているので、流量制御弁６ａの要求流量がメインポンプ２０２の吐出流量よりも少ない場合は、メインポンプ２０２から供給される圧油によって、第３圧油供給路３０５の圧力P3は、アンロード弁３１５のセット圧まで増加し保持される。
Here, the set pressure of the unload valve 315 is increased to the maximum load pressure Plmax3 (the load pressure on the bottom side of the
また、メインポンプ２０２の容量は、図４Ａに示すＰＱ特性に従って制御される。ブーム上げ微操作時のアンロード弁３１５によって制御される第３圧油供給路３０５の圧力P3をP3bで表すと、メインポンプ２０２は図４Ａの点Ｂ上で動作し、メインポンプ２０２の容量は最大容量q3maxに維持される。このため、メインポンプ２０２の吐出流量も最大となり、流量制御弁６ａの要求流量がメインポンプ２０２の吐出流量よりも少ない場合は、アンロード弁３１５の働きにより、流量制御弁６ａを介してブームシリンダ３ａに供給された流量以外の圧油は、アンロード弁３１５よりタンクに排出される。
The capacity of the
ブームシリンダ３ａの負荷圧が高くなり、アンロード弁３１５によって第３圧油供給路３０５の圧力P3が図４Ａのトルク制御開始圧力P3c以上の例えばP3dに上昇した場合には、メインポンプ２０２は図４Ａの点Ｄ上で動作し、そのときの容量はq3dになり、吐出流量はq3dに原動機１の回転数を掛けた値となる。
When the load pressure of the
つまり、ブームシリンダ３ａの負荷圧が上昇し、第３圧油供給路３０５の圧力が上昇すると、メインポンプ２０２の容量は図４ＡのＡ点、Ｂ点、Ｃ点の最大容量q3maxから、Ｃ点、Ｄ点、Ｅ点のようにトルク一定曲線に沿って減少する。その結果、メインポンプ２０２の吸収トルクは、図４Ｂに示すように、第３圧油供給路３０５の圧力P3がP3cに上昇するまではＡ点、Ｂ点、Ｃ点のように直線に沿って増加し、第３圧油供給路３０５の圧力P3がP3cまで上昇すると、その後は、Ｃ点、Ｄ点、Ｅ点のように一定の最大トルクT3maxに保持される。
That is, when the load pressure of the
一方、流量制御弁６ａの要求流量がメインポンプ２０２の吐出流量よりも多い場合は、メインポンプ２０２の吐出流量が流量制御弁６ａの要求流量に対して不足するため、Pls3＝P3（第３圧油供給路３０５の圧力)−Plmax3（アクチュエータ３ｅ，３ｈ，３ａの最高負荷圧)＜Pgrの関係となる。
On the other hand, when the required flow rate of the flow control valve 6a is larger than the discharge flow rate of the
この場合には、第３圧油供給路３０５の圧力P3がアンロード弁３１５のセット圧に満たないため、アンロード弁３１５は全閉となる。また、Pls3（＜Pgr）が小さくなることにより、メインポンプ２０２によって駆動される流量制御弁６ｅ，６ｈ，６ａのそれぞれ上流に設けられた圧力補償弁７ｅ，７ｈ，７ａの開口面積がPls3の値に応じて絞られる。
In this case, since the pressure P3 of the third pressure
メインポンプ２０２から第３圧油供給路３０５に供給された圧油は、アンロード弁３１５が全閉になっていることから、その全量が圧力補償弁７ａ及び流量制御弁６ａを介してブームシリンダ３ａに供給される。
The pressure oil supplied from the
一方、流量制御弁６ｉの負荷ポートに接続され第１負荷圧検出回路１３１は最高負荷圧Plmax1としてタンク圧を検出する。このためメインポンプ１０２の容量は（ａ）の全ての操作レバーが中立の場合と同様に最小に保たれ、メインポンプ１０２の吐出流量は最少となる。また、メインポンプ１０２から第１及び第２圧油供給路１０５，２０５に供給された圧油は、アンロード１１５，２１５の働きにより、第１及び第２圧油供給路１０５，２０５の圧力P1, P2を目標LS差圧Pgrより僅かに高いアンロードセット圧Pun0に保ったまま、その全量がタンクに排出される。
On the other hand, the first load
また、第３圧油供給路３０５の圧力P3がP3c以下の場合、メインポンプ２０２はトルク制御ピストン２１２ｄのトルク制御の制限を受けずに最大容量q3maxにあり、圧力P3が上昇する従い、メインポンプ２０２の吸収トルクも直線的に増加する。圧力P3がP3cより高くなると、メインポンプ２０２はトルク制御ピストン２１２ｄのトルク制御の制限を受け、メインポンプ２０２の吸収トルクは最大トルクT3maxで一定となる。
When the pressure P3 of the third pressure
第３圧油供給路３０５の圧力P3は、メインポンプ１０２のレギュレータ１１２に設けられた減圧弁１１２ｇに導かれ、第３圧油供給路３０５の圧力P3が減圧弁１１２ｇのセット圧P3c以下の場合は圧力P3がそのまま減トルク制御ピストン１１２ｆに導かれ、第３圧油供給路３０５の圧力P3がP3cより高い場合はP3cに制限された圧力が減トルク制御ピストン１１２ｆに導かれる。減トルク制御ピストン１１２ｆは、前述したように、その減圧弁１１２ｇの出力圧によってメインポンプ１０２の容量を減らし減トルク制御を行おうとする。しかし、今はブーム操作レバーが微操作であり、前述したようにメインポンプ１０２の容量は既に最小に保たれているため、その状態が維持される。
The pressure P3 in the third pressure
（ｃ）ブーム操作レバーを入力した場合（フル操作）
例えばブーム操作レバーをブームシリンダ３ａが伸長する向き、つまりブーム上げ方向にフルに操作した場合、ブームシリンダ３ａ駆動用の流量制御弁６ａ，６ｉが図中で上方向に切り換わり、図２Ｂに示したように、流量制御弁６ａ，６ｉのスプールストロークはＳ２以上となり、流量制御弁６ａのメータイン通路の開口面積はＡ１に保たれ、流量制御弁６ｉのメータイン通路の開口面積はＡ２となる。
(C) When the boom control lever is input (full operation)
For example, when the boom control lever is fully operated in the direction in which the
流量制御弁６ａのメータイン通路の開口面積はＡ１であるため、メインポンプ２０２から圧力補償弁７ａ及び流量制御弁６ａを介してブームシリンダ３ａに圧油が供給されるとともに、ブームシリンダ３ａのボトム側負荷圧は、流量制御弁６ａの負荷ポートを介して第３負荷圧検出回路１３３によって最高負荷圧Plmax3として検出され、アンロード弁３１５と差圧減圧弁３１１に導かれる。最高負荷圧Plmax3がアンロード弁３１５に導かれることによって、アンロード弁３１５のセット圧は、最高負荷圧Plmax3（ブームシリンダ３ａのボトム側の負荷圧）にバネの設定圧力Pun0を加算した圧力に上昇し、アンロード弁３１５は、第３圧油供給路３０５の圧油をタンクに排出する油路を遮断し、流量制御弁６ａの要求流量がメインポンプ２０２の吐出流量よりも少ない場合は、第３圧油供給路３０５の圧力P3をアンロード弁３１５のセット圧（最高負荷圧Plmax3にバネの設定圧力Pun0を加算した圧力）に保持する。一方、最高負荷圧Plmax3が差圧減圧弁３１１に導かれることによって、差圧減圧弁３１１は第３圧油供給路３０５の圧力P3と最高負荷圧Plmax3との差圧（ＬＳ差圧）を絶対圧Pls3として出力する。
Since the opening area of the meter-in passage of the flow control valve 6a is A1, pressure oil is supplied from the
また、（ｂ）の場合と同様に、メインポンプ２０２の容量は、図４Ａに示すＰＱ特性に従って制御され、メインポンプ２０２は、第３圧油供給路３０５の圧力P3の大きさに応じて流量を吐出する。このとき、第３圧油供給路３０５の圧力P3がP3c未満の場合は、メインポンプ２０２の容量は最大容量q3maxであり、メインポンプ２０２は最大流量を吐出し、流量制御弁６ａの要求流量がメインポンプ２０２の吐出流量よりも少ない場合は、アンロード弁３１５が第３圧油供給路３０５の余剰の圧油をタンクに排出する。第３圧油供給路３０５の圧力P3がP3c以上となる場合は、メインポンプ２０２の容量は点Ｃから点Ｅのトルク一定曲線に沿って制御される。
Similarly to the case of (b), the capacity of the
ここで、流量制御弁６ａの要求流量がメインポンプ２０２の吐出流量よりも多い場合には、Pls3＝P3（第３圧油供給路３０５の圧力）−Plmax3（アクチュエータ３ｅ，３ｈ，３ａの最高負荷圧）＜Pgrの関係となる。
Here, if the required flow rate of the flow control valve 6a is larger than the discharge flow rate of the
この場合は、Pls3（＜Pgr）が小さくなるので、メインポンプ２０２によって駆動される流量制御弁６ｅ，６ｈ，６ａのそれぞれ上流に設けられた圧力補償弁７ｅ，７ｈ，７ａの開口面積がPls3の値に応じて絞られる。
In this case, Pls3 (<Pgr) becomes small, so that the opening areas of the pressure compensation valves 7e, 7h, 7a provided upstream of the flow control valves 6e, 6h, 6a driven by the
メインポンプ２０２から第３圧油供給路３０５に供給された圧油は、アンロード弁３１５が全閉のため、その全量が圧力補償弁７ａ及び流量制御弁６ａを介してブームシリンダ３ａに供給される。
The pressure oil supplied from the
一方、流量制御弁６ｉを介してメインポンプ１０２の第１吐出ポート１０２ａからブームシリンダ３ａに圧油が供給されるとともに、ブームシリンダ３ａのボトム側の負荷圧は、流量制御弁６ｉの負荷ポートを介して第１負荷圧検出回路１３１によって最高負荷圧Plmax1として検出され、アンロード弁１１５と差圧減圧弁１１１に導かれる。最高負荷圧Plmax1がアンロード弁１１５に導かれることによって、アンロード弁１１５のセット圧は、最高負荷圧Plmax1（ブームシリンダ３ａのボトム側の負荷圧）にバネの設定圧力Pun0を加算した圧力に上昇し、アンロード弁１１５は、第１圧油供給路１０５の圧油をタンクに排出する油路を遮断する。流量制御弁６ｉの要求流量がメインポンプ１０２の第１吐出ポート１０２ａの吐出流量よりも少ない場合は、メインポンプ１０２から供給される圧油によって、第１圧油供給路１０５の圧力P1は、アンロード弁１１５のセット圧まで増加し保持される。ブームシリンダ３ａに供給された圧油の残りの余剰流量は、アンロード弁１１５からタンクに排出される。また、最高負荷圧Plmax1が差圧減圧弁１１１に導かれることによって、差圧減圧弁１１１は第１圧油供給路１０５の圧力P1と最高負荷圧Plmax1との差圧（ＬＳ差圧）を絶対圧Pls1として出力する。このPls1はレギュレータ１１２の低圧選択弁１１２ａに導かれ、低圧選択弁１１２ａによってPls1とPls2の低圧側が選択される。
On the other hand, pressure oil is supplied from the first discharge port 102a of the
ここで、ブーム上げフル操作のレバー入力直後は、メインポンプ１０２の容量がロードセンシング制御される前であって、Pls1は０に近い値であるのに対し、Pls2は操作レバーの中立時と同様、Pgrよりも大きな値に保たれている（Pls2＝P2−Plmax2＝P2＝Pun0＞Pgr）ため、低圧選択弁１１２ａではPls1が低圧として選択され、ＬＳ制御弁１１２ｂに導かれる。ＬＳ制御弁１１２ｂは、目標LS差圧PgrとPls1を比較する。この場合、上記のようにPls1は０に近い値であり、Pls1＜Pgrの関係となるので、ＬＳ制御弁１１２ｂは図中で右方向に切り換わり、ＬＳ制御ピストン１１２ｃの圧油をタンクに放出する。このためメインポンプ１０２の容量（流量）は増加してゆき、その流量増加はPls1＝Pgrになるまで継続する。
Here, immediately after the boom raising full operation lever input, before the capacity of the
これによりブームシリンダ３ａは、メインポンプ２０２の第３吐出ポート２０２ａとメインポンプ１０２の第１吐出ポート１０２ａからの合流した圧油により伸長方向に駆動される。
As a result, the
このとき、メインポンプ１０２はスプリットフロータイプであるので、第２圧油供給路２０５に供給される流量も、第１圧油供給路１０５に供給される流量と同じだけ増加する。しかし、その圧油は余剰流量としてアンロード弁２１５を介してタンクに戻される。ここで、第２負荷圧検出回路１３２は最高負荷圧Plmax2としてタンク圧を検出している。このためアンロード弁２１５のセット圧はバネの設定圧力Pun0に等しくなり、第２圧油供給路２０５の圧力P2はPun0の低圧に保たれる。これにより余剰流量がタンクに戻るときのアンロード弁２１５の圧損が低減し、エネルギーロスの少ない運転が可能となる。
At this time, since the
また、第３圧油供給路３０５の圧力P3は、メインポンプ１０２のレギュレータ１１２に設けられた減圧弁１１２ｇに導かれ、第３圧油供給路３０５の圧力P3が減圧弁１１２ｇのセット圧P3c以下の場合は圧力P3がそのまま減トルク制御ピストン１１２ｆに導かれ、第３圧油供給路３０５の圧力P3がP3cより高い場合はP3cに制限された圧力が減トルク制御ピストン１１２ｆに導かれる。減トルク制御ピストン１１２ｆは、前述したように、第３圧油供給路３０５の圧力P3が減圧弁１１２ｇのセット圧P3c以下の場合は、図３にトルク一定曲線５０４で示すように、メインポンプ２０２の吸収トルク分（T3）だけメインポンプ１０２の最大トルクを減少させ、第３圧油供給路３０５の圧力P3が減圧弁１１２ｇのセット圧P3cより高い場合は、図３にトルク一定曲線５０３で示すように、メインポンプ２０２の吸収トルク分（最高トルクT3max）だけメインポンプ１０２の最大トルクを減少させる減トルク制御を行う。
Further, the pressure P3 of the third pressure
これによりメインポンプ１０２とメインポンプ２０２の両方に係わるアクチュエータ（ブームシリンダ３ａ）を駆動する操作時においても、メインポンプ１０２の吸収トルクとメインポンプ２０２の吸収トルクの合計が最大トルクT12maxを超えないように制御され（全トルク制御）、原動機１の停止（エンジンストール）を防止することができる。また、減圧弁１１２ｇはメインポンプ２０２の吸収トルクを模擬した圧力を出力し、この圧力を減トルク制御ピストン１１２ｆに導いてメインポンプ１０２の最大トルクが減少させるため、メインポンプ２０２が第２トルク制御部の制限を受け最大トルクT3maxで動作するときだけでなく、メインポンプ２０２が第２トルク制御部の制限を受けないときにも、全トルク制御を精度良く行い、原動機の定格出力トルクTerateを有効利用することができる。
As a result, even when an actuator (
（ｄ）アーム操作レバーを入力した場合（微操作）
例えばアーム用の操作装置の操作レバー（アーム操作レバー）をアームシリンダ３ｂが伸長する向き、つまりアームクラウド方向に入力すると、アームシリンダ３ｂ駆動用の流量制御弁６ｂ，６ｊが図中で下方向に切り換わる。ここで、アームシリンダ３ｂ駆動用の流量制御弁６ｂ，６ｊの開口面積特性は、図２Ｂを用いて説明したように流量制御弁６ｂがメイン駆動用であり、流量制御弁６ｊがアシスト駆動用である。流量制御弁６ｂ，６ｊは、操作装置のパイロットバルブによって出力された操作パイロット圧に応じてストロークする。
(D) When the arm control lever is input (fine operation)
For example, when the operating lever (arm operating lever) of the arm operating device is input in the direction in which the
アーム操作レバーが微操作で、流量制御弁６ｂ，６ｊのストロークが図２ＢのＳ２以下の場合、アーム操作レバーの操作量（操作パイロット圧）が増加していくと、メイン駆動用の流量制御弁６ｂのメータイン通路の開口面積は０からＡ１に増加していく。一方、アシスト駆動用の流量制御弁６ｊのメータイン通路の開口面積は０に維持される。 When the arm operation lever is finely operated and the stroke of the flow control valves 6b, 6j is equal to or less than S2 in FIG. 2B, the flow control valve for main drive increases as the operation amount (operation pilot pressure) of the arm operation lever increases. The opening area of the 6b meter-in passage increases from 0 to A1. On the other hand, the opening area of the meter-in passage of the assist control flow control valve 6j is maintained at zero.
流量切換弁６ｂが図中で下方向に切り換わると、アームシリンダ３ｂのボトム側の負荷圧が流量制御弁６ｂの負荷ポートを介して第２負荷圧検出回路１３２によって最高負荷圧Plmax2として検出され、アンロード弁２１５と差圧減圧弁２１１に導かれる。最高負荷圧Plmax2がアンロード弁２１５に導かれることによって、アンロード弁２１５のセット圧は、最高負荷圧Plmax2（アームシリンダ３ｂのボトム側の負荷圧）にバネの設定圧力Pun0を加算した圧力に上昇し、第２圧油供給路２０５の圧油をタンクに排出する油路を遮断する。また、最高負荷圧Plmax2が差圧減圧弁２１１に導かれることによって、差圧減圧弁２１１は第２圧油供給路２０５の圧力P2と最高負荷圧Plmax2との差圧（ＬＳ差圧）を絶対圧Pls2として出力する。このPls2はレギュレータ１１２の低圧選択弁１１２ａに導かれ、低圧選択弁１１２ａによってPls1とPls2の低圧側が選択される。
When the flow rate switching valve 6b is switched downward in the drawing, the load pressure on the bottom side of the
ここで、アームクラウド操作時のレバー入力直後は、メインポンプ１０２の容量がロードセンシング制御される前であって、Pls2は０に近い値であるのに対し、Pls1は操作レバーの中立時と同様、Pgrよりも大きな値に保たれている（Pls1＝P1−Plmax1＝P1＝Pun0＞Pgr）ため、低圧選択弁１１２ａではPls2が低圧として選択され、ＬＳ制御弁１１２ｂに導かれる。ＬＳ制御弁１１２ｂは、目標LS差圧PgrとPls2を比較する。この場合、上記のようにPls2は０に近い値であり、Pls2＜Pgrの関係となるので、ＬＳ制御弁１１２ｂは図中で右方向に切り換わり、ＬＳ制御ピストン１１２ｃの圧油をタンクに放出する。このためメインポンプ１０２の容量（流量）は増加してゆき、その流量増加はPls2＝Pgrになるまで継続する。
Here, immediately after the lever input at the time of arm cloud operation, before the capacity of the
これによりメインポンプ１０２の第２吐出ポート１０２ｂからアーム操作レバーの入力に応じた流量の圧油がアームシリンダ３ｂのボトム側に供給され、アームシリンダ３ｂは伸長方向に駆動される。
As a result, pressure oil having a flow rate corresponding to the input of the arm operation lever is supplied from the second discharge port 102b of the
このとき、メインポンプ１０２はスプリットフロータイプであるので、第１圧油供給路１０５に供給される流量も、第２圧油供給路２０５に供給される流量と同じだけ増加する。しかし、第２圧油供給路１０５にはアンロード弁１１５が接続されているので、その圧油は余剰流量としてアンロード弁１１５を介してタンクに戻される。ここで、第１負荷圧検出回路１３１は最高負荷圧Plmax1としてタンク圧を検出している。このためアンロード弁１１５のセット圧はバネの設定圧力Pun0に等しくなり、第１圧油供給路１０５の圧力P1はPun0の低圧に保たれる。これにより余剰流量がタンクに戻るときのアンロード弁１１５の圧損が低減し、エネルギーロスの少ない運転が可能となる。
At this time, since the
（ｅ）アーム操作レバーを入力した場合（フル操作）
例えばアーム操作レバーをアームシリンダ３ｂが伸長する向き、つまりアームクラウド方向にフルに操作した場合、アームシリンダ３ｂ駆動用の流量制御弁６ｂ，６ｊが図中で下方向に切り換わり、図２Ｂに示したように、流量制御弁６ｂ，６ｊのスプールストロークはＳ２以上となり、流量制御弁６ｂのメータイン通路の開口面積はＡ１に保たれ、流量制御弁６ｊのメータイン通路の開口面積はＡ２となる。
(E) When arm control lever is input (full operation)
For example, when the arm operating lever is fully operated in the direction in which the
上記（ｄ）で説明したように、アームシリンダ３ｂのボトム側の負荷圧が流量制御弁６ｂの負荷ポートを介して第２負荷圧検出回路１３２によって最高負荷圧Plmax2として検出され、アンロード弁２１５が第２圧油供給路２０５の圧油をタンクに排出する油路を遮断する。また、最高負荷圧Plmax2が差圧減圧弁２１１に導かれることによって、ＬＳ差圧であるPls2が出力され、レギュレータ１１２の低圧選択弁１１２ａに導かれる。
As described in (d) above, the load pressure on the bottom side of the
一方、アームシリンダ３ｂのボトム側の負荷圧は、流量制御弁６ｊの負荷ポートを介して第１負荷圧検出回路１３１によって最高負荷圧Plmax1（＝Plmax2）として検出され、アンロード弁１１５と差圧減圧弁１１１に導かれる。最高負荷圧Plmax1がアンロード弁１１５に導かれることによって、アンロード弁１１５は第１圧油供給路１０５の圧油をタンクに排出する油路を遮断する。また、最高負荷圧Plmax1が差圧減圧弁１１１に導かれることによって、ＬＳ差圧であるPls1（＝Pls2）がレギュレータ１１２の低圧選択弁１１２ａに導かれる。
On the other hand, the load pressure on the bottom side of the
ここで、アームクラウド操作時のレバー入力直後は、メインポンプ１０２の容量がロードセンシング制御される前であって、Pls1，Pls2は共に０に近い値となる。よって、低圧選択弁１１２ａでは、Pls1とPls2のいずれかが低圧側として選択され、ＬＳ制御弁１１２ｂに導かれる。ＬＳ制御弁１１２ｂは、目標LS差圧PgrとPls1を比較する。この場合、上記のようにPls1，Pls2は、共に、０に近い値であり、Pls1又はPls2＜Pgrであるので、ＬＳ制御弁１１２ｂは図中で右方向に切り換わり、ＬＳ制御ピストン１１２ｃの圧油をタンクに放出する。このためメインポンプ１０２の容量（流量）は増加してゆき、その流量増加はPls1又はPls2＝Pgrになるまで継続する。
Here, immediately after the lever input at the time of arm cloud operation, before the capacity of the
これによりメインポンプ１０２の第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂからアームシリンダ３ｂのボトム側にアーム操作レバーの入力に応じた流量の圧油が供給され、アームシリンダ３ｂは第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂからの合流した圧油により伸長方向に駆動される。
As a result, pressure oil having a flow rate corresponding to the input of the arm operation lever is supplied from the first and second discharge ports 102a and 102b of the
（ｆ）水平均し動作をした場合
水平均し動作はブーム上げ微操作とアームクラウドのフル操作との組み合わせとなる。アクチュエータとしては、アームシリンダ３ｂが伸長し、ブームシリンダ３ａが伸長する動作である。
(F) When performing a water average operation The water average operation is a combination of a boom raising fine operation and a full arm cloud operation. The actuator is an operation in which the
水平均し動作では、ブーム上げ微操作なので、上記（ｂ）で説明したように、ブームシリンダ３ａのメイン駆動用の流量制御弁６ａのメータイン通路の開口面積はＡ１となり、アシスト駆動用の流量制御弁６ｉのメータイン通路の開口面積は０に維持される。ブームシリンダ３ａの負荷圧は流制御弁６ａの負荷ポートを介して第３負荷圧検出回路１３３によって最高負荷圧Plmax3として検出され、アンロード弁３１５が第３圧油供給路３０５の圧油をタンクに排出する油路を遮断する。また、メインポンプ２０２の容量は、図４Ａに示すＰＱ特性に従って制御され、メインポンプ２０２の第３吐出ポート２０２ａからブーム操作レバーの入力に応じた流量がブームシリンダ３ａボトム側に供給され、ブームシリンダ３ａは第３吐出ポート２０２ａからの圧油により伸長方向に駆動される。
Since the water leveling operation is a boom raising fine operation, as described in (b) above, the opening area of the meter-in passage of the main drive flow control valve 6a of the
一方、アーム操作レバーはフル入力となるので、上記（ｅ）で説明したように、アームシリンダ３ｂのメイン駆動用の流量制御弁６ｂとアシスト駆動用の流量制御弁６ｊのそれぞれのメータイン通路の開口面積はＡ１，Ａ２となる。アームシリンダ３ｂの負荷圧は、流量制御弁６ｂ，６ｊの負荷ポートを介して第１及び第２負荷圧検出回路１３１，１３２によって最高負荷圧Plmax1，Plmax2（Plmax1＝Plmax2）として検出され、アンロード弁１１５，２１５がそれぞれ第１及び第２圧油供給路１０５，２０５の圧油をタンクに排出する油路を遮断する。また、最高負荷圧Plmax1，Plmax2がメインポンプ１０２のレギュレータ１１２にフィードバックされ、メインポンプ１０２の容量（流量）が流量制御弁６ｂ，６ｊの要求流量（開口面積）に応じて増加し、メインポンプ１０２の第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂからアームシリンダ３ｂのボトム側にアーム操作レバーの入力に応じた流量の圧油が供給され、アームシリンダ３ｂは第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂからの合流した圧油により伸長方向に駆動される。
On the other hand, since the arm operation lever is a full input, as described in the above (e), the opening of the meter-in passage of each of the main drive flow control valve 6b and the assist drive flow control valve 6j of the
ここで、水平均し動作の場合、通常アームシリンダ３ｂの負荷圧は低く、ブームシリンダ３ａの負荷圧は高いことが多い。本実施の形態では、水平均し動作では、ブームシリンダ３ａを駆動する油圧ポンプはメインポンプ２０２、アームシリンダ３ｂを駆動する油圧ポンプはメインポンプ１０２というように、負荷圧の異なるアクチュエータを駆動するポンプが別個になるので、１つのポンプで負荷圧の異なる複数のアクチュエータを駆動する従来技術の１ポンプロードセンシングシステムの場合のように、低負荷側の圧力補償弁７ｂでの絞り圧損による無駄なエネルギー消費を発生させることはない。
Here, in the case of the water averaging operation, the load pressure of the
また、第３圧油供給路３０５の圧力P3は、メインポンプ１０２のレギュレータ１１２に設けられた減圧弁１１２ｇを介して減トルク制御ピストン１１２ｆに導かれ、（ｃ）のブームフル操作の場合と同様、制御ピストン１１２ｆはメインポンプ２０２の吸収トルク分（T3或いは最高トルクT3max）だけメインポンプ１０２の最大トルクを減少させる減トルク制御を行う。これによりメインポンプ２０２に係わるアクチュエータ（ブームシリンダ３ａ）とメインポンプ１０２に係わるアクチュエータ（アームシリンダ３ｂ）とを同時に駆動する複合操作時であっても、メインポンプ１０２の吸収トルクとメインポンプ２０２の吸収トルクの合計が最大トルクT12maxを超えないように制御され（全トルク制御）、原動機１の停止（エンジンストール）を防止することができる。また、メインポンプ２０２が第２トルク制御部の制限を受け最大トルクT3maxで動作するときだけでなく、メインポンプ２０２が第２トルク制御部の制限を受けないときにも、全トルク制御を精度良く行い、原動機の定格出力トルクTerateを有効利用することができる。
Further, the pressure P3 of the third pressure
（ｇ）バケット掘削後のバケットかき寄せ動作
バケット掘削後のバケットかき寄せ動作では、バケット掘削後にブーム上げを最大スピードで行いながら（ブーム上げフル操作）アームクラウドを微操作する。ブーム上げがフル操作であるから、上記（ｃ）で説明したように、ブームシリンダ３ａのメイン駆動用の流量制御弁６ａとアシスト駆動用の流量制御弁６ｉのそれぞれのメータイン通路の開口面積はＡ１，Ａ２となる。ブームシリンダ３ａの負荷圧は第１及び第３負荷圧検出回路１３１，１３３によって最高負荷圧Plmax1，Plmax3として検出され、アンロード弁１１５，３１５がそれぞれ第１及び第３圧油供給路１０５，３０５の圧油をタンクに排出する油路を遮断する。また、メインポンプ２０２の容量は、図４Ａに示すＰＱ特性に従って制御され、メインポンプ２０２の第３吐出ポート２０２ａからブーム操作レバーの入力に応じた流量の圧油がブームシリンダ３ａのボトム側に供給される。また、最高負荷圧Plmax1が差圧減圧弁１１１に導かれることによって、ＬＳ差圧であるPls1が出力され、レギュレータ１１２の低圧選択弁１１２ａに導かれる。
(G) Bucket squeezing operation after bucket digging In the bucket squeezing operation after bucket digging, the arm cloud is finely operated while the boom is raised at the maximum speed after the bucket digging (boom raising full operation). Since the boom raising is a full operation, as described in (c) above, the opening areas of the meter-in passages of the main drive flow control valve 6a and the assist drive flow control valve 6i of the
一方、アームクラウドが微操作であるので、上記（ｄ）で説明したように、アシスト駆動用の流量制御弁６ｊのメータイン通路の開口面積は０に維持され、メイン駆動用の流量制御弁６ｂのメータイン通路の開口面積はＡ１となる。アームシリンダ３ｂの負荷圧は第２負荷圧検出回路１３２によって最高負荷圧Plmax2として検出され、アンロード弁２１５が第２圧油供給路２０５の圧油をタンクに排出する油路を遮断する。また、最高負荷圧Plmax2が差圧減圧弁２１１に導かれることによって、ＬＳ差圧であるPls2が出力され、レギュレータ１１２の低圧選択弁１１２ａに導かれる。
On the other hand, since the arm cloud is finely operated, as described in (d) above, the opening area of the meter-in passage of the assist control flow control valve 6j is maintained at 0, and the main drive flow control valve 6b The opening area of the meter-in passage is A1. The load pressure of the
ここで、レギュレータ１１２の低圧選択弁１１２ａにおいてPls1とPls2の低圧側が選択されるとき、Pls1とPls2のいずれが低圧側になるかは、ブームシリンダ３ａのアシスト駆動用の流量制御弁６ｉの要求流量（開口面積）とアームシリンダ３ｂのメイン駆動用の流量制御弁３ｂの要求流量（開口面積）の大小関係に依存しており、要求流量の大きな側の圧油供給路の圧力（吐出ポートの圧力）の方がより大きく低下するため、LS差圧もより小さくなる。バケット掘削後のバケットかき寄せ動作では、ブーム上げがフル操作で、アームクラウドが微操作であるので、ブーム操作レバーの要求流量がアーム操作レバーの要求流量よりも大きい場合が多い。この場合、Pls1が低圧側となり、低圧選択弁１１２ａによってPls1が選択され、メインポンプ１０２の容量（流量）はブームシリンダ３ａのアシスト駆動用の流量制御弁６ｉの要求流量に合わせて増加する。このとき、メインポンプ１０２の第２吐出ポート１０２ｂの吐出流量もそれに合わせて増加しており、アームシリンダ３ｂのボトム側に供給される圧油の流量は第２吐出ポート１０２ｂの吐出流量よりも少ないため、第２圧油供給路２０５に余剰流量が発生する。この余剰流量は、アンロード弁２１１を介してタンクに排出される。ここで、アンロード弁２１１には最高負荷圧Plmax2としてアームシリンダ３ｂの負荷圧が導かれており、前述したようにアームシリンダ３ｂの負荷圧は低いため、アンロード弁２１１のセット圧も低く設定されている。このため、第２吐出ポート１０２ｂの圧油の余剰流量がアンロード弁２１１を介してタンクに排出されるとき、その排出油によって無駄に消費されるエネルギーは小さく抑えられる。
Here, when the low pressure side of Pls1 and Pls2 is selected in the low
また、第３圧油供給路３０５の圧力P3は、メインポンプ１０２のレギュレータ１１２に設けられた減圧弁１１２ｇを介して減トルク制御ピストン１１２ｆに導かれ、（ｆ）の水平均し動作の場合と同様、減トルク制御が行われ、全トルク制御により原動機１の停止（エンジンストール）を防止することができるとともに、全トルク制御を精度良く行い、原動機の定格出力トルクTerateを有効利用することができる。
Further, the pressure P3 of the third pressure
（ｈ）斜面上側からの斜め引き動作
斜面上側に油圧ショベルの本体を水平に配置し、そこから、斜面の谷側から山側（上側）に向かってバケット爪先を斜めに移動させる、いわゆる斜面上側からの斜め引き動作を行う場合について説明する。
(H) Diagonal pulling operation from the upper side of the slope The hydraulic excavator body is horizontally arranged on the upper side of the slope, and the bucket toe is moved obliquely from the valley side to the mountain side (upper side) from the upper side of the slope. A case where the oblique pulling operation is performed will be described.
斜面上側からの斜め引き動作では、通常アーム操作レバーはアームクラウド方向にフル入力、斜面に沿ってバケット爪先を移動させるためにブーム操作レバーはブーム上げ方向にハーフ入力で行う。つまり、ブーム上げハーフ操作とアームクラウドのフル操作の組み合わせとなる。斜面の角度が大きくなると、ブーム上げの操作量も大きくなる傾向がある。また、ブーム上げのレバー操作量は、斜面に対するアーム角度（車体とバケット先端との距離）によって決まる。例えば、斜め引き動作の引き始めでは、ブーム上げのレバー操作量が増えるが、斜め引き動作が進むにつれてブーム上げのレバー操作量は少なくなる。 In the diagonal pulling operation from the upper side of the slope, the arm operation lever is normally operated with full input in the arm cloud direction, and the boom operation lever is operated with half input in the boom raising direction in order to move the bucket toe along the slope. That is, it is a combination of a boom raising half operation and an arm cloud full operation. When the angle of the slope increases, the amount of operation for raising the boom tends to increase. Further, the lever operation amount for raising the boom is determined by the arm angle (distance between the vehicle body and the bucket tip) with respect to the slope. For example, the amount of lever operation for raising the boom increases at the beginning of the pulling operation of the diagonal pulling operation, but the amount of lever operation for raising the boom decreases as the diagonal pulling operation proceeds.
斜め引き動作の引き始めで、図２Ｂにおいて、ブーム上げのハーフ操作によってストロークするブーム上げのメイン／アシスト駆動用のそれぞれの流量制御弁６ａ，６ｉのスプールストロークが、Ｓ２以上でＳ３以下にある場合を考える。このとき、ブーム上げのメイン駆動用の流量制御弁６ａが図中上方向に切り換わり、上記（ｂ）で説明したように、ブームシリンダ３ａの負荷圧は、第３負荷圧検出回路１３３によって最高負荷圧Plmax3として検出され、アンロード弁３１５が第３圧油供給路３０５の圧油をタンクに排出する油路を遮断する。また、メインポンプ２０２の容量は、図４Ａに示すＰＱ特性に従って制御され、メインポンプ２０２からブーム操作レバーの入力に応じた流量の圧油がブームシリンダ３ａのボトム側に供給される。
2B, when the spool strokes of the flow control valves 6a and 6i for main / assist driving of the boom raising stroked by the half raising operation of the boom raising are in the range of S2 to S3 in FIG. 2B. think of. At this time, the flow control valve 6a for main drive for raising the boom is switched upward in the figure, and the load pressure of the
一方、アシスト駆動用の流量制御弁６ｉもブーム上げのハーフ操作で図中上方向に切り換わり、ブームシリンダ３ａの負荷圧は、流量制御弁６ｉを介して第１負荷圧検出回路１３１のシャトル弁９ｉに導かれる。また、アームクラウドをフル操作するので、アームシリンダ３ｂの負荷圧も流量制御弁６ｊ及び第１負荷圧検出回路１３１のシャトル弁９ｊ，９ｄを介してシャトル弁９ｉに導かれる。
On the other hand, the flow rate control valve 6i for assist driving is also switched upward in the figure by the half operation of raising the boom, and the load pressure of the
ここで、斜め引き動作では、ブームシリンダ３ａの負荷圧はアームシリンダ３ｂの負荷圧よりも高いので、ブームシリンダ３ａの負荷圧が第１負荷圧検出回路１３１（シャトル弁９ｉ）によって最高負荷圧Plmax1として検出され、アンロード弁１１５は第１圧油供給路１０５の圧油をタンクに排出する油路を遮断する。また、最高負荷圧Plmax1が差圧減圧弁１１１に導かれることによって、ＬＳ差圧であるPls1が出力され、レギュレータ１１２の低圧選択弁１１２ａに導かれる。
Here, in the diagonal pulling operation, since the load pressure of the
一方、アームシリンダ３ｂの負荷圧は、流量制御弁６ｂの負荷ポートを介して第２負荷圧検出回路１３２によって最高負荷圧Plmax2として検出され、アンロード弁２１５は第２圧油供給路２０５の圧油をタンクに排出する油路を遮断する。また、最高負荷圧Plmax2が差圧減圧弁２１１に導かれることによって、ＬＳ差圧であるPls2が出力され、レギュレータ１１２の低圧選択弁１１２ａに導かれる。
On the other hand, the load pressure of the
レギュレータ１１２において、低圧選択弁１１２ａに導かれたPls1とPls2はその低圧側が選択され、ＬＳ制御弁１１２ｂに導かれる。ＬＳ制御弁１１２ｂはPls1とPls2の低圧側が目標ＬＳ差圧Pgrと等しくなるようにメインポンプ１０２の容量（流量）を制御し、その流量の圧油がメインポンプ１０２から第１及び第２吐出油路１０２ａ、１０２ｂに吐出される。
In the
ここで、第１圧油供給路１０５に吐出された圧油は圧力補償弁７ｉ、流量制御弁６ｉを介してブームシリンダ３ａに供給されるとともに、圧力補償弁７ｊ、流量制御弁６ｊを介してアームシリンダ３ｂにも供給される。一方、第２圧油供給路２０５に吐出された圧油は、圧力補償弁７ｂ、流量制御弁６ｂを介してアームシリンダ３ｂだけに供給される。このため、第１圧油供給路１０５側の要求流量と第２圧油供給路２０５側の要求流量を比較した場合、第１圧油供給路１０５側の要求流量の方が大きく、Pls1とPls2とではPls1が低圧側となり、低圧選択弁１１２ａによってPls1が選択され、メインポンプ１０２の容量（流量）はそのPls1に応じて（つまり流量制御弁６ｉと流量制御弁６ｊの要求流量に応じて）増加する。
Here, the pressure oil discharged to the first pressure
また、アームクラウドがフル操作であるので、アームシリンダ３ｂの流量制御弁６ｊ，６ｂの要求流量が等しく、かつ流量制御弁６ｊ，６ｂの要求流量がメインポンプ１０２の第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂより吐出される吐出流量とそれぞれ等しかったとすると、第２圧油供給路２０５については流量制御弁６ｂの要求流量に対して不足することなくメインポンプ１０２は圧油を供給できるが、第１圧油供給路１０５については、ブームシリンダ３ａの流量制御弁６ｉとアームシリンダ３ｂの流量制御弁６ｊの要求流量の合計がメインポンプ１０２の吐出流量を上回る、いわゆるサチュレーションを起こす。特に、ブームシリンダ３ａの負荷圧が高く、第１及び第３圧油供給路１０５，３０５の圧力が高い場合は、その圧力がトルク制御（馬力制御）ピストン１１２ｄ，１１２ｆに導かれ、トルク制御ピストン１１２ｄ，１１２ｆのトルク制御（馬力制御）によってメインポンプ１０２の容量の増加が制限される（ＬＳ制御が行えなくなる）ため、サチュレーションが顕著となる。このサチュレーション状態では、第１圧油供給路１０５の圧力を、最高負荷圧Plmax1に対して目標LS差圧のPgrだけ高く維持することができないため、Pls1が低下する。Pls1が低下すると、圧力補償弁７ｉ，７ｊの目標差圧が低下するので、それぞれ閉じ勝手となり、流量制御弁６ｉ，６ｊの要求流量の比に第１圧油供給路１０５の圧油を分配する。
Further, since the arm cloud is fully operated, the required flow rates of the flow control valves 6j and 6b of the
このように、斜面上側からの斜め引き動作のように、アームクラウドのレバー操作がフル入力、ブーム上げレバー操作がハーフ入力のような場合においても、オペレータが意図した通りに圧油がブームシリンダ３ａ及びアームシリンダ３ｂに供給されるので、違和感なく操作することができる。
Thus, even when the arm cloud lever operation is full input and the boom raising lever operation is half input as in the case of the diagonal pulling operation from the upper side of the slope, the pressure oil is supplied to the
また、このときも、第３圧油供給路３０５の圧力P3は、メインポンプ１０２のレギュレータ１１２に設けられた減圧弁１１２ｇを介して減トルク制御ピストン１１２ｆに導かれ、（ｆ）の水平均し動作の場合と同様、減トルク制御が行われ、全トルク制御により原動機１の停止（エンジンストール）を防止することができるとともに、全トルク制御を精度良く行い、原動機の定格出力トルクTerateを有効利用することができる。
Also at this time, the pressure P3 of the third pressure
（ｈ）左右走行操作レバーを入力した場合（直進走行）
直進走行を行うため、左右の走行操作レバーを前進方向に同じ量だけ操作すると、左走行モータ３ｆ駆動用の流量制御弁６ｆと右走行モータ３ｇ駆動用の流量制御弁６ｇがそれぞれ図中で上方向に切り換わり、左右の走行操作レバーをフル操作したときは、図２Ａに示したように、流量制御弁６ｆ，６ｇのメータイン通路の開口面積は同じＡ３となる。
(H) When the left / right travel control lever is input (straight travel)
If the left and right travel control levers are operated by the same amount in the forward direction to perform straight travel, the flow control valve 6f for driving the
流量制御弁６ｆ，６ｇが切り換わると、操作検出弁８ｆ，８ｇも切り換わる。しかし、このときは、その他のアクチュエータ駆動用の流量制御弁の操作検出弁８ａ，８ｉ，８ｃ，８ｄ，８ｊ，８ｂ，８ｅ，８ｈが中立位置にあるため、絞り４３を経由して圧油供給路３１ｂから走行複合操作検出油路４３に供給される圧油は、タンクに排出される。このため、第１〜第３切換弁４０，１４６，２４６を図中下方向に切り換える圧力はタンク圧と等しくなるので、第１〜第３切換弁４０，１４６，２４６は、バネの働きによって図中下側の切換位置に保持される。これにより、第１圧油供給路１０５と第２圧油供給路２０５とは遮断され、かつ第２負荷圧検出回路１３２の最下流のシャトル弁９ｇには第１切換弁１４６を介してタンク圧が導かれ、第１負荷圧検出回路１３１の最下流のシャトル弁９ｆには第２切換弁２４６を介してタンク圧が導かれる。このため走行モータ３ｆの負荷圧が、流量制御弁６ｆの負荷ポートを介して第１負荷圧検出回路１３１によって最高負荷圧Plmax1として検出され、走行モータ３ｇの負荷圧が、流量制御弁６ｇの負荷ポートを介して第２負荷圧検出回路１３２によって最高負荷圧Plmax2として検出され、アンロード弁１１５，２１５はそれぞれ第１及び第２圧油供給路１０５，２０５の圧油をタンクに排出する油路を遮断する。また、最高負荷圧Plmax1，Plmax2がそれぞれ差圧減圧弁１１１，２１１に導かれることによって、ＬＳ差圧であるPls1，Pls2が出力され、これらのＬＳ差圧Pls1，Pls2はレギュレータ１１２の低圧選択弁１１２ａに導かれる。
When the flow control valves 6f and 6g are switched, the operation detection valves 8f and 8g are also switched. However, at this time, since the
レギュレータ１１２において、低圧選択弁１１２ａに導かれたＬＳ差圧Pls1，Pls2はその低圧側が選択され、ＬＳ制御弁１１２ｂに導かれる。ＬＳ制御弁１１２ｂはPls1とPls2の低圧側が目標ＬＳ差圧Pgrと等しくなるようにメインポンプ１０２の容量（流量）を制御する。
In the
ここで、前述のように、左走行モータ３ｆの要求流量と右走行モータ３ｇの要求流量は等しく、メインポンプ１０２はその要求流量に見合った流量となるまで容量（流量）を増加させる。これによりメインポンプ１０２の第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂから左走行モータ３ｆと右走行モータ３ｇに走行操作レバーの入力に応じた流量が供給され、走行モータ３ｆ，３ｇは前進方向に駆動される。このとき、メインポンプ１０２はスプリットフロータイプであり、第１圧油供給路１０５に供給される流量と第２圧油供給路２０５に供給される流量は等しいため、左右の走行モータには常に等量の圧油が供給され、確実に直進走行を行わせることができる。
Here, as described above, the required flow rate of the
また、メインポンプ１０２の第１及び第２圧油供給路１０５，２０５のそれぞれの圧力P1，P2がトルク制御（馬力制御）ピストン１１２ｄ，１１２ｅに導かれているため、走行モータ３ｆ、３ｇの負荷圧が上昇した場合は、圧力P1，P2の平均圧力で馬力制御が行われる。そしてこの場合も、メインポンプ１０２の第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂから等量の圧油が左右の走行モータに供給されるため、第１及び第２圧油供給油路１０５，２０５のいずれにも余剰流量を発生させずに、直進走行を行うことができる。
Further, since the pressures P1 and P2 of the first and second pressure
（ｉ）走行操作レバーとブーム等その他の操作レバーを同時入力した場合
例えば左右の走行操作レバーとブーム操作レバーのブーム上げ操作を同時に入力した場合、走行モータ３ｆ，３ｇ駆動用の流量制御弁６ｆ，６ｇとブームシリンダ３ａ駆動用の流量制御弁６ａ，６ｉが図中で上方向に切り換わる。流量制御弁６ｆ，６ｇ，６ａ，６ｉが切り換わると、操作検出弁８ｆ，８ｇ，８ａ，８ｉも切り換わり、走行複合操作検出油路５３をタンクに導く全ての油路が遮断される。このため、走行複合操作検出油路５３の圧力はパイロット圧油供給路３１ｂの圧力に等しくなり、第１切換弁４０、第２切換弁１４６及び第３切換弁２４６は図中下方向に押されて第２位置に切り換わり、第１圧油供給路１０５と第２圧油供給路２０５は連通し、かつ第２負荷圧検出回路１３２の最下流のシャトル弁９ｇには第１切換弁１４６を介して第１負荷圧検出回路１３１によって検出された最高負荷圧Plmax1が導かれ、第１負荷圧検出回路１３１の最下流のシャトル弁９ｆには第２切換弁２４６を介して第２負荷圧検出回路１３２によって検出された最高負荷圧Plmax2が導かれる。
(I) When a travel operation lever and other operation levers such as a boom are input simultaneously For example, when boom raising operations of the left and right travel operation levers and boom operation lever are input simultaneously, the flow control valves 6f for driving the
ここで、ブーム操作レバーが微操作で、流量制御弁６ａ，６ｉのストロークが図２ＢのＳ２以下の場合は、メイン駆動用の流量制御弁６ａのメータイン通路の開口面積は０からＡ１に増加していくが、アシスト駆動用の流量制御弁６ｉのメータイン通路の開口面積は０に維持される。このため走行モータ３ｆ，３ｇの高圧側の負荷圧が第１負荷圧検出回路１３１及び第２負荷圧検出回路１３２のそれぞれで最高負荷圧Plmax1, Plmax2として検出され、アンロード弁１１５，２１５はそれぞれ第１及び第２圧油供給路１０５，２０５の圧油をタンクに排出する油路を遮断する。また、最高負荷圧Plmax1, Plmax2が差圧減圧弁１１１，２１１に導かれることによって、ＬＳ差圧であるPls1，Pls2が出力され、レギュレータ１１２の低圧選択弁１１２ａに導かれる。
Here, when the boom control lever is finely operated and the stroke of the flow control valves 6a, 6i is equal to or less than S2 in FIG. 2B, the opening area of the meter-in passage of the main control flow control valve 6a increases from 0 to A1. However, the opening area of the meter-in passage of the assist control flow control valve 6i is maintained at zero. For this reason, the load pressure on the high side of the traveling
レギュレータ１１２において、低圧選択弁１１２ａに導かれたPls1とPls2はその低圧側が選択され、ＬＳ制御弁１１２ｂに導かれる。ＬＳ制御弁１１２ｂはPls1とPls2の低圧側が目標ＬＳ差圧Pgrと等しくなるようにメインポンプ１０２の容量（流量）を制御し、その制御された流量の圧油がメインポンプ１０２から第１及び第２吐出油路１０２ａ、１０２ｂに吐出される。このとき、第１切換弁４０が第２位置に切り換わって第１圧油供給路１０５と第２圧油供給路２０５は連通しているため、第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂは１つのポンプとして機能し、メインポンプ１０２の第１吐出ポート１０２ａの吐出油と第２吐出ポート１０２ｂの吐出油は合流し、その合流した圧油が圧力補償弁７ｆ，７ｇ及び流量制御弁６ｆ，６ｇを介して左走行モータ３ｆと右走行モータ３ｇに供給される。
In the
一方、このとき、ブーム操作レバーが微操作なので、上記（ｂ）で説明したように、ブームシリンダ３ａのメイン駆動用の流量制御弁６ａのメータイン通路の開口面積はＡ１となり、アシスト駆動用の流量制御弁６ｉのメータイン通路の開口面積は０に維持される。ブームシリンダ３ａの負荷圧は流制御弁６ａの負荷ポートを介して第３負荷圧検出回路１３３によって最高負荷圧Plmax3として検出され、アンロード弁３１５は第３圧油供給路３０５の圧油をタンクに排出する油路を遮断する。また、メインポンプ２０２の容量は、図４Ａに示すＰＱ特性に従って制御され、メインポンプ２０２の第３吐出ポート２０２ａからブーム操作レバーの入力に応じた流量がブームシリンダ３ａボトム側に供給される。
On the other hand, since the boom operation lever is finely operated at this time, the opening area of the meter-in passage of the flow control valve 6a for main drive of the
また、走行とブームの複合操作でブーム操作レバーをフル操作し、流量制御弁６ａ，６ｉの開口面積が図２ＢのＡ１，Ａ２となった場合は、ブームシリンダ３ａと走行モータ３ｆ，３ｇの高圧側の負荷圧が第１負荷圧検出回路１３１及び第２負荷圧検出回路１３２のそれぞれで最高負荷圧Plmax1, Plmax2として検出され、アンロード弁１１５，２１５はそれぞれ第１及び第２圧油供給路１０５，２０５の圧油をタンクに排出する油路を遮断する。また、差圧減圧弁１１１，２１１はそれぞれＬＳ差圧Pls1，Pls2をレギュレータ１１２に出力し、低圧選択弁１１２ａによってPls1とPls2の低圧側が選択され、ＬＳ制御弁１１２ｂに導かれる。
Further, when the boom control lever is fully operated by the combined operation of the traveling and the boom, and the opening areas of the flow control valves 6a and 6i become A1 and A2 in FIG. 2B, the high pressures of the
レギュレータ１１２において、低圧選択弁１１２ａに導かれたPls1とPls2はその低圧側が選択され、ＬＳ制御弁１１２ｂに導かれる。ＬＳ制御弁１１２ｂはPls1とPls2の低圧側が目標ＬＳ差圧Pgrと等しくなるようにメインポンプ１０２の容量（流量）を制御し、その流量の圧油がメインポンプ１０２から第１及び第２吐出油路１０２ａ、１０２ｂに吐出される。
In the
また、このときも、メインポンプ１０２の第１吐出ポート１０２ａの吐出油と第２吐出ポート１０２ｂの吐出油は合流し、圧力補償弁７ｆ，７ｇ及び流量制御弁６ｆ，６ｇを介して左走行モータ３ｆと右走行モータ３ｇに供給されるとともに、その合流した圧油の一部は圧力補償弁７ｉ及び流量制御弁６ｉを介してブームシリンダ３ａのボトム側にも供給される。一方、メインポンプ２０２のレギュレータ２１２は、ブーム操作レバーが微操作であるときと同様に動作し、メインポンプ２０２からも圧油がブームシリンダ３ａのボトム側に供給される。
Also at this time, the discharge oil of the first discharge port 102a and the discharge oil of the second discharge port 102b of the
このように走行とブームを同時に駆動する複合動作では、メインポンプ１０２の第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂが一つのポンプとして機能し、２つの吐出ポート１０２ａ，１０２ｂの圧油が合流して左右の走行モータ３ｆ，３ｇに供給され、かつブーム操作レバーを微操作したときは、メインポンプ２０２の圧油のみがブームシリンダ３ａボトム側に供給され、ブーム操作レバーをフル操作したときは、メインポンプ２０２の圧油とメインポンプ１０２の合流した圧油の一部とがブームシリンダ３ａボトム側に供給される。これにより、左右の走行モータの操作レバーを同じ入力量で操作した場合は、直進走行性を維持しつつ、所望の速度でブームシリンダを駆動することが可能となり、良好な走行複合操作性を得ることができる。
Thus, in the combined operation in which the traveling and the boom are simultaneously driven, the first and second discharge ports 102a and 102b of the
また、このときも、第３圧油供給路３０５の圧力P3は、メインポンプ１０２のレギュレータ１１２に設けられた減圧弁１１２ｇを介して減トルク制御ピストン１１２ｆに導かれ、（ｆ）の水平均し動作の場合と同様、減トルク制御が行われ、全トルク制御により原動機１の停止（エンジンストール）を防止することができるとともに、全トルク制御を精度良く行い、原動機の定格出力トルクTerateを有効利用することができる。
Also at this time, the pressure P3 of the third pressure
以上では、左右の走行操作レバーとブーム操作レバーのブーム上げ操作を同時に入力した場合について説明したが、左右の走行操作レバーとブーム以外の操作レバーを同時に入力した場合も、メインポンプ２０２の容量は、図４Ａで点Ａに示す最大容量q3maxに維持される点を除いて、走行とブームの複合操作でブーム操作レバーをフル操作した場合とほぼ同様の動作が得られる。すなわち、メインポンプ１０２の第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂが一つのポンプとして機能し、メインポンプ１０２の第１吐出ポート１０２ａの吐出油と第２吐出ポート１０２ｂの吐出油は合流してそれぞれの圧力補償弁と流量制御弁を介して各アクチュエータに供給され、左右の走行モータの操作レバーを同じ入力量で操作した場合は、直進走行性を維持しつつ、所望の速度で他のアクチュエータを駆動することが可能となり、良好な走行複合操作を得ることができる。
In the above, the case where the left and right traveling operation levers and the boom raising operation of the boom operation lever are input simultaneously has been described, but the capacity of the
（ｊ）走行ステアリング動作の場合
一方の走行操作レバーをフル、他方の走行操作レバーをハーフ操作する、いわゆるステアリング動作をする場合について、以下に説明する。
(J) In the case of traveling steering operation A case where a so-called steering operation is performed in which one traveling operation lever is full and the other traveling operation lever is half-operated will be described below.
例えば左走行モータ３ｆ用操作レバーをフル操作、右走行モータ３ｇ用操作レバーをハーフ操作した場合、走行モータ３ｆ駆動用の流量制御弁６ｆがフルストロークで上方向に切り換わり、走行モータ３ｇ駆動用の流量制御弁６ｇがハーフストロークで上方向に切り換わり、図２Ａに示したように、流量制御弁６ｆのメータイン通路の開口面積はＡ３となり、流量制御弁６ｇのメータイン通路の開口面積はＡ３よりも小さな中間の大きさとなる（左走行モータ３ｆの要求流量＞右走行モータ３ｇの要求流量）。
For example, when the
流量制御弁６ｆ，６ｇが切り換わると、操作検出弁８ｆ，８ｇも切り換わる。しかし、このときは、その他のアクチュエータ駆動用の流量制御弁の操作検出弁８ａ，８ｉ，８ｃ，８ｄ，８ｊ，８ｂ，８ｅ，８ｈが中立位置にあるため、絞り４３を経由して圧油供給路３１ｂから走行複合操作検出油路４３に供給される圧油は、タンクに排出される。このため、第１〜第３切換弁４０，１４６，２４６を図中下方向に切り換える圧力はタンク圧と等しくなるので、第１〜第３切換弁４０，１４６，２４６は、バネの働きによって図中下側の切換位置に保持される。これにより、第１圧油供給路１０５と第２圧油供給路２０５とは遮断され、かつ第２負荷圧検出回路１３２の最下流のシャトル弁９ｇには第１切換弁１４６を介してタンク圧が導かれ、第１負荷圧検出回路１３１の最下流のシャトル弁９ｆには第２切換弁２４６を介してタンク圧が導かれる。このため走行モータ３ｆの負荷圧が、流量制御弁６ｆの負荷ポートを介して第１負荷圧検出回路１３１によって最高負荷圧Plmax1として検出され、走行モータ３ｇの負荷圧が、流量制御弁６ｇの負荷ポートを介して第２負荷圧検出回路１３２によって最高負荷圧Plmax2として検出され、アンロード弁１１５，２１５はそれぞれ第１及び第２圧油供給路１０５，２０５の圧油をタンクに排出する油路を遮断する。また、最高負荷圧Plmax1，Plmax2がそれぞれ差圧減圧弁１１１，２１１に導かれることによって、ＬＳ差圧であるPls1，Pls2が出力され、これらのＬＳ差圧Pls1，Pls2はレギュレータ１１２の低圧選択弁１１２ａに導かれる。
When the flow control valves 6f and 6g are switched, the operation detection valves 8f and 8g are also switched. However, at this time, since the
レギュレータ１１２において、低圧選択弁１１２ａに導かれたＬＳ差圧Pls1，Pls2はその低圧側が選択され、ＬＳ制御弁１１２ｂに導かれる。ＬＳ制御弁１１２ｂはPls1とPls2の低圧側が目標ＬＳ差圧Pgrと等しくなるようにメインポンプ１０２の容量（流量）を制御する。
In the
ここで、左走行モータ３ｆ用操作レバーがフル操作、右走行モータ３ｇ用操作レバーがハーフ操作で、油圧ショベルとしては進行走行に対して右方向に大曲がりする動作をする場合を考えると、この場合は、左側の走行モータ３ｆが右側の走行モータ３ｇを引きずる格好となるので、左走行モータ３ｆの負荷圧＞右走行モータ３ｇの負荷圧となる。また、要求流量については、左走行モータ３ｆの要求流量＞右走行モータ３ｇの要求流量の関係が成り立つ。
Here, when the operation lever for the
このように走行モータ３ｆの要求流量が走行モータ３ｇの要求流量よりも大きいので、Pls1とPls2とではPls1が低圧側となり、低圧選択弁１１２ａによってPls1が選択され、メインポンプ１０２の容量（流量）はそのPls1に応じて、走行モータ３ｆの要求流量に見合った流量となるまで容量（流量）を増加させる。このように、第１圧油供給路１０５には走行モータ３ｆの要求流量に見合った流量が供給される。
Since the required flow rate of the
一方、第２圧油供給路２０５には、走行モータ３ｇの要求流量よりも大きい流量が供給される。第２圧油供給路２０５に供給された余分な圧油は、アンロード弁２１５からタンクに排出される。このとき、アンロード弁２１５のセット圧は、最高負荷圧Plmax2（走行モータ３ｇの負荷圧）＋バネの設定圧力Pun0となる。このように第１圧油供給路１０５の圧力は、ＬＳ制御弁１１２ｂにより、走行モータ３ｆの負荷圧＋目標ＬＳ差圧に保たれ、第２圧油供給路２０５の圧力は、アンロード弁２１５により、走行モータ３ｇの負荷圧＋バネの設定圧力Pun0（≒走行モータ３ｇの負荷圧＋目標ＬＳ差圧）に保たれる。このように第２圧油供給路２０５の圧力は、走行モータ３ｆの負荷圧と走行モータ３ｇの負荷圧の差の分だけ、第１圧油供給路１０５の圧力よりも低くなる。
On the other hand, the second pressure
メインポンプ１０２は、スプリットフロータイプであり、トルク制御ピストン１１２ｄ，１１２ｅのトルク制御（馬力制御）は、第１圧油供給路１０５及び第２圧油供給路２０５の合計圧力（平均圧力）によって行われるので、走行ステアリング時など、一方の圧油供給路の圧力が他方の圧油供給路の圧力よりも低い場合には、合計圧力（平均圧力）がその分低く抑えられる。これにより一つのポンプによって左右走行モータを駆動する場合に比べて、馬力制御によって流量が制限されにくく、作業効率が大きく低下することなく走行ステアリング動作を行うことができる。
The
〜効果〜
以上のように本実施の形態によれば、油圧ショベルのブームシリンダ３ａとアームシリンダ３ｂを同時に駆動する複合操作時に、圧力補償弁の絞り圧損による無駄なエネルギー消費を抑えつつ、ブームシリンダ３ａとアームシリンダ３ｂに要求される様々な流量バランスに柔軟に対応し、良好な複合操作性を得ることができる。
~effect~
As described above, according to the present embodiment, the
また、減圧弁１１２ｇはメインポンプ２０２の吸収トルクを模擬した圧力を出力し、この圧力を減トルク制御ピストン１１２ｆに導いてメインポンプ１０２の最大トルクを減少させるため、メインポンプ２０２が第２トルク制御部の制限を受け最大トルクT3maxで動作するときだけでなく、メインポンプ２０２が第２トルク制御部の制限を受けないときにも、全トルク制御を精度良く行い、原動機の定格出力トルクTerateを有効利用することができる。
Further, the pressure reducing valve 112g outputs a pressure simulating the absorption torque of the
また、メインポンプ２０２のレギュレータ２１２はロードセンシング制御部を有しないため、レギュレータ２１２の機構を簡素化できるとともに、複雑な機構を用いなくても減圧弁１１２ｇはメインポンプ２０２の吸収トルクを模擬した圧力を出力することができるため、メインポンプ１０２，２０２とレギュレータ１１２，２１２を含めたポンプ全体の小型化が容易となる。
Further, since the
また、油圧ショベルの良好な直進走行性を得ることができる。 In addition, it is possible to obtain good straight traveling performance of the hydraulic excavator.
更に、油圧ショベルの走行ステアリング動作では、良好なステアリングフィーリングを実現することができる。 Furthermore, good steering feeling can be realized in the traveling steering operation of the hydraulic excavator.
〜その他〜
以上の実施の形態では、建設機械が油圧ショベルであり、第１アクチュエータがブームシリンダ３ａであり，第２アクチュエータがアームシリンダ３ｂである場合について説明したが、他のアクチュエータよりも要求流量が大きいアクチュエータであれば、ブームシリンダとアームシリンダ以外であってもよい。
~ Others ~
In the above embodiments, the construction machine is a hydraulic excavator, the first actuator is the
また、上記実施の形態では、メインポンプ２０２は可変容量型で、第２トルク制御部を有するレギュレータ２１２によって容量が制御される構成としたが、メインポンプ２０２ははレギュレータを備えない固定容量型のポンプであってもよく、この場合でも本発明の基本効果は得られる。
In the above embodiment, the
また、上記実施の形態では、第３及び第４アクチュエータが左右の走行モータ３ｆ，３ｇである場合について説明したが、同時に駆動されるときに供給流量が同等になることで所定の機能を果たす第３及び第４アクチュエータであれば、左右の走行モータ以外であってもよい。
In the above embodiment, the third and fourth actuators are the left and right traveling
更に、そのような第１及び第２アクチュエータ或いは第３及び第４アクチュエータの動作条件を満たすアクチュエータを備えた建設機械であれば、油圧走行クレーン等、油圧ショベル以外の建設機械に本発明を適用してもよい。 Furthermore, the present invention is applied to a construction machine other than a hydraulic excavator, such as a hydraulic traveling crane, as long as the construction machine includes an actuator that satisfies the operating conditions of the first and second actuators or the third and fourth actuators. May be.
また、上記実施の形態のロードセンシングシステムは一例であり、ロードセンシングシステムは種々の変形が可能である。例えば、上記実施の形態では、ポンプ吐出圧と最高負荷圧を絶対圧として出力する差圧減圧弁を設け、その出力圧を圧力補償弁に導いて目標補償差圧を設定しかつＬＳ制御弁に導き、ロードセンシング制御の目標差圧を設定したが、ポンプ吐出圧と最高負荷圧を別々の油路で圧力制御弁やＬＳ制御弁に導くようにしてもよい。 Moreover, the load sensing system of the said embodiment is an example, and various deformation | transformation are possible for a load sensing system. For example, in the above embodiment, a differential pressure reducing valve that outputs the pump discharge pressure and the maximum load pressure as absolute pressure is provided, the output pressure is guided to the pressure compensation valve, the target compensation differential pressure is set, and the LS control valve is provided. Although the target differential pressure for load sensing control is set, the pump discharge pressure and the maximum load pressure may be guided to the pressure control valve and the LS control valve through separate oil passages.
１ 原動機
１０２ スプリットフロータイプの可変容量型メインポンプ（第１ポンプ装置）
１０２ａ，１０２ｂ 第１及び第２吐出ポート
１１２ レギュレータ（第１ポンプ制御装置）
１１２ａ 低圧選択弁
１１２ｂ ＬＳ制御弁
１１２ｃ ＬＳ制御ピストン
１１２ｄ，１１２ｅ トルク制御（馬力制御）ピストン
１１２ｆ 減トルク制御ピストン
１１２ｇ 減圧弁
２０２ シングルフロータイプの可変容量型メインポンプ（第２ポンプ装置）
２０２ａ 第３吐出ポート
２１２ レギュレータ（第２ポンプ制御装置）
２１２ｄ トルク制御（馬力制御）ピストン
１０５ 第１圧油供給路
２０５ 第２圧油供給路
３０５ 第３圧油供給路
１１５ アンロード弁（第１アンロード弁）
２１５ アンロード弁（第２アンロード弁）
３１５ アンロード弁（第３アンロード弁）
１１１，２１１，３１１ 差圧減圧弁
１４６，２４６ 第２及び第３切換弁
３ａ〜３ｈ 複数のアクチュエータ
３ａ ブームシリンダ（第１アクチュエータ）
３ｂ アームシリンダ（第２アクチュエータ）
３ｆ，３ｇ 左右走行モータ（第３及び第４アクチュエータ）
４ コントロールバルブユニット
６ａ〜６ｊ 流量制御弁
７ａ〜７ｊ 圧力補償弁
８ｂ〜８ｊ 操作検出弁
９ｂ〜９ｊ シャトル弁
１３ 原動機回転数検出弁
２４ ゲートロックレバー
３０ パイロットポンプ
３１ａ，３１ｂ，３１ｃ パイロット圧油供給路
３２ パイロットリリーフバルブ
４０ 第３切換弁
５３ 走行複合操作検出油路
４３ 絞り
１００ ゲートロック弁
１２２，１２３，１２４ａ，１２４ｂ 操作装置
１３１，１３２，１３３ 第１，第２，第３負荷圧検出回路
1
102a, 102b First and
112a Low pressure selection valve 112b LS control valve 112c LS control piston 112d, 112e Torque control (horsepower control) piston 112f Reduced torque control piston 112g
202a
212d Torque control (horsepower control)
215 Unload valve (second unload valve)
315 Unload valve (third unload valve)
111, 211, 311 Differential
3b Arm cylinder (second actuator)
3f, 3g Left and right traveling motors (third and fourth actuators)
4 Control valve units 6a to 6j Flow rate control valves 7a to 7j
Claims (8)
第３吐出ポートを有するシングルフロータイプの第２ポンプ装置と、
前記第１及び第２ポンプ装置の前記第１〜第３吐出ポート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、
前記第１〜第３吐出ポートから前記複数のアクチュエータに供給される圧油の流れ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、
前記第１油圧ポンプ装置の前記第１及び第２吐出ポートの高圧側の吐出圧が前記第１及び第２吐出ポートから吐出される圧油によって駆動されるアクチュエータの最高負荷圧より第１目標差圧だけ高くなるよう前記第１ポンプ装置の容量を制御するロードセンシング制御部を有する第１ポンプ制御装置と、
前記第２ポンプ装置の前記第３吐出ポートの吐出圧が前記第２ポンプ装置の前記第３吐出ポートから吐出される圧油により駆動される複数のアクチュエータの最高負荷圧よりも設定圧力以上高くなると開状態になって前記第２ポンプ装置の前記第３吐出ポートから吐出された圧油をタンクに戻すことで、前記第２ポンプ装置の前記第３吐出ポートの吐出圧が前記第２ポンプ装置の前記第３吐出ポートから吐出される圧油により駆動される複数のアクチュエータの最高負荷圧より第２目標差圧だけ高くなるよう前記第２ポンプ装置の前記第３吐出ポートの吐出圧を制御するアンロード弁とを備え、
前記複数のアクチュエータは、他のアクチュエータよりも最大の要求流量が大きい第１及び第２アクチュエータを含み、
前記第１アクチュエータの要求流量が所定流量より小さい場合は、前記第１アクチュエータを前記シングルフロータイプの第２ポンプ装置の前記第３吐出ポートから吐出される圧油のみで駆動し、前記第１アクチュエータの要求流量が前記所定流量より大きい場合は、前記シングルフロータイプの第２ポンプ装置の前記第３吐出ポートから吐出される圧油と前記スプリットフロータイプの第１ポンプ装置の前記第１及び第２吐出ポートの一方から吐出される圧油とを合流して前記第１アクチュエータを駆動するよう、前記第１ポンプ装置の第１吐出ポート及び前記第２ポンプ装置の第３吐出ポートと前記第１アクチュエータとを接続し、前記第２アクチュエータの要求流量が所定流量より小さい場合は、前記第２アクチュエータを前記スプリットフロータイプの第１ポンプ装置の前記第１及び第２吐出ポートの他方から吐出される圧油のみで駆動し、前記第２アクチュエータの要求流量が前記所定流量より大きい場合は、前記スプリットフロータイプの第１ポンプ装置の前記第１及び第２吐出ポートの両方から吐出される圧油を合流して前記第２アクチュエータを駆動するよう、前記第１ポンプ装置の第１及び第２吐出ポートと前記第２アクチュエータとを接続したことを特徴とする建設機械の油圧駆動装置。 A split flow type first pump device having a first discharge port and a second discharge port;
A single-flow type second pump device having a third discharge port;
A plurality of actuators driven by pressure oil discharged from the first to third discharge ports of the first and second pump devices;
A plurality of flow control valves for controlling the flow of pressure oil supplied to the plurality of actuators from the first to third discharge ports;
A plurality of pressure compensating valves that respectively control the differential pressure across the plurality of flow control valves;
The discharge pressure on the high pressure side of the first and second discharge ports of the first hydraulic pump device is a first target difference from the maximum load pressure of the actuator driven by the pressure oil discharged from the first and second discharge ports. A first pump control device having a load sensing control unit for controlling the capacity of the first pump device so as to increase only the pressure;
When the discharge pressure of the third discharge port of the second pump device becomes higher than the set pressure by the maximum load pressure of the plurality of actuators driven by the pressure oil discharged from the third discharge port of the second pump device. By returning the pressure oil discharged from the third discharge port of the second pump device to the tank in the open state, the discharge pressure of the third discharge port of the second pump device is reduced to the second pump device. An amplifier that controls the discharge pressure of the third discharge port of the second pump device so as to be higher than the maximum load pressure of a plurality of actuators driven by pressure oil discharged from the third discharge port by a second target differential pressure. With a load valve,
The plurality of actuators include first and second actuators having a maximum required flow rate larger than other actuators,
When the required flow rate of the first actuator is smaller than a predetermined flow rate, the first actuator is driven only by the pressure oil discharged from the third discharge port of the single-flow type second pump device, and the first actuator When the required flow rate is larger than the predetermined flow rate, the pressure oil discharged from the third discharge port of the single flow type second pump device and the first and second of the split flow type first pump device The first discharge port of the first pump device, the third discharge port of the second pump device, and the first actuator so as to join the pressure oil discharged from one of the discharge ports to drive the first actuator. When the required flow rate of the second actuator is smaller than a predetermined flow rate, the second actuator is connected to the spring. When the flow rate of the second actuator is greater than the predetermined flow rate when driven by only the pressure oil discharged from the other of the first and second discharge ports of the first flow device of the flow type, the split flow type The first and second discharge ports of the first pump device to drive the second actuator by joining the pressure oil discharged from both the first and second discharge ports of the first pump device; A hydraulic drive device for a construction machine, wherein the second actuator is connected.
前記第１ポンプ制御装置は、前記第１油圧ポンプ装置の前記第１及び第２吐出ポートの吐出圧が導かれ、前記第１油圧ポンプ装置の吸収トルクが第１所定値以下であるときは、前記ロードセンシング制御部による前記第１ポンプ装置の容量制御を可能とし、前記第１油圧ポンプ装置の吸収トルクが前記第１所定値に達すると、前記第１油圧ポンプ装置の吸収トルクが前記第１所定値を超えないように前記第１油圧ポンプ装置の容量を制限制御する第１トルク制御部を更に有し、
前記第２油圧ポンプ装置の前記第３吐出ポートの吐出圧が導かれ、前記第２油圧ポンプ装置の吸収トルクが第２所定値以下であるときは前記第２油圧ポンプ装置を最大容量で動作させ、前記第２油圧ポンプ装置の吸収トルクが前記第２所定値に達すると、前記第２油圧ポンプ装置の吸収トルクが前記第２所定値を超えないように前記第２油圧ポンプ装置の容量を制限制御する第２トルク制御部を有する第２ポンプ制御装置と、
前記第２油圧ポンプ装置の前記第３吐出ポートの吐出圧が導かれ、前記第２油圧ポンプ装置の前記第３吐出ポートの吐出圧が前記第２トルク制御部のトルク制御開始圧力以下で、前記第２油圧ポンプ装置の吸収トルクが前記第２所定値以下であるときは、前記第２油圧ポンプ装置の前記第３吐出ポートの吐出圧をそのまま出力し、前記第２油圧ポンプ装置の前記第３吐出ポートの吐出圧が前記トルク制御開始圧力まで上昇し前記第２油圧ポンプ装置の吸収トルクが前記第２所定値に達すると、前記第２油圧ポンプ装置の前記第３吐出ポートの吐出圧を前記第２所定値に対応する圧力に減圧して出力する減圧弁と、
前記減圧弁の出力圧が導かれ、前記減圧弁の出力圧が高くなるにしたがって前記第１油圧ポンプ装置の容量を減少させ前記第１油圧ポンプ装置の最大トルクが減少するよう前記第１油圧ポンプ装置の容量を制御する減トルク制御アクチュエータとを更に備えることを特徴とする建設機械の油圧駆動装置。 The hydraulic drive device for a construction machine according to claim 1,
The first pump control device is configured such that when the discharge pressures of the first and second discharge ports of the first hydraulic pump device are guided and the absorption torque of the first hydraulic pump device is equal to or less than a first predetermined value, When the load sensing control unit can control the capacity of the first pump device, and when the absorption torque of the first hydraulic pump device reaches the first predetermined value, the absorption torque of the first hydraulic pump device becomes the first torque. A first torque control unit that limits and controls a capacity of the first hydraulic pump device so as not to exceed a predetermined value;
When the discharge pressure of the third discharge port of the second hydraulic pump device is guided and the absorption torque of the second hydraulic pump device is not more than a second predetermined value, the second hydraulic pump device is operated at the maximum capacity. When the absorption torque of the second hydraulic pump device reaches the second predetermined value, the capacity of the second hydraulic pump device is limited so that the absorption torque of the second hydraulic pump device does not exceed the second predetermined value. A second pump control device having a second torque control unit to be controlled;
The discharge pressure of the third discharge port of the second hydraulic pump device is guided, the discharge pressure of the third discharge port of the second hydraulic pump device is less than the torque control start pressure of the second torque control unit, When the absorption torque of the second hydraulic pump device is equal to or less than the second predetermined value, the discharge pressure of the third discharge port of the second hydraulic pump device is output as it is, and the third pressure of the second hydraulic pump device is output. When the discharge pressure of the discharge port rises to the torque control start pressure and the absorption torque of the second hydraulic pump device reaches the second predetermined value, the discharge pressure of the third discharge port of the second hydraulic pump device is A pressure reducing valve for reducing the pressure to a pressure corresponding to the second predetermined value and outputting it;
As the output pressure of the pressure reducing valve is guided and the output pressure of the pressure reducing valve increases, the capacity of the first hydraulic pump device is decreased and the maximum torque of the first hydraulic pump device is decreased. A hydraulic drive device for a construction machine, further comprising a torque reduction control actuator for controlling a capacity of the device.
前記複数の流量制御弁は、前記第２ポンプ装置の前記第３吐出ポートに接続された第３圧油供給路を前記第１アクチュエータに接続する油路に設けられた第１流量制御弁と、前記第１ポンプ装置の前記第１吐出ポートに接続された第１圧油供給路を前記第１アクチュエータに接続する油路に設けられた第２流量制御弁と、前記第１ポンプ装置の前記第２吐出ポートに接続された第２圧油供給路を前記第２アクチュエータに接続する油路に設けられた第３流量制御弁と、前記第１ポンプ装置の前記第１吐出ポートに接続された前記第１圧油供給路を前記第２アクチュエータに接続する油路に設けられた第４流量制御弁とを含み、
前記第１及び第３流量制御弁は、スプールストロークが増加するにしたがって開口面積が増加し、中間ストロークで最大開口面積となり、その後、最大のスプールストロークまで最大開口面積が維持されるように開口面積特性が設定され、
前記第２及び第４流量制御弁は、スプールストロークが中間ストロークになるまでは開口面積はゼロであり、スプールストロークが前記中間ストロークを超えて増加するにしたがって開口面積が増加し、最大のスプールストロークの直前で最大開口面積となるように開口面積特性が設定されることを特徴とする建設機械の油圧駆動装置。 The hydraulic drive device for a construction machine according to claim 1 or 2,
The plurality of flow control valves include a first flow control valve provided in an oil passage that connects a third pressure oil supply passage connected to the third discharge port of the second pump device to the first actuator; A second flow rate control valve provided in an oil passage connecting a first pressure oil supply passage connected to the first discharge port of the first pump device to the first actuator; and the first flow control valve of the first pump device. A second pressure oil supply path connected to the second discharge port, a third flow rate control valve provided in an oil path connecting to the second actuator, and the first pressure port of the first pump device connected to the first discharge port. A fourth flow rate control valve provided in the oil passage connecting the first pressure oil supply passage to the second actuator,
The first and third flow rate control valves have an opening area that increases as the spool stroke increases, reaches a maximum opening area at an intermediate stroke, and then maintains the maximum opening area until the maximum spool stroke. The characteristics are set,
The second and fourth flow rate control valves have zero opening area until the spool stroke reaches the intermediate stroke, and the opening area increases as the spool stroke increases beyond the intermediate stroke, and the maximum spool stroke. A hydraulic drive device for a construction machine, characterized in that the opening area characteristic is set so that the maximum opening area is obtained immediately before.
前記スプリットフロータイプの第１ポンプ装置は前記第１及び第２吐出ポートから同じ流量の圧油を吐出するように構成され、
前記複数のアクチュエータは、同時に駆動されかつそのとき供給流量が同等になることで所定の機能を果たす第３及び第４アクチュエータを含み、
前記第３アクチュエータを、前記スプリットフロータイプの第１ポンプ装置の前記第１及び第２吐出ポートの一方から吐出される圧油で駆動し、前記第４アクチュエータを、前記スプリットフロータイプの第１ポンプ装置の前記第１及び第２吐出ポートの他方から吐出される圧油で駆動するよう、前記第１ポンプ装置の第１及び第２吐出ポートと前記第３及び第４アクチュエータとを接続したことを特徴とする建設機械の油圧駆動装置。 The hydraulic drive device for a construction machine according to claim 1 or 2,
The split flow type first pump device is configured to discharge the same amount of pressure oil from the first and second discharge ports,
The plurality of actuators include third and fourth actuators that are driven at the same time and then perform a predetermined function by having the same supply flow rate.
The third actuator is driven by pressure oil discharged from one of the first and second discharge ports of the split flow type first pump device, and the fourth actuator is driven by the split flow type first pump. Connecting the first and second discharge ports of the first pump device and the third and fourth actuators so as to be driven by pressure oil discharged from the other of the first and second discharge ports of the device. A hydraulic drive device for a construction machine.
前記第１ポンプ制御装置は、前記スプリットフロータイプの第１ポンプ装置の前記第１吐出ポートの吐出圧が導かれる第１トルク制御用のアクチュエータと、前記第２吐出ポートの吐出圧が導かれる第２トルク制御用のアクチュエータとを有し、前記第１及び第２トルク制御用のアクチュエータによって、前記第１吐出ポートの吐出圧と前記第２吐出ポートの吐出圧の平均圧力が高くなるにしたがって第１ポンプ装置の容量を減少させることを特徴とする建設機械の油圧駆動装置。 The hydraulic drive device for a construction machine according to claim 4,
The first pump control device includes a first torque control actuator that guides a discharge pressure of the first discharge port of the split flow type first pump device, and a discharge pressure of the second discharge port. A second torque control actuator, and the first and second torque control actuators increase the average pressure of the discharge pressure of the first discharge port and the discharge pressure of the second discharge port. A hydraulic drive device for a construction machine, wherein the capacity of one pump device is reduced.
前記スプリットフロータイプの第１ポンプ装置の前記第１吐出ポートに接続される第１圧油供給路と前記第２吐出ポートに接続される第２圧油供給路との間に接続され、前記第３及び第４アクチュエータと前記スプリットフロータイプの第１ポンプ装置によって駆動されるその他アクチュエータとが同時に駆動されるときは連通位置に切り換えられ、それ以外のときは遮断位置に切り換えられる切換弁を更に備えることを特徴とする建設機械の油圧駆動装置。 The hydraulic drive device for a construction machine according to claim 4,
Connected between a first pressure oil supply path connected to the first discharge port of the split flow type first pump device and a second pressure oil supply path connected to the second discharge port; A switching valve that is switched to the communication position when the third and fourth actuators and the other actuator driven by the split flow type first pump device are driven simultaneously; A hydraulic drive device for a construction machine.
前記第１及び第２アクチュエータは、それぞれ、油圧ショベルのブーム及びアームを駆動するブームシリンダ及びアームシリンダであることを特徴とする建設機械の油圧駆動装置。 The hydraulic drive device for a construction machine according to any one of claims 1 to 6,
The hydraulic drive device for a construction machine, wherein the first and second actuators are a boom cylinder and an arm cylinder, respectively, for driving a boom and an arm of a hydraulic excavator.
前記第３及び第４アクチュエータは、それぞれ、油圧ショベルの走行体を駆動する左右の走行モータであることを特徴とする建設機械の油圧駆動装置。 The hydraulic drive device for a construction machine according to any one of claims 4 to 7,
The third and fourth actuators are left and right traveling motors for driving a traveling body of a hydraulic excavator, respectively.
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- 2013-12-06 JP JP2013253585A patent/JP6082690B2/en active Active
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