JPH0830481B2 - Hydraulic drive - Google Patents
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- JPH0830481B2 JPH0830481B2 JP63163646A JP16364688A JPH0830481B2 JP H0830481 B2 JPH0830481 B2 JP H0830481B2 JP 63163646 A JP63163646 A JP 63163646A JP 16364688 A JP16364688 A JP 16364688A JP H0830481 B2 JPH0830481 B2 JP H0830481B2
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Description
【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本発明は、油圧ショベル、油圧クレーン等、複数の油
圧アクチュエータを備えた油圧建設機械の油圧駆動装置
に係わり、特に、圧力補償機能を備えた流量制御弁によ
り油圧アクチュエータに供給される圧油の流量を制御す
る油圧駆動装置に関する。The present invention relates to a hydraulic drive device for a hydraulic construction machine having a plurality of hydraulic actuators, such as a hydraulic shovel and a hydraulic crane, and more particularly to a hydraulic drive device having a pressure compensation function. The present invention relates to a hydraulic drive device that controls a flow rate of pressure oil supplied to a hydraulic actuator by a flow control valve.
従来、油圧ショベル、油圧クレーン等、複数の油圧ア
クチュエータを備えた油圧建設機械の油圧駆動装置は、
一般的に、少なくとも1つの油圧ポンプと、この油圧ポ
ンプにそれぞれ主回路を介して接続され、該油圧ポンプ
から吐出される圧油によって駆動される複数の油圧アク
チュエータと、油圧ポンプと各油圧アクチュエータの間
においてそれぞれの主回路に接続された複数の流量制御
弁とを備えている。Conventionally, a hydraulic drive device of a hydraulic construction machine equipped with a plurality of hydraulic actuators such as a hydraulic shovel and a hydraulic crane,
Generally, at least one hydraulic pump, a plurality of hydraulic actuators each connected to the hydraulic pump via a main circuit, and driven by pressure oil discharged from the hydraulic pump; And a plurality of flow control valves connected to the respective main circuits therebetween.
U.S.P.4,617,854には、このような油圧駆動装置にお
いて、各流量制御弁の主回路上流側に補助弁を配置し、
この補助弁の対向する第1の操作部に流量制御弁の入口
圧力と出口圧力を導き、対向する第2の操作部に油圧ポ
ンプの吐出圧力と複数の油圧アクチュエータの最大負荷
圧力を導くと共に、油圧ポンプの吐出圧力を当該最大負
荷圧力よりも所定値だけ高く保持するロードセンシング
型のポンプレギュレータを配置した構成が記載されてい
る。この構成において、補助弁の対向する第1の操作部
に流量制御弁の入口圧力と出口圧力を導くことにより、
周知のごとく流量制御弁の負荷圧力補償を行う。また補
助弁の対向する第2の操作部にポンプレギュレータで制
御された油圧ポンプの吐出圧力と複数の油圧アクチュエ
ータの最大負荷圧力を導くことにより、負荷圧力に差の
ある複数の油圧アクチュエータの複合操作に際して、そ
れぞれの油圧アクチュエータの指令流量(要求流量)の
合計が油圧ポンプの最大吐出流量を越えた場合であって
も、相互の指令流量割合に応じて吐出流量を分流し、高
負荷圧力側の油圧アクチュエータにも確実に圧油を流せ
るようにしている。USP 4,617,854, in such a hydraulic drive device, an auxiliary valve is arranged on the upstream side of the main circuit of each flow control valve,
While guiding the inlet pressure and the outlet pressure of the flow control valve to the opposing first operating portion of this auxiliary valve, and guiding the discharge pressure of the hydraulic pump and the maximum load pressure of the plurality of hydraulic actuators to the opposing second operating portion, There is described a configuration in which a load-sensing type pump regulator that holds the discharge pressure of the hydraulic pump higher than the maximum load pressure by a predetermined value is arranged. In this configuration, by guiding the inlet pressure and the outlet pressure of the flow control valve to the opposing first operation unit of the auxiliary valve,
As is well known, the load pressure of the flow control valve is compensated. In addition, by guiding the discharge pressure of the hydraulic pump controlled by the pump regulator and the maximum load pressure of the plurality of hydraulic actuators to the opposing second operating portion of the auxiliary valve, the combined operation of the plurality of hydraulic actuators having different load pressures is performed. In this case, even if the sum of the command flow rates (required flow rates) of the respective hydraulic actuators exceeds the maximum discharge flow rate of the hydraulic pump, the discharge flow rates are divided according to the mutual command flow rate ratios, and the high load pressure side The pressure oil is also reliably supplied to the hydraulic actuator.
一方、U.S.P.4,535,809には、複数ではなく単一の油
圧アクチュエータを対象とした油圧駆動装置において、
油圧ポンプと油圧アクチュエータの間の主回路に接続さ
れる流量制御弁を、該主回路に接続されたシート弁型の
主弁と、主弁の背圧室と出口ポートとの間のパイロット
回路に接続されたパイロット弁との組み合わせで構成す
ると共に、パイロット回路に更に補助弁を配置し、この
補助弁の対向する操作部にパイロット弁の入口圧力と出
口圧力を導き、圧力補償機能を果たすようにしたものが
記載されている。また当該特許には、単一の油圧アクチ
ュエータの動作に関し、自己負荷圧力の影響を取り入
れ、上記圧力補償機能を修正する変形例も開示されてい
る。On the other hand, USP 4,535,809 discloses a hydraulic drive device for a single hydraulic actuator instead of a plurality.
The flow control valve connected to the main circuit between the hydraulic pump and the hydraulic actuator is connected to the seat valve type main valve connected to the main circuit and the pilot circuit between the back pressure chamber and the outlet port of the main valve. In addition to being configured in combination with the connected pilot valve, an auxiliary valve is further arranged in the pilot circuit, and the inlet pressure and the outlet pressure of the pilot valve are guided to the opposing operation section of the auxiliary valve so as to perform a pressure compensation function. Is described. The patent also discloses a modified example in which the effect of self-load pressure is taken into consideration and the pressure compensation function is modified regarding the operation of a single hydraulic actuator.
しかしながら、U.S.P.4,617,854においては、上記流
量弁及び補助弁は共にスプール弁として構成され、しか
も両弁とも主回路に配置されるため比較的大きなスプー
ル弁として構成されている。従って、省エネのため油圧
回路を高圧化した場合、これらスプール弁からの液漏れ
が多く発生するという問題があった。また補助弁が大流
量の流れる主回路に配置されているため、補助弁部分で
の圧力損失が大きいという問題があった。However, in US Pat. No. 4,617,854, both the flow valve and the auxiliary valve are configured as spool valves, and since both valves are arranged in the main circuit, they are configured as relatively large spool valves. Therefore, when the hydraulic circuit is made to have a high pressure for energy saving, there is a problem that a large amount of liquid leaks from these spool valves. Further, since the auxiliary valve is arranged in the main circuit in which a large flow rate flows, there is a problem that the pressure loss in the auxiliary valve portion is large.
また一般的に、油圧駆動装置においては、各油圧アク
チュエータには自己負荷圧力及び他の油圧アクチュエー
タの負荷圧力の影響を受けることなく流量を供給できる
ことが好ましい。しかしながら、油圧ショベル等の建設
機械の油圧駆動装置においては、油圧アクチュエータが
駆動する作業部材の種類及び作業形態により他の油圧ア
クチュエータの負荷圧力又は自己負荷圧力の影響を受け
た方が好ましい場合がある。In general, in a hydraulic drive device, it is preferable that a flow rate can be supplied to each hydraulic actuator without being affected by a self-load pressure and a load pressure of another hydraulic actuator. However, in a hydraulic drive system for a construction machine such as a hydraulic excavator, it may be preferable to be influenced by the load pressure or the self-load pressure of another hydraulic actuator depending on the type and working mode of the working member driven by the hydraulic actuator. .
例えば、油圧ショベルにおいて、旋回とブーム上げを
同時に行って土砂をトラックに積み込む時、旋回体は慣
性体であるので旋回初期においては旋回モータの負荷圧
力が高圧となり、回路保護のために設けられたリリーフ
弁の圧力以上に上昇する。一方、ブームの負荷圧力はブ
ーム保持圧力となるので旋回の負荷圧力よりは低い圧力
となる。このような作業形態においては、旋回初期時の
旋回圧力が高圧のときには、圧油をリリーフせずにでき
るだけブームに供給できるようにすれば、エネルギーの
無駄を軽減できると共に、最初はブームの上昇速度を旋
回速度に対して速く上昇させ、ブームがある程度上昇し
たら徐々に旋回速度が速くなるというブームと旋回の速
度調整を自動的に行うことができる。For example, in a hydraulic shovel, when turning and boom raising are performed at the same time and earth and sand are loaded on a truck, since the revolving body is an inertial body, the load pressure of the revolving motor becomes high in the initial stage of the revolving, and is provided for circuit protection. It rises above the pressure of the relief valve. On the other hand, the load pressure of the boom is the boom holding pressure, and thus is lower than the turning load pressure. In this type of work, when the swing pressure at the beginning of swing is high, energy can be reduced by supplying pressure oil to the boom as much as possible without relief, and at the same time, the boom rising speed can be increased at first. The speed of the boom and the turning can be automatically adjusted such that the turning speed is raised faster than the turning speed, and the turning speed gradually increases when the boom rises to some extent.
また旋回の単独操作又は他の油圧アクチュエータとの
複合操作においては、旋回初期時、旋回の負荷圧力は上
述したようにリリーフ弁の圧力以上に上昇するので、旋
回の負荷圧力の上昇と共に旋回モータへの圧油供給量を
減らすことができれば、エネルギーの無駄を少なくする
ことができる。In addition, in a swing operation alone or in a combined operation with another hydraulic actuator, at the initial stage of the swing, the swing load pressure rises above the pressure of the relief valve as described above. If the supply of pressurized oil can be reduced, energy waste can be reduced.
また、ブームとアームの複合操作で行う法面形成作業
など、負荷圧力のいかんに係わらず流量をブーム用操作
レバーとアーム用操作レバーの操作量割合に応じて正確
に分流させたい作業形態もある。There is also a work mode such as slope formation work performed by combined operation of the boom and arm where it is desired to divide the flow rate accurately according to the operation amount ratio of the boom operation lever and the arm operation lever regardless of the load pressure. .
従って、油圧ショベル等の建設機械においては、流量
制御弁の特性は圧力補償機能かつ/又は分流機能を果た
すように一義的に定まるのではなく、油圧アクチュエー
タが駆動する作業部材の種類及び作業形態に応じた機能
を発揮できることが望ましい。Therefore, in a construction machine such as a hydraulic excavator, the characteristics of the flow control valve are not uniquely determined so as to perform a pressure compensation function and / or a diversion function, but are determined by the type and working mode of the working member driven by the hydraulic actuator. It is desirable to be able to exert the corresponding function.
しかしながら、U.S.P.4,617,854においては、上述し
たように補助弁の設置により圧力補償機能と分流機能は
果たすものの、他の油圧アクチュエータの負荷圧力又は
自己負荷圧力の影響を取り入れた制御は行っておらず、
作業部材の種類及び作業形態に応じた機能を発揮できる
よう流量制御弁の特性を設定できるものではなかった。However, in USP 4,617,854, although the pressure compensation function and the flow dividing function are achieved by installing the auxiliary valve as described above, the control incorporating the influence of the load pressure or the self-load pressure of other hydraulic actuators is not performed,
It has not been possible to set the characteristics of the flow control valve so that the function according to the type of work member and work form can be exerted.
一方、U.S.P.4,535,809においては、単一の油圧アク
チュエータを対象とした油圧駆動装置であるので、単一
の油圧アクチュエータの自己負荷圧力の影響を取り入れ
た圧力補償機能を果たすだけであり、複数の油圧アクチ
ュエータの複合操作に応じた機能を発揮できるよう流量
制御弁の特性を設定できるものではなかった。On the other hand, in USP4,535,809, because it is a hydraulic drive device for a single hydraulic actuator, it only performs a pressure compensation function that incorporates the effect of self-load pressure of a single hydraulic actuator, and It was not possible to set the characteristics of the flow control valve so that it could exhibit the function according to the combined operation of the actuators.
本発明の目的は、液漏れ及び絞り損失が少なく、かつ
油圧建設機械の作業部材の種類及び作業形態に応じた機
能を発揮できるよう流量制御弁の特性を設定できる油圧
駆動装置を提供することである。An object of the present invention is to provide a hydraulic drive device that has a small amount of liquid leakage and throttle loss, and that can set the characteristics of a flow control valve so as to exhibit a function according to the type and working form of a working member of a hydraulic construction machine. is there.
本発明は、上記目的を達成するために、少なくとも1
つの油圧ポンプと;この油圧ポンプにそれぞれ主回路を
介して接続され、該油圧ポンプから吐出される圧油によ
って駆動される少なくとも第1及び第2の油圧アクチュ
エータと;前記油圧ポンプと前記第1及び第2の油圧ア
クチュエータの間においてそれぞれの主回路に接続され
た第1及び第2の流量制御弁手段と;前記油圧ポンプの
吐出圧力を制御するポンプ制御手段とを有し;前記第1
及び第2の流量制御弁手段は、各々、操作手段の操作量
に応じて開度を変化させる第1の弁手段と、第1の弁手
段に直列に接続され、該弁手段の入口圧力と出口圧力の
差圧を制御する第2の弁手段と、前記第1の弁手段の入
口圧力及び出口圧力、前記油圧ポンプの吐出圧力及び前
記第1及び第2の油圧アクチュエータの最大負荷圧力に
基づいて前記第2の弁手段を制御する制御手段とを有す
る油圧駆動装置において、前記第1及び第2の流量制御
弁手段は、各々、前記主回路に接続された入口ポート及
び出口ポートの連通を制御する弁体、この弁体の変位に
対応して開度を変化させる可変絞り、及び前記入口ポー
トに前記可変絞りを介して連通し、前記弁体を閉弁方向
に付勢する制御圧力を発生する背圧室を有するシート型
の主弁と、前記主弁の背圧室と出口ポートとの間に接続
されたパイロット回路とを有し、前記第1の弁手段は、
前記パイロット回路に接続されパイロット回路を流れる
パイロット流を制御するパイロット弁であり、前記第2
の弁手段は、前記パイロット回路に接続され、前記パイ
ロット弁の入口圧力と出口圧力の差圧を制御する補助弁
であり、前記制御手段は、前記第1及び第2の流量制御
弁手段のそれぞれにおいて、前記パイロット弁の入口圧
力と出口圧力の差圧をΔPz、前記油圧ポンプの吐出圧力
をPs、前記第1及び第2の油圧アクチュエータの最大負
荷圧力をPlmax、前記第1及び第2の油圧アクチュエー
タの自己負荷圧力をPlとしたとき、 ΔPz=α(Ps−Plmax)+β(Plmax−Pl)+γPl ここで、α,β,γは第1、第2及び第3の定数 の関係を満足するように前記補助弁を制御し、かつ前記
第1及び第2の流量制御弁手段でそれぞれ前記第1の定
数αを正の値に設定すると共に、前記第1の流量制御弁
手段と第2の流量制御弁手段とで前記第2及び第3の定
数β,γの少なくとも1つを異なる値に設定したもので
ある。In order to achieve the above object, the present invention provides at least one
Two hydraulic pumps; at least first and second hydraulic actuators connected to the hydraulic pumps via main circuits and driven by pressure oil discharged from the hydraulic pumps; the hydraulic pumps, the first and second hydraulic pumps, respectively. First and second flow rate control valve means connected to respective main circuits between the second hydraulic actuators; and pump control means for controlling the discharge pressure of the hydraulic pump; the first
The second flow control valve means and the first valve means for changing the opening degree according to the operation amount of the operation means, and the first valve means are connected in series, and the inlet pressure of the valve means A second valve means for controlling the differential pressure of the outlet pressure, an inlet pressure and an outlet pressure of the first valve means, a discharge pressure of the hydraulic pump, and a maximum load pressure of the first and second hydraulic actuators. And a control unit for controlling the second valve unit, the first and second flow rate control valve units respectively connect the inlet port and the outlet port connected to the main circuit. A valve body to be controlled, a variable throttle for changing the opening degree according to the displacement of the valve body, and a control pressure communicating with the inlet port via the variable throttle to urge the valve body in the valve closing direction. A sheet type main valve having a back pressure chamber for generating Has connected the pilot circuit between the back pressure chamber and the outlet port of the first valve means,
A pilot valve connected to the pilot circuit for controlling a pilot flow flowing through the pilot circuit;
Valve means is an auxiliary valve that is connected to the pilot circuit and controls the differential pressure between the inlet pressure and the outlet pressure of the pilot valve, and the control means is each of the first and second flow rate control valve means. , The differential pressure between the inlet pressure and the outlet pressure of the pilot valve is ΔPz, the discharge pressure of the hydraulic pump is Ps, the maximum load pressure of the first and second hydraulic actuators is Plmax, and the first and second hydraulic pressures are When the self-load pressure of the actuator is Pl, ΔPz = α (Ps-Plmax) + β (Plmax-Pl) + γPl where α, β, γ satisfy the relation of the first, second and third constants. The auxiliary valve is controlled as described above, and the first constant α is set to a positive value by the first and second flow rate control valve means, respectively, and the first flow rate control valve means and the second flow rate control valve means are set. With the flow control valve means, the second and third constants β and γ can be reduced. Kutomo one of those set to different values.
好ましくは、前記背圧室の制御圧力を受ける前記主弁
弁体の受圧面積に対する前記入口ポートを介して前記油
圧ポンプの吐出圧力を受ける主弁弁体の受圧面積の比を
Kとしたとき、前記第1及び第2の流量制御弁手段の制
御手段のそれぞれにおいて、前記第1の定数αはα≦K
の関係に設定される。Preferably, when the ratio of the pressure receiving area of the main valve valve body receiving the discharge pressure of the hydraulic pump via the inlet port to the pressure receiving area of the main valve valve body receiving the control pressure of the back pressure chamber is K, In each of the control means of the first and second flow rate control valve means, the first constant α is α ≦ K
Is set to the relationship.
また、前記第1及び第2の流量制御弁手段の制御手段
の一方において、前記第2及び第3の定数β,γは零に
設定してもよい。Further, in one of the control means of the first and second flow rate control valve means, the second and third constants β and γ may be set to zero.
また、一例として、前記制御手段は、前記第1及び第
2の流量制御弁手段のそれぞれにおいて、前記補助弁に
設けられた複数の油圧操作室と、該複数の油圧操作室に
前記油圧ポンプの吐出圧力、前記最大負荷圧力、前記パ
イロット弁の入口圧力及び出口圧力を直接又は間接的に
導入する管路手段とを有し、前記複数の油圧操作室の受
圧面積が上記のΔPz=α(Ps−Plmax)+β(Plmax−P
l)+γPlの関係を満足するように設定され、かつ前記
第1及び第2の流量制御弁手段でそれぞれ前記第1の定
数が正の値になると共に、前記第1の流量制御弁手段と
第2の流量制御弁手段とで前記第2及び第3の定数β,
γの少なくとも1つが異なる値になるように前記複数の
油圧操作室の受圧面積の設定関係を異ならせる。Further, as an example, the control means includes a plurality of hydraulic operation chambers provided in the auxiliary valve in each of the first and second flow rate control valve means, and the hydraulic pumps in the plurality of hydraulic operation chambers. And a pipe line means for directly or indirectly introducing the discharge pressure, the maximum load pressure, the inlet pressure and the outlet pressure of the pilot valve, and the pressure receiving area of the plurality of hydraulic operation chambers is ΔPz = α (Ps -Plmax) + β (Plmax-P
l) + γPl, and the first constant and the second flow control valve means respectively have a positive value, and the first flow control valve means and the first flow control valve means have a positive value. And the second and third constants β,
The setting relationship of the pressure receiving areas of the plurality of hydraulic operation chambers is made different so that at least one of γ has a different value.
この場合、例えば、前記補助弁は、前記第1及び第2
の流量制御弁手段のそれぞれにおいて、前記主弁の背圧
室と前記パイロット弁との間に配置され、前記複数の油
圧操作室は、前記第1及び第2の流量制御弁のそれぞれ
の制御手段において、前記補助弁を開弁方向に付勢する
第1の油圧操作室と、該補助弁を閉弁方向に付勢する第
2、第3及び第4の油圧操作室とを有し、前記管路手段
は、前記主弁背圧室の制御圧力を前記第1の油圧操作室
に導く第1の管路と、前記パイロット弁の入口圧力を前
記第2の油圧操作室に導く第2の管路と、前記最大負荷
圧力を前記第3の油圧操作室に導く第3の管路と、前記
油圧ポンプの吐出圧力を前記第4の油圧操作室に導く第
4の管路とを有する構成とする。In this case, for example, the auxiliary valve includes the first and second auxiliary valves.
In each of the flow control valve means, the plurality of hydraulic operation chambers are arranged between the back pressure chamber of the main valve and the pilot valve, and the plurality of hydraulic operation chambers are control means of the first and second flow control valves, respectively. In a first hydraulic operating chamber for urging the auxiliary valve in the valve opening direction, and second, third and fourth hydraulic operating chambers for urging the auxiliary valve in the valve closing direction, The pipe line means includes a first pipe line for guiding the control pressure of the main valve back pressure chamber to the first hydraulic operation chamber and a second pipe line for guiding the inlet pressure of the pilot valve to the second hydraulic operation chamber. A structure having a pipeline, a third pipeline that guides the maximum load pressure to the third hydraulic operation chamber, and a fourth pipeline that guides the discharge pressure of the hydraulic pump to the fourth hydraulic operation chamber. And
また、この場合、前記第1及び第2の流量制御弁手段
のそれぞれにおいて、前記主弁と前記補助弁とを一体化
して構成してもよい。Further, in this case, the main valve and the auxiliary valve may be integrally formed in each of the first and second flow rate control valve means.
また、他の例として、前記制御手段は、前記第1及び
第2の流量制御弁手段のそれぞれにおいて、前記補助弁
に設けられた電磁操作部と、前記油圧ポンプの吐出圧
力、前記最大負荷圧力、前記パイロット弁の入口圧力及
び出口圧力を直接又は間接的に検出する圧力検出手段
と、前記圧力検出手段の検出信号に基づき上記のΔPz=
α(Ps−Plmax)+β(Plmax−Pl)+γPlの関係を満足
させる前記パイロット弁の入口圧力と出口圧力との目標
差圧を演算し、この目標差圧を前記補助弁の電磁操作部
の指令値とする演算手段とを有し、かつ前記第1及び第
2の流量制御弁手段でそれぞれ前記第1の定数が正の値
になると共に、前記第1の流量制御弁手段と前記第2の
流量制御弁手段とで前記第2及び第3の定数β,γの少
なくとも1つが異なる値になるように前記第1、第2及
び第3の定数α,β,γを前記演算手段の中に設定す
る。Further, as another example, the control means includes, in each of the first and second flow rate control valve means, an electromagnetic operation portion provided in the auxiliary valve, a discharge pressure of the hydraulic pump, and a maximum load pressure. , Pressure detection means for directly or indirectly detecting the inlet pressure and the outlet pressure of the pilot valve, and the above ΔPz = based on the detection signal of the pressure detection means.
The target differential pressure between the inlet pressure and the outlet pressure of the pilot valve that satisfies the relationship of α (Ps-Plmax) + β (Plmax-Pl) + γPl is calculated, and this target differential pressure is commanded by the electromagnetic operating unit of the auxiliary valve. A first value and a second value in the first and second flow rate control valve means, and the first flow rate control valve means and the second flow rate control valve means. The first, second and third constants α, β, γ are stored in the arithmetic means so that at least one of the second and third constants β, γ is different from the flow control valve means. Set.
また、好ましくは、前記ポンプ制御手段は、前記油圧
ポンプの吐出圧力を前記第1及び第2の油圧アクチュエ
ータの最大負荷圧力よりも所定値だけ高く保持するロー
ドセンシング型のポンプレギュレータである。Also, preferably, the pump control means is a load-sensing type pump regulator that holds the discharge pressure of the hydraulic pump higher than the maximum load pressure of the first and second hydraulic actuators by a predetermined value.
また本発明は、上記目的を達成するため、少なくとも
1つの油圧ポンプと;この油圧ポンプにそれぞれ主回路
を介して接続され、該油圧ポンプから吐出される圧油に
よって駆動される複数の油圧アクチュエータと;前記複
数の油圧アクチュエータによってそれぞれ駆動される、
旋回体、ブーム、アーム及びバケットを含む複数の作業
部材と;前記油圧ポンプと前記複数の油圧アクチュエー
タの間においてそれぞれの主回路に接続された複数の流
量制御弁手段と;前記油圧ポンプの吐出圧力を制御する
ポンプ制御手段とを有し;前記複数の流量制御弁手段
は、各々、操作手段の操作量に応じて開度を変化させる
第1の弁手段と、第1の弁手段に直列に接続され、該弁
手段の入口圧力と出口圧力の差圧を制御する第2の弁手
段と、前記第1の弁手段の入口圧力及び出口圧力、前記
油圧ポンプの吐出圧力及び前記複数の油圧アクチュエー
タの最大負荷圧力に基づいて前記第2の弁手段を制御す
る制御手段を有する油圧ショベルにおいて、前記複数の
流量制御弁手段は、各々、前記主回路に接続された入口
ポート及び出口ポートの連通を制御する弁体、この弁体
の変位に対応して開度を変化させる可変絞り、及び前記
入口ポートに前記可変絞りを介して連通し、前記弁体を
閉弁方向に付勢する制御圧力を発生する背圧室を有する
シート型の主弁と、前記主弁の背圧室と出口ポートとの
間に接続されたパイロット回路とを有し、前記第1の弁
手段は、前記パイロット回路に接続されパイロット回路
を流れるパイロット流を制御するパイロット弁であり、
前記第2の弁手段は、前記パイロット回路に接続され、
前記パイロット弁の入口圧力と出口圧力の差圧を制御す
る補助弁であり、前記制御手段は、前記旋回体、ブー
ム、アーム及びバケットの少なくとも2つの作業部材に
関する流量制御弁手段のそれぞれにおいて、前記パイロ
ット弁の入口圧力と出口圧力の差圧をΔPz、前記油圧ポ
ンプの吐出圧力をPs、前記複数の油圧アクチュエータの
最大負荷圧力をPlmax、前記複数の油圧アクチュエータ
の自己負荷圧力をPlとしたとき、 ΔPz=α(Ps−Plmax)+β(Plmax−Pl)+γPl ここで、α,β,γは第1、第2及び第3の定数 の関係を満足するように前記補助弁を制御し、かつ前記
複数の流量制御弁手段でそれぞれ前記第1の定数αを正
の値に設定すると共に、前記複数の流量制御弁手段の2
つの流量制御弁手段間で前記第2及び第3の定数β,γ
の少なくとも1つを異なる値に設定したものである。Further, in order to achieve the above object, the present invention provides at least one hydraulic pump; a plurality of hydraulic actuators connected to the hydraulic pump via a main circuit and driven by pressure oil discharged from the hydraulic pump. Driven by the plurality of hydraulic actuators,
A plurality of working members including a swing structure, a boom, an arm and a bucket; a plurality of flow control valve means connected to respective main circuits between the hydraulic pump and the plurality of hydraulic actuators; and a discharge pressure of the hydraulic pump. A plurality of flow control valve means, each of the plurality of flow control valve means is provided with a first valve means for changing an opening degree according to an operation amount of the operation means, and a first valve means in series. Second valve means connected to control the differential pressure between the inlet pressure and the outlet pressure of the valve means, the inlet pressure and the outlet pressure of the first valve means, the discharge pressure of the hydraulic pump, and the plurality of hydraulic actuators In the hydraulic excavator having a control means for controlling the second valve means based on the maximum load pressure of each of the plurality of flow control valve means, each of the plurality of flow control valve means includes an inlet port and an outlet port connected to the main circuit. For controlling the communication of the valve body, a variable throttle for changing the opening degree according to the displacement of the valve body, and a valve for communicating with the inlet port through the variable throttle to urge the valve body in the valve closing direction. A seat type main valve having a back pressure chamber for generating a control pressure; and a pilot circuit connected between the back pressure chamber of the main valve and an outlet port, wherein the first valve means comprises: A pilot valve that is connected to the pilot circuit and controls the pilot flow that flows through the pilot circuit.
The second valve means is connected to the pilot circuit,
It is an auxiliary valve for controlling the differential pressure between the inlet pressure and the outlet pressure of the pilot valve, and the control means includes the flow control valve means for at least two working members of the swing body, the boom, the arm, and the bucket. When the differential pressure between the inlet pressure and the outlet pressure of the pilot valve is ΔPz, the discharge pressure of the hydraulic pump is Ps, the maximum load pressure of the plurality of hydraulic actuators is Plmax, and the self-load pressure of the plurality of hydraulic actuators is Pl, ΔPz = α (Ps−Plmax) + β (Plmax−Pl) + γPl where α, β, γ control the auxiliary valve so as to satisfy the relationship of the first, second and third constants, and The first constant α is set to a positive value by each of the plurality of flow rate control valve means, and two of the plurality of flow rate control valve means are used.
The second and third constants β and γ between the two flow control valve means.
Is set to a different value.
この場合も、好ましくは、前記背圧室の制御圧力を受
ける前記主弁弁体の受圧面積に対する前記入口ポートを
介して前記油圧ポンプの吐出圧力を受ける主弁弁体の受
圧面積の比をKとしたとき、前記複数の流量制御弁手段
の制御手段のそれぞれにおいて、前記第1の定数αをα
≦Kの関係に設定される。Also in this case, preferably, the ratio of the pressure receiving area of the main valve valve body receiving the discharge pressure of the hydraulic pump via the inlet port to the pressure receiving area of the main valve valve body receiving the control pressure of the back pressure chamber is K. Then, in each of the control means of the plurality of flow rate control valve means, the first constant α is set to α
≦ K is set.
また、好ましくは、前記ブーム用及びアーム用油圧ア
クチュエータのボトム側に関する流量制御弁手段の制御
手段において、前記第2の定数βをそれぞれ正の値に設
定され、かつブーム用油圧アクチュエータのボトム側に
関する第2の定数βはアーム用油圧アクチュエータのボ
トム側に関する第2の定数βより大きく設定される。Further, preferably, in the control means of the flow rate control valve means for the bottom side of the boom and arm hydraulic actuators, the second constant β is set to a positive value, respectively, and for the bottom side of the boom hydraulic actuator. The second constant β is set to be larger than the second constant β related to the bottom side of the arm hydraulic actuator.
また、好ましくは、前記バケット用油圧アクチュエー
タのボトム側に関する流量制御弁手段の制御手段におい
て、前記第2の定数βを負の値に設定される。Further, preferably, the second constant β is set to a negative value in the control means of the flow control valve means on the bottom side of the bucket hydraulic actuator.
更に、好ましくは、前記旋回体用油圧アクチュエータ
に関する流量制御弁手段の制御手段において、前記第3
の定数γを負の値に設定される。Further preferably, in the control means of the flow rate control valve means relating to the hydraulic actuator for revolving structure,
The constant γ of is set to a negative value.
また、好ましくは、前記バケット用油圧アクチュエー
タのボトム側に関する流量制御弁手段の制御手段におい
て、前記第3の定数γを正の値に設定される。Preferably, the third constant γ is set to a positive value in the control means of the flow control valve means on the bottom side of the bucket hydraulic actuator.
更に、好ましくは、前記ブーム又はアーム用油圧アク
チュエータのロッド側に関する流量制御弁手段の制御手
段において、前記第2及び第3の定数β,γは零に設定
される。Further, preferably, in the control means of the flow rate control valve means on the rod side of the boom or arm hydraulic actuator, the second and third constants β and γ are set to zero.
本発明者らは、上記のような第1及び第2の流量制御
弁手段を有する油圧駆動装置において、パイロット回路
に配置された補助弁とパイロット弁の前後差圧との関係
を種々検討した結果、補助弁によって制御されるパイロ
ット弁前後差圧ΔPzは、一般的に、以下に再掲する上記
の式で表わされることを見出だした。The present inventors have variously studied the relationship between the auxiliary valve arranged in the pilot circuit and the differential pressure across the pilot valve in the hydraulic drive system having the first and second flow rate control valve means as described above. It has been found that the differential pressure ΔPz across the pilot valve controlled by the auxiliary valve is generally represented by the above-mentioned formula re-illustrated below.
ΔPz=α(Ps−Plmax)+β(Plmax−Pl)+γPl 本願発明者らは上記式の意味を次のように分析した。
この式において、右辺第1項のPs−Plmaxは全ての流量
制御弁手段について共通なので複合操作における分流機
能に係わり、第2項のPlmax−Plは他アクチュエータの
最大負荷圧力に依存して変化するので複合操作における
調和機能に係わり、第3項のγPlは自己負荷圧力に応じ
て変化するので自己圧力補償機能に係わる。これら3機
能は、定数α,β,γの値によりそれぞれの取捨選択及
び程度が決められる。ここで第1項の分流機能は複合操
作の基本的機能である。従って定数αは全ての流量制御
弁手段において所定の正の値に設定される。一方、第2
項の調和機能と第3項の自己圧力補償機能は関連する作
業部材の種類及び作業形態に応じて付加される機能であ
る。従って、定数β,γはそれぞれ零を含む所定の値に
設定され、定数α,βの少なくとも1つは第1の流量制
御弁手段と第2の流量制御弁手段とで異なる値に設定さ
れる。このようにαを全ての流量制御弁手段でそれぞれ
正の値に設定すると共に、β,γの少なくとも1つを第
1の終了制御弁手段と第2の流量制御弁手段とで異なる
値に設定することにより、油圧建設機械の作業部材の種
類及び作業形態に応じて分流機能、又は分流機能をベー
スとした調和機能かつ/又は自己圧力補償機能を発揮す
るよう、流量制御弁の特性を設定することができる。[Delta] Pz = [alpha] (Ps-Plmax) + [beta] (Plmax-Pl) + [gamma] Pl The inventors analyzed the meaning of the above equation as follows.
In this equation, the first term on the right side, Ps-Plmax, is common to all the flow control valve means, so it is related to the flow dividing function in the combined operation, and the second term, Plmax-Pl, changes depending on the maximum load pressure of other actuators. Therefore, it relates to the harmony function in the composite operation, and γPl in the third term changes according to the self-load pressure, and therefore relates to the self-pressure compensation function. The selection and degree of each of these three functions are determined by the values of constants α, β, and γ. Here, the diversion function of the first term is the basic function of the composite operation. Therefore, the constant α is set to a predetermined positive value in all the flow control valve means. Meanwhile, the second
The harmony function of the item and the self-pressure compensation function of the item 3 are functions added according to the type and work form of the related work member. Therefore, the constants β and γ are set to predetermined values including zero, and at least one of the constants α and β is set to different values between the first flow rate control valve means and the second flow rate control valve means. . In this way, α is set to a positive value in each of the flow rate control valve means, and at least one of β and γ is set to a different value in the first end control valve means and the second flow rate control valve means. By doing so, the characteristics of the flow control valve are set so as to exert a flow dividing function, or a harmonization function based on the flow dividing function and / or a self-pressure compensation function according to the type and work mode of the working member of the hydraulic construction machine. be able to.
また上記本発明の構成において、補助弁は主回路では
なくパイロット回路に設置されており、主回路に配置さ
れている主弁はシート弁として構成されている。従っ
て、液漏れが少なく高圧化に的した油圧回路を提供でき
る。また補助弁はパイロット回路に配置されているの
で、主回路に大流量を流しても補助弁部での絞り損失は
ほとんど生じない。Further, in the above-described configuration of the present invention, the auxiliary valve is installed in the pilot circuit instead of the main circuit, and the main valve arranged in the main circuit is configured as a seat valve. Therefore, it is possible to provide a hydraulic circuit with little liquid leakage and high pressure. Further, since the auxiliary valve is arranged in the pilot circuit, even if a large flow rate is supplied to the main circuit, there is almost no throttling loss in the auxiliary valve portion.
前記背圧室の制御圧力を受ける受圧面積に対する前記
油圧ポンプの吐出圧力を受ける受圧面積の比Kに対し
て、前記第1の定数αがα≦Kの関係にある場合は、上
記式右辺第1項のα(Ps−Plmax)によって得られる差
圧が高負荷圧力側のパイロット弁で取り得る最大前後差
圧の範囲内となり、第1及び第2の流量制御弁の両方に
おいて上記式第1項の差圧が実質的に同じになり、上記
分流機能において操作手段の操作量(パイロット弁開
度)に比例して流量を正確に分流することができる。When the first constant α has a relationship of α ≦ K with respect to the ratio K of the pressure receiving area for receiving the discharge pressure of the hydraulic pump to the pressure receiving area for receiving the control pressure of the back pressure chamber, if The differential pressure obtained by α (Ps-Plmax) in the first term is within the range of the maximum front-rear differential pressure that can be taken by the pilot valve on the high load pressure side, and the above equation 1 is applied to both the first and second flow rate control valves. The differential pressures of the terms become substantially the same, and in the flow dividing function, the flow rate can be accurately divided in proportion to the operation amount (pilot valve opening) of the operation means.
また前記第1の定数αは、前記操作手段の操作量(パ
イロット弁の開度)とパイロット流量との比例ゲイン、
従って当該操作量と前記主弁を通る主流量の比例ゲイン
の意味を持ち、従って、第1の定数αはその比例ゲイン
に対応して任意の正の値に設定される。ここで、α=K
と設定した場合には、流量を操作量に応じて比例配分す
る分流機能を得ながら最大の比例ゲインを付与できる。Further, the first constant α is a proportional gain between the operation amount of the operation means (opening of the pilot valve) and the pilot flow rate,
Therefore, it has the meaning of a proportional gain between the manipulated variable and the main flow rate passing through the main valve. Therefore, the first constant α is set to an arbitrary positive value corresponding to the proportional gain. Where α = K
When set to, the maximum proportional gain can be given while obtaining the flow dividing function of proportionally distributing the flow rate according to the operation amount.
前記第2の定数βは、上述した説明から明らかなよう
に、関連する油圧アクチュエータと他の油圧アクチュエ
ータとの複合操作の調和を考慮し、任意の値に設定され
る。ここで、特に他の油圧アクチュエータの負荷圧力の
影響を受ない方が好ましい場合は、βは零に設定され
る。As is clear from the above description, the second constant β is set to an arbitrary value in consideration of the harmony of the combined operation of the related hydraulic actuator and another hydraulic actuator. Here, β is set to zero when it is preferable not to be influenced by the load pressure of other hydraulic actuators.
前記第3の定数γは、上述した説明から明らかなよう
に、関連する油圧アクチュエータの動作特性にも考慮
し、任意の値に設定される。これも、特に自己負荷圧力
の影響を受ない方が好ましい場合には、零に設定され
る。As is apparent from the above description, the third constant γ is set to an arbitrary value in consideration of the operating characteristics of the associated hydraulic actuator. This is also set to zero, especially if it is preferable not to be affected by the self-load pressure.
前記制御手段を液圧的に構成し、前記主弁と前記補助
弁とを一体化した場合には、コンパクトで合理的な配置
の弁構造が得られる。When the control means is hydraulically constructed and the main valve and the auxiliary valve are integrated, a compact and rational arrangement valve structure can be obtained.
また前記制御手段を電気的に構成した場合には、前記
第1、第2及び第3の定数α,β,γの設定、変更が容
易に行える。When the control means is electrically configured, the first, second and third constants α, β and γ can be easily set and changed.
前記ポンプ制御手段をロードセンシング型のポンプレ
ギュレータとした場合には、上述した式の右辺第1項に
係わる油圧ポンプの吐出圧力と複数の油圧アクチュエー
タの最大負荷圧力との差圧Ps−Plmaxは一定となる。従
って、パイロット弁の入口圧力と出口圧力の差圧を一定
に制御でき、主弁の入口ポートと出口ポートの差圧の変
化に係わらず流量を一定に保持する圧力補償機能が果た
される。When the pump control means is a load-sensing type pump regulator, the differential pressure Ps-Plmax between the discharge pressure of the hydraulic pump according to the first term on the right side of the above equation and the maximum load pressure of the plurality of hydraulic actuators is constant. Becomes Accordingly, the pressure difference between the inlet pressure and the outlet pressure of the pilot valve can be controlled to be constant, and a pressure compensation function for maintaining the flow rate constant regardless of the change in the pressure difference between the inlet port and the outlet port of the main valve is performed.
上記油圧駆動装置を油圧ショベルに適用した本発明に
おいては、旋回体、ブーム、アーム及びバケットの少な
くとも2つの作業部材に係わる流量制御弁の特性を作業
部材の種類及び作業形態に応じて設定することができ、
前述した分流機能、又は分流機能をベースとして調和機
能かつ/又は自己圧力補償機能を発揮することができ
る。In the present invention in which the above hydraulic drive device is applied to a hydraulic excavator, the characteristics of the flow control valve relating to at least two working members of the revolving structure, the boom, the arm, and the bucket are set according to the type and working form of the working member. Can
The above-mentioned diversion function, or a harmony function and / or a self-pressure compensation function based on the diversion function can be exerted.
前記ブーム用油圧アクチュエータのボトム側に関する
流量制御弁手段について前記第2の定数βを比較的大き
な正の値に設定した場合には、旋回とブームの複合操作
での旋回初期加速時、低負荷側であるブーム用油圧アク
チュエータのボトム側の流量制御弁には最大負荷圧力
(旋回圧力)と自己負荷圧力(ブーム圧力)との差圧の
増加に応じた流量が流れ、ブームの上昇速度を速くする
ことができる。これにより、旋回とブーム上げの操作レ
バーをフルストロークまで同時に操作しても、最初はブ
ームの上昇速度が旋回速度に対して速く上昇し、ブーム
がある程度上昇したら徐々に旋回速度が速くなり、旋回
が最大速度に達すると旋回速度がほぼ一定となるという
複合操作が自動的に行われる。When the second constant β is set to a relatively large positive value for the flow rate control valve means on the bottom side of the boom hydraulic actuator, a low load side is set at the time of initial swing acceleration in the combined swing and boom operation. The flow rate control valve on the bottom side of the boom hydraulic actuator is a flow rate according to the increase in the differential pressure between the maximum load pressure (swing pressure) and the self load pressure (boom pressure), increasing the boom rising speed. be able to. As a result, even if the operating levers for turning and raising the boom are operated at the same time up to the full stroke, the speed at which the boom rises initially increases faster than the turning speed, and when the boom rises to a certain extent, the turning speed gradually increases, When the vehicle reaches the maximum speed, the compound operation that the turning speed becomes substantially constant is automatically performed.
また前記アーム用油圧アクチュエータのボトム側に関
する流量制御弁手段につき、前記第2の定数βを比較的
小さな正の値に設定した場合には、アームを使用した複
合操作で掘削を行なうとき、アームは確実に駆動される
と共に、アーム用油圧アクチュエータが低圧側にあると
き、最大負荷圧力(他油圧アクチュエータ圧力)と自己
負荷圧力(アーム圧力)との差圧の増加に応じて当該流
量制御弁の開度は開き、流量の絞り程度を小さくする。
その結果、燃費及びヒートバランスの悪化が防止され
る。When the second constant β is set to a relatively small positive value with respect to the flow control valve means on the bottom side of the hydraulic actuator for the arm, when excavating by a combined operation using the arm, When the arm hydraulic actuator is on the low pressure side while being driven reliably, the flow control valve is opened according to the increase in the differential pressure between the maximum load pressure (other hydraulic actuator pressure) and the self-load pressure (arm pressure). The degree is widened, and the degree of restriction of the flow rate is reduced.
As a result, deterioration of fuel efficiency and heat balance is prevented.
前記バケット用油圧アクチュエータのボトム側に関す
る流量制御弁につき、前記第2の定数βを比較的小さな
負の値に設定した場合には、バケットを使用した複合操
作による溝堀作業時、バケットが掘削負荷から解放さ
れ、地表に出た瞬間、最大負荷圧力(他油圧アクチュエ
ータ圧力)と自己負荷圧力(バケット圧力)との差圧の
増加により当該流量制御弁の通過流量を減少させ、ショ
ックを軽減することができる。When the second constant β is set to a relatively small negative value for the flow control valve on the bottom side of the bucket hydraulic actuator, when the bucket is used for excavation work by a combined operation, the bucket has an excavating load. Is released from the ground, and at the moment when it comes to the surface of the earth, the flow rate of the flow control valve is reduced by increasing the differential pressure between the maximum load pressure (other hydraulic actuator pressure) and the self-load pressure (bucket pressure) to reduce the shock. You can
また前記旋回体用油圧アクチュエータに関する流量制
御弁につき、前記第3の定数γを比較的小さな負の値に
設定した場合には、旋回加速時、旋回圧力(自己負荷圧
力)の増加に応じて旋回に係わる流量制御弁の通過流量
を減少させ、リリーフ弁より流出する流量を少なくし、
エネルギー消費の無駄を少なくできる。Further, when the third constant γ is set to a relatively small negative value for the flow control valve related to the hydraulic actuator for the swinging body, the swing is increased according to the increase of the swing pressure (self-load pressure) during the swing acceleration. The flow rate through the flow control valve, and the flow rate out of the relief valve,
Energy consumption can be reduced.
前記バケット用油圧アクチュエータのボトム側に関す
る流量制御弁につき、前記第3の定数γを比較的小さな
正の値に設定した場合には、バケットを使用した掘削作
業時、バケット圧力(自己負荷圧力)の増加に応じて当
該流量制御弁の通過流量を増加させ、力強い掘削動作フ
ィーリングを得ることができる。When the third constant γ is set to a relatively small positive value for the flow rate control valve on the bottom side of the bucket hydraulic actuator, the bucket pressure (self-load pressure) is reduced during excavation work using the bucket. The passing flow rate of the flow control valve is increased in accordance with the increase, and a strong excavation operation feeling can be obtained.
前記ブーム用及びアーム用油圧アクチュエータのロッ
ド側に係わる流量制御弁につき、前記第2及び第3の定
数β,γを零に設定した場合には、ブーム及びアームを
使用した傾斜面の法面形成作業時、他の油圧アクチュエ
ータの負荷圧力及び自己負荷圧力の影響を完全に排除
し、ブーム用操作レバー及びアーム用操作レバーの操作
量に応じて正確に流量を比例配分し、正確な法面形成を
行うことができる。When the second and third constants β and γ are set to zero for the flow rate control valve on the rod side of the hydraulic actuator for the boom and the arm, the slope of the inclined surface is formed using the boom and the arm. During operation, the influence of the load pressure of other hydraulic actuators and the self-load pressure are completely eliminated, and the flow rate is accurately proportionally distributed according to the operation amount of the operating lever for the boom and the operating lever for the arm to form an accurate slope. It can be performed.
以下、本発明の実施例を図面を参照して説明する。 Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings.
基本実施例 第1図において、本発明の一実施例による油圧駆動装
置は、例えば斜板式の可変容量型油圧ポンプ1と、油圧
ポンプ1にそれぞれ主回路を構成する主管路2,3及び4,5
を介して接続され、油圧ポンプ1から吐出される圧油に
よって駆動される複数の油圧アクチュエータ6,7と、油
圧ポンプ1と油圧アクチュエータ6,7の間においてそれ
ぞれの主管路2,3及び4,5に接続された流量制御弁8,9と
を有し、油圧ポンプ1には、油圧ポンプ1の吐出圧力を
複数の油圧アクチュエータ6,7の最大負荷圧力よりも所
定値だけ高く保持するロードセンシング型のポンプレギ
ュレータ10が設けられている。Basic Embodiment Referring to FIG. 1, a hydraulic drive system according to an embodiment of the present invention includes, for example, a swash plate type variable displacement hydraulic pump 1 and main pipelines 2, 3 and 4, which form a main circuit in the hydraulic pump 1, respectively. Five
Between the hydraulic pump 1 and the hydraulic actuators 6, 7 and a plurality of hydraulic actuators 6, 7 that are connected via the hydraulic pump 1 and are driven by the pressure oil discharged from the hydraulic pump 1. Load sensing which has flow control valves 8 and 9 connected to the hydraulic pump 1 and holds the discharge pressure of the hydraulic pump 1 higher than the maximum load pressure of the hydraulic actuators 6 and 7 by a predetermined value. A type pump regulator 10 is provided.
流量制御弁8は、油圧ポンプ1と油圧アクチュエータ
6との間で主管路2,3に接続されたシート弁型の主弁11
と、主弁11に対するパイロット回路を構成するパイロッ
ト管路12,13,14と、パイロット管路13,14に接続された
パイロット弁15と、パイロット管路12,13にパイロット
弁15と直列に接続された補助弁としての圧力補償弁16と
からなっている。The flow control valve 8 is a seat valve type main valve 11 connected to the main pipes 2 and 3 between the hydraulic pump 1 and the hydraulic actuator 6.
And pilot lines 12, 13, 14 constituting a pilot circuit for the main valve 11, a pilot valve 15 connected to the pilot lines 13, 14, and a pilot valve 15 connected to the pilot lines 12, 13 in series with the pilot valve 15. And a pressure compensating valve 16 as an auxiliary valve.
主弁11は、主管路2,3に接続された入口ポート17及び
出口ポート18を有する弁ハウジング19と、弁ハウジング
19内に配置され、弁座20と係合する弁体21とを有し、弁
体21の弁座20に対する変位(開度)に応じて入口ポート
17と出口ポート18の連通を制御する。弁体21の外周には
軸線方向に複数のスリット22が形成され、スリット22は
弁ハウジング19の内壁と協働して弁体21の変位に対応し
て開度を変化させる可変絞り23を構成している。弁ハウ
ジング21内の弁体21の背後には、入口ポート17と可変絞
り23を介して連通し、制御圧力Pcを発生する背圧室24が
形成されている。The main valve 11 includes a valve housing 19 having an inlet port 17 and an outlet port 18 connected to the main pipelines 2 and 3, and a valve housing
A valve body 21 that is disposed inside the valve seat 19 and that engages with the valve seat 20; and the inlet port according to the displacement (opening) of the valve body 21 with respect to the valve seat 20.
Controls communication between 17 and exit port 18. A plurality of slits 22 are formed in the outer periphery of the valve body 21 in the axial direction, and the slits 22 cooperate with the inner wall of the valve housing 19 to form a variable throttle 23 that changes the opening in accordance with the displacement of the valve body 21. doing. Behind the valve body 21 inside the valve housing 21, a back pressure chamber 24 that communicates with the inlet port 17 via a variable throttle 23 and generates a control pressure Pc is formed.
第2図に示すように、弁体21の入口ポート17に面する
図示上側の環状端面は、油圧ポンプ1の吐出圧力Psを受
ける環状の受圧面積Asを規定し、出口ポート18に面する
底部壁面は油圧アクチュエータ6の負荷圧力Plを受ける
受圧面積Alを規定し、背圧室24に面する頂部端面は制御
圧力Pcを受ける受圧面積Acを規定している。ここで各受
圧面積は、Ac=As+Alの関係にある。As shown in FIG. 2, an upper annular end surface of the valve body 21 facing the inlet port 17 defines an annular pressure receiving area As for receiving the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 1, and a bottom portion facing the outlet port 18. The wall surface defines a pressure receiving area Al for receiving the load pressure Pl of the hydraulic actuator 6, and the top end surface facing the back pressure chamber 24 defines a pressure receiving area Ac for receiving the control pressure Pc. Here, each pressure receiving area has a relationship of Ac = As + Al.
パイロット回路において、パイロット管路12は主弁11
の背圧室24に接続され、パイロット管路14は出口ポート
18に接続されている。In the pilot circuit, the pilot line 12 is the main valve 11
The pilot line 14 is connected to the back pressure chamber 24
Connected to 18.
パイロット弁15は、第2図に示すように、操作レバー
30と、操作レバー30により駆動されパイロット管路13に
接続された入口ポート31及びパイロット管路14に接続さ
れた出口ポート32間の連通を制御するニードル型の弁体
33とからなっている。The pilot valve 15, as shown in FIG.
Needle-type valve body that controls communication between the inlet port 31 that is driven by the operating lever 30 and that is connected to the pilot conduit 13 and the outlet port 32 that is connected to the pilot conduit 14
It consists of 33.
圧力補償弁16は、パイロット管路12に接続された入口
ポート40及びパイロット管路13に接続された出口ポート
41間の連通を制御するスプール型の弁体42と、弁体42を
開弁方向に付勢する第1及び第2の油圧操作室43,44
と、第1及び第2の油圧操作室43,44に対向して位置
し、弁体42を閉弁方向に付勢する第3及び第4の油圧操
作室45,46とからなっている。第1の油圧操作室43はパ
イロット管路47を介して主管路2に接続され、第2の油
圧操作室44はパイロット管路48を介してパイロット管路
14即ちパイロット弁15の出口側に接続され、第3の油圧
操作室45はパイロット管路49を介して後述する最大負荷
圧力管路50に接続され、第4の油圧操作室46はパイロッ
ト管路51を介してパイロット管路13即ちパイロット弁15
の入口側に接続されている。なおパイロット管路51は弁
体42に内部通路として形成されている。これにより第1
の油圧操作室43には油圧ポンプ1の吐出圧力Psが導入さ
れ、第2の油圧操作室44にはパイロット弁15の出口圧力
Plが導入され、第3の油圧操作室45にはパイロット弁15
の入口圧力Pzが導入され、第4の油圧操作室46には油圧
アクチュエータ6、7の高圧側の負荷圧力即ち最大負荷
圧力Plmaxが導入される。そして弁体42の第1の油圧操
作室43に面する端面は油圧ポンプ1の吐出圧力Psを受け
る受圧面積asを規定し、第2の油圧操作室44に面する
環状端面はパイロット弁15の出口圧力Plを受ける受圧面
積alを規定し第3の油圧操作室45に面する端面は油圧
アクチュエータ6,7の最大負荷圧力Plmaxを受ける受圧面
積amを規定し、第4の油圧操作室46に面する環状端面
はパイロット弁15の入口圧力Pzを受ける受圧面積azを
規定している。The pressure compensation valve 16 has an inlet port 40 connected to the pilot line 12 and an outlet port connected to the pilot line 13.
A spool type valve body 42 for controlling communication between 41 and first and second hydraulic operation chambers 43, 44 for urging the valve body 42 in a valve opening direction.
And third and fourth hydraulic operating chambers 45, 46 which are located opposite to the first and second hydraulic operating chambers 43, 44 and urge the valve element 42 in the valve closing direction. The first hydraulic operating chamber 43 is connected to the main pipeline 2 via the pilot pipeline 47, and the second hydraulic operating chamber 44 is connected to the pilot pipeline via the pilot pipeline 48.
That is, the third hydraulic operating chamber 45 is connected to the outlet side of the pilot valve 15, the third hydraulic operating chamber 45 is connected to the maximum load pressure pipeline 50 described later via the pilot pipeline 49, and the fourth hydraulic operating chamber 46 is the pilot pipeline. Pilot line 13 or 51 through 51
Is connected to the entrance side of. The pilot conduit 51 is formed in the valve body 42 as an internal passage. This makes the first
The discharge pressure Ps of the hydraulic pump 1 is introduced into the hydraulic operation chamber 43 of the second hydraulic operation chamber 43, and the outlet pressure of the pilot valve 15 is introduced into the second hydraulic operation chamber 44.
Pl is introduced and the pilot valve 15 is installed in the third hydraulic operating chamber 45.
The inlet pressure Pz is introduced, and the load pressure on the high pressure side of the hydraulic actuators 6 and 7, that is, the maximum load pressure Plmax is introduced into the fourth hydraulic operation chamber 46. The end surface of the valve body 42 facing the first hydraulic operation chamber 43 defines the pressure receiving area as for receiving the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 1, and the annular end surface of the valve body 42 facing the second hydraulic operation chamber 44 has the pilot valve 15 The pressure receiving area al for receiving the outlet pressure Pl is defined, and the end surface facing the third hydraulic operating chamber 45 defines the pressure receiving area am for receiving the maximum load pressure Plmax of the hydraulic actuators 6, 7, and the fourth hydraulic operating chamber 46 is provided. The facing annular end surface defines a pressure receiving area az that receives the inlet pressure Pz of the pilot valve 15.
このように構成された第1〜第4の油圧操作室43〜46
及びパイロット管路47〜49,51は、パイロット弁15の入
口圧力と出口圧力の差圧ΔPz(=Pz−Pl)が油圧ポンプ
1の吐出圧力と2つの油圧アクチュエータ6,7の最大負
荷圧力との差圧Ps−Plmax、最大負荷圧力とそれぞれの
油圧アクチュエータの自己負荷圧力との差圧Plmax−P
l、及び自己負荷圧力Plに対して、以下の式で表わされ
る関係となるように前記圧力補償弁を制御する制御手段
を構成している; ΔPz=α(Ps−Plmax)+β(Plmax−Pl)+γPl(1) ここでα,β,γはそれぞれ第1、第2及び第3の定
数であり、流量制御弁8,9でそれぞれαが正の値に設定
され、流量制御弁8と流量制御弁9とでβ,γの少なく
とも1つが異なる値に設定されている。そして本実施例
では、この第1、第2及び第3の定数α,β,γの所定
の値の設定は第1〜第4の油圧操作室43〜46の上記受圧
面積as,al,am,azの選定によって行われている。即ち、
第1〜第4の油圧操作室43〜46の受圧面積as,al,am,az
は、この第1、第2及び第3の定数α,β,γの所定の
値が得られるように設定されている。また第1〜第4の
油圧操作室43〜46の受圧面積as,al,am,azは、主弁11及
びパイロット弁15が閉じているときに弁体42が開位置に
保持されるように設定されている。The first to fourth hydraulic operation chambers 43 to 46 configured in this way
In the pilot lines 47 to 49, 51, the differential pressure ΔPz (= Pz−Pl) between the inlet pressure and the outlet pressure of the pilot valve 15 is the discharge pressure of the hydraulic pump 1 and the maximum load pressure of the two hydraulic actuators 6, 7. Differential pressure Ps-Plmax, differential pressure Plmax-P between maximum load pressure and self-load pressure of each hydraulic actuator
The control means is configured to control the pressure compensating valve so as to have a relationship represented by the following equation with respect to l and the self-load pressure Pl: ΔPz = α (Ps-Plmax) + β (Plmax-Pl ) + ΓPl (1) where α, β and γ are the first, second and third constants, respectively, and α is set to a positive value by the flow control valves 8 and 9, respectively, and the flow control valve 8 and the flow rate are set. At least one of β and γ is set to a different value from the control valve 9. In the present embodiment, the setting of the predetermined values of the first, second and third constants α, β, γ is performed by setting the pressure receiving areas as, al, am of the first to fourth hydraulic operation chambers 43 to 46. , az is selected. That is,
Pressure receiving areas as, al, am, az of the first to fourth hydraulic operating chambers 43 to 46
Is set so that predetermined values of the first, second and third constants α, β and γ can be obtained. Further, the pressure receiving areas as, al, am, az of the first to fourth hydraulic operation chambers 43 to 46 are such that the valve body 42 is held in the open position when the main valve 11 and the pilot valve 15 are closed. It is set.
このように構成された流量制御弁8において、シート
弁型の主弁11とパイロット弁15との組み合わせはU.S.P.
4,535,809より知られており、当該特許明細書に記載の
ように、パイロット弁15の操作レバー30が操作されると
パイロット回路12〜14にパイロット弁15の開度に応じた
パイロット流が形成され、可変絞り23と背圧室24の作用
により、主弁弁体21はパイロット流量に比例した開度に
開き、操作レバー30の操作量(パイロット弁15の開度)
に応じた流量が主弁11を通して入口ポート17から出口ポ
ート18へと流出する。In the flow control valve 8 thus configured, the combination of the seat valve type main valve 11 and the pilot valve 15 is USP
Known from 4,535,809, as described in the patent specification, when the operation lever 30 of the pilot valve 15 is operated, a pilot flow according to the opening degree of the pilot valve 15 is formed in the pilot circuits 12 to 14, Due to the actions of the variable throttle 23 and the back pressure chamber 24, the main valve valve body 21 opens to an opening degree proportional to the pilot flow rate, and the operation amount of the operation lever 30 (opening degree of the pilot valve 15)
A flow rate according to the above flows out from the inlet port 17 to the outlet port 18 through the main valve 11.
流量制御弁9も流量制御弁8と同様に構成され、シー
ト弁型の主弁70、パイロット回路を構成するパイロット
管路71,72,73、パイロット弁74及び圧力補償弁75を有し
ている。The flow rate control valve 9 is also configured similarly to the flow rate control valve 8 and has a seat valve type main valve 70, pilot conduits 71, 72, 73 forming a pilot circuit, a pilot valve 74 and a pressure compensation valve 75. .
流量制御弁8,9のパイロット管路14,73はそれぞれチェ
ック弁52,53を有する負荷圧力導入管路54,55を介して最
大負荷圧力管路50に接続され、油圧アクチュエータ6,7
の高圧側の負荷圧力が最大負荷圧力として最大負荷圧力
管路50に導かれる。最大負荷圧力管路50は絞り56を介し
てタンク57に接続されている。The pilot lines 14, 73 of the flow control valves 8, 9 are connected to the maximum load pressure line 50 via load pressure introduction lines 54, 55 having check valves 52, 53, respectively, and hydraulic actuators 6, 7
The load pressure on the high pressure side is guided to the maximum load pressure line 50 as the maximum load pressure. The maximum load pressure line 50 is connected to the tank 57 via a throttle 56.
また流量制御弁8,9の主弁11,70の下流側主管路3,5に
は、それぞれ、油圧アクチュエータ6,7から主弁11,70に
向かう圧油の流れを阻止するチェック弁58,59が接続さ
れている。Further, in the main pipe lines 3 and 5 on the downstream side of the main valves 11 and 70 of the flow rate control valves 8 and 9, check valves 58 and 5 that block the flow of pressure oil from the hydraulic actuators 6 and 7 toward the main valves 11 and 70, respectively. 59 is connected.
ポンプレギュレータ10は、補助ポンプ60と補助ポンプ
60から吐出された圧油により駆動される油圧シリンダ型
の斜板傾転装置61と、補助ポンプ60及びタンク56と斜板
傾転装置61との間に接続された制御弁62とからなってい
る。制御弁62は、相対する端部に第1及び第2のパイロ
ット室63,64を有し、第2のパイロット室64が位置する
端部には圧力設定用のばね65が設置されている。第1及
び第2のパイロット室63,64は、それぞれ、主管路2及
び最大負荷圧力管路50にパイロット管路66,67を介して
接続されている。これにより制御弁62は油圧ポンプ1の
吐出圧力と最大負荷圧力及びばね65の力とを対向して受
け、最大負荷圧力の変化に対応して斜板傾転装置61に対
する圧油の供給、排出が制御され、油圧ポンプ1の吐出
圧力が最大負荷圧力に対してばね65の強さに相当する設
定圧力だけ高い圧力に保持される。The pump regulator 10 includes an auxiliary pump 60 and an auxiliary pump.
It is composed of a hydraulic cylinder type swash plate tilting device 61 driven by pressure oil discharged from 60, and a control valve 62 connected between the auxiliary pump 60 and the tank 56 and the swash plate tilting device 61. There is. The control valve 62 has first and second pilot chambers 63, 64 at opposite ends, and a pressure setting spring 65 is installed at the end where the second pilot chamber 64 is located. The first and second pilot chambers 63 and 64 are connected to the main pipeline 2 and the maximum load pressure pipeline 50 via pilot pipelines 66 and 67, respectively. As a result, the control valve 62 receives the discharge pressure of the hydraulic pump 1 and the maximum load pressure and the force of the spring 65 in opposition to each other, and supplies and discharges the pressure oil to and from the swash plate tilting device 61 in response to changes in the maximum load pressure. Is controlled, and the discharge pressure of the hydraulic pump 1 is maintained at a pressure higher than the maximum load pressure by a set pressure corresponding to the strength of the spring 65.
動作原理 次に、圧力補償弁16,75の動作原理を説明する。圧力
補償弁16,75の各々につき、弁体42の圧力の釣り合い式
は以下の式で表わされる。Operating Principle Next, the operating principle of the pressure compensation valves 16 and 75 will be described. For each of the pressure compensation valves 16 and 75, the pressure balance equation of the valve element 42 is represented by the following equation.
asPs+alPl=amPlmax+azPz この式を変形すると と置けば、 Pz−Pl=α(Ps−Plmax)+β(Plmax−Pl)+γPl と表現できる。ここでPz−Pl=ΔPzである。従って前述
した(1)式と同じ式が得られる。以下のこの式を再掲
する。asPs + alPl = amPlmax + azPz When this formula is transformed Then, Pz−Pl = α (Ps−Plmax) + β (Plmax−Pl) + γPl can be expressed. Here, Pz−Pl = ΔPz. Therefore, the same formula as the formula (1) described above is obtained. This formula is reproduced below.
ΔPz=α(Ps−Plmax)+β(Plmax−Pl)+γPl(1) そこで上記(1)式について考察する。(1)式にお
いて、左辺はパイロット弁15の入口圧力Pzと出口圧力Pl
の差圧ΔPzである。右辺第1項は油圧ポンプ1の吐出圧
力Psと最大負荷圧力Plmaxとの差圧に関する項であり、
αは比例定数である。第2項は最大負荷圧力Plmaxと油
圧アクチュエータ6又は7の負荷圧力即ち自己負荷圧力
Plとの差圧に関する項であり、βは比例定数である。第
3項は自己負荷圧力Plによって決まり、γは比例定数で
ある。即ち(1)式は、圧力補償弁16,75は4つの圧力P
s,Plmax,Pl,Pzに基づいてパイロット弁15の入口圧力Pz
と出口圧力Plの差圧ΔPzを制御できること;そのとき差
圧ΔPzを、油圧ポンプ1の吐出圧力Psと最大負荷圧力Pl
maxとの差圧Ps−Plmax、最大負荷圧力Plmaxと自己負荷
圧力Plとの差圧Plmax−Pl、自己負荷圧力Plの3つの要
素にそれぞれに比例して制御できること;そしてその3
つの要素Ps−Plmax、Plmax−Pl、Plに比例する度合を、
比例定数α、β、γの値を選択することにより任意に設
定できることを意味する。ΔPz = α (Ps−Plmax) + β (Plmax−Pl) + γPl (1) Then, the above formula (1) will be considered. In the formula (1), the left side is the inlet pressure Pz and the outlet pressure Pl of the pilot valve 15.
Is the differential pressure ΔPz. The first term on the right side relates to the pressure difference between the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 1 and the maximum load pressure Plmax,
α is a proportionality constant. The second term is the maximum load pressure Plmax and the load pressure of the hydraulic actuator 6 or 7, that is, the self-load pressure.
It is a term related to the pressure difference with Pl, and β is a proportional constant. The third term is determined by the self-load pressure Pl, and γ is a proportional constant. That is, the equation (1) shows that the pressure compensating valves 16 and 75 have four pressures P.
Inlet pressure Pz of pilot valve 15 based on s, Plmax, Pl, Pz
And the outlet pressure Pl, the differential pressure ΔPz can be controlled; at that time, the differential pressure ΔPz is calculated by comparing the discharge pressure Ps and the maximum load pressure Pl of the hydraulic pump 1.
It is possible to control proportionally to each of the three elements of the differential pressure Ps-Plmax with respect to the max, the differential pressure Plmax-Pl with the maximum load pressure Plmax and the self-load pressure Pl, and the self-load pressure Pl;
The degree proportional to the two elements Ps-Plmax, Plmax-Pl, Pl,
It means that the values can be set arbitrarily by selecting the values of the proportional constants α, β, and γ.
ここで圧力補償弁16,75がパイロット弁15,74の前後差
圧ΔPzを制御することは、パイロット弁15,74を通るパ
イロット流量を制御することであり、結果として上述し
たようにシート型の主弁11,70とパイロット弁15,74との
組み合わせの公知の機能から主弁11,70を通る主流量を
制御することである。Controlling the differential pressure ΔPz across the pilot valves 15 and 74 by the pressure compensating valves 16 and 75 here is controlling the pilot flow rate through the pilot valves 15 and 74, and as a result, as described above, the sheet type Controlling the main flow rate through the main valves 11,70 from a known function of the combination of the main valves 11,70 and the pilot valves 15,74.
また右辺第1項において差圧Ps−Plmaxは、ポンプ制
御手段としてロードセンシング型のポンプレギュレータ
10を備えている本実施例においては、当該ポンプレギュ
レータ10が有効に機能している限り、一定であり、しか
も2つの圧力補償弁16,75に対して共通である。In the first term on the right side, the differential pressure Ps-Plmax is a load-sensing type pump regulator as pump control means.
In this embodiment including 10, the pump regulator 10 is constant as long as it functions effectively, and is common to the two pressure compensation valves 16 and 75.
従って、右辺第1項において、パイロット弁15,74の
前後差圧ΔPzを差圧Ps−Plmaxに対して比例関係となる
よう制御することは、ポンプレギュレータ10が有効に機
能している運転状態においては差圧ΔPzを一定に制御す
ることであり、パイロット弁15,74の開度を一定とすれ
ば主弁入口圧力Ps又は出口圧力Plに変動があっても主弁
11,70を通る主流量を一定に制御することである。即ち
圧力補償機能を果たすことである。Therefore, in the first term on the right-hand side, controlling the differential pressure ΔPz across the pilot valves 15 and 74 so as to have a proportional relationship with the differential pressure Ps−Plmax means that the pump regulator 10 is operating effectively. Is to control the differential pressure ΔPz to be constant, and if the opening of the pilot valves 15 and 74 is constant, even if the main valve inlet pressure Ps or the outlet pressure Pl fluctuates,
It is to control the main flow rate through 11,70 to be constant. That is, it fulfills a pressure compensation function.
また油圧アクチュエータ6,7の要求消費流量の合計が
油圧ポンプ1の最大吐出流量よりも大きくなり、油圧ポ
ンプ1の吐出圧力が低下する場合のように、ポンプレギ
ュレータ10が有効に機能しない運転状態においては、差
圧ΔPzは差圧Ps−Plmaxの減少に応じて小さくなり、主
弁11,70を通る主流量も減少するが、差圧Ps−Plmaxは2
つの圧力補償弁16,75に対して共通であるので、主弁11,
70を通る主流量は同じ割合で減少する。従って、主弁1
1,70を通る主流量は、パイロット弁15,74のそれぞれの
操作レバー30の操作量(パイロット弁15,74の開度)に
応じて比例配分され、油圧ポンプ1の吐出流量を高圧側
の油圧アクチュエータにも確実に供給される。即ち、分
流機能が得られる。Further, in the operating state in which the pump regulator 10 does not function effectively, such as the case where the total of the required consumption flow rates of the hydraulic actuators 6 and 7 becomes larger than the maximum discharge flow rate of the hydraulic pump 1 and the discharge pressure of the hydraulic pump 1 decreases. Shows that the differential pressure ΔPz decreases as the differential pressure Ps-Plmax decreases, and the main flow rate through the main valves 11 and 70 also decreases, but the differential pressure Ps-Plmax is 2
Since it is common to the two pressure compensation valves 16 and 75, the main valve 11 and
The main flow rate through 70 decreases at the same rate. Therefore, the main valve 1
The main flow rate passing through 1,70 is proportionally distributed according to the operation amount of each operation lever 30 of the pilot valves 15,74 (opening degree of the pilot valves 15,74), and the discharge flow rate of the hydraulic pump 1 on the high pressure side is It is also reliably supplied to the hydraulic actuator. That is, a shunt function is obtained.
また右辺第2項において、パイロット弁15、74の前後
差圧ΔPzを差圧Plmax−Plに対して比例関係となるよう
制御することは、他の油圧アクチュエータの負荷圧力Pl
maxが自己負荷圧力Plより大きい場合に、その他の油圧
アクチュエータの最大負荷圧力Plmaxに依存してパイロ
ット弁15又は74の前後差圧ΔPzを変化させることであ
り、パイロット弁15又は74の開度を一定とすれば、最大
負荷圧力Plmaxに依存して主弁11,70を通る主流量を変化
させることである。流量制御弁の流量制御は一般的には
他の油圧アクチュエータの影響を受ないことが好ましい
が、油圧ショベル等の油圧建設機械においては、他の油
圧アクチュエータの負荷圧力の影響で流量を変化させる
ことが好ましい作業形態もある。このような場合に、右
辺第2項は、他の油圧アクチュエータとの調和で流量を
変化させる調和機能を果たす。In the second term on the right side, controlling the differential pressure ΔPz across the pilot valves 15 and 74 so as to have a proportional relationship with the differential pressure Plmax-Pl is to control the load pressure Pl of another hydraulic actuator.
When max is larger than the self-load pressure Pl, the differential pressure ΔPz across the pilot valve 15 or 74 is changed depending on the maximum load pressure Plmax of other hydraulic actuators. If it is constant, the main flow rate through the main valves 11 and 70 is changed depending on the maximum load pressure Plmax. In general, it is preferable that the flow control of the flow control valve is not affected by other hydraulic actuators.However, in a hydraulic construction machine such as a hydraulic shovel, the flow is controlled by the load pressure of another hydraulic actuator. Is also preferable in some work modes. In such a case, the second term on the right side performs a harmonic function of changing the flow rate in harmony with another hydraulic actuator.
さらに上記右辺第3項において、パイロット弁15、74
の前後差圧ΔPzを自己負荷圧力Plに対して比例関係とな
るよう制御することは自己負荷圧力Plの変化に応じてパ
イロット弁15又は74の前後差圧ΔPzを変化させることで
あり、パイロット弁15又は74の開度を一定とすれば、自
己負荷圧力Plに依存して主弁11,70を通る主流量を変化
させることである。これにより自己負荷圧力の変化に応
じて流量を変化させる自己圧力補償機能が得られる。Further, in the third item on the right side, the pilot valves 15, 74
Controlling the differential pressure ΔPz across the pilot valve 15 so that it has a proportional relationship with the self-load pressure Pl changes the differential pressure ΔPz across the pilot valve 15 or 74 according to the change in the self-load pressure Pl. If the opening of 15 or 74 is kept constant, the main flow rate through the main valves 11 and 70 is changed depending on the self-load pressure Pl. This provides a self-pressure compensation function that changes the flow rate in accordance with the change in the self-load pressure.
以上のように、上記(1)式において右辺第1項は圧
力補償及び分流機能に係わり、第2項は他アクチュエー
タとの調和機能に係わり、第3項は自己圧力補償機能に
係わる。そしてこれら3機能はその要否及び程度につき
比例定数α、β、γを選択することにより任意に設定で
きる。As described above, in the above equation (1), the first term on the right-hand side relates to the pressure compensation and flow dividing function, the second term relates to the harmony function with other actuators, and the third term relates to the self-pressure compensation function. These three functions can be arbitrarily set by selecting the proportional constants α, β, and γ for the necessity and degree of the functions.
ところでこれら3機能のうち、第1項に係わる圧力補
償及び分流機能は、油圧ショベル等の油圧建設機械にお
いては基本的機能であり、油圧アクチュエータの種類及
び作業形態に係わらず常にあることが好ましい。従って
比例定数αは任意の正の値に設定される。ここでパイロ
ット弁15,74の前後差圧ΔPzは操作レバー30の操作量に
よって定まるパイロット弁15,74の開度に対するパイロ
ット流量を定めるものであるので、第1項の差圧Plmax
−Plにかかる比例定数αは、パイロット弁15,74の操作
レバー30の操作量(パイロット弁開度)に対するパイロ
ット流量の比例ゲイン、従って当該操作量に対する主弁
11,70を通る主流量の比例ゲインの意味を持つ。従っ
て、比例定数αはその比例ゲインに対応して定める。By the way, among these three functions, the pressure compensation and branching functions according to the first term are basic functions in a hydraulic construction machine such as a hydraulic shovel, and are preferably always present irrespective of the type and working form of the hydraulic actuator. Therefore, the proportional constant α is set to an arbitrary positive value. Here, since the differential pressure ΔPz across the pilot valves 15 and 74 determines the pilot flow rate with respect to the opening of the pilot valves 15 and 74 which is determined by the operation amount of the operating lever 30, the differential pressure Plmax of the first term is set.
-The proportional constant α for Pl is the proportional gain of the pilot flow rate with respect to the operation amount (pilot valve opening) of the operation lever 30 of the pilot valves 15 and 74, and thus the main valve with respect to the operation amount.
It has the meaning of proportional gain of the main flow rate through 11,70. Therefore, the proportionality constant α is determined according to the proportional gain.
また、主弁弁体21の背圧室24の圧力Pcを受ける受圧面
積Acに対する弁体21の油圧ポンプ1の吐出圧力Psを受け
る受圧面積Asとの比をKとすると、弁体21の圧力釣り合
い式は、 Pc=KPs+(1−K)Pl となる。一方、制御圧力Pcとパイロット弁15,74の入口
圧力Pzとは、Pc≧Pzの関係にあり、圧力補償弁16,75が
完全に開いている状態ではPc=Pzとなる。従って、パイ
ロット弁15,74の前後差圧Pz−Pl(ΔPz)は、 Pz−Pl≦Pc−Pl=K(Ps−Pl) (2) となる。即ち、パイロット弁15,74が取り得る最大差圧
はK(Ps−Pl)である。また上記(1)式においてβ=
0、γ=0とし、油圧アクチュエータ6,7の複合操作時
の最大負荷圧力側(Plmax=Pl)を考えた場合、 Pz−Pl=α(Ps−Plmax)≦K(Ps−Plmax) (3) となる。従って、α>Kのαの値を設定した場合には、
最大負荷圧力側のパイロット弁ではK(Ps−Plmax)以
上の差圧を得ることができず、一方、低圧側のパイロッ
ト弁ではα(Ps−Plmax)>K(Ps−Plmax)の差圧が得
られるので、両者のパイロット弁開度を同じにしてもパ
イロット弁の前後差圧は同じにならず、パイロット流量
は異なる。従って操作量に応じて流量を比例配分できな
くなる。ただし、比例配分はできなくても、高圧側の油
圧アクチュエータに圧油を確実に供給することはでき
る。Further, if the ratio of the pressure receiving area As receiving the pressure Pc of the back pressure chamber 24 of the main valve body 21 to the pressure receiving area As receiving the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 1 of the valve body 21 is K, the pressure of the valve body 21 is The equilibrium formula is Pc = KPs + (1-K) Pl. On the other hand, the control pressure Pc and the inlet pressure Pz of the pilot valves 15 and 74 have a relationship of Pc ≧ Pz, and Pc = Pz when the pressure compensation valves 16 and 75 are completely open. Therefore, the differential pressure Pz-Pl (ΔPz) across the pilot valves 15 and 74 is Pz-Pl≤Pc-Pl = K (Ps-Pl) (2). That is, the maximum differential pressure that the pilot valves 15 and 74 can take is K (Ps-Pl). In the above equation (1), β =
When 0 and γ = 0 and the maximum load pressure side (Plmax = Pl) during combined operation of the hydraulic actuators 6 and 7 is considered, Pz−Pl = α (Ps−Plmax) ≦ K (Ps−Plmax) (3 ). Therefore, when the value of α of α> K is set,
The pilot valve on the maximum load pressure side cannot obtain a differential pressure of K (Ps-Plmax) or more, while the pilot valve on the low pressure side has a differential pressure of α (Ps-Plmax)> K (Ps-Plmax). Therefore, even if the pilot valve opening is the same, the differential pressure across the pilot valve is not the same, and the pilot flow rate is different. Therefore, the flow rate cannot be proportionally distributed according to the manipulated variable. However, even if the proportional distribution cannot be performed, the pressure oil can be reliably supplied to the high-pressure side hydraulic actuator.
従って、圧力補償弁16,75の分流機能に関し、パイロ
ット弁の操作量(開度)に比例して流量を配分する分流
機能を得る場合には、比例定数αはα≦Kに設定する。
そして特に、α=Kと設定した場合には、同じパイロッ
ト弁開度に対して最大流量を与えることができ、最も効
率的な弁構造を提供できる。Therefore, regarding the flow dividing function of the pressure compensating valves 16 and 75, in order to obtain the flow dividing function of distributing the flow rate in proportion to the operation amount (opening degree) of the pilot valve, the proportional constant α is set to α ≦ K.
In particular, when α = K is set, the maximum flow rate can be given for the same pilot valve opening, and the most efficient valve structure can be provided.
また前述したようにα>Kのαの値を設定した場合
は、低負荷圧力側のパイロット弁ではα(Ps−Plmax)
>K(Ps−Plmax)の差圧が得られるが、複合操作から
低負荷圧力側の油圧アクチュエータの単独操作に切換え
られた場合、低負荷圧力側のパイロット弁においてもK
(Ps−Pl)以上の差圧を得ることができなくなり、当該
パイロット弁の前後差圧はα(Ps−Plmax)からK(Ps
−Pl)に減少し、パイロット流量もこれに対応して減少
する。その結果、油圧アクチュエータに供給される流量
も減少し、作業部材が減速され、円滑な作業が行い難く
なる。これに対して、αをα≦Kに設定した場合には、
複合操作においても低負荷圧力側のパイロット弁前後差
圧はK(Ps−Plmax)に制限され、複合操作から単独操
作に切換えられた場合でも差圧の変動は発生せず、安定
した作業を行うことができる。従って、このような意味
においても、αをα≦Kに設定することが好ましい。Also, as described above, when α is set to α> K, the pilot valve on the low load pressure side has α (Ps−Plmax)
> K (Ps-Plmax) is obtained, but when the composite operation is switched to the single operation of the hydraulic actuator on the low load pressure side, the K is also applied to the pilot valve on the low load pressure side.
(Ps-Pl) or more, and the differential pressure across the pilot valve changes from α (Ps-Plmax) to K (Ps
−Pl) and the pilot flow is correspondingly reduced. As a result, the flow rate supplied to the hydraulic actuator also decreases, the work member is decelerated, and smooth work becomes difficult to perform. On the other hand, when α is set to α ≦ K,
Even in combined operation, the differential pressure across the pilot valve on the low load pressure side is limited to K (Ps-Plmax), and even when the combined operation is switched to independent operation, the differential pressure does not fluctuate and stable work is performed. be able to. Therefore, in this sense, it is preferable to set α to α ≦ K.
以上から分るように、複数の油圧アクチュエータの操
作レバーの操作量に応じて流量を正確に比例配分する場
合は、α≦Kに設定することが必須の条件である。As can be understood from the above, when the flow rate is accurately proportionally distributed according to the operation amounts of the operation levers of the plurality of hydraulic actuators, it is an essential condition to set α ≦ K.
また、第2項に係わる調和機能は、油圧アクチュエー
タ6,7が駆動する作業部材の種類及び作業形態に応じて
必要度が異なり、場合によっては他のアクチュエータの
負荷圧力影響をまったく受ない方が好ましい作業部材及
び作業形態もある。従って比例定数βは、関連する油圧
アクチュエータと他の油圧アクチュエータとの複合操作
の調和に基づき零を含む任意の値に設定される。The necessity of the harmony function according to the second term differs depending on the type and working form of the working member driven by the hydraulic actuators 6 and 7, and in some cases, it is better not to be affected by the load pressure of other actuators at all. There are also preferred working members and working configurations. Accordingly, the proportionality constant β is set to an arbitrary value including zero based on the harmony of the combined operation of the relevant hydraulic actuator and another hydraulic actuator.
第3項に係わる自己圧力補償機能は、油圧アクチュエ
ータ6,7が駆動する作業部材の種類に応じて必要度が異
なり、これも場合によっては自己負荷圧力影響をまった
く受ない方が好ましい作業部材もある。従って比例定数
γは、関連する油圧アクチュエータが駆動する作業部材
の種類に応じ零を含む任意の値に設定される。The necessity of the self-pressure compensation function according to the third term differs depending on the type of the working member driven by the hydraulic actuators 6 and 7. In some cases, it is preferable that the working member not receive the influence of the self-load pressure at all. is there. Therefore, the proportionality constant γ is set to an arbitrary value including zero according to the type of the working member driven by the associated hydraulic actuator.
以上のように定数αを流量制御弁8,9でそれぞれ正の
値に設定すると共に、定数β,γの少なくとも1つを流
量制御弁8と流量制御弁9とで異なる値に設定すること
により、油圧建設機械の作業部材の種類及び作業形態に
応じて分流機能、又は分流機能をベースとした調和機能
かつ/又は自己圧力補償機能を発揮するよう、流量制御
弁の特性を設定することができる。As described above, the constant α is set to a positive value by the flow rate control valves 8 and 9, and at least one of the constants β and γ is set to a different value between the flow rate control valve 8 and the flow rate control valve 9. The characteristics of the flow control valve can be set so as to exert a diversion function, or a harmonization function and / or a self-pressure compensation function based on the diversion function according to the type and work form of the work member of the hydraulic construction machine. .
そして、前述したように比例定数α,β,γは圧力補
償弁16,17の第1〜第4の操作室43〜46における受圧面
積as,al,am,azによって表わされる。従って、比例定数
α,β,γが定まれば、受圧面積as,al,am,azは当該比
例定数α,β,γが得られるように設定される。ここで
特殊な場合として、as+al=am+azと構成すれば、
γ=0に設定でき、as=amと構成すればβ=0に設定
できる。またas=al=am=azと構成すれば、β=γ
=0に設定できる。Then, as described above, the proportional constants α, β, γ are represented by the pressure receiving areas as, al, am, az in the first to fourth operation chambers 43 to 46 of the pressure compensation valves 16 and 17, respectively. Therefore, if the proportional constants α, β, γ are determined, the pressure receiving areas as, al, am, az are set so that the proportional constants α, β, γ can be obtained. As a special case, if as + a1 = am + az,
γ = 0 can be set, and β = 0 can be set by configuring as = am. If as = al = am = az, then β = γ
It can be set to = 0.
次に、本実施例の油圧駆動装置をバックホウ型の油圧
ショベルに適用した場合における上記比例定数α,β,
γの具体的設定例を説明する。Next, when the hydraulic drive device of the present embodiment is applied to a backhoe type excavator, the proportional constants α, β,
A specific setting example of γ will be described.
油圧ショベルは、一般的に、第3図及び第4図に示す
ように、1対の走行体80、走行体80上に旋回可能に搭載
された旋回体81、及び旋回体81に垂直平面内を回動自在
に装架されたフロントアッタチメント82を有し、フロン
トアッタチメント82は、ブーム83、アーム84、バケット
85からなっている。走行体80、旋回体81ブーム83、アー
ム84、バケット85はそれぞれ走行モータ86(複数)、旋
回モータ87、ブーム用シリンダ88、アーム用シリンダ8
9、バケット用シリンダ90によって駆動される。ここ
で、旋回モータ87、ブーム用シリンダ88、アーム用シリ
ンダ89、バケット用シリンダ90が第1図に示す油圧アク
チュエータ6,7に相当する。As shown in FIGS. 3 and 4, a hydraulic excavator generally has a pair of traveling bodies 80, a revolving structure 81 rotatably mounted on the traveling structure 80, and a plane perpendicular to the revolving structure 81. Has a front attachment 82 that is rotatably mounted. The front attachment 82 includes a boom 83, an arm 84, and a bucket.
It consists of 85. The traveling body 80, the swinging body 81, the boom 83, the arm 84, and the bucket 85 are the traveling motors 86 (plurality), the swinging motor 87, the boom cylinder 88, and the arm cylinder 8 respectively.
9. Driven by bucket cylinder 90. Here, the turning motor 87, the boom cylinder 88, the arm cylinder 89, and the bucket cylinder 90 correspond to the hydraulic actuators 6, 7 shown in FIG.
このような油圧ショベルの油圧駆動装置において、旋
回モータ87、ブーム用シリンダ88、アーム用シリンダ89
及びバケット用シリンダ90の全ての流量制御弁に係わる
比例定数αは、第5図に示すように、前述した比例ゲイ
ンを考慮した同じ任意の正の値に設定される。旋回モー
タ87に係わる流量制御弁においては、比例定数βは第6
図(A)に示すようにβ=0に設定され、比例定数γは
第7図(A)に示すように比較的小さな負の値に設定さ
れる。ブーム用シリンダ88のボトム側に係わる流量制御
弁においては、比例定数βは第6図(B)に示すように
任意の正の値に設定され、比例定数γは第7図(B)に
示すようにγ=0に設定される。アーム用シリンダ89の
ボトム側に関する流量制御弁においては比例定数βは第
6図(C)に示すように比較的小さな正の値に設定さ
れ、比例定数γは第7図(B)に示すようにγ=0に設
定される。バケット用シリンダ90のボトム側に関する流
量制御弁においては、比例定数βは第6図(D)に示す
ように比較的小さな負の値に設定され、比例定数γは第
7図(C)に示すように比較的小さな正の値に設定され
る。またブーム用シリンダ88のロッド側に係わる流量制
御弁、アーム用シリンダ89のロッド側に係わる流量制御
弁及びバケット用シリンダ90のロッド側に係わる流量制
御弁においては、比例定数β,γは全ては第6図(A)
及び第7図(B)に示すように零に設定される。In such a hydraulic excavator hydraulic drive, a swing motor 87, a boom cylinder 88, an arm cylinder 89
Further, the proportional constant α relating to all the flow rate control valves of the bucket cylinder 90 is set to the same arbitrary positive value in consideration of the above-mentioned proportional gain, as shown in FIG. In the flow control valve related to the swing motor 87, the proportional constant β is the sixth
As shown in FIG. 7A, β = 0 is set, and the proportional constant γ is set to a relatively small negative value as shown in FIG. In the flow control valve related to the bottom side of the boom cylinder 88, the proportional constant β is set to an arbitrary positive value as shown in FIG. 6 (B), and the proportional constant γ is shown in FIG. 7 (B). Is set to γ = 0. In the flow control valve on the bottom side of the arm cylinder 89, the proportional constant β is set to a relatively small positive value as shown in FIG. 6 (C), and the proportional constant γ is shown in FIG. 7 (B). Is set to γ = 0. In the flow control valve on the bottom side of the bucket cylinder 90, the proportional constant β is set to a relatively small negative value as shown in FIG. 6 (D), and the proportional constant γ is shown in FIG. 7 (C). Is set to a relatively small positive value. Further, in the flow control valve related to the rod side of the boom cylinder 88, the flow control valve related to the rod side of the arm cylinder 89, and the flow control valve related to the rod side of the bucket cylinder 90, the proportional constants β and γ are all Fig. 6 (A)
And is set to zero as shown in FIG. 7 (B).
実施例の動作 次にこのように構成された油圧駆動装置の動作を説明
する。Operation of the Embodiment Next, the operation of the hydraulic drive system configured as described above will be described.
まず流量制御弁8,9のいずれの操作レバー30も操作さ
れていないときは、パイロット弁1574は閉じられ、パイ
ロット回路12〜14,71〜73にはパイロット流量が流れな
い。従って主弁11,70の各可変絞り23にも圧油は流れ
ず、背圧室24の制御圧力Pcは入口ポート17の圧力(油圧
ポンプ1の吐出圧力)Psと同じになっている。またロー
ドセンシング型ポンプレギュレータ10の上述した作用に
より、油圧ポンプ1の吐出圧力Psは油圧アクチュエータ
6,7の最大負荷圧力Plmaxよりもばね65の設定値に相当し
た圧力だけ高い圧力に保持されている。従って、弁体21
の各受圧面積がAc=As+Alの関係にあり、Ps>Plなの
で、弁体21は制御圧力Pcにより閉弁方向に付勢され、主
弁11,70は閉位置に保持される。また圧力補償弁16,17は
前述した受圧面積as,al,am,azの設定により開位置に保
持されている。First, when neither of the operation levers 30 of the flow control valves 8 and 9 is operated, the pilot valve 1574 is closed and the pilot flow does not flow into the pilot circuits 12 to 14 and 71 to 73. Therefore, the pressure oil does not flow through the variable throttles 23 of the main valves 11 and 70, and the control pressure Pc of the back pressure chamber 24 is the same as the pressure of the inlet port 17 (the discharge pressure of the hydraulic pump 1) Ps. Further, due to the above-described operation of the load sensing type pump regulator 10, the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 1 is changed to the hydraulic actuator.
The pressure is kept higher than the maximum load pressure Plmax of 6 and 7 by a pressure corresponding to the set value of the spring 65. Therefore, the valve element 21
Are in a relationship of Ac = As + Al and Ps> Pl, the valve element 21 is urged in the valve closing direction by the control pressure Pc, and the main valves 11, 70 are held in the closed position. The pressure compensating valves 16 and 17 are held in the open position by setting the pressure receiving areas as, al, am and az.
次に流量制御弁8の操作レバー30を単独で操作した場
合には、その操作量に応じてパイロット弁15が開き、パ
イロット回路12〜14にパイロット流が形成され、パイロ
ット弁15の開度に応じたパイロット流量が流れる。これ
により前述したように、可変絞り23と背圧室24の作用に
より、主弁弁体21はパイロット流量に比例した開度に開
き、操作レバー30の操作量(パイロット弁15の開度)に
応じた流量が主弁11を通して入口ポート17から出口ポー
ト18へと流出する。Next, when the operation lever 30 of the flow rate control valve 8 is operated independently, the pilot valve 15 opens according to the operation amount, a pilot flow is formed in the pilot circuits 12 to 14, and the opening degree of the pilot valve 15 increases. A corresponding pilot flow rate flows. As a result, as described above, due to the action of the variable throttle 23 and the back pressure chamber 24, the main valve valve body 21 opens to an opening degree proportional to the pilot flow rate, and the operation amount of the operation lever 30 (opening degree of the pilot valve 15) increases. A corresponding flow rate flows out from the inlet port 17 to the outlet port 18 through the main valve 11.
そして、このようにパイロット弁15が一定量開き、入
口ポート17から出口ポート18へ一定量の主流量が流出し
ている状態において、例えば出口ポート18の圧力が上昇
し、入口ポート17と出口ポート18の差圧が減少しようと
した場合には、ロードセンシング型のポンプレギュレー
タ10の作用により油圧ポンプ1の吐出圧力が増圧され、
入口ポート17の圧力(油圧ポンプ1の吐出圧力)と出口
ポート18の圧力(油圧アクチュエータ6の負荷圧力;最
大負荷圧力)との差圧が一定に保持される。従って主弁
11を通って操作レバー30の操作量に応じた一定の流量が
流れ続ける。Then, in such a state that the pilot valve 15 is opened by a certain amount and a certain amount of main flow rate is flowing from the inlet port 17 to the outlet port 18, for example, the pressure of the outlet port 18 is increased and the inlet port 17 and the outlet port 18 are increased. When the differential pressure of 18 is about to decrease, the discharge pressure of the hydraulic pump 1 is increased by the action of the load sensing type pump regulator 10.
The differential pressure between the pressure at the inlet port 17 (discharge pressure of the hydraulic pump 1) and the pressure at the outlet port 18 (load pressure of the hydraulic actuator 6; maximum load pressure) is kept constant. Therefore the main valve
A constant flow rate corresponding to the operation amount of the operation lever 30 continues to flow through 11.
またこのような油圧アクチュエータ6の単独操作にお
いて、圧力補償弁16の受圧面積as,al,am,azを前記
(1)式における自己圧力補償特性に関する比例定数γ
が零以外の任意の値になるように設定してある場合は、
油圧アクチュエータ6の負荷圧力(自己負荷圧力)の変
化に応じてパイロット弁15の前後差圧ΔPzが制御され、
自己負荷圧力補償がなされる。Further, in such a single operation of the hydraulic actuator 6, the pressure receiving areas as, al, am, az of the pressure compensating valve 16 are set to the proportional constant γ concerning the self-pressure compensating characteristic in the equation (1).
If is set to any value other than zero,
The differential pressure ΔPz across the pilot valve 15 is controlled according to the change in the load pressure (self-load pressure) of the hydraulic actuator 6,
Self-load pressure compensation is provided.
例えば、第3図〜第7図を参照して説明した油圧ショ
ベルの例では、旋回モータ87に係わる流量制御弁におい
ては比例定数γは第7図(A)に示すように比較的小さ
な負の値に設定されている。従って、旋回体81の駆動
時、旋回体は慣性体であるので負荷圧力が高くなり、回
路保護のために設けられたリリーフ弁の圧力以上に上昇
し、エネルギーの無駄を生じるが、比例定数γを負の値
とすることにより、旋回の負荷圧力が上昇するにしたが
って差圧ΔPzが減少するように制御され流量制御弁を通
る流量が減少する。このため負荷圧力が上昇してもリリ
ーフ弁より余剰流量として捨てられる分が少なくなり、
エネルギーの無駄を少なくできる。For example, in the example of the hydraulic excavator described with reference to FIGS. 3 to 7, in the flow control valve related to the swing motor 87, the proportional constant γ is a relatively small negative value as shown in FIG. 7 (A). It is set to a value. Therefore, when the revolving structure 81 is driven, since the revolving structure is an inertial body, the load pressure increases, and the pressure rises above the pressure of the relief valve provided for circuit protection, resulting in a waste of energy. Is set to a negative value, the differential pressure ΔPz is controlled to decrease as the turning load pressure increases, and the flow rate through the flow rate control valve decreases. For this reason, even if the load pressure rises, the excess flow rate is less discarded than the relief valve,
The waste of energy can be reduced.
またバケット用シリンダ90のボトム側に関する流量制
御弁においては、比例定数γは第7図(C)に示すよう
に比較的小さな正の値に設定されている。従って、掘削
作業において自己負荷圧力が上昇するにしたがって差圧
ΔPzが増加し、流量制御弁を通る流量が増加する。即ち
バケットの掘削速度が上昇する。これにより力強い掘削
動作フィーリングを得ることができ、作業性が向上す
る。Further, in the flow rate control valve on the bottom side of the bucket cylinder 90, the proportionality constant γ is set to a relatively small positive value as shown in FIG. 7 (C). Therefore, the differential pressure ΔPz increases as the self-load pressure increases during excavation work, and the flow rate through the flow rate control valve increases. That is, the excavation speed of the bucket increases. As a result, a strong feeling of excavation operation can be obtained and workability is improved.
次に流量制御弁11,70の操作レバー30の双方を操作し
た場合には、次の動作が行われる。まず流量制御弁11,7
0の双方において流量制御弁11を単独操作した場合と同
様に、操作量に応じたパイロット流量が流れ、可変絞り
23と背圧室24の作用により操作レバー30の操作量(パイ
ロット弁15,74の開度)に応じた流量が主弁11,70を通し
て入口ポート17から出口ポート18へと流出する。Next, when both the operation levers 30 of the flow control valves 11 and 70 are operated, the following operation is performed. First, the flow control valve 11,7
As in the case where the flow control valve 11 is operated independently in both of 0, the pilot flow according to the operation amount flows, and the variable throttle
By the action of 23 and the back pressure chamber 24, the flow rate according to the operation amount of the operation lever 30 (opening degree of the pilot valves 15, 74) flows out from the inlet port 17 to the outlet port 18 through the main valves 11, 70.
そしてこのような油圧アクチュエータ6,7の複合操作
においては、圧力補償弁16,17の受圧面積as,al,am,az
を前記(1)式の右辺第1項における比例定数αが第5
図に示すように任意の正の値となるように設定してある
ことにより、圧力補償及び分流機能が果たされる。In such combined operation of the hydraulic actuators 6 and 7, the pressure receiving areas as, al, am and az of the pressure compensating valves 16 and 17 are as follows.
The proportional constant α in the first term on the right side of the equation (1) is the fifth
As shown in the figure, the pressure compensation and the diversion function are fulfilled by setting the value to be an arbitrary positive value.
従って、例えば、第3図〜第7図を参照して説明した
油圧ショベルにおいては、ロードセンシング型のポンプ
レギュレータ10が有効に機能している運転状態では、各
作業部材を操作レバーの操作量に応じた一定の流量で駆
動し、安定した複合操作を行なうことができる。また油
圧アクチュエータ6,7の要求消費流量の合計が油圧ポン
プ1の最大吐出流量よりも大きくなり、ポンプレギュレ
ータ10が有効に機能しなくなるような運転状態になった
ときには、低圧側の油圧アクチュエータのみに圧油が供
給されるのではなく、高圧側の油圧アクチュエータにも
確実に圧油を供給でき、全ての作業部材を確実に駆動す
ることができる。そして特にα≦Kと設定した場合に
は、複合操作から単独操作に切換えられたときにも、油
圧アクチュエータに供給される流量に変動が生じず、安
定して作業を継続できる。Therefore, for example, in the hydraulic excavator described with reference to FIGS. 3 to 7, in the operating state in which the load sensing type pump regulator 10 is effectively functioning, each working member is set to the operation amount of the operation lever. It is possible to carry out stable composite operation by driving at a constant constant flow rate. Further, when the total required flow rate of the hydraulic actuators 6 and 7 becomes larger than the maximum discharge flow rate of the hydraulic pump 1 and the pump regulator 10 is in an operating state in which it does not function effectively, only the low pressure side hydraulic actuator is operated. Instead of supplying the pressure oil, the pressure oil can be surely supplied to the high pressure side hydraulic actuator, and all the working members can be surely driven. In particular, when α ≦ K is set, the flow supplied to the hydraulic actuator does not fluctuate even when the operation is switched from the combined operation to the single operation, and the work can be stably continued.
またα≦Kと設定した場合には、それぞれの油圧アク
チュエータに操作レバーの操作量に応じて正確に比例配
分された流量を供給できる。これにより、特に、圧力補
償弁16の受圧面積as,al,am,azを、前記(1)式におけ
る比例定数β,γが零に設定してある場合は、作業部材
の移動軌跡を操作レバーの操作量に応じて正確に制御す
ることができる。例えば、ブーム用シリンダ88のロッド
側に係わる流量制御弁及びアーム用シリンダ89のロッド
側に係わる流量制御弁においては、第6図(A)及び第
7図(B)に示すように、β=0,γ=0に設定されてい
る。これにより、ブーム及びアームを使用した下り斜面
の法面形成作業時、他の油圧アクチュエータの負荷圧力
及び自己負荷圧力の影響を完全に排除し、ブーム用操作
レバー及びアーム用操作レバーの操作量に応じて正確に
ブーム用シリンダ88及びアーム用シリンダ89に供給され
る流量を比例配分し、正確な法面形成を行うことができ
る。If α ≦ K is set, it is possible to supply a flow rate accurately proportionally distributed to each hydraulic actuator in accordance with the operation amount of the operation lever. As a result, particularly when the pressure receiving areas as, al, am, az of the pressure compensating valve 16 are set such that the proportional constants β and γ in the equation (1) are set to zero, the movement locus of the working member is set to the operation lever. It can be controlled accurately according to the operation amount of. For example, in the flow rate control valve related to the rod side of the boom cylinder 88 and the flow rate control valve related to the rod side of the arm cylinder 89, as shown in FIGS. 6 (A) and 7 (B), β = It is set to 0, γ = 0. This completely eliminates the effects of the load pressure of other hydraulic actuators and the self-load pressure during the work of forming the downward slope using the boom and arm, and reduces the amount of operation of the boom operation lever and arm operation lever. Accordingly, the flow rates supplied to the boom cylinder 88 and the arm cylinder 89 can be precisely proportionally distributed, and accurate slope formation can be performed.
また圧力補償弁16の受圧面積as,al,am,azを、前記
(1)式におけ比例定数βかつ/又は比例定数γが零以
外の任意の値になるように設定してある場合は、上記圧
力補償及び分流機能をベースとした、他の油圧アクチュ
エータの最大負荷圧力Plmaxに依存して主弁11,70を通る
主流量を変化させる調和機能かつ/又は自己負荷圧力補
償が果たされる。When the pressure receiving areas as, al, am, az of the pressure compensating valve 16 are set so that the proportional constant β and / or the proportional constant γ in the equation (1) is any value other than zero, On the basis of the pressure compensation and diversion functions described above, a harmonization function and / or a self-load pressure compensation of varying the main flow rate through the main valves 11, 70 depending on the maximum load pressure Plmax of another hydraulic actuator is performed.
例えば、第3図〜第7図を参照して説明した油圧ショ
ベルの例では、旋回モータ87に係わる流量制御弁におい
ては、比例定数βは第6図(A)に示すようにβ=0に
設定され、ブーム用シリンダ88のボトム側に係わる流量
制御弁においては比例定数βは第6図(B)に示すよう
に任意の正の値に設定される。一般的に、旋回とブーム
上げを同時に操作したときには、旋回体81は慣性体であ
るので旋回初期においては旋回モータの負荷圧力が高圧
となる。しかしながら、旋回が最大速度に達すると負荷
圧力は減少してしまう。一方、ブームの負荷圧力はブー
ム保持圧力となるので、旋回初期時においては旋回の負
荷圧力よりは低い圧力となる。また、例えばバックホウ
ショベルでの溝掘り作業において旋回とブーム上げを行
うとき、オペレータは操作の簡便さから旋回とブーム上
げの操作レバーを同時にフルストロークまで操作して
も、最初はブームの上昇速度が旋回速度に対して速く上
昇し、ブームがある程度上昇したら徐々に旋回速度が速
くなるようにブームと旋回の速度を自動的に調節できる
のが好ましい。比例定数βを上述のように設定すること
により、ブーム側の流量制御弁においては、旋回初期時
旋回の負荷圧力が高く、差圧Plmax−Plが大きいときに
はパイロット弁の前後差圧ΔPzが大きくなりブーム用シ
リンダに供給される流量が増加し、差圧Plmax−Plの減
少と共に差圧ΔPzも徐々に減少する。従って、ブームと
旋回の速度調整を自動的に行うことができ、オペレータ
の負担を軽減することができる。For example, in the example of the hydraulic excavator described with reference to FIGS. 3 to 7, in the flow control valve related to the swing motor 87, the proportional constant β is β = 0 as shown in FIG. 6 (A). In the flow rate control valve related to the bottom side of the boom cylinder 88, the proportional constant β is set to an arbitrary positive value as shown in FIG. 6 (B). Generally, when the swing and the boom raising are simultaneously operated, the swing body 81 is an inertial body, so that the load pressure of the swing motor becomes high at the beginning of the swing. However, when the turn reaches the maximum speed, the load pressure decreases. On the other hand, since the load pressure of the boom is the boom holding pressure, the load pressure is lower than the load pressure of the turning at the beginning of turning. In addition, for example, when performing turning and boom raising in digging work with a backhoe shovel, even if the operator simultaneously operates the turning and boom raising operation levers to full stroke for the sake of simplicity of operation, the boom rising speed is initially It is preferable that the boom and the turning speed can be automatically adjusted so that the speed rises faster than the turning speed and the turning speed gradually increases when the boom rises to some extent. By setting the proportionality constant β as described above, in the boom-side flow control valve, when the load pressure at the start of turning is high and the differential pressure Plmax−Pl is large, the pressure difference ΔPz across the pilot valve increases. The flow rate supplied to the boom cylinder increases, and the differential pressure ΔPz gradually decreases as the differential pressure Plmax−Pl decreases. Therefore, the boom and the turning speed can be automatically adjusted, and the burden on the operator can be reduced.
またアーム用シリンダ89のボトム側に関する流量制御
弁においては、比例定数βは第6図(C)に示すように
比較的小さな正の値に設定される。アームを使用した複
合操作で掘削作業をするとき、各油圧アクチュエータは
必ず動かなければならないが、このとき圧油は低圧側の
アクチュエータに多く流れようとする。このため、圧油
が流量制御弁を流れる際に絞られ、エネルギー損失が大
きくなる。従って、燃費も悪くなり、圧油のヒートバラ
ンスも悪くなる。上記のように、複合操作のバランスが
阻害されない範囲で比例定数βを設定することにより、
アーム側の流量制御弁においては、差圧Plmax−Plの増
加に応じて主弁の開度が開き、油の絞りの程度が小さく
なる。これにより燃費及びヒートバランスの悪化を低減
できる。Further, in the flow rate control valve on the bottom side of the arm cylinder 89, the proportionality constant β is set to a relatively small positive value as shown in FIG. 6 (C). When performing excavation work by a combined operation using an arm, each hydraulic actuator must move without fail, but at this time, a large amount of pressure oil tends to flow to the actuator on the low pressure side. For this reason, the pressure oil is throttled when flowing through the flow control valve, resulting in a large energy loss. Therefore, the fuel efficiency is also deteriorated, and the heat balance of the pressure oil is also deteriorated. As described above, by setting the proportional constant β within the range where the balance of the composite operation is not hindered,
In the flow control valve on the arm side, the opening degree of the main valve increases in accordance with the increase of the differential pressure Plmax-Pl, and the degree of restricting the oil decreases. Thereby, deterioration of fuel efficiency and heat balance can be reduced.
さらに、バケット用シリンダ90のボトム側に関する流
量制御弁においては、比例定数βは第6図(D)に示す
ように比較的小さな負の値に設定される。例えば、ブー
ムとバケットの複合操作によりブームの最大圧力でバケ
ットの動きを制限しながら溝を掘削しているとき、バケ
ットが地表に出た瞬間、バケットの負荷が急激に減少
し、ショックが発生する。上記のように比例定数βを設
定することにより、差圧Plmax−Plの増加に応じて差圧
ΔPzが負の要素として作用し、パイロット流量を減少さ
せ、バケットの速度を減速する。これにより負荷が急激
に減少したときのショックの発生を軽減し、作業の安全
性及び作業フィーリングが向上する。Further, in the flow rate control valve on the bottom side of the bucket cylinder 90, the proportionality constant β is set to a relatively small negative value as shown in FIG. 6 (D). For example, when excavating a ditch while restricting the movement of the bucket with the maximum pressure of the boom by the combined operation of the boom and the bucket, the moment the bucket comes to the ground, the load on the bucket suddenly decreases and a shock occurs. . By setting the proportional constant β as described above, the differential pressure ΔPz acts as a negative element in accordance with the increase of the differential pressure Plmax-Pl, reducing the pilot flow rate and decelerating the bucket speed. As a result, the occurrence of a shock when the load suddenly decreases is reduced, and work safety and work feeling are improved.
自己負荷圧力補償については、油圧アクチュエータの
単独操作で説明したことと実質的に同じことが、複合操
作においても、各アクチュエータにおいて行われる。Regarding the self-load pressure compensation, substantially the same as described in the single operation of the hydraulic actuator is performed in each actuator in the combined operation.
このように本実施例の油圧駆動装置においては、圧力
補償弁の受圧面積を適宜設定し、定数αを流量制御弁8,
9でそれぞれ正の値に設定すると共に、定数β,γの少
なくとも1つを流量制御弁8と流量制御弁9とで異なる
値に設定することにより、油圧建設機械の作業部材の種
類及び作業形態に応じて分流機能、または分流機能をベ
ースとした調和機能かつ/又は自己圧力補償機能を発揮
するよう、流量制御弁の特性を設定することができる。As described above, in the hydraulic drive system of the present embodiment, the pressure receiving area of the pressure compensation valve is appropriately set, and the constant α is set to the flow control valve 8,
By setting positive values in 9 and at least one of the constants β and γ to different values in the flow control valve 8 and the flow control valve 9, the type and work mode of the work members of the hydraulic construction machine are set. The characteristics of the flow control valve can be set so as to exert the diversion function, or the harmonization function and / or the self-pressure compensation function based on the diversion function.
また本実施例の油圧駆動装置においては、補助弁とし
ての圧力補償弁は主回路でなくパイロット回路に配置さ
れており、主回路に配置されている主弁はシート弁とし
て構成されている。従って、液漏れが少なく、高圧化に
適した油圧回路を提供できる。また圧力補償弁即ち補償
弁はパイロット回路に配置されているので、主回路に大
流量を流しても補助弁部での絞り損失が少なく、経済的
にも優れている。Further, in the hydraulic drive system according to the present embodiment, the pressure compensating valve as the auxiliary valve is arranged not in the main circuit but in the pilot circuit, and the main valve arranged in the main circuit is configured as a seat valve. Therefore, it is possible to provide a hydraulic circuit suitable for increasing the pressure with little liquid leakage. Further, since the pressure compensating valve, that is, the compensating valve is arranged in the pilot circuit, even if a large flow rate is caused to flow in the main circuit, there is little throttling loss in the auxiliary valve section, which is economically excellent.
その他の実施例1 次に、第8図及び第9図を参照して本発明の他の実施
例を説明する。なおこれら図面において、第1図に示し
た実施例と同等の部材には同じ符号を付している。Other Embodiment 1 Next, another embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. 8 and 9. In these drawings, the same members as those in the embodiment shown in FIG. 1 are designated by the same reference numerals.
前述した実施例では、圧力補償弁16,75の制御のた
め、油圧ポンプ1の吐出圧力Ps、最大負荷圧力Plmax、
パイロット弁15,74の入口圧力Pz及び出口圧力Plを直接
用いている。しかしながら、これら4つの圧力は背圧室
24の制御圧力を媒体として互いに相関関係を持ってお
り、これら4つの圧力を直接用いなくても圧力補償弁を
制御でき、圧力補償弁に上述した特性を与えることがで
きる。第8図及び第9図は、このような観点から圧力補
償弁の制御に上記4つの圧力を直接使用しない実施例を
示すものである。また、第1図では、油圧アクチュエー
タ6,7が伸長又は一方向に回転するように作動するとき
のメータイン(入口側)回路に配置した流量制御弁8,9
のみを示したが、実際の回路では、流量制御弁8,9は方
向制御弁の一部として機能するものであり、第8図では
その点を明確にするために方向制御弁の全体構成を示し
ている。In the above-described embodiment, since the pressure compensation valves 16 and 75 are controlled, the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 1, the maximum load pressure Plmax,
The inlet pressure Pz and the outlet pressure Pl of the pilot valves 15 and 74 are directly used. However, these four pressures are
The 24 control pressures have a correlation with each other as a medium, and the pressure compensation valve can be controlled without directly using these four pressures, and the above-mentioned characteristics can be given to the pressure compensation valve. FIG. 8 and FIG. 9 show an embodiment in which the above four pressures are not directly used for controlling the pressure compensating valve from such a viewpoint. Further, in FIG. 1, the flow control valves 8 and 9 arranged in the meter-in (inlet side) circuit when the hydraulic actuators 6 and 7 operate so as to extend or rotate in one direction.
Although only shown, the flow control valves 8 and 9 function as a part of the directional control valve in the actual circuit, and in order to clarify that point, the entire structure of the directional control valve is shown in FIG. Shows.
即ち第8図において、油圧ポンプ1と油圧シリンダ6,
7の間には、油圧シリンダ6,7の駆動を制御する方向制御
弁100,101が配置されており、方向制御弁100は4つのシ
ート弁型の流量制御弁102,103,104,105からなってい
る。第1の流量制御弁102は油圧シリンダ6が伸長する
ように作動するときのメータイン(入口側)回路106に
接続され、第1図に示した実施例の流量制御弁8に相当
している。第2の流量制御弁103は油圧シリンダ6が収
縮するように作動するときのメータイン回路107に接続
され、第3の流量制御弁104は、油圧シリンダ6と第2
の流量制御弁103の間で油圧シリンダ6伸長するように
作動するときのメータアウト(出口側)回路108に接続
され、第4の流量制御弁105は、油圧シリンダ6と第1
の流量制御弁102の間で油圧シリンダ6が収縮するよう
に作動するときのメータアウト回路109に接続されてい
る。第1の流量制御弁102と第4の流量制御弁105との間
には第1の流量制御弁への圧油の逆流を防止するチェッ
ク弁110が接続されており、第2の流量制御弁103と第3
の流量制御弁104との間には第2の流量制御弁への圧油
の逆流を防止するチェック弁111が接続されている。That is, in FIG. 8, the hydraulic pump 1 and the hydraulic cylinder 6,
Direction control valves 100, 101 for controlling the drive of the hydraulic cylinders 6, 7 are arranged between the seven, and the direction control valve 100 is composed of four seat valve type flow rate control valves 102, 103, 104, 105. The first flow control valve 102 is connected to the meter-in (inlet side) circuit 106 when the hydraulic cylinder 6 operates so as to extend, and corresponds to the flow control valve 8 of the embodiment shown in FIG. The second flow control valve 103 is connected to the meter-in circuit 107 when the hydraulic cylinder 6 operates so as to contract, and the third flow control valve 104 includes the hydraulic cylinder 6 and the second flow control valve 104.
Connected to the meter-out (outlet side) circuit 108 when operating to extend the hydraulic cylinder 6 between the flow control valves 103 of the first and second flow control valves 103.
Is connected to the meter-out circuit 109 when the hydraulic cylinder 6 operates to contract between the flow control valves 102 of FIG. A check valve 110 for preventing backflow of pressure oil to the first flow control valve is connected between the first flow control valve 102 and the fourth flow control valve 105, and is connected to the second flow control valve. 103 and the third
A check valve 111 for preventing backflow of pressure oil to the second flow control valve is connected between the check valve 111 and the flow control valve 104.
第1〜第4の流量制御弁102〜105はそれぞれ、シート
弁型の主弁112,113,114,115と、主弁に対するパイロッ
ト回路116,117,118,119と、パイロット回路に接続され
たパイロット弁120,121,122,123とを有し、第1及び第
2の流量制御弁102,103はさらに、パイロット回路にパ
イロット弁と直列に接続された圧力補償弁124,125を備
えている。主弁112〜115の構成及び機能は、第1図に示
した実施例の主弁11,70と同様である。即ち、パイロッ
ト弁120〜123が操作されるとパイロット回路116〜119に
パイロット弁の開度に応じたパイロット流が形成され、
可変絞り23と背圧室24の作用により、主弁弁体21はパイ
ロット流量に比例した開度に開き、パイロット弁120〜1
23の開度に応じた流量が主弁11を通して入口ポート17か
ら出口ポート18へと流出する。Each of the first to fourth flow control valves 102 to 105 has a seat valve type main valve 112, 113, 114, 115, a pilot circuit 116, 117, 118, 119 for the main valve, and pilot valves 120, 121, 122, 123 connected to the pilot circuit. The second flow control valves 102 and 103 further include pressure compensation valves 124 and 125 connected to the pilot circuit in series with the pilot valves. The structures and functions of the main valves 112 to 115 are similar to those of the main valves 11 and 70 of the embodiment shown in FIG. That is, when the pilot valves 120 to 123 are operated, a pilot flow according to the opening of the pilot valves is formed in the pilot circuits 116 to 119,
Due to the action of the variable throttle 23 and the back pressure chamber 24, the main valve valve body 21 opens to an opening proportional to the pilot flow rate, and the pilot valves 120 to 1
The flow rate according to the opening degree of 23 flows out from the inlet port 17 to the outlet port 18 through the main valve 11.
パイロット弁120〜123は、第9図に示すように、油圧
操作部126を有する点を除いて、基本的には第1図に示
したパイロット弁15,74と同じである。The pilot valves 120 to 123 are basically the same as the pilot valves 15 and 74 shown in FIG. 1, except that the pilot valves 120 to 123 have a hydraulic operating portion 126 as shown in FIG.
圧力補償弁124は、第9図に示すように、スプール型
の弁体130と、弁体130を開弁方向に付勢する第1の油圧
操作室131と、第1の油圧操作室131に対向して位置し、
弁体125を閉弁方向に付勢する第2、第3及び第4の油
圧操作室132、133、134とからなっている。第1の油圧
操作室131はパイロット管路135を介して主体112の背圧
室24に接続され、第2の油圧操作室132は圧力補償弁124
の出口ポート41に連通する位置に形成され、第3の油圧
操作室133パイロット管路136を介して最大負荷圧力管路
50に接続され、第4の油圧操作室134はパイロット管路1
37を介して主弁112の入口ポート17側で主回路106に接続
されている。これにより第1の油圧操作室131には背圧
室24の制御圧力Pcが導入され、第2の油圧操作室132に
はパイロット弁120の入口圧力Pzが導入され、第3の油
圧操作室133には最大負荷圧力Plmaxが導入され、第4の
油圧操作室134には油圧ポンプ1の吐出圧力Psが導入さ
れる。そして弁体130の第1の油圧操作室131に面する端
面は背圧室24の制御圧力Pcを受ける受圧面積acを規定
し、第2の油圧操作室132に面する弁体130の環状端面は
パイロット弁120の入口圧力Pzを受ける受圧面積azを規
定し、第3の油圧操作室133に面する弁体130の環状端面
は最大負荷圧力Plmaxを受ける受圧面積amを規定し、第
4の油圧操作室134に面する弁体130の端面は油圧ポンプ
1の吐出圧力Psを受ける受圧面積asを規定している。
これら受圧面積as,ac,am,azは、後述するの比例定数
α,β,γの所定の値が得られるように設定されてい
る。また受圧面積as,ac,am,azは、主弁112及びパイロ
ット弁120が閉じているときに、弁体130を開位置に保持
するように設定されている。As shown in FIG. 9, the pressure compensating valve 124 includes a spool type valve element 130, a first hydraulic operating chamber 131 for biasing the valve element 130 in a valve opening direction, and a first hydraulic operating chamber 131. Located opposite each other,
It is composed of second, third and fourth hydraulic operating chambers 132, 133 and 134 for urging the valve body 125 in the valve closing direction. The first hydraulic operating chamber 131 is connected to the back pressure chamber 24 of the main body 112 via the pilot line 135, and the second hydraulic operating chamber 132 is connected to the pressure compensating valve 124.
Is formed at a position communicating with the outlet port 41 of the third hydraulic operation chamber 133, and the maximum load pressure line via the pilot line 136.
The fourth hydraulic operating chamber 134 is connected to the pilot line 1
It is connected to the main circuit 106 on the inlet port 17 side of the main valve 112 via 37. As a result, the control pressure Pc of the back pressure chamber 24 is introduced into the first hydraulic operating chamber 131, the inlet pressure Pz of the pilot valve 120 is introduced into the second hydraulic operating chamber 132, and the third hydraulic operating chamber 133. The maximum load pressure Plmax is introduced into, and the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 1 is introduced into the fourth hydraulic operation chamber 134. The end surface of the valve body 130 facing the first hydraulic operation chamber 131 defines a pressure receiving area ac for receiving the control pressure Pc of the back pressure chamber 24, and the annular end surface of the valve body 130 facing the second hydraulic operation chamber 132. Defines a pressure receiving area az for receiving the inlet pressure Pz of the pilot valve 120, and the annular end surface of the valve body 130 facing the third hydraulic operating chamber 133 defines a pressure receiving area am for receiving the maximum load pressure Plmax, The end surface of the valve element 130 facing the hydraulic operation chamber 134 defines a pressure receiving area as for receiving the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 1.
These pressure receiving areas as, ac, am, az are set so that predetermined values of proportional constants α, β, γ described later can be obtained. Further, the pressure receiving areas as, ac, am, az are set so as to hold the valve element 130 in the open position when the main valve 112 and the pilot valve 120 are closed.
圧力補償弁125も圧力補償弁124と同様に構成されてい
る。The pressure compensation valve 125 has the same structure as the pressure compensation valve 124.
そして油圧シリンダ7に対する方向制御弁101も方向
制御弁100と同様に構成されている。The directional control valve 101 for the hydraulic cylinder 7 is also configured similarly to the directional control valve 100.
油圧ポンプ1には、油圧ポンプ1の吐出圧力を複数の
油圧アクチュエータ6,7の最大負荷圧力よりも所定値だ
け高く保持するロードセンシング型のポンプレギュレー
タ140が設けられている。The hydraulic pump 1 is provided with a load-sensing type pump regulator 140 that keeps the discharge pressure of the hydraulic pump 1 higher than the maximum load pressure of the hydraulic actuators 6, 7 by a predetermined value.
ポンプレギュレータ140は、油圧シリンダ型の斜板傾
転装置141と制御弁142とを有し、斜板傾転装置141は制
御弁142の位置に応じてロッド側シリンダ室とヘッド側
シリンダ室との面積差により駆動され、油圧ポンプ1の
吐出量を制御する。制御弁142の駆動方式は第1図に示
した制御弁62と同様である。即ち、制御弁142は油圧ポ
ンプ1の吐出圧力と最大負荷圧力及びばね65の設定力と
を対向して受け、最大負荷圧力の変化に対応して斜板傾
転装置141を制御し、油圧ポンプ1の吐出圧力を最大負
荷圧力に対してばね65の強さに相当する圧力だけ高い圧
力に保持する。The pump regulator 140 has a hydraulic cylinder type swash plate tilting device 141 and a control valve 142. The swash plate tilting device 141 divides the rod side cylinder chamber and the head side cylinder chamber according to the position of the control valve 142. Driven by the area difference, the discharge amount of the hydraulic pump 1 is controlled. The drive system of the control valve 142 is the same as that of the control valve 62 shown in FIG. That is, the control valve 142 opposes the discharge pressure of the hydraulic pump 1, the maximum load pressure, and the set force of the spring 65, controls the swash plate tilting device 141 according to the change of the maximum load pressure, and controls the hydraulic pump. The discharge pressure of 1 is maintained at a pressure higher than the maximum load pressure by a pressure corresponding to the strength of the spring 65.
このように構成された油圧駆動装置においては、例え
ば圧力補償弁124における弁体130の圧力釣り合い式は以
下の式で表わされる。In the hydraulic drive system configured as described above, for example, the pressure balance equation of the valve element 130 in the pressure compensation valve 124 is expressed by the following equation.
acPc=asPs+amPlmax+azPz また主弁102における弁体21の圧力釣り合い式は以下
の式で表わされる。acPc = asPs + amPlmax + azPz Further, the pressure balance equation of the valve body 21 in the main valve 102 is expressed by the following equation.
AcPc=AsPs+AlPl 上記2式よりパイロット弁120の前後差圧を求める式
を導くと、 この式をAc=As+Alを用いて変形すると と置けば、 Pz−Pl=α(Ps−Plmax)+β(Plmax−Pl)+γPl
(4) と表現できる。ここでパイロット弁120の前後差圧をΔP
zとすると、Pz−Pl=ΔPzである。従って、第1図に示
した実施例における(1)式と同じ式が得られる。AcPc = AsPs + AlPl From the above two equations, derive the equation to obtain the differential pressure across the pilot valve 120, If this equation is transformed using Ac = As + Al, , Pz-Pl = α (Ps-Plmax) + β (Plmax-Pl) + γPl
It can be expressed as (4). Where the differential pressure across pilot valve 120 is ΔP
If z, then Pz−Pl = ΔPz. Therefore, the same equation as equation (1) in the embodiment shown in FIG. 1 is obtained.
従って、本実施例においても、比例定数α,β,γを
所定の値に設定することにより、パイロット弁120の前
後差圧ΔPzを、油圧ポンプ1の吐出圧力Psと最大負荷圧
力Plmaxとの差圧Ps−Plmax、最大負荷圧力Plmaxと自己
負荷圧力Plとの差圧Plmax−Pl、自己負荷圧力Plの3つ
の要素にそれぞれに比例して制御でき、前述した圧力補
償及び分流機能(右辺第1項)、又はこの圧力補償及び
分流機能をベースとした複合操作における調和機能(右
辺第2項)かつ/又は自己圧力補償機能(右辺第3項)
を得ることができる。即ち、本実施例では、パイロット
弁120の入口圧力Pz及び出口圧力Pl、油圧ポンプ1の吐
出圧力Ps、最大負荷圧力Plmaxを直接用いる代わりに、
制御圧力Pc、入口圧力Pz、最大負荷圧力Plmax、油圧ポ
ンプ1の吐出圧力Psを導入して上記4つの圧力Pz,Pl,P
s,Plmaxを用いたのと同様の効果を得るものである。Therefore, also in the present embodiment, by setting the proportional constants α, β, γ to predetermined values, the differential pressure ΔPz across the pilot valve 120 is set to the difference between the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 1 and the maximum load pressure Plmax. Pressure Ps-Plmax, differential pressure Plmax-Pl between maximum load pressure Plmax and self-load pressure Pl, and proportional control to the three elements of self-load pressure Pl can be performed in proportion to each of them. Item), or a harmony function (the second item on the right side) and / or a self-pressure compensation function (the third item on the right side) in a combined operation based on the pressure compensation and diversion function.
Can be obtained. That is, in this embodiment, instead of directly using the inlet pressure Pz and the outlet pressure Pl of the pilot valve 120, the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 1, and the maximum load pressure Plmax,
The control pressure Pc, the inlet pressure Pz, the maximum load pressure Plmax, and the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 1 are introduced to introduce the above four pressures Pz, Pl, P.
The same effect as using s and Plmax is obtained.
第10図は第9図に示した圧力補償弁の油圧操作室の配
置順序の変更例を示すものである。即ち、この実施例に
おいては、圧力補償弁150は、背圧室24の制御圧力Pcを
受ける第1の油圧操作室151を背圧室24に隣接して位置
させ、パイロット管路135を省略し、第1の油圧操作室1
51に対向する3つの油圧操作室を、パイロット弁120の
入り口圧力Pzを受ける油圧操作室152、油圧ポンプ1の
吐出圧力Psを受ける油圧操作室153、最大負荷圧力Plmax
を受ける油圧操作室154の順で配置したものである。油
圧操作室をこのように配置しても、上記(4)式は成立
し、第9図に示した実施例と同様の効果を得ることがで
きる。FIG. 10 shows an example of changing the arrangement order of the hydraulic operation chambers of the pressure compensating valve shown in FIG. That is, in this embodiment, the pressure compensating valve 150 positions the first hydraulic operating chamber 151, which receives the control pressure Pc of the back pressure chamber 24, adjacent to the back pressure chamber 24 and omits the pilot line 135. , First hydraulic operating room 1
The three hydraulic operating chambers facing 51 are a hydraulic operating chamber 152 that receives the inlet pressure Pz of the pilot valve 120, a hydraulic operating chamber 153 that receives the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 1, and a maximum load pressure Plmax.
The hydraulic operation chamber 154 is arranged in this order. Even if the hydraulic operation chamber is arranged in this way, the above formula (4) is established and the same effect as that of the embodiment shown in FIG. 9 can be obtained.
第11図はシート型主弁の構成の変形例を示すものであ
る。本実施例では、シート型の主弁160は、上述した実
施例のように可変絞りとしてスリット22を有する弁体の
代わりに、入口ポート17を背圧室24に連通可能にする貫
通孔161を有する弁体162を有し、貫通孔161を弁体162の
移動に応じて絞り量を変化させる可変絞りとして構成し
てある。また、前述した実施例にあっては、入口ポート
17の穿設方向と弁体21の移動方向が直行するように、ま
た出口ポート18の穿設方向と弁体21の移動方向が一致す
るように構成してあるが、本実施例では、入口ポート17
の穿設方向と弁体162の移動方向が一致するように、出
口ポート18の穿設方向と弁体162の移動方向が直行する
ように構成してある。FIG. 11 shows a modification of the structure of the seat type main valve. In this embodiment, the seat-type main valve 160 has a through hole 161 that allows the inlet port 17 to communicate with the back pressure chamber 24 instead of the valve body having the slit 22 as the variable throttle as in the above-described embodiments. The through hole 161 is configured as a variable throttle that changes the throttle amount according to the movement of the valve body 162. In addition, in the above-described embodiment, the inlet port
Although it is configured such that the drilling direction of 17 and the moving direction of the valve body 21 are orthogonal, and the drilling direction of the outlet port 18 and the moving direction of the valve body 21 are the same, in the present embodiment, Port 17
In order that the drilling direction of the valve body 162 and the moving direction of the valve body 162 may coincide with each other, the drilling direction of the outlet port 18 and the moving direction of the valve body 162 may be orthogonal to each other.
この実施例にあっては、弁体162の底部端面がポンプ
吐出圧力Psを受ける受圧面積Asを規定している。また、
入口ポート17から出口ポート18に流れる圧油の流れ方向
が前述した実施例とは逆になる。In this embodiment, the bottom end surface of the valve element 162 defines the pressure receiving area As that receives the pump discharge pressure Ps. Also,
The flow direction of the pressure oil flowing from the inlet port 17 to the outlet port 18 is opposite to that in the above-described embodiment.
この実施例においても、主弁160は前述した実施例の
主弁11と同様に機能し、貫通孔161により提供される可
変絞りと背圧室24との作用により、パイロット流量に応
じた主流量を流すことができる。その結果、圧力補償弁
124は第9図の実施例と同様に機能し、同様の効果を得
ることができる。Also in this embodiment, the main valve 160 functions similarly to the main valve 11 of the above-described embodiment, and the action of the variable throttle provided by the through hole 161 and the back pressure chamber 24 causes the main flow rate according to the pilot flow rate. Can be drained. As a result, the pressure compensation valve
124 functions similarly to the embodiment of FIG. 9 and can obtain the same effect.
本発明のさらに他の実施例を第12図及び第13図を参照
して説明する。図中、第2図及び第12図に示した部材と
同等の部材には同じ符号を付している。Still another embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. 12 and 13. In the figure, the same members as those shown in FIGS. 2 and 12 are designated by the same reference numerals.
この実施例においては、方向制御弁は170,171で表わ
され、これら方向制御弁170,171は圧力補償弁172,173に
関する構成が異なるのみで、他の構成は第8図に示した
実施例と同じである。In this embodiment, the directional control valves are represented by 170 and 171, and these directional control valves 170 and 171 are the same as the embodiment shown in FIG. 8 except for the configuration relating to the pressure compensating valves 172 and 173.
圧力補償弁172(173)は、先ずパイロット回路116(1
17)における配置位置が前述した実施例とは異なってい
る。即ち、圧力補償弁172(173)は、パイロット弁120
(121)の出口側と主弁102(103)の出口ポート18との
間でパイロット回路116(117)に接続されている。また
圧力補償弁を制御するために導く圧力の点でも異なって
いる。即ち、圧力補償弁172(173)は、スプール型の弁
体174と、弁体174を開弁方向に付勢する第1の油圧操作
室175と、第1の油圧操作室175に対向して位置し、弁体
174を閉弁方向に付勢する第2及び第3の油圧操作室17
6、177とを有している。第1の油圧操作室175は圧力補
償弁の入口ポート178に連通して形成され、第2の油圧
操作室176はパイロット管路179を介して主弁102(103)
の出口ポート18に接続され、第3の油圧操作室177はパ
イロット管路180を介して最大負荷圧力管路50に接続さ
れている。これにより第1の油圧操作室175にはパイロ
ット弁120(121)の出口圧力Pzが導入され、第2の油圧
操作室176には主弁102(103)の出口圧力(負荷圧力)P
lが導入され、第3の油圧操作室177には最大負荷圧力Pl
maxが導入される。そして弁体174の第1の油圧操作室17
5に面する端面はパイロット弁出口圧力Pzを受ける受圧
面積azを規定し、第2の油圧操作室176に面する弁体17
4の環状端面は主弁出口圧力Plを受ける受圧面積alを規
定し、第3の油圧操作室177に面する弁体174の端面は最
大負荷圧力Plmaxを受ける受圧面積amを規定している。
これら受圧面積az,al,amは、後述する比例定数α,
β,γの所定の値が得れるように設定されている。また
受圧面積az,al,amは主弁102(103)及びパイロット弁1
20(121)が閉じているときに弁体174を開位置に保持す
るように設定されている。First, the pressure compensating valve 172 (173) is connected to the pilot circuit 116 (1
The arrangement position in 17) is different from that in the above-described embodiment. That is, the pressure compensation valve 172 (173) is the pilot valve 120.
It is connected to the pilot circuit 116 (117) between the outlet side of (121) and the outlet port 18 of the main valve 102 (103). There is also a difference in the pressure introduced to control the pressure compensation valve. That is, the pressure compensating valve 172 (173) includes a spool type valve body 174, a first hydraulic pressure operation chamber 175 that biases the valve body 174 in the valve opening direction, and a first hydraulic pressure operation chamber 175 that faces the first hydraulic pressure operation chamber 175. Located, valve body
Second and third hydraulic operating chambers 17 for urging 174 in the valve closing direction
6 and 177. The first hydraulic operating chamber 175 is formed in communication with the inlet port 178 of the pressure compensation valve, and the second hydraulic operating chamber 176 is connected to the main valve 102 (103) via the pilot line 179.
Is connected to the outlet port 18 and the third hydraulic operating chamber 177 is connected to the maximum load pressure line 50 via the pilot line 180. As a result, the outlet pressure Pz of the pilot valve 120 (121) is introduced into the first hydraulic operation chamber 175, and the outlet pressure (load pressure) P of the main valve 102 (103) is introduced into the second hydraulic operation chamber 176.
l is introduced, and the maximum load pressure Pl is applied to the third hydraulic operating room 177.
max is introduced. And the first hydraulic operating chamber 17 of the valve body 174
The end surface facing 5 defines a pressure receiving area az for receiving the pilot valve outlet pressure Pz, and the valve body 17 facing the second hydraulic operating chamber 176
The annular end surface of 4 defines a pressure receiving area a1 that receives the main valve outlet pressure Pl, and the end surface of the valve body 174 that faces the third hydraulic operating chamber 177 defines a pressure receiving area am that receives the maximum load pressure Plmax.
These pressure receiving areas az, al, am are proportional constants α,
It is set so that predetermined values of β and γ can be obtained. The pressure receiving areas az, al, am are the main valve 102 (103) and the pilot valve 1
The valve element 174 is set to be held in the open position when the 20 (121) is closed.
このように構成された油圧駆動装置においては、圧力
補償弁172(173)の弁体174の圧力釣り合い式は以下の
式で表わされる。In the hydraulic drive system configured as described above, the pressure balance equation of the valve element 174 of the pressure compensation valve 172 (173) is represented by the following equation.
azPz=amPlmax+alPl また主弁102における弁体21の圧力釣り合い式は以下
の式で表わされる。azPz = amPlmax + alPl Further, the pressure balance equation of the valve body 21 in the main valve 102 is expressed by the following equation.
AcPc=AsPs+AlPl 上記2式よりパイロット弁120の前後差圧を求める式
を導くと、 この式をAc=As+Alを用いて変形すると と置けば、 Pc−Pz=α(Ps−Plmax)+β(Plmax−Pl)+γPl
(5) と表現できる。ここでパイロット弁120の前後差圧をΔP
zとすると、Pc−Pz=ΔPzである。従って、上述した実
施例における(1)式と同じ式が得られる。AcPc = AsPs + AlPl From the above two equations, derive the equation to obtain the differential pressure across the pilot valve 120, If this equation is transformed using Ac = As + Al, , Pc-Pz = α (Ps-Plmax) + β (Plmax-Pl) + γPl
It can be expressed as (5). Where the differential pressure across pilot valve 120 is ΔP
If z, then Pc−Pz = ΔPz. Therefore, the same formula as the formula (1) in the above-described embodiment can be obtained.
従って、本実施例においても、比例定数α,β,γを
所定の値に設定することにより、パイロット弁120(12
1)の前後差圧Pzを、油圧ポンプ1の吐出圧力Psと最大
負荷圧力Plmaxとの差圧Ps−Plmax、最大負荷圧力Plmax
と自己負荷圧力Plとの差圧Plmax−Pl、自己負荷圧力Pl
の3つの要素にそれぞれに比例して制御でき、前述した
圧力補償及び分流機能(右辺第1項)、又はこの圧力補
償及び分流機能をベースとした、複合操作における調和
機能(右辺第2項)かつ/又は自己圧力補償機能(右辺
第3項)を得ることができる。Therefore, also in this embodiment, by setting the proportional constants α, β, γ to predetermined values, the pilot valve 120 (12
The differential pressure Pz across 1) is the differential pressure Ps-Plmax between the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 1 and the maximum load pressure Plmax, and the maximum load pressure Plmax.
Pressure difference between the self-load pressure Pl and the self-load pressure Pl
Can be controlled in proportion to each of the three elements, and the above-mentioned pressure compensation and diversion function (first term on the right side), or harmony function in complex operation based on this pressure compensation and diversion function (second term on the right side) And / or the self-pressure compensation function (the third term on the right side) can be obtained.
また上記(5)式において右辺の自己負荷圧力Plは、
前述したAcPc=AsPs+AlPlの関係よりパイロット弁120
の入口圧力Pc(=制御圧力)と油圧ポンプの吐出圧力Ps
とで表わすことができ、結局(5)式は、パイロット弁
120の入口圧力Pc及び出口圧力Pz、油圧ポンプ1の吐出
圧力Ps及び最大負荷圧力Plmaxの4つの圧力で表わすこ
とができる。従って本実施例でも、パイロット弁120の
入口圧力Pc及び出口圧力Pz、油圧ポンプ1の吐出圧力P
s、最大負荷圧力Plmaxを直接用いる代わりに、出口圧力
Pz、主弁出口圧力Pl、最大負荷圧力Pmaxの3つの圧力を
導入して上記4つの圧力Pc,Pz,Ps,Plmaxを用いたのと同
様の効果を得ている。Further, in the above equation (5), the self-load pressure Pl on the right side is
From the relationship of AcPc = AsPs + AlPl described above, pilot valve 120
Inlet pressure Pc (= control pressure) and hydraulic pump discharge pressure Ps
Can be expressed by and, after all, formula (5) is the pilot valve
It can be represented by four pressures, that is, the inlet pressure Pc and the outlet pressure Pz of 120, the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 1, and the maximum load pressure Plmax. Therefore, also in this embodiment, the inlet pressure Pc and the outlet pressure Pz of the pilot valve 120, the discharge pressure P of the hydraulic pump 1
s, outlet pressure instead of directly using maximum load pressure Plmax
The same effect as that obtained by introducing three pressures of Pz, the main valve outlet pressure Pl, and the maximum load pressure Pmax and using the above four pressures Pc, Pz, Ps, Plmax is obtained.
以上説明したように、本発明は、パイロット弁の入口
圧力及び出口圧力、油圧ポンプ1の吐出圧力、最大負荷
圧力の4つの圧力に基づいて圧力補償弁を制御し、圧力
補償及び分流機能、又は圧力補償及び分流機能をベース
とした調和機能かつ/又は自己圧力補償機能を選択的に
達成可能とするものである。当該4つの圧力は背圧室24
の制御圧力Pcを媒体として互いに相関関係を持っている
ので、これら4つの圧力を直接用いなくても圧力補償弁
を制御できる。また圧力補償弁の配置位置もパイロット
弁の前後どちらでもよい。以下に、この点に関する更に
他の変形例を列挙する。なお以下の説明において、主弁
は符号11で、パイロット弁は符号15で代表して表わす。As described above, the present invention controls the pressure compensating valve based on the four pressures of the inlet pressure and the outlet pressure of the pilot valve, the discharge pressure of the hydraulic pump 1, and the maximum load pressure, and the pressure compensating and diversion function, or A harmony function and / or a self-pressure compensation function based on the pressure compensation and the diversion function can be selectively achieved. The four pressures are the back pressure chamber 24
Since the control pressure Pc of 1 is used as a medium and has a correlation with each other, the pressure compensating valve can be controlled without directly using these four pressures. The position of the pressure compensation valve may be either before or after the pilot valve. In the following, further modifications of this point will be listed. In the following description, the main valve is represented by reference numeral 11, and the pilot valve is represented by reference numeral 15.
第14図は、圧力補償弁190を背圧室24とパイロット弁1
5の間においてパイロット回路に配置し、背圧室の制御
圧力Pc、パイロット弁出口圧力Plを受圧面積ac,alを持
つ開弁方向の油圧操作室に、パイロット弁入口圧力Pz、
最大負荷圧力Plmaxを受圧面積az,amを持つ閉弁方向の
油圧操作室に導いた実施例である。FIG. 14 shows the pressure compensating valve 190 including the back pressure chamber 24 and the pilot valve 1
5 is arranged in the pilot circuit between 5 and the control pressure Pc of the back pressure chamber and the pilot valve outlet pressure Pl are set in the hydraulic operating chamber in the valve opening direction having the pressure receiving area ac, al, and the pilot valve inlet pressure Pz,
This is an embodiment in which the maximum load pressure Plmax is guided to the hydraulic operating chamber in the valve closing direction having the pressure receiving areas az and am.
この構成における圧力補償弁190の圧力釣り合い式は
以下の式で表わされる。The pressure balance equation of the pressure compensation valve 190 in this configuration is represented by the following equation.
acPc+alPl=amPlmax+azPz この式と主弁11の圧力釣り合い式から上述した実施例
と同様にパイロット弁15の前後差圧を求める式を導く
と、 従って、右辺定数をそれぞれα,β,γと置けば、 Pz−Pl=α(Ps−Plmax)+β(Plmax−Pl)+γPl
(6) が求められる。acPc + alPl = amPlmax + azPz From this formula and the pressure balance formula of the main valve 11, the formula for obtaining the differential pressure across the pilot valve 15 is derived as in the above-described embodiment. Therefore, if the right-hand side constants are set as α, β, and γ, respectively, Pz−Pl = α (Ps−Plmax) + β (Plmax−Pl) + γPl
(6) is required.
第15図は、圧力補償弁191をパイロット弁15と主弁11
の出口ポートの間に配置し、油圧ポンプ1の吐出圧力P
s、パイロット弁出口圧力Pzを受圧面積as,azを持つ開
弁方向の油圧操作室に、パイロット弁入口圧力Pc、最大
負荷圧力Plmaxを受圧面積ac,amを持つ閉弁方向の油圧
操作室に導いた実施例である。FIG. 15 shows that the pressure compensating valve 191 includes a pilot valve 15 and a main valve 11.
It is arranged between the outlet ports of the hydraulic pump 1 and the discharge pressure P of the hydraulic pump 1.
s, pilot valve outlet pressure Pz to the hydraulic operating chamber in the valve opening direction with pressure receiving areas as and az, and pilot valve inlet pressure Pc and maximum load pressure Plmax to the hydraulic operating chamber in the valve closing direction with pressure receiving areas ac and am It is a guided example.
この構成における圧力補償弁191の圧力釣り合い式
は: azPz+asPs=acPc+amPlmax パイロット弁15の前後差圧の式は: 右辺定数をそれぞれα,β,γと置けば: Pc−Pz=α(Ps−Plmax)+β(Plmax−Pl)+γPl
(7) 第16図は、圧力補償弁192をパイロット弁15と主弁11
の出口ポートの間に配置し、油圧ポンプ1の吐出圧力P
s、パイロット弁出口圧力Pzを受圧面積as,azを持つ開
弁方向の油圧操作室に、最大負荷圧力Plmaxを受圧面積
amを持つ閉弁方向の油圧操作室に導いた実施例であ
る。The pressure balance equation of the pressure compensating valve 191 in this configuration is: azPz + asPs = acPc + amPlmax The equation of the differential pressure across the pilot valve 15 is: If the right-hand side constants are set as α, β, γ, respectively: Pc-Pz = α (Ps-Plmax) + β (Plmax-Pl) + γPl
(7) In FIG. 16, the pressure compensating valve 192 includes a pilot valve 15 and a main valve 11.
It is arranged between the outlet ports of the hydraulic pump 1 and the discharge pressure P of the hydraulic pump 1.
s, the pilot valve outlet pressure Pz is introduced into the hydraulic operating chamber in the valve opening direction having the pressure receiving areas as and az, and the maximum load pressure Plmax is introduced into the hydraulic operating chamber in the valve closing direction having the pressure receiving area am.
この構成における圧力補償弁192の圧力釣り合い式
は: azPz+asPs=amPlmax パイロット弁15の前後差圧の式は: 右辺定数をそれぞれα,β,γと置けば: Pc−Pz=α(Ps−Plmax)+β(Plmax−Pl)+γPl
(8) 第17図は、圧力補償弁193をパイロット弁15と主弁11
の出口ポートの間に配置し、油圧ポンプ1の吐出圧力P
s、パイロット弁入り口圧力Pc、パイロット弁出口圧力P
zを受圧面積as,ac,azを持つ開弁方向の油圧操作室に、
最大負荷圧力Plmaxを受圧面積amを持つ閉弁方向の油圧
操作室に導いた実施例である。The pressure balance equation of the pressure compensation valve 192 in this configuration is: azPz + asPs = amPlmax The equation of the differential pressure across the pilot valve 15 is: If the right-hand side constants are set as α, β, γ, respectively: Pc-Pz = α (Ps-Plmax) + β (Plmax-Pl) + γPl
(8) In FIG. 17, the pressure compensating valve 193 includes a pilot valve 15 and a main valve 11.
It is arranged between the outlet ports of the hydraulic pump 1 and the discharge pressure P of the hydraulic pump 1.
s, pilot valve inlet pressure Pc, pilot valve outlet pressure P
z in the hydraulic operating room in the valve opening direction with pressure receiving areas as, ac, az,
This is an embodiment in which the maximum load pressure Plmax is introduced to the hydraulic operating chamber in the valve closing direction having the pressure receiving area am.
この構成における圧力補償弁193の圧力釣り合い式
は: azPz+acPc+asPs=amPlmax パイロット弁15の前後差圧の式は: 右辺定数をそれぞれα,β,γと置けば: Pc−Pz=α(Ps−Plmax)+β(Plmax−Pl)+γPl
(9) 第18図は、圧力補償弁194をパイロット弁15と主弁11
の出口ポートの間に配置し、パイロット弁出口圧力Pzを
受圧面積asを持つ開弁方向の油圧操作室に、パイロッ
ト弁15の入口圧力Pc、主弁11の出口圧力Pl、最大負荷圧
力Plmaxを受圧面積ac,al,amを持つ閉弁方向の油圧操作
室に導いた実施例である。The pressure balance equation of the pressure compensating valve 193 in this configuration is: azPz + acPc + asPs = amPlmax The equation of the differential pressure across the pilot valve 15 is: If the right-hand side constants are set as α, β, γ, respectively: Pc-Pz = α (Ps-Plmax) + β (Plmax-Pl) + γPl
(9) In FIG. 18, the pressure compensating valve 194 includes a pilot valve 15 and a main valve 11.
The pilot valve outlet pressure Pz in the opening direction hydraulic operation chamber having the pressure receiving area as, the pilot valve inlet pressure Pc, the main valve 11 outlet pressure Pl, and the maximum load pressure Plmax. This is an embodiment in which the hydraulic pressure operation chamber having a pressure receiving area ac, al, am in the valve closing direction is introduced.
この構成における圧力補償弁194の圧力釣り合い式
は: azPz=acPc+alPl+amPlmax パイロット弁15の前後差圧の式は: 右辺定数をそれぞれα,β,γと置けば: Pc−Pz=α(Ps−Plmax)+β(Plmax−Pl)+γPl (1
0) 第19図は、圧力補償弁195をパイロット弁15と主弁11
の出口ポートの間に配置し、パイロット弁15の入口圧力
Pc、パイロット弁出口圧力Pzを受圧面積ac,asを持つ開
弁方向の油圧操作室に、主弁11の出口圧力Pl、最大負荷
圧力Plmaxを受圧面積al,amを持つ閉弁方向の油圧操作
室に導いた実施例である。The pressure balance equation of the pressure compensating valve 194 in this configuration is: azPz = acPc + alPl + amPlmax The equation of the differential pressure across the pilot valve 15 is: If the right-hand side constants are set as α, β, and γ, respectively: Pc−Pz = α (Ps−Plmax) + β (Plmax−Pl) + γPl (1
0) FIG. 19 shows the pressure compensating valve 195 including the pilot valve 15 and the main valve 11
Located between the outlet ports of the pilot valve 15 inlet pressure
Pc, pilot valve outlet pressure Pz in the valve-opening direction hydraulic operation chamber with pressure-receiving areas ac, as, main valve 11 outlet pressure Pl, maximum load pressure Plmax in the valve-closing direction hydraulic operation with pressure-receiving areas al, am It is the example which led to the room.
この構成における圧力補償弁195の圧力釣り合い式
は: azPz+acPc+alPl+amPlmax パイロット弁15の前後差圧の式は: 右辺定数をそれぞれα,β,γと置けば: Pc−Pz=α(Ps−Plmax)+β(Plmax−Pl)+γPl (1
1) 第20図は、圧力補償弁196をパイロット弁15と主弁11
の出口ポートの間に配置し、パイロット弁出口圧力Pz、
油圧ポンプ1の吐出圧力Ps、主弁11の出口圧力Plを受圧
面積az,as,alを持つ開弁方向の油圧操作室に、最大負
荷圧力Plmaxを受圧面積amを持つ閉弁方向の油圧操作室
に導いた実施例である。The pressure balance equation of the pressure compensating valve 195 in this configuration is: azPz + acPc + alPl + amPlmax The equation of the differential pressure across the pilot valve 15 is: If the right-hand side constants are set as α, β, and γ, respectively: Pc−Pz = α (Ps−Plmax) + β (Plmax−Pl) + γPl (1
1) In Fig. 20, the pressure compensating valve 196 has a pilot valve 15 and a main valve 11
Between the outlet ports of the pilot valve outlet pressure Pz,
The discharge pressure Ps of the hydraulic pump 1 and the outlet pressure Pl of the main valve 11 are operated in the valve-opening direction hydraulic operation chamber having the pressure receiving areas az, as, al, and the maximum load pressure Plmax is operated in the valve closing direction having the pressure receiving area am. It is the example which led to the room.
この構成における圧力補償弁196の圧力釣り合い式
は: azPz+asPs+alPl=amPlmax パイロット弁15の前後差圧の式は: 右辺定数をそれぞれα,β,γと置けば: Pc−Pz=α(Ps−Plmax)+β(Plmax−Pl)+γPl (1
2) その他の実施例2 本発明の更に他の実施例を第21図〜第23図を参照して
説明する。図中、第1図に示した実施例と同等の部材に
は同じ符号を付している。The pressure balance equation of the pressure compensating valve 196 in this configuration is: azPz + asPs + alPl = amPlmax The equation for the differential pressure across the pilot valve 15 is: If the right-hand side constants are set as α, β, and γ, respectively: Pc−Pz = α (Ps−Plmax) + β (Plmax−Pl) + γPl (1
2) Other Embodiment 2 Still another embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. 21 to 23. In the figure, the same members as those in the embodiment shown in FIG. 1 are designated by the same reference numerals.
上記実施例においては、圧力補償弁の制御手段とし
て、複数の油圧操作室に油圧ポンプの吐出圧力、最大負
荷圧力、パイロット弁の入口圧力及び出口圧力を直接又
は間接的に導入する液圧的手段で構成した例であるが、
当該制御手段を電気的に構成することもできる。第21図
〜第23図はその様な実施例を示すものである。In the above embodiment, as the control means of the pressure compensating valve, hydraulic means for directly or indirectly introducing the discharge pressure of the hydraulic pump, the maximum load pressure, the inlet pressure and the outlet pressure of the pilot valve into the plurality of hydraulic operating chambers. It is an example configured with
The control means can be electrically configured. 21 to 23 show such an embodiment.
即ち、第21図において、油圧アクチュエータ6,7を制
御する流量制御弁はそれぞれ符号200,201で表わされ、
流量制御弁200,201はそれぞれ電磁操作部202A,203Aを有
する電磁比例弁202,203からなる圧力補償弁202,203を有
し、他の構成は第1図の実施例における流量制御弁8,9
と同じである。主管路2,3に連なる油圧ポンプ1の吐出
管路には油圧ポンプ1の吐出圧力Psを検出する圧力検出
器204が接続され、パイロット回路の管路13,72にはパイ
ロット弁15,74の入口圧力Pzを検出する圧力検出器205,2
06が接続され、パイロット管路14,73にはパイロット弁1
5,74の出口圧力Plを検出する圧力検出器207,208が接続
され、最大負荷圧力管路50には油圧アクチュエータ6,7
の最大負荷圧力Plmaxを検出する圧力検出器209が接続さ
れている。また油圧ポンプ1には、斜板等の押し除け容
積可変機構の傾転角を検出する角度計210が設置されて
いる。油圧ポンプ1の吐出流量は補助ポンプ211からの
圧油によって駆動される吐出量制御装置212によって制
御される。That is, in FIG. 21, flow rate control valves for controlling the hydraulic actuators 6 and 7 are represented by reference numerals 200 and 201, respectively.
The flow control valves 200 and 201 have pressure compensation valves 202 and 203, which are electromagnetic proportional valves 202 and 203 having electromagnetic operating portions 202A and 203A, respectively, and other configurations are flow control valves 8 and 9 in the embodiment of FIG.
Is the same as A pressure detector 204 for detecting the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 1 is connected to the discharge line of the hydraulic pump 1 connected to the main lines 2 and 3, and the pilot valve 15 and 74 of the pilot valve 15 and 74 are connected to the lines 13 and 72 of the pilot circuit. Pressure detector 205,2 to detect inlet pressure Pz
06 is connected, and pilot valves 1 and 2 are connected to pilot lines 14 and 73.
Pressure detectors 207, 208 for detecting the outlet pressure Pl of 5,74 are connected, and hydraulic actuators 6, 7 are connected to the maximum load pressure line 50.
A pressure detector 209 for detecting the maximum load pressure Plmax of is connected. Further, the hydraulic pump 1 is provided with an angle meter 210 for detecting the tilt angle of a displacement volume varying mechanism such as a swash plate. The discharge flow rate of the hydraulic pump 1 is controlled by the discharge amount control device 212 driven by the pressure oil from the auxiliary pump 211.
圧力検出器204〜209からの圧力信号Ps,Pz1,Pz2,Pl1,P
l2,Plmax及び角度計210からの倒転角信号Qrは制御ユニ
ット213に入力され、制御ユニット213はこれらの入力信
号に基づき、油圧ポンプ1の制御信号Q0及び圧力補償弁
202,203の制御信号I10、I20を演算し、これら信号を吐
出量制御装置212及び圧力補償弁の電磁操作部202A,203A
に出力する。Pressure signals from pressure detectors 204 to 209 Ps, Pz1, Pz2, Pl1, P
The inversion angle signal Qr from l2, Plmax and the angle meter 210 is input to the control unit 213, and the control unit 213 controls the control signal Q 0 of the hydraulic pump 1 and the pressure compensation valve based on these input signals.
Control signals I1 0 and I2 0 of 202 and 203 are calculated, and these signals are output to the discharge amount control device 212 and the electromagnetic operation unit 202A and 203A of the pressure compensation valve.
Output to.
制御ユニット213はマイクロコンピュータで構成さ
れ、第22図に示すように、前記圧力信号と倒転角信号を
デジタル信号に変換するA/D変換器214と、中央演算装置
215と、制御手順のプログラムを格納してあるメモリ216
と、出力用のD/A変換器217と、出力用のインターフェイ
ス218と、圧力補償弁の電磁操作部202A,203Aに接続され
る増幅器219,220と、吐出量制御装置212の2つの入力端
子212A,212Bに接続される増幅器221,222とを備えてい
る。The control unit 213 is composed of a microcomputer, and as shown in FIG. 22, an A / D converter 214 for converting the pressure signal and the inversion angle signal into a digital signal, and a central processing unit.
215 and a memory 216 storing a program of control procedure
, D / A converter 217 for output, interface 218 for output, amplifiers 219, 220 connected to electromagnetic operating units 202A, 203A of the pressure compensation valve, and two input terminals 212A of the discharge amount control device 212. And amplifiers 221, 222 connected to 212B.
この制御ユニット213は、油圧ポンプ1の吐出圧力を
検出する圧力検出器204の圧力信号Psと、油圧アクチュ
エータ6,7の最大負荷圧力を検出する圧力検出器209の圧
力信号Plmaxとから、メモリ216に格納してある制御手順
プログラムに基づいてポンプ吐出圧力を最大負荷圧力よ
りも所定値だけ高くする油圧ポンプ1の吐出量目標値Q0
を演算し、この目標値信号Q0をI/Oインターフェイス218
を経て増幅器221,222より吐出量制御装置212の入力端子
212A,212Bに出力する。これにより吐出量制御装置212で
は、角度計210で検出された傾転角Qrが目標値Q0に等し
くなるように、油圧ポンプ1の斜板の傾転角を制御す
る。これによりポンプ吐出圧力は最大負荷圧力よりも所
定値だけ高く保持され、前述した実施例の油圧的ロード
センシング型ポンプレギュレータと同様の機能を果た
す。The control unit 213 uses the pressure signal Ps of the pressure detector 204 that detects the discharge pressure of the hydraulic pump 1 and the pressure signal Plmax of the pressure detector 209 that detects the maximum load pressure of the hydraulic actuators 6 and 7 to determine the memory 216. The discharge amount target value Q 0 of the hydraulic pump 1 for increasing the pump discharge pressure by a predetermined value from the maximum load pressure based on the control procedure program stored in
Is calculated and the target value signal Q 0 is calculated by the I / O interface 218
From the amplifiers 221, 222 via the input terminal of the discharge amount control device 212
Output to 212A and 212B. As a result, the discharge amount control device 212 controls the tilt angle of the swash plate of the hydraulic pump 1 so that the tilt angle Qr detected by the angle meter 210 becomes equal to the target value Q 0 . As a result, the pump discharge pressure is kept higher than the maximum load pressure by a predetermined value, and the same function as the hydraulic load-sensing type pump regulator of the above-described embodiment is achieved.
また制御ユニット213は、圧力検出器204〜209の圧力
信号Ps、Pz1,Pz2,Pl1,Pl2,Plmaxから圧力補償弁202,203
の制御量を演算し、圧力補償弁を制御する。第23図はこ
のような圧力補償弁の制御内容を示すフローチャートで
ある。手順230において、圧力検出器204〜209で検出さ
れた圧力信号Ps,Pz1,Pz2,Pl1,Pl2,Plmaxを読み込む。次
いで、手順231で次の式により、パイロット弁15,74の目
標入口圧力Pz10,Pz20を演算する。Further, the control unit 213 uses the pressure signals Ps, Pz1, Pz2, Pl1, Pl2, Plmax of the pressure detectors 204 to 209 to detect the pressure compensation valves 202, 203.
The control amount of is calculated and the pressure compensation valve is controlled. FIG. 23 is a flow chart showing the control contents of such a pressure compensation valve. In step 230, the pressure signals Ps, Pz1, Pz2, Pl1, Pl2, Plmax detected by the pressure detectors 204 to 209 are read. Next, in step 231, the target inlet pressures Pz10 and Pz20 of the pilot valves 15 and 74 are calculated by the following equation.
Pz10=α(Ps−Plmax)+β(Plmax−Pl1)+γPl1+Pl1 Pz20=α(Ps−Plmax)+β(Plmax−Pl2)+γPl2+Pl2 なおこの式は上述した第1の実施例の(1)式と同じ
であり、定数α,β,γは圧力補償及び分流機能、調和
機能及び自己圧力補償,機能の3つの機能の取捨選択に
より、例えば前述した第5図〜第7図に示すような所定
の値に設定される。次いで手順232で I10=G(Pz10−Pz1) I20=G(Pz20−Pz2) の演算を行い、圧力補償弁202,203の制御5信号I10、I2
0を得る。最後に手順233で、この演算された制御信号I1
0、I20をD/A変換器217を経て増幅器219,220から圧力補
償弁202,203の電磁操作部202A,203Aに出力する。Pz1 0 = α (Ps-Plmax) + β (Plmax-Pl1) + γPl1 + Pl1 Pz2 0 = α (Ps-Plmax) + β (Plmax-Pl2) + γPl2 + Pl2 This formula is the same as the formula (1) of the first embodiment described above. The constants α, β, and γ are predetermined values as shown in FIGS. 5 to 7, for example, depending on the selection of the three functions of the pressure compensation and diversion function, the harmony function and the self-pressure compensation, and the function. Is set to. Next, in step 232, I10 = G (Pz10−Pz1) I20 = G (Pz20−Pz2) is calculated, and the control 5 signals I1 0 and I2 of the pressure compensation valves 202 and 203 are calculated.
Get 0 . Finally, in step 233, this calculated control signal I1
0 and I2 0 are output from the amplifiers 219 and 220 to the electromagnetic operation units 202A and 203A of the pressure compensation valves 202 and 203 via the D / A converter 217.
このように圧力補償弁202,203を電気的に制御する実
施例であっても、上記手順231に示す、前述した(1)
式と同等の式をプログラムに設定しておくことにより、
第1図に示した実施例と同様、α,β,γの設定値に応
じて圧力補償及び分流機能、または圧力補償及び分流機
能をベースとした調和機能かつ/又は自己圧力補償機能
を果たすことができる。Even in the embodiment in which the pressure compensation valves 202 and 203 are electrically controlled as described above, the above-described (1) shown in the procedure 231 is performed.
By setting an expression equivalent to the expression in the program,
Similar to the embodiment shown in FIG. 1, performing a pressure compensation and diversion function, or a harmony function and / or a self-pressure compensation function based on the pressure compensation and diversion function according to the set values of α, β, γ. You can
なお上述した圧力補償弁を電気的に制御する実施例に
おいては、定数α,β,γをプログラムの一部として設
定した例であるが、第21図には想像線で示すように外部
から操作できる調整器240を制御ユニット213に接続し、
油圧建設機械の種類、作業部材の種類等に応じて定数
α,β,γを可変的に設定できるようにしてもよい。In the embodiment for electrically controlling the pressure compensating valve described above, the constants α, β, γ are set as a part of the program, but they are operated from the outside as shown by the phantom line in FIG. Connect the possible regulator 240 to the control unit 213,
The constants α, β, γ may be variably set according to the type of hydraulic construction machine, the type of working member, and the like.
その他の実施例3 次に、本発明の弁構造に関する実施例を第24図を参照
して説明する。第24図は、第9図に示す流量制御弁のシ
ート型主弁と圧力補償弁とを一体化した実施例を示すも
のである。Other Embodiment 3 Next, an embodiment relating to the valve structure of the present invention will be described with reference to FIG. FIG. 24 shows an embodiment in which the seat type main valve and the pressure compensating valve of the flow control valve shown in FIG. 9 are integrated.
即ち、第24図において、流量制御弁は270は主弁部分2
71と圧力補償弁部分272とからなり、主弁部分271は、入
口ポート273及び出口ポート274を有する弁ハウジング27
5内に配置され、入口ポート273及び出口ポート274の連
通を制御するシート弁型の弁体276を有している。弁体2
76には可変絞りを構成する通路277が設けられ、弁体276
の背後には可変絞り277を介して入口ポート273に連通す
る背圧室278が形成されている。圧力補償弁部分272は、
弁ハウジング275内に配置され、背圧室278とパイロット
出口オート279との間の通路を絞るスプール型の弁体280
を有し、この弁体280は、主弁弁体276に軸線方向に移動
可能に挿入されたピストン281と係合している。また圧
力補償弁部分272は、弁体280の反ピストン側の端面が面
する第1の油圧操作室282と、弁体280の第1の環状端面
が面する第2の油圧操作室283と、弁体280の第2の環状
端面が面する第3の油圧操作室284と、ピストン281の端
面が面する主弁弁体276内に形成された第4の油圧操作
室285とを備えている。第1の油圧操作室282は通路286
を介して背圧室278と連通し、第2の油圧操作室283はパ
イロット出口ポート279と連通し、第3の油圧操作室284
は最大負荷圧力ポート287と連通し、第4の油圧操作室2
85は通路288を介して主弁入口ポート273と連通してい
る。パイロット出口ポート279はパイロット管路289を介
してパイロット弁290に接続され、最大負荷圧力ポート2
87は図示しない最大負荷圧力管路に接続される。これに
より第1〜第4の油圧操作室には、それぞれ、背圧室27
8の制御圧力Pc、パイロット弁290の入口圧力Pz、最大負
荷圧力Plmax、油圧ポンプの吐出圧力Psが導入される。
このようにして、第1〜第4の油圧操作室282〜285は第
9図に示した流量制御弁の第1〜第4の油圧操作室131
〜134に対応している。That is, in FIG. 24, the flow control valve 270 is the main valve portion 2
71 and a pressure compensation valve portion 272, and the main valve portion 271 has a valve housing 27 having an inlet port 273 and an outlet port 274.
It has a valve element 276 of the seat valve type, which is arranged in the container 5 and controls communication between the inlet port 273 and the outlet port 274. Disc 2
A passage 277 that constitutes a variable throttle is provided in the valve 76, and the valve body 276
A back pressure chamber 278 that communicates with the inlet port 273 via a variable throttle 277 is formed behind the. The pressure compensation valve portion 272 is
A spool type valve element 280 which is arranged in the valve housing 275 and narrows the passage between the back pressure chamber 278 and the pilot outlet auto 279.
This valve body 280 is engaged with a piston 281 which is axially movably inserted into the main valve body 276. The pressure compensating valve portion 272 includes a first hydraulic operating chamber 282 facing the end surface of the valve body 280 on the side opposite to the piston, and a second hydraulic operating chamber 283 facing the first annular end surface of the valve body 280. A third hydraulic operating chamber 284 facing the second annular end face of the valve body 280 and a fourth hydraulic operating chamber 285 formed in the main valve body 276 facing the end face of the piston 281 are provided. . The first hydraulic operating room 282 has a passage 286
Through the back pressure chamber 278, the second hydraulic operating chamber 283 communicates with the pilot outlet port 279, and the third hydraulic operating chamber 284
Communicates with the maximum load pressure port 287, and the fourth hydraulic operating room 2
85 communicates with main valve inlet port 273 via passage 288. Pilot outlet port 279 is connected to pilot valve 290 via pilot line 289, and maximum load pressure port 2
87 is connected to a maximum load pressure line (not shown). Accordingly, the back pressure chamber 27 is provided in each of the first to fourth hydraulic operation chambers.
The control pressure Pc of 8, the inlet pressure Pz of the pilot valve 290, the maximum load pressure Plmax, and the discharge pressure Ps of the hydraulic pump are introduced.
In this way, the first to fourth hydraulic operating chambers 282 to 285 correspond to the first to fourth hydraulic operating chambers 131 of the flow control valve shown in FIG.
Corresponds to ~ 134.
このように主弁と圧力補償弁とを一体に組み合わせる
ことにより、コンパクトで合理的な弁構造を得ることが
できる。By integrally combining the main valve and the pressure compensation valve in this way, a compact and rational valve structure can be obtained.
次に、ポンプ制御手段に関する本発明の他の実施例を
説明する。まず、以上の実施例では、本発明の油圧駆動
装置をロードセンシング型のポンプレギュレータとの組
み合わせで説明し、かつそのロードセンシング型ポンプ
レギュレータを可変容量型油圧ポンプの吐出圧力を制御
するものとして説明したが、油圧ポンプは固定容量型で
あってもよい。この場合、ロードセンシングレギュレー
タ型のポンプレギュレータは第25図に示すように構成さ
れる。即ち、第25図において、ポンプレギュレータ380
は対向するパイロット室381,382を有するリリーフ弁383
を有し、パイロット室381にはパイロット管路384を介し
て固定容量型の油圧ポンプ385の吐出圧力を導き、パイ
ロット室382にはパイロット管路386を介して最大負荷圧
力を導き、パイロット室382の側にばね387を配置する。
これにより油圧ポンプ385の吐出圧力は複数の油圧アク
チュエータの最大負荷圧力よりもばね387の強さに対応
する圧力だけ高く保持できる。Next, another embodiment of the present invention relating to the pump control means will be described. First, in the above embodiments, the hydraulic drive system of the present invention is described in combination with a load-sensing type pump regulator, and the load-sensing type pump regulator controls the discharge pressure of a variable displacement hydraulic pump. However, the hydraulic pump may be a fixed displacement type. In this case, the load sensing regulator type pump regulator is configured as shown in FIG. That is, in FIG. 25, the pump regulator 380
Is a relief valve 383 having opposed pilot chambers 381,382
The discharge pressure of the fixed displacement hydraulic pump 385 is guided to the pilot chamber 381 via the pilot pipe 384, and the maximum load pressure is guided to the pilot chamber 382 via the pilot pipe 386. The spring 387 is arranged on the side of.
As a result, the discharge pressure of the hydraulic pump 385 can be held higher than the maximum load pressure of the plurality of hydraulic actuators by a pressure corresponding to the strength of the spring 387.
また本発明の油圧駆動装置は、ロードセンシング型以
外のポンプレギュレータとの組み合わせでも構成するこ
とができる。このような実施例を第26図に示す。即ち、
第26図において、油圧ポンプ390は上述した主弁とパイ
ロット弁と圧力補償弁との組み合わせからなる流量制御
弁391に接続され、またその吐出量はポンプ流量制御装
置392によって調整される。油圧ポンプ390と流量制御弁
391の間にはアンロード弁393が接続され、流量制御弁39
1に対しては操作装置394が設けられている。操作装置39
4の操作信号は制御装置395に送られ、ここからさらに制
御信号として流量制御弁391のパイロット弁駆動部396に
送られ、パイロット弁の開度を制御する。制御装置395
に送られた操作信号はまた演算装置397に送られ、演算
装置397は記憶装置398に予め記憶してあるマップから流
量制御弁391の必要流量を算出し、ポンプ流量制御装置3
92に信号を送る。これと同時に、演算装置397は、予め
記憶装置398に記憶してあるもう1つのマップからアン
ロード弁393の設定圧力を算出し、その信号をアンロー
ド弁393に出力する。これにより油圧ポンプ390の吐出圧
力は操作信号の関数として記憶装置398に予め記憶して
あるマップから得られる圧力に制御される。Further, the hydraulic drive device of the present invention can also be configured in combination with a pump regulator other than the load sensing type. Such an embodiment is shown in FIG. That is,
In FIG. 26, a hydraulic pump 390 is connected to a flow control valve 391 composed of a combination of the above-mentioned main valve, pilot valve and pressure compensating valve, and its discharge amount is adjusted by a pump flow control device 392. Hydraulic pump 390 and flow control valve
Unload valve 393 is connected between 391 and flow control valve 39
An operating device 394 is provided for 1. Operation device 39
The operation signal of 4 is sent to the control device 395, and from there is further sent as a control signal to the pilot valve drive unit 396 of the flow control valve 391 to control the opening degree of the pilot valve. Control device 395
The operation signal sent to is also sent to the arithmetic unit 397, the arithmetic unit 397 calculates the required flow rate of the flow control valve 391 from the map stored in the storage device 398 in advance,
Send a signal to 92. At the same time, the arithmetic unit 397 calculates the set pressure of the unload valve 393 from another map stored in the storage device 398 in advance, and outputs the signal to the unload valve 393. Thus, the discharge pressure of the hydraulic pump 390 is controlled as a function of the operation signal to a pressure obtained from a map stored in the storage device 398 in advance.
このようなポンプ制御手段と組み合わせた本発明の油
圧駆動装置においては、前述した(1)式の右辺第1項
において、差圧Ps−Plmaxは一定に制御できない。従っ
て、右辺第1項の機能のうち圧力補償機能は得られな
い。しかしながら、複合操作において、当該差圧が複数
の油圧アクチュエータに係わる流量制御弁に共通である
ことには変わりがないので、分流機能は果たすことがで
きる。また、(1)式右辺第2項及び第3項はポンプ吐
出圧力Psには係わりがないので、β,γを零以外の値に
設定した場合には、分流機能をベースとした調和機能か
つ/または自己圧力補償機能を果たすことができる。In the hydraulic drive system of the present invention combined with such a pump control means, the differential pressure Ps-Plmax cannot be controlled to be constant in the first term on the right side of the above-mentioned equation (1). Therefore, the pressure compensation function cannot be obtained among the functions of the first term on the right side. However, in the combined operation, since the differential pressure is still common to the flow control valves related to the plurality of hydraulic actuators, the flow dividing function can be performed. Since the second and third terms on the right side of the equation (1) are not related to the pump discharge pressure Ps, when β and γ are set to values other than zero, the harmony function based on the branching function and And / or perform a self-pressure compensation function.
以上本発明の実施例を図面を参照して説明したが、本
発明は上述した特定の実施例に限られず、本発明の精神
の範囲内で種々の修正、変更ができるものである。Although the embodiment of the present invention has been described with reference to the drawings, the present invention is not limited to the above-described specific embodiment, and various modifications and changes can be made within the spirit of the present invention.
例えば、以上の実施例では、油圧ポンプにより2つの
油圧アクチュエータを駆動する例を示したが、本発明は
当然油圧アクチュエータが3個以上の場合にも適用でき
るものである。またポンプ制御手段は、油圧ポンプ吐出
圧力を一定に保持する単なるリリーフ弁を備えたもので
あってもよい。For example, in the above embodiment, an example in which two hydraulic actuators are driven by a hydraulic pump has been described. However, the present invention is naturally applicable to a case where three or more hydraulic actuators are used. Further, the pump control means may be provided with a simple relief valve for keeping the hydraulic pump discharge pressure constant.
本発明によれば、定数αを第1及び第2の流量制御弁
でそれぞれ正の値に設定すると共に、定数β,γの少な
くとも1つを第1の流量制御弁手段と第2の流量制御弁
手段とで異なる値に設定することにより、油圧建設機械
の作業部材の種類及び作業形態に応じて圧力補償及び分
流機能、又は圧力補償及び分流機能をベースとした調和
機能かつ/又は自己圧力補償機能を発揮するよう、流量
制御弁の特性を設定することができる。According to the present invention, the constant α is set to a positive value in each of the first and second flow control valves, and at least one of the constants β and γ is set in the first flow control valve means and the second flow control. By setting different values for the valve means, depending on the type and working mode of the working member of the hydraulic construction machine, pressure compensation and diversion function, or harmony function based on pressure compensation and diversion function and / or self pressure compensation The characteristics of the flow control valve can be set to exert its function.
従って、例えば油圧ショベルへの適用例においては、
旋回とブーム上げの操作レバーをフルストロークまで同
時に操作しても、最初はブームの上昇速度が旋回速度に
対して速く上昇し、ブームがある程度上昇したら徐々に
旋回速度が速くなり、旋回が最大速度に達すると旋回速
度がほぼ一定となるという複合操作が自動的に行われる
ような流量制御弁特性、アームを使用した複合操作で掘
削を行なうとき、アームは確実に駆動されると共に、ア
ーム用油圧アクチュエータが低圧側にあるとき、燃費及
びヒートバランスの悪化を防止する流量制御弁特性、バ
ケットを使用した複合操作による溝堀作業時、バケット
が掘削負荷から解放され、地表に出た瞬間、流量制御弁
の通過流量を減少させ、ショックを軽減させる流量制御
弁特性、旋回加速時、リリーフ弁より流出する流量を少
なくし、エネルギー消費の無駄を少なくする流量制御弁
特性、バケットを使用した掘削作業時、力強い掘削動作
フィーリングを得る流量制御弁特性、ブーム及びアーム
を使用した傾斜面の法面形成作業時、正確な法面形成を
行う流量制御弁特性等を得ることができる。Therefore, for example, in an application example to a hydraulic excavator,
Even if the turning and boom raising operation levers are simultaneously operated to full stroke, the boom rising speed increases faster than the turning speed at first, and when the boom rises to a certain degree, the turning speed gradually increases, and the turning speed reaches the maximum speed. When the excavation is carried out by the combined operation using the arm, the arm is driven reliably and the hydraulic pressure for the arm is adjusted. When the actuator is on the low pressure side, the characteristics of the flow control valve that prevent the deterioration of fuel consumption and heat balance, during the trench excavation work by the combined operation using the bucket, the bucket is released from the excavation load, the flow rate control at the moment when it comes to the surface Flow control valve characteristics that reduce the flow rate through the valve to reduce shock, reduce the flow rate from the relief valve during swing acceleration, and reduce energy consumption. Characteristics of flow control valve to reduce waste of consumption, characteristics of flow control valve to obtain strong feeling of excavation operation during excavation work using buckets, accurate slope preparation for slope slope formation work using boom and arm It is possible to obtain the characteristics of the flow rate control valve that performs the formation.
また補助弁がパイロット回路に配置されており、シー
ト型の主弁が主回路に配置されているので、液漏れが少
なく高圧化に適すると共に、絞り損失が少なく省エネ構
造の油圧回路を提供することができる。Also, since the auxiliary valve is arranged in the pilot circuit and the seat-type main valve is arranged in the main circuit, it is possible to provide a hydraulic circuit with less liquid leakage, which is suitable for high pressure, and which has less throttling loss and energy saving structure. You can
また、シート型主弁背圧室の制御圧力を受ける受圧面
積に対する油圧ポンプの吐出圧力を受ける受圧面積の比
Kに対して、前記第1の定数αをα≦Kの関係に設定し
た場合には、上記分流機能において操作手段の操作量
(パイロット弁開度)に比例した流量を正確に分流する
ことができる。ここで、α=Kと設定した場合には、流
量を操作量に応じて比例配分する分流機能を得ながら最
大の比例ゲインを付与できる。Further, when the first constant α is set in a relation of α ≦ K with respect to the ratio K of the pressure receiving area receiving the discharge pressure of the hydraulic pump to the pressure receiving area receiving the control pressure of the seat type main valve back pressure chamber, Can accurately divert the flow rate proportional to the operation amount (pilot valve opening) of the operation means in the flow dividing function. Here, when α = K is set, the maximum proportional gain can be given while obtaining the flow dividing function of proportionally distributing the flow rate according to the operation amount.
前記制御手段を液圧的に構成し、前記主弁と前記補助
弁とを一体化した場合には、コンパクトで合理的な配置
の弁構造が得られる。When the control means is hydraulically constructed and the main valve and the auxiliary valve are integrated, a compact and rational arrangement valve structure can be obtained.
また前記制御手段を電気的に構成した場合には、前記
第1、第2及び第3の定数α,β,γの設定、変更が容
易に行える。When the control means is electrically configured, the first, second and third constants α, β and γ can be easily set and changed.
第1図は本発明の一実施例による油圧駆動装置の全体構
成を示す概略図であり、第2図はその油圧駆動装置の流
量制御弁の構造を示す断面図であり、第3図は本発明の
油圧駆動装置の適用の対象となる油圧ショベルの側面図
であり、第4図は同油圧ショベルの上面図であり、第5
図は上記油圧駆動装置の1つの流量制御弁に含まれる圧
力補償弁の比例定数αの設定例を示す特性図であり、第
6図(A)〜(D)は同油圧駆動装置の1つの流量制御
弁に含まれる圧力補償弁の比例定数βの設定例を示す特
性図であり、第7図(A)〜(C)は同油圧駆動装置の
1つの流量制御弁に含まれる圧力補償弁の比例定数γの
設定例を示す特性図であり、第8図は本発明の他の実施
例による油圧駆動装置の全体構成を示す概略図であり、
第9図はその油圧駆動装置の流量制御弁の構造を示す断
面図であり、第10図はその流量制御弁の変形例を示す断
面図であり、第11図は同流量制御弁の他の変形例を示す
断面図であり、第12図は本発明のさらに他の実施例によ
る油圧駆動装置の全体構成を示す概略図であり、第13図
はその油圧駆動装置の流量制御弁の構造を示す断面図で
あり、第14図〜第20図は、本発明のさらに他の実施例に
よる油圧駆動装置の流量制御弁をそれぞれ示す概略図で
あり、第21図は本発明のさらに他の実施例による油圧駆
動装置の全体構成を示す概略図であり、第22図はその油
圧駆動装置の制御ユニットの構成を示す概略図であり、
第23図はその制御ユニットにおける制御信号作製手順を
示すフローチャートであり、第24図は本発明の油圧駆動
装置に用いられる流量制御弁の主弁と圧力補償弁を一体
化した実施例を示す断面図であり、第25図は本発明の油
圧駆動装置に定容量型油圧ポンプを使用した場合のロー
ドセンシング型ポンプレギュレータの実施例を示す回路
図であり、第26図は本発明の油圧駆動装置に使用される
ロードセンシング型でないポンプ制御手段の実施例を示
す回路図である。 符号の説明 1;385;390……油圧ポンプ 2−5……主回路 6,7;87−90……第1及び第2の油圧アクチュエータ 8,9;100,101;170,171;200,201……第1及び第2の流量
制御弁手段 10;140;212;380;392……ポンプ制御手段 11,70;102,103;160;271……主弁 12−14,71−73;116,117;289……パイロット回路 15,74;120,121;290……パイロット弁 16,75;124,125;150;172,173;190−196;202,203;242,24
3;272……補助弁 17;273……入口ポート 21;162;276……弁体 18;274……出口ポート 22;163;277……可変絞り 24;278……背圧室 30操作手段 43−49,51;131−137;151−154;175−180;202A,203A,21
3;282−286……制御手段FIG. 1 is a schematic view showing the overall structure of a hydraulic drive system according to an embodiment of the present invention, FIG. 2 is a sectional view showing the structure of a flow control valve of the hydraulic drive system, and FIG. FIG. 4 is a side view of a hydraulic excavator to which the hydraulic drive system of the invention is applied, FIG. 4 is a top view of the hydraulic excavator, and FIG.
FIG. 6 is a characteristic diagram showing an example of setting the proportional constant α of the pressure compensation valve included in one flow control valve of the hydraulic drive system, and FIGS. 6 (A) to 6 (D) show one example of the hydraulic drive system. FIG. 7 is a characteristic diagram showing a setting example of a proportional constant β of a pressure compensation valve included in the flow control valve, and FIGS. 7A to 7C are pressure compensation valves included in one flow control valve of the hydraulic drive system. FIG. 8 is a characteristic diagram showing a setting example of a proportional constant γ of FIG. 8, and FIG. 8 is a schematic diagram showing an overall configuration of a hydraulic drive system according to another embodiment of the present invention.
FIG. 9 is a sectional view showing the structure of the flow control valve of the hydraulic drive system, FIG. 10 is a sectional view showing a modification of the flow control valve, and FIG. 11 is another flow control valve of the same. FIG. 12 is a cross-sectional view showing a modified example, FIG. 12 is a schematic view showing the overall configuration of a hydraulic drive system according to still another embodiment of the present invention, and FIG. 13 shows the structure of the flow control valve of the hydraulic drive system. 14 to 20 are schematic cross-sectional views each showing a flow control valve of a hydraulic drive system according to still another embodiment of the present invention, and FIG. 21 is still another embodiment of the present invention. FIG. 22 is a schematic diagram showing an overall configuration of a hydraulic drive system according to an example, and FIG. 22 is a schematic diagram showing a configuration of a control unit of the hydraulic drive system,
FIG. 23 is a flow chart showing a control signal producing procedure in the control unit, and FIG. 24 is a sectional view showing an embodiment in which a main valve and a pressure compensating valve of a flow control valve used in the hydraulic drive system of the present invention are integrated. FIG. 25 is a circuit diagram showing an embodiment of a load-sensing type pump regulator when a constant displacement hydraulic pump is used in the hydraulic drive system of the present invention, and FIG. 26 is a hydraulic drive system of the present invention. FIG. 3 is a circuit diagram showing an embodiment of a pump control means that is not a load sensing type used in the above. Explanation of symbols 1; 385; 390 ...... hydraulic pump 2-5 ...... main circuit 6,7; 87-90 ...... first and second hydraulic actuators 8,9; 100,101; 170,171; 200,201 ...... first and second Second flow control valve means 10; 140; 212; 380; 392 ...... Pump control means 11,70; 102,103; 160; 271 ...... Main valve 12-14,71-73; 116,117; 289 ...... Pilot circuit 15 , 74; 120,121; 290 ...... Pilot valve 16,75; 124,125; 150; 172,173; 190-196; 202,203; 242,24
3; 272 …… Auxiliary valve 17; 273 …… Inlet port 21; 162; 276 …… Valve element 18; 274 …… Outlet port 22; 163; 277 …… Variable throttle 24; 278 …… Back pressure chamber 30 Operating means 43-49,51; 131-137; 151-154; 175-180; 202A, 203A, 21
3; 282-286 …… Control means
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (51)Int.Cl.6 識別記号 庁内整理番号 FI 技術表示箇所 F15B 11/16 (72)発明者 野沢 勇作 茨城県土浦市神立町650番地 日立建機株 式会社土浦工場内 (56)参考文献 特開 昭60−11706(JP,A) 特表 昭58−501781(JP,A)─────────────────────────────────────────────────── ─── Continuation of the front page (51) Int.Cl. 6 Identification code Internal reference number FI Technical display location F15B 11/16 (72) Inventor Yusaku Nozawa 650 Jinmachi-cho, Tsuchiura-shi, Ibaraki Hitachi Construction Machinery Co., Ltd. Tsuchiura Factory (56) References JP-A-60-11706 (JP, A) Special table S58-501781 (JP, A)
Claims (15)
ポンプにそれぞれ主回路を介して接続され、該油圧ポン
プから吐出される圧油によって駆動される少なくとも第
1及び第2の油圧アクチュエータと;前記油圧ポンプと
前記第1及び第2の油圧アクチュエータの間においてそ
れぞれの主回路に接続された第1及び第2の流量制御弁
手段と;前記油圧ポンプの吐出圧力を制御するポンプ制
御手段とを有し;前記第1及び第2の流量制御弁手段
は、各々、操作手段の操作量に応じて開度を変化させる
第1の弁手段と、第1の弁手段に直列に接続され、該弁
手段の入口圧力と出口圧力の差圧を制御する第2の弁手
段と、前記第1の弁手段の入口圧力及び出口圧力、前記
油圧ポンプの吐出圧力及び前記第1及び第2の油圧アク
チュエータの最大負荷圧力に基づいて前記第2の弁手段
を制御する制御手段とを有する油圧駆動装置において、 前記第1及び第2の流量制御弁手段は、各々、前記主回
路に接続された入口ポート及び出口ポートの連通を制御
する弁体、この弁体の変位に対応して開度を変化させる
可変絞り、及び前記入口ポートに前記可変絞りを介して
連通し、前記弁体を閉弁方向に付勢する制御圧力を発生
する背圧室を有するシート型の主弁と、前記主弁の背圧
室と出口ポートとの間に接続されたパイロット回路とを
有し、 前記第1の弁手段は、前記パイロット回路に接続されパ
イロット回路を流れるパイロット流を制御するパイロッ
ト弁であり、前記第2の弁手段は、前記パイロット回路
に接続され、前記パイロット弁の入口圧力と出口圧力の
差圧を制御する補助弁であり、 前記制御手段は、前記第1及び第2の流量制御弁手段の
それぞれにおいて、前記パイロット弁の入口圧力と出口
圧力の差圧をΔPz、前記油圧ポンプの吐出圧力をPs、前
記第1及び第2の油圧アクチュエータの最大負荷圧力を
Plmax、前記第1及び第2の油圧アクチュエータの自己
負荷圧力をPlとしたとき、 ΔPz=α(Ps−Plmax)+β(Plmax−Pl)+γPl ここで、α,β,γは第1、第2及び第3の定数 の関係を満足するように前記補助弁を制御し、かつ前記
第1及び第2の流量制御弁手段でそれぞれ前記第1の定
数αを正の値に設定すると共に、前記第1の流量制御弁
手段と第2の流量制御弁手段とで前記第2及び第3の定
数β,γの少なくとも1つを異なる値に設定したことを
特徴とする油圧駆動装置。1. At least one hydraulic pump; at least first and second hydraulic actuators connected to the hydraulic pump via a main circuit and driven by pressure oil discharged from the hydraulic pump; First and second flow rate control valve means connected to respective main circuits between the hydraulic pump and the first and second hydraulic actuators; and pump control means for controlling discharge pressure of the hydraulic pump. The first and second flow rate control valve means are respectively connected in series to the first valve means for changing the opening degree according to the operation amount of the operation means, and the valve means. Second valve means for controlling the differential pressure between the inlet pressure and the outlet pressure of the means, the inlet pressure and the outlet pressure of the first valve means, the discharge pressure of the hydraulic pump, and the first and second hydraulic actuators. Maximum negative A hydraulic drive having a control means for controlling the second valve means based on pressure, wherein the first and second flow control valve means are respectively an inlet port and an outlet port connected to the main circuit. For controlling the communication of the valve body, a variable throttle for changing the opening degree according to the displacement of the valve body, and a valve for communicating with the inlet port through the variable throttle to urge the valve body in the valve closing direction. A seat type main valve having a back pressure chamber for generating a control pressure; and a pilot circuit connected between the back pressure chamber of the main valve and an outlet port, wherein the first valve means comprises: A pilot valve connected to a pilot circuit for controlling a pilot flow flowing through the pilot circuit, wherein the second valve means is connected to the pilot circuit and is an auxiliary device for controlling a differential pressure between an inlet pressure and an outlet pressure of the pilot valve. Is a valve, The control means, in each of the first and second flow rate control valve means, the differential pressure between the inlet pressure and the outlet pressure of the pilot valve is ΔPz, the discharge pressure of the hydraulic pump is Ps, the first and second pressure control means. The maximum load pressure of the hydraulic actuator of
Plmax, where Pl is the self-load pressure of the first and second hydraulic actuators, ΔPz = α (Ps−Plmax) + β (Plmax−Pl) + γPl where α, β, γ are the first and second And the third constant, the auxiliary valve is controlled so as to satisfy the relationship, and the first and second flow rate control valve means set the first constant α to a positive value, respectively. A hydraulic drive system, wherein at least one of the second and third constants β and γ is set to different values between the first flow control valve means and the second flow control valve means.
体の受圧面積に対する前記入口ポートを介して前記油圧
ポンプの吐出圧力を受ける主弁弁体の受圧面積の比をK
としたとき、前記第1及び第2の流量制御弁手段の制御
手段のそれぞれにおいて、前記第1の定数αをα≦Kの
関係に設定したことを特徴とする請求項1記載の油圧駆
動装置。2. The ratio of the pressure receiving area of the main valve valve body receiving the discharge pressure of the hydraulic pump via the inlet port to the pressure receiving area of the main valve valve body receiving the control pressure of the back pressure chamber is K.
2. The hydraulic drive system according to claim 1, wherein in each of the control means of the first and second flow rate control valve means, the first constant α is set to satisfy a relation of α ≦ K. .
手段の一方において、前記第2及び第3の定数β,γを
零に設定したことを特徴とする請求項2記載の油圧駆動
装置。3. The hydraulic pressure according to claim 2, wherein one of the control means of the first and second flow rate control valve means sets the second and third constants β and γ to zero. Drive.
制御弁手段のそれぞれにおいて、前記補助弁に設けられ
た複数の油圧操作室と、該複数の油圧操作室に前記油圧
ポンプの吐出圧力、前記最大負荷圧力、前記パイロット
弁の入口圧力及び出口圧力を直接又は間接的に導入する
管路手段とを有し、前記複数の油圧操作室の受圧面積が
上記のΔPz=α(Ps−Plmax)+β(Plmax−Pl)+γPl
の関係を満足するように設定され、かつ前記第1及び第
2の流量制御弁手段でそれぞれ前記第1の定数が正の値
になると共に、前記第1の流量制御弁手段と第2の流量
制御弁手段とで前記第2及び第3の定数β,γの少なく
とも1つが異なる値になるように前記複数の油圧操作室
の受圧面積の設定関係を異ならせたことを特徴とする請
求項1記載の油圧駆動装置。4. The control means, in each of the first and second flow rate control valve means, a plurality of hydraulic operation chambers provided in the auxiliary valve, and the hydraulic pumps in the plurality of hydraulic operation chambers. And a pipe line means for directly or indirectly introducing the discharge pressure, the maximum load pressure, the inlet pressure and the outlet pressure of the pilot valve, and the pressure receiving area of the plurality of hydraulic operation chambers is ΔPz = α (Ps -Plmax) + β (Plmax-Pl) + γPl
Is satisfied so that the first constant becomes a positive value in each of the first and second flow rate control valve means, and the first flow rate control valve means and the second flow rate are satisfied. The setting relationship of the pressure receiving areas of the plurality of hydraulic operation chambers is made different so that at least one of the second and third constants β and γ has a different value from the control valve means. The hydraulic drive described.
制御弁手段のそれぞれにおいて、前記主弁の背圧室と前
記パイロット弁との間に配置され、前記複数の油圧操作
室は、前記第1及び第2の流量制御弁の制御手段のそれ
ぞれにおいて、前記補助弁を開弁方向に付勢する第1の
油圧操作室と、該補助弁を閉弁方向に付勢する第2、第
3及び第4の油圧操作室とを有し、前記管路手段は、前
記主弁背圧室の制御圧力を前記第1の油圧操作室に導く
第1の管路と、前記パイロット弁の入口圧力を前記第2
の油圧操作室に導く第2の管路と、前記最大負荷圧力を
前記第3の油圧操作室に導く第3の管路と、前記油圧ポ
ンプの吐出圧力を前記第4の油圧操作室に導く第4の管
路とを有することを特徴とする請求項4記載の油圧駆動
装置。5. The auxiliary valve is arranged between the back pressure chamber of the main valve and the pilot valve in each of the first and second flow rate control valve means, and the plurality of hydraulic operation chambers are provided. In each of the control means of the first and second flow rate control valves, a first hydraulic operating chamber for urging the auxiliary valve in the opening direction and a first hydraulic operation chamber for urging the auxiliary valve in the closing direction. And second, third and fourth hydraulic operation chambers, wherein the conduit means guides the control pressure of the main valve back pressure chamber to the first hydraulic operation chamber, and the pilot. The inlet pressure of the valve is the second
Second hydraulic line to the hydraulic operating chamber, a third hydraulic line to guide the maximum load pressure to the third hydraulic operating chamber, and a discharge pressure of the hydraulic pump to the fourth hydraulic operating chamber. The hydraulic drive system according to claim 4, further comprising a fourth pipeline.
ぞれにおいて、前記主弁と前記補助弁とを一体化して構
成したことを特徴とする請求項5記載の油圧駆動装置。6. The hydraulic drive system according to claim 5, wherein in each of the first and second flow rate control valve means, the main valve and the auxiliary valve are integrated.
制御弁手段のそれぞれにおいて、前記補助弁に設けられ
た電磁操作部と、前記油圧ポンプの吐出圧力、前記最大
負荷圧力、前記パイロット弁の入口圧力及び出口圧力を
直接又は間接的に検出する圧力検出手段と、前記圧力検
出手段の検出信号に基づき上記のΔPz=α(Ps−Plma
x)+β(Plmax−Pl)+γPlの関係を満足させる前記パ
イロット弁の入口圧力と出口圧力との目標差圧を演算
し、この目標差圧を前記補助弁の電磁操作部の指令値と
する演算手段とを有し、かつ前記第1及び第2の流量制
御弁手段でそれぞれ前記第1の定数が正の値になると共
に、前記第1の流量制御弁手段と第2の流量制御弁手段
とで前記第2及び第3の定数β,γの少なくとも1つが
異なる値になるように前記第1、第2及び第3の定数
α,β,γを前記演算手段の中に設定したことを特徴と
する請求項1記載の油圧駆動装置。7. The control means, in each of the first and second flow rate control valve means, an electromagnetic operation portion provided in the auxiliary valve, a discharge pressure of the hydraulic pump, the maximum load pressure, and the Based on the pressure detection means for directly or indirectly detecting the inlet pressure and the outlet pressure of the pilot valve and the detection signal of the pressure detection means, the above ΔPz = α (Ps-Plma
x) + β (Plmax−Pl) + γPl The target differential pressure between the inlet pressure and the outlet pressure of the pilot valve that satisfies the relationship is calculated, and this target differential pressure is used as the command value of the electromagnetic operating unit of the auxiliary valve. And a first constant in each of the first and second flow rate control valve means has a positive value, and the first flow rate control valve means and the second flow rate control valve means. And the first, second and third constants α, β, γ are set in the arithmetic means so that at least one of the second and third constants β, γ has a different value. The hydraulic drive system according to claim 1.
吐出圧力を前記第1及び第2の油圧アクチュエータの最
大負荷圧力よりも所定値だけ高く保持するロードセンシ
ング型のポンプレギュレータであることを特徴とする請
求項1記載の油圧駆動装置。8. The pump control means is a load-sensing type pump regulator that holds the discharge pressure of the hydraulic pump higher by a predetermined value than the maximum load pressure of the first and second hydraulic actuators. The hydraulic drive system according to claim 1.
ポンプにそれぞれ主回路を介して接続され、該油圧ポン
プから吐出される圧油によって駆動される複数の油圧ア
クチュエータと;前記複数の油圧アクチュエータによっ
てそれぞれ駆動される、旋回体、ブーム、アーム及びバ
ケットを含む複数の作業部材と;前記油圧ポンプと前記
複数の油圧アクチュエータの間においてそれぞれの主回
路に接続された複数の流量制御弁手段と;前記油圧ポン
プの吐出圧力を制御するポンプ制御手段とを有し;前記
複数の流量制御弁手段は、各々、操作手段の操作量に応
じて開度を変化させる第1の弁手段と、第1の弁手段に
直列に接続され、該弁手段の入口圧力と出口圧力の差圧
を制御する第2の弁手段と、前記第1の弁手段の入口圧
力及び出口圧力、前記油圧ポンプの吐出圧力及び前記複
数の油圧アクチュエータの最大負荷圧力に基づいて前記
第2の弁手段を制御する制御手段を有する油圧ショベル
において、 前記複数の流量制御弁手段は、各々、前記主回路に接続
された入口ポート及び出口ポートの連通を制御する弁
体、この弁体の変位に対応して開度を変化させる可変絞
り、及び前記入口ポートに前記可変絞りを介して連通
し、前記弁体を閉弁方向に付勢する制御圧力を発生する
背圧室を有するシート型の主弁と、前記主弁の背圧室と
出口ポートとの間に接続されたパイロット回路とを有
し、 前記第1の弁手段は、前記パイロット回路に接続されパ
イロット回路を流れるパイロット流を制御するパイロッ
ト弁であり、前記第2の弁手段は、前記パイロット回路
に接続され、前記パイロット弁の入口圧力と出口圧力の
差圧を制御する補助弁であり、 前記制御手段は、前記旋回体、ブーム、アーム及びバケ
ットの少なくとも2つの作業部材に関する流量制御弁手
段のそれぞれにおいて、前記パイロット弁の入口圧力と
出口圧力の差圧をΔPz、前記油圧ポンプの吐出圧力をP
s、前記複数の油圧アクチュエータの最大負荷圧力をPlm
ax、前記複数の油圧アクチュエータの自己負荷圧力をPl
としたとき、 ΔPz=α(Ps−Plmax)+β(Plmax−Pl)+γPl ここで、α,β,γは第1、第2及び第3の定数 の関係を満足するように前記補助弁を制御し、かつ前記
複数の流量制御弁手段でそれぞれ前記第1の定数αを正
の値に設定すると共に、前記複数の流量制御弁手段の2
つの流量制御弁手段間で前記第2及び第3の定数β,γ
の少なくとも1つを異なる値に設定したことを特徴とす
る油圧駆動装置。9. At least one hydraulic pump; a plurality of hydraulic actuators each connected to the hydraulic pump via a main circuit and driven by pressure oil discharged from the hydraulic pump; A plurality of working members each of which is driven, including a revolving structure, a boom, an arm and a bucket; a plurality of flow control valve means connected to respective main circuits between the hydraulic pump and the plurality of hydraulic actuators; Pump control means for controlling the discharge pressure of the hydraulic pump; each of the plurality of flow control valve means has a first valve means for changing an opening degree according to an operation amount of the operation means, and a first valve means. Second valve means connected in series to the valve means for controlling the differential pressure between the inlet pressure and the outlet pressure of the valve means, and the inlet pressure and the outlet pressure of the first valve means, In the hydraulic excavator having a control means for controlling the second valve means based on the discharge pressure of the hydraulic pump and the maximum load pressure of the plurality of hydraulic actuators, each of the plurality of flow rate control valve means includes the main circuit. A valve body for controlling communication between the inlet port and the outlet port connected to the valve, a variable throttle for changing the opening degree according to the displacement of the valve body, and a valve for communicating with the inlet port through the variable throttle, A seat type main valve having a back pressure chamber for generating a control pressure for urging the body in the valve closing direction, and a pilot circuit connected between the back pressure chamber of the main valve and the outlet port, The first valve means is a pilot valve connected to the pilot circuit to control a pilot flow flowing through the pilot circuit, and the second valve means is connected to the pilot circuit, and the pilot valve is connected to the pilot circuit. Is an auxiliary valve for controlling the differential pressure between the inlet pressure and the outlet pressure of the pilot valve, wherein the control means is the flow control valve means for at least two working members of the revolving structure, the boom, the arm, and the bucket. The pressure difference between the inlet pressure and the outlet pressure of the valve is ΔPz, and the discharge pressure of the hydraulic pump is P
s, the maximum load pressure of the hydraulic actuators
ax, Pl self load pressure of the hydraulic actuator
Where ΔPz = α (Ps−Plmax) + β (Plmax−Pl) + γPl where α, β, γ control the auxiliary valve so as to satisfy the relationship of the first, second and third constants. In addition, the first constant α is set to a positive value by each of the plurality of flow rate control valve means, and two of the plurality of flow rate control valve means are used.
The second and third constants β and γ between the two flow control valve means.
Is set to a different value.
弁体の受圧面積に対する前記入口ポートを介して前記油
圧ポンプの吐出圧力を受ける主弁弁体の受圧面積の比を
Kとしたとき、前記複数の流量制御弁手段の制御手段の
それぞれにおいて、前記第1の定数αをα≦Kの関係に
設定したことを特徴とする請求項9記載の油圧ショベ
ル。10. The ratio of the pressure receiving area of the main valve valve body receiving the discharge pressure of the hydraulic pump via the inlet port to the pressure receiving area of the main valve valve body receiving the control pressure of the back pressure chamber is defined as K. 10. The hydraulic excavator according to claim 9, wherein the first constant α is set to satisfy α ≦ K in each of the control means of the plurality of flow rate control valve means.
エータのボトム側に関する流量制御弁手段の制御手段に
おいて、前記第2の定数βをそれぞれ正の値に設定し、
かつブーム用油圧アクチュエータのボトム側に関する第
2の定数βをアーム用油圧アクチュエータのボトム側に
関する第2の定数βより大きく設定したことを特徴とす
る請求項9記載の油圧ショベル。11. The second constant β is set to a positive value in the control means of the flow control valve means on the bottom side of the boom and arm hydraulic actuators, respectively.
The hydraulic excavator according to claim 9, wherein the second constant β for the bottom side of the boom hydraulic actuator is set to be larger than the second constant β for the bottom side of the arm hydraulic actuator.
トム側に関する流量制御弁手段の制御手段において、前
記第2の定数βを負の値に設定したことを特徴とする請
求項9記載の油圧ショベル。12. The hydraulic excavator according to claim 9, wherein the second constant β is set to a negative value in the control means of the flow control valve means on the bottom side of the bucket hydraulic actuator.
る流量制御弁手段の制御手段において、前記第3の定数
γを負の値に設定したことを特徴とする請求項9記載の
油圧ショベル。13. A hydraulic excavator according to claim 9, wherein the third constant γ is set to a negative value in the control means of the flow rate control valve means relating to the hydraulic actuator for the revolving structure.
トム側に関する流量制御弁手段の制御手段において、前
記第3の定数γを正の値に設定したことを特徴とする請
求項9記載の油圧ショベル。14. The hydraulic excavator according to claim 9, wherein the third constant γ is set to a positive value in the control means of the flow control valve means on the bottom side of the bucket hydraulic actuator.
ータのロッド側に関する流量制御弁手段の制御手段にお
いて、前記第2及び第3の定数β,γを零に設定したこ
とを特徴とする請求項9又は10記載の油圧ショベル。15. The control means of the flow control valve means on the rod side of the boom and arm hydraulic actuator sets the second and third constants β and γ to zero. Hydraulic excavator described in 10.
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