JPH10196604A - Hydraulic drive device - Google Patents

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To provide an excellent fine controllability when an engine speed is set at low level by improving a saturation phenomenon according to the engine speed in a load sensing control type hydraulic drive device. SOLUTION: Pressure differences across flow control valves 6a, 6b, and 6c are controlled to the same pressure differential ΔPLS by pressure compensating valves 7a, 7b, and 7c, respectively, and the pressure differential ΔPLS is maintained at a target pressure differential ΔPLSref by a pump capacity control device 5. Also, a flow detection valve 31 is installed to the delivery routes 30a and 30b for a fixed displacement hydraulic pump 30 so as to change the target pressure differential ΔPLSref according to a variation in the speed of an engine 1, and a pressure differential ΔPp across the variable throttling 31a of the flow detection valve 31 is led into a set change device 32 so as to change the target pressure differential ΔPLSref. Thus the flow detection valve 31 varies the opening area of the variable throttling 31a according to the pressure differential ΔPp across the variable throttling 31a itself, and also varies the pressure differential ΔPp according to the speed of the engine 1.

Description

【発明の詳細な説明】DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION

【０００１】[0001]

【発明の属する技術分野】本発明は可変容量型の油圧ポ
ンプを備えた油圧駆動装置に係わり、特に、油圧ポンプ
の吐出圧と複数のアクチュエータの最高負荷圧との差圧
を設定値に維持するよう油圧ポンプの容量を制御するロ
ードセンシング制御の油圧駆動装置に関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a hydraulic drive system having a variable displacement type hydraulic pump, and more particularly to maintaining a differential pressure between a discharge pressure of a hydraulic pump and a maximum load pressure of a plurality of actuators at a set value. The present invention relates to a load sensing control hydraulic drive device that controls the capacity of a hydraulic pump.

【０００２】[0002]

【従来の技術】油圧ポンプの吐出圧と複数のアクチュエ
ータの最高負荷圧との差圧を設定値に維持するよう油圧
ポンプの容量を制御するロードセンシング制御技術とし
て、特開平５−９９１２６号公報に記載のポンプ容量制
御装置や特開昭６０−１１７０６号公報に記載の油圧駆
動装置がある。2. Description of the Related Art Japanese Patent Application Laid-Open No. 5-99126 discloses a load sensing control technique for controlling the capacity of a hydraulic pump so as to maintain a differential pressure between the discharge pressure of a hydraulic pump and the maximum load pressure of a plurality of actuators at a set value. There is a pump displacement control device described in the above and a hydraulic drive device described in JP-A-60-11706.

【０００３】特開平５−９９１２６号公報に記載のポン
プ容量制御装置は、可変容量型の油圧ポンプの斜板を傾
転するサーボピストンと、油圧ポンプの吐出圧Ｐｓとこ
の油圧ポンプにより駆動されるアクチュエータの負荷圧
ＰLSとの差圧ΔＰLSによってポンプ吐出圧をサーボピス
トンに供給して差圧ΔＰLSを設定値ΔＰLSrefに維持
し、容量制御する傾転制御装置とを備えている。また、
可変容量型の油圧ポンプとともにエンジンにより駆動さ
れる固定容量油圧ポンプと、この固定容量油圧ポンプの
吐出路に設けられた絞りと、この絞りの前後差圧ΔＰｐ
によって傾転制御装置の設定値ΔＰLSrefを変更する設
定変更手段とを備え、固定容量油圧ポンプの吐出路に設
けた絞りの前後差圧の変化でエンジン回転数を検出し、
傾転制御装置の設定値ΔＰLSrefを変更するようにして
いる。A pump displacement control device described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 5-99126 is driven by a servo piston that tilts a swash plate of a variable displacement hydraulic pump, a discharge pressure Ps of the hydraulic pump, and the hydraulic pump. A tilt control device is provided for supplying a pump discharge pressure to a servo piston by a pressure difference ΔPLS from a load pressure PLS of the actuator to maintain the pressure difference ΔPLS at a set value ΔPLSref and to control the displacement. Also,
A fixed displacement hydraulic pump driven by an engine together with a variable displacement hydraulic pump, a throttle provided in the discharge path of the fixed displacement hydraulic pump, and a differential pressure ΔPp across the throttle
Setting change means for changing the set value ΔPLSref of the tilt control device by detecting the engine speed based on the change in the differential pressure across the throttle provided in the discharge path of the fixed displacement hydraulic pump,
The set value ΔPLSref of the tilt control device is changed.

【０００４】特開昭６０−１１７０６号公報に記載の油
圧駆動装置は、可変容量型の油圧ポンプと、この油圧ポ
ンプから吐出された圧油により駆動される複数のアクチ
ュエータと、油圧ポンプから複数のアクチュエータに供
給される圧油の流量を制御する複数の流量制御弁と、こ
れら複数の流量制御弁の前後差圧を同じに制御する複数
の圧力補償弁と、油圧ポンプの吐出圧Ｐｓと複数のアク
チュエータの最高負荷圧ＰLSとの差圧ΔＰLSを設定値Δ
ＰLSrefに維持するよう油圧ポンプの容量を制御するポ
ンプ容量制御装置とを備えている。また、圧力補償弁
は、それぞれ、流量制御弁の上流に設置され、流量制御
弁の前後差圧を閉弁方向に作用させるとともに、油圧ポ
ンプの吐出圧Ｐｓと複数のアクチュエータの最高負荷圧
ＰLSとの差圧ΔＰLSを開弁方向に作用させ、その差圧Δ
ＰLSを圧力補償の目標差圧として流量制御弁の前後差圧
を制御することにより複数の流量制御弁の前後差圧を同
じに制御している。A hydraulic drive device described in Japanese Patent Application Laid-Open No. Sho 60-11706 discloses a variable displacement type hydraulic pump, a plurality of actuators driven by hydraulic oil discharged from the hydraulic pump, and a plurality of hydraulic pumps. A plurality of flow control valves for controlling the flow rate of the pressure oil supplied to the actuator; a plurality of pressure compensating valves for controlling the differential pressure across the plurality of flow control valves equally; a plurality of discharge pressures Ps of the hydraulic pump; Set the pressure difference ΔPLS from the maximum load pressure PLS of the actuator to the set value Δ
A pump displacement control device for controlling the displacement of the hydraulic pump so as to maintain the pressure at PLSref. The pressure compensating valves are respectively installed upstream of the flow control valve, and act to apply a differential pressure across the flow control valve in the valve closing direction, and also adjust the discharge pressure Ps of the hydraulic pump and the maximum load pressure PLS of the plurality of actuators. Differential pressure ΔPLS acts in the valve opening direction and the differential pressure Δ
By controlling the differential pressure across the flow control valve using PLS as the target differential pressure for pressure compensation, the differential pressure across the flow control valves is controlled to be the same.

【０００５】[0005]

【発明が解決しようとする課題】特開昭６０−１１７０
６号公報に記載の油圧駆動装置のポンプ容量制御装置と
して特開平５−９９１２６号公報に記載のものを用いた
システムを比較例として考えた場合、このようなシステ
ムでは、圧力補償弁により制御される流量制御弁の前後
の目標差圧はポンプ容量制御手段により制御される油圧
ポンプの吐出圧Ｐｓと最高負荷圧ＰLSとの差圧ΔＰLSの
設定値ΔＰLSrefに一致するため、エンジン回転数に比
例して傾転制御装置の設定値ΔＰLSrefが制御されると
共に、流量制御弁前後の目標差圧（＝ΔＰLSref）も制
御される。この場合、各アクチュエータの単独操作にお
いてアクチュエータの要求する流量がポンプの最大吐出
量を超えないように設定がなされるのが普通である。こ
の結果、各アクチュエータの単独操作においては、エン
ジン回転数如何に係わらず、流量制御弁の操作ストロー
ク量に比例した流量が各アクチュエータに供給され、良
好な操作性が保証される。Problems to be Solved by the Invention
Considering, as a comparative example, a system using a pump displacement control device described in JP-A-5-99126 as a pump displacement control device of a hydraulic drive device described in JP-A-6-99126, such a system is controlled by a pressure compensating valve. The target differential pressure before and after the flow control valve is equal to the set value ΔPLSref of the differential pressure ΔPLS between the discharge pressure Ps of the hydraulic pump controlled by the pump displacement control means and the maximum load pressure PLS, and is proportional to the engine speed. As a result, the set value ΔPLSref of the tilt control device is controlled, and the target differential pressure (= ΔPLSref) before and after the flow control valve is also controlled. In this case, it is usual that the setting is made such that the flow rate required by the actuator does not exceed the maximum discharge amount of the pump in the single operation of each actuator. As a result, in the single operation of each actuator, a flow rate proportional to the operation stroke amount of the flow control valve is supplied to each actuator regardless of the engine speed, thereby ensuring good operability.

【０００６】それに対し、複数のアクチュエータを同時
に動作する複合動作などで、油圧ポンプの最大吐出量が
流量制御弁全体で必要とする流量に満たない場合、アク
チュエータに供給される流量が不足する状態が生じる
（以後サチュレーションと呼ぶ）。また、複合動作で
は、通常作業を行うエンジン回転数からエンジン回転数
を低く設定すると、上記２つの従来例の組み合わせの動
作により、同じ操作ストロークの組み合わせでも、流量
制御弁前後の目標差圧ΔＰLSrefがエンジン回転数に比
例して減少するため、流量制御弁全体で必要とする流量
もエンジン回転数に比例して低下する。しかし、油圧ポ
ンプの最大吐出量もエンジン回転数に比例して減少する
ため、不足する流量の割合は変わらない（図４参照）。
従って、このサチュレーション領域に操作ストロークが
達すると、操作ストロークに対して比例的なアクチュエ
ータの動作が保証できず、オペレータは違和感を感じ
る。実際、通常のエンジン回転数で行われる掘削作業な
どでは微操作性より応答性が要求されるため、このサチ
ュレーション現象はさほど問題とされないが、微操作を
行う目的でエンジン回転数を下げた場合、操作ストロー
ク量に依存してサチュレーションが発生するため、違和
感がある。On the other hand, when the maximum discharge amount of the hydraulic pump is less than the flow amount required by the entire flow control valve in a combined operation in which a plurality of actuators are simultaneously operated, the flow rate supplied to the actuator may become insufficient. Occurs (hereinafter referred to as saturation). Further, in the combined operation, if the engine speed is set lower than the engine speed at which the normal operation is performed, the target differential pressure ΔPLSref before and after the flow control valve can be obtained even with the same operation stroke by the operation of the combination of the two conventional examples. Since the flow rate decreases in proportion to the engine speed, the flow rate required by the entire flow control valve also decreases in proportion to the engine speed. However, since the maximum discharge amount of the hydraulic pump also decreases in proportion to the engine speed, the ratio of the insufficient flow rate does not change (see FIG. 4).
Therefore, when the operation stroke reaches this saturation area, the operation of the actuator proportional to the operation stroke cannot be guaranteed, and the operator feels uncomfortable. In fact, in excavation work performed at normal engine speed, etc., responsiveness is required rather than fine operability, so this saturation phenomenon is not so much a problem, but if the engine speed is reduced for the purpose of performing fine operation, Since saturation occurs depending on the operation stroke amount, there is a sense of incongruity.

【０００７】本発明の目的は、エンジン回転数に応じた
サチュレーション現象の改善を図ることにより、エンジ
ン回転数を低く設定した場合には良好な微操作性が得ら
れる油圧駆動装置を提供することである。SUMMARY OF THE INVENTION It is an object of the present invention to provide a hydraulic drive device capable of obtaining a fine operability when the engine speed is set low by improving the saturation phenomenon according to the engine speed. is there.

【０００８】[0008]

【課題を解決するための手段】上記目的を達成する本発
明の特徴及びそれに付随する特徴は次のようである。SUMMARY OF THE INVENTION The features of the present invention that achieves the above object and the features accompanying the same are as follows.

【０００９】（１）まず、本発明では、エンジンと、こ
のエンジンにより駆動される可変容量型の油圧ポンプ
と、この油圧ポンプから吐出された圧油により駆動され
る複数のアクチュエータと、前記油圧ポンプから複数の
アクチュエータに供給される圧油の流量を制御する複数
の流量制御弁と、前記油圧ポンプの吐出圧Ｐｓと前記複
数のアクチュエータの最高負荷圧ＰLSとの差圧ΔＰLSを
設定値ΔＰLSrefに維持するよう前記油圧ポンプを容量
制御するポンプ容量制御手段とを備え、このポンプ容量
制御手段は前記エンジンの回転数に応じて前記ポンプ容
量制御手段の設定値ΔＰLSrefを変更可能になっている
油圧駆動装置において、前記複数の流量制御弁の前後差
圧を前記差圧ΔＰLSの同じ差圧に制御する複数の圧力補
償弁と、前記エンジンの回転数を検出し、このエンジン
回転数がエンジンの最低回転数側の領域にあるときは、
前記差圧ΔＰLSと前記複数の流量制御弁のそれぞれの開
口面積との積で表される複数の流量制御弁の合計の最大
要求流量Ｑvtotalが前記油圧ポンプのその時のエンジン
回転数における最大吐出量Ｑsmaxよりも少なくなるよう
に、前記ポンプ容量制御手段の設定値ΔＰLSrefを変更
する設定変更手段とを有するものとする。(1) First, in the present invention, an engine, a variable displacement hydraulic pump driven by the engine, a plurality of actuators driven by pressure oil discharged from the hydraulic pump, and the hydraulic pump A plurality of flow control valves for controlling the flow rate of pressure oil supplied to a plurality of actuators, and a differential pressure ΔPLS between a discharge pressure Ps of the hydraulic pump and a maximum load pressure PLS of the plurality of actuators is maintained at a set value ΔPLSref. Pump displacement control means for controlling the displacement of the hydraulic pump, the pump displacement control means being capable of changing a set value ΔPLSref of the pump displacement control means in accordance with the engine speed. A plurality of pressure compensating valves for controlling a differential pressure across the plurality of flow control valves to the same differential pressure of the differential pressure ΔPLS; Detect, when the engine speed is in the region of the minimum rotational speed side of the engine,
The maximum required flow rate Qvtotal of the plurality of flow control valves represented by the product of the differential pressure ΔPLS and the respective opening areas of the plurality of flow control valves is the maximum discharge amount Qsmax of the hydraulic pump at the current engine speed. Setting change means for changing the set value ΔPLSref of the pump displacement control means so as to reduce the difference.

【００１０】このように設定変更手段を設け、流量制御
弁の合計の最大要求流量Ｑvtotalと油圧ポンプの最大吐
出量Ｑsmaxとの関係を調整することにより、エンジンの
回転数が通常作業に適した定格回転数に設定した場合に
は、複数の流量制御弁の合計の最大要求流量が油圧ポン
プの最大吐出量より多く、サチュレーションが生じる状
態にあっても、エンジンの回転数を低く設定すると、複
数の流量制御弁の合計の最大要求流量は油圧ポンプの最
大吐出量以下に低下し、サチュレーションを起こさない
ようになる。このため、複数の流量制御弁の総レバー操
作量に対する流量制御弁の通過流量の傾きは小さくな
り、メータリングの広い有効領域を確保することがで
き、そのメータリングの広い有効領域を使った良好な操
作性能を実現できる。By providing the setting change means in this way and adjusting the relationship between the total required flow rate Qvtotal of the flow control valves and the maximum discharge quantity Qsmax of the hydraulic pump, the engine speed can be adjusted to a rating suitable for normal work. If the number of revolutions is set, even if the total required flow rate of the plurality of flow control valves is greater than the maximum discharge amount of the hydraulic pump and saturation occurs, setting the number of revolutions of the engine low The total maximum required flow rate of the flow control valve drops below the maximum discharge rate of the hydraulic pump, so that saturation does not occur. For this reason, the inclination of the flow rate of the flow control valve with respect to the total lever operation amount of the plurality of flow control valves is small, and a wide effective area of metering can be secured. Operation performance can be realized.

【００１１】（２）上記（１）において、好ましくは、
前記設定変更手段は、前記可変容量型の油圧ポンプとと
もに前記エンジンにより駆動される固定容量油圧ポンプ
と、この固定容量油圧ポンプの吐出路に設けられた流量
検出弁と、前記流量検出弁の前後差圧ΔＰｐによって前
記設定値ΔＰLSrefを変更する操作駆動部とを有し、前
記流量検出弁は、前記エンジン回転数が前記最低回転数
側の領域にあるときよりも前記定格回転数側の領域にあ
るときの方が開口面積が大きくなるよう構成される。(2) In the above (1), preferably,
The setting change means includes: a fixed displacement hydraulic pump driven by the engine together with the variable displacement hydraulic pump; a flow detection valve provided in a discharge path of the fixed displacement hydraulic pump; An operation drive unit that changes the set value ΔPLSref according to the pressure ΔPp, wherein the flow rate detection valve is in a region closer to the rated rotation speed than when the engine rotation speed is in a region closer to the minimum rotation speed. It is configured such that the opening area is larger at the time.

【００１２】これにより設定変更手段は、油圧的構成に
より、上記（１）の機能（エンジンの回転数を検出し、
このエンジン回転数がエンジンの最低回転数側の領域に
あるときは流量制御弁の合計の最大要求流量Ｑvtotalが
油圧ポンプの最大吐出量Ｑsmaxよりも少なくなるように
ポンプ容量制御手段の設定値ΔＰLSrefを変更する機
能）を実現できる。Thus, the setting change means detects the function of the above (1) (the number of revolutions of the engine,
When the engine speed is in the region of the lowest engine speed, the set value ΔPLSref of the pump displacement control means is set so that the total maximum required flow rate Qvtotal of the flow control valves is smaller than the maximum discharge amount Qsmax of the hydraulic pump. Change function) can be realized.

【００１３】（３）上記（２）において、好ましくは、
前記流量検出弁は、可変絞りを備えた弁装置と、前記エ
ンジンの回転数が低下するに従って前記可変絞りの開口
面積が小さくなるよう調整する絞り調整手段とを有す
る。(3) In the above (2), preferably,
The flow rate detection valve includes a valve device having a variable throttle, and a throttle adjusting unit that adjusts the opening area of the variable throttle so as to decrease as the engine speed decreases.

【００１４】これにより流量検出弁は、上記（２）のよ
うにエンジン回転数が最低回転数側の領域にあるときよ
りも定格回転数側の領域にあるときの方が開口面積が大
きくなるようになる。Thus, the opening area of the flow rate detection valve is larger when the engine speed is in the rated speed range than in the lowest speed range as described in (2). become.

【００１５】（４）また、上記（２）において、前記流
量検出弁は、固定絞りを備えた弁装置と、前記エンジン
回転数が前記最低回転数側の領域にあるときは前記固定
絞りを有効化し、前記エンジン回転数が定格回転数より
低いある設定回転数まで上昇すると、前記流量検出弁の
前後差圧の上昇割合が低減するよう前記固定絞りを制御
する絞り調整手段とを有するものとしてもよい。(4) In the above (2), the flow rate detection valve is provided with a valve device having a fixed throttle, and the fixed throttle is effective when the engine speed is in the region of the minimum speed. Throttle control means for controlling the fixed throttle so that when the engine speed increases to a certain set speed lower than the rated speed, the rate of increase in the differential pressure across the flow rate detection valve is reduced. Good.

【００１６】これによっても流量検出弁は、上記（２）
のようにエンジン回転数が最低回転数側の領域にあると
きよりも定格回転数側の領域にあるときの方が開口面積
が大きくなるようになる。また、流量検出弁を固定絞り
用いて構成できるので、製作が容易となる。In this case, the flow rate detection valve can also be used in the above (2).
As described above, the opening area becomes larger when the engine speed is in the region on the rated speed side than in the region on the lowest speed side. In addition, since the flow rate detection valve can be configured by using a fixed throttle, manufacture is facilitated.

【００１７】（５）更に、上記（３）又は（４）におい
て、好ましくは、前記絞り調整手段は、前記流量検出弁
自身の前後差圧ΔＰｐに依存して前記弁装置の位置を調
整させるものとする。(5) Further, in the above (3) or (4), preferably, the throttle adjusting means adjusts the position of the valve device depending on the differential pressure ΔPp of the flow rate detection valve itself. And

【００１８】これにより流量検出弁は、エンジン回転数
を油圧的に検出し、エンジン回転数に応じて可変絞りの
開口面積又は固定絞りの絞り状態を調整できる。Thus, the flow detection valve hydraulically detects the engine speed and adjusts the opening area of the variable throttle or the throttle state of the fixed throttle according to the engine speed.

【００１９】（６）また、上記（２）において、好まし
くは、前記設定変更手段は、前記流量検出弁の前後差圧
ΔＰｐに相当する信号圧を発生する圧力制御弁を更に有
し、前記操作駆動部はこの圧力制御弁からの信号圧によ
って前記設定値ΔＰLSrefを変更する。(6) In the above (2), preferably, the setting change means further includes a pressure control valve for generating a signal pressure corresponding to the pressure difference ΔPp before and after the flow rate detection valve. The drive unit changes the set value ΔPLSref according to the signal pressure from the pressure control valve.

【００２０】これにより１本のパイロットラインで信号
圧を導くことができるようになり、回路構成が簡素化さ
れると共に、信号圧が低圧となるのでパイロットライン
のホース等を低圧用のものを使用でき安価となる。As a result, the signal pressure can be guided by one pilot line, the circuit configuration is simplified, and the signal pressure is reduced, so that the pilot line hose or the like for low pressure is used. It will be cheaper.

【００２１】（７）更に、上記（２）において、好まし
くは、前記ポンプ容量制御手段は、前記可変容量型の油
圧ポンプの押しのけ容積可変機構を作動するサーボピス
トンと、前記油圧ポンプの吐出圧Ｐｓとアクチュエータ
の負荷圧ＰLSとの差圧ΔＰLSに応じて前記サーボピスト
ンを駆動し前記差圧ΔＰLSを前記設定値ΔＰLSrefに維
持する傾転制御装置とを有し、この傾転制御装置は前記
設定値ΔＰLSrefの基本値を設定するバネを有し、前記
操作駆動部はそのバネと共働して前記設定値ΔＰLSref
を可変的に設定する。(7) Further, in the above (2), preferably, the pump displacement control means includes a servo piston for operating a displacement displacement mechanism of the variable displacement hydraulic pump, and a discharge pressure Ps of the hydraulic pump. And a tilt control device for driving the servo piston in accordance with a pressure difference ΔPLS between the actuator and the load pressure PLS of the actuator to maintain the pressure difference ΔPLS at the set value ΔPLSref. A spring for setting a basic value of ΔPLSref, wherein the operation drive unit cooperates with the spring to set the set value ΔPLSref
Is set variably.

【００２２】これにより操作駆動部は流量検出弁の前後
差圧によって設定値ΔＰLSrefを変更できるようにな
る。Thus, the operation drive unit can change the set value ΔPLSref according to the differential pressure across the flow detection valve.

【００２３】[0023]

【発明の実施の形態】以下、本発明の実施形態を図面を
用いて説明する。Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings.

【００２４】図１は本発明の第１の実施形態による油圧
駆動装置を示すもので、この油圧駆動装置は、エンジン
１と、このエンジン１により駆動される可変容量型の油
圧ポンプ２と、この油圧ポンプ２から吐出された圧油に
より駆動される複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ
と、油圧ポンプ２の吐出管路１００に接続され、油圧ポ
ンプ２からアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃに供給され
る圧油の流量と方向をそれぞれ制御する複数の切換制御
弁４ａ，４ｂ，４ｃからなる弁装置４と、油圧ポンプ２
を容量制御するポンプ容量制御装置５とを備えている。FIG. 1 shows a hydraulic drive device according to a first embodiment of the present invention. The hydraulic drive device includes an engine 1, a variable displacement hydraulic pump 2 driven by the engine 1, A plurality of actuators 3a, 3b, 3c driven by pressure oil discharged from the hydraulic pump 2
And a plurality of switching control valves 4a, 4b, 4c connected to the discharge pipeline 100 of the hydraulic pump 2 and controlling the flow rate and direction of the pressure oil supplied from the hydraulic pump 2 to the actuators 3a, 3b, 3c, respectively. Valve device 4 and hydraulic pump 2
And a pump displacement control device 5 for controlling the displacement of the pump.

【００２５】複数の切換制御弁４ａ，４ｂ，４ｃは、そ
れぞれ、複数の流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃと、これら
複数の流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃの前後差圧を同じに
制御する複数の圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃとで構成さ
れている。The plurality of switching control valves 4a, 4b, 4c are respectively provided with a plurality of flow control valves 6a, 6b, 6c, and a plurality of control valves for controlling the same differential pressure across the flow control valves 6a, 6b, 6c. Pressure compensating valves 7a, 7b and 7c.

【００２６】複数の圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃは、そ
れぞれ、流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃの上流に設置され
た前置きタイプであり、圧力補償弁７ａは２対の対向す
る制御圧力室７０ａ，７０ｂ及び７０ｃ，７０ｄを有
し、制御圧力室７０ａ，７０ｂに流量制御弁６ａの上流
側及び下流側の圧力をそれぞれ導き、制御圧力室７０
ｃ，７０ｄに油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓと複数のアクチ
ュエータ３ａ，３ｂ，３ｃの最高負荷圧ＰLSとをそれぞ
れ導き、これにより流量制御弁６ａの前後差圧を閉弁方
向に作用させるとともに、油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓと
複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃの最高負荷圧Ｐ
LSとの差圧ΔＰLSを開弁方向に作用させ、その差圧ΔＰ
LSを圧力補償の目標差圧として流量制御弁６ａの前後差
圧を制御する。圧力補償弁７ｂ，７ｃも同様に構成され
ている。The plurality of pressure compensating valves 7a, 7b, 7c are of a pre-installed type installed upstream of the flow control valves 6a, 6b, 6c, respectively. The pressure compensating valve 7a is composed of two pairs of opposed control pressure chambers 70a. , 70b and 70c, 70d. The pressures on the upstream and downstream sides of the flow control valve 6a are led to the control pressure chambers 70a, 70b, respectively.
The discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2 and the maximum load pressure PLS of the plurality of actuators 3a, 3b, 3c are respectively led to c and 70d, whereby the differential pressure across the flow control valve 6a acts in the valve closing direction, and The discharge pressure Ps of the pump 2 and the maximum load pressure P of the plurality of actuators 3a, 3b, 3c
The differential pressure ΔPLS with the LS acts in the valve opening direction and the differential pressure ΔP
The differential pressure across the flow control valve 6a is controlled using LS as the target differential pressure for pressure compensation. The pressure compensating valves 7b and 7c have the same configuration.

【００２７】このように圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃが
同じ差圧ΔＰLSを目標差圧としてそれぞれの流量制御弁
６ａ，６ｂ，６ｃの前後差圧を制御することにより、流
量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃの前後差圧はともに差圧ΔＰ
LSになるように制御され、流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ
の要求流量は差圧ΔＰLSとそれぞれの開口面積との積で
表されるものとなる。As described above, the pressure compensating valves 7a, 7b, 7c use the same differential pressure .DELTA.PLS as the target differential pressure to control the differential pressures before and after the respective flow control valves 6a, 6b, 6c, so that the flow control valves 6a, 6b , 6c is the differential pressure ΔP
LS, and the flow control valves 6a, 6b, 6c
Is expressed by the product of the differential pressure ΔPLS and the area of each opening.

【００２８】複数の流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃには、
それぞれ、アクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃの駆動時に
それらの負荷圧を取り出す負荷ポート６０ａ，６０ｂ，
６０ｃが設けられ、これら負荷ポート６０ａ，６０ｂ，
６０ｃに取り出された負荷圧のうちの最高の圧力が負荷
ライン８ａ，８ｂ，８ｃ、８ｄ及びシャトル弁９ａ，９
ｂを介して信号ライン１０に検出され、この圧力が上記
最高負荷圧ＰLSとして圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃに与
えられる。A plurality of flow control valves 6a, 6b, 6c
Load ports 60a, 60b, which take out their load pressures when driving the actuators 3a, 3b, 3c, respectively.
60c, these load ports 60a, 60b,
The highest pressure among the load pressures taken out to 60c is the load line 8a, 8b, 8c, 8d and the shuttle valve 9a, 9
The pressure is detected by the signal line 10 via the line b, and this pressure is supplied to the pressure compensating valves 7a, 7b, 7c as the maximum load pressure PLS.

【００２９】油圧ポンプ２は斜板２ａの傾転角を大きく
することにより吐出量を増加させる斜板ポンプであり、
ポンプ容量制御装置６は、油圧ポンプ２の斜板２ａを傾
転するサーボピストン２０と、このサーボピストン２０
を駆動し、斜板２ａの傾転角を制御することで油圧ポン
プ２の容量制御をする傾転制御装置２１とを備えてい
る。サーボピストン２０は吐出管路１００からの圧力
（油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓ）と傾転制御装置２１から
の指令圧力とによって動作する。傾転制御装置２１は第
１傾転制御弁２２と第２傾転制御弁２３とを有してい
る。The hydraulic pump 2 is a swash plate pump that increases the discharge amount by increasing the tilt angle of the swash plate 2a.
The pump displacement control device 6 includes a servo piston 20 for tilting the swash plate 2 a of the hydraulic pump 2,
And a displacement control device 21 that controls the displacement of the hydraulic pump 2 by controlling the displacement angle of the swash plate 2a. The servo piston 20 operates by the pressure from the discharge line 100 (the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2) and the command pressure from the tilt control device 21. The tilt control device 21 has a first tilt control valve 22 and a second tilt control valve 23.

【００３０】第１傾転制御弁２２は吐出管路１００から
の圧力（油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓ）が高くなると油圧
ポンプ２の吐出量を減少させる馬力制御弁であり、油圧
ポンプ２の吐出圧Ｐｓを元圧として入力し、油圧ポンプ
２の吐出圧Ｐｓがバネ２２ａで設定される所定レベル以
下であればスプール２２ｂを図示右方に移動し、油圧ポ
ンプ２の吐出圧Ｐｓをそのまま出力する。このとき、こ
の出力圧が指令圧力としてそのままサーボピストン２０
に与えられると、サーボピストン２０は面積差により図
示左方に移動し、斜板２ａの傾転角を増加させ、油圧ポ
ンプ２の吐出量を増加する。その結果、油圧ポンプ２の
吐出圧Ｐｓが上昇する。油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓがバ
ネ２２ａの所定レベルを越えるとスプール２２ｂを図示
左方に移動して吐出圧Ｐｓを減圧し、その低下した圧力
を指令圧力として出力する。このため、サーボピストン
２０は図示右方に移動し、斜板２ａの傾転角を減少さ
せ、油圧ポンプ２の吐出量を減少する。その結果、油圧
ポンプ２の吐出圧Ｐｓが低下する。The first tilt control valve 22 is a horsepower control valve for decreasing the discharge amount of the hydraulic pump 2 when the pressure from the discharge line 100 (discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2) increases. When the pressure Ps is input as the original pressure, and the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2 is equal to or lower than a predetermined level set by the spring 22a, the spool 22b is moved rightward in the drawing, and the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2 is output as it is. . At this time, this output pressure is used as the command pressure as it is
, The servo piston 20 moves to the left in the figure due to the area difference, increases the tilt angle of the swash plate 2 a, and increases the discharge amount of the hydraulic pump 2. As a result, the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2 increases. When the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2 exceeds a predetermined level of the spring 22a, the spool 22b moves to the left in the figure to reduce the discharge pressure Ps, and outputs the reduced pressure as a command pressure. For this reason, the servo piston 20 moves rightward in the figure to reduce the tilt angle of the swash plate 2a and reduce the discharge amount of the hydraulic pump 2. As a result, the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2 decreases.

【００３１】第２傾転制御弁２３は、油圧ポンプ２の吐
出圧Ｐｓとアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃの最高負荷
圧ＰLSとの差圧ΔＰLSを目標差圧ΔＰLSrefに維持する
ように制御するロードセンシング制御弁であり、目標差
圧ΔＰLSrefの基本値を設定するバネ２３ａと、スプー
ル２３ｂと、吐出管路１００からの圧力（油圧ポンプ２
の吐出圧Ｐｓ）とアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃの最
高負荷圧ＰLSによって動作し、スプール２３ｂを動かす
第１操作駆動部２４とを有している。The second tilt control valve 23 is a load sensing device for controlling the pressure difference ΔPLS between the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2 and the maximum load pressure PLS of the actuators 3a, 3b, 3c to be maintained at the target pressure difference ΔPLSref. The control valve is a spring 23a for setting the basic value of the target differential pressure ΔPLSref, a spool 23b, and a pressure (discharge pump 2).
And the first operation drive unit 24 which operates by the maximum load pressure PLS of the actuators 3a, 3b, 3c and moves the spool 23b.

【００３２】第１操作駆動部２４は、スプール２３ｂに
作用するピストン２４ａと、ピストン２４ａにより分割
された２つの油圧室２４ｂ，２４ｃとを有し、油圧室２
４ｂには油圧ポンプ２の吐出圧が導かれ、油圧室２４ｃ
には最高負荷圧ＰLSが導かれかつ上記のバネ２３ａが内
蔵されている。The first operation drive section 24 has a piston 24a acting on a spool 23b, and two hydraulic chambers 24b and 24c divided by the piston 24a.
The discharge pressure of the hydraulic pump 2 is led to the hydraulic chamber 24c.
Has a built-in spring 23a.

【００３３】また、第２傾転制御弁２３は第１傾転制御
弁２２の出力圧を元圧として入力し、目標差圧ΔＰLSre
fに比べ差圧ΔＰLSが低い場合は、第１操作駆動部２４
によりスプール２３ｂが図示左方に移動し、第１傾転制
御弁２２の出力圧をそのまま出力する。このとき、第１
傾転制御弁２２の出力圧が油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓで
あるとすると、この吐出圧Ｐｓが指令圧力としてサーボ
ピストン２０に与えられ、サーボピストン２０は面積差
により図示左方に移動し、斜板２ａの傾転角を増加さ
せ、油圧ポンプ２の吐出量を増加する。その結果、油圧
ポンプ２の吐出圧Ｐｓが上昇し、差圧ΔＰLSが上昇す
る。逆に目標差圧ΔＰLSrefに対し差圧ΔＰLSが高い場
合は、第１操作駆動部２４によりスプール２３ｂが図示
右方に移動して第１傾転制御弁２２の出力圧を減圧し、
その低下した圧力を指令圧力として出力する。このた
め、サーボピストン２０は図示右方に移動し、斜板２ａ
の傾転角を減少させ、油圧ポンプ２の吐出量を減少す
る。その結果、油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓが低下し、差
圧ΔＰLSが低下する。結果として、差圧ΔＰLSは目標差
圧ΔＰLSrefに維持される。The second displacement control valve 23 receives the output pressure of the first displacement control valve 22 as a source pressure, and outputs the target differential pressure ΔPLSre.
If the differential pressure ΔPLS is lower than f, the first operation drive unit 24
As a result, the spool 23b moves leftward in the figure, and outputs the output pressure of the first tilt control valve 22 as it is. At this time, the first
Assuming that the output pressure of the tilt control valve 22 is the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2, the discharge pressure Ps is given to the servo piston 20 as a command pressure, and the servo piston 20 moves to the left due to the area difference, The displacement angle of the hydraulic pump 2 is increased by increasing the tilt angle of the swash plate 2a. As a result, the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2 increases, and the differential pressure ΔPLS increases. Conversely, when the differential pressure ΔPLS is higher than the target differential pressure ΔPLSref, the spool 23b is moved rightward in the figure by the first operation drive unit 24 to reduce the output pressure of the first tilt control valve 22,
The reduced pressure is output as a command pressure. For this reason, the servo piston 20 moves rightward in the figure, and the swash plate 2a
And the discharge amount of the hydraulic pump 2 is reduced. As a result, the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2 decreases, and the differential pressure ΔPLS decreases. As a result, the differential pressure ΔPLS is maintained at the target differential pressure ΔPLSref.

【００３４】ここで、流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃの前
後差圧は圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃにより同じ値であ
る差圧ΔＰLSになるように制御されているので、上記の
ように差圧ΔＰLSが目標差圧ΔＰLSrefに維持されるこ
とは、結果として流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃの前後差
圧が目標差圧ΔＰLSrefに維持されることになる。Here, since the differential pressure across the flow control valves 6a, 6b, 6c is controlled by the pressure compensating valves 7a, 7b, 7c to have the same value of the differential pressure ΔPLS, the differential pressure Maintaining the pressure ΔPLS at the target differential pressure ΔPLSref results in maintaining the differential pressure across the flow control valves 6a, 6b, 6c at the target differential pressure ΔPLSref.

【００３５】また、ポンプ容量制御装置５は、第２傾転
制御弁２３の目標差圧ΔＰLSrefをエンジン１の回転数
の変化に応じて変更する設定変更手段３８を有し、この
設定変更手段３８は、可変容量型の油圧ポンプ２ととも
にエンジン１により駆動される固定容量油圧ポンプ３０
と、この固定容量油圧ポンプ３０の吐出路３０ａ，３０
ｂに設けられ、開口面積が連続的に調整可能な可変絞り
３１ａを有する流量検出弁３１と、この流量検出弁３１
の可変絞り３１ａの前後差圧ΔＰｐによって目標差圧Δ
ＰLSrefを変更する第２操作駆動部３２とで構成されて
いる。The pump displacement control device 5 has a setting change means 38 for changing the target differential pressure ΔPLSref of the second tilt control valve 23 in accordance with a change in the rotation speed of the engine 1. Is a fixed displacement hydraulic pump 30 driven by the engine 1 together with the variable displacement hydraulic pump 2.
And the discharge paths 30a, 30 of the fixed displacement hydraulic pump 30.
b, a flow detection valve 31 having a variable throttle 31a whose opening area can be continuously adjusted, and the flow detection valve 31
Differential pressure ΔPp before and after the variable throttle 31a
And a second operation drive unit 32 for changing PLSref.

【００３６】固定容量油圧ポンプ３０は通常パイロット
油圧源として設けられているものであり、吐出路３０ｂ
にはパイロット油圧源としての元圧を規定するリリーフ
弁３３が接続され、更に吐出路３０ｂは、例えば流量制
御弁６ａ，６ｂ，６ｃを切換操作するためのパイロット
圧を生成するリモコン弁（図示せず）へと接続されてい
る。The fixed displacement hydraulic pump 30 is normally provided as a pilot hydraulic pressure source and has a discharge passage 30b.
Is connected to a relief valve 33 for defining a source pressure as a pilot hydraulic pressure source, and a discharge path 30b is further provided with a remote control valve (not shown) for generating a pilot pressure for switching the flow control valves 6a, 6b, 6c, for example. Zu).

【００３７】第２操作駆動部３２は、第２傾転制御弁２
３の第１操作駆動部２４と一体に設けられた追加の操作
駆動部であり、第１操作駆動部２４のピストン２４ａに
作用するピストン３２ａと、ピストン３２ａにより分割
された２つの油圧室３２ｂ，３２ｃとを有し、油圧室３
２ｂにはパイロットライン３４ａを介して流量検出弁
（可変絞り３１ａ）の上流側の圧力が導かれ、油圧室３
２ｃにはパイロットライン３４ｂを介して流量検出弁
（可変絞り３１ａ）の下流側の圧力が導かれ、ピストン
３２ａは流量検出弁３１の可変絞り３１ａの前後差圧Δ
Ｐｐに応じた力でピストン２４ａを図示左方に付勢して
いる。第２傾転制御弁２３の目標差圧ΔＰLSrefは上記
のバネ２３ａにより与えられる基本値とこのピストン３
２ａの付勢力によって設定され、流量検出弁３１の可変
絞り３１ａの前後差圧ΔＰｐが小さくなるとピストン３
２ａはピストン２４ａを押す力を小さくし、目標差圧Δ
ＰLSrefを小さくし、前後差圧ΔＰｐが増大するとピス
トン３２ａはピストン２４ａを押す力を大きくし、目標
差圧ΔＰLSrefを大きくする。ここで、流量検出弁３１
の可変絞り３１ａの前後差圧ΔＰｐはエンジン１の回転
数によって変化する（後述）。このため、第２操作駆動
部３２はエンジン回転数に応じて第１傾転制御弁２３の
目標差圧ΔＰLSrefを変更するものとなる。The second operation drive unit 32 includes the second tilt control valve 2
3 is an additional operation drive unit provided integrally with the first operation drive unit 24, the piston 32a acting on the piston 24a of the first operation drive unit 24, and two hydraulic chambers 32b divided by the piston 32a. 32c and the hydraulic chamber 3
The pressure on the upstream side of the flow detection valve (variable throttle 31a) is led to the hydraulic chamber 3b via the pilot line 34a.
The pressure downstream of the flow rate detection valve (variable throttle 31a) is guided to 2c via the pilot line 34b, and the piston 32a acts as a differential pressure Δ across the variable throttle 31a of the flow rate detection valve 31.
The piston 24a is urged leftward in the figure by a force corresponding to Pp. The target differential pressure ΔPLSref of the second tilt control valve 23 is calculated based on the basic value given by the spring 23a and the piston 3
When the pressure difference ΔPp across the variable throttle 31a of the flow rate detection valve 31 decreases, the piston 3
2a reduces the force pressing the piston 24a, and the target differential pressure Δ
When PLSref is decreased and the differential pressure ΔPp is increased, the force of the piston 32a pressing the piston 24a is increased, and the target differential pressure ΔPLSref is increased. Here, the flow detection valve 31
The differential pressure ΔPp across the variable throttle 31a changes according to the rotation speed of the engine 1 (described later). For this reason, the second operation drive unit 32 changes the target differential pressure ΔPLSref of the first tilt control valve 23 according to the engine speed.

【００３８】流量検出弁３１は、可変絞り３１ａ自身の
前後差圧ΔＰｐに依存して可変絞り３１ａの開口面積を
変化させる構成となっている。すなわち、流量検出弁３
１は、弁体３１ｂと、弁体３１ｂに対し可変絞り３１ａ
の開口面積を減少させる方向に作用するバネ３１ｃと、
弁体３１ｂに対し可変絞り３１ａの開口面積を増大させ
る方向に作用する制御圧力室３１ｄと、弁体３１ｂに対
し可変絞り３１ａの開口面積を減少させる方向に作用す
る制御圧力室３１ｅとを有し、制御圧力室３１ｄにはパ
イロットライン３５ａを介して可変絞り３１ａの上流側
の圧力が導かれ、制御圧力室３１ｅにはパイロットライ
ン３５ｂを介して可変絞り３１ａの下流側の圧力が導か
れている。The flow rate detection valve 31 changes the opening area of the variable throttle 31a depending on the pressure difference ΔPp across the variable throttle 31a itself. That is, the flow detection valve 3
1 is a valve element 31b and a variable throttle 31a for the valve element 31b.
A spring 31c acting in a direction to reduce the opening area of
It has a control pressure chamber 31d acting on the valve element 31b in the direction of increasing the opening area of the variable throttle 31a, and a control pressure chamber 31e acting on the valve element 31b in the direction of decreasing the opening area of the variable throttle 31a. The pressure on the upstream side of the variable throttle 31a is guided to the control pressure chamber 31d via the pilot line 35a, and the pressure on the downstream side of the variable throttle 31a is guided to the control pressure chamber 31e via the pilot line 35b. .

【００３９】可変絞り３１ａの開口面積はバネ３１ｃの
力と制御圧力室３１ｄ，３１ｅの付勢力とのバランスに
より決まり、可変絞り３１ａの前後差圧ΔＰｐが小さく
なると弁体３１ｂは図示右方に移動し、可変絞り３１ａ
の開口面積を小さくし、前後差圧ΔＰｐが増大すると弁
体３１ｂ外し左方に移動し、可変絞り３１ａの開口面積
を大きくする。The opening area of the variable throttle 31a is determined by the balance between the force of the spring 31c and the urging force of the control pressure chambers 31d and 31e. When the differential pressure ΔPp across the variable throttle 31a decreases, the valve element 31b moves rightward in the figure. And the variable aperture 31a
When the differential pressure ΔPp increases, the valve element 31b is removed and the opening moves to the left to increase the opening area of the variable throttle 31a.

【００４０】そして、可変絞り３１ａの前後差圧ΔＰｐ
はエンジン１の回転数によって変化する。すなわち、エ
ンジン１の回転数が低下すれば、油圧ポンプ３０の吐出
量が減少し、可変絞り３１ａの前後差圧ΔＰｐは低下す
る。したがって、制御圧力室３１ｄ，３１ｅとバネ３１
ｃは、エンジン１の回転数が低下するに従って小さくな
るよう可変絞り３１ａの開口面積を調整する絞り調整手
段として機能する。Then, the differential pressure ΔPp across the variable throttle 31a
Changes according to the rotation speed of the engine 1. That is, when the rotation speed of the engine 1 decreases, the discharge amount of the hydraulic pump 30 decreases, and the differential pressure ΔPp across the variable throttle 31a decreases. Therefore, the control pressure chambers 31d and 31e and the spring 31
c functions as a diaphragm adjusting means for adjusting the opening area of the variable diaphragm 31a so as to decrease as the rotation speed of the engine 1 decreases.

【００４１】図２に流量検出弁３１の内部構造を示す。
図２において、ケーシング３１ｆの中を弁体３１ｂとし
てのピストンが動き、その隙間の面積が可変絞り３１ａ
の開口面積Ａｐとして与えられる。ピストン３１ｂは、
バネ３１ｃによって支持され、バネ３１ｃのバネ力Ｆ
は、可変絞り３１ａの開口面積を小さくする方向にピス
トン３１ｂに働く。ケーシング３１ｆ内の圧油の流れか
ら、可変絞り３１ａの前後差圧ΔＰｐは可変絞り３１ａ
の開口面積Ａｐを大きくする方向の力をピストン３１ｂ
に発生する。この２つの力がつりあった位置ｘでピスト
ン３１ｂは静止する。バネ力Ｆとピストン３１ｂの変位
ｘはバネ３１ｃのバネ定数Ｋに比例するので（Ｆ＝Ｋ
ｘ）、結果として可変絞り３１ａの前後差圧ΔＰｐとピ
ストン３１ｂの変位ｘは比例する（ΔＰｐ∝ｘ）。ピス
トン３１ｂの変位ｘと可変絞り３１ａの開口面積Ａｐの
関係はケーシング３１ｆの形状に依存する。本実施形態
では、ケーシング３１ｆの形状はピストン３１ｂの変位
方向に対し放物線形状にしている。FIG. 2 shows the internal structure of the flow detection valve 31.
In FIG. 2, a piston as a valve element 31b moves in a casing 31f, and the area of the gap is changed to a variable throttle 31a.
Is given as the opening area Ap. The piston 31b is
Supported by the spring 31c, and the spring force F of the spring 31c
Acts on the piston 31b in a direction to reduce the opening area of the variable throttle 31a. From the pressure oil flow in the casing 31f, the differential pressure ΔPp across the variable throttle 31a is
The force in the direction to increase the opening area Ap of the piston 31b
Occurs. The piston 31b stops at the position x where these two forces are balanced. Since the spring force F and the displacement x of the piston 31b are proportional to the spring constant K of the spring 31c, (F = K
x), as a result, the differential pressure ΔPp across the variable throttle 31a and the displacement x of the piston 31b are proportional (ΔPp∝x). The relationship between the displacement x of the piston 31b and the opening area Ap of the variable throttle 31a depends on the shape of the casing 31f. In the present embodiment, the shape of the casing 31f is parabolic in the direction of displacement of the piston 31b.

【００４２】次に、以上のように構成した流量検出弁３
１を含む設定変更手段３８の作用及びそれによって得ら
れる効果を説明する。Next, the flow rate detection valve 3 constructed as described above
The operation of the setting change means 38 including 1 and the effect obtained thereby will be described.

【００４３】固定容量油圧ポンプ３０はエンジン１の回
転数Ｎに押しのけ容積Ｃｍを乗じた流量Ｑｐを吐出す
る。The fixed displacement hydraulic pump 30 discharges a flow rate Qp obtained by multiplying the rotational speed N of the engine 1 by the displacement volume Cm.

【００４４】 Ｑｐ＝ＣｍＮ …（１） 流量検出弁３１の可変絞り３１ａの開口面積をＡｐとす
ると、エンジン１の回転数Ｎと可変絞り３１ａの前後差
圧ΔＰｐは以下の式で関係ずけられる。Qp = CmN (1) Assuming that the opening area of the variable throttle 31a of the flow detection valve 31 is Ap, the rotational speed N of the engine 1 and the differential pressure ΔPp across the variable throttle 31a are related by the following equation. .

【００４５】 Ｑｐ＝ｃＡｐ√（（２／ρ）ΔＰｐ） …（２） ΔＰｐ＝（ρ／２）（Ｑｐ／ｃＡｐ）²＝（ρ／２）（ＣｍＮ／ｃＡｐ）² …（３） ここで、もし可変絞り３１ａの開口面積Ａｐが変化せ
ず、一定であるとすれば（以下、この場合を比較例とい
う）、式（３）より前後差圧ΔＰｐは油圧ポンプ３０の
吐出量Ｑｐ又はエンジン１の回転数Ｎに対して図３
（ａ）に示すように二次曲線的に増加する。また、第２
操作駆動部３２によりΔＰLSref∝ΔＰｐとなるので、
ロードセンシング設定差圧ΔＰLSrefも油圧ポンプ３０
の吐出量Ｑｐ又はエンジン１の回転数Ｎに対して図３
（ａ）に示すように二次曲線的に増加する。Qp = cAp√ ((2 / ρ) ΔPp) (2) ΔPp = (ρ / 2) (Qp / cAp) ² = (ρ / 2) (CmN / cAp) ² (3) If the opening area Ap of the variable throttle 31a does not change and is constant (hereinafter, this case is referred to as a comparative example), the front-rear differential pressure ΔPp can be calculated from the expression (3) by the discharge amount Qp of the hydraulic pump 30 or the engine. Fig. 3 for one rotation speed N
As shown in (a), it increases like a quadratic curve. Also, the second
Since ΔPLSref∝ΔPp by the operation drive unit 32,
The load sensing set differential pressure ΔPLSref is also
3 with respect to the discharge amount Qp of the engine 1 or the rotation speed N of the engine 1.
As shown in (a), it increases like a quadratic curve.

【００４６】また、流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃの１
つ、例えば流量制御弁６ａの前後差圧ΔＰLSが目標値Δ
ＰLSrefに制御されている場合、流量制御弁６ａの開口
面積をＡｖとすると、流量制御弁６ａの要求する流量Ｑ
ｖは以下の式で与えられる。Also, one of the flow control valves 6a, 6b, 6c
For example, the differential pressure ΔPLS before and after the flow control valve 6a is equal to the target value Δ
In the case of controlling by PLSref, assuming that the opening area of the flow control valve 6a is Av, the flow rate Q required by the flow control valve 6a
v is given by the following equation.

【００４７】 Ｑｖ＝ｃＡｖ√（（２／ρ）ΔＰLSref） …（４） すなわち、要求流量Ｑｖは目標差圧ΔＰLSrefに対して
図３（ｃ）で示すように二次曲線的に増大する。Qv = cAv√ ((2 / ρ) ΔPLSref) (4) That is, the required flow rate Qv increases quadratically with respect to the target differential pressure ΔPLSref as shown in FIG. 3 (c).

【００４８】ここで、流量制御弁６ａの目標前後差圧Δ
ＰLSrefは流量検出弁３１の可変絞り３１ａの前後差圧
ΔＰｐによって与えられるから（ΔＰLSref∝ΔＰ
ｐ）、式（３）から、要求流量Ｑｖは以下のようにエン
ジン１の回転数Ｎと関係ずけることができる。Here, the target front-rear differential pressure Δ of the flow control valve 6a
Since PLSref is given by the differential pressure ΔPp across the variable throttle 31a of the flow rate detection valve 31, (ΔPLSref∝ΔP
From p) and equation (3), the required flow rate Qv can be related to the rotational speed N of the engine 1 as follows.

【００４９】 Ｑｖ∝（Ａｖ／Ａｐ）ＣｍＮ …（５） すなわち、図３（ａ）に示す流量Ｑｐと前後差圧ΔＰｐ
との二次曲線の関係（式（３））と図３（ｃ）に示す前
後差圧ΔＰLSと要求流量Ｑｖとの二次曲線の関係（式
（４））が組み合わされ、要求流量Ｑｖはエンジン１の
回転数Ｎに対して図３（ｄ）に示すように概ね直線的に
増大する。Qv∝ (Av / Ap) CmN (5) That is, the flow rate Qp and the differential pressure ΔPp shown in FIG.
Is combined with the quadratic curve relationship (equation (4)) between the differential pressure ΔPLS and the required flow rate Qv shown in FIG. 3C, and the required flow rate Qv is As shown in FIG. 3D, the rotation speed increases substantially linearly with respect to the rotation speed N of the engine 1.

【００５０】以上は、１つの流量制御弁６ａについても
のもであるが、２つ若しくは３つといった複数のアクチ
ュエータを駆動する場合は流量制御弁６ａ，６ｂ又は６
ａ，６ｂ，６ｃのそれぞれについて図３（ｄ）の関係が
得られ、エンジン１の回転数Ｎと合計の要求流量Ｑｖの
関係は図３（ｄ）の関係を単純に加算した関係となる。The above description relates to one flow control valve 6a. However, when driving two or three actuators, the flow control valve 6a, 6b or 6
The relationship of FIG. 3D is obtained for each of a, 6b, and 6c, and the relationship between the rotational speed N of the engine 1 and the total required flow rate Qv is a relationship obtained by simply adding the relationship of FIG.

【００５１】エンジン１の回転数Ｎと流量制御弁６ａ，
６ｂ，６ｃのうちの任意の２つ、例えば流量制御弁６
ａ，６ｂの合計の最大要求流量Ｑｖtotal（流量制御弁
６ａ，６ｂの開口面積が最大の時の要求流量Ｑｖの合
計）と可変容量型の油圧ポンプ２の最大吐出量Ｑｓmax
の関係を図４に示す。この例は、上記のように流量検出
弁３１の可変絞り３１ａの開口面積Ａｐを一定と仮定し
た場合のものである。アクチュエータ３ａ，３ｂを同時
に駆動する場合、流量制御弁６ａ，６ｂが要求する合計
の最大流量Ｑｖtotalと油圧ポンプ２の最大吐出流量Ｑ
ｓmaxの比は、エンジン１の回転数Ｎが変化しても変わ
らず、複合動作時のサチュレーション現象による不足割
合はエンジン１の回転数Ｎによって変化しない。The rotation speed N of the engine 1 and the flow control valve 6a,
2b, 6c, for example, the flow control valve 6
a and 6b (the sum of the required flow rates Qv when the opening areas of the flow control valves 6a and 6b are maximum) and the maximum discharge amount Qsmax of the variable displacement hydraulic pump 2
Is shown in FIG. This example is based on the assumption that the opening area Ap of the variable throttle 31a of the flow rate detection valve 31 is constant as described above. When the actuators 3a and 3b are simultaneously driven, the total maximum flow rate Qvtotal required by the flow control valves 6a and 6b and the maximum discharge flow rate Q of the hydraulic pump 2
The ratio of smax does not change even when the rotation speed N of the engine 1 changes, and the shortage ratio due to the saturation phenomenon during the combined operation does not change with the rotation speed N of the engine 1.

【００５２】これに対し、本発明では、流量検出弁３１
の可変絞り３１ａの開口面積Ａｐを可変絞り３１ａの前
後差圧に対応して変化する構成にしている。ここで、図
２に示す流量検出弁３１のケーシング３１ｆの形状を上
記のようにピストン３１ｂの変位方向に対し放物線形状
にすると、可変絞り３１ａの開口面積Ａｐと可変絞り３
１ａの前後差圧ΔＰｐの関係は以下の式で与えられる。On the other hand, in the present invention, the flow rate detecting valve 31
The aperture area Ap of the variable throttle 31a is changed in accordance with the differential pressure across the variable throttle 31a. Here, if the shape of the casing 31f of the flow detection valve 31 shown in FIG. 2 is parabolic with respect to the displacement direction of the piston 31b as described above, the opening area Ap of the variable throttle 31a and the variable throttle 3
The relationship between the differential pressure ΔPp before and after 1a is given by the following equation.

【００５３】 Ａｐ＝ａ√ΔＰｐ …（６） 式（２）より、固定容量油圧ポンプ３０の吐出量Ｑｐと
可変絞り３１ａの前後差圧ΔＰｐの関係は以下の式
（７）のようになる。Ap = a√ΔPp (6) From the equation (2), the relationship between the discharge amount Qp of the fixed displacement hydraulic pump 30 and the differential pressure ΔPp across the variable throttle 31a is expressed by the following equation (7).

【００５４】 ΔＰｐ＝（１／Ｃａ）√（（ρ／２）Ｑｐ） ＝（Ｃｍ／Ｃａ）√（ρ／２）・Ｎ …（７） すなわち、前後差圧ΔＰｐは油圧ポンプ３０の吐出量Ｑ
ｐ又はエンジン１の回転数Ｎに対して図３（ｂ）に示す
ように直線的に増加する。ΔPp = (1 / Ca) √ ((ρ / 2) Qp) = (Cm / Ca) √ (ρ / 2) · N (7) That is, the differential pressure ΔPp is the discharge amount of the hydraulic pump 30. Q
It increases linearly with respect to p or the rotational speed N of the engine 1 as shown in FIG.

【００５５】また、式（５）と同様に、ΔＰLSref∝Δ
Ｐｐの関係から、流量制御弁６ａの要求流量Ｑｖとエン
ジン１の回転数Ｎの関係は以下の式（８）で与えられ
る。Further, similarly to the equation (5), ΔPLSref∝Δ
From the relationship of Pp, the relationship between the required flow rate Qv of the flow control valve 6a and the rotation speed N of the engine 1 is given by the following equation (8).

【００５６】 Ｑｖ∝ｃＡｖ√（（Ｃｍ／Ｃａ）（２／ρ）^1/2）・√Ｎ …（８） すなわち、図３（ｂ）に示す流量Ｑｐと前後差圧ΔＰｐ
との直線比例の関係（式（７））と図３（ｃ）に示す前
後差圧ΔＰLSと要求流量Ｑｖとの二次曲線の関係（式
（４））が組み合わされ、要求流量Ｑｖはエンジン１の
回転数Ｎに対して図３（ｅ）に示すように二次曲線的に
増大する。Qv∝cAv√ ((Cm / Ca) (2 / ρ) ^1/2 ) · √N (8) That is, the flow rate Qp and the differential pressure ΔPp shown in FIG.
And the quadratic relationship (equation (4)) between the differential pressure ΔPLS and the required flow rate Qv (equation (4)) shown in FIG. 3C, and the required flow rate Qv As shown in FIG. 3E, the rotation speed increases quadratically with respect to one rotation speed N.

【００５７】この場合も、２つ若しくは３つといった複
数のアクチュエータを駆動する場合は流量制御弁６ａ，
６ｂ又は６ａ，６ｂ，６ｃのそれぞれについて図３
（ｅ）の関係が得られ、エンジン１の回転数Ｎと合計の
要求流量Ｑｖの関係は図３（ｅ）の関係を単純に加算し
た関係となる。Also in this case, when a plurality of actuators such as two or three are driven, the flow control valve 6a,
FIG. 3 for each of 6b or 6a, 6b, 6c
The relationship of (e) is obtained, and the relationship between the rotation speed N of the engine 1 and the total required flow rate Qv is a relationship obtained by simply adding the relationship of FIG.

【００５８】図３（ｅ）又は式（８）から得られるエン
ジン１の回転数Ｎと流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃのうち
の任意の２つ、例えば流量制御弁６ａ，６ｂの合計の最
大要求流量Ｑｖtotal（流量制御弁６ａ，６ｂの開口面
積が最大の時の要求流量Ｑｖの合計）と可変容量型の油
圧ポンプ２の最大吐出量Ｑｓmaxの関係を図５に示す。The maximum number of rotations N of the engine 1 and any two of the flow control valves 6a, 6b, 6c, for example, the sum of the flow control valves 6a, 6b, obtained from FIG. 3 (e) or equation (8). FIG. 5 shows the relationship between the required flow rate Qvtotal (the sum of the required flow rates Qv when the opening areas of the flow control valves 6a and 6b are maximum) and the maximum discharge amount Qsmax of the variable displacement hydraulic pump 2.

【００５９】図５において、エンジン１の回転数Ｎが通
常の作業を行う設定１においては、複数のアクチュエー
タ３ａ，３ｂを駆動する場合の流量制御弁６ａ，６ｂの
合計の最大要求流量Ｑｖtotalが油圧ポンプ２の最大吐
出量より多く、サチュレーションを生じる状態にあるの
に対し、エンジン１の回転数Ｎを低くした設定２の場合
は、流量制御弁６ａ，６ｂの合計の最大要求流量Ｑｖto
talが油圧ポンプ２の最大吐出量より少なくなり、サチ
ュレーションを起こさない。In FIG. 5, in the setting 1 in which the number of revolutions N of the engine 1 performs a normal operation, the total maximum required flow rate Qvtotal of the flow control valves 6a and 6b when the plurality of actuators 3a and 3b are driven is determined by the hydraulic pressure. In the case of setting 2 in which the number of revolutions N of the engine 1 is low while the pump 2 is in a state where saturation is caused to be greater than the maximum discharge amount of the pump 2, the total required maximum flow rate Qvto of the flow control valves 6a and 6b is
tal becomes smaller than the maximum discharge amount of the hydraulic pump 2, and saturation does not occur.

【００６０】ここで、設定２は微操作に適したエンジン
回転数であり、この微操作には一般に定格回転数と最低
回転数の中間より低い回転数が適していると言われてい
ることから、設定２は当該中間回転数より低い回転数で
ある。Here, the setting 2 is an engine speed suitable for fine operation, and it is generally said that a speed lower than the middle between the rated speed and the minimum speed is suitable for this fine operation. , Setting 2 is a rotation speed lower than the intermediate rotation speed.

【００６１】一例として、エンジン１の定格回転数を
２，２００ｒｐｍ、最低回転数（アイドリング回転数）
を１，０００ｒｐｍとした場合、中間回転数は１，６０
０ｒｐｍであり、設定２は１，６００ｒｐｍより低い回
転数であり、図示の例では１，２００ｒｐｍである。な
お、図示の例では、「設定１」は定格回転数２，２００
ｒｐｍである。As an example, the rated speed of the engine 1 is set at 2,200 rpm, and the minimum speed (idling speed).
Is 1,000 rpm, the intermediate rotational speed is 1,60
0 rpm, and the setting 2 is a rotation speed lower than 1,600 rpm, and is 1,200 rpm in the illustrated example. In the illustrated example, “Setting 1” is the rated rotation speed of 2,200.
rpm.

【００６２】以上のように流量検出弁３１は、エンジン
回転数が最低回転数側の領域にあるときよりも定格回転
数側の領域にあるときの方が開口面積が大きくなるよう
構成されており、この流量検出弁３１と固定容量油圧ポ
ンプ３０及び第２操作駆動部３２とで構成される設定変
更手段３８は、エンジン１の回転数を検出し、このエン
ジン回転数が最低回転数側の領域にあるときは、差圧Δ
ＰLSと複数の流量制御弁６ａ，６ｂのそれぞれの開口面
積との積で表される複数の流量制御弁６ａ，６ｂの合計
の最大要求流量Ｑvtotalが油圧ポンプ２のその時のエン
ジン回転数における最大吐出量Ｑsmaxよりも少なくなる
ように、ポンプ容量制御装置５の設定値ΔＰLSrefを変
更するものとなる。As described above, the flow detection valve 31 is configured such that the opening area is larger when the engine speed is in the rated speed range than in the lowest speed range. The setting change means 38 composed of the flow detection valve 31, the fixed displacement hydraulic pump 30, and the second operation drive unit 32 detects the rotation speed of the engine 1, and determines that the engine rotation speed is lower than the minimum rotation speed. , The differential pressure Δ
The total maximum required flow Qvtotal of the plurality of flow control valves 6a and 6b, which is expressed by the product of PLS and the opening areas of the plurality of flow control valves 6a and 6b, is the maximum discharge of the hydraulic pump 2 at the current engine speed. The set value ΔPLSref of the pump displacement control device 5 is changed so as to be smaller than the amount Qsmax.

【００６３】設定変更手段３８の特性を流量制御弁６
ａ，６ｂに対するオペレータの総レバー操作量と流量制
御弁６ａ，６ｂの合計の要求流量（合計の通過流量）の
関係で見たものを図６に示す。The characteristics of the setting change means 38 are changed by the flow control valve 6
FIG. 6 shows the relationship between the total lever operation amount of the operator for a and 6b and the total required flow rate (total passing flow rate) of the flow control valves 6a and 6b.

【００６４】図６において、エンジン回転数を下げるこ
とにより、油圧ポンプ２の流量制御弁に供給可能な最大
流量Ｑｓmaxが低下する。これに対し、総レバー操作量
に対する流量制御弁６ａ，６ｂの合計の要求流量Ｑｖto
talは油圧ポンプ２の最大吐出量Ｑｓmaxより低くなるの
で、通過流量の変化の傾きが小さくなり、メータリング
の広い有効領域を確保することができる。In FIG. 6, the maximum flow rate Qsmax that can be supplied to the flow control valve of the hydraulic pump 2 is reduced by lowering the engine speed. On the other hand, the total required flow rate Qvto of the flow control valves 6a and 6b with respect to the total lever operation amount
Since tal is lower than the maximum discharge amount Qsmax of the hydraulic pump 2, the gradient of the change in the passing flow rate becomes small, and a wide effective area for metering can be secured.

【００６５】ここで、上記比較例では、図４に示したよ
うに流量制御弁６ａ，６ｂが要求する合計の最大流量Ｑ
ｖtotalと油圧ポンプ２の最大吐出流量Ｑｓmaxの比はエ
ンジン１の回転数Ｎが低下しても変わらず、サチュレー
ション現象による不足割合も変わらないので、図６に一
点鎖線で示すように通過流量の変化の傾きが大きくな
り、メータリングの有効領域が狭くなる。Here, in the comparative example, as shown in FIG. 4, the total maximum flow rate Q required by the flow control valves 6a and 6b is
The ratio between vtotal and the maximum discharge flow rate Qsmax of the hydraulic pump 2 does not change even when the rotation speed N of the engine 1 decreases, and the shortage ratio due to the saturation phenomenon does not change. Becomes large, and the effective area of metering becomes narrow.

【００６６】結果として、本発明では、オペレータが微
速操作を目的としてエンジン回転数を低く設定したよう
な場合、通常のエンジン回転数設定でサチュレーション
が発生した複合レバー操作でもサチュレーションを発生
しなくなり、メータリングの広い有効領域を使った良好
な操作性能を実現することが可能となる。As a result, in the present invention, when the operator sets the engine speed low for the purpose of very low speed operation, saturation does not occur even with the composite lever operation in which saturation occurs at the normal engine speed setting, and the meter does not. Good operation performance using a wide effective area of the ring can be realized.

【００６７】また、図７において、エンジン１の回転数
Ｎを通常の設定（設定１）よりわずかに低くした設定３
（例えば２，０００ｒｐｍ程度）の場合、流量制御弁６
ａ，６ｂの合計の最大要求流量Ｑｖtotalは通常の設定
（設定１）よりわずかに減少するが、その変化量は少な
く、比較例で設定３とした場合の流量制御弁６ａ，６ｂ
の合計の最大要求流量Ｑｖtotalに比べ、高い要求流量
に保たれる。このような設定では、通常の作業時の設定
値（設定１）周辺のエンジン回転数では、サチュレーシ
ョン現象が発生し易くなる。しかし、図８に実線で示す
ように、総レバー操作量に対する流量制御弁６ａ，６ｂ
の通過流量の変化の傾きは、設定１に比べあまり変化し
ないため、エンジン１の回転数を通常作業時の設定から
ある程度変化させても、アクチュエータの操作速度を維
持し、応答性の良い操作が可能となる。比較例では、図
８に一点鎖線で示すように、総レバー操作量に対する流
量制御弁６ａ，６ｂの通過流量の変化の傾きが少し小さ
くなり、アクチュエータの操作速度及び応答性が低下す
る。In FIG. 7, setting 3 in which the number of revolutions N of the engine 1 is slightly lower than the normal setting (setting 1).
(For example, about 2,000 rpm), the flow control valve 6
Although the total required flow rate Qvtotal of the sums a and 6b is slightly reduced from the normal setting (setting 1), the change amount is small, and the flow control valves 6a and 6b when setting 3 in the comparative example are used.
Is maintained at a higher required flow rate than the total maximum required flow rate Qvtotal. In such a setting, a saturation phenomenon is likely to occur at an engine speed around the set value (setting 1) during normal work. However, as shown by the solid line in FIG. 8, the flow control valves 6a, 6b
Since the gradient of the change in the passing flow rate does not change much as compared with the setting 1, even if the rotation speed of the engine 1 is changed to a certain degree from the setting at the time of the normal operation, the operation speed of the actuator is maintained, and the operation with good response is performed. It becomes possible. In the comparative example, as indicated by the dashed line in FIG. 8, the gradient of the change in the flow rate of the flow control valves 6a and 6b with respect to the total lever operation amount becomes slightly small, and the operation speed and responsiveness of the actuator are reduced.

【００６８】ここで、実際に通常作業時には、メータリ
ング有効領域を広くした操作性よりアクチュエータの応
答性や力強い動きが重視される。このため、本発明では
良好な操作フィーリングを実現することができる。Here, during normal work, the responsiveness and powerful movement of the actuator are more important than the operability in which the metering effective area is widened. Therefore, in the present invention, a good operation feeling can be realized.

【００６９】以上のように本実施形態によれば、エンジ
ン回転数に応じたサチュレーション現象の改善を図るこ
とにより、エンジン回転数を低く設定した場合には良好
な微操作性が得られ、エンジン回転数を高く設定した場
合には応答性の良い力強い操作フィーリングを実現する
ことができ、エンジン回転数の設定によるオペレータの
作業目的に適応したシステム設定が可能となり。As described above, according to the present embodiment, by improving the saturation phenomenon according to the engine speed, good fine operability can be obtained when the engine speed is set low, and the engine speed is improved. When the number is set high, a powerful operation feeling with good responsiveness can be realized, and a system setting adapted to the work purpose of the operator by setting the engine speed can be realized.

【００７０】また、流量検出弁３１のケーシング３１ｆ
の形状により、このサチュレーション現象と複合操作時
の総レバー操作量の関係を自由に調整することが可能と
なる。The casing 31f of the flow rate detection valve 31
It is possible to freely adjust the relationship between the saturation phenomenon and the total lever operation amount at the time of the composite operation.

【００７１】なお、本実施形態では流量検出弁３１のケ
ーシング３１ｆの形状を放物線形状にすることで図５に
示す最大要求流量Ｑｖtotalの特性を得たが、エンジン
回転数が最低回転数側の領域にあるときに最大要求流量
Ｑvtotalが油圧ポンプ２のその時のエンジン回転数にお
ける最大吐出量Ｑsmaxよりも少なくなるのであれば、ケ
ーシング３１ｆの形状を複数の直線を組み合わせた疑似
放物線形状としても良く、この場合はケーシング３１ｆ
の製作が容易となる。In this embodiment, the characteristic of the maximum required flow rate Qvtotal shown in FIG. 5 is obtained by making the shape of the casing 31f of the flow rate detection valve 31 parabolic. If the maximum required flow rate Qvtotal is smaller than the maximum discharge amount Qsmax of the hydraulic pump 2 at the engine speed at that time, the shape of the casing 31f may be a pseudo-parabolic shape obtained by combining a plurality of straight lines. Case 31f
Can be easily manufactured.

【００７２】本発明の第２の実施形態を図９により説明
する。図中、図１に示すものと同等の部材には同じ符号
を付し、説明を省略する。A second embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. In the drawing, members that are the same as those shown in FIG. 1 are given the same reference numerals, and descriptions thereof will be omitted.

【００７３】図９において、本実施形態のポンプ容量制
御装置５Ａにおいて、設定変更手段３８Ａは、流量検出
弁３１の可変絞り３１ａの前後差圧ΔＰｐに相当する信
号圧を出力する圧力制御弁４０を有している。この圧力
制御弁４０は、弁体４０ａを増圧方向に付勢する制御圧
力室４０ｂ及び弁体４０ａを減圧方向に付勢する制御圧
力室４０ｃ，４０ｄを有し、可変絞り３１ａの上流側の
圧力を制御圧力室４０ｂに導き、可変絞り３１ａの下流
側の圧力及び自身の出力圧力をそれぞれ制御圧力室４０
ｃ，４０ｄに導き、これらの圧力のバランスにより可変
絞り３１ａの前後差圧ΔＰｐに相当する信号圧を絶対圧
として生成する。この信号圧はパイロットライン４１ａ
を介して第２操作駆動部３２Ａの油圧室３２ｂに導か
れ、かつ第２操作駆動部３２Ａの油圧室３２ｃはパイロ
ットライン４１ｂを介してタンクに連通している。In FIG. 9, in the pump displacement control device 5A of this embodiment, the setting change means 38A controls the pressure control valve 40 which outputs a signal pressure corresponding to the differential pressure ΔPp across the variable throttle 31a of the flow rate detection valve 31. Have. The pressure control valve 40 has a control pressure chamber 40b for urging the valve element 40a in the pressure increasing direction and control pressure chambers 40c and 40d for urging the valve element 40a in the pressure decreasing direction. The pressure is guided to the control pressure chamber 40b, and the pressure on the downstream side of the variable throttle 31a and the output pressure of the variable throttle 31a are respectively controlled by the control pressure chamber 40b.
c, 40d, and a signal pressure corresponding to the differential pressure ΔPp across the variable throttle 31a is generated as an absolute pressure by the balance of these pressures. This signal pressure is applied to the pilot line 41a.
And the hydraulic chamber 32b of the second operation drive unit 32A communicates with the tank via a pilot line 41b.

【００７４】このように構成した本実施形態において
も、第２操作駆動部３２Ａは流量検出弁３１の可変絞り
３１ａの前後差圧ΔＰｐによって目標差圧ΔＰLSrefを
変更するように動作する。Also in the present embodiment configured as described above, the second operation drive unit 32A operates to change the target differential pressure ΔPLSref by the differential pressure ΔPp across the variable throttle 31a of the flow rate detection valve 31.

【００７５】したがって、本実施形態によっても第１の
実施形態と同様の作用効果が得られる。Therefore, according to this embodiment, the same operation and effect as those of the first embodiment can be obtained.

【００７６】また、図１に示す実施形態では流量検出弁
３１の上流側の圧力と下流側の圧力を第２操作駆動部３
２に導く２本のパイロットライン３４ａ，３４ｂが必要
だったものが、本実施形態では１本のパイロットライン
４１ａのみで良くなり、回路構成が簡素化される。ま
た、圧力制御弁４０で差圧を絶対圧として検出するため
個々の圧力をそのまま検出する場合よりも信号圧が低圧
となり、パイロットライン４１ａ，４１ｂのホース等を
低圧用のものを使用でき、回路構成が安価となる。In the embodiment shown in FIG. 1, the pressure on the upstream side and the pressure on the downstream side of the flow detection valve 31 are controlled by the second operation drive unit 3.
Although two pilot lines 34a and 34b leading to No. 2 are required, this embodiment requires only one pilot line 41a, and the circuit configuration is simplified. Further, since the differential pressure is detected as an absolute pressure by the pressure control valve 40, the signal pressure becomes lower than when individual pressures are detected as they are, and the hoses of the pilot lines 41a and 41b can be used for low pressure. The configuration becomes inexpensive.

【００７７】本発明の第３の実施形態を図１０〜図１３
により説明する。図中、図１及び図９に示すものと同等
の部材には同じ符号を付し、説明を省略する。FIGS. 10 to 13 show a third embodiment of the present invention.
This will be described below. In the figure, members that are the same as those shown in FIGS. 1 and 9 are given the same reference numerals, and descriptions thereof are omitted.

【００７８】図１０において、本実施形態のポンプ容量
制御装置５Ｂにおいて、設定変更手段３８Ｂの流量検出
弁３１Ｂは固定絞り３１Ｂａを備えた弁体３１Ｂｂを有
し、制御圧力室３１ｄ，３１ｅに導かれる流量検出弁３
１Ｂの前後差圧ΔＰｐがバネ３１ｃのバネ力相当の差圧
（以下、設定差圧という）以下では固定絞り３１Ｂａが
機能する図示左側の位置を保ち、前後差圧ΔＰｐが当該
設定差圧よりも高くなると固定絞り３１Ｂａが機能する
図示左側の位置から図示右側の開位置に切り換えられ
る。In FIG. 10, in the pump displacement control device 5B of this embodiment, the flow rate detection valve 31B of the setting change means 38B has a valve element 31Bb having a fixed throttle 31Ba, and is led to the control pressure chambers 31d and 31e. Flow detection valve 3
When the front-back differential pressure ΔPp of 1B is equal to or lower than the differential pressure equivalent to the spring force of the spring 31c (hereinafter, referred to as a set differential pressure), the fixed throttle 31Ba functions at the left side in the drawing, and the front-rear differential pressure ΔPp is higher than the set differential pressure When it becomes higher, the position of the fixed aperture 31Ba is switched from the left position in the figure to the open position on the right side in the figure.

【００７９】図１１に流量検出弁３１Ｂの内部構造を示
す。図１１において、ケーシング３１Ｂｆの中を弁体３
１Ｂｂとしてのピストンが動き、ピストン３１Ｂｂには
固定絞り３１Ｂａとしての***が設けられ、この***が
固定絞り３１Ｂａの開口面積Ａｐを有している。また、
ケーシング３１Ｂｆは円筒形状をしており、ピストン３
１Ｂｂの外周面とケーシング３１Ｂｆの内周面との間に
は開口面積Ａｆの隙間が形成されている。この開口面積
Ａｆは実質的な絞りとならないように十分に大きく選定
されている。FIG. 11 shows the internal structure of the flow detection valve 31B. In FIG. 11, the inside of the casing 31Bf
The piston as 1Bb moves, and a small hole as the fixed throttle 31Ba is provided in the piston 31Bb, and the small hole has an opening area Ap of the fixed throttle 31Ba. Also,
The casing 31Bf has a cylindrical shape and the piston 3
A gap having an opening area Af is formed between the outer peripheral surface of 1Bb and the inner peripheral surface of the casing 31Bf. The opening area Af is selected to be sufficiently large so as not to be a substantial stop.

【００８０】ピストン３１Ｂｂは、バネ３１ｃによって
支持され、バネ３１ｃのバネ力Ｆはピストン３１Ｂｂが
ケーシング３１Ｂｆの入口を閉じ、固定絞り３１Ｂａを
有効化する方向に働いている。The piston 31Bb is supported by a spring 31c, and the spring force F of the spring 31c acts in such a direction that the piston 31Bb closes the entrance of the casing 31Bf and activates the fixed throttle 31Ba.

【００８１】ピストン３１Ｂｂがケーシング３１Ｂｆの
入口を閉じているとき、固定絞り３１Ｂａを通るケーシ
ング３１Ｂｆ内の圧油の流れから、固定絞り３１Ｂａの
前後差圧ΔＰｐはピストン３１Ｂｂがケーシング入口を
開ける方向（図示上方）の油圧力Ｆｈを発生する。この
油圧力Ｆｈがバネ３１ｃの力Ｆより小さい間は、ピスト
ン３１Ｂｂがケーシング３１Ｂｆの入口を閉じた状態が
保たれ、圧油は固定絞り３１Ｂａを通過して流れるだけ
である。即ち、固定絞り３１Ｂａが有効に機能する。When the piston 31Bb closes the inlet of the casing 31Bf, the differential pressure ΔPp across the fixed throttle 31Ba is determined by the flow of pressure oil in the casing 31Bf passing through the fixed throttle 31Ba in the direction in which the piston 31Bb opens the casing inlet (shown in the figure). (Upper) hydraulic pressure Fh. While the oil pressure Fh is smaller than the force F of the spring 31c, the state where the piston 31Bb closes the inlet of the casing 31Bf is maintained, and the pressure oil only flows through the fixed throttle 31Ba. That is, the fixed aperture 31Ba functions effectively.

【００８２】固定ポンプ３０からの圧油の流量が増加し
油圧力Ｆｈがバネ３１ｃの力Ｆより大きくなると、ピス
トン３１Ｂｂは上方に移動してケーシング入口を開く。
この状態では圧油は開口面積Ａｆの隙間を流れるため、
固定絞り３１Ｂａは機能しなくなる。また、固定絞り３
１Ｂａが機能しなくなると上記油圧力Ｆｈは消滅するた
めピストン３１Ｂｂはケーシング入口を閉じようとす
る。しかし、ケーシング入口が閉じられると瞬時に上記
油圧力が発生してケーシング入口を再び開放し、このこ
とが繰り返され、結果としてピストン３１Ｂｂはその２
つの力Ｆ，Ｆｈがつりあった位置ｘで静定する。この静
定位置では流量検出弁３１Ｂの前後差圧ΔＰｐがバネ３
１ｃのバネ力相当の差圧、即ち設定差圧に維持されるよ
う絞り制御される。When the flow rate of the pressure oil from the fixed pump 30 increases and the oil pressure Fh becomes larger than the force F of the spring 31c, the piston 31Bb moves upward to open the casing inlet.
In this state, the pressure oil flows through the gap having the opening area Af.
The fixed aperture 31Ba stops functioning. Also, fixed aperture 3
When 1Ba stops functioning, the hydraulic pressure Fh disappears, and the piston 31Bb attempts to close the casing inlet. However, when the casing inlet is closed, the above-mentioned oil pressure is generated instantaneously, and the casing inlet is opened again, and this is repeated, and as a result, the piston 31Bb
The two forces F and Fh are settled at the position x where they are balanced. At this settling position, the differential pressure ΔPp across the flow rate detection valve 31B is
Throttle control is performed to maintain a differential pressure equivalent to the spring force of 1c, that is, a set differential pressure.

【００８３】ここで、前述したように制御圧力室３１
ｄ，３１ｅに導かれる流量検出弁３１Ｂの前後差圧ΔＰ
ｐはエンジン１の回転数によって変化し、エンジン１の
回転数が低下すれば、油圧ポンプ３０の吐出量が減少
し、流量検出弁３１Ｂの前後差圧ΔＰｐは低下する。し
たがって、エンジン回転数がバネ３１ｃの設定差圧に対
応するエンジン回転数（以下、設定回転数という）より
も低いときは流量検出弁３１Ｂは固定絞り３１Ｂａが機
能する位置（図１０の左側の位置）を保ち、エンジン回
転数が当該設定回転数よりも高くなると、流量検出弁３
１Ｂは前後差圧ΔＰｐをバネ３１ｃの設定差圧に維持す
るよう絞り状態を制御する。Here, as described above, the control pressure chamber 31
d, 31e the differential pressure ΔP across the flow detection valve 31B
p changes depending on the rotation speed of the engine 1. When the rotation speed of the engine 1 decreases, the discharge amount of the hydraulic pump 30 decreases, and the differential pressure ΔPp across the flow rate detection valve 31B decreases. Therefore, when the engine speed is lower than the engine speed corresponding to the set differential pressure of the spring 31c (hereinafter referred to as the set speed), the flow rate detection valve 31B is located at the position where the fixed throttle 31Ba functions (the position on the left side in FIG. 10). ) Is maintained, and when the engine rotation speed becomes higher than the set rotation speed, the flow detection valve 3
1B controls the throttle state so as to maintain the front-back differential pressure ΔPp at the set differential pressure of the spring 31c.

【００８４】換言すれば、制御圧力室３１ｄ，３１ｅと
バネ３１ｃは、エンジン回転数が最低回転数側の領域に
あるときには固定絞り３１Ｂａを有効化し、エンジン回
転数が定格回転数より低いある設定回転数まで上昇する
と、流量検出弁３１Ｂの前後差圧ΔＰｐの上昇割合を低
減するよう固定絞り３１Ｂａを制御する絞り調整手段と
して機能する。また、結果として、流量検出弁３１Ｂ
は、エンジン回転数が最低回転数側の領域にあるときよ
りも定格回転数側の領域にあるときの方が開口面積が大
きくなるよう構成されている。In other words, the control pressure chambers 31d and 31e and the spring 31c enable the fixed throttle 31Ba when the engine speed is in the region of the lowest speed, and set the engine speed at a certain speed lower than the rated speed. When it rises to a certain value, it functions as a throttle adjusting means for controlling the fixed throttle 31Ba so as to reduce the rate of increase in the differential pressure ΔPp across the flow rate detection valve 31B. As a result, the flow rate detection valve 31B
Is configured such that the opening area is larger when the engine speed is in a region on the rated speed side than in a region on the lowest speed side.

【００８５】次に、以上のように構成した流量検出弁３
１Ｂを含む設定変更手段３８Ｂの作用及びそれによって
得られる効果を説明する。Next, the flow rate detecting valve 3 constructed as described above
The operation of the setting change unit 38B including the unit 1B and the effects obtained thereby will be described.

【００８６】流量検出弁３１Ｂのバネ３１ｃのバネ力に
対応する設定回転数をＮｓとすると、エンジン回転数Ｎ
が設定回転数Ｎｓよりも低いときは上記のように流量検
出弁３１Ｂは固定絞り３１Ｂａが機能する図１０の左側
の位置を保ち開口面積Ａｐは一定であるので、前述した
式（３）より前後差圧ΔＰｐは図１２（ａ）に示すよう
に油圧ポンプ３０の吐出量Ｑｐ又はエンジン１の回転数
Ｎに対して二次曲線的に増加する。ただし、固定絞り３
１Ｂａの開口面積Ａｐは比較例の固定絞りよりも小さく
し、結果として前後差圧ΔＰｐの上昇率は破線で示す比
較例の場合よりも高くなっている。If the set rotation speed corresponding to the spring force of the spring 31c of the flow rate detection valve 31B is Ns, the engine rotation speed N
Is lower than the set rotation speed Ns, the flow rate detection valve 31B keeps the left position in FIG. 10 where the fixed throttle 31Ba functions as described above, and the opening area Ap is constant. The differential pressure ΔPp increases in a quadratic manner with respect to the discharge amount Qp of the hydraulic pump 30 or the rotation speed N of the engine 1 as shown in FIG. However, fixed aperture 3
The opening area Ap of 1Ba is smaller than that of the fixed throttle of the comparative example, and as a result, the rate of increase of the differential pressure ΔPp is higher than that of the comparative example indicated by the broken line.

【００８７】エンジン回転数Ｎが設定回転数Ｎｓよりも
高くなると、流量検出弁３１Ｂは前後差圧ΔＰｐをバネ
３１ｃの設定差圧に維持するよう動作するので、図１２
（ａ）に示すよう前後差圧ΔＰｐはΔＰｐｍａｘでほぼ
一定となる。When the engine speed N becomes higher than the set speed Ns, the flow rate detection valve 31B operates to maintain the front-back differential pressure ΔPp at the set pressure of the spring 31c.
As shown in (a), the differential pressure ΔPp is substantially constant at ΔPpmax.

【００８８】流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃの要求流量Ｑ
ｖは、図３（ｃ）と同様、目標差圧ΔＰLSrefに対して
図１２（ｂ）で示すように二次曲線的に増大する。Required flow rate Q of flow control valves 6a, 6b, 6c
As in FIG. 3C, v increases quadratically with respect to the target differential pressure ΔPLSref as shown in FIG. 12B.

【００８９】図１２（ａ）の特性と図１２（ｂ）の特性
を合成して、要求流量Ｑｖはエンジン１の回転数Ｎに対
して図１２（ｃ）に示すように変化する。即ち、エンジ
ン回転数Ｎが設定回転数Ｎｓよりも低いときは、図１２
（ａ）に示すΔＰｐの二次曲線的変化と図１２（ｂ）に
示す要求流量Ｑｖの二次曲線的変化が打ち消し合い、要
求流量Ｑｖはエンジン１の回転数Ｎに対して概ね直線的
に増大する。ただし、破線で示す比較例の場合よりも直
線の傾き（変化割合）は大きくなっている。エンジン回
転数Ｎが設定回転数Ｎｓよりも高くなると、図１２
（ａ）のΔＰｐがΔＰｐｍａｘでほぼ一定となるので、
これに対応して要求流量ＱｖもＱｖｍａｘでほぼ一定と
なる。By combining the characteristics of FIG. 12A and the characteristics of FIG. 12B, the required flow rate Qv changes with respect to the rotation speed N of the engine 1 as shown in FIG. That is, when the engine rotational speed N is lower than the set rotational speed Ns, FIG.
The quadratic curve change of ΔPp shown in (a) and the quadratic curve change of required flow rate Qv shown in FIG. 12B cancel each other, and the required flow rate Qv is substantially linear with respect to the rotation speed N of the engine 1. Increase. However, the slope (change rate) of the straight line is larger than that of the comparative example indicated by the broken line. When the engine speed N becomes higher than the set speed Ns, FIG.
Since ΔPp in (a) becomes substantially constant at ΔPpmax,
Correspondingly, the required flow rate Qv is also substantially constant at Qvmax.

【００９０】前述したように、２つ若しくは３つといっ
た複数のアクチュエータを駆動する場合は流量制御弁６
ａ，６ｂ又は６ａ，６ｂ，６ｃのそれぞれについて図１
２（ｃ）の関係が得られ、エンジン１の回転数Ｎと合計
の要求流量Ｑｖの関係は図１２（ｃ）の関係を単純に加
算した関係となる。As described above, when driving a plurality of actuators such as two or three actuators, the flow control valve 6
a, 6b or 6a, 6b, 6c
2 (c) is obtained, and the relationship between the rotation speed N of the engine 1 and the total required flow rate Qv is a relationship obtained by simply adding the relationship in FIG. 12 (c).

【００９１】図１２（ｃ）から得られるエンジン１の回
転数Ｎと流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃの任意の２つ、例
えば流量制御弁６ａ，６ｂの合計の最大要求流量Ｑｖto
tal（流量制御弁６ａ，６ｂの開口面積が最大の時の要
求流量Ｑｖの合計）と可変容量型の油圧ポンプ２の吐出
量Ｑｓmaxの関係を図１３に示す。FIG. 12C shows the rotational speed N of the engine 1 and any two of the flow control valves 6a, 6b, 6c, for example, the total maximum required flow Qvto of the flow control valves 6a, 6b.
FIG. 13 shows the relationship between tal (the sum of the required flow rates Qv when the opening areas of the flow control valves 6a and 6b are maximum) and the discharge amount Qsmax of the variable displacement hydraulic pump 2.

【００９２】図１３において、本実施形態においても、
エンジン回転数Ｎが最低回転数側の領域にあるときは、
流量制御弁６ａ，６ｂの合計の最大要求流量Ｑvtotalは
油圧ポンプ２のその時のエンジン回転数における最大吐
出量Ｑsmaxよりも少なくなっている。このため、エンジ
ン１の回転数Ｎが通常の作業を行う設定１においては、
複数のアクチュエータ３ａ，３ｂを駆動する場合の流量
制御弁６ａ，６ｂの合計の最大要求流量Ｑｖtotalが油
圧ポンプ２の最大吐出量より多く、サチュレーション状
態にあるのに対し、エンジン１の回転数Ｎを低くした設
定２の場合は、流量制御弁６ａ，６ｂの合計の最大要求
流量Ｑｖtotalが油圧ポンプ２の最大吐出量より少なく
なり、サチュレーションを起こさない。Referring to FIG. 13, in the present embodiment,
When the engine speed N is in the minimum speed range,
The total maximum required flow rate Qvtotal of the flow control valves 6a and 6b is smaller than the maximum discharge amount Qsmax of the hydraulic pump 2 at the current engine speed. For this reason, in the setting 1 in which the rotation speed N of the engine 1 performs a normal operation,
The total required flow rate Qvtotal of the flow control valves 6a and 6b when driving the plurality of actuators 3a and 3b is larger than the maximum discharge amount of the hydraulic pump 2 and is in the saturation state. In the case of the setting 2 which is lowered, the total maximum required flow rate Qvtotal of the flow control valves 6a and 6b becomes smaller than the maximum discharge amount of the hydraulic pump 2, and saturation does not occur.

【００９３】したがって、第１の実施形態で図６を用い
て説明したように、エンジン回転数を下げたときは、油
圧ポンプ２の流量制御弁に供給可能な最大流量Ｑｓmax
が減少しても、総レバー操作量に対する流量制御弁６
ａ，６ｂの合計の最大要求流量Ｑｖtotalは油圧ポンプ
２の最大吐出量Ｑｓmaxより低くなるので、通過流量の
変化の傾きが小さくなり、メータリングの広い有効領域
を確保することができる。Therefore, as described with reference to FIG. 6 in the first embodiment, when the engine speed is reduced, the maximum flow rate Qsmax that can be supplied to the flow control valve of the hydraulic pump 2
The flow control valve 6 with respect to the total lever operation amount
Since the total maximum required flow rate Qvtotal of a and 6b is lower than the maximum discharge rate Qsmax of the hydraulic pump 2, the gradient of the change in the flow rate becomes small, and a wide effective area for metering can be secured.

【００９４】また、図１３において、エンジン１の回転
数Ｎを通常の設定（設定１）よりわずかに低くした設定
３の場合、流量制御弁６ａ，６ｂの要求流量Ｑｖtotal
は通常の設定（設定１）よりわずかに減少するが、その
変化量はほとんどなく、比較例で設定３とした場合の流
量制御弁６ａ，６ｂの合計の最大要求流量Ｑｖtotalに
比べ、高い要求流量に保たれる。このため、第１の実施
形態で図８を用いて説明したように、総レバー操作量に
対する流量制御弁６ａ，６ｂの通過流量の変化の傾き
は、設定１に比べほとんど変化しないため、応答性の良
い操作が可能となる。In FIG. 13, in the case of the setting 3 in which the rotation speed N of the engine 1 is slightly lower than the normal setting (setting 1), the required flow rate Qvtotal of the flow control valves 6a and 6b is set.
Is slightly smaller than the normal setting (setting 1), but there is almost no change, and the required flow rate is higher than the total maximum required flow rate Qvtotal of the flow control valves 6a and 6b when the setting is 3 in the comparative example. Is kept. For this reason, as described with reference to FIG. 8 in the first embodiment, the gradient of the change in the passing flow rate of the flow control valves 6a and 6b with respect to the total lever operation amount hardly changes as compared with the setting 1, so that the responsiveness is improved. Operation becomes possible.

【００９５】したがって、本実施形態によっても、エン
ジン回転数を低く設定した場合には良好な微操作性が得
られ、エンジン回転数を高く設定した場合には応答性の
良い力強い操作フィーリングを実現することができ、第
１の実施形態と同様の効果が得られる。Therefore, according to the present embodiment, good fine operability is obtained when the engine speed is set low, and a powerful operation feeling with good responsiveness is realized when the engine speed is set high. Thus, the same effect as in the first embodiment can be obtained.

【００９６】また、本実施形態によれば、流量検出弁３
１Ｂのケーシング３１Ｂｆは単純な円筒形の形状で良く
なり、ケーシング３１Ｂｆの製作が極めて容易となり、
実用的な流量検出弁を提供できる。Further, according to the present embodiment, the flow rate detecting valve 3
The casing 31Bf of the 1B has a simple cylindrical shape, and the fabrication of the casing 31Bf becomes extremely easy.
A practical flow detection valve can be provided.

【００９７】なお、以上の実施形態では、エンジン回転
数の検出、及びそれに基づく目標差圧の変更を油圧的に
行ったっが、エンジン回転数をセンサで検出し、そのセ
ンサ信号から目標差圧を計算するなどして電気的に行っ
ても良い。In the above embodiment, the detection of the engine speed and the change of the target differential pressure based on it are performed hydraulically. However, the engine speed is detected by the sensor, and the target differential pressure is detected from the sensor signal. The calculation may be performed electrically.

【００９８】また、圧力補償弁は流量制御弁の上流に設
置される前置きタイプとしたが、流量制御弁の下流に設
置され、全ての流量制御弁の出口圧力を同じ最大負荷圧
に制御することで前後差圧を同じ差圧ΔＰLSに制御する
後置きタイプであっても良い。Although the pressure compensating valve is of a pre-installed type installed upstream of the flow control valve, it is installed downstream of the flow control valve, and the outlet pressure of all the flow control valves is controlled to the same maximum load pressure. And a post-mounting type in which the front-rear differential pressure is controlled to the same differential pressure ΔPLS.

【００９９】[0099]

【発明の効果】本発明によれば、エンジン回転数の設定
によるオペレータの作業目的に適応したシステム設定が
可能となり、良好な操作フィーリングを実現することが
可能となる。According to the present invention, it is possible to set a system suitable for the work purpose of the operator by setting the engine speed, thereby realizing a good operation feeling.

【図面の簡単な説明】[Brief description of the drawings]

【図１】本発明の第１の実施形態による油圧駆動装置及
びポンプ容量制御装置の構成を示す油圧回路図である。FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram showing a configuration of a hydraulic drive device and a pump displacement control device according to a first embodiment of the present invention.

【図２】図１に示す流量検出弁の詳細を示す図である。FIG. 2 is a diagram showing details of a flow detection valve shown in FIG. 1;

【図３】第１の実施形態における流量検出弁の作用を従
来のものと比較して示す図である。FIG. 3 is a diagram showing an operation of a flow rate detection valve in the first embodiment in comparison with a conventional one.

【図４】従来例によるエンジン回転数と流量制御弁最大
要求流量及び最大ポンプ吐出量との関係を示す図であ
る。FIG. 4 is a diagram showing a relationship between an engine speed, a maximum required flow rate of a flow control valve, and a maximum pump discharge amount according to a conventional example.

【図５】第１の実施形態における流量検出弁によるエン
ジン回転数と流量制御弁最大要求流量及び最大ポンプ吐
出量との関係を示す図である。FIG. 5 is a diagram illustrating a relationship between an engine speed by a flow detection valve, a maximum required flow rate of a flow control valve, and a maximum pump discharge amount according to the first embodiment.

【図６】第１の実施形態における流量検出弁による総レ
バー操作量と流量制御弁通過流量との関係を示す図であ
る。FIG. 6 is a diagram showing a relationship between a total lever operation amount by a flow detection valve and a flow rate passing through a flow control valve in the first embodiment.

【図７】第１の実施形態における流量検出弁によるエン
ジン回転数と流量制御弁最大要求流量及び最大ポンプ吐
出量との関係を示す図である。FIG. 7 is a diagram showing a relationship between an engine speed by a flow detection valve, a maximum required flow rate of a flow control valve, and a maximum pump discharge amount in the first embodiment.

【図８】第１の実施形態における流量検出弁による総レ
バー操作量と流量制御弁通過流量との関係を示す図であ
る。FIG. 8 is a diagram showing the relationship between the total lever operation amount by the flow detection valve and the flow rate through the flow control valve in the first embodiment.

【図９】本発明の第２の実施形態による油圧駆動装置及
びポンプ容量制御装置の構成を示す油圧回路図である。FIG. 9 is a hydraulic circuit diagram showing a configuration of a hydraulic drive device and a pump displacement control device according to a second embodiment of the present invention.

【図１０】本発明の第３の実施形態による油圧駆動装置
及びポンプ容量制御装置の構成を示す油圧回路図であ
る。FIG. 10 is a hydraulic circuit diagram showing a configuration of a hydraulic drive device and a pump displacement control device according to a third embodiment of the present invention.

【図１１】図１０に示す流量検出弁の詳細を示す図であ
る。FIG. 11 is a view showing details of a flow detection valve shown in FIG. 10;

【図１２】第３の実施形態における流量検出弁の作用を
示す図である。FIG. 12 is a diagram illustrating an operation of a flow rate detection valve according to a third embodiment.

【図１３】第３の実施形態における流量検出弁によるエ
ンジン回転数と流量制御弁最大要求流量及び最大ポンプ
吐出量との関係を示す図である。FIG. 13 is a diagram showing a relationship between an engine speed by a flow detection valve, a maximum required flow rate of a flow control valve, and a maximum pump discharge amount in a third embodiment.

【符号の説明】[Explanation of symbols]

１ エンジン ２ 可変容量型の油圧ポンプ ３ａ，３ｂ，３ｃ アクチュエータ ４ａ，４ｂ，４ｃ 切換制御弁 ５ ポンプ容量制御装置 ６ａ，６ｂ，６ｃ 流量制御弁 ７ａ，７ｂ，７ｃ 圧力補償弁 ２０ サーボピストン ２１ 傾転制御装置 ２２ 第１傾転制御弁 ２３ 第２傾転制御弁 ２４ 第１操作駆動部 ３０ 固定容量油圧ポンプ ３１ 流量検出弁（弁装置） ３１ｄ，３１ｅ 制御圧力室（可変絞り調整手段） ３２ 第２操作駆動部 ３８ 設定変更手段 DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Engine 2 Variable displacement hydraulic pump 3a, 3b, 3c Actuator 4a, 4b, 4c Switching control valve 5 Pump displacement control device 6a, 6b, 6c Flow control valve 7a, 7b, 7c Pressure compensating valve 20 Servo piston 21 Tilt Control device 22 First tilt control valve 23 Second tilt control valve 24 First operation drive unit 30 Fixed displacement hydraulic pump 31 Flow rate detection valve (valve device) 31d, 31e Control pressure chamber (variable throttle adjusting means) 32 Second Operation drive unit 38 Setting change means

Claims (7)

【特許請求の範囲】[Claims] 【請求項１】エンジン（1）と、このエンジンにより駆
動される可変容量型の油圧ポンプと（2）、この油圧ポ
ンプから吐出された圧油により駆動される複数のアクチ
ュエータ（3a,3b）と、前記油圧ポンプから複数のアク
チュエータに供給される圧油の流量を制御する複数の流
量制御弁（6a,6b）と、前記油圧ポンプの吐出圧Ｐｓと
前記複数のアクチュエータの最高負荷圧ＰLSとの差圧Δ
ＰLSを設定値ΔＰLSrefに維持するよう前記油圧ポンプ
を容量制御するポンプ容量制御手段（5,5A,5B）とを備
え、このポンプ容量制御手段は前記エンジンの回転数に
応じて前記ポンプ容量制御手段の設定値ΔＰLSrefを変
更可能になっている油圧駆動装置において、 前記複数の流量制御弁（6a,6b）の前後差圧を前記差圧
ΔＰLSの同じ差圧に制御する複数の圧力補償弁（7a,7
b）と、 前記エンジン（1）の回転数を検出し、このエンジン回
転数がエンジンの最低回転数側の領域にあるときは、前
記差圧ΔＰLSと前記複数の流量制御弁（6a,6b）のそれ
ぞれの開口面積との積で表される複数の流量制御弁（6
a,6b）の合計の最大要求流量Ｑvtotalが前記油圧ポンプ
（2）のその時のエンジン回転数における最大吐出量Ｑs
maxよりも少なくなるように、前記ポンプ容量制御手段
（5,5A,5B）の設定値ΔＰLSrefを変更する設定変更手段
（38,38A,38B）とを有することを特徴とする油圧駆動装
置。An engine (1), a variable displacement hydraulic pump driven by the engine, (2) a plurality of actuators (3a, 3b) driven by pressure oil discharged from the hydraulic pump. A plurality of flow control valves (6a, 6b) for controlling the flow rate of pressure oil supplied from the hydraulic pump to a plurality of actuators, and a discharge pressure Ps of the hydraulic pump and a maximum load pressure PLS of the plurality of actuators. Differential pressure Δ
Pump displacement control means (5, 5A, 5B) for controlling the displacement of the hydraulic pump so as to maintain PLS at a set value ΔPLSref, wherein the pump displacement control means is provided in accordance with the engine speed. A hydraulic pressure control device that is capable of changing the set value ΔPLSref of a plurality of pressure compensating valves (7a) for controlling the differential pressure across the plurality of flow control valves (6a, 6b) to the same differential pressure of the differential pressure ΔPLS. , 7
b) and the rotation speed of the engine (1) is detected, and when the rotation speed of the engine is in the lowest rotation speed region of the engine, the differential pressure ΔPLS and the plurality of flow control valves (6a, 6b) are detected. Flow control valves (6
a, 6b) is the maximum discharge amount Qs of the hydraulic pump (2) at the current engine speed.
and a setting change means (38, 38A, 38B) for changing a set value ΔPLSref of said pump displacement control means (5, 5A, 5B) so as to be less than max. 【請求項２】請求項１記載の油圧駆動装置において、前
記設定変更手段（38）は、前記可変容量型の油圧ポンプ
（2）とともに前記エンジン（1）により駆動される固定
容量油圧ポンプ（30）と、この固定容量油圧ポンプの吐
出路（30b）に設けられた流量検出弁（31,31B）と、前
記流量検出弁の前後差圧ΔＰｐによって前記設定値ΔＰ
LSrefを変更する操作駆動部（32,32A）とを有し、前記
流量検出弁は、前記エンジン回転数が前記最低回転数側
の領域にあるときよりも前記定格回転数側の領域にある
ときの方が開口面積が大きくなるよう構成されているこ
とを特徴とする油圧駆動装置。2. The hydraulic drive device according to claim 1, wherein said setting change means includes a fixed displacement hydraulic pump driven by said engine together with said variable displacement hydraulic pump. ), A flow detection valve (31, 31B) provided in a discharge path (30b) of the fixed displacement hydraulic pump, and a pressure difference ΔPp across the flow detection valve.
An operation drive unit (32, 32A) for changing the LSref, wherein the flow rate detection valve is located in the range of the rated speed rather than in the range of the minimum speed. A hydraulic drive device characterized in that the opening area is larger than that of the hydraulic drive device. 【請求項３】請求項２記載の油圧駆動装置において、前
記流量検出弁（31）は、可変絞り（31a）を備えた弁装
置（31b）と、前記エンジン（1）の回転数が低下するに
従って前記可変絞り（31a）の開口面積が小さくなるよ
う調整する絞り調整手段（31c,31d,31e）とを有するこ
とを特徴とする油圧駆動装置。3. The hydraulic drive device according to claim 2, wherein the flow rate detection valve (31) has a valve device (31b) having a variable throttle (31a), and a rotation speed of the engine (1) decreases. And a diaphragm adjusting means (31c, 31d, 31e) for adjusting the opening area of the variable diaphragm (31a) to be smaller according to the following. 【請求項４】請求項２記載の油圧駆動装置において、前
記流量検出弁31Bは、固定絞り（31Ba）を備えた弁装置
（31Bb）と、前記エンジン回転数が前記最低回転数側の
領域にあるときは前記固定絞り（31Ba）を有効化し、前
記エンジン回転数が定格回転数より低いある設定回転数
まで上昇すると、前記流量検出弁の前後差圧の上昇割合
が低減するよう前記固定絞り（31Ba）を制御する絞り調
整手段（31c,31d,31e）とを有することを特徴とする油
圧駆動装置。4. The hydraulic drive device according to claim 2, wherein the flow rate detection valve 31B is provided with a valve device (31Bb) having a fixed throttle (31Ba) and a region where the engine speed is on the minimum speed side. At one time, the fixed throttle (31Ba) is enabled, and when the engine speed increases to a certain set speed lower than the rated speed, the fixed throttle (31Ba) is reduced so that the increasing rate of the differential pressure across the flow rate detection valve decreases. A hydraulic drive device comprising: throttle control means (31c, 31d, 31e) for controlling 31Ba). 【請求項５】請求項３又は４記載の油圧駆動装置におい
て、前記絞り調整手段（31c,31d,31e）は、前記流量検
出弁（31,31B）自身の前後差圧ΔＰｐに依存して前記弁
装置（31b,31Bb）の位置を調整することを特徴とする油
圧駆動装置。5. The hydraulic drive device according to claim 3, wherein said throttle adjusting means (31c, 31d, 31e) depends on a differential pressure ΔPp of said flow rate detection valve (31, 31B) itself. A hydraulic drive device for adjusting the position of the valve device (31b, 31Bb). 【請求項６】請求項２記載の油圧駆動装置において、前
記設定変更手段（38A）は、前記流量検出弁（31）の前
後差圧ΔＰｐに相当する信号圧を発生する圧力制御弁
（40）を更に有し、前記操作駆動部（32A）はこの圧力
制御弁からの信号圧によって前記設定値ΔＰLSrefを変
更することを特徴とする油圧駆動装置。6. A pressure control valve (40) according to claim 2, wherein said setting change means (38A) generates a signal pressure corresponding to a differential pressure ΔPp across said flow rate detection valve (31). And the operation drive unit (32A) changes the set value ΔPLSref according to a signal pressure from the pressure control valve. 【請求項７】請求項２記載の油圧駆動装置において、前
記ポンプ容量制御手段（5,5A,5B）は、前記可変容量型
の油圧ポンプ（2）の押しのけ容積可変機構（2a）を作
動するサーボピストン（20）と、前記油圧ポンプ（2）
の吐出圧Ｐｓとアクチュエータ（3a,3b）の負荷圧ＰLS
との差圧ΔＰLSに応じて前記サーボピストンを駆動し前
記差圧ΔＰLSを前記設定値ΔＰLSrefに維持する傾転制
御装置（21）とを有し、この傾転制御装置は前記設定値
ΔＰLSrefの基本値を設定するバネ（23a）を有し、前記
操作駆動部（32,32A）はそのバネと共働して前記設定値
ΔＰLSrefを可変的に設定することを特徴とする油圧駆
動装置。7. A hydraulic drive device according to claim 2, wherein said pump displacement control means (5, 5A, 5B) operates a displacement displacement mechanism (2a) of said variable displacement hydraulic pump (2). Servo piston (20) and the hydraulic pump (2)
Discharge pressure Ps and load pressure PLS of the actuators (3a, 3b)
A tilt control device (21) for driving the servo piston in accordance with the pressure difference ΔPLS to maintain the pressure difference ΔPLS at the set value ΔPLSref. A hydraulic drive device comprising a spring (23a) for setting a value, wherein the operation drive unit (32, 32A) variably sets the set value ΔPLSref in cooperation with the spring.