CN110603384A - 工程机械的液压驱动装置 - Google Patents

Abstract

在与各驱动器取得关联的方向切换阀的前后差压非常小的情况下，也能够稳定地进行液压泵的流量控制和多个方向切换阀的分流控制，即使在从复合动作向单独动作转移时等要求流量发生了急速变动的情况下，也防止向各驱动器供给的压力油的流量急剧变换，实现优异的复合操作性，降低方向切换阀的入口节流损失，实现高能效。为此，在多个方向切换阀(6a、6b、6c)的下游侧分别配置以使它们的入口节流开口的下游侧的压力等于最高负载压的方式控制的多个压力补偿阀(7a、7b、7c)，根据各操作杆的输入量计算各方向切换阀(6a、6b、6c)的要求流量，而且根据各方向切换阀(6a、6b、6c)的要求流量和入口节流开口面积计算预定的方向切换阀的入口节流压损，并使用该值控制卸载阀(15)的设定压。

Description

工程机械的液压驱动装置

技术领域

本发明涉及进行各种作业的液压挖掘机等工程机械的液压驱动装置，尤其涉及将从一个以上的液压泵吐出的压力油经由两个以上的多个控制阀引导驱动至两个以上的多个驱动器的工程机械的液压驱动装置。

背景技术

作为液压挖掘机等工程机械的液压驱动装置，例如专利文献1记载那样，广泛利用负载传感控制，负载传感控制是控制液压泵的容量，以使可变容量型的液压泵的吐出压与多个驱动器的最高负载压的差压维持在预先决定的某设定值。

专利文献2记载了一种液压驱动装置，其具备：可变容量型的液压泵；多个驱动器；控制从液压泵向多个驱动器供给的压力油的流量的多个入口节流孔口；设于多个入口节流孔口的下游的多个压力补偿阀；以及控制器，该控制器根据操作杆装置的杆输入控制液压泵的吐出流量，并且根据杆输入调整多个入口节流孔口，基于杆输入，控制器对与具有最高负载压力的驱动器取得关联的入口节流孔口进行完全打开控制。在该液压驱动装置中，设于多个入口节流孔口的下游的多个压力补偿阀不使用泵压与最高负载压的差压(LS差压)，而是以使入口节流的孔口的下游侧的压力等于最高负载压力的方式控制。

专利文献3提出了一种驱动系统，其具备：可变容量型的液压泵；多个驱动器；多个调整阀，分别在中间位置具有节流作用，且将从液压泵吐出的压力油向多个驱动器供给；卸载阀，其设于液压泵的压力油供给路；控制器，其根据操作杆装置的杆输入控制液压泵的吐出流量；以及压力传感器，其检测液压泵的吐出压和至少一个驱动器的负载压，根据压力传感器检测出的液压泵的吐出压与驱动器负载压的差压，控制器控制在中间位置具有节流作用的调整阀的开口。该驱动系统中，卸载阀的设定压通过沿与向关闭方向引导卸载阀的各驱动器的最高负载压相同的方向设定的弹簧设定，且控制为，液压泵的吐出压不超过最高负载压与弹簧力相加的值。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开2015-105675号公报

专利文献2：日本特开2007-506921号公报

专利文献3：日本特开2014-98487号公报

发明内容

发明所要解决的课题

在专利文献1记载的现有的负载传感控制中，将因各主阀柱(流量控制阀)的入口节流开口的前后差压而产生的称为LS差压的液压泵的吐出压(泵压)与最高负载压的差压用于泵流量控制和基于压力补偿阀进行的各主阀柱的分流控制，但该LS差压本身为入口节流损失，成为妨碍液压系统的高能效化的一因素。

为了提高液压系统的能效，只要极端地增大各主阀柱的入口节流最终开口(主阀柱的全行程的入口节流开口面积)，减小LS差压即可，但在现状的负载传感控制中，无法将LS差压极端地减小到0等。理由如下。

进行各主阀柱的分流控制的压力补偿阀以使各主阀柱的前后差压与LS差压相同的方式控制其开口。在如上述地极端增大主阀柱的入口节流最终开口且使LS差压为0的情况下，各压力补偿阀以使各个主阀柱的前后差压成为0的方式调整它们的开口。但是，该情况下，压力补偿阀的用于决定自身的开口的目标差压会成为0，由此不能专注地决定压力补偿阀的开口、即滑阀型的情况下的阀柱的位置、提升阀型的情况下的提升阀的提升量，压力补偿阀的压力控制会不稳定，存在引起跳动的问题。

根据专利文献2记载的结构，具有最高负载压的驱动器的入口节流开口被进行全开控制，因此能够排出作为现有的负载传感控制中妨碍成为高能效化的要因之一的LS差压，能够实现能效高的液压系统。

在此，对于压力补偿阀，具有将各主阀柱的入口节流开口的前后差压控制为等于由弹簧等预先决定的固定的值、或泵压与最高负载压的差压(LS差压)的方式和配置于各主阀柱的入口节流开口的下游侧，不使用LS差压，而是将入口节流开口的下游侧的压力控制为等于多个驱动器的最高负载压的方式。前者一般被称为负载传感阀，专利文献1记载的压力补偿阀属于该类型。后者被称为流量共享阀，专利文献2记载的压力补偿阀属于该类型。任意情况下，与液压泵的负载传感控制组合，均全体称为负载传感系统。

在专利文献2中，作为压力补偿阀，使用了不使用LS差压的流量共享阀，因此在如专利文献1那样通过使用负载传感阀作为压力补偿阀的负载传感控制将LS差压设为0的情况，不会产生导致压力补偿阀的控制不稳定的问题。

但是，专利文献2记载的现有技术具有以下问题。

也就是，与具有最高负载压的驱动器取得关联的节流孔口(入口节流开口)始终被进行全开控制，因此，在例如从同时操作具有最高负载压的驱动器和负载压小的驱动器的状态紧急停止负载压小的一方的驱动器的操作的情况下，由于液压泵的流量控制的相应性的极限，有时吐出的流量的减少耗费某固定的时间。

这样的情况下，最高负载压驱动器的节流孔口被控制为最大地打开，从液压泵吐出的压力油不被节流孔口的开口节流地流入最高负载压驱动器，因此有时导致最高负载压驱动器的速度急速上升。

在最高负载压驱动器的操作杆为全操作，该驱动器的工作原来迅速且供给大量的流量的情况下，对作业机械的举动的影响比较小，但在最高负载压驱动器的操作杆为半操作的情况下，由于原本的流量小，因此无法如上述地忽略向驱动器供给的流量急速增加时的影响，有时对作业机械的操作人员产生不适的冲击。

根据专利文献3记载的结构，能够将根据各杆输入供给的来自液压泵的压力油不使用压力补偿阀而仅通过多个调整阀分流，因此能够降低液压系统的成本。

另外，在专利文献3中，多个调整阀的开口通过根据与各操作杆相应地设定的对各驱动器的目标流量和根据压力传感器检测出的泵压与最高负载压的差压在电子控制装置内运算而决定，因此，在如通过现有的负载传感控制将LS差压设为0的情况下，不会产生压力补偿阀的控制不稳定的问题。

但是，在专利文献3记载的现有技术中存在以下问题。

也就是，如上述地，在来自液压泵的压力油供给路设有卸载阀，但其设定压由最高负载压和弹簧力设定。

另一方面，多个调整阀的开口(入口节流开口)由泵压与驱动器负载压的差压和与各操作杆相应地设定的各驱动器的目标流量决定，因此，有时泵压相对于最高负载压提高与该最高负载压驱动器取得关联的调整阀的压损的量。

但是，如上所述地，卸载阀的设定压仅由最高负载压和弹簧力设定，因此，例如，在如上述地与最高负载压驱动器取得关联的调整阀的压损高的情况下，泵压会超过由最高负载压和弹簧力设定的压力，有时卸载阀成为打开位置，将从液压泵供给的压力油排出至油箱。通过卸载阀排出的压力油为多余的泄放损失，因此液压系统的能效受损。

另一方面，为了不会如上述地与最高负载压驱动器取得关联的调整阀的压损增高，超过卸载阀的设定压而产生多余的泄放损失，可以增大卸载阀的弹簧力(提高设定压)，但该情况下，在例如从同时操作两个以上的驱动器的状态仅紧急停止一方的驱动器的杆操作的情况下，无法通过卸载阀抑制因液压泵的流量降低控制不及时而引起的泵压的急剧的上升，因此，与使用了专利文献2的情况同样地，有时对操作人员产生不适的冲击。

本发明的目的在于提供一种工程机械的液压驱动装置，其具有可变容量型的液压泵，将从该液压泵吐出的压力油经由多个控制阀供给至多个驱动器而驱动多个驱动器，该工程机械的液压驱动装置能够(1)即使在与各驱动器取得关联的方向切换阀的前后差压非常小的情况下，也能够稳定地进行多个方向切换阀的分流控制，(2)即使在从复合动作向单独动作转移时等，要求流量急速变化的情况下，也将压力油从卸载阀多余地排出到油箱的泄放损失抑制为最小，抑制能效的降低，而且防止因向驱动器供给的压力油的流量的急速的变化而引起的驱动器速度的急速的变化，抑制不适的冲击的产生，实现优异的复合操作性，(3)降低方向切换阀的入口节流损失，实现高的能效。

用于解决课题的方案

为了实现上述目的，本发明为一种工程机械的液压驱动装置，其具备：可变容量型的液压泵；由从该液压泵吐出的压力油驱动的多个驱动器；将从上述液压泵吐出的压力油分配供给至上述多个驱动器的控制阀装置；指示上述多个驱动器的每一个的驱动方向和速度的多个操作杆装置；控制上述液压泵的吐出流量，以吐出与上述多个操作杆装置的操作杆的输入量相应的流量的泵控制装置；卸载阀，若上述液压泵的压力油供给路的压力超过设定压，则上述卸载阀向油箱排出上述压力油供给路的压力油，上述设定压是上述多个驱动器的最高负载压至少加上目标差压所得的值；以及控制上述控制阀装置的控制器，上述工程机械的液压驱动装置中，上述控制阀装置具有：多个方向切换阀，其分别被上述多个操作杆装置切换，与上述多个驱动器取得关联，且调整各个驱动器的驱动方向和速度；以及多个压力补偿阀，其分别配置于上述多个方向切换阀的下游侧，且以使上述多个方向切换阀的入口节流开口的下游侧的压力等于上述最高负载压的方式进行控制，上述控制器基于上述多个操作杆装置的操作杆的输入量运算上述多个驱动器的每一个的要求流量和上述多个方向切换阀的每一个的入口节流的开口面积，基于这些入口节流的开口面积和上述要求流量运算上述多个方向切换阀中的特定的方向切换阀的入口节流的压损，并将该压损作为上述目标差压输出来控制上述卸载阀的设定压。

这样，本发明构成为，使用分别配置于多个方向切换阀的下游侧且以使多个方向切换阀的入口节流开口的下游侧的压力等于最高负载压的方式控制的多个压力补偿阀(流量共享阀)来进行多个方向切换阀的分流控制，因此即使在与各驱动器取得关联的方向切换阀的前后差压(入口节流压损)非常小的情况下，也能够稳定地进行多个方向切换阀的分流控制。

另外，本发明中，控制器基于多个操作杆装置的操作杆的输入量运算多个方向切换阀的每一个的入口节流的开口面积，基于这些入口节流的开口面积和上述要求流量运算上述多个方向切换阀的每一个的入口节流的开口面积，并基于该入口节流的开口面积和多个驱动器的每一个的要求流量运算多个方向切换阀中的特定的方向切换阀的入口节流的压损，将该压损作为目标差压输出来控制卸载阀的设定压。

由此，卸载阀的设定压被控制为最高负载压至少与相当于入口节流压损的目标差压相加的值，因此，通过该特定的方向切换阀的操作杆的半操作等将方向切换阀的入口节流开口节流的情况下，根据方向切换阀的入口节流开口的压损，细致地控制卸载阀的设定压。其结果，即使在从复合动作向单独动作的转移时等，要求流量急剧变化，泵流量控制的响应性不充分且泵压急剧上升的情况下，也能够将从卸载阀多余地向邮箱排出压力油的泄放损失抑制为最小，抑制能效降低，而且防止因供给的压力油的流量的急剧变化而引起的驱动器速度的急剧的变化，抑制不适的冲击的发生，能够实现优异的复合操作性。

而且，本发明如上述地即使在各方向切换阀的前后差压非常小的情况下，也能够稳定地进行多个方向切换阀的分流控制，而且能够根据方向切换阀的入口节流开口的压损细致地控制卸载阀的设定压，因此，能够使各方向切换阀的入口节流的最终开口(主阀柱的全行程的入口节流开口面积)极端大，由此能够降低入口节流损失，实现高能效。

发明效果

根据本发明，在具有可变容量型的液压泵，且将从该液压泵吐出的压力油经由多个控制阀供给至多个驱动器而驱动多个驱动器的工程机械的液压驱动装置中，能够：

(1)即使在与各驱动器取得关联的方向切换阀的前后差压非常小的情况下，也能够稳定地进行多个方向切换阀的分流控制；

(2)即使在从复合动作向单独动作转移时等，要求流量急速变化的情况下，也将压力油从卸载阀多余地排出到油箱的泄放损失抑制为最小，抑制能效的降低，而且防止因向驱动器供给的压力油的流量的急速的变化而引起的驱动器速度的急速的变化，抑制不适的冲击的产生，实现优异的复合操作性；以及

(3)降低方向切换阀的入口节流损失，实现高的能效。

附图说明

图1是表示本发明的第一实施方式的工程机械的液压驱动装置的结构的图。

图2是第一实施方式的液压驱动装置的卸载阀周边部的放大图。

图3是第一实施方式的液压驱动装置的包括调节器的主泵周边部的放大图。

图4是表示作为搭载本发明的液压驱动装置的工程机械的代表例的液压挖掘机的外观的图。

图5是第一实施方式的液压驱动装置的控制器的功能块图。

图6是控制器的主泵实际流量运算部的功能块图。

图7是控制器的要求流量运算部的功能块图。

图8是控制器的要求流量校正部的功能块图。

图9是控制器的入口节流开口运算部的功能块图。

图10是控制器的目标差压运算部的功能块图。

图11是控制器的主泵目标倾转角运算部的功能块图。

图12是表示本发明的第二实施方式的工程机械的液压驱动装置的结构的图。

图13是第二实施方式的液压驱动装置的控制器的功能块图。

图14是控制器的最高负载压驱动器判断部的功能块图。

图15是控制器的最高负载压驱动器的方向切换阀入口节流开口运算部的功能块图。

图16是控制器的最高负载压驱动器的校正后要求流量运算部的功能块图。

图17是控制器的目标差压运算部的功能块图。

图18是表示本发明的第三实施方式的工程机械的液压驱动装置的结构的图。

图19是第三实施方式的液压驱动装置的控制器的功能块图。

图20是控制器的要求流量运算部的功能块图。

图21是控制器的主泵目标倾转角运算部的功能块图。

具体实施方式

以下，根据附图，对本发明的实施方式进行说明。

<第一实施方式>

使用图1～图15，对本发明的第一实施方式的工程机械的液压驱动装置进行说明。

～结构～

图1是表示本发明的第一实施方式的工程机械的液压驱动装置的结构的图。

图1中，本实施方式的液压驱动装置具备：动力机1；作为被动力机1驱动的可变容量型的液压泵的主泵2；固定容量型的先导泵30；作为被从主泵2吐出的压力油驱动的多个驱动器的起重臂缸筒3a、悬臂缸筒3b、回转马达3c、铲斗缸筒3d(参照图4)、摇摆缸筒3e(参照图4)、行驶马达3f、3g(参照图4)、刮板缸筒3h(参照图4)；用于将从主泵2吐出的压力油导入多个驱动器3a、3b、3c、3d、3f、3g、3h的压力油供给路5；以及连接于压力油供给路5的下游且引导从主泵2吐出的压力油的控制阀块4。以下，将“驱动器3a、3b、3c、3d、3f、3g、3h”简记为“驱动器3a、3b、3c...”。

在控制阀块4内配置有用于控制多个驱动器3a、3b、3c...的多个方向切换阀6a、6b、6c...、和分别位于多个方向切换阀6a、6b、6c...的入口节流开口的下游侧的多个压力补偿阀7a、7b、7c...。在压力补偿阀7a、7b、7c...设有对压力补偿阀7a、7b、7c...的阀柱向关闭方向施力弹簧，而且向对压力补偿阀7a、7b、7c...的阀柱向打开方向施力的侧引导多个方向切换阀6a、6b、6c...的入口节流开口的下游侧的压力，向对压力补偿阀7a、7b、7c...的阀柱向关闭方向施力的侧引导后述的多个驱动器3a、3b、3c...的最高负载压Plmax。

多个方向切换阀6a、6b、6c...和多个压力补偿阀7a、7b、7c...构成将从主泵2吐出的压力油分配供给至多个驱动器3a、3b、3c...的控制阀装置。

另外，在控制阀块4内，在压力油供给路5的下游设有若压力为预先决定的设定压力以上则将压力油供给路5的压力油向油箱排出的溢流阀14、和若压力为某设定压力以上则将压力油供给路5的压力油排出至油箱的卸载阀15。

进一步地，在控制阀块4内配置有连接于多个方向切换阀6a、6b、6c...的负载压检测端口的梭动阀9a、9b、9c...。梭动阀9a、9b、9c...用于检测多个驱动器3a、3b、3c...的最高负载压，构成最高负载压检测装置。梭动阀9a、9b、9c...分别以竞赛形式连接，最上位的梭动阀9a检测最高负载压。

图2是卸载阀周边部的放大图。卸载阀15具备向关闭卸载阀15的方向引导多个驱动器3a、3b、3c...的最高负载压的受压部15a和弹簧15b。另外，设置用于产生对卸载阀15的控制压的电磁比例减压阀22，卸载阀15具备向关闭卸载阀15的方向引导电磁比例减压阀22的输出压(控制压)的受压部15c。

另外，本实施方式的液压驱动装置具备：与主泵2关联，并用于控制其容量的调节器11；以及用于对该调节器11产生指令压的电磁比例减压阀21。

图3是包括调节器11的主泵周边部的放大图。调节器11构成为，具备通过受压面积差驱动的差动活塞11b、马力控制用倾转控制阀11e、流量控制倾转控制阀11i，差动活塞11b的大径侧受压室11c经由马力控制用倾转控制阀11e连接于作为先导泵30的压力油供给路的油路31a(先导液压源)或流量控制倾转控制阀11i，小径侧受压室11a始终连接于油路31a，流量控制倾转控制阀11i将油路31a的压力或油箱压引导至马力控制用倾转控制阀11e。

马力控制用倾转控制阀11e具有：与差动活塞11b一起移动的套筒11f；位于使流量控制倾转控制阀11i和差动活塞11b的大径侧受压室11c连通的侧的弹簧11d；以及向使油路31a和差动活塞11b的小径侧及大径侧受压室11a、11c连通的方向经由油路5a引导主泵2的压力油供给路5的压力的受压室11g。

流量控制倾转控制阀11i具有：与差动活塞11b一起移动的套筒11j；将电磁比例减压阀21的输出压(控制压)向将马力控制用倾转控制阀11e的压力油排出至油箱的方向引导的受压部11h；以及位于向马力控制用倾转控制阀11e引导油路31a的压力油的侧的弹簧11k。

若大径侧受压室11c经由马力控制用倾转控制阀11e及流量控制倾转控制阀11i与油路31a连通，则差动活塞11b根据受压面积差在图中向左方向移动，若大径侧受压室11c经由马力控制用倾转控制阀11e及流量控制倾转控制阀11i与油箱连通，则差动活塞11b因从小径侧受压室11a受到的力而在图中向右方向移动。若差动活塞11b在图中向左方向移动，则可变容量型的主泵2的倾转角、即泵容量减少，从而其吐出流量减少，若差动活塞11b在图中向右方向移动，则主泵2的倾转角及泵容量增减，从而其吐出流量增加。

在先导泵30的压力油供给路(油路31a)连接有先导溢流阀32，通过该先导溢流阀32，在油路31a生成恒定的先导压(Pi0)。

在先导溢流阀32的下游经由切换阀33连接有用于控制多个方向切换阀6a、6b、6c...的多个操作杆装置60a、60b、60c...的先导阀，通过利用设置于液压挖掘机等工程机械的驾驶座521(参照图4)的门锁杆34操作切换阀33，从而切换是将由先导溢流阀32生成的先导压(Pi0)作为先导一次压供给至多个操作杆装置60a、60b、60c...的先导阀，还是将先导阀的压力油排出至油箱。

本实施方式的液压驱动装置还具备：用于检测多个驱动器3a、3b、3c...的最高负载压的压力传感器40；用于检测起重臂缸筒3a的操作杆装置60a的先导阀的各操作压a1、a2的压力传感器41a1、41a2；用于检测悬臂缸筒3b的操作杆装置60b的先导阀的各操作压b1、b2的压力传感器41b1、41b2；用于检测回转马达3c的操作杆装置60c的先导阀的操作压c1、c2的压力传感器41c；用于检测未图示的其它驱动器的操作杆装置的先导阀的操作压的未图示的压力传感器；用于检测主泵2的压力油供给路5的压力(主泵2的吐出压)的压力传感器42；检测主泵2的倾转角的倾转角传感器50；检测动力机1的转速的转速传感器51；以及控制器70。

控制器70由未图示的具备CPU、存储部等的微型计算机及其周边电路等构成，上述存储部由ROM(Read Only Memory)、RAM(Random access Memory)、以及闪存等构成，控制器70根据例如存储于ROM的程序工作。

控制器70输入压力传感器40、压力传感器41a1、41a2、41b1、41b2、41c...、压力传感器42、倾转角传感器50、转速传感器51的检测信号，向电磁比例减压阀21、22输出控制信号。

图4表示搭载上述的液压驱动装置的液压挖掘机的外观。

液压挖掘机具备上部回转体502、下部行驶体501以及摇摆式的前作业机504，前作业机504包括起重臂511、悬臂512、铲斗513。上部回转体502相对于下部行驶体501可通过回转马达3c的旋转而回转。在上部回转体的前部安装有摇柱503，在该摇柱503可上下运动地安装有前作业机504。摇柱503通过摇摆缸筒3e的伸缩相对于上部回转体502可在水平方向上转动，前作业机504的起重臂511、悬臂512、铲斗513通过起重臂缸筒3a、悬臂缸筒3b、铲斗缸筒3d的伸缩可在上下方向上转动。在下部行驶体501的中央机架505安装有通过刮板缸筒3h的伸缩进行上下动作的刮板506。下部行驶体501通过利用行驶马达3f、3g的旋转驱动左右履带而进行行驶。

在上部回转体502设置有驾驶室50，在驾驶室508内设有驾驶座521、设于驾驶座521的左右前部的起重臂缸筒3a、悬臂缸筒3b、铲斗缸筒3d、回转马达3c用的操作杆装置60a、60b、60c、60d、摇摆缸筒3e用的操作杆装置60e、刮板缸筒3h用的操作杆装置60h、行驶马达3f、3g用的操作杆装置60f、60g、以及门锁杆24。

图5表示图1所示的液压驱动装置的控制器70的功能块图。

表示主泵2的倾转角的倾转角传感器50的输出和表示动力机1的转速的转速传感器51的输出被输入主泵实际流量运算部71，转速传感器51的输出和表示杆操作量(操作压)的压力传感器41a1、41b1、41c的输出被输入要求流量运算部72，压力传感器41a1、41b1、41c的输出被输入入口节流开口运算部74。此外，在图5～图11和以下的说明中，有时为了简化而省略暗示图1未图示的要素的“...”。

另外，表示多个驱动器3a、3b、3c...的最高负载压的压力传感器40的输出Plmax被导入加算器81，表示主泵2的吐出压(泵压)的压力传感器42的输出Ps被导入差分器82。

作为要求流量运算部72的输出的要求流量Qr1、Qr2、Qr3和作为主泵实际流量运算部71的输出的流量Qa’被导入要求流量校正部73。

要求流量校正部73的输出Qr1’、Qr2’、Qr3’和入口节流开口运算部74的输出Am1、Am2、Am3被导入目标差压运算部75。

目标差压运算部75向卸载阀用的电磁比例减压阀22输出指令压(指令值)Pi_ul，并向加算器81输出目标差压ΔPsd。

加算器81计算将目标差压ΔPsd和最高负载压Plmax相加的目标泵压Psd(＝Plmax+ΔPsd)，并输出至差分器82。

差分器82计算从目标泵压Psd减去作为压力传感器42的输出的泵压(实际泵压)Ps的差压ΔP(＝Psd-Ps)，并输入主泵目标倾转角运算部83。

主泵目标倾转角运算部83根据所输入的差压ΔP(＝Psd-Ps)计算指令压Pi_fc，并作为指令值输出至电磁比例减压阀21。

控制器70在要求流量运算部72、要求流量校正部73、入口节流开口运算部74和目标差压运算部75基于多个操作杆装置60a、60b、60c的操作杆的输入量运算多个驱动器3a、3b、3c每一个的要求流量和多个方向切换阀6a、6b、6c每一个的入口节流的开口面积，并基于该入口节流的开口面积和上述要求流量运算多个方向切换阀6a、6b、6c中的特定的方向切换阀的入口节流的压损，且将该压损作为目标差压ΔPsd而输出，控制卸载阀15的设定压。

另外，控制器70在目标差压运算部75选择多个方向切换阀6a、6b、6c的入口节流的压损的最大值作为特定的方向切换阀的入口节流的压损，并将该压损作为上述目标差压ΔPsd输出，控制卸载阀15的设定压。

而且，控制器70在主泵目标倾转角运算部83运算用于使压力传感器42检测出的主泵2(液压泵)的吐出压等于最高负载压检测装置(梭动阀9a、9b、9c)检测出的最高负载压与上述目标差压相加的压力的指令值Pi_fc，并将该指令值Pi_fc输出至调节器11(泵控制装置)来控制主泵2的吐出流量。

图6表示主泵实际流量运算部71的功能块图。

在主泵实际流量运算部71中，利用乘法器71a将从倾转角传感器50输入的倾转角qm和从转速传感器51输入的转速Nm相乘，计算实际从主泵2吐出的流量Qa’。

图7表示要求流量运算部72的功能块图。

在要求流量运算部72中，从压力传感器41a1、41b1、41c输入的操作压Pi_a1、Pi_b1、Pi_c分别通过表格72a、72b、72c变换成基准要求流量qr1、qr2、qr3，且分别通过乘法器72d、72e、72f与从转速传感器51输入的转速Nm相乘，计算多个驱动器3a、3b、3c的要求流量Qr1、Qr2、Qr3。

图8表示要求流量校正部73的功能块图。

在要求流量校正部73中，作为要求流量运算部72的输出的要求流量Qr1、Qr2、Qr3被输入乘法器73c、73d、73e和加法器73a，通过加法器73a计算合计值Qra，且将该合计值Qra经由限制最小值和最大值的制限器73f输入至除法器73b的分母侧。另一方面，作为主泵实际流量运算部71的输出的流量Qa’被输入至除法器73b的分子侧，除法器73b将Qa’/Qra的值输出至乘法器73c、73d、73e。乘法器73c、73d、73e分别将上述的Qr1、Qr2、Qr3和上述的Qa’/Qra相乘，计算校正后的要求流量Qr1’、Qr2’、Qr3’。

图9表示入口节流开口运算部74的功能块图。

在入口节流开口运算部74中，从压力传感器41a1、41b1、41c输入的操作压Pi_a1、Pi_b1、Pi_c通过表格74a、74b、74c变换成各方向切换阀的入口节流开口面积Am1、Am2、Am3。表格74a、74b、74c预选存储有方向切换阀6a、6b、6c的入口节流开口面积，且设定为，在操作压为0时输出0，随着操作压变大而输出大的值。另外，入口节流开口面积的最大值极端地设定为大的值，以使在方向切换阀6a、6b、6c的入口节流开口可产生的压损即入口节流压损(LS差压)极端地变小。

图10表示目标差压运算部75的功能块图。

来自要求流量校正部73的输入Qr1’、Qr2’、Qr3’分别被输入运算器75a、75b、75c。另外，来自入口节流开口运算部74的输入Am1、Am2、Am3分别经由限制最小值和最大值的制限器75f、75g、75h被输入运算器75a、75b、75c。在运算器75a、75b、75c中，分别使用输入Qr1’、Qr2’、Qr3’和Am1、Am2、Am3利用下式运算方向切换阀6a、6b、6c的入口节流压损ΔPsd1、ΔPsd2、ΔPsd3。在此，C是预先决定的收缩系数，ρ是工作油的密度。

【数1】

这些压损ΔPsd1、ΔPsd2、ΔPsd3分别经由限制最小值和最大值的制限器75i、75j、75k被输入最大值选择器75d，在最大值选择器75d中，将压损ΔPsd1、ΔPsd2、ΔPsd3中的最大的值作为目标差压ΔPsd(用于可变地控制卸载阀15的设定压的调整压力)输出至加算器81，然后，目标差压ΔPsd通过表格75e变换成指令压Pi_ul，并作为指令值输出至电磁比例减压阀22。

图11表示主泵目标倾转角运算部83的功能块图。

在主泵目标倾转角运算部83中，利用差分器82运算出的差压ΔP(＝Psd-Ps)输入表格83a，变换成目标容量增减量Δq。Δq在加算器83b与从延迟要素83c输出的1控制循环前的目标容量q’相加，作为新的目标容量q输出至制限器83d，在此被限制为最小值与最大值之间的值，并作为制限后的目标容量q’导入表格83e。目标容量q’在表格83e变换成对电磁比例减压阀21的指令压Pi_fc，作为指令值而输出。

～工作～

对以上那样构成的液压驱动装置的工作进行说明。

从固定容量式的先导泵30吐出的压力油供给至压力油供给路31a，通过先导溢流阀32在压力油供给路31a生成固定的先导一次压Pi0。

(a)全部操作杆为中立的情况

全部操作杆装置60a、60b、60c...的操作杆为中立，因此全部先导阀为中立，操作压a1、a2、b1、b2、c1、c2...为油箱压，因此全部方向切换阀6a、6b、6c...处于中立位置。

全部方向切换阀6a、6b、6c处于中立位置，因此各驱动器的负载压检测油路经由各个与驱动器取得关联的方向切换阀连接于油箱。

因此，经由作为最高负载压检测装置的梭动阀9a、9b、9c，油箱压被检测为最高负载压Plmax，该最高负载压Plmax被导入卸载阀15的受压部15a及压力传感器40。

起重臂提升操作压a1、悬臂挖装操作压b1、回转操作压c分别由压力传感器41a1、41b1、41c检测，压力传感器的输出Pi_a1、Pi_b1、Pi_c导入要求流量运算部72和入口节流开口运算部74。

要求流量运算部72的表格72a、72b、72c预先存储有起重臂提升、悬臂挖装、回转动作每一个的与各杆输入相对于的基准要求流量，设定为，在输入为0时，输出0，随着输入变大而输出大的值。

如上述地，在全部操作杆为中立的情况下，操作压Pi_a1、Pi_b1、Pi_c全部等于油箱压，因此通过表格72a、72b、72c运算的基准要求流量qr1、qr2、qr3均为0。由于qr1、qr2、qr3均为0，因此作为乘法器72d、72e、72f的输出的要求流量Qr1、Qr2、Qr3均为0。

另外，入口节流开口运算部74的表格74a、74b、74c预先存储有方向切换阀6a、6b、6c的入口节流开口面积，且构成为，在输入为0时输出0，随着输入变大而输出大的值。

如上述地，在全部操作杆为中立的情况下，操作压Pi_a1、Pi_b1、Pi_c全部等于油箱压，因此作为表格74a、74b、74c的输出的入口节流开口面积Am1、Am2、Am3均为0。

要求流量Qr1、Qr2、Qr3输入要求流量校正部73。

输入到要求流量校正部73的要求流量Qr1、Qr2、Qr3被导入加法器73a和乘法器73c、73d、73e。

虽然在加法器73a运算Qra＝Qr1+Qr2+Qr3，但如上述地全部操作杆为中立的情况下，Qra＝0+0+0。

通过制限器73f限制为主泵2可吐出的最小值与最大值之间。在此，若将最小值设为Qmin，将最大值设为Qmax，则在全部操作杆为中立的情况下，Qra＝0＜Qmin，因此在制限器73f限制为Qmin，将Qra’＝Qmin导入除法器73b的分母侧。

另一方面，如后述地，在全部操作杆为中立的情况下，主泵实际流量保持为最小值Qmin，因此除法器73b将Qr’/Qra’＝1输出至乘法器73c、73d、73e。

如上述地，在全部操作杆为中立的情况下，Qr1、Qr2、Qr3均为0，因此乘法器73c、73d、73e的输出Qr1’、Qr2’、Qr3’均为0×1＝0。

在目标差压运算部75中，根据校正后的要求流量Qr1’、Qr2’、Qr3’和入口节流开口面积Am1、Am2、Am3，利用上述的数式计算在方向切换阀6a、6b、6c的入口节流开口产生的压损。

首先，入口节流开口面积Am1、Am2、Am3被制限器75f、75g、75h限制为预先决定的比0大的最小值Am1’、Am2’、Am3’。

在全部操作杆为中立的情况下，如上述地，入口节流开口面积Am1、Am2、Am3和校正后的要求流量Qr1’、Qr2’、Qr3’均为0，但如上述地，入口节流开口面积Am1、Am2、Am3被限制为比0大的值，因此作为运算器75a、75b、75c的输出的压损ΔPsd1、ΔPsd2、ΔPsd3均为0。作为运算器75a、75b、75c的输出的压损ΔPsd1、ΔPsd2、ΔPsd3被制限器75i、75j、75k限制为0以上且预先决定的最大值ΔPsd_max以下的值，通过最大值选择器75d，将压损ΔPsd1、ΔPsd2、ΔPsd3的最大值作为目标差压ΔPsd而输出。

如上述地，全部操作杆为中立的情况下，目标差压ΔPsd为0。

目标差压ΔPsd通过表格75e变换成指令压Pi_ul，且作为指令值输出至卸载阀用的电磁比例减压阀22。

如上述地全部操作杆为中立的情况下，最高负载压Plmax等于油箱压。

卸载阀15的设定压由导入到受压部15a的最高负载压Plmax、弹簧15b、导入到受压部15c的电磁比例减压阀22的输出压(＝ΔPsd)决定，但最高负载压Plmax、电磁比例减压阀22的输出压(＝ΔPsd)均为油箱压，因此卸载阀15的设定压保持由弹簧15b决定的非常小的值。

因此，从可变容量型的主泵2吐出的压力油从卸载阀15排出至油箱，压力油供给路5的压力保持为上述的低的压力。

另一方面，作为目标差压运算部75的输出的目标差压ΔPsd通过加算器81与最高负载压Plmax相加，但在如上述地全部的操作杆为中立的情况下，Plmax、ΔPsd为油箱压0，因此作为其输出的目标泵压Psd也为0。

目标泵压Psd和由压力传感器42检测的泵压Ps分别被导入差分器82的正侧和负侧，形成它们的差ΔP＝Psd-Ps，并输入至主泵目标倾转角运算部83。

在主泵目标倾转角运算部83中，通过表格83a将上述的ΔP(＝Psd-Ps)利用表格83a变换成目标容量增减量Δq。如图11所示，表格83a构成为，在ΔP＜0时为Δq＜0，在ΔP＝0时为Δq＝0，在ΔP＞0时为Δq＞0，且在ΔP大或小至某程度以上的情况下，限制为预定的值。

目标容量增减量Δq在加算器83b与后述的1控制步骤前的目标容量q’相加成为q，且通过制限器83d被限制为主泵2的物理上的最小/最大之间的值，并作为目标容量q’而输出。

目标容量q’在表格83e变换成对电磁比例减压阀21的指令压Pi_fc，控制电磁比例减压阀21。

如上述地，全部操作杆为中立的情况下，Psd(＝最高负载压Plmax+目标差压ΔPsd)等于油箱压。

另一方面，压力油供给路5的压力、即泵压Ps如上述地通过卸载阀15保持为比油箱压大由弹簧15b决定的量的压力。

因此，在全部操作杆为中立的情况下，由于ΔP(＝Psd-Ps)＜0，因此通过表格83a，Δq＜0。与在延迟要素83c得到的1步骤前的目标容量q’在加算器83b作为新的q相加，但被制限器83d以主泵2具有的最小及最大倾转限制，因此1步骤前的目标容量q’保持为其最小值。

(b)进行起重臂提升操作的情况

从起重臂用的操作杆装置60a的先导阀输出起重臂提升操作压a1。起重臂提升操作压a1导入方向切换阀6a和压力传感器41a1，方向切换阀6a在图中向右方向切换。

方向切换阀6a切换，因此，起重臂缸筒3a的负载压经由梭动阀9a作为最高负载压Plmax导入卸载阀15和压力传感器40。

从压力油供给路5导入到方向切换阀6a的压力油经由其入口节流开口向压力补偿阀7a的上流侧被引导。

压力补偿阀7a以使入口节流开口的下游侧的压力与最高负载压Plmax相等的方式控制，但在单独操作起重臂提升的情况下，最高负载压Plmax＝起重臂缸筒3a的负载压，因此压力补偿阀7a不节流，其开口保持为全开。

通过了压力补偿阀7a的压力油再次经由方向切换阀6a供给至起重臂缸筒3a的底侧。由于向起重臂缸筒3a的底侧供给压力油，因此起重臂缸筒伸长。

另一方面，起重臂提升操作压a1作为压力传感器41a1的输出Pi_a1输入要求流量运算部72而计算要求流量Qr1。

通过来自倾转角传感器50、转速传感器51的输入在主泵实际流量运算部71计算可变容量型主泵2实际吐出的流量，但在全部操作杆从中立的状态进行起重臂提升操作之后，如(a)全部操作杆为中立的情况所叙述地，可变容量型主泵2的倾转保持为最小，因此主泵実流量Qa’也为最小的值。

要求流量Qr1被要求流量校正部73限制为主泵实际流量Qa’而并校正成Qr1’。

另外，起重臂提升操作压a1作为压力传感器41a1的输出Pi_a1也导入入口节流开口运算部74，并通过表格74a变换成入口节流开口面积Am1而输出。

在目标差压运算部75中，根据校正后的要求流量Qr1’、Qr2’、Qr3’和入口节流开口面积Am1、Am2、Am3，按照上述的数式计算在各方向切换阀的入口节流开口产生的压损。

在进行起重臂提升操作的情况下，将校正后的要求流量Qr1’和起重臂提升的入口节流开口面积Am1输入运算器75a，按照下式运算方向切换阀6a的入口节流压损ΔPsd1。

【数2】

同样地，也计算方向切换阀6b、6c的入口节流压损ΔPsd2、ΔPsd3，但与全部杆为中立的情况同样地，ΔPsd2＝ΔPsd3＝0，因此通过最大值选择器75d选择作为最大值的压损ΔPsd1，成为ΔPsd＝ΔPsd1，用过表格75e，变换成对卸载阀用的电磁比例减压阀22的指令压Pi_ul并输出，同时向加算器81输出目标差压ΔPsd。

卸载阀用的电磁比例减压阀22的输出ΔPsd被导入卸载阀15的受压部15c，以使卸载阀15的设定压提高ΔPsd的量的方式发挥作用。

如上述地，将起重臂缸筒3a的负载压Pl1作为Plmax导入卸载阀15的受压部15a，因此卸载阀15的设定压设定为Plmax+ΔPsd+弹簧力、也就是，Pl1(起重臂缸筒3a的负载压)+ΔPsd(在起重臂缸筒3a控制用的方向切换阀6a的入口节流开口产生的差压)+弹簧力，压力油供给路5遮断向油箱排出的油路。

另一方面，在加算器81中，将最高负载压Plmax和上述的目标差压ΔPsd相加，计算目标泵压Psd＝Plmax+ΔPsd，但在单独进行起重臂提升操作的情况下，如上述地，Plmax＝Pl1，因此计算目标泵压Psd＝Pl1(起重臂缸筒3a的负载压)+ΔPsd(在起重臂缸筒3a控制用的方向切换阀6a的入口节流开口产生的差压)，并输出至差分器82。

在差分器82，将上述的目标泵压Psd与由压力传感器42检测出的压力油供给路5的压力(实际的泵压Ps)的差设为ΔP(＝Psd-Ps)而计算，并输出至主泵目标倾转角运算部83。

在主泵目标倾转角运算部83，将差压ΔP通过表格83a变换成目标容量的增减量Δq，但从全部杆为中立的状态进行起重臂提升操作的情况下，在动作的最初，实际的泵压Ps保持为比目标泵压Psd小的值(记载于(a)全部的杆为中立的情况)，因此ΔP(＝Psd-Ps)为正的值。

表格83a的特性在于，在差压ΔP为正的值的情况下，目标容量增减量Δq也为正，因此，目标容量增减量Δq也为正。

通过加算器83b、延迟要素83c，将1控制步骤前的目标容量q’与上述的容量增减量Δq相加，计算新的q，如上述地，目标容量增减量Δq为正，因此目标容量q’增加。

另外，目标容量q’通过表格83e变换成对主泵倾转控制用的电磁比例减压阀21的指令压Pi_fc，电磁比例减压阀21的输出(＝Pi_fc)被导入主泵2的调节器11内的流量控制倾转控制阀11i的受压部11h，且以等于目标容量q’的方式控制主泵2的倾转角。

目标容量q’及主泵2的吐出量增加持续到实际的泵压Ps等于目标泵压Psd，最终保持为实际的泵压Ps与目标泵压Psd相同的状态。

这样，主泵2将在与起重臂缸筒3a取得关联的方向切换阀6a的入口节流开口可能产生的压损ΔPsd与最高负载压Plmax相加得到的压力作为目标压，对其流量进行增减，因此进行目标差压可变的负载传感控制。

(c)同时进行起重臂提升操作和悬臂挖装操作的情况

从起重臂用的操作杆装置60a的先导阀输出起重臂提升操作压a1，从悬臂用的操作杆装置60b的先导阀输出悬臂挖装操作压b1。

起重臂提升操作压a1被导入方向切换阀6a和压力传感器41a1，方向切换阀6a在图中向右方向切换。

悬臂挖装操作压b1被导入方向切换阀6b和压力传感器41b1，方向切换阀6b在图中向右方向切换。

由于方向切换阀6a、6b切换，因此起重臂缸筒3a的负载压经由方向切换阀6a导入梭动阀9a，悬臂缸筒3b的负载压经由方向切换阀6b和梭动阀9b导入梭动阀9a。

梭动阀9a将起重臂缸筒3a的负载压和悬臂缸筒3b的负载压中较高的一方的压力选择为最高负载压Plmax。在假定空中的动作的情况下，通常起重臂缸筒3a的负载压＞悬臂缸筒3b的负载压的情况较多，因此在此若假设考虑起重臂缸筒3a的负载压＞悬臂缸筒3b的负载压的情况，则最高负载压Plmax与起重臂缸筒3a的负载压相等。

最高负载压Plmax被导入卸载阀15的受压部15a和压力传感器40。

与起重臂缸筒3a取得关联的压力补偿阀7a以使与起重臂缸筒3a取得关联的方向切换阀6a的入口节流开口的下游侧的压力与最高负载压Plmax相等的方式控制，但在如上述地，起重臂缸筒3a的负载压＞悬臂缸筒3b的负载压的情况下，最高负载压Plmax＝起重臂缸筒3a的负载压，因此压力补偿阀7a不节流，其开口保持为全开。

另外，与悬臂缸筒3b取得关联的压力补偿阀7b以使与悬臂缸筒3b取得关联的方向切换阀6b的入口节流开口的下游侧的压力等于最高负载压Plmax、即该情况下，等于起重臂缸筒3a的负载压的方式控制其开口。由此，方向切换阀6b的入口节流开口的下游侧的压力保持为Plmax＝起重臂缸筒3a的负载压。

这样，方向切换阀6a、6b的前后差压、即泵压(共通)和各入口节流开口的下游侧压力保持相等，因此方向切换阀6a、6b不依赖于起重臂缸筒3a、悬臂缸筒3b的负载压的大小，而是根据它们的入口节流开口的大小分配压力油供给路5的压力油。

通过了压力补偿阀7a、7b的压力油再次经由方向切换阀6a、6b向起重臂缸筒3a的底侧、悬臂缸筒3b的底侧分别供给。

由于向起重臂缸筒3a的底侧及悬臂缸筒3b的底侧供给压力油，因此起重臂缸筒及悬臂缸筒伸长。

另一方面，起重臂提升操作压a1、悬臂挖装操作压b1分别作为压力传感器41a1、41b1的输出Pi_a1、Pi_b1输入要求流量运算部72，计算要求流量Qr1、Qr2。

通过来自倾转角传感器50、转速传感器51的输入，在主泵实际流量运算部71计算可变容量型主泵2实际吐出的流量，但全部操作杆从中立的状态进行起重臂提升和悬臂挖装操作之后，如(a)全部操作杆为中立的情况所述地，可变容量型主泵2的倾转保持为最小，因此主泵实际流量Qa’也为最小的值。

在要求流量校正部73中，将起重臂提升要求流量Qr1和悬臂挖装要求流量Qr2导入加法器73a，计算Qra(＝Qr1+Qr2+Qr3＝Qr1+Qr2)。

在加法器73a计算出的Qra被制限器73f限制为某范围的值，而且在除法器73b进行与主泵实际流量运算部71的输出、主泵实际流量Qa’的除算Qa’/Qra，并将其输出导入乘法器73c、73d、73e。

也就是，在要求流量校正部73中，将起重臂提升要求流量Qr1和悬臂挖装要求流量Qr2在可变容量型主泵2实际吐出的流量Qa’的范围内按照Qr1与Qr2的比重新分配。

例如，在Qa’为30L/min，Qr1为20L/min，Qr2为40L/min的情况下，Qra＝Qr1+Qr2+Qr3＝60L/min，因此Qa’/Qra＝1/2。

校正后的起重臂提升要求流量Qr1’＝Qr1×1/2＝20L/min×1/2＝10L/min，校正后的悬臂挖装要求流量Qr2’＝Qr2×1/2＝40L/min×1/2＝20L/min。

另外，起重臂提升操作压a1、悬臂挖装操作压b1作为压力传感器41a1、41b1的输出Pi_a1、Pi_b1被导入入口节流开口运算部74，通过表格74a、74b变换成入口节流开口面积Am1、Am2而输出。

在目标差压运算部75中，根据校正后的要求流量Qr1’、Qr2’、Qr3’和入口节流开口面积Am1、Am2、Am3计算在各方向切换阀的入口节流开口产生的压力损失ΔPsd1、ΔPsd2、ΔPsd3。

在同时进行起重臂提升操作和悬臂挖装操作的情况下，向运算器75a、75b输入校正后的要求流量Qr1’、Qr2’和入口节流开口面积Am1、Am2，按照下式运算ΔPsd1、ΔPsd2。

【数3】

同样地计算ΔPsd3，但与全部杆为中立的情况同样地ΔPsd3＝0，因此通过最大值选择器75d，选择ΔPsd1和ΔPsd2中较高的一方作为ΔPsd，并通过表格75e变换成对卸载阀用的电磁比例减压阀22的指令压Pi_ul，作为指令值而输出，与此同时，向加算器81输出ΔPsd。

卸载阀用的电磁比例减压阀22的输出被导入卸载阀15的受压部15c，以将卸载阀15的设定压提高ΔPsd的量的方式发挥作用。

如上述地，在起重臂缸筒3a的负载压＞悬臂缸筒3b的负载压的情况下，将起重臂缸筒3a的负载压Pl1作为Plmax导入卸载阀15的受压部15a，因此卸载阀15的设定压设定为Plmax+ΔPsd+弹簧力、也就是Pl1(起重臂缸筒3a的负载压)+ΔPsd(在与起重臂缸筒3a取得关联的方向切换阀6a的入口节流开口产生的差压和在与悬臂缸筒3b取得关联的方向切换阀6b的入口节流开口产生的差压中较大的一方)+弹簧力，压力油供给路5的压力油遮断向油箱排出的油路。

另一方面，在加算器81中，将最高负载压Plmax和上述的ΔPsd加算，计算目标泵压Psd＝Plmax+ΔPsd，但在起重臂缸筒3a的负载压＞悬臂缸筒3b的负载压的情况下，如上述地，Plmax＝Pl1，因此计算目标泵压Psd＝Pl1(起重臂缸筒3a的负载压)+ΔPsd(在与起重臂缸筒3a取得关联的方向切换阀6a的入口节流开口产生的差压和在与悬臂缸筒3b取得关联的方向切换阀6b的入口节流开口产生的差压中较大的一方)，并输出至差分器82。

在差分器82中，将上述的目标泵压Psd与由压力传感器42检测出的压力油供给路5的压力(实际的泵压Ps)的差设为ΔP(＝Psd-Ps)而计算，并输出至主泵目标倾转角运算部83。

在主泵目标倾转角运算部83中，将差压ΔP通过表格83a变换成目标容量的增减量Δq，但在全部杆从中立的状态进行起重臂提升操作和悬臂挖装操作的情况下，在动作的最初，实际的泵压Ps保持为比目标泵压Psd小的值(记载于(a)全部杆为中立的情况)，因此ΔP(＝Psd-Ps)为正的值。

表格83a的特性在于，在差压ΔP为正的值的情况下，目标容量增减量Δq也为正，因此目标容量增减量Δq为正。

通过加算器83b、延迟要素83c，将1控制步骤前的目标容量q’与上述的容量增减量Δq相加，计算新的q，如上述地，目标容量增减量Δq为正，因此目标容量q’增加。

另外，目标容量q’通过表格83e变换成对主泵倾转控制用的电磁比例减压阀21的指令压(指令值)Pi_fc，主泵倾转控制用的电磁比例减压阀21的输出Pi_fc被导入可变容量型主泵2的调节器11内的流量控制用的倾转控制阀11i的受压部11h，且以等于目标容量q’的方式控制可变容量型主泵2倾转角。

目标容量q’及可变容量型主泵2的吐出量增加持续到实际的泵压Ps等于目标泵压Psd，最终保持为实际的泵压Ps等于目标泵压Psd的状态。

这样，可变容量型主泵2比较在与起重臂缸筒3a取得关联的方向切换阀6a的入口节流开口可产生的压损和在与悬臂缸筒3b取得关联的方向切换阀6b的入口节流开口可产生的压损，将其中较大的一方作为目标差压ΔPsd而计算，且将最高负载压Plmax与目标差压ΔPsd相加得到的压力作为目标压，增加其流量，因此进行目标差压可变的负载传感控制。

～效果～

根据本实施方式，可得到以下的效果。

1.在本实施方式中，构成为使用多个压力补偿阀(流量共享阀)7a、7b、7c进行多个方向切换阀6a、6b、6c的分流控制，上述压力补偿阀分别配置于多个方向切换阀6a、6b、6c的下游侧，且以使多个方向切换阀6a、6b、6c的入口节流开口的下游侧的压力等于最高负载压的方式控制，因此，即使在与各驱动器3a、3b、3c取得关联的方向切换阀6a、6b、6c的前后差压(入口节流压损)非常小的情况下，也能够稳定地进行多个方向切换阀6a、6b、6c的分流控制。

2.另外，在本实施方式中，控制器70运算在与驱动器3a、3b、3c取得关联的方向切换阀6a、6b、6c的各个入口节流压损，选择该入口节流压损的最大值(运算特定的方向切换阀的入口节流的压损)，将该最大值的压损作为目标差压ΔPsd输出而控制卸载阀15的设定压(Plmax+ΔPsd+弹簧力)。由此，卸载阀15的设定压被控制为最高负载压与该目标差压ΔPsd和弹簧力相加的值，因此，例如，在与并非最高负载压驱动器的驱动器取得关联的方向切换阀中，即使将其入口节流开口节流成极端小的情况下，也可根据方向切换阀的入口节流开口的压损精细地控制卸载阀15的设定压。其结果，即使在入口节流压损为最大值的方向切换阀的从包括操作杆的杆操作的复合操作向半单独操作转移时，要求流量急速变化，且泵流量控制的响应性不充分而泵压急剧上升的情况下，能够将从卸载阀15多余地向油箱排出压力油的泄放损失抑制为最小，抑制能效的降低，而且防止向各驱动器供给的压力油的流量的急剧的变化引起的驱动器速度的急剧的变化，抑制不适的冲击的发生，实现优异的复合操作性。

3.另外，在本实施方式中，即使在如上述地各方向切换阀6a、6b、6c的前后差压非常小的情况下，也能够稳定地进行多个方向切换阀6a、6b、6c的分流控制，而且能够根据方向切换阀6a、6b、6c的入口节流开口的压损细致地控制卸载阀15的设定压，因此能够使各方向切换阀6a、6b、6c的入口节流的最终开口(主阀柱的全行程下的入口节流开口面积)极端地大，由此能够降低入口节流损失，实现高能效。

4.在专利文献1记载那样的现有的负载传感控制中，液压泵以使LS差压等于预先决定的目标LS差压的方式增减液压泵的吐出流量，但如上述地，在使主阀柱的入口节流最终开口极端大的情况下，LS差压大致等于0，因此液压泵在容许范围内突出最大流量，存在无法进行与各操作杆输入相应的流量控制的问题。

本实施方式中，控制器70运算用于调整卸载阀15的设定压的目标差压ΔPsd，使用该目标差压ΔPsd以使由压力传感器42检测出的主泵2的吐出压等于最高负载压与目标差压ΔPsd相加的压力的方式控制主泵2的吐出流量。因此，即使使各方向切换阀6a、6b、6c的入口节流的最终开口极端大，也不会发生如现有的通过负载传感控制将LS差压设为0的情况这样，无法进行泵流量控制的问题，能够根据操作杆输入控制主泵2的吐出流量。

5.进一步地，主泵2进行考虑到入口节流压损的负载传感控制，根据各操作杆的输入，主泵2充足地吐出各驱动器所需的压力油，因此相比单纯地通过各操作杆输入决定目标流量的流量控制，能够实现高能效的液压系统。

6.另外，相比专利文献2记载的现有技术，能够抑制电磁比例减压阀和各驱动器的负载压检测用的压力传感器的数量，能够抑制电子控制的成本。

<第二实施方式>

以下，对于本发明的第二实施方式的工程机械的液压驱动装置，以与第一实施方式不同的部分为中心进行说明。

～结构～

图12是表示第二实施方式的工程机械的液压驱动装置的结构的图。

图12中，相对于第一实施方式，第二实施方式构成为，取消了用于检测最高负载压的压力传感器40，设置用于检测多个驱动器3a、3b、3c的负载压的压力传感器40a、40b、40c，而且取代控制器70而设置有控制器90。

图13表示本实施方式的控制器90的功能块图。

图13中，与图5所示ID第一实施方式的不同部分在于以下点，取代目标差压运算部75而设置最大值选择器76、最高负载压驱动器判断部77、最高负载压驱动器的方向切换阀入口节流开口运算部78、最高负载压驱动器的校正后要求流量运算部79以及目标差压运算部80。以下，对这些功能块图进行说明。

图13中，表示各驱动器的负载压的压力传感器40a、40b、40c的输出导入最大值选择器76、最高负载压驱动器判断部77。

作为最大值选择器76的输出的最高负载压Plmax与上述的压力传感器40a、40b、40c的输出Pl1、Pl2、Pl3一起导入最高负载压驱动器判断部77，该判断部77将表示最高负载压驱动器的标识符i导入最高负载压驱动器的方向切换阀入口节流开口运算部78和最高负载压驱动器的校正后要求流量运算部79。另外，最高负载压Plmax导入加算器81。

最高负载压驱动器的方向切换阀入口节流开口运算部78输入标识符i和作为入口节流开口运算部74的输出的入口节流开口面积Am1、Am2、Am3，输出最高负载压驱动器的方向切换阀的入口节流开口面积Ami。

最高负载压驱动器的校正后要求流量运算部79输入标识符i和作为要求流量校正部73的输出的校正后的要求流量Qr1’、Qr2’、Qr3’，输出最高负载压驱动器的校正后要求流量Qri’。

最高负载压驱动器的方向切换阀的入口节流开口面积Ami和最高负载压驱动器的校正后要求流量Qri’导入目标差压运算部80，目标差压运算部80向加算器81输出目标差压ΔPsd，向电磁比例减压阀22输出指令压(指令值)Pi_ul。

控制器90在要求流量运算部72、要求流量校正部73、入口节流开口运算部74、最大值选择器76、最高负载压驱动器判断部77、方向切换阀入口节流开口运算部78、校正后要求流量运算部79以及目标差压运算部80中基于多个操作杆装置60a、60b、60c的操作杆的输入量运算多个驱动器3a、3b、3c每一个的要求流量和多个方向切换阀6a、6b、6c每一个的入口节流的开口面积，基于该入口节流的开口面积和上述要求流量运算多个方向切换阀6a、6b、6c中的特定的方向切换阀的入口节流的压损，并将该压损作为目标差压ΔPsd输出而控制卸载阀15的设定压。

另外，控制器90在最大值选择器76、最高负载压驱动器判断部77、方向切换阀入口节流开口运算部78、校正后要求流量运算部79以及目标差压运算部80中运算多个方向切换阀6a、6b、6c中的与由最高负载压检测装置(梭动阀9a、9b、9c)检测到的最高负载压的驱动器取得关联的方向切换阀的入口节流压损作为特定的方向切换阀的入口节流的压损，并将该压损作为上述目标差压ΔPsd输出而控制卸载阀15的设定压。

图14表示最高负载压驱动器判断部77的功能块图。

在判断部77中，从压力传感器40a、40b、40c输入的各驱动器的负载压Pl1、Pl2、Pl3被导入差分器77a、77b、77c的负侧，向差分器77a、77b、77c的正侧导入来自最大值选择器76的最高负载压Plmax，差分器77a、77b、77c分别将向判断器77d、77e、77f输出Plmax-Pl1、Plmax-Pl2、Plmax-Pl3。在判断器77d、77e、77f中，在各个判断文为真的情况下，成为ON状态，向图中上侧切换，在判断文为假的情况下，成为OFF状态，向图中下侧切换。

图14表示Plmax＝Pl1的情况，也就是Plmax-Pl1为0的情况，因此该情况下，选择运算器77g，作为标识符i将i＝1输出至加法器77m。另一方面，在判断器77e、77f处于判断文为假的情况，因此分别选择运算器77j、77l，并且作为标识符i，将i＝0导入加法器77m。在加法器77m中，将运算器77g、77j、77l的输出相加，输出i＝1。

这样，在Plmax＝Pl1的情况下，输出i＝1。同样地，在Plmax＝Pl2的情况下，输出i＝2，在Plmax＝Pl3的情况下，输出i＝3。

图15表示最高负载压驱动器的方向切换阀入口节流开口运算部78的功能块图。

在运算部78中，从最高负载压驱动器判断部77输入的标识符i被导入判断器78a、78b、78c，从入口节流开口运算部74输入的开口面积Am1、Am2、Am3分别被导入运算器78d、78f、78h。图15表示i＝1的情况。

i＝1，因此判断器78a为ON状态，向图中上侧切换，且选择运算器78d，作为入口节流开口面积Ami将Am1导入加法器78j。另外，在判断器78b、78c为OFF状态下，向图中下侧切换，且分别选择运算器78g、78i，作为入口节流开口面积Ami，均将0导入加法器78j。在加法器78j中，将Am1+0+0＝Am1作为入口节流开口面积Ami而输出。

同样地，在i＝2的情况下，将Am2作为开口面积Ami输出，在i＝3的情况下，将Am3作为开口面积Ami输出。

图16表示最高负载压驱动器的校正后要求流量运算部79的功能块图。

在运算部79中，从最高负载压驱动器判断部77输入的标识符i被导入判断器79a、79b、79c，从要求流量校正部73输入的校正后要求流量Qr1’、Qr2’、Qr3’分别被导入运算器79d、79g、79h。图16表示i＝1的情况。

i＝1，因此判断器79a为ON状态，向图中上侧切换，并选择运算器79d，作为校正后要求流量Qri’，将Qr1’导入加法器79j。另外，判断器79b、79c为OFF状态，向图中下侧切换，且分别选择运算器79g、79i，作为校正后要求流量Qri’，均将0导入加法器79j。在加法器79j中，将Qr1’+0+0作为校正后要求流量Qri’而输出。

同样地，在i＝3的情况下，将Qr2’作为校正后要求流量Qri’输出，在i＝3的情况下，将Qr3’作为校正后要求流量Qri’输出。

图17表示目标差压运算部80的功能块图。

在运算部80中，从最高负载压驱动器的校正后要求流量运算部79输入的校正后要求流量Qri’导入运算器80a，从最高负载压驱动器的方向切换阀入口节流开口运算部78输入的入口节流开口面积Ami经由制限器80c导入运算器80a，运算器80a通过下式将最高负载压驱动器的方向切换阀的入口节流压损作为目标差压ΔPsd(用于可变地控制卸载阀15的设定压的调整压力)而运算，通过了制限器80d的目标差压ΔPsd输出至表格80b和外部的加算器81。在此，C为预先决定的收缩系数，ρ为工作油的密度。

【数4】

在表格80b中，将目标差压ΔPsd变换成对电磁比例减压阀22的指令压Pi_ul，并违指令值而输出。

～工作～

在第一实施方式中，分别计算与起重臂缸筒3a、悬臂缸筒3b、回转马达3c取得关联的方向切换阀6a、6b、6c的入口节流压损ΔPsd1、ΔPsd2、ΔPsd3，将这些中的最大值作为全体的目标差压ΔPsd而计算，与之相对，在第二实施方式的目标差压运算部80中，由最高负载压驱动器判断部77判断最高负载压驱动器，由目标差压运算部80将该最高负载压驱动器的入口节流压损作为全体的目标差压ΔPsd而计算。

卸载阀15与第一实施方式同样地控制成由该目标差压ΔPsd、最高负载压Plmax以及弹簧力决定的设定压。另外，加算器81将作为最大值选择器76的输出的最高负载压Plmax和目标差压ΔPsd相加，计算目标泵压Psd，并输出至差分器82。

～效果～

1.本实施方式可得到与第一实施方式的效果1、3、4、5相同的效果，并且可得到与效果2类似的以下的效果。

2.本实施方式中，控制器790基于各操作杆的输入量运算多个方向切换阀6a、6b、6c的入口节流的开口面积，基于多个方向切换阀6a、6b、6c中的与最高负载压驱动器取得关联的方向切换阀(特定的方向切换阀)的开口面积和该方向切换阀(特定的方向切换阀)的要求流量，运算该方向切换阀(特定的方向切换阀)的入口节流的压损，并将该压损作为目标差压ΔPsd输出而控制卸载阀15的设定压(Plmax+ΔPsd+弹簧力)。由此，卸载阀15的设定压被控制为最高负载压与其目标差压ΔPsd和弹簧力相加的值，因此，在通过与最高负载压驱动器取得关联的方向切换阀(特定的方向切换阀)的半操作等将该方向切换阀的入口节流开口节流的情况下，可精细地控制卸载阀15的设定压。其结果，例如，即使在从包括与最高负载压驱动器取得关联的方向切换阀的杆操作的复合操作向半单独操作转移时，要求流量急速变化，且泵流量控制的响应性不充分而泵压急剧上升的情况下，也能够将从卸载阀15多余地向油箱排出压力油的泄放损失抑制为最小，而且抑制向各驱动器供给的压力油的流量的急剧的变化引起的驱动器速度的急剧的变化，实现优异的复合操作性。

<第三实施方式>

以下，对于本发明的第三实施方式的工程机械的液压驱动装置，以与第一实施方式不同的部分为中心进行说明。

～结构～

图18是表示第三实施方式的工程机械的液压驱动装置的结构的图。

图18中，相对于第一实施方式，第三实施方式构成为，取消了用于检测压力油供给路5的压力、即泵压的压力传感器42，取代控制器70而设置控制器95。

图19表示本实施方式的控制器95的功能块图。

图19中，与图5所示的第一实施方式不同的部分在于，取代要求流量运算部72及主泵目标倾转角运算部83，而设置要求流量运算部91及主泵目标倾转角运算部93，取消了加算器81及差分器82。

控制器95在要求流量运算部91及主泵目标倾转角运算部93中基于多个操作杆装置60a、60b、60c的操作杆的输入量计算多个驱动器3a、3b、3c的要求流量的总和，运算用于使主泵2(液压泵)的吐出流量等于要求流量的总和的指令值Pi_fc，并将该指令值Pi_fc输出至调节器11(泵控制装置)而控制主泵2的吐出流量。

图20表示要求流量运算部91的功能块图。

图20中，从压力传感器41a1、41b1、41c输入的操作压Pi_a1、Pi_b1、Pi_c通过表格91a、91b、91c分别变换成要求倾转角(容量)qr1、qr2、qr3，且与来自转速传感器51的输入Nm通过乘法器91d、91e、91f计算要求流量Qr1、Qr2、Qr3，并且通过加法器91g计算qra(＝qr1+qr2+qr3)，将要求倾转角的总和qra输出至主泵目标倾转角运算部93。

图21表示主泵目标倾转角运算部93的功能块图。

来自要求流量运算部91的输入qra(＝qr1+qr2+qr3)被制限器93a限制为主泵2的倾转的最小值及最大值之间的值，而且通过表格93b变换成对电磁比例减压阀21的指令压Pi_fc，并作为指令值而输出。

～工作～

第一实施方式中，进行以压力油供给路5的压力、即泵压成为最高负载压Plmax+最高负载压驱动器的入口节流压损的方式控制主泵2的吐出流量，所谓的负载传感控制，与之相对，在第二实施方式中，通过主泵目标倾转角运算部93仅由要求倾转角qra决定主泵2的吐出流量，上述要求倾转角qra仅由各操作杆的输入量决定。

～效果～

1.在本实施方式中，可得到与第一实施方式的效果1～3、6相同的效果，并且可得到以下的效果。

2.在本实施方式中，主泵2进行基于各操作杆的输入量计算多个方向切换阀6a、6b、6c的要求流量的总和并决定目标流量的流量控制，与第一实施方式所示的进行作为反馈控制的一种的负载传感控制的情况相比，能够实现更稳定的液压系统。另外，能够省略检测泵压的压力传感器，而且能够降低液压系统的成本。

<其它>

此外，在上述实施方式中，为了使卸载阀15的动作稳定化而设置了弹簧15b，但也可以取消弹簧15b。另外，也可以在卸载阀15不设置弹簧15b，而在控制器70或90或95内将“ΔPsd+弹簧力”的值作为目标差压进行运算。

另外，在第二实施方式中，也可以与第一实施方式同样地作为泵控制装置，使用进行负载传感控制的装置，在第一实施方式中，也可以与第二实施方式同样地作为泵控制装置使用计算多个方向切换阀6a、6b、6c的要求流量的总和来进行流量控制的装置。

进一步地，上述实施方式对工程机械为在下部行驶体具有履带的液压挖掘机的情况进行了说明，但即使是除此之外的工程机械、例如，轮式液压挖掘机、液压起重机等，该情况下也可得到同样的效果。

符号说明

1-动力机，2-可变容量型的主泵(液压泵)，3a～3h-驱动器，4-控制阀块，5-压力油供给路(主)，6a～6c-方向切换阀(控制阀装置)，7a～7c-压力补偿阀(控制阀装置)，9a～9c-梭动阀(最高负载压检测装置)，11-调节器(泵控制装置)，14-溢流阀，15-卸载阀，15a、15c-受压部，15b-弹簧，21、22-电磁比例减压阀，30-先导泵，31a-压力油供给路(先导)，32-先导溢流阀，40、41a1～41h2、42-压力传感器，40a～40c-压力传感器，60a～60c-操作杆装置，70、90、95-控制器。

Claims (5)

1.一种工程机械的液压驱动装置，其具备：

可变容量型的液压泵；

由从该液压泵吐出的压力油驱动的多个驱动器；

将从上述液压泵吐出的压力油分配供给至上述多个驱动器的控制阀装置；

指示上述多个驱动器的每一个的驱动方向和速度的多个操作杆装置；

控制上述液压泵的吐出流量，以吐出与上述多个操作杆装置的操作杆的输入量相应的流量的泵控制装置；

卸载阀，若上述液压泵的压力油供给路的压力超过设定压，则上述卸载阀向油箱排出上述压力油供给路的压力油，上述设定压是上述多个驱动器的最高负载压至少加上目标差压所得的值；以及

控制上述控制阀装置的控制器，

上述工程机械的液压驱动装置的特征在于，

上述控制阀装置具有：

多个方向切换阀，其分别被上述多个操作杆装置切换，与上述多个驱动器取得关联，且调整各个驱动器的驱动方向和速度；以及

多个压力补偿阀，其分别配置于上述多个方向切换阀的下游侧，且以使上述多个方向切换阀的入口节流开口的下游侧的压力等于上述最高负载压的方式进行控制，

上述控制器基于上述多个操作杆装置的操作杆的输入量运算上述多个驱动器的每一个的要求流量和上述多个方向切换阀的每一个的入口节流的开口面积，基于这些入口节流的开口面积和上述要求流量运算上述多个方向切换阀中的特定的方向切换阀的入口节流的压损，并将该压损作为上述目标差压输出来控制上述卸载阀的设定压。

2.根据权利要求1所述的工程机械的液压驱动装置，其特征在于，

上述控制器选择上述多个方向切换阀的入口节流的压损的最大值作为上述特定的方向切换阀的入口节流的压损，将该压损作为上述目标差压输出而控制上述卸载阀的设定压。

3.根据权利要求1所述的工程机械的液压驱动装置，其特征在于，

还具备检测上述多个驱动器的最高负载压的最高负载压检测装置，

上述控制器运算上述多个方向切换阀中与由上述最高负载压检测装置检测出的最高负载压的驱动器对应的方向切换阀的入口节流压损作为上述特定的方向切换阀的入口节流的压损，并将该压损作为上述目标差压输出而控制上述卸载阀的设定压。

4.根据权利要求1所述的工程机械的液压驱动装置，其特征在于，

还具备：检测上述多个驱动器的最高负载压的最高负载压检测装置；以及

检测上述液压泵的吐出压的压力传感器，

上述控制器运算用于使由上述压力传感器检测出的上述液压泵的吐出压等于由上述最高负载压检测装置检测出的最高负载压加上上述目标差压所得的压力的指令值，并将该指令值输出至上述泵控制装置来控制上述液压泵的吐出流量。

5.根据权利要求1所述的工程机械的液压驱动装置，其特征在于，

上述控制器基于上述多个操作杆装置的操作杆的输入量计算上述多个驱动器的要求流量的总和，运算用于使上述液压泵的吐出流量等于上述要求流量的总和的指令值，并将该指令值输出至上述泵控制装置来控制上述液压泵的吐出流量。