JP2000192905A - 油圧駆動装置 - Google Patents

油圧駆動装置

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JP2000192905A JP10374001A JP37400198A JP2000192905A JP 2000192905 A JP2000192905 A JP 2000192905A JP 10374001 A JP10374001 A JP 10374001A JP 37400198 A JP37400198 A JP 37400198A JP 2000192905 A JP2000192905 A JP 2000192905A
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load
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turning
horsepower
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Yasutaka Tsuriga
靖貴 釣賀
Takashi Kanai
隆史 金井
Junya Kawamoto
純也 川本
Satoshi Hamamoto
智 浜本
Koji Okazaki
康治 岡崎
Kosho Nagao
行章 長尾
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Nachi Fujikoshi Corp
Hitachi Construction Machinery Co Ltd
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Nachi Fujikoshi Corp
Hitachi Construction Machinery Co Ltd
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Abstract

(57)【要約】 【課題】旋回制御系を含む油圧駆動装置において、旋回
起動時に旋回操作性のギクシャク感がなく加速して定常
状態に移行でき、しかもエネルギー効率が良く、安定し
た旋回系を構成でき、更に別回路を設けることによるコ
スト・スペースの増加や回路構成の複雑化の問題を生じ
ないようにする。 【解決手段】ポンプ吐出圧力がアクチュエータ２〜６の
最高負荷圧より所定値だけ高くなるよう吐出流量を制御
するポンプ制御装置１８を設け、圧力補償弁１２〜１６
のそれぞれを、油圧ポンプ１の吐出圧力とアクチュエー
タ２〜６の最高負荷圧との差圧を目標補償差圧として設
定する構成とし、更に旋回セクションの圧力補償弁１２
に、負荷圧が上昇すると目標補償差圧を小さくする負荷
依存特性を持たせ、かつこの負荷依存特性を旋回モータ
の馬力一定制御を模擬した流量特性が得られるよう設定
する。

Description

【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】本発明は、油圧ショベル等、
旋回制御系を含む建設機械の油圧駆動装置に係わり、特
に旋回モータを含む複数のアクチュエータにそれぞれの
方向切換弁を介して油圧ポンプからの圧油を供給する際
に、油圧ポンプの吐出流量をロードセンシングシステム
により制御しかつ方向切換弁の前後差圧をそれぞれの圧
力補償弁により制御する油圧駆動装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】油圧ポンプの吐出流量をロードセンシン
グシステム（以下、適宜ＬＳシステムという）により制
御する油圧駆動装置として、特開昭６０−１１７０６号
公報に記載のものがある。また、旋回制御系を含む建設
機械の油圧駆動装置でＬＳシステムを備えかつ旋回制御
系の独立性と操作性を実現するものとして、特開平１０
−３７９０７号公報に記載のものがある。更に、旋回制
御系を含む建設機械のオープンセンタタイプの油圧駆動
装置で旋回制御系の独立性を実現するものとして、実機
搭載の３ポンプシステムがある。更に、油圧ポンプの吐
出流量をＬＳシステムにより制御する油圧駆動装置で圧
力補償弁に負荷依存特性を持たせたものとして、特開平
１０−８９３０４号公報に記載のものがある。
【０００３】特開昭６０−１１７０６号公報に記載の油
圧駆動装置は、複数の圧力補償弁のそれぞれに、油圧ポ
ンプの吐出圧力と複数のアクチュエータの最高負荷圧と
の差圧を目標補償差圧として設定する手段を設けたもの
であり、複数のアクチュエータを同時に駆動する複合動
作時に、油圧ポンプの吐出流量が複数の方向切換弁の要
求する流量に満たないサチュレーション状態になると、
このサチュレーション状態により油圧ポンプの吐出圧力
と最高負荷圧の差圧が低くなることにより、圧力補償弁
のそれぞれの目標補償差圧が小さくなり、油圧ポンプの
吐出流量をそれぞれのアクチュエータが要求する流量の
比に再分配できる。
【０００４】特開平１０−３７９０７号公報に記載の油
圧駆動装置及び実機搭載の３ポンプシステムは、いずれ
も、旋回モータを含む旋回セクションに関して、独立し
た油圧ポンプを用いたオープンセンタタイプの独立した
回路により他のアクチュエータと別回路を構成し、旋回
制御系の独立性と操作性を確保したものである。
【０００５】特開平１０−８９３０４号公報に記載の油
圧駆動装置は、複数の圧力補償弁のそれぞれについて、
圧力補償弁の油圧室のうち、方向切換弁の入側圧力が導
かれる閉じ方向作用の油圧室の受圧面積を、方向切換弁
の出側圧力が導かれる開け方向作用の油圧室の受圧面積
よりも大きくすることにより、各アクチュエータの負荷
圧の増加に対して圧力補償弁の目標補償差圧を小さくし
（圧力補償弁を絞り）、アクチュエータへの供給流量を
減らす負荷依存特性を持たせたものであり、これにより
低負荷側、高負荷側共操作性が良く、ハンチングを生じ
ず、安定して動作し得るようになる。また、方向切換弁
の入側圧力が導かれる油圧室の受圧面積と方向切換弁の
出側圧力が導かれる油圧室の受圧面積の比を０．９７〜
０．９４と規定している。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】しかしながら、上記従
来の油圧駆動装置は、旋回制御系に関して次のような問
題がある。
【０００７】特開昭６０−１１７０６号公報：下記問題
点 特開平１０−８９３０４号公報：下記問題点 特開平１０−３７９０７号公報：下記問題点 実機搭載のオープンセンタタイプの３ポンプシステム：
下記問題点 旋回起動時の操作性のギクシャク感 旋回起動時のエネルギーロス、振動、発熱等の発生 別回路を設けることによるコスト・スペースの増加及
び回路構成の複雑化 （１）特開昭６０−１１７０６号公報 特開昭６０−１１７０６号公報に記載のＬＳシステムを
備えた油圧駆動装置では、これを旋回制御系に用いた場
合、旋回制御系は慣性負荷を伴うため、油圧ポンプのロ
ードセンシング制御（以下、適宜ＬＳ制御という）と圧
力補償弁の流量補償機能とのバランスが取り難くなる。
これは、次の理由により、旋回加速時から定常回転へ移
行する段階での旋回駆動圧力の制御に際して、圧力補償
弁の応答性と油圧ポンプのＬＳ制御の応答性との間でバ
ランスが取り難いことが挙げられる。
【０００８】(1)旋回起動・加速時は、一定流量を保持
するため、ポンプＬＳ制御は旋回起動圧に応じて油圧ポ
ンプの吐出圧力を高く制御する。
【０００９】(2)圧力補償弁は方向切換弁の絞り要素前
後の差圧を一定に保持するため、負荷圧の上昇により低
下する傾向にある通過流量を増やす方向に動作してい
る。
【００１０】(3)旋回が定常速度に達すると旋回駆動圧
が下がるため、ポンプＬＳ制御は起動・加速時ほど油圧
ポンプの吐出圧力を高く制御する必要がなく、油圧ポン
プの吐出圧力を下げる方向に動作する。
【００１１】(4)圧力補償弁は、旋回駆動圧の低下によ
り、増加する傾向にある通過流量を減らす方向に動作す
る。
【００１２】上記(1)〜(4)の移行が急峻なため、旋回操
作性はギクシャクとしたものになる（上記）。
【００１３】また、上記(1)及び(2)旋回起動・加速時に
おいて、旋回モータには必要以上の流量が供給される。
結果として、旋回モータの負荷圧は旋回安全弁としての
オーバロードリリーフ弁で設定された圧力まで上昇し、
多量の余剰流量が旋回安全弁からタンクへと放出され
る。この余剰流量はエネルギーロスであり、エネルギー
効率が悪く、かつ振動、発熱、騒音の原因ともなる（上
記）。
【００１４】（２）特開平１０−８９３０４号公報 特開平１０−８９３０４号公報に記載の油圧駆動装置
は、圧力補償弁に負荷依存特性を持たせたため、旋回単
独起動時、旋回モータの高圧の負荷圧に応じて圧力補償
弁の目標補償差圧が低下し、定常状態に移行すると旋回
モータの低下した負荷圧に応じて圧力補償弁の目標補償
差圧も元に戻り、これにより旋回操作性のギクシャク感
なく旋回を起動できる。しかし、負荷依存特性を持たせ
るための受圧面積比を０．９７〜０．９４と規定してお
り、このように受圧面積比を設定した場合は、異なった
車体仕様（慣性負荷、旋回装置容量、供給流量、旋回角
速度等）の全てについて、必ずしも適正な負荷依存特性
が得られず、やはり旋回起動・加速時に旋回モータには
相当量の余剰流量が旋回安全弁からタンクへと放出さ
れ、同様にエネルギーロスを生じ、エネルギー効率の悪
化、振動、発熱、騒音の発生を招く（上記）。
【００１５】（３）特開平１０−３７９０７号公報に記
載の油圧駆動装置や実機搭載のオープンセンタタイプの
３ポンプシステム 特開平１０−３７９０７号公報に記載の油圧駆動装置で
は、旋回制御系をオープンセンタタイプの別回路で構成
することにより、旋回操作性をＬＳシステムにおいて確
保している。また、実機搭載のオープンセンタタイプの
３ポンプシステムでも、旋回制御系はオープンセンタタ
イプの別回路であり、旋回操作性を確保してる。
【００１６】即ち、オープンセンタタイプの場合、旋回
起動時、駆動圧が上昇すると、センタバイパス油路を経
てタンクに還流する流量が増えるため、旋回セクション
の方向切換弁の絞りを通過する圧油の流量が減少する。
このため、旋回モータに供給される圧油の流量は起動・
加速時に制限される。旋回速度が定常速度に達すると、
駆動圧は起動時ほど高くないため、流量の制限はなくな
り、旋回セクションの方向切換弁の絞りの開口相当の流
量が旋回モータに供給される。これによりＬＳ制御のよ
うな旋回単独起動時の操作性のギクシャク感を生じるこ
となく、スムーズに旋回起動が行える。また、旋回モー
タに必要以上の余剰流量が供給されることも抑制され、
他のアクチュエータとの複合動作時、旋回モータに行か
ない油圧ポンプの吐出流量を他のアクチュエータに供給
でき、効率の良い、安定した動作が可能となる。
【００１７】しかし、特開平１０−３７９０７号公報に
記載の油圧駆動装置や実機搭載のオープンセンタタイプ
の３ポンプシステムでは、旋回制御系を、他のアクチュ
エータのシステムとは別回路で並列に構成しなくてはな
らなず、その分コスト高となりかつ設置スペースも大と
なると共に、旋回制御系用の油圧ポンプを別に設けなく
てはならず、特に特開平１０−３７９０７号公報のシス
テムでは、並列に配置されるＬＳシステムとのパワーバ
ランスをとるため、信号経路が必要となり、回路構成が
複雑となる（上記）。
【００１８】本発明の目的は、旋回制御系を含む油圧駆
動装置において、旋回起動時に旋回操作性のギクシャク
感がなく加速して定常状態に移行でき、しかもエネルギ
ー効率が良く、安定した旋回系を構成でき、更に別回路
を設けることによるコスト・スペースの増加や回路構成
の複雑化の問題を生じない油圧駆動装置を提供すること
である。
【００１９】
【課題を解決するための手段】（１）上記目的を達成す
るために、本発明は、油圧ポンプと、この油圧ポンプか
ら吐出される圧油により駆動される旋回モータを含む複
数のアクチュエータと、前記油圧ポンプから前記複数の
アクチュエータに供給される圧油の流量をそれぞれ制御
する複数の方向切換弁と、前記複数の方向切換弁の前後
差圧をそれぞれ制御する複数の圧力補償弁と、前記油圧
ポンプの吐出圧力が前記複数のアクチュエータの最高負
荷圧より所定値だけ高くなるようポンプ吐出流量を制御
するロードセンシング制御のポンプ制御手段とを備えた
油圧駆動装置において、前記複数の圧力補償弁のそれぞ
れに設けられ、前記油圧ポンプの吐出圧力と前記複数の
アクチュエータの最高負荷圧との差圧を目標補償差圧と
して設定する目標補償差圧設定手段と、前記複数の圧力
補償弁のうち、前記旋回モータに係わる旋回セクション
の圧力補償弁に設けられ、前記旋回モータの負荷圧が上
昇すると、前記目標補償差圧設定手段で設定された旋回
セクションの圧力補償弁の目標補償差圧を小さくし、前
記旋回モータの馬力一定制御を模擬した流量特性が得ら
れるよう、前記旋回セクションの圧力補償弁に負荷依存
特性を持たせる目標補償差圧補正手段とを備えるものと
する。
【００２０】このように旋回セクションの圧力補償弁に
目標補償差圧補正手段を設け、旋回セクションの圧力補
償弁に負荷依存特性を持たせることにより、旋回起動時
に旋回モータの負荷圧の変化に応じて旋回セクションの
圧力補償弁は流量を微調整し、旋回モータはスムーズに
加速して定常状態に移行する。
【００２１】また、旋回セクションの圧力補償弁に馬力
一定制御を模擬した流量特性となる負荷依存特性を持た
せることにより、起動・加速時に旋回モータに供給され
る単位時間当りのエネルギーを最終的に到達する定常状
態のエネルギー値に一致するよう制御することが可能と
なり、これにより起動・加速から定常状態への遷移時に
旋回体の加速に必要なエネルギーは確保して加速性能
（加速感）を維持し、しかも不要なエネルギーが旋回モ
ータ２に供給されないため、オーバロードリリーフ弁か
らタンクに放出される余剰流量が減少し、エネルギー効
率の良い、安定した旋回系を構成することが可能とな
る。
【００２２】更に、別回路を設けることなく上記の機能
を達成するので、コスト・スペースの増加や回路構成の
複雑化の問題も生じない。
【００２３】（２）上記（１）において、好ましくは、
前記目標補償差圧補正手段は、前記馬力一定制御を模擬
した流量特性として、前記旋回モータの起動直後の負荷
圧で得られる流量が、旋回モータの定常状態での出力馬
力と同等の馬力を与える流量に概ね等しくなるよう、前
記旋回セクションの圧力補償弁に負荷依存性を持たせ
る。
【００２４】これにより起動直後から旋回モータに供給
される単位時間当りのエネルギーが定常状態のエネルギ
ー値に一致するよう制御され、エネルギー効率の良い、
安定した旋回系を構成しつつ、良好な加速性能が得られ
る。
【００２５】（３）また、上記（１）において、好まし
くは、前記目標補償差圧補正手段は、前記馬力一定制御
を模擬した流量特性として、前記旋回モータの起動直後
の負荷圧で得られる流量が、旋回モータの定常状態での
出力馬力と同等の馬力を与える流量に概ね等しいかそれ
よりも小さく、かつ定常状態の負荷圧と起動直後の負荷
圧の概ね中間の負荷圧で得られる流量が、旋回モータの
定常状態での出力馬力と同等の馬力を与える流量よりも
小さくならないよう、前記旋回セクションの圧力補償弁
に負荷依存性を持たせる。
【００２６】旋回モータの起動直後の負荷圧で得られる
流量が、旋回モータの定常状態での出力馬力と同等の馬
力を与える流量に概ね等しいかそれよりも小さくなるよ
うに負荷依存特性を設定することにより、起動直後又は
その後の加速過程の間のいずれかの時点で、旋回モータ
に供給される単位時間当りのエネルギーが定常状態のエ
ネルギー値に一致するよう制御され、上記（１）で述べ
たように加速性能を維持しつつ、エネルギー効率の良
い、安定した旋回系を構成できる。また、旋回モータの
起動直後の負荷圧で得られる流量が小さくなるに従っ
て、タンクに放出される余剰流量は減少し、エネルギ効
率向上及び安定化の効果は更に大きくなる。
【００２７】また、定常状態の負荷圧と起動直後の負荷
圧の概ね中間の負荷圧で得られる流量が、旋回モータの
定常状態での出力馬力と同等の馬力を与える流量よりも
小さくならないよう負荷依存特性を設定することによ
り、加速性能を確保できる。
【００２８】（４）更に、上記（１）〜（３）におい
て、好ましくは、前記旋回セクションの圧力補償弁は同
じ旋回セクションの方向切換弁の入側圧力と出側圧力が
信号圧として作用する信号圧受圧室を有し、前記目標補
償差圧補正手段は、前記旋回セクションの圧力補償弁の
信号圧受圧室に面積差を設け、その受圧面積比を前記流
量特性が得られるよう設定する。
【００２９】これにより目標補償差圧補正手段を純油圧
的に構成できる。
【００３０】（５）上記（１）において、前記目標補償
差圧補正手段は、前記旋回モータの負荷圧を検出する手
段と、予め設定された馬力一定制御特性に基づき、前記
検出した負荷圧に対応する目標流量を計算し、対応する
制御信号を出力するコントローラと、前記制御信号によ
り作動し、前記目標流量が得られるよう前記旋回セクシ
ョンの圧力補償弁の目標補償差圧を補正する手段とを備
える構成であってもよい。
【００３１】これにより目標補償差圧補正手段をコント
ローラを用いて構成できる。
【００３２】
【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。
【００３３】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あり、可変容量型の油圧ポンプ１
と、この油圧ポンプ１から吐出される圧油により駆動さ
れる旋回モータ２を含む複数のアクチュエータ２〜６
と、油圧ポンプ１から複数のアクチュエータ２〜６に供
給される圧油の流量をそれぞれ制御するクローズドセン
タタイプの複数の方向切換弁７〜１１と、複数の方向切
換弁７〜１１の前後差圧をそれぞれ制御する複数の圧力
補償弁１２〜１６と、方向切換弁７〜１１と圧力補償弁
１２〜１６との間に配置され、圧油の逆流を防止するロ
ードチェック弁１７ａ〜１７ｅと、油圧ポンプ１の吐出
圧力が複数のアクチュエータ２〜６の最高負荷圧より所
定値だけ高くなるようポンプ吐出流量を制御するロード
センシング制御のポンプ制御装置１８とを備えている。
旋回モータ２のアクチュエータラインにはオーバロード
リリーフ弁６０ａ，６０ｂが設けられている。他のアク
チュエータ３〜６にも同様なオーバロードリリーフ弁が
設けられているが、図示は省略する。
【００３４】複数の方向切換弁７〜１１には自己負荷圧
の検出ライン２０〜２４が設けられ、これら検出ライン
２０〜２４で検出された負荷圧のうちの最高負荷圧が信
号ライン２５〜２９、シャトル弁３０〜３３及び信号ラ
イン３４〜３６を介して検出され、信号ライン３７に導
出される。
【００３５】ポンプ制御装置１８は、油圧ポンプ１の容
量可変部材である斜板１ａに連結された傾転制御アクチ
ュエータ４０と、このアクチュエータ４０の油圧室４０
ａと油圧ポンプ１の吐出油路１ｂ及びタンク１９との接
続を切換制御するロードセンシング制御弁（以下、適宜
ＬＳ制御弁という）４１とを有している。ＬＳ制御弁に
は制御圧として油圧ポンプ１の吐出圧力と信号ライン３
７の最高負荷圧とが対向して作用する。ポンプ吐出圧力
が最高負荷圧力とバネ４１ａの設定値（目標ＬＳ差圧）
との合計圧力よりも高くなると、アクチュエータ４０の
油圧室４０ａを油圧ポンプ１の吐出油路１ｂに接続し、
油圧室４０ａに高圧を導くことでピストン４０ｂをバネ
４０ｃの力に打ち勝って図示左方に移動し、斜板１ａの
傾転を減少させて油圧ポンプ１の吐出流量を減らす。逆
に、ポンプ吐出圧力が最高負荷圧力とバネ４１ａの設定
値（目標ＬＳ差圧）との合計圧力よりも低くなると、ア
クチュエータ４０の油圧室４０ａをタンク１９に接続
し、油圧室４０ａを減圧することでバネ４０ｃの力でピ
ストン４０ｂを図示右方に移動し、斜板１ａの傾転を増
加させて油圧ポンプ１の吐出流量を増やす。このような
ＬＳ制御弁の動作により、ポンプ吐出圧力が最高負荷圧
力よりバネ４１ａの設定値（目標ＬＳ差圧）だけ高くな
るように油圧ポンプ１の吐出流量が制御される。
【００３６】また、上記油圧ポンプ１と共にエンジン６
５により回転駆動されるパイロットポンプ６６が設けら
れ、このパイロットポンプ６６の吐出路６７には差圧検
出弁６８が設けられ、その出力圧が信号ライン６９に出
力される。差圧検出弁６８は油圧ポンプ１の吐出圧と信
号ライン３７に導出された最高負荷圧との差圧相当の圧
力（以下、適宜ＬＳ差圧相当圧力という）を発生する弁
であり、油圧ポンプ１の吐出油路１ｂの圧力（ポンプ吐
出圧力）が信号ライン７０を介して昇圧側のスプール端
部に導かれ、信号ライン３７の圧力（最高負荷圧）と自
身の出力圧とがそれぞれ信号ライン７１，７２を介して
減圧側のスプール端部に導かれ、これらの圧力に応答
し、パイロットポンプ６６からの供給圧を一次圧として
信号ライン３７の圧力と吐出油路１ｂの圧力との差圧、
即ちポンプ吐出圧力と最高負荷圧との差圧に対応した二
次圧（ＬＳ差圧相当圧力）を発生し、信号ライン６９に
出力する。
【００３７】圧力補償弁１２〜１６は、それぞれ、方向
切換弁７〜１１の上流側の圧力を閉じ方向に作用させ、
方向切換弁７〜１１の下流側の圧力である検出ライン２
０〜２４の圧力（負荷圧）を開け方向に作用させると共
に、信号ライン６９に導出したＬＳ差圧相当圧力を開け
方向に作用させ、これにより上記のようにＬＳ制御され
た油圧ポンプ１の吐出圧力と最高負荷圧力との差圧（以
下、適宜ＬＳ制御差圧という）を目標補償差圧としてそ
れぞれの方向切換弁７〜１１の前後差圧を制御するよう
になっている。
【００３８】圧力補償弁１２〜１６において、それぞれ
の方向切換弁７〜１１の上流側の圧力は信号ライン５０
ａ〜５０ｅにより取り出され、方向切換弁７〜１１の下
流側の圧力である検出ライン２０〜２４の圧力（負荷
圧）は信号ライン５１ａ〜５１ｅにより取り出され、信
号ライン６９の圧力は信号ライン７３ａ〜７３ｅにより
取り出される。
【００３９】また、旋回セクションの圧力補償弁１２に
おいて、信号ライン５０ａにより取り出された圧力は受
圧面積Ａ1の閉じ方向作用の受圧室７５に導かれ、信号
ライン５１ａにより取り出された圧力は受圧面積Ａ3の
開け方向作用の受圧室７６に導かれ、信号ライン７３ａ
により取り出された圧力は受圧面積Ａ2の開け方向作用
の受圧室７７に導かれる。受圧面積Ａ1，Ａ2，Ａ3は、
Ａ3＜Ａ1，Ａ2＞Ａ1の関係にあり、Ａ3＜Ａ1により馬力
一定制御を模擬した負荷依存特性が圧力補償弁１２に与
えられる（後述）。
【００４０】旋回セクションの圧力補償弁１３〜１６も
同様な受圧室を備えているが、それらの受圧面積は皆同
じである。
【００４１】圧力補償弁１２の構造を図２に示す。
【００４２】図２において、圧力補償弁１２はボディ１
０１を有し、ボディ１０１には小径穴１１１とこれに続
く大径穴１３０とが設けられ、小径穴１１１（内径ｄ
3）にスプール１１２の小径部１３２が摺動可能に嵌合
し、大径穴１３０（内径ｄ2）にスプール１１２の第１
及び第２の大径部１３３，１３４が摺動可能に嵌合して
いる。また、ボディ１０１には負荷圧力ポート１０３、
制御圧ポート１０４，入口ポート１０２、出口ポート１
０５、タンクポート１０６が形成され、負荷圧ポート１
０３は、負荷圧の信号ライン５１ａに連通しかつ小径穴
１１１の端部に形成した上記の受圧室７６としての油室
（以下、油室７６という）に開口し、制御圧ポート１０
４はＬＳ差圧の信号ライン７３ａに連通しかつスプール
１１２の小径部１３２と第１の大径部１３３との間の段
差部に形成した上記受圧室７７としての油室（以下、油
室７７という）に開口し、入口ポート１０２はポンプ吐
出油路１ｂと連通しかつスプール１１２の第２の大径部
１３４に設けた開閉可能な絞り部１１５の入側に開口
し、出口ポート１０５はロードチェック弁１７ａに接続
されかつスプール１１２の小径部１１１と第２の大径部
１３４間の大径穴１３０に設けた油室１２８に開口し、
タンクポート１０６は、タンク１９に連通しかつ大径穴
１３０の端部に設けられた油室１２４に開口している。
【００４３】スプール１１２の小径部１３２の端部には
凹部１３２ａが形成され、油室７６内において、凹部１
３２ａの底面と小径穴１１１の端面１２７との間にはス
プール位置保持用の弱いバネ１１８が配されている。
【００４４】スプール１１２の他端側の端面１１４には
軸方向穴１１６（内径ｄ1）が設けられ、この穴１１６
にピストン１１７が油密に入れ子式に摺動可能に挿入さ
れ、穴１１６とピストン１１７の一端とで上記の受圧室
７５としての油室（以下、油室７５という）が形成さ
れ、ピストン１１７の他端は油室１２４内において大径
穴１３０の端面１２６と当接可能にされている。油室７
５はスプール１１２に形成した上記の信号ライン５０ａ
としての油路を介して出口ポート１０５に連通してい
る。
【００４５】油室７５の受圧面積Ａ1はピストン１１７
の断面積により、油室７６の受圧面積Ａ3はスプール小
径部１３２の断面積により、油室７７の受圧面積Ａ2は
大径穴１３０の断面積から小径穴１１１の断面積を引い
た面積により、それぞれ形成され、かつスプール１１２
の第２の大径部１３４には出口ポート１０５と入口ポー
ト１０２間を絞る開閉可能な上記の絞り部１１５が形成
されている。出口ポート１０５に通じる油室７５には出
口圧力Ｐzがスプール１１２を図で見て左方向に絞り部
１１５を閉じる方向に作用し、油室７６の受圧面積Ａ3
には負荷圧ＰLがスプール１１２を図で見て右方向に絞
り部１１５を開く方向に作用し、油室７７の受圧面積Ａ
2にはＬＳ差圧相当圧力Ｐcがスプール１１２を図で見て
右方向に絞り部１１５を開く方向に作用する。
【００４６】また、スプール１１２は、図示左方向へ最
大ストロークした場合は、スプールの左端面が小径穴１
１１の端面１２７に当接し、絞り部１１５を閉じ、逆に
右方向へ最大ストロークした場合は、スプールの右端面
１１４及びピストン１１７の右端面が大径穴１３０の端
面１２６に当接し、絞り部１１５は全開となるようにさ
れている。スプール１１２の中間のストロークでは、ス
プールの絞り部１１５によリスプールの右方向へのスト
ローク量に比例して、開度が比例的に増加するようにさ
れている。
【００４７】そして、スプール１１２の小径部１３２の
外径ｄ3はピストン１１７の外径ｄ1よりも小さく（ｄ3
＜ｄ1）し、受圧面積Ａ3を受圧面積Ａ1よリ小さくして
あり（Ａ3＜Ａ1）、本実施形態ではＡ3／Ａ1＝０．８３
程度になっている。このように受圧面積Ａ3を受圧面積
Ａ1よリ小さくすることにより、旋回セクションの圧力
補償弁１２には旋回モータ２の負荷圧（ＰL）の増加に
応じて旋回モータ２に通じる方向切換弁７の通過流量を
減少する負荷依存特性が与えられ、特にＡ3／Ａ1＝０．
８３程度とすることにより、その負荷依存特性として馬
力一定制御を模擬した流量特性が与えられる。
【００４８】図３に圧力補償弁１２の負荷依存特性を示
す。図３の横軸は負荷圧であり、ＰLで表し、縦軸は目
標補償差圧であり、ΔＰv0で表している。点線は旋回モ
ータ２のセクション（以下、旋回セクションという）以
外の圧力補償弁１３〜１６の目標補償差圧を参考に示
し、一点鎖線はＡ3／Ａ1＝０．９４程度とした場合の負
荷依存特性を比較のため示している。旋回セクション以
外の圧力補償弁１３〜１６はそれらのアクチュエータ３
〜６の負荷圧ＰLが増加しても、目標補償差圧ΔＰv0は
ＬＳ制御差圧ΔＰcに保たれるが、旋回セクションの圧
力補償弁１２は、負荷圧ＰLが増加すると負荷圧ＰLの増
加に従って目標補償差圧ΔＰv0が小さくなる。また、そ
の目標補償差圧ΔＰv0が小さくなる程度はＡ3／Ａ1＝
０．９４程度とした場合よりも大きく、これにより馬力
一定制御を模擬した流量特性が与えられる。
【００４９】図４に旋回セクションの圧力補償弁１２の
負荷依存特性の具体例を示す。図４の横軸は旋回モータ
２の負荷圧（ＰL）であり、縦軸は圧力補償弁１２によ
り制御され、方向切換弁７を通過して旋回モータ２に供
給される流量（Ｑv）である。また、図中、Ｘ１はＰL・
Ｑv＝Ｃ（一定）の馬力一定制御特性を示す曲線であ
り、Ｘ２は圧力補償弁１２の負荷依存特性を示す曲線で
あり、Ｘ３は比較のため、Ａ3／Ａ1＝０．９４とした場
合の圧力補償弁の負荷依存特性を示す曲線である。Ｘ４
は本発明における負荷依存特性の下限を示す曲線であ
る。これらＸ１，Ｘ２，Ｘ３，Ｘ４の各特性は次の車体
仕様のものである。
【００５０】適用機種：４ｔクラスミニショベル 方向切換弁７の開口面積ＡV：３４．５（ｍｍ2）（フル
オープン） 定常状態での負荷圧ＰL1：４０（ｋｇｆ／ｃｍ2） 定常状態での供給流量Ｑv1：８５（リットル／ｍｉｎ） 起動時の負荷圧ＰL2（旋回リリーフ圧ＰLmax）：１２０
（ｋｇｆ／ｃｍ2） ＬＳ制御差圧（ＬＳ差圧相当圧力）Ｐc：１５（ｋｇｆ
／ｃｍ2） 仮に、圧力補償弁１２が馬力一定制御特性曲線Ｘ１の特
性を有しているとすると、旋回起動直後は負荷圧ＰL2＝
１２０（ｋｇｆ／ｃｍ2）のＦ２点にあり、その後、旋
回モータ２の速度が定常速度に達すると、負荷圧ＰL1＝
４０（ｋｇｆ／ｃｍ2）、流量Ｑv1＝８５（リットル／
ｍｉｎ）のＦ１点で作動する。この場合、起動直後のＦ
２点では負荷圧ＰL2は１２０（ｋｇｆ／ｃｍ2）である
ので、流量Ｑv2は約２８．３（リットル／ｍｉｎ）であ
る。
【００５１】本実施形態では、圧力補償弁１２の受圧室
７５の受圧面積Ａ1と受圧室７６の受圧面積Ａ3とに、上
記のようにＡ3／Ａ1＝０．８３の面積差を与えており、
この場合の特性線Ｘ２は負荷圧（ＰL）が上昇するに従
って流量Ｑvが減少すると共に、馬力一定制御特性曲線
Ｘ１上の２点Ｆ１，Ｆ２を通る曲線となる。即ち、本実
施形態では、圧力補償弁１２の負荷依存特性として、旋
回モータ２の起動直後の負荷圧ＰL2で得られる流量が、
旋回モータ２の定常状態での出力馬力と同等の馬力を与
える流量Ｑv2に概ね等しくなるよう、馬力一定制御を模
擬した流量特性を持たせている。その結果、起動直後の
負荷圧ＰL2の状態において、旋回モータ２には定常状態
での出力馬力と同等の馬力が与えられる。
【００５２】比較のため、Ａ3／Ａ1＝０．９４とした場
合は、曲線Ｘ３で示すように負荷圧（ＰL）が上昇する
に従って流量Ｑvが減少するが、その減少割合はＸ２で
される本実施例のものより小さく、起動直後のＦ２点で
は流量Ｑvは６０（リットル／ｍｉｎ）以上と、Ｆ２点
の流量に対し３０（リットル／ｍｉｎ）以上が余剰流量
となる。
【００５３】ここで、ＰL・Ｑv＝Ｃ（一定）の必要性に
ついて図５を参照して説明する。
【００５４】図５において、旋回モータ２の角速度を
θ′、旋回モータ２の回転抵抗分の圧力によるトルクを
τとし、旋回モータ２の負荷圧及び供給流量を上述の通
りＰL及びＱvとする。旋回モータ２の定常回転時の角速
度θ′をθ′1、トルクτをτ1とすると、 θ′1：制御目標値に対応（一定値を保持） τ1：定常回転抵抗分の圧力でのトルク となり、単位時間当たりのエネルギーはτ1・θ′1であ
る。また、旋回モータ２の定常回転時の旋回モータ２の
負荷圧を前述の通りＰL1、流量をＱv1とすると、 τ1・θ′1＝ＰL1・Ｑv1 となる。
【００５５】旋回モータ２の起動直後の加速時、Ｑv＝
Ｑv1＝一定に保持したとすると、加速時は旋回速度θ′
が小さいため、旋回モータ２に供給されるアクチュエー
タラインの圧力はリリーフ圧に達し、ＰL＝Ｐｍａｘと
なる。従って、旋回モータ２の消費流量をＱm（θ′に
比例）とすると、Ｑv1−Ｑmの流量はリリーフ弁からタ
ンクへ放出される。よって、ＰLmax（Ｑv1−Ｑm）が加
速時の単位時間当たりのエネルギーロスとなる。
【００５６】加速が続き、旋回速度θ′が定常値に達す
ると、負荷圧ＰLがＰLmaxからＰL1へと急激に低下し、
その結果、系が発振（ハンチング）する。このとき、
（ＰLmax−ＰL1）Ｑv1分の単位時間当たりのエネルギー
が振動エネルギーとなってしまう。その結果、 (1)エネルギーロス大→エネルギー効率の低下 (2)発振（系が不安定） (3)発熱、騒音の発生 を招く。
【００５７】Ａ3／Ａ1＝０．９４程度の面積差で負荷依
存特性を与えた場合も、上記のように３０（リットル／
ｍｉｎ）程度が余剰流量となり、(2)の発振抑制に効果
はあるものの、上記(1)〜(3)の問題は依然として解消さ
れない。
【００５８】これに対し、本実施形態では、上記のよう
に旋回セクションの圧力補償弁１２に馬力一定制御を模
擬した負荷依存特性を持たせ、起動・加速時に旋回モー
タ２に供給される単位時間当りのエネルギーを最終的に
到達する定常状態のエネルギー値に一致するよう、 ＰL・Ｑv＝τ1・θ′1（＝ＰL1・Ｑv1）＝Ｃ（一定） と制御しており、これにより起動・加速から定常状態へ
の遷移時に旋回体の加速に必要なエネルギーは旋回モー
タ２に供給されるので、加速性能（加速度）が低下する
ことはなく、しかも不要なエネルギーが旋回モータ２に
供給されないため、エネルギー効率の良い、安定した旋
回系を構成することが可能となる。
【００５９】次に、負荷依存特性の許容範囲について説
明する。
【００６０】上記の例では、旋回モータ２の起動直後の
負荷圧ＰL2で得られる流量が、旋回モータ２の定常状態
での出力馬力と同等の馬力を与える流量Ｑv2に概ね等し
くなり、起動直後に定常状態での出力馬力と同等の馬力
が得られるよう、旋回セクションの圧力補償弁１２の負
荷依存特性を図４の曲線Ｘ２に設定した。しかし、圧力
補償弁１２の負荷依存特性を図４の曲線Ｘ２より下側
（流量減少方向）に設定してもよい。この場合、起動直
後の負荷圧ＰL2で得られる流量は定常状態での出力馬力
と同等の馬力を与える流量Ｑv2よりも少なくなる。
【００６１】本実施形態において、旋回セクションの圧
力補償弁１２の負荷依存特性として、馬力一定制御を模
擬した流量特性を持たせるのは、加速時に旋回モータ２
に供給される単位時間当りのエネルギーを最終的に到達
する定常状態のエネルギー値に一致させるためであり、
その最も効果的な方法は、旋回起動直後からそのように
することである。しかし、本発明で負荷依存特性を設定
する目的は、起動時の必要な加速性能を確保しつつ余剰
流量を減らすことであり、曲線Ｘ２より下側に負荷依存
特性を設定しても、旋回起動直後の加速過程の間のいず
れかの時点で定常状態のエネルギー値に一致する状態が
出現するはずであり、この状態で上記と同等の効果が得
られる。また、このように設定した場合は、起動直後の
加速性能は少し落ちるが、リリーフ弁からタンクへ放出
される余剰流量は更に低減するため、エネルギーロスの
低減効果、発振等の抑制効果は更に大きくなる。
【００６２】ここで、加速過程の間で定常状態のエネル
ギー値に一致する状態となる時点が定常状態のＦ１点に
近すぎると、加速性能の低下が無視できなくなる。定常
状態のエネルギー値に一致する状態となるのが、定常状
態の負荷圧ＰL1と起動直後の負荷圧ＰL2の概ね中間の負
荷圧ＰL3となる時点までであれば、実用に差し支えない
程度の加速性能が確保できると推定される。図４中、曲
線Ｘ４はそのような負荷依存特性の下限を示しており、
ここでは、定常状態の負荷圧ＰL1と起動直後の負荷圧Ｐ
L2の概ね中間の負荷圧ＰL3で得られる流量が、その中間
の負荷圧ＰL3で旋回モータの定常状態での出力馬力と同
等の馬力を与える流量Ｑv3に概ね等しくなる。従って、
旋回セクションの圧力補償弁１２の負荷依存特性は、図
４に示す曲線Ｘ２に概ね等しいかそれ以下であって、曲
線Ｘ４よりも小さくならないように（定常状態の負荷圧
ＰL1と起動直後の負荷圧ＰL2の概ね中間の負荷圧ＰL3で
得られる流量が、その中間の負荷圧ＰL3で旋回モータの
定常状態での出力馬力と同等の馬力を与える流量Ｑv3よ
りも小さくならないよう）設定すればよい。
【００６３】次に、旋回セクションの圧力補償弁１２の
負荷依存特性として、上記のような馬力一定制御特性を
模擬した流量特性を持たせるための受圧室の面積差の計
算方法を説明する。
【００６４】図６において、受圧室７７の受圧面積Ａ2
にＬＳ差圧相当圧力Ｐcが作用すると、Ａ2・Ｐcが目標
補償差圧であり、この目標補償差圧に対し受圧室７５、
７６の油圧力の差Ａ1・Ｐz−Ａ3・ＰLがつり合うことで
圧力補償弁１２は機能している。即ち、 Ａ2Ｐc＝Ａ1Ｐz−Ａ3ＰL …(1) 但し、バネ１１８の作用力は弱いものとして無視する。
【００６５】となり、(1)式より、方向切換弁７のメイ
ンスプール前後差圧をΔＰvとすると、 ΔＰv＝Ｐz−ＰL Ａ2Ｐc＋（Ａ3−Ａ1）ＰL＝Ａ1（Ｐz−ＰL） よって、 ΔＰv＝Ｐz−ＰL＝（Ａ2／Ａ1）Ｐc−（１−Ａ3／Ａ1）ＰL…(2) ここで、 Ａ2／Ａ1＝α Ａ3／Ａ1＝β と置くと、 ΔＰv＝Ｐz−ＰL＝αＰc−（１−β）ＰL …(3) （Ａ3＝Ａ1の条件下ではΔＰ＝αＰc） 即ち、受圧面積Ａ1とＡ3の面積差によりメインスプール
の前後差圧ΔＰは負荷圧ＰLの影響を受ける（負荷依存
特性）。
【００６６】圧力補償弁１２に馬力一定制御を模擬した
負荷依存特性を持たせることを検討する。旋回モータ２
の出力馬力は次の式で表せる。
【００６７】ＰLＱv＝const＝Ｃ …(4) 定常状態での流量を前述の通りＱv1、負荷圧をＰL1とす
る（Ｃ＝ＰL1・Ｑv1）。
【００６８】 Ｑv＝ｃＡv√（（２／ρ）ΔＰv） …(5) ｃ：流量係数 Ａv：メインスプール開口面積 ΔＰv：メインスプールの前後差圧 より、次の式が得られる。
【００６９】 ＰL・ｃＡv√（（２／ρ）ΔＰv）＝Ｃ ΔＰv＝（Ｃ／ｃＡv）2・ρ／２・１／ＰL2 …(6) この式を次のように直線に近似する。
【００７０】ＰLＱv＝Ｃを満足するΔＰv（メインスプ
ール前後差圧）とＰL（負荷圧）の関係式(6)を直線近似
する場合、直線の傾きξを以下の条件より算出する。
【００７１】(6)式を負荷圧ＰLの定常状態での圧力ＰL1
と旋回リリーフ圧ＰL2（＝ＰLmax）の２点を通る直線で
近似する。これら２点における(6)式でのそれぞれのメ
インスプール前後差をΔＰv1、ΔＰv2とすると、その直
線の傾きξは、 ξ＝（ΔＰv2−ΔＰv1）／（ＰL2−ＰL1） …(7) となる。よって、(6)式を直線近似すると以下のように
なる。
【００７２】ΔＰv＝ΔＰv1＋ξ（ＰL−ＰL1） ここで、ΔＰv1は定常状態でのスプール前後差圧である
ので、ΔＰv1＝Ｐcである。よって、 ΔＰv＝Ｐc−ξＰL1＋ξＰL …(8) 上記(3)式とこの(8)式より圧力補償弁１２の各信号圧受
圧室７５〜７７の面積比は、 −（１−β）＝β−１＝（Ａ3／Ａ1）−１ ＝（ΔＰv2−ΔＰv1）／（ＰL2−ＰL1） …(9) α＝Ａ2／Ａ1＝１−（ＰL1／Ｐc）ξ ＝｛１−（ＰL1／Ｐc）｝×（ΔＰv2−ΔＰv1）／（ＰL2−ＰL1）…(10) となる。
【００７３】一例を挙げる。
【００７４】 適用機種：４ｔクラスミニショベル ρ：８６０（ｋｇ／ｍ3） ｃ：０．７ Ａv：３４．５（ｍｍ2） ＰL1＝４０（ｋｇｆ／ｃｍ2） Ｑv1：８５（リットル／ｍｉｎ） Ｐc：１５（ｋｇｆ／ｃｍ2） Ｃ＝ＰL1Ｑv1＝４０×１０6×８５×（１０-3／６０）＝５．６×１０+3 ΔＰv1＝Ｐc＝１５（ｋｇｆ／ｃｍ2） ΔＰv2＝（Ｃ／ｃＡv）2（ρ／２）・（１／ＰL22） ＝０．１７×１０6（Ｐａ）＝１．７（ｋｇｆ／ｃｍ2） ＰL2＝１２０（ｋｇｆ／ｃｍ2） 図７に、上記一例での(6)式を曲線Ｙ１で示し、(3)式及
び(8)式を直線Ｙ２で示す。図中、Ｇ１点が定常状態の
負荷圧ＰL1の点であり、Ｇ２点が起動直後の負荷圧ＰL2
の点である。Ｙ３は比較のため、Ａ3／Ａ1＝０．９４と
した場合の圧力補償弁の負荷依存特性を示す直線であ
る。これらの特性線を、旋回負荷圧ＰLと流量Ｑvとの関
係で示すと、上述の図４のよになる。
【００７５】計算 （１）β−１＝（ΔＰv2−ΔＰv1）／（ＰL2−ＰL1）＝
（１．７−１５）／（１２０−４０）＝−１．６×１０
-1 よって、β＝Ａ3／Ａ1＝０．８３ （２）α＝１−（ＰL1／Ｐc）ξ＝１−４０／１５×
（−１．６×１０-1）＝１．４３ よって、α＝Ａ2／Ａ1＝１．４３ 上記結果より、従来例の面積比０．９４ではＰLＱv＝co
nstを満足するＰLとΔＰvの直線近似の関係は得られな
いことが分かる。
【００７６】以上の油圧駆動装置は例えば油圧ショベル
に搭載されるものである。図８に油圧ショベルの外観を
示す。図８において、油圧ショベルは下部走行体２０
０、上部旋回体２０１、フロント作業機２０２を有し、
上部旋回体２０１は下部走行体２００上に軸Ｏを中心に
旋回可能であり、フロント作業機２０２は上部旋回体２
０１の前部で上下動可能である。フロント作業機２０２
はブーム２０３、アーム２０４、バケット２０５を有す
る多関節構造であり、ブーム２０３はブームシリンダ２
０６により、アーム２０４はアームシリンダ２０７によ
り、バケット２０５はバケットシリンダ２０８によりそ
れぞれ軸Ｏを含む平面内を回転駆動される。図１に示す
旋回モータ２は上部旋回体２０２を下部走行体２００上
に旋回駆動するアクチュエータであり、アクチュエータ
３〜６のうちの３つがブームシリンダ２０６、アームシ
リンダ２０７、バケットシリンダ２０８として用いられ
る。
【００７７】以上において、圧力補償弁１２の信号ライ
ン７３ａにつながる受圧室７７及び圧力補償弁１３〜１
６の信号ライン７３ｂ〜７３ｅにつながる図示しない同
様な受圧室は、複数の圧力補償弁１２〜１６のそれぞれ
に設けられ、油圧ポンプ１の吐出圧力と複数のアクチュ
エータ２〜６の最高負荷圧との差圧を目標補償差圧とし
て設定する目標補償差圧設定手段を構成し、圧力補償弁
１２の信号ライン５０ａ，５１ａにつながる受圧室７
５，７６（受圧面積Ａ1＞Ａ3）は、複数の圧力補償弁１
２〜１６のうち、旋回モータ２に係わる旋回セクション
の圧力補償弁１２に設けられ、旋回モータ２の負荷圧が
上昇すると、上記目標補償差圧設定手段で設定された目
標補償差圧のうち旋回セクションの圧力補償弁１２の目
標補償差圧を小さくし、旋回モータ２の馬力一定制御を
模擬した流量特性が得られるよう、旋回セクションの圧
力補償弁１２に負荷依存特性を持たせる目標補償差圧補
正手段を構成する。
【００７８】以上のように構成した本実施形態によれ
ば、旋回セクションの圧力補償弁１２の負荷依存特性に
より、旋回単独、複合のいずれの起動時にも、旋回操作
性のギクシャク感がなく加速して定常状態に移行でき
る。
【００７９】即ち、図示しない旋回用の操作レバーを操
作し方向切換弁７を切り換え操作すると、油圧ポンプ１
からの圧油が旋回モータ２に供給され、旋回モータ２が
起動する。この旋回起動時は、上部旋回体２０１の慣性
負荷特有の負荷圧の上昇がある。この負荷圧の上昇は、
旋回モータ２に設けられているオーバロードリリーフ弁
６０ａ又は６０ｂなる安全弁により制限され、旋回モー
タ２に供給された圧油のうち余剰の流量は安全弁６０ａ
又は６０ｂよりタンクに放出される。
【００８０】従来の一般的な圧力補償弁では、この安全
弁からの圧油の放出により慣性負荷である上部旋回体２
０１の加速感を調整していた。しかし、この場合は、起
動時での旋回モータの消費流量が少ないことから、ほと
んどの圧油がタンクに放出され、エネルギーロスとな
る。また、油圧ポンプのＬＳ制御と圧力補償弁の流量補
償機能とのバランスが取り難く、旋回操作性はギクシャ
クとしたものになる。
【００８１】これに対し、本実施形態では、旋回セクシ
ョンの圧力補償弁１２は上記のように負荷依存特性があ
るため、そのような問題は生じない。
【００８２】即ち、旋回起動時、慣性負荷により負荷圧
ＰLが上昇すると、圧力補償弁１２の負荷依存特性によ
り、目標補償差圧ΔＰv0はＬＳ差圧相当圧力Ｐcから下
がり、旋回モータ２への供給流量Ｑvは低下した目標補
償差圧ΔＰv0相当の流量に制御される。上部旋回体２０
１が回転を始め、旋回速度が上昇すると、旋回モータ２
の消費流量と旋回モータ２への供給流量Ｑvがバランス
し、負荷圧が徐々に低下する。その結果、圧力補償弁１
２の目標補償差圧ΔＰv0も上昇する。
【００８３】旋回モータ２の消費流量と供給流量Ｑvが
バランスしない場合は、それが負荷圧ＰLの上昇又は低
下となって旋回セクションの圧力補償弁１２にフィード
バックされる。圧力補償弁１２の負荷圧依存特性によ
り、供給流量Ｑvが多すぎた場合は負荷圧ＰLが高くな
り、その結果、供給流量Ｑvは圧力補償弁１２により制
限される。逆に、供給流量Ｑvが不足した場合は、負荷
圧ＰLが低下し、供給流量Ｑvは圧力補償弁１２により増
加される。この圧力補償弁１２の微調整により、旋回モ
ータ２は従来のＬＳ制御で発生するようなハンチングを
起こすことなく、緩やかに加速し定常状態に移行する。
【００８４】旋回及びブーム用の操作レバーを同時操作
して旋回モータ２と他のアクチュエータ、例えばアクチ
ュエータ３を同時起動したときは、アクチュエータ３を
ブームシリンダとした場合、旋回とブームを合わせた全
体の要求流量が油圧ポンプ１の最大吐出流量を超え、サ
チュレーションが発生すると、要求流量に対する供給不
足分に比例したＬＳ制御差圧ΔＰcの低下によって圧力
補償弁１２，１３の目標補償差圧ΔＰv0が下がり、流量
の再分配が発生する。旋回セクションの圧力補償弁１２
については、旋回モータ２の起動と同時に慣性負荷によ
り旋回モータ２の負荷圧ＰLが上昇するため、圧力補償
弁１２の負荷依存特性によっても目標補償差圧ΔＰv0が
低下する。
【００８５】この場合も、旋回セクションの圧力補償弁
１２の負荷依存特性による微調整により、旋回モータ２
は従来のＬＳ制御で発生するようなハンチングを起こす
ことなく、緩やかに加速する。
【００８６】また、本実施形態では、上述したように旋
回セクションの圧力補償弁１２に、馬力一定制御を模擬
した流量特性が得られるような負荷依存特性を持たせた
ため、必要な加速性能（加速感）は確保しかつ必要以上
の圧油が旋回モータ２に供給されなくなる。このため、
加速時に旋回安全弁６０ａ又は６０ｂからタンクへ放出
される圧油量を最低限に抑えることが可能となり、エネ
ルギーロスが少なくなり、エネルギー効率の向上が実現
できる。また、旋回系の発振を抑えて安定化させ、かつ
発熱、騒音を低減できる。
【００８７】また、旋回起動とブームの複合動作では、
上記のようにサチュレーションの発生による流量の再分
配によりブームシリンダに供給される流量が減少する
が、圧力補償弁１２の負荷依存特性により旋回モータ２
に供給される圧油の流量が減少し、その減少した分の流
量がブームシリンダ３に供給されるため、ブームシリン
ダ３の速度低下を少なくできる。特に、本実施形態で
は、旋回セクションの圧力補償弁１２に、馬力一定制御
を模擬した流量特性が得られるような負荷依存特性を持
たせたため、必要以上の圧油が旋回モータに供給される
ことなく、従来では旋回安全弁６０ａ又は６０ｂからタ
ンクへ放出されていた余剰流量を、ブームシリンダ３に
供給でき、従来システムに比べ効率良くエネルギー配分
をすることが可能となる。
【００８８】更に、旋回セクションの負荷依存特性に馬
力一定制御という基準を与えたので、車体仕様が与えら
れれば、旋回系を安定化する最良の負荷依存特性を設計
計算により容易に決定できる。
【００８９】また、旋回用に別回路を設けることなく上
記の機能を達成するので、コスト・スペースの増加や回
路構成の複雑化の問題も生じない。
【００９０】本発明の第２の実施形態を図９〜図１１に
より説明する。図９中、図１に示した部材と同等のもの
には同じ符号を付している。
【００９１】図９において、旋回セクションの圧力補償
弁１２Ａは、信号ライン５０ａにより取り出された圧力
が導かれる閉じ方向作用の受圧室８０と、信号ライン５
１ａにより取り出された圧力が導かれる開け方向作用の
受圧室８１と、信号ライン７３ａにより取り出された圧
力が導かれる開け方向作用の受圧室８２と、信号ライン
８４の制御圧が導かれる閉じ方向作用の受圧室８３とを
有し、これら受圧室８０〜８３は全て同じ受圧面積を有
している。
【００９２】信号ライン８４の制御圧は電磁比例減圧弁
８５により生成され、電磁比例減圧弁８５はコントロー
ラ８６からの指令電流により作動する。旋回モータ２の
負荷圧を検出する信号ライン２５には圧力センサ８７が
設けられ、ＬＳ差圧相当圧力Ｐcが導出される信号ライ
ン６９には圧力センサ８８が設けられ、コントローラ８
６は圧力センサ８７，８８からの信号を入力し、所定の
演算処理を行い電磁比例減圧弁８５に指令電流を出力す
る。電磁比例減圧弁８５はパイロットポンプ６６の吐出
路６７に接続され、パイロットポンプ６６の供給圧を一
次圧として指令電流に応じた二次圧を生成し、これを制
御圧として信号ライン８４に出力する。
【００９３】図１０にコントローラ８６の処理機能を示
す。コントローラ８６は、圧力センサ８７で検出した旋
回モータ２の負荷圧ＰLに基づき馬力一定制御を模擬し
た負荷依存特性を与えるための目標補償差圧ΔＰv0を計
算する目標補償差圧演算部８６ａと、圧力センサ８８で
検出したＬＳ差圧相当圧力Ｐc（＝ＬＳ制御差圧ΔＰc）
から演算部８６ａで計算した目標補償差圧ΔＰv0を減算
する減算部８６ｂとを有し、減算部８６ｂで計算した値
を目標制御圧Ｐrefとして対応する指令電流を電磁比例
減圧弁８５に出力する。これによりコントローラ８６
は、圧力センサ８７からの旋回負荷圧ＰLに対して、ＰL
・Ｑv＝constとなるように電磁比例減圧弁８５へ指令電
流を出力する。ここで、Ｑvは旋回セクションの圧力補
償弁１２Ａを通過する圧油の流量である。
【００９４】コントローラ８６での上記演算の考え方を
説明する。
【００９５】旋回系において、馬力一定制御を模擬した
負荷依存特性を与えるためには、以下の関係を保持する
ことが必要である。
【００９６】ＰL・Ｑv＝const …(11) これに対し、方向切換弁７を通過する流量については以
下の関係がある。
【００９７】 Ｑv＝ｃ・Ａv・（２／ρ・ΔＰv）1/2 …(12) Ａv：方向切換弁７の開口面積 ｃ：流量係数 ρ：作動油密度 ΔＰv：方向切換弁７の前後差圧 ここで、方向切換弁７を操作量を一定にしたと仮定した
場合、ｃ，Ａv、ρは定数である。式(11)に式(12)を代
入すると、 ＰL・ｃ・Ａv・（２／ρ・ΔＰv）1/2＝const よって、 ＰL・ΔＰv1/2＝const …(13) 比例定数は対象となる機体の諸属性による。ここで、Δ
Ｐvは圧力補償弁１２Ａの目標補償差圧である。目標補
償差圧の平方根が負荷圧に対して反比例の関係で低下す
ることにより、通過流量も式(12)の関係から負荷圧に対
して反比例の関係が保持される。
【００９８】一方、圧力補償弁１２Ａの目標補償差圧
は、負荷圧が低下した定常状態でＬＳ制御差圧ΔＰcで
あるから、電磁比例減圧弁８５の目標制御圧Ｐrefは Ｐref＝ΔＰc−（const／ＰL）2 …(14) として与えられる。コントローラ８６の図１０に示す演
算部８６ａ，８６ｂは以上の演算処理を行うものであ
り、電磁比例減圧弁８５からの制御圧を圧力補償弁１２
Ａの受圧室８３に導くことにより、旋回系について式(1
1)の関係を保持することが可能となる。
【００９９】その結果、旋回セクションの圧力補償弁１
２Ａの流量特性は図１１に示すようになり、旋回起動時
に不必要なエネルギーを旋回系に供給することなく、ス
ムーズに定常回転へと状態を移行させることが可能とな
る。
【０１００】以上において、圧力補償弁１２Ａの信号ラ
イン７３ａにつながる受圧室８２及び圧力補償弁１３〜
１６の信号ライン７３ｂ〜７３ｅにつながる図示しない
同様な受圧室は、複数の圧力補償弁１２Ａ〜１６のそれ
ぞれに設けられ、油圧ポンプ１の吐出圧力と複数のアク
チュエータ２〜６の最高負荷圧との差圧を目標補償差圧
として設定する目標補償差圧設定手段を構成し、圧力補
償弁１２Ａの信号ライン８４につながる受圧室８３、電
磁比例減圧弁８５、コントローラ８６、圧力センサ８
７，８８は、複数の圧力補償弁１２Ａ〜１６のうち、旋
回モータ２に係わる旋回セクションの圧力補償弁１２Ａ
に設けられ、旋回モータ２の負荷圧が上昇すると、上記
目標補償差圧設定手段で設定された目標補償差圧のうち
旋回セクションの圧力補償弁１２Ａの目標補償差圧を小
さくし、旋回モータ２の馬力一定制御を模擬した流量特
性が得られるよう、旋回セクションの圧力補償弁１２Ａ
に負荷依存特性を持たせる目標補償差圧補正手段を構成
する。
【０１０１】本実施形態によっても、第１の実施形態と
同様の効果が得られる。
【０１０２】なお、上記実施形態では、方向切換弁の上
流側に位置するビフォアオリフィスタイプの圧力補償弁
を用いた例を示したが、方向切換弁の下流側に位置する
アフタオリフィスタイプの圧力補償弁を用いても同等の
効果を持つシステムを構成することが可能である。
【０１０３】また、上記実施形態では、油圧ポンプの吐
出圧力と複数のアクチュエータの最高負荷圧との差圧を
目標補償差圧として設定するのに、油圧ポンプの吐出圧
力と複数のアクチュエータの最高負荷圧との差圧に対応
した二次圧を発生する差圧発生弁を設け、その出力圧を
圧力補償弁のスプールの開き方向の端部に導いたが、ポ
ンプ吐出圧力と最高負荷圧とを圧力補償弁のスプールの
対向端部に別々に導いてもよい。
【０１０４】
【発明の効果】本発明によれば、ＬＳシステムを備えた
油圧駆動装置において、旋回セクションの圧力補償弁の
負荷依存特性により、旋回単独、複合のいずれの起動時
にも、旋回操作性のギクシャク感がなく加速して定常状
態に移行できる。
【０１０５】また、旋回セクションの圧力補償弁の負荷
依存特性として馬力一定制御を模擬した流量特性を持た
せたので、エネルギーロスが少なく、エネルギー効率の
良い旋回起動が可能となり、また旋回系の発振を抑え安
定化でき、かつ発熱、騒音を低減できる。
【０１０６】更に、車体仕様より、旋回系を安定化する
最良の負荷依存特性を設計計算により容易に決定でき
る。
【０１０７】また、旋回用に別回路を設けることなく上
記の機能を達成するので、コスト・スペースの増加や回
路構成の複雑化の問題も生じない。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１の実施形態による油圧駆動装置を
示す回路図である。
【図２】旋回セクションの圧力補償弁の構造の詳細を示
す断面図である。
【図３】旋回セクションの圧力補償弁の負荷依存特性を
示す図である。
【図４】旋回セクションの圧力補償弁の馬力一定制御を
模擬した負荷依存特性の具体例を示す図である。
【図５】馬力一定制御の必要性を説明するための図であ
る。
【図６】圧力補償弁に馬力一定制御特性を模擬した流量
特性を持たせるための受圧室の面積差の計算方法を説明
する図である。
【図７】旋回負荷圧と方向切換弁の前後差圧との関係
で、圧力補償弁による馬力一定制御特性と、本実施形態
の馬力一定制御を模擬した負荷依存特性の一例を示す図
である。
【図８】本発明の油圧駆動装置が用いられる油圧ショベ
ルの外観を示す図である。
【図９】本発明の第２の実施形態による油圧駆動装置を
示す回路図である。
【図１０】コントローラの処理機能を示す機能ブロック
図である。
【図１１】旋回セクションの圧力補償弁の流量特性を示
す図である。
【符号の説明】
１ 油圧ポンプ ２〜６ アクチュエータ（２：旋回モータ） ７〜１１ 方向切換弁 １２〜１６ 圧力補償弁 １８ ポンプ制御装置 ２０〜２４ 検出ライン ２５〜２９ 信号ライン ３４〜３６ 信号ライン ３７ 信号ライン ４０ 傾転制御アクチュエータ ４１ ロードセンシング制御弁 ５０ａ〜５０ｅ 信号ライン ５１ａ〜５１ｅ 信号ライン ６５ エンジン ６６ パイロットポンプ ６７ 吐出路 ６８ 差圧検出弁 ６９ 信号ライン ７０〜７２ 信号ライン ７３ａ〜７３ｅ 信号ライン ７５〜７７ 受圧室 ８０〜８３ 受圧室 ８４ 信号ライン ８５ 電磁比例減圧弁 ８６ コントローラ ８７，８８ 圧力センサ ２００ 下部走行体 ２０１ 旋回体 ２０２ フロント作業機
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 金井 隆史 茨城県土浦市神立町650番地 日立建機株 式会社土浦工場内 (72)発明者 川本 純也 茨城県土浦市神立町650番地 日立建機株 式会社土浦工場内 (72)発明者 浜本 智 富山県富山市不二越本町一丁目１番１号 株式会社不二越内 (72)発明者 岡崎 康治 富山県富山市不二越本町一丁目１番１号 株式会社不二越内 (72)発明者 長尾 行章 富山県富山市不二越本町一丁目１番１号 株式会社不二越内 Ｆターム(参考） 2D003 AA01 AB02 AB03 AB04 AB05 AC06 BA01 BA02 BA05 BB02 BB03 BB12 CA02 DA03 DB02 3H089 AA27 AA74 CC01 CC08 CC11 DA03 DA13 DB24 DB33 DB46 DB49 EE14 EE15 EE22 GG02 JJ02

Claims (5)

    【特許請求の範囲】
  1. 【請求項１】油圧ポンプと、この油圧ポンプから吐出さ
    れる圧油により駆動される旋回モータを含む複数のアク
    チュエータと、前記油圧ポンプから前記複数のアクチュ
    エータに供給される圧油の流量をそれぞれ制御する複数
    の方向切換弁と、前記複数の方向切換弁の前後差圧をそ
    れぞれ制御する複数の圧力補償弁と、前記油圧ポンプの
    吐出圧力が前記複数のアクチュエータの最高負荷圧より
    所定値だけ高くなるようポンプ吐出流量を制御するロー
    ドセンシング制御のポンプ制御手段とを備えた油圧駆動
    装置において、 前記複数の圧力補償弁のそれぞれに設けられ、前記油圧
    ポンプの吐出圧力と前記複数のアクチュエータの最高負
    荷圧との差圧を目標補償差圧として設定する目標補償差
    圧設定手段と、 前記複数の圧力補償弁のうち、前記旋回モータに係わる
    旋回セクションの圧力補償弁に設けられ、前記旋回モー
    タの負荷圧が上昇すると、前記目標補償差圧設定手段で
    設定された旋回セクションの圧力補償弁の目標補償差圧
    を小さくし、前記旋回モータの馬力一定制御を模擬した
    流量特性が得られるよう、前記旋回セクションの圧力補
    償弁に負荷依存特性を持たせる目標補償差圧補正手段と
    を備えることを特徴とする油圧駆動装置。
  2. 【請求項２】請求項１記載の油圧駆動装置において、前
    記目標補償差圧補正手段は、前記馬力一定制御を模擬し
    た流量特性として、前記旋回モータの起動直後の負荷圧
    で得られる流量が、旋回モータの定常状態での出力馬力
    と同等の馬力を与える流量に概ね等しくなるよう、前記
    旋回セクションの圧力補償弁に負荷依存性を持たせるこ
    とを特徴とする油圧駆動装置。
  3. 【請求項３】請求項１記載の油圧駆動装置において、前
    記目標補償差圧補正手段は、前記馬力一定制御を模擬し
    た流量特性として、前記旋回モータの起動直後の負荷圧
    で得られる流量が、旋回モータの定常状態での出力馬力
    と同等の馬力を与える流量に概ね等しいかそれよりも小
    さく、かつ定常状態の負荷圧と起動直後の負荷圧の概ね
    中間の負荷圧で得られる流量が、旋回モータの定常状態
    での出力馬力と同等の馬力を与える流量よりも小さくな
    らないよう、前記旋回セクションの圧力補償弁に負荷依
    存性を持たせることを特徴とする油圧駆動装置。
  4. 【請求項４】請求項１〜３のいずれか１項記載の油圧駆
    動装置において、前記旋回セクションの圧力補償弁は同
    じ旋回セクションの方向切換弁の入側圧力と出側圧力が
    信号圧として作用する信号圧受圧室を有し、前記目標補
    償差圧補正手段は、前記旋回セクションの圧力補償弁の
    信号圧受圧室に面積差を設け、その受圧面積比を前記流
    量特性が得られるよう設定したことを特徴とする油圧駆
    動装置。
  5. 【請求項５】請求項１記載の油圧駆動装置において、前
    記目標補償差圧補正手段は、 前記旋回モータの負荷圧を検出する手段と、 予め設定された馬力一定制御特性に基づき、前記検出し
    た負荷圧に対応する目標流量を計算し、対応する制御信
    号を出力するコントローラと、 前記制御信号により作動し、前記目標流量が得られるよ
    う前記旋回セクションの圧力補償弁の目標補償差圧を補
    正する手段とを備えることを特徴とする油圧駆動装置。
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