JP2004270780A - Hydraulically driven device for construction machine - Google Patents

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JP2004270780A JP2003061456A JP2003061456A JP2004270780A JP 2004270780 A JP2004270780 A JP 2004270780A JP 2003061456 A JP2003061456 A JP 2003061456A JP 2003061456 A JP2003061456 A JP 2003061456A JP 2004270780 A JP2004270780 A JP 2004270780A
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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a hydraulically driven device for a construction machine improving reliability at low cost, by constituting a variable control system of a target compensation differential pressure, in a hydraulically driven device for a construction machine for changing a maximum pressure oil supply flow rate to a specific actuator. <P>SOLUTION: The hydraulically driven device comprises: a pressure compensation valve 7a disposed between a hydraulic pump 2 and a flow rate control valve 6a to control differential pressure between before and after the flow rate control valve 6a; a pair of opposed pressure receiving parts 70c, 70d disposed to the pressure compensation valve 7a and having bearing areas different from each other; a pressure line 42c introducing output pressure PLS of a differential pressure reduction valve 11 to one of the bearing parts 70d out of the pair of opposed pressure receiving parts 70c, 70d; and a selector valve 43 disposed to the pressure line 42c to allow switching of output side pressure to predetermined small and large values. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO&NCIPI

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、油圧ショベル等の建設機械に用いられる油圧駆動装置に係わり、特に油圧ブレーカやフォークグラップルなどのフロントアタッチメントを装着する建設機械の油圧駆動装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
油圧ポンプの吐出圧が複数のアクチュエータの最高負荷圧より目標差圧だけ高くなるようロードセンシング制御する油圧駆動装置はロードセンシングシステム（以下、適宜ＬＳシステムという）と呼ばれ、複数の流量制御弁の前後差圧をそれぞれ圧力補償弁により制御し、複数のアクチュエータを同時に駆動する複合操作時に負荷圧の大小に係わらず流量制御弁の開口面積に応じた比率で圧油を供給できるようにしている。このＬＳシステムでは、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（以下、ＬＳ差圧という）を圧力補償弁に導き、それぞれの圧力補償弁の目標補償差圧をＬＳ差圧によって一定に設定するようになっている。
【０００３】
このようなＬＳシステムを搭載する油圧ショベル等の建設機械において、近年、バケットの代わりに用いるフロントアタッチメントが多種多様化しており、例えば、建築物、岩石等の破砕作業に使用する油圧ブレーカ、木材・石等の把持作業に使用するフォークグラップル、草刈用モータ等が挙げられる。これらのアタッチメントには固有の圧油使用流量がそれぞれに規定されており、アタッチメント装着時にはその規定量に合った圧油を供給する必要がある。
【０００４】
このような背景に基づき、従来より、装着したアタッチメントに応じてそのアタッチメント用アクチュエータへの最大圧油供給流量を可変させる機能を有した油圧駆動装置がある（例えば、特許文献１参照。）。ここでは、装着したアタッチメントに応じて操作モードを選択すると、コントローラが選択された操作モードと検出されたＬＳ差圧とに基づき制御圧力を演算し、この演算値に応じて制御圧力発生回路において電磁弁がパイロット圧を減圧して制御圧力を発生させ、この制御圧力が圧力補償弁の１対の対向する受圧部の一方に作用して、圧力補償弁の目標補償差圧がその制御圧力に設定される。このようにして、選択された操作モードに応じて圧力補償弁の目標補償差圧が設定されることで、アクチュエータへの最大圧油供給流量が可変されるようになっている。
【０００５】
【特許文献１】
特開平７−２２９１６９号公報
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上記従来技術では以下のような課題が存在する。
すなわち、上記従来技術においては、制御圧力の演算を行うコントローラやパイロット圧を減圧して制御圧力を生成する電磁弁等の電子機器を使用して目標補償差圧の可変制御を行うので、例えば断線、結線不良、コンタミによる電磁弁のスティック等を生じる可能性がある。また、目標補償差圧の可変制御にコントローラによる制御が介在するために、例えば漏水等によってコントローラに制御上の問題が生じた場合には、目標補償差圧の可変制御に不具合が生じることとなる。
【０００７】
このように、上記従来技術においては信頼性の観点において向上の余地があった。また、上記電子機器の使用によってコストの増大を招く結果ともなっていた。
【０００８】
本発明の目的は、特定のアクチュエータへの最大圧油供給流量を可変させる建設機械の油圧駆動装置において、目標補償差圧の可変制御系統を油圧回路で構成することにより信頼性を向上し、且つ、それを安価に実現できる建設機械の油圧駆動装置を提供することにある。
【０００９】
【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、エンジンと、このエンジンにより駆動される油圧ポンプと、この油圧ポンプから吐出された圧油により駆動される特定のアクチュエ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特定のアクチュエータに供給される圧油の流量を制御する流量制御弁と、前記油圧ポンプの吐出圧と前記複数のアクチュエータの最高負荷圧との差圧を絶対圧として出力する差圧減圧弁とを備えた建設機械の油圧駆動装置において、前記油圧ポンプと前記流量制御弁との間に設けられ、前記流量制御弁の前後差圧を制御する圧力補償弁と、この圧力補償弁に設けられ、互いに異なる受圧面積を有した１対の対向する受圧部と、この１対の対向する受圧部のうちの一方の受圧部に前記差圧減圧弁の出力圧を導く導圧路と、この導圧路に設けられ出力側の圧力を予め定めた大小２つの値に切換可能な切換弁とを備えるものとする。
【００１０】
一般に、油圧ショベル等の建設機械のフロントアタッチメントには、固有の圧油使用流量がそれぞれに規定されている。例えば、建築物、岩石等の破砕作業に使用する油圧ブレーカは、その規定使用流量が比較的大流量のものと比較的小流量のものとの２種類に大別される。また、木材・石等の把持作業に使用するフォークグラップルは、通常、その規定使用流量は操作性を重視する観点から上記油圧ブレーカに比べて比較的小流量となっている。したがって、アタッチメント（正確にはアタッチメント用アクチュエータ）への最大圧油供給流量を少なくとも大流量と小流量の２段階に可変とすれば、上記２種の油圧ブレーカを両方使用したい場合や油圧ブレーカとフォークグラップルとを両方使用したい場合にも対応することができる。
【００１１】
本発明においては、例えばアタッチメント用アクチュエータのような特定のアクチュエータに係わる圧力補償弁に設けられ互いに異なる面積を有した１対の対向する受圧部のうち一方の受圧部に差圧減圧弁の出力圧を導く導圧路に、この導圧路の連通又は遮断（但し、制御上問題とならない程度の小さな連通状態を含む）を行う切換弁を設ける。すなわち、アクチュエータの圧油使用流量が大流量である場合には、切換弁を遮断位置として一方の受圧部への導圧路を遮断し、例えば圧力補償弁の開方向作動側に設けられた他方の受圧部にのみ差圧減圧弁の出力圧を導く。これにより、圧力補償弁の目標補償差圧はその出力圧（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、すなわち前述のＬＳ差圧）に設定され、ロードセンシング制御によって流量制御弁の開口面積に応じた比率で比較的大流量の圧油がアクチュエータに供給される。一方、アクチュエータの圧油使用流量が小流量である場合には、切換弁を連通位置として１対の対向する受圧部の両方に差圧減圧弁の出力圧を導く。このとき、例えばこれら受圧部に、開方向作動側に設けられた他方の受圧部の受圧面積が閉方向作動側に設けられた一方の受圧部の受圧面積より大きくなるような適宜の受圧面積比を設けることで、圧力補償弁の目標補償差圧は上記ＬＳ差圧より小さい適宜の差圧に設定され、上記流量制御弁の開口面積に応じた比率より小さい比率で比較的小流量の圧油がアクチュエータに供給される。
【００１２】
このようにして、本発明においては、切換弁で導圧路を連通又は遮断して圧力補償弁の１対の対向する受圧部の両方又は片方に差圧減圧弁の出力圧を導くことで、特定のアクチュエータに係わる圧力補償弁の目標補償差圧を２段階に可変とし、その結果、アクチュエータへの最大圧油供給流量を大流量及び小流量の２段階に可変とする。本発明によれば、このように切換弁を用いて目標補償差圧を可変させることにより目標補償差圧の可変制御系統を油圧回路のみで構成することができるので、コントローラ及び電磁弁を用いて目標補償差圧の可変制御を行う前述の従来技術のような構造の場合に生じうる断線、結線不良、コンタミによる電磁弁のスティック、又は例えば漏水によるコントローラの故障等による目標補償差圧の可変制御の不具合を防止できるので、油圧駆動装置の信頼性を向上することができる。さらに、電磁弁等の電子機器を使用しないので、上記信頼性を向上できる油圧駆動装置を安価に実現することができる。
【００１３】
（２）上記（１）において、好ましくは、前記一方の受圧部は前記圧力補償弁の閉方向作動側の受圧部であるものとする。
【００１４】
（３）上記（２）において、さらに好ましくは、前記圧力補償弁の開方向作動側の受圧部をさらに備え、この開方向作動側の受圧部の受圧面積が前記閉方向作動側の受圧部の受圧面積より大きくなるように受圧面積比を設けるものとする。
【００１５】
（４）上記（１）乃至（３）のいずれかにおいて、また好ましくは、前記特定のアクチュエータは油圧ショベルのアタッチメント用アクチュエータであるものとする。
【００１６】
（５）上記目的を達成するために、本発明は、エンジンと、このエンジンにより駆動される油圧ポンプと、この油圧ポンプから吐出された圧油により駆動される特定のアクチュエ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特定のアクチュエータに供給される圧油の流量を制御する流量制御弁と、前記油圧ポンプの吐出圧と前記複数のアクチュエータの最高負荷圧との差圧を絶対圧として出力する差圧減圧弁とを備えた建設機械の油圧駆動装置において、前記油圧ポンプと前記流量制御弁との間に設けられ、前記流量制御弁の前後差圧を制御する圧力補償弁と、この圧力補償弁に設けられ互いに異なる面積を有した１対の対向する受圧部の両方又は片方に前記差圧減圧弁の出力圧を導くことで、前記圧力補償弁の目標補償差圧を２段階に可変とする切換弁とを備えるものとする。
【００１７】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の建設機械の油圧駆動装置の一実施の形態を図面を参照しつつ説明する。なお、本実施の形態の油圧駆動装置は、例えば建築物、岩石等の破砕作業に使用する油圧ブレーカをフロントアタッチメントとして装着した油圧ショベルに搭載されるものである。この油圧ブレーカは、一般に、その規定使用流量が比較的大流量のものと比較的小流量のものとの２種類に大別されるが、本実施の形態は、１台の油圧ショベルで大・小両方の油圧ブレーカを使用する場合に本発明を適用したものである。
【００１８】
図１は、本発明の建設機械の油圧駆動装置の一実施の形態の全体構成を表す図である。
この図１において、本実施の形態の油圧駆動装置は、エンジン１と、このエンジン１により駆動されるメインポンプとしての可変容量型の油圧ポンプ２及び固定容量型のパイロットポンプ３０と、メインの油圧ポンプ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，…と、油圧ポンプ２の供給油路５に接続され、油圧ポンプ２からアクチュエータ３ａ，３ｂ，…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流量制御弁４ａ，４ｂ，…及び油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓと複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，…の最高負荷圧ＰＬｍａｘとの差圧（ＬＳ差圧）ΔＰＬＳを絶対圧ＰＬＳとして出力する差圧減圧弁１１を含むコントロールバルブ４と、油圧ポンプ２の傾転（容量）を制御するポンプ傾転制御機構１２と、エンジン回転数に依存する圧力を絶対圧として出力する差圧減圧弁５１を含むエンジン回転数検出回路１３とを備えている。
【００１９】
このような構成の油圧駆動装置を備える本実施の形態の油圧ショベルは、特に図示はしないが、下部走行体に旋回可能に搭載された上部旋回体と、この上部旋回体に上下方向に回動可能に装備されたブーム、アーム、及び油圧ブレーカからなるフロント作業機構を有しており、前記のアクチュエータ３ａは油圧ブレーカを駆動するブレーカ用アクチュエータ、アクチュエータ３ｂは例えばブームを上下方向に回動駆動するブームシリンダである。なお、本実施の形態で使用する大流量及び小流量の油圧ブレーカは、共に上記ブレーカ用アクチュエータ３ａによって駆動されるものとする。
【００２０】
前記の流量制御弁４ａ，４ｂ，…は、それぞれ、クローズドセンタ型の複数の流量制御弁（以下、適宜メインスプールと記述する）６ａ，６ｂ，…と、これら複数の流量制御弁６ａ，６ｂ，…のメータイン絞り部６１，６２の前後差圧を同じ値に制御する複数の圧力補償弁（以下、適宜スプールと記述する）７ａ，７ｂ，…とで一体的に構成されている（後述の図３参照）。
【００２１】
上記の流量制御弁６ａ，６ｂ，…はそれぞれ図示しない操作レバーの操作により切り換え操作され、その操作レバーの操作量に応じてメータイン絞り部６１又は６２の開口面積が決まるようになっている。また、これらの流量制御弁６ａ，６ｂ，…には、それぞれ、アクチュエータ３ａ，３ｂ，…の駆動時にそれらの負荷圧を取り出す負荷ポート６０ａ，６０ｂ，…が設けられ、これら負荷ポート６０ａ，６０ｂ，…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，９ｂを介して信号ライン１０に検出されるようになっている。
【００２２】
上記の複数の圧力補償弁７ａ，７ｂ，…は、それぞれ、流量制御弁６ａ，６ｂ，…のメータイン絞り部６１，６２の上流に設置された前置きタイプ（ビフォアオリフィスタイプ）であり、圧力補償弁７ａは２対の対向する受圧部７０ａ，７０ｂ及び７０ｃ，７０ｄを有し、受圧部７０ａ，７０ｂに流量制御弁６ａの上流側及び下流側の圧力がそれぞれ導かれ、受圧部７０ｃ又は受圧部７０ｃ，７０ｄに差圧減圧弁１１の出力圧ＰＬＳ（ＬＳ差圧ΔＰＬＳ相当の絶対圧）が導かれ、差圧減圧弁１１の出力圧ＰＬＳ又はこの出力圧ＰＬＳよりも小さい圧力ＰＬＳ′を目標補償差圧Ｐｃ１として流量制御弁６ａの前後差圧を制御する（詳細は後述）。圧力補償弁７ｂは、１対の対向する受圧部７１ａ，７１ｂと開方向作動の受圧部７１ｃとを有し、受圧部７１ａ，７１ｂに流量制御弁６ｂの上流側及び下流側の圧力がそれぞれ導かれ、受圧部７１ｃに差圧減圧弁１１の出力圧ＰＬＳ（ＬＳ差圧ΔＰＬＳ相当の絶対圧）が導かれ、その出力圧ＰＬＳを目標補償差圧Ｐｃ２として流量制御弁６ｂの前後差圧を制御する。図示しない他の圧力補償弁もこの圧力補償弁７ｂと同様に構成されている。
【００２３】
差圧減圧弁１１は、出力圧ＰＬＳを増やす側に位置する受圧部１１ａと出力圧ＰＬＳを減らす側に位置する受圧部１１ｂ，１１ｃを有し、受圧部１１ａに油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓが導かれ、受圧部１１ｂ，１１ｃにそれぞれ信号ライン１０に検出された最高負荷圧ＰＬｍａｘと自己の出力圧ＰＬＳが導かれ、これらの圧力のバランスで油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓと最高負荷圧ＰＬｍａｘとの差圧（ＬＳ差圧）ΔＰＬＳを絶対圧ＰＬＳとして出力する。この差圧減圧弁１１の出力圧ＰＬＳは、圧力ライン４２，４２ａを介してポンプ傾転制御機構１２に設けられたＬＳ制御弁１２ｂの受圧部１２ｄに導かれる。また、差圧減圧弁１１の出力圧ＰＬＳは、上述したように圧力補償弁７ａ，７ｂ，…の受圧部７０ｃ，７０ｄ，７１ｃ，…にも同様に導かれるようになっている。
【００２４】
図２は、上記流量制御弁（メインスプール）４ａ，４ｂ，…及び差圧減圧弁１１を含むコントロールバルブ４の全体構造を表す上面図である。
この図２に示すように、コントロールバルブ４はスタック（ブロック）型のコントロールバルブであり、バルブブロックとしての各流量制御弁が並列に並べられて複数（本実施の形態では２つ）のボルト１５及びナット１６により締結固定されている。このような構成により、各流量制御弁は任意に取り外し又は付け足すことが可能なようになっている。
【００２５】
コントロールバルブ４は、油圧ポンプ２から前記ブレーカ用アクチュエータ３ａへの圧油を制御する流量制御弁４ａと、前記ブームシリンダ３ｂへの圧油を制御する流量制御弁４ｂと、アームシリンダ（図示せず）への圧油を制御する流量制御弁４ｃと、油圧ブレーカとアームとの角度を調整するブレーカシリンダ（図示せず）への圧油を制御する流量制御弁４ｄと、ブーム、アーム、及び油圧ブレーカからなる前記フロント作業機構を上部旋回体に対して略水平方向に旋回駆動させるスイングシリンダ（図示せず）への圧油を制御する流量制御弁４ｅと、上部旋回体を下部走行体に対して旋回させる旋回モータ（図示せず）への圧油を制御する流量制御弁４ｆと、下部走行体の左・右側にそれぞれ備えられた左・右走行用モータへの圧油を制御する流量制御弁４ｇＬ，４ｇＲと、下部走行体の前方側に設けられた排土用のブレードの上下駆動を行うブレードシリンダ（図示せず）への圧油を制御する流量制御弁４ｈとを備えている。
【００２６】
また、コントロールバルブ４は、流量制御弁４ｈと反対側の端部に配置されたエンドブロック４ｉと、このエンドブロック４ｉと流量制御弁４ｆとの間に配置された圧油流出入ブロック４ｊとをさらに備えている。この圧油流出入ブロック４ｊには、油圧ポンプ２から吐出された圧油をコントロールバルブ４内へ導入する図示しないポンプポートと、コントロールバルブ４外へ圧油を排出するタンクポート１７が設けられている。また、上記エンドブロック４ｉ内には前記差圧減圧弁１１等が設けられている。
【００２７】
なお、油圧ショベルが油圧ブレーカ等のフロントアタッチメントを使用せずにバケットを使用する際は、流量制御弁４ａは予備用として使用しないようになっている。その際には、流量制御弁４ａのアクチュエータポート１８，１９にそれぞれプラグ２０，２０がねじ込まれるようになっている（図２はプラグ２０，２０がねじ込まれた状態を示している）。
【００２８】
図３は、流量制御弁４ａの詳細内部構造を表す図２中ＩＩＩ−ＩＩＩ断面による縦断面図である。なお、ここでは上記プラグ２０，２０の図示は省略する。
この図３において、２１は流量制御弁４ａのハウジングであり、このハウジング２１にはスプールボア２２が形成され、このスプールボア２２に前記のメインスプール６ａが軸方向に摺動自在に挿通されている。また、ハウジング２１には油圧ポンプ２の供給油路５に接続されるポンプ通路２３と、ブレーカ用アクチュエータ３ａに接続される前記アクチュエータポート１８，１９と、タンクに接続されるタンク通路２４，２５とが形成され、これらポンプ通路２３とタンク通路２４，２５とはスプールボア２２に直交する方向に伸び、他の流量制御弁（上記した流量制御弁４ｂ，４ｃ，４ｄ，４ｅ，４ｆ，４ｇＬ，４ｇＲ，４ｈ）と共通した通路となっている。
【００２９】
スプールボア２２の中央部付近のやや外側にはポンプ通路２３に圧力補償弁７ａを介して連絡するポンプポート２２ａ，２２ｂが形成され、その外側には切換ポート２２ｃ，２２ｄび負荷ポート２２ｅ，２２ｆが形成されている。ポンプポート２２ａ，２２ｂはブリッジ通路２６を介して連絡し、切換ポート２２ｃ，２２ｄはブリッジ通路２７を介して連絡し、負荷ポート２２ｅ，２２ｆはアクチュエータポート１８，１９にそれぞれ連絡している。
【００３０】
メインスプール６ａの両端はハウジング２１の両側面の外側に突出し、その突出部分に受圧部２８，２９が位置している。これら受圧部２８，２９はハウジング２１の両側面に取り付けられたケース３３，３４内に形成され、ケース３４内にはメインスプール６ａを中立位置に保持するバネ３５が配置されている。また、ケース３３，３４には、操作レバーの操作量に応じた外部からのパイロット圧を導入するためのパイロットポート３３ａ，３４ａが設けられている。
【００３１】
また、メインスプール６ａには前記のメータイン絞り部６１，６２が形成され、その外側には絞り部６３，６４が形成されている。すなわち、操作レバーが操作されるとメインスプールが図３中右側（又は図３中左側、以下かっこ内対応関係同じ）に移動し、ポンプポート２２ｂ（又はポンプポート２２ａ）からの圧油がメータイン絞り部６１（又はメータイン絞り部６２）で流量を絞られて切換ポート２２ｄ（又は切換ポート２２ｃ）に流入し、ブリッジ通路２７を通って切換ポート２２ｃ（又は切換ポート２２ｄ）に流入して、メータイン絞り部６２（又はメータイン絞り部６１）を介して負荷ポート２２ｅ（又は負荷ポート２２ｆ）に流入する。その後、圧油はアクチュエータポート１８（又はアクチュエータポート１９）から供給ライン３６（又は供給ライン３７）を介してブレーカ用アクチュエータ３ａに供給されるようになっている。このとき、ブレーカ用アクチュエータ３ａを駆動した圧油は、供給ライン３７（又は供給ライン３６）を介してアクチュエータポート１９（又はアクチュエータポート１８）からハウジング２１内に流入し、負荷ポート２２ｆ（又は負荷ポート２２ｅ）から絞り部６３（又は絞り部２２）を介してタンク通路２５（又はタンク通路２４）に流入するようになっている。なお、ブレーカ用アクチュエータ３ａへの圧油供給は一方方向からのみ行うため、メインスプール６ａは一方側の切換位置方向（例えばメータイン絞り部６１で流量を制御する切換位置方向）にのみ駆動するようになっている。
【００３２】
ハウジング２１のメインスプール６ａの下方部分には、スプールボア３８が形成されており、このスプールボア３８に圧力補償弁としてのスプール７ａが軸方向に摺動自在に挿通されている。このスプール７ａは、メータイン絞り部６１，６２の上流に設置された前置きタイプ（ビフォアオリフィスタイプ）であり、メータイン絞り部６１，６２の前後差圧を制御するようになっている。上記スプールボア３８の略中央部には出力ポート３８ａが形成されている。また、スプール７ａの略中央部には絞り部３９が形成されており、その両側には前記の１対の対向する受圧部７０ａ，７０ｂがスプール内部にそれぞれ設けられている。受圧部７０ａはスプール７ａの閉方向作動側（図３中右側）に設けられ、圧力ライン４０を介して出力ポート３８ａと連絡しており、また受圧部７０ｂはスプール７ａの開方向作動側（図３中左側）に設けられ、圧力ライン４１を介して切換ポート２２ｄと連絡している。また、スプール７ａには受圧部７０ａ，７０ｂの外周側にさらに前記の１対の対向する受圧部７０ｃ，７０ｄが形成されている。受圧部７０ｃはスプール７ａの開方向作動側の外周部に設けられ、圧力ライン４２ｂを介して差圧減圧弁１１の出力圧ＰＬＳが導かれる。また、受圧部７０ｄはスプール７ａの閉方向作動側の外周部に設けられ、圧力ライン４２ｃを介して差圧減圧弁１１の出力圧ＰＬＳが導かれるようになっている（図１も参照）。
【００３３】
上記圧力ライン４２ｃには切換弁４３が設けられており、この切換弁４３は、圧力ライン４２ｃを連通して受圧部７０ｄと差圧減圧弁１１とを連絡する連通位置４３Ａ及び圧力ライン４２ｃを遮断して受圧部７０ｄとタンクとを連絡する遮断位置４３Ｂと、これら連通位置４３Ａ又は遮断位置４３Ｂに手動で切換操作するためのレバー４３ａと、切換弁４３を遮断位置４３Ｂ方向に付勢するバネ４３ｂとを備えている（図１も参照）。なお、切換弁が上記遮断位置４３Ｂである場合に、圧力ライン４２ｃを完全に遮断しなくとも、制御上問題とならない程度の小さな連通状態であってもよい。すなわち、この切換弁４３は圧力ライン４２ｃにおける出力側の圧力を予め定めた大小２つの値に切換可能な切換弁であるとも言える。
【００３４】
このような構成により、切換弁４３を遮断位置４３Ｂとしたときには、差圧減圧弁からの出力圧ＰＬＳ（ＬＳ差圧ΔＰＬＳ相当の絶対圧）が受圧部７０ｃのみに導かれ、圧力補償弁７ａはその出力圧ＰＬＳを目標補償差圧Ｐｃ１として流量制御弁６ａの前後差圧を制御する。なお、このときのメータイン絞り部６１，６２の最大通過流量（言い換えればブレーカ用アクチュエータ３ａへの最大圧油供給流量）をＱｍａｘとする。一方、切換弁４３を連通位置４３Ａとしたときには、差圧減圧弁１１からの出力圧ＰＬＳが受圧部７０ｃ，７０ｄの両方に導かれる。このとき、本実施の形態では、これら受圧部７０ｃ，７０ｄには受圧部７０ｃの受圧面積（Ａ２とする）が受圧部７０ｄの受圧面積（Ａ１とする）より大きくなる（Ａ２＞Ａ１）ように適宜の受圧面積比を設けている。これにより、スプール７ａに受圧部７０ｃ側から作用する力（＝ＰＬＳ×Ａ２）はそれよりも小さい受圧部７０ｃ側から作用する力（＝ＰＬＳ×Ａ１）で一部相殺されるので、圧力補償弁７ａは上記出力圧ＰＬＳよりも小さい圧力ＰＬＳ′を目標補償差圧として流量制御弁６ａの前後差圧を制御する。この結果、このときのメータイン絞り部６１，６２の最大通過流量（言い換えればブレーカ用アクチュエータ３ａへの最大圧油供給流量）は上記Ｑｍａｘよりも小さいＱｍａｘ′となる。図４は、この切換弁４３の切換位置が連通位置４３Ａ又は遮断位置４３Ｂである場合のメインスプール６ａの開度と圧油供給流量との関係を示した図である。
【００３５】
この図４において、Ａは切換弁４３が連通位置４３Ａである場合のメインスプール開度と圧油供給流量との関係、Ｂは切換弁４３が遮断位置４３Ｂである場合のメインスプール開度と圧油供給流量との関係を示している。この図４に示すように、切換弁４３の切換位置が遮断位置４３Ｂ又は連通位置４３Ａの場合におけるメインスプール６ａのフルストローク時の最大圧油供給流量はそれぞれＱｍａｘ′，Ｑｍａｘとなり、これらＱｍａｘ′，Ｑｍａｘの関係はＱｍａｘ′／Ｑｍａｘ＝Ａ１／Ａ２（但しＡ２＞Ａ１）で与えられる。したがって、切換弁４３を遮断位置４３Ｂから連通位置４３Ａに切り換えることにより、ブレーカ用アクチュエータ３ａへの最大圧油供給流量を（Ａ１／Ａ２）倍に変更できる。このようにして、ブレーカ用アクチュエータ３ａへの最大圧油供給流量を２段階に可変するようになっている。
【００３６】
なお、受圧部７０ｃ，７０ｄの受圧面積比Ａ１／Ａ２を適宜の値に設定することで、切換弁４３を連通位置４３Ａとした際の最大圧油供給流量Ｑｍａｘ′を任意に設定することが可能である。したがって、受圧部７０ｃ，７０ｄの受圧面積Ａ２，Ａ１を必要に応じて変更することで、本実施の形態のように圧油使用流量が大流量と小流量の２種の油圧ブレーカを両方使用したい場合のみでなく、例えば油圧ブレーカとそれ以外のアタッチメント（フォークグラップル等）とを使用したい場合等にも対応できるようになっている。
【００３７】
図１に戻り、ポンプ傾転制御機構１２は、油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓが高くなると油圧ポンプ２の傾転を減らす馬力制御傾転アクチュエータ１２ａと、油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓが複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，…の最高負荷圧ＰＬｍａｘより目標差圧だけ高くなるようロードセンシング制御するＬＳ制御弁１２ｂ及びＬＳ制御傾転アクチュエータ１２ｃとを備えている。
【００３８】
上記のＬＳ制御弁１２ｂは、アクチュエータ１２ｃを増圧し油圧ポンプ２の傾転を減らす側に位置する受圧部１２ｄと、アクチュエータ１２ｃを減圧し油圧ポンプ２の傾転を増やす側に位置する受圧部１２ｅとを有し、受圧部１２ｄには差圧減圧弁１１の出力圧ＰＬＳ（油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓとアクチュエータ３ａ，３ｂ，…の最高負荷圧ＰＬｍａｘとの差圧ΔＰＬＳ相当の絶対圧）が導かれ、受圧部１２ｅにはエンジン回転数検出回路１３の差圧減圧弁５１の出力圧Ｐｇｒがロードセンシング制御の目標差圧（目標ＬＳ差圧）として導かれるようになっている。
【００３９】
エンジン回転数検出回路１３は、流量検出弁５０と上記の差圧減圧弁５１とを有し、流量検出弁５０は可変の絞り部５０ａを有しかつその絞り部５０ａがパイロットポンプ３０の吐出ライン３１に配置されている。吐出ライン３１は流量検出弁５０の上流側のライン３１ａと下流側のライン３１ｂを有し、下流側のライン３１ｂ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３２が接続され、ライン３１ｂは、例えば流量制御弁６ａ，６ｂ，…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。
【００４０】
流量検出弁５０は吐出ライン３１を流れる圧油の流量を絞り部５０ａの前後差圧の変化として検出し、その前後差圧を目標ＬＳ差圧として用いるためのものである。ここで、吐出ライン３１を流れる圧油の流量はパイロットポンプ３０の吐出流量であり、この吐出流量はエンジン１の回転数によって変化するため、吐出ライン３１を流れる圧油の流量を検出することでエンジン１の回転数を検出することができる。例えば、エンジン１の回転数が低下すれば当該流量が減少し、絞り部５０ａの前後差圧は低下する。
【００４１】
また、絞り部５０ａは開口面積が連続的に変化する可変絞り部として構成されており、流量検出弁５０は更に開方向作動の受圧部５０ｂと絞り方向作動の受圧部５０ｃ及びバネ５０ｄを有し、受圧部５０ｂに可変絞り部５０ａの上流側圧力（ライン３１ａの圧力）が導かれ、受圧部５０ｃに可変絞り部５０ａの下流側圧力（ライン３１ｂの圧力）が導かれ、可変絞り部５０ａ自身の前後差圧に依存してその開口面積を変化させる構成となっている。このように流量検出弁５０を構成し、可変絞り部５０ａの前後差圧を目標ＬＳ差圧として用いることにより、例え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が図れ、エンジン回転数を低く設定した場合に良好な微操作性が得られるようになっている。
【００４２】
差圧減圧弁５１は、エンジン回転数に依存する圧力として可変絞り部５０ａの前後差圧を絶対圧として出力するエンジン回転数検出弁であり、出力圧Ｐｇｒを増やす側に位置する受圧部５１ａと出力圧Ｐｇｒを減らす側に位置する受圧部５１ｂ，５１ｃを有し、受圧部５１ａに可変絞り部５０ａの上流側圧力が導かれ、受圧部５１ｂ，５１ｃにそれぞれ可変絞り部５０ａの下流側圧力と自己の出力圧Ｐｇｒが導かれ、これらの圧力のバランスでライン３１ｂの圧力を基に可変絞り部５０ａの前後差圧を絶対圧として出力する。差圧減圧弁５１の出力ポートは信号ライン５３を介してＬＳ制御弁１２ｂの受圧部１２ｅに接続され、差圧減圧弁５１の出力圧Ｐｇｒが目標ＬＳ差圧として受圧部１２ｅに導かれる。その結果、エンジン回転数に応じたアクチュエータスピードの設定が可能なようになっている。
【００４３】
以上において、ブレーカ用アクチュエータ３ａは特許請求の範囲各項記載の油圧ポンプから吐出された圧油により駆動される特定のアクチュエータを構成すると共に油圧ショベルのアタッチメント用アクチュエータをも構成し、このブレーカ用アクチュエータ３ａとブームシリンダ３ｂとが複数のアクチュエータを構成し、圧力ライン４２ｃは１対の対向する受圧部のうちの一方の受圧部に差圧減圧弁の出力圧を導く導圧路を構成する。
【００４４】
次に、上記構成の本発明の建設機械の油圧駆動装置の一実施の形態の動作を以下に説明する。
油圧ポンプ２から吐出された圧油は、操作レバーの操作量に応じて流量制御弁４ａ，４ｂ，…で流量及び流れ方向を制御され、複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，…はその圧油により駆動される。このとき、複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，…の最高負荷圧ＰＬｍａｘが信号ライン１０を介して差圧減圧弁１１に導かれる。差圧減圧弁１１は、このアクチュエータの最高負荷圧ＰＬｍａｘと油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓとの差圧ΔＰＬＳ（ＬＳ差圧：ΔＰＬＳ＝Ｐｓ−ＰＬｍａｘ）を絶対圧ＰＬＳとしてＬＳ制御弁１２ｂに供給し、これによりポンプ傾転制御機構１２は油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓが複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，…の最高負荷圧ＰＬｍａｘより目標差圧だけ高くなるようロードセンシング制御する。このとき、このロードセンシング制御の目標差圧は、可変絞り部５０ａの前後差圧を絶対圧として出力する差圧減圧弁５１からの出力圧Ｐｇｒにより、エンジン１の回転数に依存する可変値として設定される。
【００４５】
また、上記差圧減圧弁１１からの絶対圧ＰＬＳは圧力補償弁７ａ，７ｂ，…にも供給される。ここで、圧油使用流量が大流量の油圧ブレーカを使用する場合には、オペレータは切換弁４３を遮断位置４３Ｂとする。これにより、差圧減圧弁１１の出力圧ＰＬＳは圧力補償弁７ａの受圧部７０ｃにのみ導かれる。これにより、圧力補償弁７ａはその出力圧ＰＬＳを目標補償差圧Ｐｃ１として流量制御弁６ａの前後差圧を制御する。このときの詳細動作について、図３を用いて以下に説明する。
【００４６】
油圧ポンプ２から吐出された圧油はポンプ通路２３を通って流量制御弁４ａのハウジング２１内に流入する。流入した圧油は圧力補償弁（スプール）７ａの絞り部３９で流量を絞られ、出力ポート３８ａに導入される。なお、この出力ポート３８ａの圧油は圧力ライン４０を介して受圧部７０ａに導かれる。これにより、メインスプール６ａのメータイン絞り部６１，６２の上流側の圧力が受圧部７０ａに導圧されることになる。出力ポート３８ａに導入された圧油は、メインスプール６ａが操作レバーの操作により例えば図３中右側（図３中左側でもよい）に移動した場合には、出力ポート３８ａからブリッジ通路２６を介してポンプポート２２ｂに流入し、メインスプール６ａのメータイン絞り部６１で操作レバーの操作量に応じて流量を絞られて切換ポート２２ｄに導入される。なお、この切換ポート２２ｄの圧油は圧力ライン４１を介してスプール７ａの受圧部７０ｂに導かれる。これにより、メインスプール６ａのメータイン絞り部６１，６２の下流側の圧力が受圧部７０ｂに導圧されることになる。したがって、スプール７ａにはメータイン絞り部６１，６２の前後差圧による力が閉作動方向（図３中左方向）に作用する。このとき、差圧減圧弁１１からの出力圧ＰＬＳが圧力ライン４２，４２ｂを介してスプール７ａの開方向作動側に位置する受圧部７０ｃに導かれる。これにより、この出力圧ＰＬＳによる開作動方向に作用する力と、上記メータイン絞り部６１，６２の前後差圧による閉作動方向に作用する力とのバランスによって、スプール７ａはメータイン絞り部６１，６２の前後差圧が出力圧ＰＬＳとなるように絞り部３９で圧油の流量を制御する。
【００４７】
なお、上記メータイン絞り部６１で流量を絞られ切換ポート２２ｄに導入された圧油は、ブリッジ通路２７を通って切換ポート２２ｃに流入し、メータイン絞り部６２を介して負荷ポート２２ｅに流入する。その後、アクチュエータポート１８を介してハウジング２１外へ流出し、供給ライン３６を通ってブレーカ用アクチュエータ３ａに供給される。これにより、油圧ブレーカが駆動する。このとき、ブレーカ用アクチュエータ３ａを駆動した圧油は、供給ライン３７を介してアクチュエータポート１９からハウジング２１内に流入し、負荷ポート２２ｆから絞り部６３を介してタンク通路２５に流入し、タンクに排出される。
なお、他の圧力補償弁７ｂ，…の動作については、以上説明した圧力補償弁７ａの切換弁４３を遮断位置４３Ｂとした場合の動作とほぼ同様である。
【００４８】
このようにして、圧力補償弁７ａ，７ｂ，…は差圧減圧弁１１の出力する絶対圧ＰＬＳを目標補償差圧Ｐｃ１，Ｐｃ２として流量制御弁６ａ，６ｂ，…の前後差圧を制御する。この結果、アクチュエータ３ａ，３ｂ，…の負荷圧の大小に係わらず、油圧ポンプ２の吐出流量がそれぞれの流量制御弁の開口面積に応じた比率で比較的大流量供給される。
【００４９】
一方、圧油使用流量が小流量の油圧ブレーカを使用する場合には、オペレータは切換弁４３を連通位置４３Ａとする。これにより、差圧減圧弁１１の出力圧ＰＬＳが、スプール７ａの開方向作動側に位置する受圧部７０ｃと共に、圧力ライン４２ｃを介してスプール７ａの閉方向作動側に位置する受圧部７０ｄにも導かれる。このとき、前述したようにこれら受圧部７０ｃ，７０ｄの受圧面積Ａ２，Ａ１には適宜の受圧面積比（但しＡ２＞Ａ１）が設けられているため、受圧部７０ｃに導圧された出力圧ＰＬＳによる開作動方向に作用する力が、受圧部７０ｄに導圧された出力圧ＰＬＳによる閉作動方向に作用する力により一部相殺される。その結果、油圧ポンプ２から吐出されハウジング２１に流入した圧油は、メータイン絞り部６１，６２の前後差圧が出力圧ＰＬＳより小さい圧力ＰＬＳ′となるように、スプール７ａの絞り部３９で流量を絞られる。これにより、このときのブレーカ用アクチュエータ３ａへの最大圧油供給流量Ｑｍａｘ′は、上述した切換弁４３を遮断位置４３Ｂとした場合の最大圧油供給流量ＱｍａｘのＡ１／Ａ２倍となる。
【００５０】
この結果、ブレーカ用アクチュエータ３ａ以外のアクチュエータ３ｂ，…に対しては油圧ポンプ２の吐出流量がそれぞれの流量制御弁の開口面積に応じた比率で供給され、ブレーカ用アクチュエータ３ａに対しては流量制御弁６ａの開口面積に応じた比率にＡ１／Ａ２を乗じた比較的少量の圧油が供給される。
【００５１】
次に、上記構成及び動作を行う本発明の建設機械の油圧駆動装置の一実施の形態の作用について、以下に順番に説明する。
（１）油圧駆動装置の信頼性及び経済性の向上作用
本実施の形態においては、上述したように切換弁４３が連通位置４３Ａ又は遮断位置４３Ｂに切り換えられることで、差圧減圧弁１１の出力圧ＰＬＳが圧力補償弁７ａの１対の対向する受圧部７０ｃ，７０ｄの両方又は片方の受圧部７０ｃに選択的に導かれ、圧力補償弁７ａの目標補償差圧が２段階に可変される。その結果、ブレーカ用アクチュエータ３ａへの最大圧油供給流量が大流量及び小流量（すなわち、Ｑｍａｘ及びＱｍａｘ′（＝Ｑｍａｘ×（Ａ１／Ａ２）））の２段階に可変される。すなわち、オペレータが切換弁４３を連通位置４３Ａ又は遮断位置４３Ｂに切換操作することで、圧油使用流量が大流量と小流量である２種の油圧ブレーカを１台の油圧ショベルで使用することを可能としている。
【００５２】
本実施の形態によれば、このようにしてブレーカ用アクチュエータ３ａへの最大圧油供給流量の可変操作（言い換えれば圧力補償弁７ａの目標補償差圧の可変操作）を切換弁４３の切り換えにより行うので、その目標補償差圧の可変に係わる制御系統を電気的制御手段を用いない油圧回路のみで構成することができる。したがって、コントローラや電磁弁等の電子機器を用いて目標補償差圧の可変制御を行う前述の従来技術のような構造と比べ、断線、結線不良、又はコンタミによる電磁弁のスティック等の電子機器特有の不具合や、例えば漏水によってコントローラが故障した場合に生じうる目標補償差圧の可変制御の不具合等を防止できるので、油圧駆動装置の信頼性を向上することができる。さらに、上記電磁弁等の電子機器を使用しないので、信頼性を向上できる油圧駆動装置を安価に実現することができる。
【００５３】
（２）最大圧油供給量低減時の流量安定性及び操作性の向上作用
本作用を比較例１を用いて説明する。この比較例１は、流量制御弁４ａのメインスプール６ａのストローク量を規制することで、ブレーカ用アクチュエータ３ａへの最大圧油供給流量を２段階に可変とする構成であり、例えば図５に示すような構造が考えられる。ここでは、流量制御弁４ａのメインスプール６ａのストロークを操作可能なペダル４５及びパイロット圧力制御弁４６を備えており、このペダル４５の操作量に応じてパイロットポンプ３０からのパイロット元圧がパイロット圧力制御弁４６を介してメインスプール６ａに導かれ、このメインスプール６ａのストローク量に応じた流量の圧油がブレーカ用アクチュエータ３ａに供給される。すなわち、ペダル４５の操作量が最大（例えば図５中４５ａに示す状態）である場合には、メインスプール６ａのストローク量も最大となり、最大流量の圧油（Ｑ１ｍａｘとする）がブレーカ用アクチュエータ３ａに供給される。このとき、ペダル４５の操作量を規制する例えばボルト等を含むストッパ装置４７を設け、ペダル４５の操作量を所定の位置（例えば図５中４５ｂに示す状態）で規制することで、メインスプール６ａの最大ストローク量をハーフストローク分としてブレーカ用アクチュエータ３ａへの最大圧油供給流量をＱ１ｍａｘより小さい流量（Ｑ１ｍａｘ′とする）に設定する。このようにして、ブレーカ用アクチュエータ３ａへの最大圧油供給流量を２段階に可変とすることができる。図６は、この比較例１におけるメインスプール６ａの開度と圧油供給流量との関係を示した図である。
【００５４】
ここで、一般にメインスプール６ａのようなスプール弁は、図６に示すように、フルストローク位置近傍の安定領域（図６中Ｃで示す領域）においては流量が安定するが、ハーフストローク位置においては流量が比較的不安定となる傾向がある。すなわち、上記比較例１のような構造の場合、最大圧油供給量低減時にはメインスプール６ａをハーフストローク位置に保持することになるため、ブレーカ用アクチュエータ３ａへの圧油供給流量が不安定となってしまう。また、例えばストッパ装置４７が磨耗、破損等した場合には、実際の最大圧油供給流量と設定した最大圧油供給流量とに誤差が生じることになる。さらに、上記比較例１において、例えば油圧ブレーカの代わりに木材・石等の把持作業を行うフォークグラップルを使用する場合を想定すると、把持作業においては細かな操作性を要するため、最大圧油供給量を小流量とした上でさらに圧油供給流量の微調整が必要となる。このとき、比較例１においてはメインスプール６ａの最大ストローク量をハーフストローク分に制限した状態であるため、圧油供給量を制御するメータリング領域（図６中Ｄで示す領域）が狭くなる。したがって、圧油供給流量の制御精度が低下し、フォークグラップルの操作性が低下する。
【００５５】
これに対し、本実施の形態では、メインスプール６ａのストローク量を規制することはせずに、その上流に位置する圧力補償弁７ａによって圧油の流量を絞り、ブレーカ用アクチュエータ３ａへの最大圧油供給流量を２段階に可変とする。図７は本実施の形態におけるメインスプール６ａの開度と圧油供給流量との関係を示した図である。この図７に示すように、本実施の形態によれば、切換弁４３を連通位置４３Ａとすることで、メインスプール６ａのフルストローク位置近傍の安定領域（図７中Ｅで示す領域）において小流量に設定した圧油を供給することができるので、最大圧油供給量低減時においてもブレーカ用アクチュエータ３ａへの圧油供給流量を安定させることができる。さらに、上記したフォークグラップルの使用を想定した場合には、メインスプール６ａのストローク量を０からフルストローク位置まで最大限に用いて圧油供給流量を制御することができるので、上記比較例１と比べてメータリング領域（図７中Ｆで示す領域）が格段に広くなる。したがって、圧油供給流量の制御精度が向上し、フォークグラップルの操作性を向上することができる。
【００５６】
なお、上記比較例１ではメインスプール６ａのストローク量をペダル４５を用いてパイロット圧で操作する構成としたが、これに限らず、例えばメインスプール６ａを比例電磁弁として電気信号によりストローク量を操作する構成の比較例、又は例えば直引きレバーにより直接メインスプール６ａのストローク量を操作する構成の比較例に対しても、上記比較例１の場合と同様のことが言える。
【００５７】
（３）圧油供給流量の温度依存性の低減作用
本作用を比較例２を用いて説明する。この比較例２は、圧力補償弁７ａに設けられた１対の対向する受圧部７０ｃ，７０ｄの受圧面積を等しくし、これら受圧部７０ｃ，７０ｄに導かれる圧力の方に圧力差を設けるようにした構造であり、例えば図８に示すような構造が考えられる。この図８に示すように、切換弁４３′の連通位置４３′Ａには固定絞り部４８，４９が設けられており、切換弁４３′がこの連通位置４３′Ａに切り換えられたときには、差圧減圧弁１１からの圧油は固定絞り部４８，４９を介してタンクに流入すると共に、出力圧ＰＬＳとタンク圧（すなわち０）との中間の圧力ＰＬＳ″（０＜ＰＬＳ″＜ＰＬＳ）が受圧部７０ｄに導かれる。これにより、受圧部７０ｃに導圧された出力圧ＰＬＳによる開作動方向に作用する力が、受圧部７０ｄに導圧された圧力ＰＬＳ″による閉作動方向に作用する力により一部相殺されるので、切換弁４３′の切換位置が遮断位置４３′Ｂである場合に比べて目標補償差圧が小さく設定される。このようにして、切換弁４３′の切換により圧力補償弁７ａの目標補償差圧を２段階に可変して、ブレーカ用アクチュエータ３ａへの最大圧油供給流量を２段階に可変するようになっている。
【００５８】
しかしながら、上記比較例２のように圧油の流量を固定絞り部４８，４９で絞る構造の場合、周囲環境の温度によって圧油の粘性が変化し固定絞り部４８，４９を通過する圧油流量が変化する。これにより、受圧部７０ｄに導圧される圧力ＰＬＳ″の大きさも温度によって変化するため、圧力補償弁７ａの目標補償差圧が不安定となり、その結果、ブレーカ用アクチュエータ３ａへの圧油供給流量も不安定となってしまう。
【００５９】
これに対し、本実施の形態によれば、切換弁４３の連通位置４３Ａに絞り部を設けない構造としているので、周囲環境の温度に係わらず圧力補償弁７ａの目標補償差圧を安定させることができる。したがって、圧油供給流量の温度依存性を低減でき、最大圧油供給量低減時においても、周囲環境の温度に係わらずブレーカ用アクチュエータ３ａへ安定した流量で圧油を供給することができる。
【００６０】
なお、以上説明してきた本発明の建設機械の油圧駆動装置の一実施の形態においては、１台の油圧ショベルで圧油使用流量が大流量と小流量である２種の油圧ブレーカの両方を使用する場合を述べたが、本発明の適用形態はこれに限るものではない。すなわち、前述したように受圧部７０ｃ，７０ｄの受圧面積比Ａ１／Ａ２を適宜の値に設定することで、最大圧油供給量低減時の流量Ｑｍａｘ′も任意に設定することが可能であるので、受圧部７０ｃ，７０ｄの受圧面積Ａ２，Ａ１をニーズに応じて設定することで、油圧ブレーカと他のアタッチメントを使用する場合や、他のアタッチメントとさらに他のアタッチメントを使用する場合等にも適用可能である。例えば、木材・石等の把持作業に使用するフォークグラップルは、操作性重視の観点から、一般にその圧油使用流量は油圧ブレーカに比べて小流量である。したがって、例えば１台の油圧ショベルで油圧ブレーカとフォークグラップルとを両方使用したい場合等にも適用することができる。
【００６１】
また、本発明の一実施の形態においては、切換弁４３を手動切換弁としたが、これに限らず、例えばパイロット圧により切り換わるパイロット切換弁としてもよいし、切換スイッチ等からのＯＮ／ＯＦＦ信号により切り換わる電磁弁としてもよい。また、例えばリンク機構等を介して機械的に力が加えられ、それによって切り換わるような切換弁としてもよい。いずれの場合も、上記本発明の一実施の形態と同様の効果を得ることができる。
【００６２】
また、上記本発明の一実施の形態においては、最大圧油供給流量を可変させる対象アクチュエータを油圧ブレーカを駆動するブレーカ用アクチュエータとしたが、このようなフロントアタッチメント用のアクチュエータに限らず、例えば前記の排土用ブレードをアングル又はチルトさせるためのシリンダ等、フロントアタッチメント以外のアタッチメント用のアクチュエータでもよい。
【００６３】
【発明の効果】
本発明によれば、切換弁で導圧路を連通又は遮断して圧力補償弁の１対の対向する受圧部の両方又は片方に差圧減圧弁の出力圧を導くことで、特定のアクチュエータに係わる圧力補償弁の目標補償差圧を２段階に可変とする。これにより、特定アクチュエータへの最大圧油供給流量を２段階に可変とする構成を、油圧回路のみで構成することが可能である。したがって、コントローラ及び電磁弁等の電子機器を用いて目標補償差圧の可変制御を行う構造と比べ、断線、結線不良、コンタミによる電磁弁のスティック、又は例えば漏水によるコントローラの故障等による目標補償差圧の可変制御の不具合を防止できるので、油圧駆動装置の信頼性を向上でき、且つ、これを安価に実現することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の建設機械の油圧駆動装置の一実施の形態の全体構成を表す図である。
【図２】本発明の建設機械の油圧駆動装置の一実施の形態を構成するコントロールバルブの全体構造を表す上面図である。
【図３】本発明の建設機械の油圧駆動装置の一実施の形態を構成する流量制御弁の詳細内部構造を表す図２中ＩＩＩ−ＩＩＩ断面による縦断面図である。
【図４】本発明の建設機械の油圧駆動装置の一実施の形態における、切換弁が連通位置及び遮断位置である場合のメインスプールの開度と圧油供給流量との関係を示す図である。
【図５】本発明の建設機械の油圧駆動装置の一実施の形態の比較例の全体構成を表す図である。
【図６】本発明の建設機械の油圧駆動装置の一実施の形態の比較例におけるメインスプールの開度と圧油供給流量との関係を示す図である。
【図７】本発明の建設機械の油圧駆動装置の一実施の形態におけるメインスプールの開度と圧油供給流量との関係を示す図である。
【図８】本発明の建設機械の油圧駆動装置の一実施の形態の比較例の全体構成を表す図である。
【符号の説明】
１ エンジン
２ 油圧ポンプ
３ａ ブレーカ用アクチュエータ（特定のアクチュエータ；複数のアクチュエータ；アタッチメント用アクチュエータ）
３ｂ ブームシリンダ（複数のアクチュエータ）
４ａ 流量制御弁
７ａ 圧力補償弁
１１ 差圧減圧弁
４２ｃ 圧力ライン（導圧路）
４３ 切換弁
７０ｃ 受圧部
７０ｄ 受圧部[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a hydraulic drive device used for a construction machine such as a hydraulic excavator, and particularly to a hydraulic drive device for a construction machine to which a front attachment such as a hydraulic breaker or a fork grapple is mounted.
[0002]
[Prior art]
A hydraulic drive device that performs load sensing control so that the discharge pressure of a hydraulic pump is higher than the maximum load pressure of a plurality of actuators by a target differential pressure is called a load sensing system (hereinafter, appropriately referred to as an LS system). The differential pressure between the front and rear is controlled by a pressure compensating valve, so that pressure oil can be supplied at a ratio according to the opening area of the flow control valve regardless of the magnitude of the load pressure during a combined operation of simultaneously driving a plurality of actuators. In this LS system, a differential pressure between a discharge pressure of a hydraulic pump and a maximum load pressure of a plurality of actuators (hereinafter, referred to as an LS differential pressure) is led to a pressure compensating valve, and a target compensation differential pressure of each pressure compensating valve is converted to an LS differential pressure. The pressure is set to be constant.
[0003]
In construction machines such as a hydraulic shovel equipped with such an LS system, front attachments used in place of buckets have recently become diversified. For example, hydraulic breakers used for crushing works of buildings, rocks, etc. Fork grapples, mowing motors, and the like used for work of holding stones and the like are included. Each of these attachments has a specific flow rate of pressurized oil used, and when the attachment is attached, it is necessary to supply the pressurized oil in accordance with the specified flow rate.
[0004]
Based on such a background, conventionally, there is a hydraulic drive device having a function of varying the maximum flow rate of the pressurized oil supplied to an attachment actuator according to the attached attachment (for example, see Patent Document 1). Here, when an operation mode is selected in accordance with the attached attachment, the controller calculates a control pressure based on the selected operation mode and the detected LS differential pressure, and in a control pressure generation circuit in accordance with the calculated value, a control pressure generation circuit generates an electromagnetic pressure. The valve reduces the pilot pressure to generate a control pressure, which acts on one of a pair of opposing pressure receiving portions of the pressure compensating valve, and sets the target compensation differential pressure of the pressure compensating valve to the control pressure. Is done. By setting the target compensating differential pressure of the pressure compensating valve according to the selected operation mode in this way, the maximum flow rate of the hydraulic oil supplied to the actuator is varied.
[0005]
[Patent Document 1]
JP-A-7-229169
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
However, the conventional technique has the following problems.
That is, in the above-described prior art, variable control of the target compensation differential pressure is performed by using an electronic device such as a controller that calculates the control pressure or an electromagnetic valve that reduces the pilot pressure to generate the control pressure. There is a possibility that a poor connection, a stick of the solenoid valve due to contamination, and the like may occur. Further, since control by the controller is interposed in the variable control of the target compensation differential pressure, if a control problem occurs in the controller due to, for example, water leakage, a problem occurs in the variable control of the target compensation differential pressure. .
[0007]
Thus, there is room for improvement in the above prior art from the viewpoint of reliability. In addition, the use of the above-described electronic device has resulted in an increase in cost.
[0008]
An object of the present invention is to improve reliability by configuring a variable control system of a target compensation differential pressure with a hydraulic circuit in a hydraulic drive device of a construction machine that varies a maximum pressure oil supply flow rate to a specific actuator, and Another object of the present invention is to provide a hydraulic drive device for a construction machine that can realize the above at low cost.
[0009]
[Means for Solving the Problems]
(1) In order to achieve the above object, the present invention provides an engine, a hydraulic pump driven by the engine, and a plurality of actuators including a specific actuator driven by pressure oil discharged from the hydraulic pump. A flow control valve for controlling a flow rate of hydraulic oil supplied from the hydraulic pump to the specific actuator, and a differential pressure between a discharge pressure of the hydraulic pump and a maximum load pressure of the plurality of actuators is output as an absolute pressure. A pressure compensating valve provided between the hydraulic pump and the flow control valve to control a differential pressure across the flow control valve, the pressure compensating valve being provided between the hydraulic pump and the flow control valve; A pair of opposed pressure receiving portions provided on the valve and having different pressure receiving areas, and an output pressure of the differential pressure reducing valve is applied to one of the pair of opposed pressure receiving portions. A pressure guide passage for guiding, it is assumed that and a switchable directional control valve to a predetermined magnitude of two values of pressure of the output side disposed in the pressure guide path.
[0010]
In general, a specific hydraulic oil use flow rate is specified for a front attachment of a construction machine such as a hydraulic shovel. For example, hydraulic breakers used for crushing buildings, rocks, and the like are roughly classified into two types: those having a prescribed flow rate of relatively large flow rate and those of relatively small flow rate. In addition, fork grapples used for gripping wood, stones and the like usually have a prescribed use flow rate relatively smaller than that of the hydraulic breaker from the viewpoint of emphasizing operability. Therefore, if the maximum pressure oil supply flow rate to the attachment (more precisely, the attachment actuator) is made variable at least in two stages, a large flow rate and a small flow rate, it is possible to use both of the above two types of hydraulic breakers, or to use the hydraulic breaker and the fork. It is possible to cope with a case where both the grapple and the grapple are desired.
[0011]
In the present invention, for example, the output pressure of the differential pressure reducing valve is applied to one of a pair of opposed pressure receiving portions provided in a pressure compensating valve related to a specific actuator such as an attachment actuator and having different areas. Is provided with a switching valve for communicating or blocking (including a small communication state that does not cause a problem in control) of the pressure guiding path. In other words, when the pressure oil usage flow rate of the actuator is a large flow rate, the switching valve is set to the shut-off position to shut off the pressure guide path to one pressure receiving portion. The output pressure of the differential pressure reducing valve is guided only to the pressure receiving portion of the pressure reducing valve. As a result, the target compensation differential pressure of the pressure compensating valve is set to its output pressure (the differential pressure between the discharge pressure of the hydraulic pump and the maximum load pressure of the plurality of actuators, that is, the aforementioned LS differential pressure). A relatively large amount of pressure oil is supplied to the actuator at a ratio corresponding to the opening area of the control valve. On the other hand, when the pressure oil use flow rate of the actuator is a small flow rate, the output pressure of the differential pressure reducing valve is guided to both of the pair of opposed pressure receiving sections with the switching valve as the communication position. At this time, for example, in these pressure receiving portions, an appropriate pressure receiving area ratio such that the pressure receiving area of the other pressure receiving portion provided on the opening direction operating side is larger than the pressure receiving area of the one pressure receiving portion provided on the closing direction operating side. The target compensation differential pressure of the pressure compensating valve is set to an appropriate differential pressure smaller than the LS differential pressure, and the pressure oil having a relatively small flow rate at a ratio smaller than the ratio corresponding to the opening area of the flow control valve. Is supplied to the actuator.
[0012]
Thus, in the present invention, the output pressure of the differential pressure reducing valve is guided to both or one of the pair of opposed pressure receiving portions of the pressure compensating valve by communicating or blocking the pressure guiding path with the switching valve. The target compensation differential pressure of the pressure compensating valve related to a specific actuator is made variable in two stages, and as a result, the maximum flow rate of the supply of pressurized oil to the actuator is made variable in two stages of a large flow and a small flow. According to the present invention, since the variable control system of the target compensation differential pressure can be constituted only by the hydraulic circuit by varying the target compensation differential pressure by using the switching valve, the controller and the solenoid valve are used. Variable control of the target compensation differential pressure due to disconnection, poor connection, sticking of the solenoid valve due to contamination, or failure of the controller due to, for example, water leakage, which may occur in the case of the above-described prior art structure that performs variable control of the target compensation differential pressure. Therefore, the reliability of the hydraulic drive device can be improved. Further, since no electronic device such as a solenoid valve is used, a hydraulic drive device capable of improving the reliability can be realized at low cost.
[0013]
(2) In the above (1), preferably, the one pressure receiving section is a pressure receiving section on the closing direction operation side of the pressure compensating valve.
[0014]
(3) In the above (2), it is more preferable that the pressure compensating valve further includes a pressure receiving portion on the opening direction operating side, and a pressure receiving area of the opening direction operating side pressure receiving portion is smaller than that of the pressure receiving portion on the closing direction operating side. The pressure receiving area ratio is set to be larger than the pressure receiving area.
[0015]
(4) In any one of the above (1) to (3), preferably, the specific actuator is an actuator for attachment of a hydraulic shovel.
[0016]
(5) In order to achieve the above object, the present invention provides an engine, a hydraulic pump driven by the engine, and a plurality of actuators including a specific actuator driven by pressure oil discharged from the hydraulic pump. A flow control valve for controlling a flow rate of hydraulic oil supplied from the hydraulic pump to the specific actuator, and a differential pressure between a discharge pressure of the hydraulic pump and a maximum load pressure of the plurality of actuators is output as an absolute pressure. A pressure compensating valve provided between the hydraulic pump and the flow control valve to control a differential pressure across the flow control valve, the pressure compensating valve being provided between the hydraulic pump and the flow control valve; By guiding the output pressure of the differential pressure reducing valve to both or one of a pair of opposed pressure receiving portions provided on the valve and having different areas, a target compensation difference of the pressure compensating valve is obtained. The assumed and a control valve for a variable in two steps.
[0017]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, an embodiment of a hydraulic drive device for a construction machine according to the present invention will be described with reference to the drawings. The hydraulic drive device according to the present embodiment is mounted on a hydraulic shovel equipped with a hydraulic breaker used as a front attachment for crushing buildings, rocks, and the like. This hydraulic breaker is generally classified into two types, namely, a type having a relatively large flow rate and a type having a relatively small flow rate. The present invention is applied to a case where both small hydraulic breakers are used.
[0018]
FIG. 1 is a diagram illustrating an entire configuration of an embodiment of a hydraulic drive device for a construction machine according to the present invention.
In FIG. 1, a hydraulic drive device according to the present embodiment includes an engine 1, a variable displacement hydraulic pump 2 and a fixed displacement pilot pump 30 as main pumps driven by the engine 1, a main hydraulic pump, And a plurality of actuators 3a, 3b,... Driven by pressure oil discharged from the pump 2 and pressure oil connected to the supply oil passage 5 of the hydraulic pump 2 and supplied from the hydraulic pump 2 to the actuators 3a, 3b,. , And a plurality of flow control valves 4a, 4b,... For controlling the flow rate and direction, respectively, and the differential pressure (LS differential pressure) ΔPLS between the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2 and the maximum load pressure PLmax of the plurality of actuators 3a, 3b,. Valve 4 including a differential pressure reducing valve 11 that outputs pressure as an absolute pressure PLS, and a pump displacement control mechanism 1 that controls displacement (capacity) of the hydraulic pump 2 If, and an engine rotation speed detection circuit 13 including the differential pressure reducing valve 51 to output a pressure that depends on the engine speed as an absolute pressure.
[0019]
Although not shown, the hydraulic excavator according to the present embodiment including the hydraulic drive device having the above-described configuration includes an upper revolving structure that is rotatably mounted on a lower traveling structure, and an upper revolving structure that rotates vertically on the upper revolving structure. It has a front working mechanism composed of a boom, an arm, and a hydraulic breaker, which are equipped as possible. The actuator 3a is an actuator for a breaker that drives a hydraulic breaker, and the actuator 3b is, for example, to rotate the boom vertically. It is a boom cylinder. The large flow rate and small flow rate hydraulic breakers used in the present embodiment are both driven by the breaker actuator 3a.
[0020]
The flow control valves 4a, 4b,... Are respectively a plurality of closed center type flow control valves (hereinafter, appropriately referred to as main spools) 6a, 6b,. Are integrally formed with a plurality of pressure compensating valves (hereinafter, appropriately referred to as spools) 7a, 7b,... Which control the differential pressure across the meter-in restrictors 61, 62 to the same value. 3).
[0021]
The flow control valves 6a, 6b,... Are switched by operating an operation lever (not shown), and the opening area of the meter-in throttle unit 61 or 62 is determined according to the operation amount of the operation lever. The flow control valves 6a, 6b,... Are provided with load ports 60a, 60b,... For taking out their load pressures when the actuators 3a, 3b,. .., The highest pressure among the load pressures extracted from the load lines 8a, 8b, 8c, 8d and the shuttle valves 9a, 9b is detected on the signal line 10.
[0022]
Each of the plurality of pressure compensating valves 7a, 7b,... Is a front type (before orifice type) installed upstream of the meter-in throttle portions 61, 62 of the flow control valves 6a, 6b,. 7a has two pairs of opposing pressure receiving portions 70a, 70b and 70c, 70d, and pressures on the upstream side and the downstream side of the flow control valve 6a are respectively guided to the pressure receiving portions 70a, 70b, and the pressure receiving portion 70c or the pressure receiving portion 70c is provided. , 70d, the output pressure PLS of the differential pressure reducing valve 11 (absolute pressure corresponding to the LS differential pressure ΔPLS) is introduced, and the output pressure PLS of the differential pressure reducing valve 11 or a pressure PLS ′ smaller than this output pressure PLS is set to the target compensation difference. The differential pressure across the flow control valve 6a is controlled as the pressure Pc1 (details will be described later). The pressure compensating valve 7b has a pair of opposing pressure receiving portions 71a, 71b and a pressure receiving portion 71c that operates in the opening direction, and pressures upstream and downstream of the flow control valve 6b are respectively transmitted to the pressure receiving portions 71a, 71b. Then, the output pressure PLS (absolute pressure equivalent to the LS differential pressure ΔPLS) of the differential pressure reducing valve 11 is guided to the pressure receiving portion 71c, and the output pressure PLS is used as the target compensation differential pressure Pc2 to control the differential pressure across the flow control valve 6b. I do. Other pressure compensating valves, not shown, are configured similarly to the pressure compensating valve 7b.
[0023]
The differential pressure reducing valve 11 has a pressure receiving portion 11a located on the side that increases the output pressure PLS and pressure receiving portions 11b and 11c located on the side that reduces the output pressure PLS, and the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2 is applied to the pressure receiving portion 11a. The maximum load pressure PLmax and the own output pressure PLS detected on the signal line 10 are respectively guided to the pressure receiving units 11b and 11c, and the discharge pressure Ps and the maximum load pressure PLmax of the hydraulic pump 2 are balanced by these pressures. The differential pressure (LS differential pressure) ΔPLS is output as the absolute pressure PLS. The output pressure PLS of the differential pressure reducing valve 11 is guided to the pressure receiving portion 12d of the LS control valve 12b provided in the pump tilt control mechanism 12 via the pressure lines 42 and 42a. Further, the output pressure PLS of the differential pressure reducing valve 11 is similarly guided to the pressure receiving portions 70c, 70d, 71c,... Of the pressure compensating valves 7a, 7b,.
[0024]
FIG. 2 is a top view showing the overall structure of the control valve 4 including the flow control valves (main spools) 4a, 4b,.
As shown in FIG. 2, the control valve 4 is a stack (block) type control valve, and each flow control valve as a valve block is arranged in parallel to form a plurality (two in this embodiment) of bolts 15. And a nut 16 for fastening. With such a configuration, each flow control valve can be arbitrarily removed or added.
[0025]
The control valve 4 includes a flow control valve 4a for controlling pressure oil from the hydraulic pump 2 to the breaker actuator 3a, a flow control valve 4b for controlling pressure oil to the boom cylinder 3b, and an arm cylinder (not shown). ), A flow control valve 4d for controlling pressure oil to a breaker cylinder (not shown) for adjusting an angle between a hydraulic breaker and an arm, a boom, an arm, and a hydraulic pressure. A flow control valve 4e for controlling pressure oil to a swing cylinder (not shown) for rotating the front working mechanism comprising a breaker in a substantially horizontal direction with respect to the upper revolving structure; Flow control valve 4f for controlling the pressure oil to a turning motor (not shown) for turning by turning, and the pressure oil to the left and right running motors provided on the left and right sides of the lower traveling body, respectively. A flow control valve 4gL, 4gR for controlling the flow of oil and a flow control valve 4h for controlling pressure oil to a blade cylinder (not shown) for vertically driving a discharging blade provided on the front side of the lower traveling body. Have.
[0026]
The control valve 4 includes an end block 4i disposed at an end opposite to the flow control valve 4h and a pressure oil outflow / inflow block 4j disposed between the end block 4i and the flow control valve 4f. It also has more. The pressure oil outflow / inflow block 4j is provided with a pump port (not shown) for introducing the pressure oil discharged from the hydraulic pump 2 into the control valve 4, and a tank port 17 for discharging the pressure oil outside the control valve 4. I have. The differential pressure reducing valve 11 and the like are provided in the end block 4i.
[0027]
When the excavator uses a bucket without using a front attachment such as a hydraulic breaker, the flow control valve 4a is not used as a spare. At that time, the plugs 20, 20 are screwed into the actuator ports 18, 19 of the flow control valve 4a, respectively (FIG. 2 shows a state in which the plugs 20, 20 are screwed).
[0028]
FIG. 3 is a vertical sectional view taken along line III-III in FIG. 2 showing a detailed internal structure of the flow control valve 4a. Here, illustration of the plugs 20, 20 is omitted.
In FIG. 3, reference numeral 21 denotes a housing of the flow control valve 4a, and a spool bore 22 is formed in the housing 21, and the main spool 6a is slidably inserted in the spool bore 22 in the axial direction. . The housing 21 has a pump passage 23 connected to the supply oil passage 5 of the hydraulic pump 2, the actuator ports 18 and 19 connected to the breaker actuator 3a, and tank passages 24 and 25 connected to the tank. The pump passage 23 and the tank passages 24 and 25 extend in a direction orthogonal to the spool bore 22, and the other flow control valves (the flow control valves 4b, 4c, 4d, 4e, 4f, 4gL, 4gR described above). , 4h).
[0029]
Pump ports 22a and 22b communicating with the pump passage 23 via the pressure compensating valve 7a are formed slightly outside near the center of the spool bore 22, and switching ports 22c and 22d and load ports 22e and 22f are formed outside thereof. Is formed. The pump ports 22a and 22b communicate via a bridge passage 26, the switching ports 22c and 22d communicate via a bridge passage 27, and the load ports 22e and 22f communicate with the actuator ports 18 and 19, respectively.
[0030]
Both ends of the main spool 6a protrude outside both side surfaces of the housing 21, and pressure receiving portions 28 and 29 are located at the protruding portions. These pressure receiving portions 28 and 29 are formed in cases 33 and 34 attached to both side surfaces of the housing 21, and a spring 35 for holding the main spool 6a at a neutral position is arranged in the case 34. Further, the cases 33 and 34 are provided with pilot ports 33a and 34a for introducing an external pilot pressure according to the operation amount of the operation lever.
[0031]
The main spool 6a is provided with the meter-in throttle portions 61 and 62, and has throttle portions 63 and 64 formed outside thereof. In other words, when the operation lever is operated, the main spool moves to the right side in FIG. 3 (or the left side in FIG. 3, hereinafter the same relationship in parentheses), and the pressure oil from the pump port 22b (or the pump port 22a) is metered in. The flow rate is reduced by the section 61 (or the meter-in throttle section 62) and flows into the switching port 22d (or the switching port 22c), flows into the switching port 22c (or the switching port 22d) through the bridge passage 27, and flows into the meter-in throttle. It flows into the load port 22e (or the load port 22f) via the section 62 (or the meter-in throttle section 61). Thereafter, the pressure oil is supplied from the actuator port 18 (or the actuator port 19) to the breaker actuator 3a via the supply line 36 (or the supply line 37). At this time, the pressure oil that has driven the breaker actuator 3a flows into the housing 21 from the actuator port 19 (or the actuator port 18) through the supply line 37 (or the supply line 36), and the load port 22f (or the load port 22). 22e), flows into the tank passage 25 (or the tank passage 24) through the throttle 63 (or the throttle 22). Since the supply of the pressure oil to the breaker actuator 3a is performed only from one direction, the main spool 6a is driven only in one switching position direction (for example, a switching position direction in which the flow rate is controlled by the meter-in throttle unit 61). Has become.
[0032]
A spool bore 38 is formed below the main spool 6a of the housing 21. A spool 7a as a pressure compensating valve is inserted through the spool bore 38 so as to be slidable in the axial direction. This spool 7a is a front type (before orifice type) installed upstream of the meter-in throttle portions 61 and 62, and controls the differential pressure across the meter-in throttle portions 61 and 62. An output port 38a is formed substantially at the center of the spool bore 38. A throttle portion 39 is formed at a substantially central portion of the spool 7a, and the pair of opposed pressure receiving portions 70a and 70b are provided inside the spool on both sides thereof. The pressure receiving portion 70a is provided on the operating side of the spool 7a in the closing direction (the right side in FIG. 3), communicates with the output port 38a via the pressure line 40, and the pressure receiving portion 70b is on the operating side of the spool 7a in the opening direction (FIG. 3 and is connected to the switching port 22 d via the pressure line 41. The spool 7a is further provided with the pair of opposing pressure receiving portions 70c and 70d on the outer peripheral side of the pressure receiving portions 70a and 70b. The pressure receiving portion 70c is provided on the outer peripheral portion of the spool 7a on the operation side in the opening direction, and the output pressure PLS of the differential pressure reducing valve 11 is guided through the pressure line 42b. The pressure receiving portion 70d is provided on the outer peripheral portion of the spool 7a on the operation side in the closing direction, and is configured to guide the output pressure PLS of the differential pressure reducing valve 11 via the pressure line 42c (see also FIG. 1).
[0033]
The pressure line 42c is provided with a switching valve 43. The switching valve 43 communicates with the pressure line 42c and shuts off a communication position 43A and a pressure line 42c that connects the pressure receiving portion 70d to the differential pressure reducing valve 11. To the pressure receiving portion 70d and the tank, a lever 43a for manually switching to the communicating position 43A or the blocking position 43B, and a spring 43b for urging the switching valve 43 toward the blocking position 43B. (See also FIG. 1). When the switching valve is at the shut-off position 43B, the pressure line 42c may not be completely shut off, but may be in such a small communication state as to cause no problem in control. In other words, it can be said that the switching valve 43 is a switching valve that can switch the pressure on the output side in the pressure line 42c to two predetermined large and small values.
[0034]
With this configuration, when the switching valve 43 is set to the shut-off position 43B, the output pressure PLS (absolute pressure equivalent to the LS differential pressure ΔPLS) from the differential pressure reducing valve is guided only to the pressure receiving portion 70c, and the pressure compensating valve 7a is The output pressure PLS is used as the target compensation differential pressure Pc1 to control the differential pressure across the flow control valve 6a. The maximum flow rate of the meter-in throttle portions 61 and 62 (in other words, the maximum flow rate of the pressurized oil supplied to the breaker actuator 3a) is Qmax. On the other hand, when the switching valve 43 is set to the communication position 43A, the output pressure PLS from the differential pressure reducing valve 11 is guided to both the pressure receiving units 70c and 70d. At this time, in the present embodiment, in these pressure receiving portions 70c and 70d, the pressure receiving area (A2) of the pressure receiving portion 70c is larger than the pressure receiving area (A1) of the pressure receiving portion 70d (A2> A1). An appropriate pressure receiving area ratio is provided. As a result, the force (= PLS × A2) acting on the spool 7a from the pressure receiving portion 70c side is partially offset by a smaller force (= PLS × A1) acting on the spool 7a from the pressure receiving portion 70c side. 7a controls the differential pressure across the flow control valve 6a using a pressure PLS 'smaller than the output pressure PLS as a target compensation differential pressure. As a result, the maximum passage flow rate (in other words, the maximum pressure oil supply flow rate to the breaker actuator 3a) of the meter-in throttle portions 61 and 62 at this time becomes Qmax 'smaller than the above-mentioned Qmax. FIG. 4 is a diagram showing the relationship between the opening degree of the main spool 6a and the flow rate of the pressure oil when the switching position of the switching valve 43 is the communication position 43A or the shutoff position 43B.
[0035]
In FIG. 4, A is the relationship between the main spool opening and the pressure oil supply flow rate when the switching valve 43 is in the communication position 43A, and B is the main spool opening and pressure when the switching valve 43 is in the shut-off position 43B. The relationship with the oil supply flow rate is shown. As shown in FIG. 4, when the switching position of the switching valve 43 is at the shut-off position 43B or the communication position 43A, the maximum pressure oil supply flow rate at the full stroke of the main spool 6a becomes Qmax 'and Qmax, respectively. The relationship of Qmax is given by Qmax '/ Qmax = A1 / A2 (where A2> A1). Therefore, by switching the switching valve 43 from the shut-off position 43B to the communication position 43A, the maximum pressure oil supply flow rate to the breaker actuator 3a can be changed to (A1 / A2) times. Thus, the maximum pressure oil supply flow rate to the breaker actuator 3a can be varied in two stages.
[0036]
By setting the pressure receiving area ratio A1 / A2 of the pressure receiving portions 70c and 70d to an appropriate value, it is possible to arbitrarily set the maximum pressure oil supply flow rate Qmax 'when the switching valve 43 is in the communication position 43A. It is. Therefore, by changing the pressure receiving areas A2 and A1 of the pressure receiving portions 70c and 70d as necessary, it is desired to use both of the two types of hydraulic breakers having a large flow rate and a small flow rate as shown in the present embodiment. In addition to the case, for example, it is possible to cope with a case where it is desired to use a hydraulic breaker and another attachment (fork grapple or the like).
[0037]
Returning to FIG. 1, the pump displacement control mechanism 12 includes a horsepower control displacement actuator 12a that reduces displacement of the hydraulic pump 2 when the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2 increases, An LS control valve 12b and an LS control tilt actuator 12c for performing load sensing control so as to be higher than the maximum load pressure PLmax of 3a, 3b,.
[0038]
The LS control valve 12b includes a pressure receiving portion 12d located on the side that increases the pressure of the actuator 12c and reduces the tilt of the hydraulic pump 2, and a pressure receiving portion 12e located on the side that increases the tilt of the hydraulic pump 2 by reducing the pressure of the actuator 12c. In the pressure receiving portion 12d, the output pressure PLS of the differential pressure reducing valve 11 (the absolute pressure corresponding to the differential pressure ΔPLS between the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2 and the maximum load pressure PLmax of the actuators 3a, 3b,...) Is provided. The output pressure Pgr of the differential pressure reducing valve 51 of the engine speed detection circuit 13 is guided to the pressure receiving section 12e as a target differential pressure (target LS differential pressure) for load sensing control.
[0039]
The engine speed detection circuit 13 has a flow detection valve 50 and the above-described differential pressure reducing valve 51. The flow detection valve 50 has a variable throttle 50a, and the throttle 50a is connected to the discharge line of the pilot pump 30. 31. The discharge line 31 has a line 31a on the upstream side of the flow rate detection valve 50 and a line 31b on the downstream side, and a relief valve 32 for regulating a source pressure as a pilot hydraulic pressure source is connected to the line 31b on the downstream side. 31b is connected to a remote control valve (not shown) for generating a pilot pressure for switching the flow control valves 6a, 6b,.
[0040]
The flow rate detection valve 50 detects the flow rate of the pressure oil flowing through the discharge line 31 as a change in the differential pressure across the throttle section 50a, and uses that differential pressure as the target LS differential pressure. Here, the flow rate of the pressure oil flowing through the discharge line 31 is the discharge flow rate of the pilot pump 30. Since this discharge flow rate changes according to the number of revolutions of the engine 1, the flow rate of the pressure oil flowing through the discharge line 31 is detected. The rotation speed of the engine 1 can be detected. For example, if the rotation speed of the engine 1 decreases, the flow rate decreases, and the differential pressure across the throttle portion 50a decreases.
[0041]
The throttle unit 50a is configured as a variable throttle unit whose opening area changes continuously, and the flow detection valve 50 further includes a pressure receiving unit 50b operating in the opening direction, a pressure receiving unit 50c operating in the throttle direction, and a spring 50d. The pressure on the upstream side of the variable throttle unit 50a (pressure on the line 31a) is guided to the pressure receiving unit 50b, the pressure on the downstream side of the variable throttle unit 50a (pressure on the line 31b) is guided to the pressure receiving unit 50c, and the variable throttle unit 50a itself is introduced. The opening area is changed depending on the pressure difference between before and after. By configuring the flow rate detection valve 50 in this way and using the differential pressure across the variable throttle portion 50a as the target LS differential pressure, for example, it is possible to improve the saturation phenomenon corresponding to the engine speed and set the engine speed to a low value. In such a case, good fine operability is obtained.
[0042]
The differential pressure reducing valve 51 is an engine speed detecting valve that outputs the differential pressure across the variable throttle portion 50a as an absolute pressure as a pressure depending on the engine speed, and includes a pressure receiving portion 51a positioned on the side that increases the output pressure Pgr. It has pressure receiving portions 51b and 51c located on the side that reduces the output pressure Pgr, the upstream pressure of the variable throttle portion 50a is guided to the pressure receiving portion 51a, and the downstream pressure of the variable throttle portion 50a and the pressure receiving portions 51b and 51c, respectively. The own output pressure Pgr is derived, and the differential pressure across the variable throttle unit 50a is output as an absolute pressure based on the pressure of the line 31b based on the balance of these pressures. The output port of the differential pressure reducing valve 51 is connected to the pressure receiving portion 12e of the LS control valve 12b via the signal line 53, and the output pressure Pgr of the differential pressure reducing valve 51 is guided to the pressure receiving portion 12e as a target LS differential pressure. As a result, it is possible to set the actuator speed according to the engine speed.
[0043]
In the above description, the breaker actuator 3a constitutes a specific actuator driven by pressure oil discharged from the hydraulic pump described in each claim, and also constitutes an attachment actuator of a hydraulic excavator. The 3a and the boom cylinder 3b constitute a plurality of actuators, and the pressure line 42c constitutes a pressure guide path for guiding the output pressure of the differential pressure reducing valve to one of the pair of opposed pressure receiving portions.
[0044]
Next, the operation of the embodiment of the hydraulic drive device for a construction machine of the present invention having the above configuration will be described below.
The flow rate and flow direction of the pressure oil discharged from the hydraulic pump 2 are controlled by flow control valves 4a, 4b,... According to the operation amount of the operation lever, and the plurality of actuators 3a, 3b,. Is done. At this time, the maximum load pressure PLmax of the plurality of actuators 3a, 3b,... Is guided to the differential pressure reducing valve 11 via the signal line 10. The differential pressure reducing valve 11 supplies a differential pressure ΔPLS (LS differential pressure: ΔPLS = Ps−PLmax) between the maximum load pressure PLmax of the actuator and the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2 as an absolute pressure PLS to the LS control valve 12b. Accordingly, the pump displacement control mechanism 12 performs load sensing control such that the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2 becomes higher than the maximum load pressure PLmax of the plurality of actuators 3a, 3b,. At this time, the target differential pressure of the load sensing control is set as a variable value that depends on the rotation speed of the engine 1 by the output pressure Pgr from the differential pressure reducing valve 51 that outputs the differential pressure across the variable throttle unit 50a as an absolute pressure. Is set.
[0045]
The absolute pressure PLS from the differential pressure reducing valve 11 is also supplied to the pressure compensating valves 7a, 7b,. Here, when using a hydraulic breaker having a large flow rate of pressurized oil, the operator sets the switching valve 43 to the shut-off position 43B. Thus, the output pressure PLS of the differential pressure reducing valve 11 is guided only to the pressure receiving portion 70c of the pressure compensating valve 7a. Thus, the pressure compensating valve 7a controls the differential pressure across the flow control valve 6a using the output pressure PLS as the target compensation differential pressure Pc1. The detailed operation at this time will be described below with reference to FIG.
[0046]
The pressure oil discharged from the hydraulic pump 2 flows through the pump passage 23 into the housing 21 of the flow control valve 4a. The flow rate of the inflowing pressure oil is reduced by the throttle portion 39 of the pressure compensating valve (spool) 7a, and is introduced into the output port 38a. The pressure oil at the output port 38a is guided to the pressure receiving portion 70a via the pressure line 40. Thus, the pressure on the upstream side of the meter-in throttle portions 61 and 62 of the main spool 6a is guided to the pressure receiving portion 70a. The pressure oil introduced into the output port 38a flows from the output port 38a through the bridge passage 26 when the main spool 6a moves to the right side in FIG. 3 (or the left side in FIG. 3) by operating the operation lever. After flowing into the pump port 22b, the flow rate is reduced according to the operation amount of the operation lever by the meter-in throttle unit 61 of the main spool 6a, and is introduced into the switching port 22d. The pressure oil at the switching port 22d is guided to the pressure receiving portion 70b of the spool 7a via the pressure line 41. As a result, the pressure downstream of the meter-in throttle portions 61 and 62 of the main spool 6a is guided to the pressure receiving portion 70b. Therefore, a force due to the pressure difference between the meter-in throttle portions 61 and 62 acts on the spool 7a in the closing operation direction (left direction in FIG. 3). At this time, the output pressure PLS from the differential pressure reducing valve 11 is guided through the pressure lines 42 and 42b to the pressure receiving portion 70c located on the operating side of the spool 7a in the opening direction. As a result, the spool 7a causes the meter-in restrictors 61, 62 to move in the closing direction due to the balance between the force acting in the opening direction by the output pressure PLS and the force acting in the closing direction by the differential pressure between the meter-in restrictors 61, 62. The flow rate of the pressurized oil is controlled by the throttle unit 39 so that the differential pressure before and after becomes the output pressure PLS.
[0047]
The pressure oil whose flow rate has been reduced by the meter-in throttle section 61 and introduced into the switching port 22d flows into the switching port 22c through the bridge passage 27, and flows into the load port 22e through the meter-in throttle section 62. After that, it flows out of the housing 21 through the actuator port 18 and is supplied to the breaker actuator 3a through the supply line 36. This drives the hydraulic breaker. At this time, the pressure oil that has driven the breaker actuator 3a flows into the housing 21 from the actuator port 19 through the supply line 37, flows into the tank passage 25 from the load port 22f through the throttle 63, and flows into the tank. Is discharged.
The operation of the other pressure compensating valves 7b,... Is substantially the same as the above-described operation when the switching valve 43 of the pressure compensating valve 7a is set to the shut-off position 43B.
[0048]
In this manner, the pressure compensating valves 7a, 7b,... Use the absolute pressure PLS output from the differential pressure reducing valve 11 as the target compensation differential pressures Pc1, Pc2 to control the differential pressure across the flow control valves 6a, 6b,. As a result, regardless of the magnitude of the load pressure of the actuators 3a, 3b,..., The discharge flow rate of the hydraulic pump 2 is supplied at a relatively large flow rate at a ratio corresponding to the opening area of each flow control valve.
[0049]
On the other hand, when using a hydraulic breaker with a small flow rate of pressurized oil, the operator sets the switching valve 43 to the communication position 43A. Accordingly, the output pressure PLS of the differential pressure reducing valve 11 is transmitted not only to the pressure receiving portion 70c located on the operating side of the spool 7a in the opening direction but also to the pressure receiving portion 70d located on the operating side in the closing direction of the spool 7a via the pressure line 42c. Be guided. At this time, as described above, since the pressure receiving areas A2 and A1 of the pressure receiving sections 70c and 70d are provided with an appropriate pressure receiving area ratio (where A2> A1), the output pressure PLS guided to the pressure receiving section 70c is provided. Is partially offset by the force acting in the closing direction by the output pressure PLS guided to the pressure receiving portion 70d. As a result, the pressure oil discharged from the hydraulic pump 2 and flowing into the housing 21 flows through the throttle portion 39 of the spool 7a so that the differential pressure across the meter-in throttle portions 61 and 62 becomes a pressure PLS 'smaller than the output pressure PLS. Can be squeezed. Thereby, the maximum pressure oil supply flow rate Qmax 'to the breaker actuator 3a at this time is A1 / A2 times the maximum pressure oil supply flow rate Qmax when the above-described switching valve 43 is set to the shut-off position 43B.
[0050]
As a result, the discharge flow rate of the hydraulic pump 2 is supplied to the actuators 3b,... Other than the breaker actuator 3a at a ratio corresponding to the opening area of each flow control valve. A relatively small amount of pressure oil obtained by multiplying A1 / A2 by a ratio corresponding to the opening area of the valve 6a is supplied.
[0051]
Next, the operation of the embodiment of the hydraulic drive device for a construction machine according to the present invention, which performs the above configuration and operation, will be described in order below.
(1) Improvement of reliability and economy of hydraulic drive
In the present embodiment, as described above, the switching valve 43 is switched to the communication position 43A or the shutoff position 43B, so that the output pressure PLS of the differential pressure reducing valve 11 is changed to a pair of opposed pressure receiving portions of the pressure compensating valve 7a. The target compensating differential pressure of the pressure compensating valve 7a is selectively guided to both or one of the pressure receiving sections 70c, 70c and 70d, and is varied in two stages. As a result, the maximum pressure oil supply flow rate to the breaker actuator 3a is changed in two stages of a large flow rate and a small flow rate (that is, Qmax and Qmax ′ (= Qmax × (A1 / A2))). That is, the operator switches the switching valve 43 to the communication position 43A or the shut-off position 43B, thereby using two types of hydraulic breakers having a large flow rate and a small flow rate of hydraulic oil with one hydraulic excavator. It is possible.
[0052]
According to the present embodiment, the variable operation of the maximum pressure oil supply flow rate to the breaker actuator 3a (in other words, the variable operation of the target compensation differential pressure of the pressure compensating valve 7a) is performed by switching the switching valve 43. Therefore, the control system relating to the variation of the target compensation differential pressure can be constituted only by the hydraulic circuit without using the electric control means. Therefore, compared to a structure such as the above-described prior art in which the target compensation differential pressure is variably controlled using an electronic device such as a controller or an electromagnetic valve, the electronic device specific to an electromagnetic valve such as a stick of an electromagnetic valve due to disconnection, poor connection, or contamination. And the problem of variable control of the target compensation differential pressure that may occur when the controller fails due to water leakage, for example, can improve the reliability of the hydraulic drive device. Furthermore, since no electronic device such as the above-mentioned solenoid valve is used, a hydraulic drive device that can improve reliability can be realized at low cost.
[0053]
(2) Improving flow rate stability and operability when reducing the maximum pressure oil supply
This effect will be described using Comparative Example 1. This comparative example 1 has a configuration in which the maximum pressure oil supply flow rate to the breaker actuator 3a can be changed in two stages by regulating the stroke amount of the main spool 6a of the flow rate control valve 4a, for example, as shown in FIG. Such a structure is conceivable. Here, a pedal 45 and a pilot pressure control valve 46 capable of operating the stroke of the main spool 6a of the flow control valve 4a are provided, and the pilot source pressure from the pilot pump 30 is changed to the pilot pressure in accordance with the operation amount of the pedal 45. The oil is guided to the main spool 6a via the control valve 46, and a pressure oil having a flow rate corresponding to the stroke amount of the main spool 6a is supplied to the breaker actuator 3a. That is, when the operation amount of the pedal 45 is the maximum (for example, the state indicated by 45a in FIG. 5), the stroke amount of the main spool 6a also becomes the maximum, and the hydraulic oil (Q1max) having the maximum flow rate is supplied to the breaker actuator 3a. Supplied to At this time, a stopper device 47 including, for example, a bolt for regulating the operation amount of the pedal 45 is provided, and the operation amount of the pedal 45 is regulated at a predetermined position (for example, a state indicated by 45b in FIG. 5), so that the main spool 6a Is set to a flow rate smaller than Q1max (referred to as Q1max '), with the maximum stroke amount being equal to the half stroke amount. Thus, the maximum pressure oil supply flow rate to the breaker actuator 3a can be made variable in two stages. FIG. 6 is a view showing the relationship between the opening degree of the main spool 6a and the flow rate of the pressure oil supply in Comparative Example 1.
[0054]
Here, a spool valve such as the main spool 6a generally has a stable flow rate in a stable region near the full stroke position (a region indicated by C in FIG. 6) as shown in FIG. Flow rates tend to be relatively unstable. That is, in the case of the structure of Comparative Example 1, since the main spool 6a is held at the half stroke position when the maximum pressure oil supply amount is reduced, the flow rate of the pressure oil supply to the breaker actuator 3a becomes unstable. Would. Further, for example, when the stopper device 47 is worn or broken, an error occurs between the actual maximum pressure oil supply flow rate and the set maximum pressure oil supply flow rate. Further, in the above Comparative Example 1, when assuming that a fork grapple for gripping wood, stone, or the like is used instead of the hydraulic breaker, for example, fine operability is required in the gripping work, And then fine adjustment of the pressure oil supply flow rate is required. At this time, in Comparative Example 1, since the maximum stroke amount of the main spool 6a is limited to a half stroke, a metering region (a region indicated by D in FIG. 6) for controlling the pressure oil supply amount becomes narrow. Therefore, the control accuracy of the pressure oil supply flow rate decreases, and the operability of the fork grapple decreases.
[0055]
On the other hand, in the present embodiment, the flow amount of the pressure oil is reduced by the pressure compensating valve 7a located upstream of the main spool 6a without regulating the stroke amount of the main spool 6a, and the maximum pressure applied to the breaker actuator 3a is controlled. The oil supply flow rate is made variable in two stages. FIG. 7 is a diagram showing a relationship between the opening degree of the main spool 6a and the flow rate of pressure oil supply in the present embodiment. As shown in FIG. 7, according to the present embodiment, by setting the switching valve 43 to the communication position 43A, a small stable area (the area indicated by E in FIG. 7) near the full stroke position of the main spool 6a is obtained. Since the pressure oil set at the flow rate can be supplied, the flow rate of the pressure oil supplied to the breaker actuator 3a can be stabilized even when the maximum pressure oil supply amount is reduced. Further, when assuming the use of the fork grapple described above, the pressure oil supply flow rate can be controlled by using the stroke amount of the main spool 6a to a maximum from 0 to a full stroke position. In comparison, the metering area (the area indicated by F in FIG. 7) is significantly wider. Therefore, control accuracy of the pressure oil supply flow rate is improved, and operability of the fork grapple can be improved.
[0056]
In the first comparative example, the stroke amount of the main spool 6a is controlled by the pilot pressure using the pedal 45. However, the present invention is not limited to this. For example, the stroke amount is controlled by an electric signal using the main spool 6a as a proportional solenoid valve. The same can be said for the comparative example of the above-described configuration or the comparative example of the configuration in which the stroke amount of the main spool 6a is directly operated by, for example, a direct pull lever.
[0057]
(3) Reduction of temperature dependence of pressure oil supply flow rate
This effect will be described using Comparative Example 2. In Comparative Example 2, the pressure receiving areas of a pair of opposed pressure receiving portions 70c and 70d provided in the pressure compensating valve 7a are equalized, and a pressure difference is provided between the pressures guided to the pressure receiving portions 70c and 70d. For example, a structure as shown in FIG. 8 can be considered. As shown in FIG. 8, fixed throttle portions 48 and 49 are provided at the communication position 43'A of the switching valve 43 ', and when the switching valve 43' is switched to the communication position 43'A, the difference is set. Pressure oil from the pressure reducing valve 11 flows into the tank via the fixed throttle portions 48 and 49, and a pressure PLS ″ (0 <PLS ″ <PLS) intermediate between the output pressure PLS and the tank pressure (ie, 0). It is guided to the pressure receiving section 70d. Accordingly, the force acting in the opening operation direction due to the output pressure PLS guided to the pressure receiving portion 70c is partially canceled by the force acting in the closing operation direction due to the pressure PLS ″ guided to the pressure receiving portion 70d. The target compensation differential pressure is set smaller than when the switching position of the switching valve 43 'is the shut-off position 43'B. The maximum pressure oil supply flow rate to the breaker actuator 3a is varied in two stages by varying the pressure in two stages.
[0058]
However, in the case of the structure in which the flow rate of the pressure oil is reduced by the fixed throttle portions 48 and 49 as in Comparative Example 2, the viscosity of the pressure oil changes depending on the temperature of the surrounding environment, and the flow rate of the pressure oil passing through the fixed throttle portions 48 and 49 is changed. Changes. As a result, the magnitude of the pressure PLS "guided to the pressure receiving portion 70d also changes depending on the temperature, so that the target compensation differential pressure of the pressure compensating valve 7a becomes unstable. As a result, the flow rate of the pressure oil supplied to the breaker actuator 3a Also becomes unstable.
[0059]
On the other hand, according to the present embodiment, since the throttle portion is not provided at the communication position 43A of the switching valve 43, the target compensation differential pressure of the pressure compensation valve 7a can be stabilized regardless of the temperature of the surrounding environment. Can be. Therefore, the temperature dependency of the pressure oil supply flow rate can be reduced, and even when the maximum pressure oil supply amount is reduced, pressure oil can be supplied to the breaker actuator 3a at a stable flow rate regardless of the temperature of the surrounding environment.
[0060]
In the above-described embodiment of the hydraulic drive device for a construction machine according to the present invention, one hydraulic excavator uses both of the two types of hydraulic breakers having a large flow rate and a small flow rate. However, the application form of the present invention is not limited to this. That is, as described above, by setting the pressure receiving area ratio A1 / A2 of the pressure receiving sections 70c and 70d to an appropriate value, the flow rate Qmax 'at the time of reducing the maximum pressure oil supply amount can be arbitrarily set. By setting the pressure receiving areas A2 and A1 of the pressure receiving sections 70c and 70d according to needs, the present invention can be applied to a case where a hydraulic breaker and another attachment are used, or a case where another attachment and another attachment are used. It is possible. For example, fork grapples used for gripping wood, stones and the like generally use a small amount of pressurized oil compared to a hydraulic breaker from the viewpoint of operability. Therefore, for example, the present invention can be applied to a case where one hydraulic excavator wants to use both a hydraulic breaker and a fork grapple.
[0061]
In the embodiment of the present invention, the switching valve 43 is a manual switching valve. However, the switching valve 43 is not limited to this, and may be, for example, a pilot switching valve switched by a pilot pressure, or ON / OFF from a switching switch or the like. It is good also as an electromagnetic valve switched by a signal. Further, for example, a switching valve that is mechanically applied through a link mechanism or the like and is switched by the force may be used. In any case, the same effects as those of the embodiment of the present invention can be obtained.
[0062]
In the embodiment of the present invention, the target actuator for changing the maximum pressure oil supply flow rate is a breaker actuator for driving a hydraulic breaker, but is not limited to such a front attachment actuator. An actuator for an attachment other than the front attachment, such as a cylinder for tilting or tilting the earth discharging blade, may be used.
[0063]
【The invention's effect】
According to the present invention, the switching valve communicates or shuts off the pressure guiding path to guide the output pressure of the differential pressure reducing valve to both or one of the pair of opposed pressure receiving portions of the pressure compensating valve, so that the specific pressure is reduced to a specific actuator. The target compensation differential pressure of the related pressure compensation valve is made variable in two stages. Thus, a configuration in which the maximum pressure oil supply flow rate to the specific actuator can be varied in two stages can be configured with only the hydraulic circuit. Therefore, compared to a structure in which the target compensation differential pressure is variably controlled using an electronic device such as a controller and a solenoid valve, the target compensation difference caused by a disconnection, poor connection, a stick of the solenoid valve due to contamination, or a failure of the controller due to, for example, water leakage. Since the problem of variable pressure control can be prevented, the reliability of the hydraulic drive device can be improved, and this can be realized at low cost.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram illustrating an entire configuration of a hydraulic drive device for a construction machine according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a top view illustrating an entire structure of a control valve included in the hydraulic drive device for a construction machine according to an embodiment of the present invention.
FIG. 3 is a vertical sectional view taken along line III-III in FIG. 2 showing a detailed internal structure of the flow control valve constituting one embodiment of the hydraulic drive device for the construction machine of the present invention.
FIG. 4 is a diagram showing the relationship between the opening degree of the main spool and the pressure oil supply flow rate when the switching valve is at the communication position and the shutoff position in one embodiment of the hydraulic drive device for the construction machine of the present invention. .
FIG. 5 is a diagram illustrating an overall configuration of a comparative example of an embodiment of a hydraulic drive device for a construction machine according to the present invention.
FIG. 6 is a diagram illustrating a relationship between an opening degree of a main spool and a flow rate of pressurized oil supply in a comparative example of one embodiment of the hydraulic drive device for a construction machine according to the present invention.
FIG. 7 is a diagram showing a relationship between an opening degree of a main spool and a flow rate of pressurized oil supply in an embodiment of the hydraulic drive device for construction machines of the present invention.
FIG. 8 is a diagram illustrating an overall configuration of a comparative example of one embodiment of a hydraulic drive device for a construction machine according to the present invention.
[Explanation of symbols]
1 engine
2 Hydraulic pump
3a Breaker actuator (specific actuator; multiple actuators; attachment actuator)
3b boom cylinder (multiple actuators)
4a Flow control valve
7a Pressure compensating valve
11 Differential pressure reducing valve
42c pressure line (pressure line)
43 Switching valve
70c pressure receiving part
70d pressure receiving part

Claims (5)

エンジンと、このエンジンにより駆動される油圧ポンプと、この油圧ポンプから吐出された圧油により駆動される特定のアクチュエ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特定のアクチュエータに供給される圧油の流量を制御する流量制御弁と、前記油圧ポンプの吐出圧と前記複数のアクチュエータの最高負荷圧との差圧を絶対圧として出力する差圧減圧弁とを備えた建設機械の油圧駆動装置において、
前記油圧ポンプと前記流量制御弁との間に設けられ、前記流量制御弁の前後差圧を制御する圧力補償弁と、
この圧力補償弁に設けられ、互いに異なる受圧面積を有した１対の対向する受圧部と、
この１対の対向する受圧部のうちの一方の受圧部に前記差圧減圧弁の出力圧を導く導圧路と、
この導圧路に設けられ出力側の圧力を予め定めた大小２つの値に切換可能な切換弁とを備えたことを特徴とする建設機械の油圧駆動装置。An engine, a hydraulic pump driven by the engine, a plurality of actuators including a specific actuator driven by hydraulic oil discharged from the hydraulic pump, and hydraulic oil supplied from the hydraulic pump to the specific actuator And a differential pressure reducing valve that outputs a differential pressure between the discharge pressure of the hydraulic pump and the maximum load pressure of the plurality of actuators as an absolute pressure. ,
A pressure compensating valve provided between the hydraulic pump and the flow control valve to control a pressure difference across the flow control valve;
A pair of opposed pressure receiving portions provided on the pressure compensating valve and having different pressure receiving areas,
A pressure guiding path for guiding the output pressure of the differential pressure reducing valve to one of the pair of opposed pressure receiving portions;
A hydraulic drive device for a construction machine, comprising: a switching valve provided in the pressure guide path and capable of switching an output side pressure to two predetermined values. 請求項１記載の建設機械の油圧駆動装置において、前記一方の受圧部は前記圧力補償弁の閉方向作動側の受圧部であることを特徴とする建設機械の油圧駆動装置。2. The hydraulic drive device for a construction machine according to claim 1, wherein the one pressure receiving portion is a pressure receiving portion on a closing direction operation side of the pressure compensating valve. 3. 請求項２記載の建設機械の油圧駆動装置において、前記圧力補償弁の開方向作動側の受圧部をさらに備え、この開方向作動側の受圧部の受圧面積が前記閉方向作動側の受圧部の受圧面積より大きくなるように受圧面積比を設けたことを特徴とする建設機械の油圧駆動装置。3. The hydraulic drive device for a construction machine according to claim 2, further comprising a pressure receiving portion on the opening direction operating side of said pressure compensating valve, wherein a pressure receiving area of said opening direction operating side pressure receiving portion is smaller than a pressure receiving area of said closing direction operating side. A hydraulic drive device for a construction machine, wherein a pressure receiving area ratio is set to be larger than a pressure receiving area. 請求項１乃至３のうちいずれか１項記載の建設機械の油圧駆動装置において、前記特定のアクチュエータは油圧ショベルのアタッチメント用アクチュエータであることを特徴とする建設機械の油圧駆動装置。The hydraulic drive device for a construction machine according to any one of claims 1 to 3, wherein the specific actuator is an actuator for attachment of a hydraulic shovel. エンジンと、このエンジンにより駆動される油圧ポンプと、この油圧ポンプから吐出された圧油により駆動される特定のアクチュエ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特定のアクチュエータに供給される圧油の流量を制御する流量制御弁と、前記油圧ポンプの吐出圧と前記複数のアクチュエータの最高負荷圧との差圧を絶対圧として出力する差圧減圧弁とを備えた建設機械の油圧駆動装置において、
前記油圧ポンプと前記流量制御弁との間に設けられ、前記流量制御弁の前後差圧を制御する圧力補償弁と、
この圧力補償弁に設けられ互いに異なる面積を有した１対の対向する受圧部の両方又は片方に前記差圧減圧弁の出力圧を導くことで、前記圧力補償弁の目標補償差圧を２段階に可変とする切換弁とを備えたことを特徴とする建設機械の油圧駆動装置。An engine, a hydraulic pump driven by the engine, a plurality of actuators including a specific actuator driven by hydraulic oil discharged from the hydraulic pump, and hydraulic oil supplied from the hydraulic pump to the specific actuator And a differential pressure reducing valve that outputs a differential pressure between the discharge pressure of the hydraulic pump and the maximum load pressure of the plurality of actuators as an absolute pressure. ,
A pressure compensating valve provided between the hydraulic pump and the flow control valve to control a pressure difference across the flow control valve;
By guiding the output pressure of the differential pressure reducing valve to both or one of a pair of opposing pressure receiving portions provided in the pressure compensating valve and having different areas, the target compensating differential pressure of the pressure compensating valve is set in two stages. And a switching valve that is variable.
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