JP2015206420A - Hydraulic transmission of construction machine - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は油圧ショベル等の建設機械の油圧駆動装置に係わり、特に、ロードセンシングシステムを備えた建設機械の油圧駆動装置において、旋回モータの旋回減速時等、アクチュエータの慣性駆動時に圧油の速やかな補給を可能とし、キャビテーションの発生を防止するようにした建設機械の油圧駆動装置に関わる。 The present invention relates to a hydraulic drive device for a construction machine such as a hydraulic excavator, and in particular, in a hydraulic drive device for a construction machine equipped with a load sensing system, the pressure oil can be quickly discharged during inertial driving of an actuator, such as during turning deceleration of a turning motor. The present invention relates to a hydraulic drive device for a construction machine that enables replenishment and prevents cavitation.
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油圧ポンプの吐出流量を制御するロードセンシングシステムを備えた油圧駆動装置が、油圧ショベルのような建設機械の油圧駆動装置として広く利用されている。 A hydraulic drive unit equipped with a load sensing system that controls the discharge flow rate of the hydraulic pump so that the discharge pressure of the hydraulic pump is higher than the maximum load pressure of multiple actuators by the target differential pressure. Widely used as a device.
特許文献１には、そのようなロードセンシングシステムを備えた建設機械の油圧駆動装置において、コントロールバルブ内の旋回モータ用の１対のアクチュエータ油路に補給回路が設けられ、コントロールバルブから排出された圧油をタンクに戻すタンク戻り回路に背圧発生装置が設けられ、背圧発生装置を、戻りラインの最上流の圧力と最下流の圧力の差圧を一定に保つ圧力制御弁で構成したものが記載されている。
In
特許文献２には、ロードセンシングシステムを備えた建設機械の油圧駆動装置において、第１アクチュエータ群及び第２アクチュエータ群に対応して第１及び第２の２つの油圧ポンプを設けた２ポンプロードセンシングシステムが記載されている。この２ポンプロードセンシングシステムでは、２つの油圧ポンプのうち、一方の油圧ポンプの最大容量を他方の油圧ポンプの最大容量よりも大きくし、一方の油圧ポンプの最大容量を最大要求流量が最も大きいアクチュエータ（アームシリンダを想定）を駆動可能な容量に設定するとともに、他方の油圧ポンプの吐出流量により特定のアクチュエータ（ブームシリンダを想定）を駆動するように構成している。また、上記一方の油圧ポンプ側に合流弁を設け、最大要求流量が最も大きいアクチュエータ（アームシリンダを想定）の要求流量が少ないときのみ、特定のアクチュエータ（ブームシリンダを想定）の要求流量が大きいときは、合流弁を介して一方の油圧ポンプの吐出流量を他方の油圧ポンプの吐出流量に合流して特定のアクチュエータ（ブームシリンダを想定）に供給可能としている。
建設機械の油圧駆動装置の場合、アクチュエータの駆動対象が重量物慣性体であることが多く、このような重量物慣性体の減速操作時或いは停止操作時にはキャビテーションが発生しやすい。例えば、油圧ショベルの上部旋回体にあっては、減速操作時は、旋回用の流量制御弁を中立位置側に戻してメータイン油路を絞り、供給油量を減らすが、上部旋回体の慣性が大きく旋回モータは今までと同じ速度で回転し続けようとするため、流量制御弁と旋回モータ間の圧油供給側のアクチュエータ油路の圧力が低下し、キャビテーションが発生する。上部旋回体の停止操作時や、その他の重量物慣性体の減速操作時、停止操作時等においても同様にキャビテーションが発生する。 In the case of a hydraulic drive device for a construction machine, the actuator is often driven by a heavy inertial body, and cavitation is likely to occur during a deceleration operation or a stop operation of such a heavy inertial body. For example, in the upper swing body of a hydraulic excavator, during a deceleration operation, the flow control valve for swing is returned to the neutral position side to throttle the meter-in oil passage to reduce the amount of oil supplied. Since the swing motor tends to continue to rotate at the same speed as before, the pressure of the actuator oil passage on the pressure oil supply side between the flow control valve and the swing motor decreases, and cavitation occurs. Cavitation occurs in the same manner when the upper swing body is stopped, when other heavy inertia bodies are decelerated, and when the stop operation is performed.
また、特許文献１に記載のように、ロードセンシングシステムでは、減速操作時であっても、流量制御弁のメータイン油路が絞られ油圧ポンプの吐出圧力が上昇する一方、旋回モータの圧油供給側のアクチュエータ油路の圧力の低下に応じて最高負荷圧力は低下し、油圧ポンプの吐出圧力と最高負荷圧との差圧が増大するため、油圧ポンプの吐出流量が最小まで減少してしまう。したがって、ロードセンシングシステムでは、特にキャビテーションの発生が顕著になりやすく、特許文献１記載のような背圧発生装置をタンク戻り回路に設けることが有用となり、これにより減速操作時にロードセンシング制御によってボンプ吐出流量が最小に減った場合でも、背圧発生装置により補給が確実に行われ、キャビテーションの発生が確実に防止される。また、背圧発生装置を、戻りラインの最上流の圧力と最下流の圧力の差圧を一定に保つ圧力制御弁で構成することにより、大流量アクチュエータ駆動時など油圧ポンプの吐出流量が大きく、タンク戻り流量が多い場合であっても背圧発生装置での圧力損失は一定に保たれるため、無駄な圧力損失を低減し、エネルギー効率を向上させることができる。
Further, as described in
ところで、ブームシリンダやアームシリンダは他のアクチュエータよりも最大要求流量が大きいアクチュエータであり、特許文献２に記載のように、このようなアクチュエータ（特許文献２ではブームシリンダ）に対しては複数のポンプ吐出ポートから圧油を合流して供給できるようにしている。また、車体重量が６トン未満のミニショベルと呼ばれている小型の油圧ショベルにおいては、スイングポスト、ブレード等、中型の油圧ショベルにはない被駆動体が備わっており、それに応じて被駆動体を駆動するためのアクチュエータの数が中型の油圧ショベルに比べて多くなっている。このため、特に小型の油圧ショベルの油圧駆動装置においては、流量制御弁の数が増える傾向にあり、それに応じてコントロールバルブ装置も大型化する。
By the way, the boom cylinder and the arm cylinder are actuators having a maximum required flow rate larger than those of other actuators. As described in
通常、コントロールバルブ装置は、上部旋回体の基礎構造物である旋回フレームに設置されるため、コントロールバルブ装置が大型化すると、それに伴って旋回フレーム上に大きな設置スペースが必要となる。しかし、小型の油圧ショベルにあっては、旋回フレーム上のスペースが狭いため、大型のコントロールバルブ装置を設置することが困難である。 Normally, the control valve device is installed on a swing frame that is a basic structure of the upper swing body. Therefore, when the control valve device is enlarged, a large installation space is required on the swing frame. However, in a small hydraulic excavator, it is difficult to install a large control valve device because the space on the swivel frame is narrow.
このような課題を解決するためには、コントロールバルブ装置を複数のバルブブロックに分割することが考えられる。しかし、コントロールバルブ装置を複数のバルブブロックに分割した場合に特許文献１記載のような背圧発生装置の効果を得るためには、バルブブロックから排出された圧油をタンクに戻すタンク戻り回路にバルブブロックと同数の背圧発生装置を設けることが必要となる。しかし、特許文献１記載の背圧発生装置は、単純な絞り通路ではなく最上流と最下流の差圧を一定に保つ圧力制御弁で構成されているため、背圧発生装置のサイズが大きくなる。このためバルブブロックと同数の背圧発生装置を搭載しようとした場合は、結局、大きな設置スペースが必要となる。また、背圧発生装置の単価も高くなるため、コスト増となる。
In order to solve such a problem, it is conceivable to divide the control valve device into a plurality of valve blocks. However, when the control valve device is divided into a plurality of valve blocks, in order to obtain the effect of the back pressure generator as described in
本発明の目的は、ロードセンシングシステムを備えた建設機械の油圧駆動装置において、重量物慣性体の減速操作時など油圧ボンプの吐出流量が少ない場合にもキャビテーションの発生を確実に防止することができ、しかも省スペースでコストを低く抑えることができる建設機械の油圧駆動装置を提供することである。 The object of the present invention is to reliably prevent the occurrence of cavitation in a hydraulic drive device for a construction machine equipped with a load sensing system even when the discharge flow rate of a hydraulic pump is small, such as during deceleration operation of a heavy object inertial body. Moreover, it is an object of the present invention to provide a hydraulic drive device for a construction machine that can save space and cost.
（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ポンプ装置と、このポンプ装置から吐出される圧油により駆動される複数のアクチュエータと、前記ポンプ装置から前記複数のアクチュエータに供給される圧油の流れを制御する複数の流量制御弁、前記複数の流量制御弁の前後差圧をそれぞれ制御する複数の圧力補償弁及び前記複数のアクチュエータの少なくとも一部のアクチュエータとこれらのアクチュエータに対応する流量制御弁とを接続する複数対のアクチュエータ油路に設けられた複数の補給回路を含むコントロールバルブ装置と、前記コントロールバルブ装置から排出された圧油をタンクに戻すタンク戻り回路と、前記ポンプ装置の吐出圧が前記複数の油圧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前記ポンプ装置の容量を制御するロードセンシング制御部を有するポンプ制御装置とを備えた建設機械の油圧駆動装置において、前記コントロールバルブ装置は、前記複数の流量制御弁及び前記複数の圧力補償弁と前記複数の補給回路とを備えた複数のバルブブロックを有し、前記タンク戻り回路は、前記複数のバルブブロックからタンクに戻される圧油に所定の背圧を与える共通の背圧発生装置を有するものとする。 (1) In order to achieve the above object, the present invention provides an engine, a pump device driven by the engine, a plurality of actuators driven by pressure oil discharged from the pump device, and the pump device. A plurality of flow control valves that control the flow of pressure oil supplied to the plurality of actuators, a plurality of pressure compensation valves that respectively control the differential pressure across the plurality of flow control valves, and at least some of the plurality of actuators A control valve device including a plurality of replenishment circuits provided in a plurality of pairs of actuator oil passages connecting the actuators and flow control valves corresponding to these actuators, and returning the pressure oil discharged from the control valve device to the tank The discharge pressure of the tank return circuit and the pump device is equal to the maximum load pressure of the plurality of hydraulic actuators. In a hydraulic drive device for a construction machine comprising a pump control device having a load sensing control unit that controls the capacity of the pump device so as to increase only by a target differential pressure, the control valve device includes the plurality of flow control valves and the A plurality of valve blocks including a plurality of pressure compensation valves and the plurality of replenishment circuits, and the tank return circuit is a common unit that applies a predetermined back pressure to the pressure oil returned from the plurality of valve blocks to the tank. It shall have a back pressure generator.
このように背圧発生装置を設けることにより、ロードセンシングシステムを備えた建設機械の油圧駆動装置において、重量物慣性体の減速操作時など油圧ボンプの吐出流量が少ない場合にもキャビテーションの発生を確実に防止することができる。また、背圧発生装置が１つであるため、省スペースでコストを低く抑えることができる。 By providing the back pressure generator in this way, in the hydraulic drive system for construction machinery equipped with a load sensing system, cavitation is reliably generated even when the hydraulic pump discharge flow rate is small, such as during deceleration operation of heavy inertial bodies. Can be prevented. Moreover, since there is only one back pressure generator, the space can be saved and the cost can be kept low.
（２）上記（１）の建設機械の油圧駆動装置において、好ましくは、前記建設機械は油圧ショベルであり、前記複数のアクチュエータは前記油圧ショベルの走行装置を駆動する左右の走行モータを有し、前記ポンプ装置は、第１及び第２吐出ポートを有するスプリットフロータイプの第１油圧ポンプを有し、前記複数のバルブブロックは、前記第１吐出ポートに接続され、前記左右の走行モータの一方を含む第１バルブブロックと、前記第２吐出ポートに接続され、前記左右の走行モータの他方を含む第２バルブブロックとを有し、前記タンク戻り回路は、前記第１バルブブロックを前記背圧発生装置に接続する第１配管と、前記第２バルブブロックを前記背圧発生装置に接続する第２配管とを有し、前記第１配管と前記第２配管の長さが同じになるよう前記背圧発生装置を前記第１及び第２バルブブロックの近くに配置する。 (2) In the hydraulic drive device for a construction machine according to (1), preferably, the construction machine is a hydraulic excavator, and the plurality of actuators include left and right traveling motors that drive the traveling device of the hydraulic excavator, The pump device includes a split flow type first hydraulic pump having first and second discharge ports, and the plurality of valve blocks are connected to the first discharge port, and are connected to one of the left and right traveling motors. A first valve block including the second valve block connected to the second discharge port and including the other of the left and right traveling motors, and the tank return circuit generates the back pressure in the first valve block. A first pipe connected to the apparatus and a second pipe connecting the second valve block to the back pressure generator, and the lengths of the first pipe and the second pipe are the same. The back pressure generating device so as to be placed close to the said first and second valve block.
このように背圧発生装置を第１及び第２バルブブロックの近くに配置し第１配管と第２配管の長さを同じにすることにより、走行直進から緩操作で停止する場合に、左右の走行モータで生じる背圧に差が発生せず、走行の曲進を防止することができる。 In this way, when the back pressure generating device is arranged near the first and second valve blocks and the lengths of the first pipe and the second pipe are made the same, when the vehicle is stopped from a straight running straight by a gentle operation, No difference occurs in the back pressure generated by the traveling motor, and the traveling curve can be prevented.
（３）上記（２）の建設機械の油圧駆動装置において、好ましくは、前記第１及び第２バルブブロックと前記背圧発生装置は、前記第１及び第２バルブブロックを隣接した状態で一体化しかつ前記第１及び第２バルブブロックの上端部分に前記背圧発生装置を載置したバルブ組立体として構成され、前記バルブ組立体は支持ブラケットを介して前記建設機械の旋回フレーム上に取り付けられている。 (3) In the hydraulic drive device for a construction machine according to (2), preferably, the first and second valve blocks and the back pressure generator are integrated in a state where the first and second valve blocks are adjacent to each other. In addition, the valve assembly is configured as a valve assembly in which the back pressure generating device is mounted on upper end portions of the first and second valve blocks, and the valve assembly is mounted on a swing frame of the construction machine via a support bracket. Yes.
このように第１及び第２バルブブロックと背圧発生装置をバルブ組立体として構成することにより、旋回フレーム上の限られたスペースにコントロールバルブ装置と背圧発生装置を搭載することが可能となる。また、背圧発生装置を第１及び第２バルブブロックの上端部分に載置したため、第１及び第２バルブブロックと背圧発生装置との距離が近くなり、背圧発生装置を第１及び第２バルブブロックの近くに配置し第１配管と第２配管の長さを同じにすることが可能となる。また、第１及び第２配管の長さが短いため、配管の圧損の影響を受けにくくすることができる。 By configuring the first and second valve blocks and the back pressure generating device as a valve assembly in this manner, the control valve device and the back pressure generating device can be mounted in a limited space on the swing frame. . In addition, since the back pressure generator is mounted on the upper end portions of the first and second valve blocks, the distance between the first and second valve blocks and the back pressure generator is reduced, and the back pressure generator is connected to the first and second valve blocks. It becomes possible to arrange | position near the 2 valve block and to make the length of 1st piping and 2nd piping the same. In addition, since the lengths of the first and second pipes are short, it can be made less susceptible to the pressure loss of the pipes.
（４）また、上記（２）の建設機械の油圧駆動装置において、好ましくは、前記複数のアクチュエータは前記油圧ショベルのブームを駆動するブームシリンダとアームを駆動するアームシリンダと更に含み、前記ポンプ装置は、第３吐出ポートを有するシングルフロータイプの第２油圧ポンプを更に有し、前記複数のバルブブロックは、前記第３吐出ポートに接続された第３バルブブロックを更に有し、前記第１バルブブロックは前記ブームシリンダのアシスト駆動用の流量制御弁と前記アームシリンダのアシスト駆動用の流量制御弁を含み、前記第２バルブブロックは前記アームシリンダのメイン駆動用の流量制御弁を含み、前記第３バルブブロックは前記ブームシリンダのメイン駆動用の流量制御弁を含む。 (4) In the hydraulic drive device for a construction machine according to (2), preferably, the plurality of actuators further include a boom cylinder that drives a boom of the hydraulic excavator and an arm cylinder that drives the arm, and the pump device. Further includes a single flow type second hydraulic pump having a third discharge port, and the plurality of valve blocks further include a third valve block connected to the third discharge port, and the first valve The block includes a flow control valve for assist driving of the boom cylinder and a flow control valve for assist driving of the arm cylinder, the second valve block includes a flow control valve for main driving of the arm cylinder, The three-valve block includes a flow control valve for main drive of the boom cylinder.
これにより最大要求流量が大きいブームシリンダとアームシリンダに対して２つの吐出ポートからの圧油を合流して供給することが可能となる。 As a result, it becomes possible to join and supply the pressure oil from the two discharge ports to the boom cylinder and the arm cylinder having a large maximum required flow rate.
本発明によれば、重量物慣性体の減速操作時など油圧ポンプの吐出流量が少ない場合にもキャビテーションの発生を確実に防止することができ、かつ必要以上に背圧発生装置を設ける必要がなく、省スペースでコストを低く抑えホースやパイプの圧損の影響を受けにくくすることができる。 According to the present invention, it is possible to reliably prevent the occurrence of cavitation even when the discharge flow rate of the hydraulic pump is small, such as during deceleration operation of a heavy inertial body, and there is no need to provide a back pressure generator more than necessary. It is possible to save space and to reduce the cost and to be less susceptible to pressure loss of hoses and pipes.
以下、本発明の実施の形態を図面に従い説明する。なお、本明細書において、「右」、「左」及び「前」、「後」とは油圧ショベルの運転席に着座したオペレータを基準とした場合の方向を意味するものとして使用する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. In the present specification, “right”, “left”, “front”, and “rear” are used to mean directions when the operator is seated in the driver's seat of the hydraulic excavator.
〜構成〜
図１Ａは本発明の一実施の形態に係わる油圧ショベル（建設機械）の油圧駆動装置を示す油圧回路図であり、図１Ｂは図１Ａに示される補給回路の詳細を示す図である。
~Constitution~
FIG. 1A is a hydraulic circuit diagram showing a hydraulic drive device of a hydraulic excavator (construction machine) according to an embodiment of the present invention, and FIG. 1B is a diagram showing details of a replenishment circuit shown in FIG. 1A.
図１において、本実施の形態の油圧駆動装置は、原動機（例えばディーゼルエンジン）１と、その原動機１によって駆動され、第１及び第２圧油供給路１０５，２０５に圧油を吐出する第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂを有するスプリットフロータイプの可変容量型メインポンプ１０２（ポンプ装置：第１油圧ポンプ）と、原動機１によって駆動され、第３圧油供給路３０５に圧油を吐出する第３吐出ポート２０２ａを有するシングルフロータイプの可変容量型メインポンプ２０２（ポンプ装置：第２油圧ポンプ）と、メインポンプ１０２の第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂ及びメインポンプ２０２の第３吐出ポート２０２ａから吐出される圧油により駆動される複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ，３ｄ，３ｅ，３ｆ，３ｇ，３ｈと、第１バルブブロック１０４、第２バルブブロック２０４、第３バルブブロック３０４及び中間ブロック６４からなり、メインポンプ１０２の第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂ及びメインポンプ２０２の第３吐出ポート２０２ａから複数のアクチュエータ３ａ〜３ｈに供給される圧油の流れを制御するコントロールバルブ装置４と、メインポンプ１０２の第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂの吐出流量を制御するためのレギュレータ１１２（ポンプ制御装置）と、メインポンプ２０２の第３吐出ポート２０２ａの吐出流量を制御するためのレギュレータ２１２（ポンプ制御装置）とを備えている。
In FIG. 1, a hydraulic drive device according to the present embodiment is driven by a prime mover (for example, a diesel engine) 1 and a
コントロールバルブ装置４は、第１〜第３圧油供給路１０５，２０５，３０５に接続され、メインポンプ１０２の第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂ、メインポンプ２０２の第３吐出ポート２０２ａから複数のアクチュエータ３ａ〜３ｈに供給される圧油の流量を制御する複数の流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ，６ｄ，６ｅ，６ｆ，６ｇ，６ｈ，６ｉ，６ｊと、複数の流量制御弁６ａ〜６ｊの前後差圧が目標差圧に等しくなるよう複数の流量制御弁６ａ〜６ｊの前後差圧をそれぞれ制御する複数の圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃ，７ｄ，７ｅ，７ｆ，７ｇ，７ｈ，７ｉ，７ｊと、複数の流量制御弁６ａ〜６ｊのスプールと一緒にストロークし、各流量制御弁の切り換わりを検出するための複数の操作検出弁８ａ，８ｂ，８ｃ，８ｄ，８ｅ，８ｆ，８ｇ，８ｈ，８ｉ、８ｊと、第１圧油供給路１０５に接続され、第１圧油供給路１０５の圧力（第１吐出ポート１０２ａの吐出圧）PD1を設定圧力以上にならないように制御するメインリリーフ弁１１４と、第２圧油供給路２０５に接続され、第２圧油供給路１０５の圧力（第２吐出ポート１０２ｂの吐出圧）PD2を設定圧力以上にならないように制御するメインリリーフ弁２１４と、第３圧油供給路３０５に接続され、第３圧油供給路３０５の圧力（第３吐出ポート２０２ａの吐出圧）PD3を設定圧力以上にならないように制御するメインリリーフ弁３１４と、第１圧油供給路１０５に接続され、第１圧油供給路１０５の圧力が自身のバネの設定圧力と第１吐出ポート１０２ａから吐出される圧油によって駆動されるアクチュエータの最高負荷圧との和よりも高くなると開状態になって第１圧油供給路１０５の圧油をタンクに戻すアンロード弁１１５と、第２圧油供給路２０５に接続され、第２圧油供給路２０５の圧力が自身のバネの設定圧力と第２吐出ポート１０２ｂから吐出される圧油によって駆動されるアクチュエータの最高負荷圧との和よりも高くなると開状態になって第２圧油供給路２０５の圧油をタンクに戻すアンロード弁２１５と、第３圧油供給路３０５に接続され、第３圧油供給路３０５の圧力が自身のバネの設定圧力と第３吐出ポート２０２ａから吐出される圧油によって駆動されるアクチュエータの最高負荷圧との和よりも高くなると開状態になって第３圧油供給路３０５の圧油をタンクに戻すアンロード弁３１５とを備えている。
The
コントロールバルブ装置４は、また、第１圧油供給路１０５に接続される流量制御弁６ｃ，６ｄ，６ｆ，６ｉ，６ｊの負荷ポートに接続され、アクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ，３ｄ，３ｆの最高負荷圧Plmax1を検出するシャトル弁９ｃ，９ｄ，９ｆ，９ｉ，９ｊを含む第１負荷圧検出回路１３１と、第２圧油供給路２０５に接続される流量制御弁６ｂ，６ｅ，６ｇ，６ｈの負荷ポートに接続され、アクチュエータ３ｂ，３ｅ，３ｇ，３ｈの最高負荷圧Plmax2を検出するシャトル弁９ｂ，９ｅ，９ｇ，９ｈを含む第２負荷圧検出回路１３２と、第３圧油供給路３０５に接続される流量制御弁６ａの負荷ポートに接続され、アクチュエータ３ａの負荷圧（最高負荷圧）Plmax3を検出する第３負荷圧検出回路１３３と、第１圧油供給路１０５の圧力（第１吐出ポート１０２ａの吐出圧）PD1と第１負荷圧検出回路１３１によって検出された最高負荷圧Plmax1（第１圧油供給路１０５に接続されるアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃ，３ｄ，３ｆの最高負荷圧）との差（LS差圧）を絶対圧Pls1として出力する差圧減圧弁１１１と、第２圧油供給路２０５の圧力（第２吐出ポート１０２ｂの吐出圧）PD2と第２負荷圧検出回路１３２によって検出された最高負荷圧Plmax2（第２圧油供給路２０５に接続されるアクチュエータ３ｂ，３ｅ，３ｇ，３ｈの最高負荷圧）を絶対圧Pls2として出力する差圧減圧弁２１１と、第３圧油供給路３０５の圧力（第３吐出ポート２０２ａの吐出圧）PD3と第３負荷圧検出回路１３３によって検出された最高負荷圧Plmax3（第３圧油供給路３０５に接続されるアクチュエータ３ａの負荷圧−図示の実施の形態ではブームシリンダ３ａの負荷圧）との差（LS差圧）を絶対圧Pls3として出力する差圧減圧弁３１１とを備えている。
The
前述したアンロード弁１１５には、第１吐出ポート１０２ａから吐出される圧油によって駆動されるアクチュエータの最高負荷圧として第１負荷圧検出回路１３１によって検出された最高負荷圧Plmax1が導かれ、前述したアンロード弁２１５には、第２吐出ポート１０２ｂから吐出される圧油によって駆動されるアクチュエータの最高負荷圧として第２負荷圧検出回路１３２によって検出された最高負荷圧Plmax2が導かれ、前述したアンロード弁３１５には、第３吐出ポート２０２ａから吐出される圧油によって駆動されるアクチュエータの最高負荷圧として第３負荷圧検出回路１３３によって検出された最高負荷圧Plmax3が導かれる。
The above-described unload
また、差圧減圧弁１１１が出力するLS差圧（絶対圧Pls1）は、第１圧油供給路１０５に接続された圧力補償弁７ｃ，７ｄ，７ｆ，７ｉ，７ｊとメインポンプ１０２のレギュレータ１１２に導かれ、差圧減圧弁２１１が出力するLS差圧（絶対圧Pls2）は、第２圧油供給路２０５に接続された圧力補償弁７ｂ，７ｅ，７ｇ，７ｈとメインポンプ１０２のレギュレータ１１２に導かれ、差圧減圧弁３１１が出力するLS差圧（絶対圧Pls3）は、第３圧油供給路３０５に接続された圧力補償弁７ａとメインポンプ２０２のレギュレータ２１２に導かれる。
The LS differential pressure (absolute pressure Pls1) output from the differential pressure reducing valve 111 is a pressure compensation valve 7c, 7d, 7f, 7i, 7j connected to the first pressure
ここで、アクチュエータ３ａは、流量制御弁６ｉ及び圧力補償弁７ｉと第１圧油供給路１０５を介して第１吐出ポート１０２ａに接続され、かつ流量制御弁６ａ及び圧力補償弁７ａと第３圧油供給路３０５を介して第３吐出ポート２０２ａに接続されている。アクチュエータ３ａは、例えば油圧ショベルのブームを駆動するブームシリンダであり、流量制御弁６ａはブームシリンダ３ａのメイン駆動用であり、流量制御弁６ｉはブームシリンダ３ａアシスト駆動用である。アクチュエータ３ｂは、流量制御弁６ｊ及び圧力補償弁７ｊと第１圧油供給路１０５を介して第１吐出ポート１０２ａに接続され、かつ流量制御弁６ｂ及び圧力補償弁７ｂと第２圧油供給路２０５を介して第２吐出ポート１０２ｂに接続されている。アクチュエータ３ｂは、例えば油圧ショベルのアームを駆動するアームシリンダであり、流量制御弁６ｂはアームシリンダ３ｂのメイン駆動用であり、流量制御弁６ｊはアームシリンダ３ｂのアシスト駆動用である。
Here, the actuator 3a is connected to the
アクチュエータ３ｃ，３ｄ，３ｆはそれぞれ流量制御弁６ｃ，６ｄ，６ｆ及び圧力補償弁７ｃ，７ｄ，７ｆと第１圧油供給路１０５を介して第１吐出ポート１０２ａに接続され、アクチュエータ３ｇ，３ｅ，３ｈはそれぞれ流量制御弁６ｇ，６ｅ，６ｈ及び圧力補償弁７ｇ，７ｅ，７ｈと第２圧油供給路２０５を介して第２吐出ポート１０２ｂに接続されている。アクチュエータ３ｃ，３ｄ，３ｆは、それぞれ、例えば油圧ショベルの上部旋回体を駆動する旋回モータ、バケットを駆動するバケットシリンダ、下部走行体の左側履帯を駆動する左走行モータである。アクチュエータ３ｇ，３ｅ，３ｈは、それぞれ、例えば油圧ショベルの下部走行体の右側履帯を駆動する右走行モータ、スイングポストを駆動するスイングシリンダ，ブレードを駆動するブレードシリンダである。
The
図２Ａは、ブームシリンダ３ａ及びアームシリンダ３ｂ以外のアクチュエータ３ｃ〜３ｈの流量制御弁６ｃ〜６ｈのそれぞれのメータイン通路の開口面積特性を示す図である。これらの流量制御弁は、スプールストロークが不感帯０−Ｓ１を超えて増加するにしたがって開口面積が増加し、最大のスプールストロークＳ３の直前で最大開口面積Ａ３となるように開口面積特性が設定されている。最大開口面積Ａ３は、アクチュエータの種類に応じてそれぞれ固有の大きさを持つ。
FIG. 2A is a diagram illustrating the opening area characteristics of the meter-in passages of the flow control valves 6c to 6h of the
図２Ｂの上側は、ブームシリンダ３ａの流量制御弁６ａ，６ｉ及びアームシリンダ３ｂの流量制御弁６ｂ，６ｊのそれぞれのメータイン通路の開口面積特性を示す図である。
The upper side of FIG. 2B is a diagram showing the opening area characteristics of the meter-in passages of the flow control valves 6a and 6i of the boom cylinder 3a and the flow control valves 6b and 6j of the
ブームシリンダ３ａのメイン駆動用の流量制御弁６ａは、スプールストロークが不感帯０−Ｓ１を超えて増加するにしたがって開口面積が増加し、中間ストロークＳ２で最大開口面積Ａ１となり、その後、最大のスプールストロークＳ３まで最大開口面積Ａ１が維持されるように開口面積特性が設定されている。アームシリンダ３ｂのメイン駆動用の流量制御弁６ｂ（第３流量制御弁）の開口面積特性も同様である。
The flow control valve 6a for main drive of the boom cylinder 3a increases in opening area as the spool stroke increases beyond the dead zone 0-S1, reaches the maximum opening area A1 in the intermediate stroke S2, and then increases in the maximum spool stroke. The opening area characteristic is set so that the maximum opening area A1 is maintained until S3. The same applies to the opening area characteristics of the main drive flow control valve 6b (third flow control valve) of the
ブームシリンダ３ａのアシスト駆動用の流量制御弁６ｉは、スプールストロークが中間ストロークＳ２になるまでは開口面積はゼロであり、スプールストロークが中間ストロークＳ２を超えて増加するにしたがって開口面積が増加し、最大のスプールストロークＳ３の直前で最大開口面積Ａ２となるように開口面積特性が設定されている。アームシリンダ３ｂのアシスト駆動用の流量制御弁６ｊの開口面積特性も同様である。
The flow control valve 6i for assist driving of the boom cylinder 3a has an opening area of zero until the spool stroke reaches the intermediate stroke S2, and the opening area increases as the spool stroke increases beyond the intermediate stroke S2. The opening area characteristic is set so that the maximum opening area A2 is obtained immediately before the maximum spool stroke S3. The opening area characteristics of the flow control valve 6j for assist driving of the
図２Ｂの下側は、ブームシリンダ３ａの流量制御弁６ａ，６ｉ及びアームシリンダ３ｂの流量制御弁６ｂ，６ｊのメータイン通路の合成開口面積特性を示す図である。
The lower side of FIG. 2B is a diagram showing a composite opening area characteristic of meter-in passages of the flow control valves 6a and 6i of the boom cylinder 3a and the flow control valves 6b and 6j of the
ブームシリンダ３ａの流量制御弁６ａ，６ｉのメータイン通路は、それぞれが上記のような開口面積特性を有する結果、スプールストロークが不感帯０−Ｓ１を超えて増加するにしたがって開口面積が増加し、最大のスプールストロークＳ３の直前で最大開口面積Ａ１＋Ａ２となるような合成開口面積特性となる。アームシリンダ３ｂの流量制御弁６ｂ，６ｊの合成開口面積特性の合成開口面積特性も同様である。
The meter-in passages of the flow control valves 6a and 6i of the boom cylinder 3a each have the above opening area characteristics. As a result, the opening area increases as the spool stroke increases beyond the dead zone 0-S1, and the maximum The combined opening area characteristic is the maximum opening area A1 + A2 immediately before the spool stroke S3. The same applies to the synthetic opening area characteristics of the synthetic opening area characteristics of the flow control valves 6b and 6j of the
ここで、図２Ａに示すアクチュエータ３ｃ〜３ｈの流量制御弁６ｃ，６ｄ，６ｅ，６ｆ，６ｇ，６ｈの最大開口面積Ａ３とブームシリンダ３ａの流量制御弁６ａ，６ｉ及びアームシリンダ３ｂの流量制御弁６ｂ，６ｊの合成した最大開口面積Ａ１＋Ａ２は、Ａ１＋Ａ２＞Ａ３の関係にある。すなわち、ブームシリンダ３ａ及びアームシリンダ３ｂは、他のアクチュエータよりも最大の要求流量が大きいアクチュエータである。
Here, the maximum opening area A3 of the flow control valves 6c, 6d, 6e, 6f, 6g, and 6h of the
ブームシリンダ３ａの流量制御弁６ａ，６ｉとアームシリンダ３ｂの流量制御弁６ｂ，５ｊのメータインの開口面積を上記のように構成することで、ブームシリンダ３ａの要求流量が開口面積Ａ１に対応する所定流量より小さい場合は、ブームシリンダ３ａはシングルフロータイプのメインポンプ２０２の第３吐出ポート２０２ａから吐出される圧油のみで駆動され、ブームシリンダ３ａの要求流量が開口面積Ａ１に対応する所定流量より大きい場合は、ブームシリンダ３ａはシングルフロータイプのメインポンプ２０２の第３吐出ポート２０２ａから吐出される圧油とスプリットフロータイプのメインポンプ２０１の第１吐出ポート１０２ａから吐出される圧油とが合流して駆動され、アームシリンダ３ｂの要求流量が開口面積Ａ１に対応する所定流量より小さい場合は、アームシリンダ３ｂはスプリットフロータイプのメインポンプ１０２の第２吐出ポート１０２ｂから吐出される圧油のみで駆動され、アームシリンダ３ｂの要求流量が開口面積Ａ１に対応する所定流量より大きい場合は、アームシリンダ３ｂはスプリットフロータイプのメインポンプ１０２の第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂの両方から吐出される圧油が合流して駆動される。
By configuring the meter-in opening areas of the flow rate control valves 6a, 6i of the boom cylinder 3a and the flow rate control valves 6b, 5j of the
また、左走行モータ３ｆ及び右走行モータ３ｇは同時に駆動されかつそのとき供給流量が同等になることで所定の機能を果たすアクチュエータである。本実施の形態において、左走行モータ３ｆはスプリットフロータイプのメインポンプ１０２の第１吐出ポート１０２ａから吐出される圧油で駆動され、右走行モータ３ｇはスプリットフロータイプのメインポンプ１０２の第２吐出ポート１０２ｂから吐出される圧油で駆動される。
Further, the left traveling motor 3f and the right traveling motor 3g are actuators that are driven at the same time and perform a predetermined function by having the same supply flow rate. In the present embodiment, the left traveling motor 3f is driven by pressure oil discharged from the
コントロールバルブ装置４は、上流側が絞り４３を介してパイロット圧油供給路３１ｂ（後述）に接続され下流側が操作検出弁８ａ〜８ｊを介してタンクＴに接続された走行複合操作検出油路５３と、この走行複合操作検出油路５３によって生成される操作検出圧に基づいて切り換わる第１切換弁４０，第２切換弁１４６及び第３切換弁２４６とを更に備えている。
The
走行複合操作検出油路５３は、左走行モータ３ｆ及び／又は右走行モータ３ｇとその他のアクチュエータの少なくとも１つとを同時で駆動する走行複合操作でないときは、少なくとも操作検出弁８ａ〜８ｊのいずれかを介してタンクＴに連通することで油路の圧力がタンク圧となり、走行複合操作時は、操作検出弁８ｆ，８ｇと、操作検出弁８ａ〜８ｊのいずれかがそれぞれ対応する流量制御弁と一緒にストロークしてタンクＴとの連通が遮断されることで操作検出圧（操作検出信号）を生成する。
The travel combined operation
第１切換弁４０は、走行複合操作でないときは、図示下側の第１位置（遮断位置）にあって、第１圧油供給路１０５と第２圧油供給路２０５の連通を遮断し、走行複合操作時に、走行複合操作検出油路５３にて生成された操作検出圧によって図示上側の第２位置（連通位置）に切り替わって、第１圧油供給路１０５と第２圧油供給路２０５を連通させる。
When the
第２切換弁１４６は、走行複合操作でないときは、図示下側の第１位置にあって、タンク圧を第２負荷圧検出回路１３２の最下流のシャトル弁９ｈに導き、走行複合操作時に、走行複合操作検出油路５３にて生成された操作検出圧によって図示上側の第２位置に切り替わって、第１負荷圧検出回路１３１によって検出された最高負荷圧Plmax1を第２負荷圧検出回路１３２の最下流のシャトル弁９ｈに導く。
The second switching valve 146 is in the first position on the lower side of the figure when it is not a traveling combined operation, and guides the tank pressure to the shuttle valve 9h at the most downstream side of the second load
第３切換弁２４６は、走行複合操作でないときは、図示下側の第１位置にあって、タンク圧を第１負荷圧検出回路１３１の最下流のシャトル弁９ｉに導き、走行複合操作時に、走行複合操作検出油路５３にて生成された操作検出圧によって図示上側の第２位置に切り替わって、第２負荷圧検出回路１３２によって検出された最高負荷圧Plmax2を第１負荷圧検出回路１３１の最下流のシャトル弁９ｉに導く。
The
また、本実施の形態における油圧駆動装置は、原動機１によって駆動される固定容量型のパイロットポンプ３０と、パイロットポンプ３０の圧油供給路３１ａに接続され、パイロットポンプ３０の吐出流量を絶対圧Pgrとして検出する原動機回転数検出弁１３と、原動機回転数検出弁１３の下流側のパイロット圧油供給路３１ｂに接続され、パイロット圧油供給路３１ｂに一定のパイロット圧を生成するパイロットリリーフバルブ３２と、パイロット圧油供給路３１ｂに接続され、ゲートロックレバー２４により下流側の圧油供給路３１ｃを圧油供給路３１ｂに接続するかタンクＴに接続するかを切り替えるゲートロック弁１００と、ゲートロック弁１００の下流側のパイロット圧油供給路３１ｃに接続され、後述する複数の流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ，６ｄ，６ｅ，６ｆ，６ｇ，６ｈを制御するための操作パイロット圧を生成する複数のリモコン弁（減圧弁）を有する複数の操作装置１２２，１２３，１２４ａ，１２４ｂ（図３）と、コントロールバルブ装置４（第１バルブブロック１０４、第２バルブブロック２０４、第３バルブブロック３０４）から排出された圧油をタンクＴに戻すタンク戻り回路５４とを備えている。
The hydraulic drive apparatus according to the present embodiment is connected to a fixed
原動機回転数検出弁１３は、パイロットポンプ３０の圧油供給路３１ａとパイロット圧油供給路３１ｂとの間に接続された流量検出弁５０と、その流量検出弁５０の前後差圧を絶対圧Pgrとして出力する差圧減圧弁５１とを有している。
The prime mover rotational
流量検出弁５０は通過流量（パイロットポンプ３０の吐出流量）が増大するにしたがって開口面積を大きくする可変絞り部５０ａを有している。パイロットポンプ３０の吐出油は流量検出弁５０の可変絞り部５０ａを通過してパイロット油路３１ｂ側へと流れる。このとき、流量検出弁５０の可変絞り部５０ａには通過流量が増加するにしたがって大きくなる前後差圧が発生し、差圧減圧弁５１はその前後差圧を絶対圧Pgrとして出力する。パイロットポンプ３０の吐出流量は原動機１の回転数によって変化するため、可変絞り部５０ａの前後差圧を検出することにより、パイロットポンプ３０の吐出流量を検出することができ、原動機１の回転数を検出することができる。
The flow
メインポンプ１０２のレギュレータ１１２（ポンプ制御装置）は、差圧減圧弁１１１が出力するLS差圧（絶対圧Pls1）と差圧減圧弁２１１が出力するLS差圧（絶対圧Pls2）の低圧側を選択する低圧選択弁１１２ａと、低圧選択されたLS差圧と原動機回転数検出弁１３の出力圧（絶対圧）Pgrとの差圧により動作するＬＳ制御弁１１２ｂであって、Pls1又はPls2＞Pgrのときは入力側をパイロット圧油供給路３１ｂに連通させて出力圧を上昇させ、Pls1又はPls2＜Pgrのときは入力側をタンクＴに連通させて出力圧を減少させるＬＳ制御弁１１２ｂと、ＬＳ制御弁１１２ｂの出力圧が導かれ、その出力圧の上昇によってメインポンプ１０２の傾転（容量）を減少させるＬＳ制御ピストン１１２ｃと、メインポンプ１０２の第１及び第２圧油供給路１０５，２０５のそれぞれの圧力が導かれ、それらの圧力の上昇によってメインポンプ１０２の傾転（容量）を減少させるトルク制御（馬力制御）ピストン１１２ｅ，１１２ｄと、メインポンプ２０２の第３吐出ポート３０５の圧力が減圧弁１１２ｇを介して導かれ、その圧力の上昇によってメインポンプ１０２の傾転（容量）を減少させるトルク制御（馬力制御）ピストン１１２ｆを備えている。
The regulator 112 (pump control device) of the
メインポンプ２０２のレギュレータ２１２（ポンプ制御装置）は、差圧減圧弁３１１が出力するLS差圧（絶対圧Pls3）と原動機回転数検出弁１３の出力圧（絶対圧）Pgrとの差圧により動作するＬＳ制御弁２１２ｂであって、Pls3＞Pgrのときは、入力側をパイロット圧油供給路３１ｂに連通させて出力圧を上昇させ、Pls3＜Pgrのときは、入力側をタンクＴに連通させて出力圧を減少させるＬＳ制御弁２１２ｂと、ＬＳ制御弁２１２ｂの出力圧が導かれ、その出力圧の上昇によってメインポンプ２０２の傾転（容量）を減少させるＬＳ制御ピストン２１２ｃと、メインポンプ２０２の第３圧油供給路３０５の圧力が導かれ、その圧力の上昇によってメインポンプ２０２の傾転（容量）を減少させるトルク制御（馬力制御）ピストン２１２ｄとを備えている。
The regulator 212 (pump control device) of the
レギュレータ１１２の低圧選択弁１１２ａ、ＬＳ制御弁１１２ｂ，ＬＳ制御ピストン１１２ｃは、第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂの吐出圧が、第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂから吐出される圧油によって駆動される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メインポンプ１０２（第１油圧ポンプ）の容量を制御する第１ロードセンシング制御部を構成する。レギュレータ２１２のＬＳ制御弁２１２ｂとＬＳ制御ピストン２１２ｃは、第３吐出ポート２０２ａの吐出圧が、第３吐出ポート２０２ａから吐出される圧油によって駆動される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メインポンプ２０２（第２油圧ポンプ）の容量を制御する第２ロードセンシング制御部を構成する。
The low pressure selection valve 112a, the LS control valve 112b, and the LS control piston 112c of the
また、レギュレータ１１２のトルク制御ピストン１１２ｄ，１１２ｅと減圧弁１１２ｇとトルク制御ピストン１１２ｆは、第１吐出ポート１０２ａの吐出圧と第２吐出ポート１０２ｂの吐出圧の平均圧力が高くなるにしたがってメインポンプ１０２の容量を減少させ、かつ第３吐出ポート２０２ａの吐出圧が高くなるにしたがってメインポンプ１０２の容量を減少させるトルク制御部を構成し、レギュレータ２１２のトルク制御ピストン２１２ｄは、第３吐出ポート２０２ａの吐出圧が高くなるにしたがってメインポンプ２０２の容量を減少させるトルク制御部を構成する。
Further, the
コントロールバルブ装置４は、第１バルブブロック１０４、第２バルブブロック２０４及び第３バルブブロック３０４と、中間ブロック６４とに分割して構成されており、第１バルブブロック１０４、第２バルブブロック２０４及び第３バルブブロック３０４は、それぞれが、複数の流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃ，６ｄ，６ｅ，６ｆ，６ｇ，６ｈ，６ｉ，６ｊ及び複数の圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃ，７ｄ，７ｅ，７ｆ，７ｇ，７ｈ，７ｉ，７ｊと、後述する補給回路７２，７４，７６，７８とを部分的に有する構成となっている。
The
すなわち、第１バルブブロック１０４は、第１圧油供給路１０５に接続された流量制御弁６ｃ，６ｄ，６ｆ，６ｉ，６ｊ、圧力補償弁７ｃ，７ｄ，７ｆ，７ｉ，７ｊ、操作検出弁８ｃ，８ｄ，８ｆ，８ｉ，８ｊ、差圧減圧弁１１１、メインリリーフ弁１１４、アンロード弁１１５と、第１負荷圧検出回路１３１（シャトル弁９ｃ，９ｄ，９ｆ，９ｉ，９ｊ）及び第２切換弁１４６とを包含する。第２バルブブロック２０４は、第２圧油供給路２０５に接続された流量制御弁６ｂ，６ｅ，６ｇ，６ｈ、圧力補償弁７ｂ，７ｅ，７ｊ，７ｈ、操作検出弁８ｂ，８ｅ，８ｇ，８ｈ、差圧減圧弁２１１、メインリリーフ弁２１４、アンロード弁２１５と、第２負荷圧検出回路１３２（シャトル弁９ｂ，９ｅ，９ｇ，９ｈ）及び第３切換弁２４６とを包含する。第３バルブブロック３０４は、第３圧油供給路３０５に接続された流量制御弁６ａ、圧力補償弁７ａ、操作検出弁８ａ、差圧減圧弁３１１、メインリリーフ弁３１４、アンロード弁３１５と、第２負荷圧検出回路１３３とを包含する。中間ブロック６４は第１切換弁４０と、絞り４３と、走行複合操作検出油路５３とを包含する。
That is, the
また、第１バルブブロック１０４は、アクチュエータ３ｃ（旋回モータ）と流量制御弁６ｃとを接続するアクチュエータ油路７１ａ，７１ｂに設けられた補給回路７２と、アクチュエータ３ｄ（バケットシリンダ）と流量制御弁６ｄとを接続するアクチュエータ油路７３ａ，７３ｂに設けられた補給回路７４とを有している。補給回路７２は、旋回モータ３ｃの旋回減速時等の慣性駆動時、旋回モータ３ｃの入口側のアクチュエータ油路７１ａ又は７１ｂの圧力が極めて低くなったときに圧油を補給するものであり、図１Ｂに示すように、アクチュエータ油路７１ａ，７１ｂと第１バルブブロック１０４内に形成された第１排出油路１４８との間に接続され、第１排出油路１４８からアクチュエータ油路７１ａ，７１ｂへ向かう圧油の流れのみを許す逆止弁７２ａ，７２ｂを備えている。補給回路７４も、同様に、バケットシリンダ３ｄの慣性駆動時に入口側アクチュエータ油路７３ａ又は７３ｂに圧油を補給するものであり、図１Ｂに示すように、第１排出油路１４８からアクチュエータ油路７３ａ，７３ｂへ向かう圧油の流れのみを許す逆止弁７４ａ，７４ｂを備えている。第１排出油路１４８は第１バルブブロック１０４内の油圧機器の共通の排出油路であり、図示する如く、流量制御弁６ｃ，６ｄ，６ｆ，６ｉ，６ｊ、メインリリーフ弁１１４、アンロード弁１１５の排出ポートも第１排出油路１４８に接続されている。
The
第１バルブブロック２０４は、アクチュエータ３ｂ（アームシリンダ）と流量制御弁６ｂとを接続するアクチュエータ油路７５ａ，７５ｂに設けられた補給回路７６を有し、補給回路７６も、補給回路７２，７４と同様に、アームシリンダ３ｂの慣性駆動時に入口側アクチュエータ油路７５ａ又は７５ｂに圧油を補給するためのものであり、図１Ｂに示すように、第２排出油路２４８からアクチュエータ油路７５ａ，７５ｂへ向かう圧油の流れのみを許す逆止弁７６ａ，７６ｂを備えている。第２排出油路２４８は第２バルブブロック２０４内の油圧機器の共通の排出油路であり、図示する如く、流量制御弁６ｂ，６ｅ，６ｇ，６ｈ、メインリリーフ弁２１４、アンロード弁２１５の排出ポートも第２排出油路２４８に接続されている。
The
第３バルブブロック３０４は、アクチュエータ３ａ（ブームシリンダ）と流量制御弁６ａとを接続するアクチュエータ油路７７ａ，７７ｂに設けられた補給回路７７を有し、補給回路７８も、補給回路７２，７４，７６と同様に、アームシリンダ３ａの慣性駆動時に入口側アクチュエータ油路７７ａ又は７７ｂに圧油を補給するためのものであり、図１Ｂに示すように、第３排出油路３４８からアクチュエータ油路７７ａ，７７ｂへ向かう圧油の流れのみを許す逆止弁７８ａ，７８ｂを備えている。第３排出油路３４８は第３バルブブロック２０４内の油圧機器の共通の排出油路であり、図示する如く、流量制御弁６ａ、メインリリーフ弁３１４、アンロード弁３１５の排出ポートも第３排出油路３４８に接続されている。
The
走行モータ３ｆ，３ｇにはカウンターバランス弁８１，８２が設けられている。カウンターバランス弁８１は走行モータ３ｆと流量制御弁６ｆを接続するアクチュエータ油路８３ａ，８３ｂに接続され、カウンターバランス弁８２は走行モータ３ｇと流量制御弁６ｇを接続するアクチュエータ油路８４ａ，８４ｂに接続されている。カウンターバランス弁８１，８２は、アクチュエータ油路８３ａ，８３ｂ；８４ａ，８４ｂのうち流量制御弁６ｆ，６ｇから走行モータ３ｆ，３ｇに圧油を供給する側のアクチュエータ油路の圧力と走行モータ３ｆ，３ｇから流量制御弁６ｆ，６ｇに圧油を戻す側のアクチュエータ油路の圧力とのバランスで動作するバルブであり、操作装置の減速或いは停止操作時等、走行モータ３ｆ，３ｇの慣性駆動時に走行モータ３ｆ，３ｇがポンプ作用をするときに走行モータ３ｆ，３ｇから流量制御弁６ｆ，６ｇに圧油を戻す側のアクチュエータ油路を絞り、走行モータ３ｆ，３ｇの背圧を上昇させて減速、停止を行うものである。
Counterbalance
また、上述したアクチュエータのアクチュエータ油路には、アクチュエータ回路を保護するオーバロードリリーフ弁が設けられているが、図示の煩雑さを避けるため、それらの図示は省略している。 Moreover, although the overload relief valve which protects an actuator circuit is provided in the actuator oil path of the actuator mentioned above, in order to avoid the complexity of illustration, those illustration is abbreviate | omitted.
タンク戻り回路５４は、バルブブロック１０４，２０４，３０４内の第１、第２及び第３排出油路１４８，２４８，３４８に接続された第１、第２及び第３戻りライン１４７，２４７，３４７と、第１、第２及び第３戻りライン１４７，２４７，３４７に接続され、バルブブロック１０４，２０４，３０４の第１、第２及び第３排出油路１４８，２４８，３４８からタンクＴに戻される圧油に所定の背圧を与える共通の背圧発生装置５７と、背圧発生装置５７に接続された作動油を冷却するためのオイルクーラ５６と、オイルクーラ５６に並列に接続されたバイパスチェックバルブ５２とを有している。
The
バルブブロック１０４，２０４，３０４内の第１、第２及び第３排出油路１４８，２４８，３４８からの戻り油は、背圧発生装置５７を通り、オイルクーラ５６を経由してタンクＴに戻る。オイルクーラ５６に並列に設けられたバイパスチェックバルブ５２は、油温が低くて作動油の粘度が高く、オイルクーラ５６の圧力損失が高い場合などに開弁するように構成されている。適常使用する油温では、オイルクーラ５６の圧損はあまり高くないことが多いので、バイパスチェックバルブ５２は閉じている。
The return oil from the first, second and third
背圧発生装置５７は、第１、第２及び第３戻りライン１４７，２４７，３４７にそれぞれ接続された戻り油路５７ｓ，５７ｔ，５７ｕと、戻り油路５７ｓ，５７ｔ，５７ｕに接続される共通の戻り油路５７ｖと、共通の戻り油路５７ｖに配置された圧力制御弁５７ｗとを有し、圧力制御弁５７ｗの下流側は第１及び第２タンクライン５８，５９に接続されている。オイルクーラ５６とバイパスチェックバルブ５２は第１及び第２タンクライン５８，５９にそれぞれ配置されている。オイルクーラ５６とバイパスチェックバルブ５２の出側は共通のタンクライン６０を介してタンクＴに接続されている。
The
圧力制御弁５７ｗは、開方向作用の第１受圧室５７ａと、この第１受圧室５７ａと対向する側に位置する絞り方向作用の第２受圧室５７ｂと、この第２受圧室５７ｂと同じ側に位置する絞り方向作用のバネ５７ｃとを有している。第１受圧室５７ａにはタンク戻り回路５４の最上流の圧力（第１、第２及び第３戻りライン１４７，２４７，３４７の圧力）が導かれ、第２受圧室５７ｂにはタンク戻り回路５４の最下流の圧力（オイルクーラ５６及びバイパスチェックバルブ５２の下流側の圧力；タンク圧）が導かれ、バネ５７ｃによりタンク戻り回路５４の最上流の圧力（第１、第２及び第３戻りライン１４７，２４７，３４７の圧力）と最下流の圧力（タンク圧）との差圧の目標値（目標差圧）が設定される。
The pressure control valve 57w includes a first
また、圧力制御弁５７ｗは、圧力制御弁５７ｗの上流側と下流側（オイルクーラ５６及びバイパスチェックバルブ５２の上流側）とをそのまま連通させる連通位置（全開位置）と、絞った状態で連通させる絞り位置の２位置があり、第１受圧部５７ａに導かれる圧力と第２受圧部５７ｂに導かれる圧力との差圧によって連通位置と絞り位置との間で開口面積を連続的に変化させる。
Further, the pressure control valve 57w communicates with a communication position (fully opened position) where the upstream side and the downstream side (upstream side of the
このように圧力制御弁５７ｗを構成することにより、タンク戻り回路５４の最上流の圧力（第１、第２及び第３戻りライン１４７，２４７，３４７の圧力）Pupと最下流の圧力（タンク圧）Pdownとの差圧は、通過流量の大小に係わらず、バネ５７ｃで設定された一定の値に保たれ、その結果、タンク戻り回路５４の最上流の圧力Pup（第１、第２及び第３戻りライン１４７，２４７，３４７の圧力）が一定に保たれ、バルブブロック１０４，２０４，３０４の第１、第２及び第３排出油路１４８，２４８，３４８からタンクＴに戻される圧油に一定の背圧が与えられる。
By configuring the pressure control valve 57w in this manner, the most upstream pressure (pressure in the first, second and
ここで、圧力制御弁５７ｗのバネ５７ｃは、タンク戻り回路５４の最上流の圧力（第１、第２及び第３戻りライン１４７，２４７，３４７の圧力）Pupが、後述する上部旋回体、ブーム、アームなどの重量物慣性体の減速操作時などメインポンプ１０２，２０２の吐出流量が最小になった場合にも、補給回路７２，７４，７６，７８からそれぞれのアクチュエータ油路７１ａ又は７１ｂ，７３ａ又は７３ｂ，７５ａ又は７５ｂ，７７ａ又は７７ｂに圧油を速やかに補給することで、キャビテーションを発生させないような圧力となるように設定されている。なお、本明細書において、圧力制御弁５７ｗにより制御されるタンク戻り回路５４の最上流の圧力（第１、第２及び第３戻りライン１４７，２４７，３４７の圧力）Pupをタンク戻り回路５４の背圧という。
Here, the spring 57c of the pressure control valve 57w is configured so that the most upstream pressure (pressure of the first, second and
このように圧力制御弁５７ｗを備えた背圧発生装置５７を設けることにより、ロードセンシングシステムを備えた建設機械の油圧駆動装置において、後述する上部旋回体、ブーム、アームなどの重量物慣性体の減速操作時などメインポンプ１０２，２０２の吐出流量が少ない場合にもキャビテーションの発生を確実に防止することができる。また、背圧発生装置５７が１つであるため、省スペースでコストを低く抑えることができる。
By providing the back
バルブブロック１０４内において、第１排出油路１４８と第２排出油路２４８は長さが同じとなるよう形成され、第１戻りライン１４７と第２戻りライン２４７も長さが同じとなるよう配置されている（後述）。
In the
図３は、上述した油圧駆動装置が搭載される油圧ショベルの外観を示す図である。 FIG. 3 is a diagram showing an appearance of a hydraulic excavator on which the above-described hydraulic drive device is mounted.
図３において、作業機械としてよく知られている油圧ショベルは、下部走行体１０１と、上部旋回体１０９と、スイング式のフロント作業機１０４を備え、フロント作業機１０４は、ブーム１０４ａ、アーム１０４ｂ、バケット１０４ｃから構成されている。上部旋回体１０９は下部走行体１０１に対して旋回モータ３ｃによって旋回可能である。上部旋回体１０９は基礎下部構造をなす旋回メインフレーム１０７を備え、旋回メインフレーム１０７の前部にはスイングポスト１０３が取り付けられ、このスイングポスト１０３にフロント作業機１０４が上下動可能に取り付けられている。スイングポスト１０３はスイングシリンダ３ｅの伸縮により旋回メインフレーム１０７に対して水平方向に回動可能であり、フロント作業機１０４のブーム１０４ａ、アーム１０４ｂ、バケット１０４ｃはブームシリンダ３ａ，アームシリンダ３ｂ，バケットシリンダ３ｄの伸縮により上下方向に回動可能である。下部走行体１０２のトラックフレーム１０５を支持する中央フレームには、ブレードシリンダ３ｈの伸縮により上下動作を行うブレード１０６が取り付けられている。下部走行体１０１は、走行モータ３ｆ，３ｇ（図３では左側のみ図示）の回転により左右の履帯１０１ａ，１０１ｂ（図３では左側のみ図示）を駆動することによって走行を行う。
In FIG. 3, a hydraulic excavator well known as a work machine includes a
上部旋回体１０９の旋回メインフレーム１０７上にはキャノピータイプの運転室１０８が設置され、運転室１０８内には、運転席１２１、フロント／旋回用の左右の操作装置１２２，１２３（図３では左側のみ図示）、走行用の操作装置１２４ａ，１２４ｂ（図３では左側のみ図示）、図示しないスイング用の操作装置及びブレード用の操作装置、ゲートロックレバー２４等が設けられている。操作装置１２２，１２３の操作レバーは中立位置から十字方向を基準とした任意の方向に操作可能であり、左側の操作装置１２２の操作レバーを前後方向に操作するとき、操作装置１２２は旋回用の操作装置として機能し、同操作装置１２２の操作レバーを左右方向に操作するとき、操作装置１２２はアーム用の操作装置として機能し、右側の操作装置１２３の操作レバーを前後方向に操作するとき、操作装置１２３はブーム用の操作装置として機能し、同操作装置１２３の操作レバーを左右方向に操作するとき、操作装置１２３はバケット用の操作装置として機能する。
A canopy-type driver's
図４は、油圧ショベルの上部旋回体の外装カバーを取り外して、バルブブロック１０４，２０４，３０４、中間ブロック６４及び背圧発生装置５７の配置位置と、それらを接続する配管の取り回しを示す上面図である。
FIG. 4 is a top view showing the arrangement positions of the valve blocks 104, 204, 304, the
図４において、旋回メインフレーム１０７の運転室１０８の後側中央部分に原動機１が横向きに配置され、原動機１の右側（図示下側）にメインポンプ１０２，２０２とパイロットポンプ３０を含むポンプ装置Ｐが連結され、運転室１０８の後側部分にオイルクーラ５６が配置されている。また、ポンプ装置Ｐの前側であって旋回メインフレーム１０７の右側中央部分にオイルタンクＴと燃料タンクＦが隣接して配置されている。
In FIG. 4, the
旋回メインフレーム１０７の前側中央部分に、旋回メインフレーム１０７の底板から前後方向に伸びて立設された左右の縦板１０７ａ，１０７ｂと、この左右の縦板１０７ａ，１０７ｂの前側上端部分を覆う上板１０７ｃとからなる中央基礎構造体１０７ｄが設けられている。中央基礎構造体１０７ｄの前側部分は先細に形成され、その先端部分にスイングポスト１０３（図３参照）を揺動可能に支持する支持ブラケット１０７ｅが取り付けられている。
Upper and lower left and right
中央基礎構造体１０７ｄの下側には旋回メインフレーム１０７の一部を構成する底板が敷設され、左右の縦板１０７ａ，１０７ｂ間の底板部分に旋回装置ＳとセンタジョイントＣが取り付けられている。旋回装置Ｓは旋回モータ３ｃと図示しない減速装置を内蔵するものであり、旋回モータ３ｃの回転駆動により旋回輪の内歯に噛み合ったピニオンを回転させ、上部旋回体１０９を下部走行体１０１に対して旋回駆動させる。センタジョイントＣは上部旋回体１０９と下部走行体１０１の間で圧油を給排する回転継ぎ手を有する構造となっている。中央基礎構造体１０７ｄの上板１０７ｃより後側部分の左右の縦板１０７ａ，１０７ｂには、旋回装置ＳとセンタジョイントＣが位置する部分に塵埃が侵入するのを防止するための保護カバー１０７ｆが設けられている。
A bottom plate constituting a part of the turning
旋回メインフレーム１０７の前側部分でかつ中央基礎構造体１０７ｄの右側部分には上述したバルブブロック１０４，２０４、中間ブロック６４、背圧発生装置５７を一体化したバルブ組立体Ｖが配置され、中央基礎構造体１０７ｄの保護カバー１０７ｆ上にバルブブロック３０４が配置されている。
The valve assembly V in which the valve blocks 104 and 204, the
図５は、バルブ組立体Ｖ（バルブブロック１０４，２０４、中間ブロック６４及び背圧発生装置５７）とバルブブロック３０４の設置状態を側方からより詳しく示す図である。
FIG. 5 is a diagram showing the installation state of the valve assembly V (valve blocks 104 and 204,
図５において、バルブブロック１０４，２０４，３０４は、それぞれ、既存のコントロールバルブブロックを用いて構成されている。バルブブロック１０４は、既存のコントロールバルブブロックの５個のスプールバルブセクション１０４ａ，１０４ｂ，１０４ｃ，１０４ｄ，１０４ｅと給排バルブセクション１０４ｆと補助バルブセクション１０４ｇとを有し、バルブブロック２０４及びバルブブロック３０４も同様に、それぞれ、５個のスプールバルブセクション２０４ａ，２０４ｂ，２０４ｃ，２０４ｄ，２０４ｅ及び３０４ａ，３０４ｂ，３０４ｃ，３０４ｄ，３０４ｅと給排バルブセクション２０４ｆ及び３０４ｆと補助バルブセクション２０４ｇ及び３０４ｇとを有している。
In FIG. 5, each of the valve blocks 104, 204, and 304 is configured using an existing control valve block. The
バルブブロック１０４のスプールバルブセクション１０４ａ〜１０４ｅには、それぞれ、スプールバルブとしての流量制御弁６ｃ，６ｄ，６ｆ，６ｉ，６ｊと、圧力補償弁７ｃ，７ｄ，７ｆ，７ｉ，７ｊ、操作検出弁８ｃ，８ｄ，８ｆ，８ｉ，８ｊ及びシャトル弁９ｃ，９ｄ，９ｆ，９ｉ，９ｊが内蔵されている。バルブブロック２０４のスプールバルブセクション２０４ａ〜２０４ｅには、そのうちの４つに、それぞれスプールバルブとしての流量制御弁６ｂ，６ｅ，６ｇ，６ｈと、圧力補償弁７ｂ，７ｅ，７ｊ，７ｈ、操作検出弁８ｂ，８ｅ，８ｇ，８ｈ及びシャトル弁９ｂ，９ｅ，９ｇ，９ｈが内蔵され、他の１つは予備となっている。バルブブロック３０４のスプールバルブセクション３０４ａ〜３０４ｅには、そのうちの１つに、スプールバルブとしての流量制御弁６ａと、圧力補償弁７ａ、操作検出弁８ａが内蔵され、他の４つは予備となっている。バルブブロック１０４，２０４，３０４において、流量制御弁６ｃ，６ｄ，６ｂ，６ａに対応するスプールバルブセクションには更に補給回路７２，７４，７６，７８が配置されている。
The
また、バルブブロック１０４のスプールバルブセクション１０４ａ〜１０４ｅの図示左側の端面には、それぞれ、アクチュエータポートＡPD1ａ〜ＡPD1ｅが形成され、バルブブロック２０４のスプールバルブセクション２０４ａ〜２０４ｅの図示右側の端面及びバルブブロック３０４のスプールバルブセクション３０４ａ〜３０４ｅの図示上側の端面にも、それぞれ、アクチュエータポートＡPD2ａ〜ＡPD2ｅ；ＡPD3ａ〜ＡPD3ｅが形成されている。これらのアクチュエータポートのうち流量制御弁６ａ〜６ｊに対応するアクチュエータポートには、それぞれ、図１に示すアクチュエータ油路（アクチュエータ油路７１ａ，７１ｂ，７３ａ，７３ｂ，７５ａ，７５ｂ，７７ａ，７７ｂ，８３ａ，８３ｂ，８４ａ，８４ｂを含む）を形成する配管（図示せず）が接続され、スプールバルブセクション１０４ａ〜１０４ｅ，２０４ａ〜２０４ｅ，３０４ａ〜３０４ｅはこれらの配管を介して対応するアクチュエータに接続されている。
Actuator ports APD1a to APD1e are formed on the left end faces of the
給排バルブセクション１０４ｆ，２０４ｆ，３０４ｆの図示裏面側の端面にポンプポートＰPD1，ＰPD2，ＰPD3が形成され、これらのポンプポートには、それぞれ第１〜第３圧油供給路１０５，２０５，３０５を形成する配管（図示せず）が接続され、給排バルブセクション１０４ｆ，２０４ｆ，３０４ｆはこれらの配管を介してメインポンプ１０２の第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂ及びメインポンプ２０２の第３吐出ポート２０２ａに接続されている。また、給排バルブセクション１０４ｆの図示左側の端面、給排バルブセクション２０４ｆの図示右側の端面、給排バルブセクション３０４ｆの図示上側の端面にはそれぞれ排出ポートＲPD1，ＲPD2，ＲPD3が形成され、これらの排出ポートには、それぞれ第１戻りライン１４７、第２戻りライン２４７、第３戻りライン３４７を形成する配管Ｂ１（第１配管）、配管Ｂ２（第２配管）、配管Ｂ３が接続されている。
Pump ports PPD1, PPD2, and PPD3 are formed on the end surfaces on the back side of the supply / discharge valve sections 104f, 204f, and 304f. The first to third pressure
補助バルブセクション１０４ｇは、メインリリーフ弁１１４、アンロード弁１１５、差圧減圧弁１１１及び第２切換弁１４６を内蔵し、補助バルブセクション２０４ｇは、メインリリーフ弁２１４、アンロード弁２１５、差圧減圧弁２１１及び第３切換弁１４６を内蔵し、補助バルブセクション３０４ｇは、メインリリーフ弁３１４、アンロード弁３１５及び差圧減圧弁３１１を内蔵している。
The auxiliary valve section 104g incorporates a main relief valve 114, an unload
バルブブロック１０４，２０４において、スプールバルブセクション１０４ａ〜１０４ｅとスプールバルブセクション２０４ａ〜２０４ｅ及び給排バルブセクション１０４ｆと給排バルブセクション２０４ｆとは隣接して配置されている。また、スプールバルブセクションと補助バルブセクションとの間にバルブブロック１０４，２０４の両方を横切って中間ブロック６４が挿入されている。また、バルブブロック１０４，２０４の上端部分にバルブブロック１０４，２０４の両方を覆うように背圧発生装置５７が載置されている。中間ブロック６４には前述したように第１切換弁４０と、絞り４３と、走行複合操作検出油路５３が配置されている。スプールバルブセクション１０４ａ〜１０４ｅ，２０４ａ〜２０４ｅ、給排バルブセクション１０４ｆ，２０４ｆ及び補助バルブセクション１０４ｇ，２０４ｇと中間ブロック６４には図示上下方向に圧油供給路及び排出油路が形成され、それらの油路は図１に示すバルブブロック１０４，２０４の油圧回路を構成するよう流量制御弁、圧力補償弁などの各種バルブと接続されている。スプールバルブセクション１０４ａ〜１０４ｅ，２０４ａ〜２０４ｅに形成される排出油路には図１に示す第１及び第２排出油路１４８，２４８が含まれる。
In the valve blocks 104 and 204, the
背圧発生装置５７の図示前側の端面及び上側の端面にはそれぞれ図１に示す戻り油路５７ｓ，５７ｔ，５７ｕにつながる排出ポートＲＰ４，ＲＰ５，ＲＰ６が形成され、これらのポートに配管Ｂ１，Ｂ２，Ｂ３が接続されている。また、背圧発生装置５７の図示右側の端面及び裏面側の端面にはそれぞれ図１に示す戻り油路５７ｖにつながるタンクポートＴPD1，ＴPD2が形成され、タンクポートＴPD1には図１に示す第１タンクライン５８を形成するリターン配管Ｅが接続され、タンクポートＴPD2には図１に示す第２タンクライン５９を形成するリターン配管Ｆ（図４参照）が接続されている。配管Ｂ１（第１配管）と配管Ｂ２（第２配管）は同じ長さとされ、これにより図１に示す第１戻りライン１４７と第２戻りライン２４７も同じ長さになっている。
Discharge ports RP4, RP5, RP6 connected to the
バルブブロック１０４，２０４のスプールバルブセクション１０４ａ〜１０４ｅ，２０４ａ〜２０４ｅ、給排バルブセクション１０４ｆ，２０４ｆ、補助バルブセクション１０４ｇ，２０４ｇと中間ブロック６４及び背圧発生装置５７は、それぞれ、図示の如く重ね合わせた状態で、上側端面及び下側端面の四隅に上下方向にタイロッドを通し、タイロッドをボルト止めすることで一体化されている。バルブブロック１０４，２０４のバルブセクションと中間ブロック６４のみをタイロッドのボルト止めにより一体化し、背圧発生装置５７を後付でボルト止め或いは溶接により取り付けてもよい。
The
このようにバルブブロック１０４，２０４及び中間ブロック６４と背圧発生装置５７
は、バルブブロック１０４，２０４を隣接した状態で一体化しかつバルブブロック１０４，２０４の上端部分に背圧発生装置５７を載置したバルブ組立体Ｖとして構成されており、これにより旋回フレーム１０７上の限られたスペースにコントロールバルブ装置４と背圧発生装置５７を搭載することが可能となる。また、背圧発生装置５７をバルブブロック１０４，２０４の上端部分に載置したため、バルブブロック１０４，２０４と背圧発生装置５７との距離が近くなり、背圧発生装置５７をバルブブロック１０４，２０４の近くに配置し配管Ｂ１（第１配管）と配管Ｂ２（第２配管）の長さを同じにすることが可能となる。また、第１及び第２配管の長さが短いため、配管の圧損の影響を受けにくくすることができる。また、背圧発生装置５７をバルブブロック１０４，２０４の近くに配置し配管Ｂ１と配管Ｂ２の長さを同じにすることにより、油圧ショベルが走行直進から緩操作で停止する場合に、左右の走行モータ３ｆ，３ｇで生じる背圧に差が発生せず、走行の曲進を防止することができる。
In this way, the valve blocks 104 and 204 and the
Is configured as a valve assembly V in which the valve blocks 104 and 204 are integrated in an adjacent state and a back
このようにして構成したバルブ組立体Ｖは、旋回メインフレーム１０７の底板１０７ｇにボルトで固定された支持ブラケット１５１上にボルトなどで固定されている。
The valve assembly V configured in this way is fixed with bolts or the like on a
バルブブロック３０４は、既存のコントロールバルブブロックと同様、スプールバルブセクション３０４ａ〜３０４ｅ、給排バルブセクション３０４ｆ、補助バルブセクション３０４ｇを重ね合わせ、図示左側端面及び右側端面の四隅に左右方向にタイロッドを通し、タイロッドをボルト止めすることで一体化されている。このように構成したバルブブロック３０４は、中央基礎構造体１０７ｄの保護カバー１０７ｆ上にボルトなどで固定されている。
The
図４に戻り、背圧発生装置５７に一端が接続されたリターン配管Ｅの他端はオイルクーラ５６の入側に接続され、オイルクーラ５６の出側はリターン配管Ｇを介してタンクＴに接続されている。背圧発生装置５７に一端が接続されたリターン配管Ｆの他端はタンクＴに接続されている。リターン配管Ｆ内にはバイパスチェックバルブ５２が設けられている。このように背圧発生装置５７はリターン配管Ｅ，Ｆを介してオイルクーラ及びタンクＴに接続されている。
Returning to FIG. 4, the other end of the return pipe E having one end connected to the
〜動作〜
次に、本実施の形態において、操作装置の操作レバー中立時、旋回定常回転時、旋回減速時、大流量アクチュエータ操作時のそれぞれについて、動作を説明する。
~ Operation ~
Next, in the present embodiment, the operation will be described for each of the operation lever neutral position of the operation device, the turning steady rotation, the turning deceleration, and the large flow actuator operation.
＜操作レバー中立時＞
メインポンプ１０２，２０２から吐出された圧油は、圧油供給路１０５，２０５，３０５を通じて各アクチュエータ駆動用の圧力補償弁７ａ〜７ｊと各流量制御弁６ａ〜６ｊへと導かれる。操作装置の全操作レバー中立時には、全ての流量制御弁６は図１に図示されているような中立位置となっている。
<When the control lever is neutral>
The pressure oil discharged from the
一方、メインポンプ１０２，２０２から供給された圧油は、圧油供給路１０５，２０５，３０５とタンクＴの間に設けられたアンロード弁１１５，２１５，３１５へも導かれている。
On the other hand, the pressure oil supplied from the
全操作レバー中立時には、各アクチュエータの流量制御弁６ａ〜６ｊは中立位置にあって圧油供給路１０５，２０５，３０５側が閉じられているため、メインポンプ１０２，２０２の第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂの吐出圧PD1，PD2が上昇する。また、各アクチュエータの流量制御弁６ａ〜６ｊは中立位置にあるため、第１〜第３負荷圧検出回路１３１，１３２，１３３は、各流量制御弁６ａ〜６ｊの内部通路を介して第１、第２及び第３排出油路１４８，２４８，３４８に接続され、第１〜第３負荷圧検出回路１３１，１３２，１３３に導出される最高負荷圧Plmax1，Plmax2，Plmax3はタンク戻り回路５４の背圧に等しくなる。このためメインポンプ１０２，２０２の第１〜第３吐出ポート１０２ａ，１０２ｂ，２０２ａの吐出圧PD1，PD2，PD3がそれぞれアンロード弁１１５，２１５，３１５のバネの設定圧力とタンク戻り回路５４の背圧との和よりも高くなると、アンロード弁１１５，２１５，３１５は、開位置に切り換わり、圧油供給路１０５，２０５，３０５の圧油をタンクＴに戻すように作動し、吐出圧PD1，PD2，PD3はアンロード弁１１５，２１５，３１５のバネの設定圧力と背圧との和に等しくなる。
When all the operation levers are neutral, the flow control valves 6a to 6j of the actuators are in the neutral position and the pressure
また、差圧減圧弁１１１，２１１，３１１は、それぞれ、メインポンプ１０２，２０２の第１〜第３吐出ポート１０２ａ，１０２ｂ，２０２ａの吐出圧PD1，PD2，PD3と各アクチュエータ３ａ〜３ｈの最高負荷圧Plmax1，Plmax2，Plmax3との差圧Pls1，Pls2，Pls3を絶対圧として出力するように動作する。ここで、吐出圧PD1，PD2，PD3はアンロード弁１１５，２１５，３１５のバネの設定圧力とタンク戻り回路５４の背圧との和に等しく、最高負荷圧Plmax1，Plmax2，Plmax3はタンク戻り回路５４の背圧に等しいため、絶対圧Pls1，Pls2，Pls3はアンロード弁１１５，２１５，３１５のバネの設定圧力にほぼ等しくなり、レギュレータ１１２，２１２のＬＳ制御弁１１２ｂ，２１２ｂには、そのアンロード弁１１５，２１５，３１５のバネの設定圧力にほぼ等しい絶対圧Pls1，Pls2，Pls3が導かれる。通常、アンロード弁１１５，２１５，３１５のバネの設定圧力はロードセンシング制御の目標差圧である絶対圧Pgrよりも高くなるように設定されている。
Further, the differential pressure reducing valves 111, 211, 311 are respectively the discharge pressures PD1, PD2, PD3 of the first to
一方、原動機回転数検出弁１３の差圧減圧弁５１は流量検出弁５０の可変絞り部５０ａの前後差圧を絶対圧Pgrとして出力し、レギュレータ１１２，２１２のＬＳ制御弁１１２ｂ，２１２ｂには、原動機１の回転数（以下エンジン回転数という）に応じた絶対圧Pgrが目標差圧として導かれる。
On the other hand, the differential
以上のように操作レバー中立時には、レギュレータ１１２，２１２のＬＳ制御弁１１２ｂ，２１２ｂにはエンジン回転数に応じた絶対圧Pgr(目標差圧)とアンロード弁１１５，２１５，３１５の設定圧にほぼ等しい絶対圧Pls1，Pls2，Pls3が導かれ、Pls1，Pls2，Pls3＞Pgrである結果、レギュレータ１１２，２１２のＬＳ制御弁１１２，２１２ｂは図示の位置となるよう作動し、ＬＳ制御ピストン１１２ｃ，２１２ｃにパイロット油圧源の圧力が導かれ、メインボンブ１０２，２０２の傾転角が最小になり、メインポンプ１０２，２０２の吐出流量も最小となる。
As described above, when the control lever is in the neutral position, the LS control valves 112b and 212b of the
メインポンプ１０２，２０２の吐出流量が最小となるときは、コントロールバルブブロック１０４，２０４，３０４からタンク戻り回路５４を経由してタンクＴに戻る流量Qも少なくなる。しかし、タンク戻り回路５４の最上流の圧力Pup（タンク戻り回路５４の背圧）は背圧発生装置５７の圧力制御弁５７ｗにより最適の圧力に保たれる。
When the discharge flow rate of the
すなわち、流量Qが少ない場合には、オイルクーラ５６での圧力損失が小さいため、圧力制御弁５７ｗが図示右側の連通位置にある場合は、タンク戻り回路５４の最上流の圧力Pupが最下流の圧力Pdownに対してあまり差がない状態となるので、圧力制御弁５７ｗはバネ５７ｃのバネ力により図示左側の絞り位置に切り替わり、タンク戻り回路５４を絞るようになる。このため流量Qが少ない場合でも差圧は一定値に保たれ、タンク戻り回路５４の最上流の圧力Pup（すなわちタンク戻り回路５４の背圧）は一定になる。また、背圧発生装置５７がバルブブロック１０４，２０４上に設置され、バルブブロック１０４，２０４内の第１及び第２排出油路１４８，２４８は同じ長さの配管Ｂ１，Ｂ２（第１及び第２戻りライン１４７，２４７）に接続されているため、バルブブロック１０４，２０４内の第１及び第２排出油路１４８，２４８は同等の圧力に保たれる。
That is, when the flow rate Q is small, the pressure loss in the
＜旋回定常回転時＞
次に、旋回用の操作装置の操作レバーのみを最大に操作して一定時間が経過した状態、つまり上部旋回体１０９(以下単に「旋回」という)を単独で定常速度にて回転操作している場合について説明する。
<During turning steady rotation>
Next, only the operation lever of the operation device for turning is operated to the maximum and a certain time has elapsed, that is, the upper turning body 109 (hereinafter simply referred to as “turning”) is independently rotated at a steady speed. The case will be described.
図１において、旋回用の操作装置の操作レバーをフルに操作すると、バルブブロック１０４の旋回モータ３ｃ駆動用の流量制御弁６ｃが図１中で上方向に切り換わり、旋回モータ３ｃに圧油が供給される。このとき、図２Ａに示したように、流量制御弁６ｃのスプールストロークはＳ３となり、流量制御弁６ｃのメータイン通路の開口面積はＡ３となる。
In FIG. 1, when the operating lever of the turning operation device is fully operated, the flow control valve 6c for driving the turning
旋回定常回転時の旋回モータ３ｃの負荷圧は、シャトル弁９ｃ，９ｄによって最高負荷圧Plmax1として第１負荷圧検出回路１３１に導出され、アンロード弁１１５は第１圧油供給路１０５の圧油をタンクＴに排出する油路を遮断する。また、最高負荷圧Plmax1はメインポンプ１０２の第１吐出ポート１０２ａの吐出圧PD1とともに差圧減圧弁１１１に導かれ、最高負荷圧Plmax1と吐出圧PD1の差圧が絶対圧Pls1として出力され、レギュレータ１１２のＬＳ制御弁１１２ｂにその絶対圧Pls1が導かれる。
The load pressure of the
一方、レギュレータ１１２のＬＳ制御弁１１２ｂには、原動機回転数検出弁１３の差圧減圧弁５１から出力された絶対圧Pgrが目標差圧として導かれており、最高負荷圧Plmax1と吐出圧PD1の差圧Pls1が目標差圧絶対圧Pgrに等しくなるようにメインポンプ１０２の傾転が制御される。
On the other hand, the absolute pressure Pgr output from the differential
旋回が定常回転しているときには、Pls1とPgrとが等しい状態となっており、メインポンプ１０２の第１吐出ポート１０２ａの吐出圧PD1はPlmax1よりもPgr分だけ高い状態に保たれる。
When the turning is in steady rotation, Pls1 and Pgr are in the same state, and the discharge pressure PD1 of the
また、旋回が定常回転をしているときには、バルブブロック１０４，２０４からタンク戻り回路５４を経由してタンクＴに戻る流量Qは、メインポンプ１０２の第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂが吐出する流量と一致する。一般的に、定常速度の旋回の場合には、メインボンプ１０２の第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂが吐出する流量（＝タンク戻り流量Q）は、メインポンプ１０２の最小流量よりも若干大きいことが多い。
In addition, when the turning is in a steady rotation, the flow rate Q returning from the valve blocks 104 and 204 to the tank T via the
一方、タンク戻り回路５４の背圧発生装置５７に設けられた圧力制御弁５７ｗは、タンク戻り回路５４の最上流の圧力Pup（すなわちタンク戻り回路５４の背圧）が一定値に保たれるように動作する。
On the other hand, the pressure control valve 57w provided in the back
すなわち、定常旋回時、流量Qは操作レバー中立時よりも大きくなるので、タンク戻り回路５４の最上流圧力Pupが前述の操作レバー中立時よりも高くなる。一方、最下流圧力Pdownは常にタンク圧と等しく変化しないので、圧力制御弁５７ｗは、タンク戻り回路５４の最上流の圧力Pupと最下流の圧力Pdownとの差圧が圧力制御弁５７ｗのバネ５７ｃのバネ力と釣り合う位置まで切換わり、その状態でバランスする。このため差圧は一定値に保たれ、タンク戻り回路５４の最上流の圧力Pup（すなわちタンク戻り回路５４の背圧）は一定になる。また、背圧発生装置５７がバルブブロック１０４，２０４上に設置され、バルブブロック１０４，２０４内の第１及び第２排出油路１４８，２４８は同じ長さの配管Ｂ１，Ｂ２（第１及び第２戻りライン１４７，２４７）に接続されているため、バルブブロック１０４，２０４内の第１及び第２排出油路１４８，２４８は同等の圧力に保たれる。
That is, during steady turning, the flow rate Q is larger than when the operation lever is neutral, so the most upstream pressure Pup of the
＜旋回緩操作減速時＞
次に、上部旋回体１０３が定常回転をしている状態から、旋回用の操作装置の操作レバーを緩操作で戻したときの動作を説明する。
<When slowing down the slow turning operation>
Next, an operation when the operation lever of the turning operation device is returned by a loose operation from the state in which the
図１において、旋回用の操作装置の操作レバーを緩操作で中立位置に戻すと、流量制御弁６ｃもゆっくりと中立位置に戻り、旋回モータ３ｃへの圧油供給路がゆっくりと遮断される。
In FIG. 1, when the operation lever of the turning operation device is returned to the neutral position by loose operation, the flow control valve 6c also slowly returns to the neutral position, and the pressure oil supply path to the turning
旋回モータ３ｃには、大きな慣性モーメントを有する油圧ショベルの上部旋回体１０９（図３）が接続されているために、流量制御弁６ｃが完全に中立位置に戻るまで、その大きな慣性モーメントで旋回モータ３ｃは回り続けようとする。このためアクチュエータ油路７１ａ，７１ｂのうち旋回モータ３ｃから流量制御弁６ｃに圧油を戻す側のアクチュエータ油路には高い圧力がこもり、流量制御弁６ｃから旋回モータ３ｃに圧油を供給する側のアクチュエータ油路の圧力（旋回負荷圧）は非常に低くなる。
Since the upper swing body 109 (FIG. 3) of a hydraulic excavator having a large moment of inertia is connected to the
旋回用流量制御弁６ｃから旋回負荷圧がシャトル弁９ｃ，９ｄを介して第１負荷圧検出回路１３１に導出され、この負荷圧が最高負荷圧Plmax1として差圧減圧弁１１１に導かれるが、前述のように流量制御弁６ｃから旋回モータ３ｃに圧油を供給する側のアクチュエータ油路の圧力は非常に低くなるため、差圧減圧弁１１１に導かれる最高負荷圧Plmax1も非常に低くなる。
The swing load pressure is led from the swing flow control valve 6c to the first load
一方、メインポンプ１０２の第１吐出ポート１０２ａから旋回用流量制御弁６ｃへと流れる流量は減るが、メインポンプ１０２から供給される流量は瞬間的には変化しないため、第１圧油供給路１０５に圧力がこもる状態となり、メインポンプ１０２の第１吐出ポート１０２ａの吐出圧PD1は高くなり、この吐出圧PD1が差圧減圧弁１１１に導かれる。
On the other hand, although the flow rate flowing from the
このように最高負荷圧Plmax1は非常に低くなり、吐出圧PD1は高くなる結果、差圧減圧弁１１１が出力する最高負荷圧Plmax1と吐出圧PD1との差圧の絶対圧Pls1は大きくなり、この絶対圧Pls1がレギュレータ１１２のＬＳ制御弁１１２ｂに導かれる。
As described above, the maximum load pressure Plmax1 becomes very low and the discharge pressure PD1 becomes high. As a result, the absolute pressure Pls1 of the differential pressure between the maximum load pressure Plmax1 and the discharge pressure PD1 output from the differential pressure reducing valve 111 becomes large. The absolute pressure Pls1 is guided to the LS control valve 112b of the
このようにレギュレータ１１２のＬＳ制御弁１１２ｂに導かれる絶対圧Pls1は大きくなるが、原動機回転数検出弁１３の差圧減圧弁５７から出力される絶対圧Pgr（目標差圧）はエンジン回転数が一定であれば一定であるので、ＬＳ制御弁１１２ｂは図示右側の位置に切り替わることになり、ＬＳ制御ピストン１１２ｃにパイロット圧油供給路３１ｂの圧力が導かれ、メインポンプ１０２の傾転角が最小になり、メインポンプ１０２の吐出流量も最小となる。
Thus, the absolute pressure Pls1 led to the LS control valve 112b of the
メインポンプ１０２の吐出流量が最小となるときは、バルブブロック１０４，２０４からタンク戻り回路５４を経由してタンクＴに戻る流量Qも少なくなる。しかし、タンク戻り回路５４の最上流の圧力Pup（すなわちタンク戻り回路５４の背圧）は背圧発生装置５７の圧力制御弁５７ｗにより最適の圧力に保たれる。
When the discharge flow rate of the
すなわち、流量Qが少ない場合には、オイルクーラ５６での圧力損失が小さいため、圧力制御弁５７ｗが図示右側の連通位置にある場合は、タンク戻り回路５４の最上流の圧力Pupが最下流の圧力Pdownに対してあまり差がない状態となるので、圧力制御弁５７ｗはバネ５７ｃのバネ力により図示左側の絞り位置に切り替わり、タンク戻り回路５４を絞るようになる。このため流量Qが少ない場合でも、差圧は一定値に保たれ、タンク戻り回路５４の最上流の圧力Pup（すなわちタンク戻り回路５４の背圧）は一定になる。また、背圧発生装置５７がバルブブロック１０４，２０４上に設置され、バルブブロック１０４，２０４内の第１及び第２排出油路１４８，２４８は同じ長さの配管Ｂ１，Ｂ２（第１及び第２戻りライン１４７，２４７）に接続されているため、バルブブロック１０４，２０４内の第１及び第２排出油路１４８，２４８は同等の圧力に保たれる。
That is, when the flow rate Q is small, the pressure loss in the
このようにタンク戻り回路５４の最上流の圧力Pup（タンク戻り回路５４の背圧）が一定の圧力に保たれる結果、流量制御弁６ｃから旋回モータ３ｃに圧油を供給する側のアクチュエータ油路７１ａ又は７１ｂの圧力が非常に低くなっても、補給回路７２からアクチュエータ油路７１ａ又は７１ｂへの圧油の補給がスムーズに行われ、アクチュエータ油路７１ａ又は７１ｂに不快なキャビテーションが発生することが防止される。
Thus, as a result of maintaining the uppermost pressure Pup (back pressure of the tank return circuit 54) of the
＜大流量アクチュエータ操作時＞
次に、アーム１０４ｂを上下動するアームシリンダ３ｂのような大流量のアクチュエータを駆動した場合の動作について説明する。
<When operating a large flow actuator>
Next, the operation when a large flow rate actuator such as the
図１において、アーム用の操作装置の操作レバーを例えばアームシリンダ３ｂが伸長する向き、つまりアームクラウド方向にフルに操作すると、バルブブロック１０４，２０４のアームシリンダ３ｂ駆動用の流量制御弁６ｂ，６ｊが図１中で下方向に切り換わり、アームシリンダ６ｂに圧油が供給される。このとき、図２Ｂに示したように、流量制御弁６ｂ，６ｊのスプールストロークはＳ２以上となり、流量制御弁６ｂのメータイン通路の開口面積はＡ１に保たれ、流量制御弁６ｊのメータイン通路の開口面積はＡ２となる。
In FIG. 1, when the operating lever of the arm operating device is fully operated, for example, in the direction in which the
アームシリンダ３ｂの負荷圧は、シャトル弁９ｂ，９ｃ，９ｄ，９ｊ、９ｆとシャトル弁９ｂ，９ｅ，９ｇによって最高負荷圧Plmax1, Plmax2（Plmax1＝Plmax2）として第１及び第２負荷圧検出回路１３１，１３２に導出され、アンロード弁１１５，２１５は第１及び第２圧油供給路１０５，２０５の圧油をタンクＴに排出する油路を遮断する。
The load pressure of the
また、最高負荷圧Plmax1, Plmax2はメインポンプ１０２の第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂの吐出圧PD1，PD2（PD1＝PD2）ともに差圧減圧弁１１５，２１５に導かれ、最高負荷圧Plmax1, Plmax2とボンブ吐出圧Pd1，Pd2との差圧が絶対圧Pls1，Pls2として出力され、レギュレータ１１２の低圧選択弁１１２ａにその絶対圧Pls1，Pls2が導かれる。
The maximum load pressures Plmax1 and Plmax2 are guided to the differential
ここで、Plmax1＝Plmax2でPD1＝PD2であるため、Pls1＝Pls2であり、レギュレータ１１２において、低圧選択弁１１２ａに導かれたPls1とPls2のいずれかがＬＳ制御弁１１２ｂに導かれる。
Here, since Plmax1 = Plmax2 and PD1 = PD2, Pls1 = Pls2, and in the
一方、レギュレータ１１２のＬＳ制御弁１１２ｂには、原動機回転数検出弁１３の差圧減圧弁５１から出力された絶対圧Pgrが目標差圧として導かれており、Pls1又はPls2が絶対圧Pgr（目標差圧）に等しくなるようにメインポンプ１０２の傾転が制御される。
On the other hand, the absolute pressure Pgr output from the differential
アームシリンダ６ｂを定常速度で駆動しているときには、最高負荷圧Plmax1, Plmax2と吐出圧Pd1，Pd2との差圧Pls1，Pls2は目標差圧Pgrと等しい状態となっており、吐出圧Pd1，Pd2は最高負荷圧Plmax1、Plmax2よりも目標差圧Pgrの分だけ高い状態に保たれる。 When the arm cylinder 6b is driven at a steady speed, the differential pressures Pls1, Pls2 between the maximum load pressure Plmax1, Plmax2 and the discharge pressures Pd1, Pd2 are equal to the target differential pressure Pgr, and the discharge pressures Pd1, Pd2 Is kept higher than the maximum load pressure Plmax1, Plmax2 by the target differential pressure Pgr.
通常、アームシリンダ３ｂを駆動する流量は旋回モータ３ｃを駆動する流量に比べて大きいことが多い。また、アームシリンダ３ｂを縮ませる動作を行う場合には、アームシリンダ３ｂのロッド側から圧油を供給するが、その場合、アームシリンダ３ｂのボトム側とロッド側の受圧面積の差により、アームシリンダ３ｂから流量制御弁６ｂ，６ｊに戻ってくる流量が増加する。
Usually, the flow rate for driving the
すなわち、アームシリンダ３ｂを縮ませる動作を行うと、アームシリンダ３ｂから流量制御弁６ｂ，６ｊに戻ってくる流量（＝タンク戻り流量Q）は、旋回動作などの場合に比べて非常に多くなる。
That is, when the operation of contracting the
一方、タンク戻り回路５４の背圧発生装置５７に設けられた圧力制御弁５７ｗは、タンク戻り回路５４の最上流の圧力Pup（タンク戻り回路５４の背圧）が一定値に保たれるように動作する。
On the other hand, the pressure control valve 57w provided in the back
すなわち、アームシリンダ３ｂの縮み動作時には、タンク戻り流量Qが多いことから、オイルクーラ５６で発生する圧力損失も大きくなり、瞬間的にはこのタンク戻り回路５４の最上流圧力Pupが大きくなる。一方、タンク戻り回路５４の最下流の圧力Pdownは常にタンク圧と等しく変化しないので、圧力制御弁５７ｗは、タンク戻り回路５４の最上流の圧力Pupと最下流の圧力Pdownとの差圧が圧力制御弁５７ｗのバネ５７ｃのバネ力に打ち勝って、図示右側の連通位置に切り替わる。これにより圧力制御弁５７ｗで発生する圧力損失が小さくなり、圧力制御弁５７ｗは、タンク戻り回路５４の最上流の圧力Pupと最下流の圧力Pdownとの差圧が圧力制御弁５７ｗのバネ５７ｃのバネ力と釣り合う位置でバランスする。
That is, since the tank return flow rate Q is large during the contraction operation of the
以上の動作により、タンク戻り流量Qが大きい場合においても、差圧は一定値に保たれ、タンク戻り回路５４の最上流の圧力Pup（すなわちタンク戻り回路５４の背圧）も一定になる。また、背圧発生装置５７がバルブブロック１０４，２０４上に設置され、バルブブロック１０４，２０４内の第１及び第２排出油路１４８，２４８は同じ長さの配管Ｂ１，Ｂ２（第１及び第２戻りライン１４７，２４７）に接続されているため、バルブブロック１０４，２０４内の第１及び第２排出油路１４８，２４８は同等の圧力に保たれる。
With the above operation, even when the tank return flow rate Q is large, the differential pressure is maintained at a constant value, and the most upstream pressure Pup of the tank return circuit 54 (that is, the back pressure of the tank return circuit 54) becomes constant. Further, a
＜直進定常走行時＞
直進走行を行うため、左右の走行操作レバーを前進方向に同じ量だけ操作すると、バルブブロック１０４の左走行モータ３ｆ駆動用の流量制御弁６ｆとバルブブロック２０４の右走行モータ３ｇ駆動用の流量制御弁６ｇがそれぞれ図中で上方向に切り換わり、左右の走行操作レバーをフル操作したときは、図２Ａに示したように、流量制御弁６ｆ，６ｇのメータイン通路の開口面積は同じＡ３となる。
<During straight running>
When the left and right travel control levers are operated by the same amount in the forward direction to perform straight travel, the flow control valve 6f for driving the left travel motor 3f of the
流量制御弁６ｆ，６ｇが切り換わると、操作検出弁８ｆ，８ｇも切り換わる。しかし、このときは、その他のアクチュエータ駆動用の流量制御弁の操作検出弁８ａ，８ｉ，８ｃ，８ｄ，８ｊ，８ｂ，８ｅ，８ｈが中立位置にあるため、絞り４３を経由して圧油供給路３１ｂから走行複合操作検出油路４３に供給される圧油は、タンクＴに排出される。このため、第１〜第３切換弁４０，１４６，２４６を図中下方向に切り換える圧力はタンク圧と等しくなるので、第１〜第３切換弁４０，１４６，２４６は、バネの働きによって図中下側の切換位置に保持される。これにより、第１圧油供給路１０５と第２圧油供給路２０５とは遮断され、かつ第２負荷圧検出回路１３２の最下流のシャトル弁９ｇには第１切換弁１４６を介してタンク圧が導かれ、第１負荷圧検出回路１３１の最下流のシャトル弁９ｆには第２切換弁２４６を介してタンク圧が導かれる。このため走行モータ３ｆの負荷圧は、シャトル弁９ｃ，９ｄ，９ｊ，９ｆによって最高負荷圧Plmax1として第１負荷圧検出回路１３１に導出され、走行モータ３ｇの負荷圧は、シャトル弁９ｂ，９ｅ，９ｇ，９ｈによって最高負荷圧Plmax2として第２負荷圧検出回路１３２に導出され、アンロード弁１１５，２１５はそれぞれ第１及び第２圧油供給路１０５，２０５の圧油をタンクＴに排出する油路を遮断する。
When the flow control valves 6f and 6g are switched, the
また、最高負荷圧Plmax1，Plmax2はそれぞれメインポンプ１０２の第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂの吐出圧PD1，PD2とともに差圧減圧弁１１１，２１１に導かれ、最高負荷圧Plmax1，Plmax2と吐出圧PD1，PD2との差圧が絶対圧Pls1，Pls2として出力され、レギュレータ１１２の低圧選択弁１１２ａにその絶対圧Pls1，Pls2がＬＳ差圧として導かれる。低圧選択弁１１２ａに導かれたＬＳ差圧Pls1，Pls2はその低圧側が選択され、ＬＳ制御弁１１２ｂに導かれる。
The maximum load pressures Plmax1 and Plmax2 are led to the differential pressure reducing valves 111 and 211 together with the discharge pressures PD1 and PD2 of the first and
一方、レギュレータ１１２のＬＳ制御弁１１２ｂには、原動機回転数検出弁１３の差圧減圧弁５１から出力された絶対圧Pgrが目標差圧として導かれており、Pls1とPls2の低圧側が絶対圧Pgr（目標差圧）と等しくなるようにメインポンプ１０２の傾転が制御される。
On the other hand, the absolute pressure Pgr output from the differential
ここで、前述のように、左走行モータ３ｆの要求流量と右走行モータ３ｇの要求流量は等しく、メインポンプ１０２はその要求流量に見合った流量となるまで容量（流量）を増加させる。これにより直進定常走行時は、メインポンプ１０２の第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂから左走行モータ３ｆと右走行モータ３ｇに走行操作レバーの入力に応じた流量が供給され、走行モータ３ｆ，３ｇは前進方向に駆動される。このとき、メインポンプ１０２はスプリットフロータイプであり、第１圧油供給路１０５に供給される流量と第２圧油供給路２０５に供給される流量は等しいため、左右の走行モータ３ｆ，３ｇには常に等量の圧油が供給され、確実に直進走行を行わせることができる。
Here, as described above, the required flow rate of the left travel motor 3f and the required flow rate of the right travel motor 3g are equal, and the
また、直進定常走行時は、旋回定常回転時と同様、バルブブロック１０４，２０４からタンク戻り回路５４を経由してタンクＴに戻る流量Qは、メインポンプ１０２の第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂが吐出する流量と一致し、この流量はメインポンプ１０２の最小流量よりも大きい。
In addition, during straight running steady running, the flow rate Q returning from the valve blocks 104 and 204 to the tank T via the
一方、タンク戻り回路５４の背圧発生装置５７に設けられた圧力制御弁５７ｗは、タンク戻り回路５４の最上流の圧力Pup（タンク戻り回路５４の背圧）が一定値に保たれるように動作する。また、背圧発生装置５７はバルブブロック１０４，２０４上に設置され、バルブブロック１０４，２０４内の第１及び第２排出油路１４８，２４８は同じ長さの配管Ｂ１，Ｂ２（第１及び第２戻りライン１４７，２４７）に接続されているため、バルブブロック１０４，２０４内の第１及び第２排出油路１４８，２４８は同等の圧力に保たれる。
On the other hand, the pressure control valve 57w provided in the back
＜直進緩操作減速走行時＞
次に、直進定常走行をしている状態から、左右の走行操作レバーを緩操作で戻したときの動作を説明する。
<During straight forward slow-down operation>
Next, an operation when the left and right traveling operation levers are returned by a loose operation from a state where the vehicle is traveling straight ahead will be described.
図１において、左右の走行操作レバーを緩操作で中立位置に戻すと、流量制御弁６ｆ，６ｇもゆっくりと中立位置に戻り、左右の走行モータ３ｆ，３ｇへの圧油供給路がゆっくりと遮断される。 In FIG. 1, when the left and right travel control levers are returned to the neutral position by loose operation, the flow control valves 6f and 6g are also slowly returned to the neutral position, and the pressure oil supply passages to the left and right travel motors 3f and 3g are slowly shut off. Is done.
左右の走行モータ３ｆ，３ｇには、大きな慣性モーメントを有する車体が接続されているために、流量制御弁６ｆ，６ｇが完全に中立位置に戻るまで、その大きな慣性モーメントで左右の走行モータ３ｆ，３ｇは回り続けようとする。このためアクチュエータ油路８３ａ，８３ｂ；８４ａ，８４ｂのうち走行モータ３ｆ，３ｇから流量制御弁６ｆ，６ｇに圧油を戻す側のアクチュエータ油路には高い圧力がこもり、流量制御弁６ｆ，６ｇから走行モータ３ｆ，３ｇに圧油を供給する側のアクチュエータ油路の圧力（走行負荷圧）は非常に低くなる。 Since the vehicle body having a large moment of inertia is connected to the left and right traveling motors 3f, 3g, the left and right traveling motors 3f, 3g, with the large inertia moment until the flow rate control valves 6f, 6g completely return to the neutral position. 3g tries to keep turning. Therefore, high pressure is accumulated in the actuator oil passages on the side where the pressure oil is returned from the travel motors 3f, 3g to the flow control valves 6f, 6g among the actuator oil passages 83a, 83b; 84a, 84b, from the flow control valves 6f, 6g. The pressure (traveling load pressure) of the actuator oil passage on the side supplying pressure oil to the traveling motors 3f and 3g is very low.
走行用流量制御弁６ｆ，６ｇから走行負荷圧が９ｃ，９ｄ，９ｊ，９ｆ及びシャトル弁９ｂ，９ｅ，９ｇ，９ｈを介して第１及び第２負荷圧検出回路１３１，１３２に導出され、この負荷圧が最高負荷圧Plmax1，Plmax2として差圧減圧弁１１１，２１１に導かれるが、前述のように流量制御弁６ｆ，６ｇから走行モータ３ｆ，３ｇに圧油を供給する側のアクチュエータ油路の圧力は非常に低くなるため、差圧減圧弁１１１，２１１に導かれる最高負荷圧Plmax1，Plmax2も非常に低くなる。
The travel load pressure is led out from the travel flow control valves 6f, 6g to the first and second load
一方、メインポンプ１０２の第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂから走行用流量制御弁６ｆ，６ｇへと流れる流量は減るが、メインポンプ１０２から供給される流量は瞬間的には変化しないため、第１及び第２圧油供給路１０５，２０５に圧力がこもる状態となり、メインポンプ１０２の第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂの吐出圧PD1，PD2は高くなり、この吐出圧PD1，PD2が差圧減圧弁１１１，２１１に導かれる。
On the other hand, although the flow rate flowing from the first and
このように最高負荷圧Plmax1，Plmax2は非常に低くなり、吐出圧PD1，PD2は高くなる結果、差圧減圧弁１１１，２１１が出力する最高負荷圧Plmax1，Plmax2と吐出圧PD1，PD2との差圧の絶対圧Pls1，Pls2は大きくなり、低圧選択弁１１２ａを介して絶対圧Pls1，Pls2の低圧側がレギュレータ１１２のＬＳ制御弁１１２ｂに導かれる。
As described above, the maximum load pressures Plmax1 and Plmax2 become very low and the discharge pressures PD1 and PD2 become high. As a result, the difference between the maximum load pressures Plmax1 and Plmax2 output from the differential pressure reducing valves 111 and 211 and the discharge pressures PD1 and PD2 The absolute pressures Pls1 and Pls2 increase, and the low pressure side of the absolute pressure Pls1 and Pls2 is guided to the LS control valve 112b of the
このようにレギュレータ１１２のＬＳ制御弁１１２ｂに導かれる絶対圧Pls1又はPls2は大きくなるが、原動機回転数検出弁１３の差圧減圧弁５７から出力される絶対圧Pgr（目標差圧）はエンジン回転数が一定であれば一定であるので、ＬＳ制御弁１１２ｂは図示右側の位置に切り替わることになり、ＬＳ制御ピストン１１２ｃにパイロット圧油供給路３１ｂの圧力が導かれ、メインポンプ１０２の傾転角が最小になり、メインポンプ１０２の吐出流量も最小となる。
Thus, the absolute pressure Pls1 or Pls2 guided to the LS control valve 112b of the
メインポンプ１０２の吐出流量が最小となるときは、バルブブロック１０４，２０４からタンク戻り回路５４を経由してタンクＴに戻る流量Qも少なくなる。しかし、タンク戻り回路５４の最上流の圧力Pup（タンク戻り回路５４の背圧）は背圧発生装置５７の圧力制御弁５７ｗにより最適の圧力に保たれる。
When the discharge flow rate of the
すなわち、流量Qが少ない場合には、オイルクーラ５６での圧力損失が小さいため、圧力制御弁５７ｗが図示右側の連通位置にある場合は、タンク戻り回路５４の最上流の圧力Pupが最下流の圧力Pdownに対してあまり差がない状態となるので、圧力制御弁５７ｗはバネ５７ｃのバネ力により図示左側の絞り位置に切り替わり、タンク戻り回路５４を絞るようになる。このため流量Qが少ない場合でも、差圧は一定値に保たれ、タンク戻り回路５４の最上流の圧力Pup（すなわちタンク戻り回路５４の背圧）は一定になる。また、背圧発生装置５７がバルブブロック１０４，２０４上に設置され、バルブブロック１０４，２０４内の第１及び第２排出油路１４８，２４８は同じ長さの配管Ｂ１，Ｂ２（第１及び第２戻りライン１４７，２４７）に接続されているため、バルブブロック１０４，２０４内の第１及び第２排出油路１４８，２４８は同等の圧力に保たれる。
That is, when the flow rate Q is small, the pressure loss in the
このようにタンク戻り回路５４の最上流の圧力Pupと最下流の圧力Pdownとの差圧（タンク戻り回路５４の背圧）が一定の圧力に保たれ、バルブブロック１０４，２０４内の第１及び第２排出油路１４８，２４８が同等の圧力に保たれる結果、定常直進走行をしている状態から左右の走行操作レバーを緩操作で戻して停止する場合に、アクチュエータ油路８３ａ，８３ｂ；８４ａ，８４ｂのうち走行モータ３ｆ，３ｇから流量制御弁６ｆ，６ｇに圧油を戻す側のアクチュエータ油路で生じる圧力に差が発生せず、左右の走行モータ３ｆ，３ｇに対して設けられたカウンターバランス弁８１，８２による戻り側アクチュエータ油路の絞り量も同じとなる。その結果、走行モータ３ｆ，３ｇの背圧が同じとなり、走行の曲進を防止することができる。
In this way, the differential pressure (back pressure of the tank return circuit 54) between the most upstream pressure Pup and the most downstream pressure Pdown of the
また、図示はしないが、左右の走行モータ３ｆ，３ｇとカウンターバランス弁８１，８２との間のアクチュエータ油路に補給回路が設けられ、圧油供給側のアクチュエータ油路が低圧となった場合にタンク戻り回路５４から補給が行えるようになっている。通常、左右の走行操作レバーを中立位置に戻す緩操作は極めてゆっくりとした操作であるため、その間、圧油供給側のアクチュエータ油路に流量制御弁６ｆ，６ｇのメータイン油路から圧油が供給され、補給回路から圧油を補給する必要性は少ない。しかし、急減速のため左右の走行操作レバーを速く中立位置に戻し、流量制御弁６ｆ，６ｇから走行モータ３ｆ，３ｇに圧油を供給する側のアクチュエータ油路の圧力が非常に低くなった場合には、旋回緩操作と同様、補給回路からアクチュエータ油路への圧油の補給がスムーズに行われ、アクチュエータ油路にキャビテーションが発生することが防止される。
Although not shown, a replenishment circuit is provided in the actuator oil passage between the left and right traveling motors 3f, 3g and the
＜走行複合操作時＞
例えば左右の走行操作レバーとブーム操作レバーのブーム上げ操作を同時に入力した場合、走行モータ３ｆ，３ｇ駆動用の流量制御弁６ｆ，６ｇとブームシリンダ３ａ駆動用の流量制御弁６ａ，６ｉが図中で上方向に切り換わる。流量制御弁６ｆ，６ｇ，６ａ，６ｉが切り換わると、操作検出弁８ｆ，８ｇ，８ａ，８ｉも切り換わり、走行複合操作検出油路５３をタンクＴに導く全ての油路が遮断される。このため、走行複合操作検出油路５３の圧力はパイロット圧油供給路３１ｂの圧力に等しくなり、第１切換弁４０、第２切換弁１４６及び第３切換弁２４６は図中下方向に押されて第２位置に切り換わり、第１圧油供給路１０５と第２圧油供給路２０５は連通し、かつ第２負荷圧検出回路１３２の最下流のシャトル弁９ｇには第１切換弁１４６を介して第１負荷圧検出回路１３１によって検出された最高負荷圧Plmax1が導かれ、第１負荷圧検出回路１３１の最下流のシャトル弁９ｆには第２切換弁２４６を介して第２負荷圧検出回路１３２によって検出された最高負荷圧Plmax2が導かれる。
<During combined driving operation>
For example, when the left and right traveling control levers and the boom raising operation of the boom operating lever are input simultaneously, the flow control valves 6f and 6g for driving the traveling motors 3f and 3g and the flow control valves 6a and 6i for driving the boom cylinder 3a are shown in the figure. To switch upward. When the flow control valves 6f, 6g, 6a, 6i are switched, the
ここで、ブーム操作レバーが微操作で、流量制御弁６ａ，６ｉのストロークが図２ＢのＳ２以下の場合は、メイン駆動用の流量制御弁６ａのメータイン通路の開口面積は０からＡ１に増加していくが、アシスト駆動用の流量制御弁６ｉのメータイン通路の開口面積は０に維持される。このため走行モータ３ｆ，３ｇの高圧側の負荷圧が第１負荷圧検出回路１３１及び第２負荷圧検出回路１３２のそれぞれで最高負荷圧Plmax1, Plmax2として検出され、アンロード弁１１５，２１５はそれぞれ第１及び第２圧油供給路１０５，２０５の圧油をタンクＴに排出する油路を遮断する。また、最高負荷圧Plmax1, Plmax2が差圧減圧弁１１１，２１１に導かれることによって、ＬＳ差圧であるPls1，Pls2が出力され、レギュレータ１１２の低圧選択弁１１２ａに導かれる。
Here, when the boom control lever is finely operated and the stroke of the flow control valves 6a, 6i is equal to or less than S2 in FIG. 2B, the opening area of the meter-in passage of the main control flow control valve 6a increases from 0 to A1. However, the opening area of the meter-in passage of the assist control flow control valve 6i is maintained at zero. For this reason, the load pressure on the high side of the traveling motors 3f, 3g is detected as the maximum load pressure Plmax1, Plmax2 by the first load
レギュレータ１１２において、低圧選択弁１１２ａに導かれたPls1とPls2はその低圧側が選択され、ＬＳ制御弁１１２ｂに導かれ、Pls1とPls2の低圧側が絶対圧Pgr（目標差圧）に等しくなるようにメインポンプ１０２の傾転が制御される。このとき、第１切換弁４０が第２位置に切り換わって第１圧油供給路１０５と第２圧油供給路２０５は連通しているため、第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂは１つのポンプとして機能し、メインポンプ１０２の第１吐出ポート１０２ａの吐出油と第２吐出ポート１０２ｂの吐出油は合流し、その合流した圧油が圧力補償弁７ｆ，７ｇ及び流量制御弁６ｆ，６ｇを介して左走行モータ３ｆと右走行モータ３ｇに供給される。
In the
一方、このとき、ブーム操作レバーが微操作なので、ブームシリンダ３ａのメイン駆動用の流量制御弁６ａのメータイン通路の開口面積はＡ１となり、アシスト駆動用の流量制御弁６ｉのメータイン通路の開口面積は０に維持される。ブームシリンダ３ａの負荷圧は流制御弁６ａの負荷ポートを介して第３負荷圧検出回路１３３によって最高負荷圧Plmax3として検出され、アンロード弁３１５と差圧減圧弁３１１に導かれる。アンロード弁３１５は第３圧油供給路３０５の圧油をタンクＴに排出する油路を遮断する。差圧減圧弁３１１はメインポンプ２０２の第３吐出ポート２０２ａの吐出圧PD3と最高負荷圧Plmax3との差圧（ＬＳ差圧）を絶対圧Pls3として出力する。このPls3はＬＳ制御弁２１２ｂに導かれる。ＬＳ制御弁２１２ｂは、目標ＬＳ差圧である原動機回転数検出弁１３の出力圧である絶対圧Pgrと上記絶対圧Pls3を比較し、絶対圧Pls3が絶対圧Pgr（目標差圧）と等しくなるようにメインポンプ２０２の傾転が制御される。これによりメインポンプ２０２の第３吐出ポート２０２ａからブーム操作レバーの入力に応じた流量がブームシリンダ３ａボトム側に供給される。
On the other hand, since the boom operation lever is finely operated at this time, the opening area of the meter-in passage of the flow control valve 6a for main drive of the boom cylinder 3a is A1, and the opening area of the meter-in passage of the flow control valve 6i for assist drive is Maintained at 0. The load pressure of the boom cylinder 3a is detected as the maximum load pressure Plmax3 by the third load
また、走行とブームの複合操作でブーム操作レバーをフル操作し、流量制御弁６ａ，６ｉの開口面積が図２ＢのＡ１，Ａ２となった場合は、ブームシリンダ３ａと走行モータ３ｆ，３ｇの高圧側の負荷圧が第１負荷圧検出回路１３１及び第２負荷圧検出回路１３２のそれぞれで最高負荷圧Plmax1, Plmax2として検出され、アンロード弁１１５，２１５はそれぞれ第１及び第２圧油供給路１０５，２０５の圧油をタンクＴに排出する油路を遮断する。また、差圧減圧弁１１１，２１１はそれぞれＬＳ差圧Pls1，Pls2をレギュレータ１１２に出力し、低圧選択弁１１２ａによってPls1とPls2の低圧側が選択され、ＬＳ制御弁１１２ｂに導かれる。
Further, when the boom control lever is fully operated by the combined operation of the traveling and the boom, and the opening areas of the flow control valves 6a and 6i become A1 and A2 in FIG. 2B, the high pressures of the boom cylinder 3a and the traveling motors 3f and 3g. Side load pressure is detected as the maximum load pressure Plmax1, Plmax2 by the first load
レギュレータ１１２において、低圧選択弁１１２ａに導かれたPls1とPls2はその低圧側が選択されてＬＳ制御弁１１２ｂに導かれ、Pls1とPls2の低圧側が目標ＬＳ差圧Pgrと等しくなるようにメインポンプ２０２の傾転が制御される。
In the
また、このときも、メインポンプ１０２の第１吐出ポート１０２ａの吐出油と第２吐出ポート１０２ｂの吐出油は合流し、圧力補償弁７ｆ，７ｇ及び流量制御弁６ｆ，６ｇを介して左走行モータ３ｆと右走行モータ３ｇに供給されるとともに、その合流した圧油の一部は圧力補償弁７ｉ及び流量制御弁６ｉを介してブームシリンダ３ａのボトム側にも供給される。一方、メインポンプ２０２のレギュレータ２１２は、ブーム操作レバーが微操作であるときと同様に動作し、メインポンプ２０２からも圧油がブームシリンダ３ａのボトム側に供給される。
Also at this time, the discharge oil of the
このように走行とブームを同時に駆動する複合動作では、メインポンプ１０２の第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂが一つのポンプとして機能し、２つの吐出ポート１０２ａ，１０２ｂの圧油が合流して左右の走行モータ３ｆ，３ｇに供給され、かつブーム操作レバーを微操作したときは、メインポンプ２０２の圧油のみがブームシリンダ３ａボトム側に供給され、ブーム操作レバーをフル操作したときは、メインポンプ２０２の圧油とメインポンプ１０２の合流した圧油の一部とがブームシリンダ３ａボトム側に供給される。これにより、左右の走行モータの操作レバーを同じ入力量で操作した場合は、直進走行性を維持しつつ、所望の速度でブームシリンダを駆動することが可能となり、良好な走行複合操作性を得ることができる。
Thus, in the combined operation in which the traveling and the boom are simultaneously driven, the first and
また、この場合も、走行複合動作で定常直進走行をしている状態から、左右の走行操作レバーを緩操作で戻したときは、走行単独で左右の走行操作レバーを緩操作で戻した場合と同様、タンク戻り回路５４の最上流の圧力Pupと最下流の圧力Pdownとの差圧（タンク戻り回路５４の背圧）が一定の圧力に保たれ、バルブブロック１０４，２０４内の第１及び第２排出油路１４８，２４８は同等の圧力に保たれる。このためアクチュエータ油路８３ａ，８３ｂ；８４ａ，８４ｂのうち走行モータ３ｆ，３ｇから流量制御弁６ｆ，６ｇに圧油を戻す側のアクチュエータ油路で生じる圧力に差が発生せず、左右の走行モータ３ｆ，３ｇに対して設けられたカウンターバランス弁８１，８２による戻り側アクチュエータ油路の絞り量が同じとなる結果、走行モータ３ｆ，３ｇの背圧が同じとなり、走行の曲進を防止することができる。
Also in this case, when the left and right travel control levers are returned with a loose operation from the state of steady straight travel in a combined traveling operation, the left and right travel operation levers are returned with a loose operation alone. Similarly, the differential pressure (back pressure of the tank return circuit 54) between the most upstream pressure Pup and the most downstream pressure Pdown of the
〜効果〜
本実施の形態によれば以下の効果が得られる。
~effect~
According to the present embodiment, the following effects can be obtained.
背圧発生装置５７を設けることにより、ロードセンシングシステムを備えた建設機械の油圧駆動装置において、重量物慣性体の減速操作時など油圧ボンプの吐出流量が少ない場合にもキャビテーションの発生を確実に防止することができる。また、背圧発生装置が１つであるため、省スペースでコストを低く抑えることができる。
By providing a
背圧発生装置５７を第１及び第２バルブブロック１０４，２０４の近くに配置し第１配管Ｂ１と第２配管Ｂ２の長さを同じにすることにより、走行直進から緩操作で停止する場合に、左右の走行モータ３ｆ，３ｇで生じる背圧に差が発生せず、走行の曲進を防止することができる。
When the back
第１及び第２バルブブロックと背圧発生装置５７をバルブ組立体Ｖとして構成することにより、旋回フレーム上１０７の限られたスペースにコントロールバルブ装置４と背圧発生装置５７を搭載することが可能となる。また、背圧発生装置５７を第１及び第２バルブブロック１０４，２０４の上端部分に載置したため、第１及び第２バルブブロック１０４，２０４と背圧発生装置５７との距離が近くなり、背圧発生装置５７を第１及び第２バルブブロック１０４，２０４の近くに配置し第１配管Ｂ１と第２配管Ｂ２の長さを同じにすることが可能となる。また、第１及び第２配管Ｂ１，Ｂ２の長さが短いため、配管の圧損の影響を受けにくくすることができる。
By configuring the first and second valve blocks and the back
第１バルブブロック１０４はブームシリンダ３ａのアシスト駆動用の流量制御弁６ｉとアームシリンダ３ｂのアシスト駆動用の流量制御弁６ｊを含み、第２バルブブロック２０４はアームシリンダのメイン駆動用の流量制御弁６ｂを含み、第３バルブブロック３０４はブームシリンダ３ａのメイン駆動用の流量制御弁６ａを含む構成とすることにより、最大要求流量が大きいブームシリンダ３ａとアームシリンダ３ｂに対して２つの吐出ポートからの圧油を合流して供給することが可能となる。
The
〜その他〜
以上の実施の形態では、建設機械が油圧ショベルである場合について説明したが、コントロールバルブ装置を複数のバルブブロックに分割して構成した建設機械であれば、油圧走行クレーン等、油圧ショベル以外の建設機械に本発明を適用してもよい。
~ Others ~
In the above embodiments, the case where the construction machine is a hydraulic excavator has been described. However, if the construction machine is configured by dividing the control valve device into a plurality of valve blocks, a construction other than the hydraulic excavator, such as a hydraulic traveling crane, is provided. The present invention may be applied to a machine.
また、上記実施の形態では、ポンプ装置は２つのメインポンプ１０２，２０２を有するものとしたが、コントロールバルブ装置が複数のバルブブロックに分割して構成され、上記実施の形態と同様の化課題が生じる場合は、ポンプ装置は１つのメインポンプであってもよい。
In the above embodiment, the pump device has the two
また、ポンプ装置が２つのメインポンプを備える場合、上記実施の形態では、メインポンプ１０２が第１及び第２吐出ポート１０２ａ，１０２ｂを有するスプリットフロータイプの油圧ポンプ１０２である場合について説明したが、メインポンプ１０２は単一の吐出ポートを有する可変容量型の油圧ポンプであってもよいし、それぞれが単一の吐出ポートを有する２つの可変容量型の油圧ポンプであってもよい。
Further, when the pump device includes two main pumps, the above embodiment has described the case where the
また、上記実施の形態では、メインポンプ２０２は可変容量型の油圧ポンプであり、レギュレータ２１２がロードセンシング制御部とトルク制御部を有するものとしたが、レギュレータ２１２がトルク制御部のみを有するものであってもよいし、メインポンプ２０２はレギュレータを備えない固定容量型のポンプであってもよく、この場合でも本発明の基本効果は得られる。
In the above embodiment, the
上記実施の形態のロードセンシングシステムは一例であり、ロードセンシングシステムは種々の変形が可能である。例えば、上記実施の形態では、ポンプ吐出圧と最高負荷圧を絶対圧として出力する差圧減圧弁を設け、その出力圧を圧力補償弁に導いて目標補償差圧を設定しかつＬＳ制御弁に導き、ロードセンシング制御の目標差圧を設定したが、ポンプ吐出圧と最高負荷圧を別々の油路で圧力制御弁やＬＳ制御弁に導くようにしてもよい。 The load sensing system of the above embodiment is an example, and the load sensing system can be variously modified. For example, in the above embodiment, a differential pressure reducing valve that outputs the pump discharge pressure and the maximum load pressure as absolute pressure is provided, the output pressure is guided to the pressure compensation valve, the target compensation differential pressure is set, and the LS control valve is provided. Although the target differential pressure for load sensing control is set, the pump discharge pressure and the maximum load pressure may be guided to the pressure control valve and the LS control valve through separate oil passages.
１ 原動機
１０２ スプリットフロータイプのメインポンプ（ポンプ装置；第１油圧ポンプ）
１０２ａ，１０２ｂ 第１及び第２吐出ポート
１１２ レギュレータ（ポンプ制御装置）
１１２ａ 低圧選択弁
１１２ｂ ＬＳ制御弁
１１２ｃ ＬＳ制御ピストン
１１２ｄ，１１２ｅ，１１２ｆ トルク制御（馬力制御）ピストン
１１２ｇ 減圧弁
２０２ シングルフロータイプのメインポンプ（ポンプ装置；第２油圧ポンプ）
２０２ａ 第３吐出ポート
２１２ レギュレータ（ポンプ制御装置）
２１２ｂ ＬＳ制御弁
２１２ｃ ＬＳ制御ピストン
２１２ｄ トルク制御（馬力制御）ピストン
１０５ 第１圧油供給路
２０５ 第２圧油供給路
３０５ 第３圧油供給路
１１５ アンロード弁（第１アンロード弁）
２１５ アンロード弁（第２アンロード弁）
３１５ アンロード弁（第３アンロード弁）
１１１，２１１，３１１ 差圧減圧弁
１４６，２４６ 第２及び第３切換弁
３ａ〜３ｈ 複数のアクチュエータ
３ａ ブームシリンダ
３ｂ アームシリンダ
３ｆ，３ｇ 左右走行モータ
４ コントロールバルブ装置
６ａ〜６ｊ 流量制御弁
７ａ〜７ｊ 圧力補償弁
８ａ〜８ｊ 操作検出弁
９ｃ〜９ｊ シャトル弁
１３ 原動機回転数検出弁
２４ ゲートロックレバー
３０ パイロットポンプ
３１ａ，３１ｂ，３１ｃ パイロット圧油供給路
３２ パイロットリリーフバルブ
４０ 第３切換弁
４３ 絞り
５２ バイパスチェックバルブ
５３ 走行複合操作検出油路
５４ タンク戻り回路
５６ オイルクーラ
５７ 背圧発生装置
５７ｗ 圧力制御弁
６４ 中間ブロック
７１ａ，７１ｂ アクチュエータ油路
７２ 補給回路
７３ａ，７３ｂ アクチュエータ油路
７４ 補給回路
７５ａ，７５ｂ アクチュエータ油路
７６ 補給回路
７７ａ，７７ｂ アクチュエータ油路
７８ 補給回路
８３ａ，８３ｂ，８４ａ，８４ｂ アクチュエータ油路
８１，８２ カウンターバランス弁
１００ ゲートロック弁
１０４ 第１バルブブロック
１０７ 旋回フレーム
１４７ 第１戻りライン
２４７ 第２戻りライン
３４７ 第３戻りライン
１４８ 第１排出油路
２４８ 第２排出油路
３４８第３排出油路
２０４ 第２バルブブロック
３０４ 第３バルブブロック
１２２，１２３，１２４ａ，１２４ｂ 操作装置
１３１，１３２，１３３ 第１，第２，第３負荷圧検出回路
Ｂ１ 第１配管
Ｂ２ 第２配管
Ｂ３ 配管
Ｔ タンク
Ｖ バルブ組立体
1
102a, 102b First and
112a Low pressure selection valve 112b LS control valve 112c
202a
212b
215 Unload valve (second unload valve)
315 Unload valve (third unload valve)
111, 211, 311 Differential pressure reducing valves 146, 246 Second and third switching valves 3a-3h Plural actuators 3a Boom cylinder 3b Arm cylinders 3f, 3g Left and right traveling motors 4 Control valve devices 6a-6j Flow control valves 7a-7j Pressure compensation valves 8a to 8j Operation detection valves 9c to 9j Shuttle valve 13 Motor speed detection valve 24 Gate lock lever 30 Pilot pump 31a, 31b, 31c Pilot pressure oil supply path 32 Pilot relief valve 40 Third switching valve 43 Restriction 52 Bypass Check valve 53 Travel complex operation detection oil passage 54 Tank return circuit 56 Oil cooler 57 Back pressure generator 57w Pressure control valve 64 Intermediate block 71a, 71b Actuator oil passage 72 Supply circuit 73a, 73b Actuator oil passage 74 Supply circuit 75a, 75 Actuator oil path 76 Supply circuit 77a, 77b Actuator oil path 78 Supply circuit 83a, 83b, 84a, 84b Actuator oil path 81, 82 Counter balance valve 100 Gate lock valve 104 First valve block 107 Swivel frame 147 First return line 247 First 2 return line 347 3rd return line 148 1st discharge oil passage 248 2nd discharge oil passage 348 3rd discharge oil passage 204 2nd valve block 304 3rd valve block 122,123,124a, 124b Manipulator 131,132,133 First, second and third load pressure detection circuit B1 First pipe B2 Second pipe B3 Pipe T Tank V Valve assembly
Claims (4)
このエンジンにより駆動されるポンプ装置と、
このポンプ装置から吐出される圧油により駆動される複数のアクチュエータと、
前記ポンプ装置から前記複数のアクチュエータに供給される圧油の流れを制御する複数の流量制御弁、前記複数の流量制御弁の前後差圧をそれぞれ制御する複数の圧力補償弁及び前記複数のアクチュエータの少なくとも一部のアクチュエータとこれらのアクチュエータに対応する流量制御弁とを接続する複数対のアクチュエータ油路に設けられた複数の補給回路を含むコントロールバルブ装置と、
前記コントロールバルブ装置から排出された圧油をタンクに戻すタンク戻り回路と、
前記ポンプ装置の吐出圧が前記複数の油圧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前記ポンプ装置の容量を制御するロードセンシング制御部を有するポンプ制御装置とを備えた建設機械の油圧駆動装置において、
前記コントロールバルブ装置は、前記複数の流量制御弁及び前記複数の圧力補償弁と前記複数の補給回路とを備えた複数のバルブブロックを有し、
前記タンク戻り回路は、前記複数のバルブブロックからタンクに戻される圧油に所定の背圧を与える共通の背圧発生装置を有することを特徴とする建設機械の油圧駆動装置。 Engine,
A pump device driven by the engine;
A plurality of actuators driven by pressure oil discharged from the pump device;
A plurality of flow control valves that control the flow of pressure oil supplied from the pump device to the plurality of actuators, a plurality of pressure compensation valves that respectively control the differential pressure across the plurality of flow control valves, and a plurality of actuators. A control valve device including a plurality of replenishment circuits provided in a plurality of pairs of actuator oil passages connecting at least some of the actuators and flow control valves corresponding to these actuators;
A tank return circuit for returning the pressure oil discharged from the control valve device to the tank;
Hydraulic drive of a construction machine comprising a pump control device having a load sensing control unit for controlling a capacity of the pump device so that a discharge pressure of the pump device is higher than a maximum load pressure of the plurality of hydraulic actuators by a target differential pressure In the device
The control valve device includes a plurality of valve blocks including the plurality of flow rate control valves, the plurality of pressure compensation valves, and the plurality of supply circuits.
The hydraulic drive device for a construction machine, wherein the tank return circuit includes a common back pressure generator that applies a predetermined back pressure to the pressure oil returned from the plurality of valve blocks to the tank.
前記建設機械は油圧ショベルであり、
前記複数のアクチュエータは前記油圧ショベルの走行装置を駆動する左右の走行モータを有し、
前記ポンプ装置は、第１及び第２吐出ポートを有するスプリットフロータイプの第１油圧ポンプを有し、
前記複数のバルブブロックは、前記第１吐出ポートに接続され、前記左右の走行モータの一方を含む第１バルブブロックと、前記第２吐出ポートに接続され、前記左右の走行モータの他方を含む第２バルブブロックとを有し、
前記タンク戻り回路は、前記第１バルブブロックを前記背圧発生装置に接続する第１配管と、前記第２バルブブロックを前記背圧発生装置に接続する第２配管とを有し、前記第１配管と前記第２配管の長さが同じになるよう前記背圧発生装置を前記第１及び第２バルブブロックの近くに配置したことを特徽とする建設機械の油圧駆動装置。 The hydraulic drive device for a construction machine according to claim 1,
The construction machine is a hydraulic excavator;
The plurality of actuators have left and right traveling motors that drive the traveling device of the excavator,
The pump device includes a split flow type first hydraulic pump having first and second discharge ports,
The plurality of valve blocks are connected to the first discharge port and include a first valve block including one of the left and right traveling motors, and a second valve block connected to the second discharge port and including the other of the left and right traveling motors. 2 valve blocks,
The tank return circuit includes a first pipe that connects the first valve block to the back pressure generator, and a second pipe that connects the second valve block to the back pressure generator. A hydraulic drive device for a construction machine, characterized in that the back pressure generating device is disposed near the first and second valve blocks so that the length of the piping and the length of the second piping are the same.
前記第１及び第２バルブブロックと前記背圧発生装置は、前記第１及び第２バルブブロックを隣接した状態で一体化しかつ前記第１及び第２バルブブロックの上端部分に前記背圧発生装置を載置したバルブ組立体として構成され、前記バルブ組立体は支持ブラケットを介して前記建設機械の旋回フレーム上に取り付けられてい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 claim 2,
The first and second valve blocks and the back pressure generator are integrated in a state where the first and second valve blocks are adjacent to each other, and the back pressure generator is installed at upper end portions of the first and second valve blocks. A hydraulic drive device for a construction machine, characterized in that the valve assembly is configured as a mounted valve assembly, and the valve assembly is mounted on a turning frame of the construction machine via a support bracket.
前記複数のアクチュエータは前記油圧ショベルのブームを駆動するブームシリンダとアームを駆動するアームシリンダと更に含み、
前記ポンプ装置は、第３吐出ポートを有するシングルフロータイプの第２油圧ポンプを更に有し、
前記複数のバルブブロックは、前記第３吐出ポートに接続された第３バルブブロックを更に有し、
前記第１バルブブロックは前記ブームシリンダのアシスト駆動用の流量制御弁と前記アームシリンダのアシスト駆動用の流量制御弁を含み、前記第２バルブブロックは前記アームシリンダのメイン駆動用の流量制御弁を含み、前記第３バルブブロックは前記ブームシリンダのメイン駆動用の流量制御弁を含む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 claim 2,
The plurality of actuators further includes a boom cylinder for driving a boom of the hydraulic excavator and an arm cylinder for driving an arm,
The pump device further includes a single flow type second hydraulic pump having a third discharge port,
The plurality of valve blocks further includes a third valve block connected to the third discharge port,
The first valve block includes a flow control valve for assist driving of the boom cylinder and a flow control valve for assist driving of the arm cylinder, and the second valve block includes a flow control valve for main driving of the arm cylinder. And the third valve block includes a flow control valve for main drive of the boom cylinder.
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Cited By (5)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2019027056A (en) * | 2017-07-26 | 2019-02-21 | 住友建機株式会社 | Shovel |
| JP2020147963A (en) * | 2019-03-12 | 2020-09-17 | 株式会社日立建機ティエラ | Construction machine |
| CN112955667A (en) * | 2018-10-24 | 2021-06-11 | 沃尔沃建筑设备公司 | Method for controlling a hydraulic system of a working machine |
| CN114060337A (en) * | 2021-11-25 | 2022-02-18 | 广东精铟海洋工程股份有限公司 | Hydraulic control system of double-ring-beam hydraulic bolt lifting device |
| JP7460423B2 (en) | 2020-03-27 | 2024-04-02 | 住友建機株式会社 | excavator |
Citations (6)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS57201434A (en) * | 1981-06-02 | 1982-12-09 | Kobe Steel Ltd | Oil-pressure circuit for hydraulic shovel |
| JPS6425504U (en) * | 1987-08-07 | 1989-02-13 | ||
| JPH02212603A (en) * | 1989-02-14 | 1990-08-23 | Toshiba Mach Co Ltd | Oil pressure circuit |
| JP2009014122A (en) * | 2007-07-05 | 2009-01-22 | Hitachi Constr Mach Co Ltd | Hydraulic drive of construction machine |
| JP2014031827A (en) * | 2012-08-02 | 2014-02-20 | Hitachi Constr Mach Co Ltd | Hydraulic circuit system for construction machine |
| JP2015215059A (en) * | 2014-05-12 | 2015-12-03 | 日立建機株式会社 | Pressure control valve and working machine |
-
2014
- 2014-04-21 JP JP2014087721A patent/JP2015206420A/en active Pending
Patent Citations (6)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS57201434A (en) * | 1981-06-02 | 1982-12-09 | Kobe Steel Ltd | Oil-pressure circuit for hydraulic shovel |
| JPS6425504U (en) * | 1987-08-07 | 1989-02-13 | ||
| JPH02212603A (en) * | 1989-02-14 | 1990-08-23 | Toshiba Mach Co Ltd | Oil pressure circuit |
| JP2009014122A (en) * | 2007-07-05 | 2009-01-22 | Hitachi Constr Mach Co Ltd | Hydraulic drive of construction machine |
| JP2014031827A (en) * | 2012-08-02 | 2014-02-20 | Hitachi Constr Mach Co Ltd | Hydraulic circuit system for construction machine |
| JP2015215059A (en) * | 2014-05-12 | 2015-12-03 | 日立建機株式会社 | Pressure control valve and working machine |
Cited By (8)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2019027056A (en) * | 2017-07-26 | 2019-02-21 | 住友建機株式会社 | Shovel |
| JP6999320B2 (en) | 2017-07-26 | 2022-01-18 | 住友建機株式会社 | Excavator |
| CN112955667A (en) * | 2018-10-24 | 2021-06-11 | 沃尔沃建筑设备公司 | Method for controlling a hydraulic system of a working machine |
| US12000112B2 (en) | 2018-10-24 | 2024-06-04 | Volvo Construction Equipment Ab | Method for controlling a hydraulic system of a working machine |
| JP2020147963A (en) * | 2019-03-12 | 2020-09-17 | 株式会社日立建機ティエラ | Construction machine |
| JP7460423B2 (en) | 2020-03-27 | 2024-04-02 | 住友建機株式会社 | excavator |
| CN114060337A (en) * | 2021-11-25 | 2022-02-18 | 广东精铟海洋工程股份有限公司 | Hydraulic control system of double-ring-beam hydraulic bolt lifting device |
| CN114060337B (en) * | 2021-11-25 | 2023-05-30 | 广东精铟海洋工程股份有限公司 | Hydraulic control system of double-ring beam hydraulic bolt lifting device |
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