JP3058644B2 - 油圧駆動装置 - Google Patents

油圧駆動装置

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JP3058644B2
JP3058644B2 JP1509507A JP50950789A JP3058644B2 JP 3058644 B2 JP3058644 B2 JP 3058644B2 JP 1509507 A JP1509507 A JP 1509507A JP 50950789 A JP50950789 A JP 50950789A JP 3058644 B2 JP3058644 B2 JP 3058644B2
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勇輔 梶田
東一 平田
玄六 杉山
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Hitachi Construction Machinery Co Ltd
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    • E02F9/2296—Systems with a variable displacement pump

Description

【発明の詳細な説明】 技術分野 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、原動機によって駆動される油圧ポンプの
圧油を、圧力補償弁によって前後差圧が制御される複数
の流量制御弁を介して対応する複数のアクチュエータの
それぞれに供給し、これらのアクチュエータを複合駆動
して所望の複合操作を行う油圧駆動装置に関する。
技術背景 近年、油圧ショベル、油圧クレーン等、複数の被駆動
体を駆動する複数の油圧アクチュエータを備えた建設機
械の油圧駆動装置においては、油圧ポンプの吐出圧力を
負荷圧力又は要求流量に連動して制御すると共に、流量
制御弁に関連して圧力補償弁を配置し、この圧力補償弁
で流量制御弁の前後差圧を制御して、複合駆動時の供給
流量を安定して制御することが行われている。このう
ち、油圧ポンプの吐出圧力を負荷圧力に連動して制御す
るものの代表例として、DE−A1−3422165（特開昭60−1
1706号に対応）、米国特許第4,739,617号等に記載のロ
ードセンシング制御がある。ロードセンシング制御と
は、油圧ポンプの吐出圧力が複数の油圧アクチュエータ
の最大負荷圧力よりも一定値だけ高くなるようにポンプ
吐出量を制御するものであり、これら従来例において
は、油圧ポンプの吐出圧力と複数の油圧アクチュエータ
の最大負荷圧力との差圧に応答して油圧ポンプの斜板位
置を制御し、ロードセンシング制御を行っている。
そして、これら従来例においては、油圧ポンプの吐出
量が最大に達して、ポンプ吐出量が不足する状態が生じ
たときに、複合操作に際して低負荷圧力側のアクチュエ
ータに圧油が優先的に供給され、複合操作のバランスが
維持できなくなるという不都合を解消するため、流量制
御弁の前後差圧を制御する各圧力補償弁に、前後差圧の
目標値を設定するものとしてばねの代わりに、油圧ポン
プの吐出圧力と複数のアクチュエータの最大負荷圧力と
の差圧に基づく制御力を直接又は間接的に作用させ、ポ
ンプ吐出圧力と最大負荷圧力との差圧の減少に応じて流
量制御弁の前後差圧の目標値を小さくし、流量制御弁の
開度比（要求流量比）に応じてポンプ吐出量を分流し、
複合操作のバランスの維持を図るようにしている。
ところで、油圧ポンプは原動機によって駆動され、油
圧ポンプの吐出量は、油圧ポンプの斜板傾転角によって
定まる押しのけ容量と原動機の回転数の積で表わされ、
原動機の目標回転数を下げるとポンプ吐出量は減少す
る。これに対し、上述した従来例においては、操作レバ
ーのストロークの変化に対する流量制御弁の通過流量の
変化は原動機の目標回転数のいかんに係わらず一定であ
る。したがって、これら従来例において、原動機の目標
回転数を下げ、押しのけ容積を最大にしたときのポンプ
吐出量が流量制御弁の開度を最大にしたときの要求流量
よりも小さくなった場合には、操作レバーのストローク
を増大させたときに流量制御弁の開度が最大に達する前
に通過流量、すなわち、アクチュエータに供給される流
量は最大に達し、操作レバーのストロークに応じて供給
流量を制御できる領域、すなわち、操作レバーストロー
クのメータリング領域が短くなるという結果を生じ、目
標回転数の変化に応じてメータリング領域が変わり、オ
ペレータに違和感を与え、操作性の点で問題があった。
また、油圧ショベルにおいては、地面のならし整形作
業のように微操作が要求される作業を行う場合には、原
動機の目標回転数を下げ、ポンプ吐出量を少なくするこ
とがしばしば行われるが、目標回転数を下げた場合には
それに応じてメータリング領域が小さくなる上、目標回
転数を下げても操作レバーストロークの変化に対する流
量制御弁の通過流量の変化は一定であるので、小さなメ
ータリング領域で通常作業の場合と同じ変化割合で供給
流量の制御を行わなければならず、微操作が困難である
という問題があった。
さらに、最大開度の比較的小さな流量制御弁と、最大
開度の比較的大きな流量制御弁について、原動機の目標
回転数を下げたときに、前者の流量制御弁の最大開度が
要求する流量がポンプ吐出量よりも小さく、後者の流量
制御弁の最大開度が要求する流量がポンプ吐出量よりも
大きいとすると、前者の流量制御弁のみを駆動する単独
操作時には、原動機の目標回転数を下げた場合でもその
最大開度が要求する流量を得ることができるのに対し
て、２つの流量制御弁を同時に操作する複合操作時に
は、ポンプ吐出量が不足するので、前述した制御により
流量制御弁の開度比（要求流量比）に応じてポンプ吐出
量が分流され、小容量のアクチュエータに使用する流量
制御弁の通過流量は上述の単独操作時に比べて大きく減
少する。また、原動機の目標回転数を下げたとき、最大
開度の比較的大きい流量制御弁を単独で駆動した場合に
はポンプ吐出量は不足するので、２つの流量制御弁をそ
れぞれ単独で駆動した場合の通過流量比と複合操作した
場合の通過流量比とが同じにならない。このようなこと
から、原動機の回転数を下げて複合操作をする場合に、
操作フィーリングに違和感を生じ、この点でも操作性に
問題があった。
本発明の目的は、原動機の目標回転数の変化にも係わ
らず、流量制御弁のメータリング領域をほぼ一定に保つ
ことができる油圧駆動装置を提供することである。
本発明の他の目的は、原動機の目標回転数を低下させ
たときに、操作フィーリングを向上できる油圧駆動装置
を提供することである。
発明の開示 本発明によれば、上記目的を達成するため、原動機
と、この原動機により駆動される油圧ポンプと、この油
圧ポンプから供給される圧油によって駆動される複数の
油圧アクチュエータと、これらのアクチュエータに供給
される圧油の流れを制御する流量制御弁と、これらの流
量制御弁の前後差圧をそれぞれ制御する圧力補償弁とを
備え、前記圧力補償弁が、各々、流量制御弁の前後差圧
の目標値を設定するための開弁方向の制御力を付与する
駆動手段を備えている油圧駆動装置において、前記原動
機の目標回転数を検出する第１の検出手段と、少なくと
も前記第１の検出手段で検出した目標回転数に基づき、
その目標回転数の減少にしたがって前記制御力が減少す
るように前記駆動手段を制御する制御手段とを設けたこ
とを特徴とする油圧駆動装置が提供される。
このように構成した本発明においては、原動機の目標
回転数を下げたときには、目標回転数の減少にしたがっ
て圧力補償弁の駆動手段が付与する制御力が減少するの
で、原動機の回転数と最大押しのけ容積の積で表される
油圧ポンプの最大可能吐出量の減少に応じて流量制御弁
の操作レバーストロークに対する要求流量の変化割合が
減少し、目標回転数の変化に係わらずメータリング領域
をほぼ一定にすることができる。また、要求流量特性の
傾きが小さくなり、小さなゲインで流量調整を行うこと
ができ、微操作性が向上する。さらに、単独操作と複合
操作での小容量アクチュエータ側の流量制御弁の通過流
量の変化が少なくなると共に、単独から複合操作への、
またはその逆の操作への移行時に同じアクチュエータに
係わる流量制御弁の通過流量の比率の変化が少なくなる
ので、操作フィーリング上の違和感が小さくなり、操作
性が向上する。
また、本発明では、圧力補償弁の制御力の制御に原動
機の実回転数でなく目標回転数を用いるので、目標回転
数によって定まる原動機の出力特性に応じた制御が行え
ると共に、実回転数の頻繁な変動に伴う制御力の変動を
防止し、安定した制御を行える。
一実施例において、制御手段は、目標回転数の減少に
したがって減少する各流量制御弁の前後差圧の補正係数
を求め、この補正係数に基づき、補正係数の減少にした
がって減少する値を流量制御弁の前後差圧の目標値とし
て演算し、この値に基づいて駆動手段を制御する。
油圧ポンプの吐出量を、油圧ポンプの吐出圧力が複数
のアクチュエータの最大負荷圧力よりも所定の値だけ高
くなるように制御する吐出量制御手段を更に備えた油圧
駆動装置においては、ポンプ吐出圧力と最大負荷圧力と
の差圧を検出する第２の検出手段を更に備え、制御手段
は、目標回転数の減少にしたがって減少する各流量制御
弁の前後差圧の補正係数を求め、この補正係数と第２の
検出手段で検出した差圧とから、該補正係数の減少にし
たがって減少しかつ該差圧の減少にしたがって減少する
値を流量制御弁の前後差圧の目標値として演算し、この
値に基づいて駆動手段を制御する。
補正係数は、好ましくは、目標回転数が最高回転数に
あるときに１であり、目標回転数の低下にしたがってそ
の減少比と同じ比率で小さくなる。
また、補正係数は目標回転数が最高回転数にあるとき
に１であり、目標回転数が最高回転数よりも下がった比
較的高い第１の回転数にあるときに、最高回転数に対す
る第１の回転数の比よりも大きく、目標回転数が最高回
転数よりも下がった比較的小さな第２の回転数にあると
きに、最高回転数に対する第２の回転数の比よりも小さ
くしてもよい。
制御手段は、好ましくは、少なくとも目標回転数に基
づいて駆動手段が付与すべき制御力の値を演算し、これ
に対応する制御信号を出力するコントローラと、この制
御信号に応じた制御圧力を発生し、これを駆動手段に出
力する制御圧力発生手段とを含む。制御圧力発生手段
は、制御信号に応じて作動する単一の電磁比例減圧弁で
あってもよい。また、制御圧力発生手段は、パイロット
油圧源と、このパイロット油圧源とタンクとの間に介設
され、制御信号に応じて作動する可変リリーフ弁と、こ
の可変リリーフ弁と上記パイロット油圧源との間に介設
した絞り弁とを含み、可変リリーフ弁と絞り弁との間の
管路を圧力補償弁の駆動手段に連絡してもよい。
また、制御手段は、少なくとも目標回転数に基づいて
駆動手段が付与すべき制御力の値を圧力補償弁毎に個別
に演算し、これらに対応する制御信号を出力するコント
ローラと、この制御信号に応じた制御圧力を発生し、こ
れを駆動手段にそれぞれ出力する制御圧力発生手段とを
含む構成であっても良い。この場合、制御圧力発生手段
は、圧力補償弁のそれぞれに対応して設けられ、制御信
号に応じてそれぞれ作動する複数の電磁比例減圧弁とす
ることができる。
圧力補償弁の駆動手段は、各々、開弁方向に付勢する
ばねと、閉弁方向の制御力を付与する駆動部とで構成と
することができ、この場合、駆動手段の開弁方向の制御
力はばねの力と駆動部の閉弁方向の制御力の合力として
得られ、制御手段は、該駆動部の閉弁方向の制御力を制
御することにより駆動手段の開弁方向の制御力を制御す
る。
また、圧力補償弁の駆動手段は、各々、開弁方向の制
御力を付与する駆動部で構成しても良く、この場合、制
御手段はこの開弁方向の制御力を直接制御する。
さらに、圧力補償弁の駆動手段は、各々、開弁方向に
付勢するばねと、ばねにそのプリセット力を可変にする
開弁方向の制御力を付与する駆動部とで構成しても良
く、この場合、駆動手段の開弁方向の制御力はばねのプ
リセット力として得られ、制御手段は、該駆動部の開弁
方向の制御力を制御することにより駆動手段の開弁方向
の制御力を制御する。
また、圧力補償弁の駆動手段は、各々、一定の圧力が
作用することにより開弁方向の一定の制御力を付与する
第１の駆動部と、閉弁方向の制御力を付与する第２の駆
動部とで構成しても良く、この場合、駆動手段の開弁方
向の制御力は第１の駆動部の開弁方向の一定の制御力と
第２の駆動部の閉弁方向の制御力の合力として得られ、
制御手段は、該第２の駆動部の閉弁方向の制御力を制御
することにより駆動手段の開弁方向の制御力を制御す
る。
図面の簡単な説明 第１図は本発明の一実施例による油圧駆動装置の全体
構成を示す概略図であり、第２図はコントローラのハー
ド構成を示す概略図であり、第３図は、ポンプ吐出圧力
と最大負荷圧力との差圧ΔＰLSと第１の制御力F1との第
１の関数関係を示す図であり、第４図は、エンジンの目
標回転数N0と補正係数Ｋとの第２の関数関係を示す図で
あり、第５図は、補正係数Ｋと差圧ΔＰLSと目標差圧Δ
Pv0と第３の関数関係を示す図であり、第６図は、目標
差圧ΔPv0と第２の制御力F2との第４の関数関係を示す
図であり、第７図は本実施例の油圧駆動装置が使用され
る油圧ショベルの側面図であり、第８図は同油圧ショベ
ルの上面図であり、第９図は、コントローラで行われる
演算内容を示すフローチャートであり、第10図は本実施
例によるブーム用方向切換弁の操作レバーストロークSl
と要求流量Ｑとの関係を示す図であり、第11図は流量制
御弁の操作レバーストロークSlとスプールストロークSs
との関係を示す図であり、第12図は流量制御弁のスプー
ルストロークSsと開口面積Ａとの関係を示す図であり、
第13図は流量制御弁の前後差圧と開口面積Ａと要求流量
Ｑとの関係を示す図であり、第14図は本実施例によるブ
ーム用方向切換弁とアーム用方向切換弁の操作レバース
トロークSlと要求流量Ｑとの関係を示す図であり、第15
図は本発明の他の実施例によるエンジンの目標回転数N0
と補正係数Ｋとの第２の関数関係を示す図であり、第16
図は、この実施例によるブーム用方向切換弁の操作レバ
ーストロークSlと要求流量Ｑとの関係を示す図であり、
第17図は吐出量制御装置の変形例を示す図であり、第18
図は吐出量制御装置の他の変形例を示す図であり、第19
図は圧力発生手段の変形例を示す図であり、第20図は圧
力補償弁の駆動手段の変形例を示す図であり、第21図は
第20図の圧力補償弁を用いた場合の差圧ΔＰLSと第１の
制御力F1との第１の関数関係を示す図であり、第22図は
同圧力補償弁を用いた場合の目標差圧ΔPv0と第２の制
御力F2との第４の関数関係を示す図であり、第23図は圧
力補償弁の駆動手段の他の変形例を示す図であり、第24
図は圧力補償弁のさらに他の変形例を示す図であり、第
25図は本発明のさらに他の実施例による油圧駆動装置の
全体構成を示す概略図である。
発明を実施するための最良の形態 以下、本発明の好適実施例を図面を参照して説明す
る。
第１の実施例 まず、本発明の第１の実施例を、第１図〜第14図によ
り説明する。
第１図において、本実施例の油圧駆動装置は油圧ショ
ベルに適用されたものであり、燃料レバー21aによって
目標回転数が設定される原動機、すなわち、エンジン21
と、エンジン21によって駆動される１つの可変容量型の
油圧ポンプ、すなわち主ポンプ22と、主ポンプ22から吐
出される圧油によって駆動される複数のアクチュエー
タ、すなわち旋回モータ23、左走行モータ24、右走行モ
ータ25、ブームシリンダ26、アームシリンダ27、および
バケットシリンダ28と、これら複数のアクチュエータの
それぞれに供給される圧油の流れを制御する流量制御
弁、すなわち旋回用方向切換弁29、左走行用方向切換弁
30、右走行用方向切換弁31、ブーム用方向切換弁32、ア
ーム用方向切換弁33、バケット用方向切換弁34と、これ
ら流量制御弁の前後差圧ΔPv1,ΔPv2,ΔPv3,ΔPv4,ΔPv
5,ΔPv6をそれぞれ制御する圧力補償弁35,36,37,38,39,
40とを備えている。
主ポンプ22の吐出量は、ロードセンシング制御方式の
吐出量制御装置41によって、主ポンプ22の吐出圧力Psが
アクチュエータ23〜28の最大負荷圧力Pamaxよりも所定
値だけ高くなるように制御される。
流量制御弁29〜34には、それぞれ、アクチュエータ23
〜28の駆動時にそれらの負荷圧力を検出するためのチェ
ック弁42a,42b,42c,42d,42e,42fを備えた負荷ライン43
a,43b,43c,43d,43e,43fが接続され、これら負荷ライン4
3a〜43fは更に共通の最大負荷ライン44に接続されてい
る。
圧力補償弁35〜40はそれぞれ次のように構成されてい
る。圧力補償弁35は、旋回用方向切換弁29の出口圧力が
導かれ、圧力補償弁35を開弁方向に付勢する駆動部35a
と、旋回用方向切換弁29の入口圧力が導かれ、圧力補償
弁35を閉弁方向に付勢する駆動部35bとを有し、旋回用
方向切換弁29の前後差圧ΔPv1に基づく閉弁方向の力を
付与し、また、圧力補償弁35をｆの力で開弁方向に付勢
するばね45と、パイロットライン51aを介して後述する
制御圧力Pcが導かれ、圧力補償弁35を閉弁方向に付勢す
る制御力Fcを発生する駆動部35cとを有し、ばね45の力
ｆと駆動部35cの制御力Fcとの合力で、前後差圧ΔPv1に
基づく閉弁方向の力に対向する開弁方向の制御力ｆ−Fc
を付与する構成となっている。ここで、開弁方向の制御
力ｆ−Fcは旋回用方向切換弁29の前後差圧ΔPv1の目標
値を設定する。
他の圧力補償弁36〜40も同様に構成されている。すな
わち、圧力補償弁36〜40は、それぞれ流量制御弁30〜34
の前後差圧ΔPv2〜ΔPv6に基づいて閉弁方向の力を付与
する駆動部36a,36b;37a,37b;38a,38b;39a,39b;40a,40b
と、前後差圧ΔPv2〜ΔPv6に基づく閉弁方向の力に対向
する開弁方向の制御力ｆ−Fcを付与するばね46,47,58,5
9,50および駆動部36c,37c,38c,39c,40cとを有し、これ
ら駆動部にはパイロットライン51b,51c,51d,51e,51fを
介して制御圧力Pcが導かれている。
吐出量制御装置41は、主ポンプ22の斜板22aを駆動
し、押しのけ容積を制御する駆動シリンダ装置52と、駆
動シリンダ装置52の変位を制御する制御弁53とからな
り、制御弁53は、主ポンプ22の吐出圧力Psとアクチュエ
ータ23〜28の最大負荷圧力Pamaxとの目標差圧ΔＰLS0を
設定するばね54と、アクチュエータ23〜28の最大負荷圧
力Pamaxが管路55を介して導かれる駆動部56と、主ポン
プ22の吐出圧力Psが管路57を介して導かれる駆動部58と
を備えている。最大負荷圧力Pamaxが上昇すると、それ
に伴う制御弁53の図示左方への駆動により駆動シリンダ
装置52を図示左方に駆動して主ポンプ22の押しのけ容積
を増大させ、これにより目標差圧ΔＰLS0を保持するよ
うポンプ吐出量を制御する。
油圧駆動装置は、また、主ポンプ22の吐出圧力Psとア
クチュエータ23〜28の最大負荷圧力Pamaxとを導入して
両者の差圧ΔＰLSを検出し、対応する信号X1を出力する
差圧検出器59と、燃料レバー21aによって設定されるエ
ンジン21の目標回転数N0を検出し、対応する信号X2を出
力する回転数検出器60と、流量制御弁29〜34の後述する
メータリング制御を実施するかどうかを選択し、メータ
リング制御の実施が選択されたときに信号Ｓを出力する
選択装置61と、信号X1,X2,Sを入力し、検出した差圧Δ
ＰLSおよび目標回転数N0並びに信号Ｓに基づいて圧力補
償弁35〜40の駆動部35c〜40cが付与すべき制御力を演算
し、対応する指令信号Ｙを出力するコントローラ62と、
コントローラ62からの指令信号Ｙを入力し、パイロット
ポンプ64からの吐出圧力に基づき対応する制御圧力Pcを
出力する制御圧力発生手段、すなわち、電磁比例減圧弁
63とを備えている。電磁比例減圧弁63からの制御圧力Pc
はパイロットライン51を介してパイロットライン51a〜5
1fに伝えられ、圧力補償弁35〜40の駆動部35c〜40cに導
かれる。
回転数検出器60は、本実施例ではエンジン21の燃料噴
射装置21bに設けられ、燃料噴射装置21bの例えば燃料噴
射量を定めるラックの変位を検出する構成となってい
る。
コントローラ62は、第２図に示すように、信号X1,X2,
Sを入力する入力部70と、制御プログラムおよび関数関
係を記憶した記憶部71と、その制御プログラムおよび関
数関係にしたがって制御力を演算する演算部72と、演算
部72で求めた制御力Fcの値を制御信号Ｙとして出力する
出力部73とを備えている。
コントローラ62の記憶部71には、例えば第３図〜第６
図に示す関数関係が記憶されている。
第３図は、ポンプ吐出圧力Psと最大負荷圧力Pamaxと
の差圧ΔＰLSと圧力補償弁35〜40の駆動部35c〜40cが付
与すべき第１の制御力F1との関係についての第１の関数
関係を示し、ΔＰLS＝０のときF1＝ｆであり、差圧ΔＰ
LSが大きくなるにしたがって制御力F1が小さくなる関係
となっている。ここで、ｆは前述したばね45〜50の力で
あり、ΔＰLS0は前述したロードセンシング制御の目標
差圧である。
第４図は、エンジン１の目標回転数N0と流量制御弁29
〜34の前後差圧ΔPv1〜ΔPv6の補正係数Ｋとの関係につ
いての第２の関数関係を示し、目標回転数N0＝Nmaxのと
きはＫ＝１であり、目標回転数N0が小さくなるにしたが
って直線的比例関係で、すなわち、目標回転数N0の減少
と同じ比で減少する関係となっている。
第５図は、差圧ΔＰLSと、補正係数Ｋと、流量制御弁
29〜34の前後差圧ΔPv1〜ΔPv6の目標値、すなわち、圧
力補償制御の目標差圧ΔPv0とについての第３の関数関
係を示す、Ｋ＝１のときは、差圧ΔＰLSが目標差圧ΔＰ
LS0を含むΔＰLS≧ΔＰLS1の範囲で一定の最大値ΔPv0m
axとしてΔPmax0の値を示し、ΔＰLS＜ΔＰLS1の範囲で
差圧ΔＰLSの減少にしたがって目標差圧ΔPv0が減少す
る一方、補正係数Ｋが１から減少するにしたがって一定
の最大値ΔPv0maxがΔPmax0以下に減少する関係となっ
ている。ここで、Ｋ＜１のときの目標差圧ΔPv0の一定
の最大値、すなわち、一定最大目標差圧ΔPv0maxはΔPm
ax0に対してΔPv0max＝K2ΔPmax0の関係にある。
第６図は、圧力補償の目標差圧ΔPv0と圧力補償弁35
〜40の駆動部35c〜40cが付与すべき第２の制御力F2との
関係についての第４の関数関係を示し、ΔPv0＝０のと
きF2＝ｆであり、目標差圧ΔPv0が大きくなるにしたが
って制御力F2が小さくなり、ΔPv0＝ΔPv0maxでF2＝F0
となる関係となっている。
本実施例の油圧駆動装置により駆動される油圧ショベ
ルの作業部材の構成を第７図および第８図に示す。旋回
モータ23は旋回体100を駆動し、左走行モータ24、右走
行モータ25は履帯すなわち走行体101,102を駆動し、ブ
ームシリンダ26、アームシリンダ27、バケットシリンダ
28はそれぞれブーム103、アーム104、バケット105を駆
動する。
次に、以上のように構成された本実施例の動作を第９
図に示すフローチャートを用いて説明する。このフロー
チャートはコントローラ62の記憶部71に記憶した制御プ
ログラムの処理手順の概略を示すものである。
まず、手順S1に示すように、コントローラ62の入力部
70を介して演算部72に、差圧検出器59の出力信号X1、回
転数検出器の出力信号X2および選択装置61からの選択信
号Ｓを入力し、ポンプ吐出圧力Psと最大負荷圧力Pamax
との差圧ΔＰLS、エンジン21の目標回転数N0および選択
装置61の選択情報を読み込む。次に、手順S2に移り、演
算部72において、選択装置61が操作されているかどう
か、すなわち、選択信号ＳがONかどうかが判断され、ON
でないと判断されると、メータリング制御の必要がな
く、手順S3に進む。選択信号ＳがONでなく、メータリン
グ制御の必要がない場合とは、目標回転数N0を下げたと
きに流量制御弁29〜34のメータリング領域の変化を許容
し、操作性よりも作業量を優先する場合である。
手順S3では、記憶部71に記憶した第３図に示す第１の
関数関係から差圧ΔＰLSに対応する第１の制御力F1を求
め、手順S4では第１の制御力F1に対応する制御信号Ｙを
コントローラ62の出力部73から電磁比例減圧弁63に出力
する。これにより、電磁比例減圧弁63が適宜開かれ、制
御信号Ｙに対応する制御圧力Pcが圧力補償弁35〜40の駆
動部35c〜40cに負荷され、第１の制御力F1に対応する制
御力Fcが発生する。これにより、例えばブーム103とア
ーム104（第７図および第８図参照）の複合操作を意図
してブーム用方向切換弁32とアーム用方向切換弁33とを
操作した場合には、圧力補償弁38,39には開弁方向の制
御力ｆ−F1が付与され、ブーム用方向切換弁32およびア
ーム用方向切換弁33は制御力ｆ−F1を前後差圧の目標値
として圧力補償制御される。これにより、差圧ΔＰLSが
目標差圧ΔＰLS0より低下する場合は、主ポンプ22から
吐出される圧油は方向切換弁32,33の開度比に応じた割
合で分流してブームシリンダ26およびアームシリンダ27
に供給され、ブームシリンダ26とアームシリンダ27との
複合駆動、すなわち、ブーム103とアーム104との複合操
作が行われる。このような動作はブームシリンダ26とア
ームシリンダ27との複合駆動に限られず、どの様なアク
チュエータの組み合わせにおいても同様である。
上述した第９図の手順S2において、選択信号ＳがNOで
あると判断された場合に、すなわち、選択装置61が操作
されている場合には、同第９図の手順S5〜S7により、本
実施例が本来行おうとするメータリング制御が実施され
る。
すなわち、まず手順S5に示すように、コントローラ62
の演算部72において、記憶部71に記憶した第４図に示す
第２の関数関係からエンジン目標回転数N0に対応する補
正係数Ｋを求め、次いで手順S6に進み、記憶部71に記憶
した第５図に示す第３の関数関係から、手順S5で求めた
補正係数Ｋと差圧ΔＰLSに対応する圧力補償制御の目標
差圧ΔPv0を求め、さらに手順S7に進み、記憶部71に記
憶した第６図に示す第４の関数関係から、手順S6で求め
た目標差圧ΔPv0に対応する第２の制御力F2を求める。
次いで、上述した第１の制御力F1の場合と同様に手順
S4に移り、第２の制御力F2に対応する制御信号Ｙをコン
トローラ62の出力部73から電磁比例減圧弁63に出力す
る。これにより、制御信号Ｙに対応する制御圧力Pcが圧
力補償弁35〜40の駆動部35c〜40cに付加され、第２の制
御力F2に対応する制御力Fcが発生し、圧力補償弁35〜40
には開弁方向の制御力ｆ−F2が付与されるので、流量制
御弁29〜34の前後差圧ΔPv1〜ΔPv6は制御力ｆ−F2に相
当する目標差圧、すなわち、第５図に示す第３の関数関
係から手順S6で求めた圧力補償制御の目標差圧ΔPv0に
一致するよう制御される。
このように流量制御弁29〜34の前後差圧ΔPv1〜ΔPv6
が目標差圧ΔPv0に一致するよう制御されることから、
例えばブームシリンダ26とアームシリンダ27との複合駆
動に際して差圧ΔＰLSがロードセンシング制御の目標差
圧ΔＰLS0より低下する場合は、第５図に示すように圧
力補償制御の目標差圧ΔPv0が減少し、第１の制御力F1
で制御される場合と同様に、主ポンプ22から吐出される
圧油はブーム用方向切換弁32及びアーム用方向切換弁33
の開度比に応じた割合で分流して供給され、適切な複合
操作を行うことを可能とする。
そして、目標回転数N0を最高回転数Nmaxから下げて作
業を行うときは、第５図に示す第３の関数関係におい
て、第４図に示す第２の関数関係から得られる補正係数
Ｋに応じて一定最大目標差圧ΔPv0maxがΔPmax0以下の
値に減少するので、目標回転数N0の低下にしたがって流
量制御弁29〜34の前後差圧ΔPv1〜ΔPv6が小さくなるよ
うに制御され、メータリング領域をほぼ一定とする制御
を行う。以下、この点について第10図〜第13図を用いて
さらに詳細に説明する。
第10図において、特性線A1は、エンジン21の目標回転
数N0が最高回転数Nmaxにあり、差圧ΔPv1〜ΔPv6がＫ＝
１のときの一定最大目標差圧ΔPmax0（第５図参照）に
一致するよう制御されるときの１つの流量制御弁、例え
ばブーム用方向切換分32の操作レバーストロークSlに対
する要求流量Ｑの関係を示している。
第11図はブーム用方向切換弁32の操作レバーストロー
クSlに対するスプールストロークSsの関係を示し、第12
図はブーム用方向切換弁32のスプールストロークSsに対
する開口面積（開度）Ａとの関係を示す。また、第13図
の特性線B1は、目標回転数N0が最高回転数Nmaxにあり、
差圧ΔPv4がＫ＝１のとの一定最大目標差圧ΔPmax0に一
致するよう制御されるときの開口面積Ａに対する要求流
量Ｑとの関係を示す。第10図の特性線A1はこれら３つの
関係を合成したものである。
エンジン21の目標回転数N0を例えばＮAに下げたとき
には、本実施例では、第４図に示すように補正係数Ｋが
１以下の値ＫAとなり、第５図に示す一定最大目標差圧
ΔPv0maxがこれに伴って小さくなるので、差圧ΔPv4が
この減少した目標差圧ΔPv0maxに一致するよう制御され
るブーム用方向切換弁32においては、開口面積Ａに対す
る要求流量Ｑの関係が第13図の特性線B2に示すように変
化し、これに対応して操作レバーストロークSlに対する
要求流量Ｑの関係が第10図の特性線A2に示すように変化
する。
エンジン21の目標回転数N0をさらにＮAより小さい例
えばＮBに下げたときには、補正係数ＫがＫAより小さい
ＫBとなり、一定最大目標差圧ΔPv0maxがさらに小さく
なり、ブーム用方向切換弁32の開口面積Ａに対する要求
流量Ｑの関係は第13図の特性線B3に示すように変化し、
操作レバーストロークSlに対する要求流量Ｑの関係は第
10図の特性線A3に示すように変化する。
したがって、ブーム103（第７図および第８図参照）
の単独操作を意図してブーム用方向切換弁32を操作した
場合、N0＝Nmaxのときには、操作レバーストロークSlに
対して要求流量Ｑは第10図の特性線A1のように変化し、
このときの主ポンプ22の最大可能吐出量を図示のごとく
ｑp1とすると、ｑp1はブーム用方向切換弁32の最大要求
流量より大であるので、操作レバーストロークSlのほぼ
全範囲にわたって特性線A1に応じて通過流量が制御され
る。
目標回転数N0をＮAに下げたときには、操作レバース
トロークSlに対して要求流量Ｑは第10図の特性線A2のよ
うに変化し、N0＝Nmaxのときより減少する。ここで、Ｋ
＜１のときの一定最大目標差圧ΔPv0maxは前述したよう
にＫ＝１のときの一定最大目標差圧ΔPmax0に対して、
ΔPv0max＝K2ΔPmax0の関係にある。また、流量制御弁
の要求流量Ｑは、その開口面積を前述したＡとし、前後
差圧をΔPvとすると、一般的に下記の式で表わされる。
したがって、N0＝Nmax（Ｋ＝１）のときのアーム用方
向切換弁33の要求流量をQ1とし、N0＝ＮA（Ｋ＝ＫA）の
ときのその要求流量Q2とすると、Q2＝KQ1の関係にあ
り、特性線A2で表わされる要求流量Q2は特性線A1で表わ
される要求流量Ｑに対して補正係数Ｋの比率で減少す
る。
一方、主ポンプ22の最大可能吐出量は斜板22aの傾転
角が最大のときの押しのけ容積とエンジン21の回転数と
の積であるので、目標回転数N0をＮAに下げると最大可
能吐出量は目標回転数の減少比Nmax/NAに比例して第10
図のｑp2に示すように減少する。そしてこのときの減少
比Nmax/NAは第４図から分かるように補正係数Ｋに等し
い。すなわち、特性線A2の要求流量の減少比と最大可能
吐出量ｑp2の減少比は共にＫで等しい。
したがって、目標回転数N0をＮAに下げた後も特性線A
2と主ポンプ22の最大可能吐出量ｑp2とはN0＝Nmaxのと
きと同じ関係が維持され、操作レバーストロークSlのほ
ぼ全範囲にわたって特性線A2に応じた通過流量を制御す
ることができる。比較のため、従来は、特性線A1は変わ
らないので、操作レバーストロークがSlAで通過流量は
最大に達し、その後は操作レバーストロークを増加させ
ても通過流量は増加せず、メータリング領域が短くな
る。
また、目標回転数N0をさらにＮBに下げたときには、
操作レバーストロークSlに対して要求流量Ｑは第10図の
特性線A3のように変化し、このときの特性線A1に対する
要求流量の減少比は同様にＫであり、主ポンプ22の最大
可能吐出量ｑp3の減少比も同様にＫである。したがっ
て、この場合も、目標回転数N0をＮBに下げた後の特性
線A3と主ポンプ22の最大可能吐出量ｑp3との関係はN0＝
Nmaxのときと同じであり、操作レバーストロークSlのほ
ぼ全範囲にわたって特性線A3に応じた通過流量を制御す
ることができる。比較のため、この場合も従来は、特性
線A1は変わらないので、操作レバーストロークがSlBで
通過流量は最大に達し、その後は操作レバーストローク
を増加させても通過流量は増加せず、メータリング領域
が短くなる。
なお、以上の説明ではブーム用方向切換弁32の単独操
作の例に挙げたが、他の流量制御弁についても同様にメ
ータリング領域の制御を行うことができる。
また、第14図において、特性線C1およびD1は、それぞ
れ、エンジン21の目標回転数N0が最高回転数Nmaxにあ
り、差圧ΔPv5およびΔPv6がＫ＝１のときの一定最大目
標差圧ΔPmax0（第５図参照）に一致するよう制御され
るときのアーム用方向切換弁33およびバケット用方向切
換弁34の操作レバーストロークSlに対する要求流量Ｑの
関係を示し、特性線C2およびD2は、目標回転数N0がＮD
に低下した補正係数ＫがＫDに減少し（第４図参照）、
差圧ΔPv5およびΔPv6がＫの低下に伴って小さくなる目
標差圧ΔPv0maxに一致するよう制御されるときのアーム
用方向切換弁33およびバケット用方向切換弁34の操作レ
バーストロークSlに対する要求流量Ｑの関係を示す。ま
た、N0＝Nmaxのときの主ポンプ22の最大可能吐出量を図
示のごとくｑp1とし、N0＝ＮDのときの主ポンプ22の最
大可能吐出量を図示のごとくｑp4とする。
ここで、特性線C1が示すアーム用方向切換弁33の最大
要求流量を100/min、特性線D1が示すバケット用方向
切換弁34の最大要求流量を50/minとし、ポンプ吐出量
ｑp1を120/min、ポンプ吐出量ｑp4を90/minとする
と、N0＝Nmaxのときは、アーム用方向切換弁33およびバ
ケット用方向切換弁34をそれぞれ単独で駆動したとき
は、ポンプ吐出量ｑp1がそれぞれの最大要求流量より大
であるので、アーム用方向切換弁33の最大通過流量は10
0/minであり、バケット用方向切換弁34の最大通過流
量は50/minである。また、アーム用方向切換弁33とバ
ケット用方向切換弁34を同時で駆動するアーム104とバ
ケット105の複合操作を行った場合には、ポンプ吐出量
ｑp1は最大要求流量の合計よりも小さいので、ポンプ吐
出圧力Psと最大負荷圧力Pamaxとの差圧ΔＰLSが第５図
に示す目標差圧ΔＰLS0より大きく低下しようとし、そ
れに伴って圧力補償弁38,39の目標差圧ΔPv0が小さくな
り、主ポンプ22から吐出される圧油はアーム用方向切換
弁33およびバケット用方向切換弁34の開度比に応じた割
合で分流して供給される。すなわち、両方向切換弁33,3
4を最大開度に開けたとすると、アーム用方向切換弁33
の通過流量は120×（2/3）＝80/minであり、バケット
用方向切換弁34の通過流量は120×（1/3）＝40/minで
ある。
一方、目標回転数N0をＮDに下げた場合には、アーム
用方向切換弁33を単独で駆動した場合には、特性線C1に
対する特性線C2の流量の減少比は前述したようにポンプ
吐出量ｑp1に対するｑp4の減少比に等しいので、特性線
C2の最大要求流量は100×（90/120）＝75/minであ
り、したがって、アーム用方向切換弁33の最大通過流量
は75/minであり、バケット用方向切換弁34を単独で駆
動した場合は、特性線D2も同様に最大要求流量が50×
（90/120）＝37.5/minであり、したがって、バケット
用方向切換弁34の最大通過流量は37.5/minである。ア
ーム用方向切換弁33とバケット用方向切換弁34を同時に
駆動するアーム104とバケット105の複合操作を行った場
合には、上述した分流制御により、方向切換弁33,34を
最大開度に開けたとすると、アーム用方向切換弁33の通
過流量は90×（2/3）＝60/minであり、バケット用方
向切換弁34の通過流量は90×（1/3）＝30/minであ
る。
比較のため、目標回転数N0をＮDに下げた従来の場
合、すなわち、特性線C1,D1が変わらない場合は、アー
ム用方向切換弁33およびバケット用方向切換弁34をそれ
ぞれ単独で駆動したときは、アーム用方向切換弁33の最
大通過流量はｑp4で制限される90/minであり、バケッ
ト用方向切換弁34の最大通過流量は50/minであり、複
合操作の場合は、上述の本実施例の場合と同様に、方向
切換弁33,34を最大開度に開けたとすると、アーム用方
向切換弁33の通過流量は60/minであり、バケット用方
向切換弁34の通過流量は30/minである。
したがって、目標回転数N0をＮDに下げたときには、
単独操作と複合操作でのバケット用方向切換弁34の通過
流量に着目すると、従来では50/minから30/minに減
少するものが、本実施例では37.5/minから30/minへ
の減少で済み、単独から複合操作への移行時の通過流
量、すなわち、バケット用シリンダ28への供給流量の減
少率が大幅に減少する。また、目標回転数N0をＮDに下
げたときの単独操作と複合操作でのアーム用方向切換弁
33とバケット用方向切換弁34の通過流量の比率に着目す
ると、従来では90:50から60:30に変化するものが、本実
施例では75:37.5と6030で比率は同じである。
したがって、本実施例では、原動機の回転数を下げた
場合に、単独操作と複合操作での流量特性の相違が少な
くなり、操作フィーリング上の違和感が小さくなる。
以上説明したように、本実施例によれば、選択装置61
を操作することにより、エンジン21の目標回転数を下げ
たときには、目標回転数の減少にしたがって圧力補償弁
の制御力ｆ−Fcが減少するので、第10図の特性線A1,A2,
A3に例示するように主ポンプ22の最大可能吐出量の減少
比と同じ割合で要求流量を減少させ、目標回転数の変化
に係わらず操作レバーストロークSlのメータリング領域
を一定にすることができる。したがって、目標回転数の
変化に伴ってメータリング領域が変化することがなく、
オペレータに違和感の与えることのない良好な操作性を
提供できる。
また、第10図の特性線A3で例示するように、エンジン
目標回転数を低くし、ポンプ吐出量を少なくした場合に
は、これに対応して要求流量の特性が変化し、操作レバ
ーストロークSlに対する流量制御弁の要求流量の変化割
合は小さくなるので、比較的大きなメータリング領域で
小さなゲインで流量調整を行うことができ、地面のなら
し整形作業のように微操作が要求される作業を容易に行
うことができる。
さらに、目標回転数N0を下げたときには、単独操作と
複合操作での小容量アクチュエータ側の流量制御弁の通
過流量の変化が少なくなり、また、単独から複合操作へ
の、またはその逆の移行時に同じ流量制御弁の通過流量
の比率の変化が少なくなるので、単独操作と複合操作で
の流量特性の相違が少なくなり、操作フィーリング上の
違和感を小さくし、操作性を向上できる。
また、本実施例では、上述した圧力補償弁の制御力ｆ
−Fcの制御にエンジン21の実回転数でなく目標回転数N0
を用いるので、エンジン21の出力特性に応じた制御が行
えると共に、実回転数を用いた場合に生じるであろう検
出値の変動に伴う制御力ｆ−Fcの変動を生じないので、
安定した制御を行うことができる。
補正係数特性の変形 本発明の第２の実施例を第15図および第16図により説
明する。本実施例は、エンジン目標回転数N0と補正係数
Ｋの関係を第１の実施例と異ならせたものである。
すなわち、第１の実施例の第４図に示す関係において
は、補正係数Ｋは目標回転数N0に対し、目標回転数N0の
減少にしたがって目標回転数N0の減少比と同じ比で減少
する関係となっていたが、本実施例では、第15図に示す
ように、エンジン目標回転数N0の所定の範囲で補正係数
Ｋの減少比を目標回転数N0の減少比と異ならせ、特に、
経済性を重視した作業を行うときに使われることの多い
中程度の目標回転数ＮAにおいては、補正係数ＫA0を目
標回転数の減少比ＮA/Nmaxよりも大きくし、微操作を重
視した作業を行うときに使われることの多い低速の目標
回転数ＮBにおいては、補正係数ＫB0を目標回転数の減
少比ＮB/Nmaxよりも小さくしたものである。
N0とＫの関係をこのように設定した場合の操作レバー
ストロークSlと１つの流量制御弁、例えばブーム用方向
切換弁32の要求流量Ｑとの関係を第16図に示す。エンジ
ン21の目標回転数N0を例えばＮAに下げたときには、本
実施例では、第15図に示すように補正係数ＫがＫA（＝
ＮA/Nmax）より大きいＫA0となり、第５図に示す一定最
大目標差圧ΔPv0maxがこれに伴ってＫ＝ＫAの場合より
も大きくなるので、差圧ΔPv4がこの目標差圧ΔPv0max
に一致するよう制御されるブーム用方向切換弁32におい
ては、操作レバーストロークSlに対する要求流量Ｑの関
係が第16図の特性線A20に示すように変化する。比較の
ためＫ＝ＫAのときの特性線A2を破線で示す。
また、目標回転数N0をさらにＮBに下げたときには、
補正係数ＫがＫB（＝ＮB/Nmax）より小さいＫB0とな
り、一定最大目標差圧ΔPv0maxがＫ＝ＫBの場合よりも
小さくなるので、操作レバーストロークSlに対する要求
流量Ｑの関係は第16図の特性線A30に示すように変化す
る。比較のためＫ＝ＫBのときの特性線A3を破線で示
す。
その他の構成は前述した第１の実施例と同じである。
本実施例では、以上のように構成したので、選択装置
61（第１図参照）を操作することにより、エンジン21の
目標回転数を下げたときには、第16図の特性線A1,A20,A
30に例示するように主ポンプ22の最大可能吐出量ｑp1,q
p2,qp3の減少比とほぼ同じ割合で要求流量Ｑを減少さ
せ、第１の実施例とほぼ同様の効果を得ることができる
と共に、目標回転数をＮAに下げたときには、第１の実
施例の場合よりも若干要求流量を多くし、アクチュエー
タへの供給流量を増大させるので、エンジン21の消費す
る単位燃料当りの作業量を増大させ、経済性を向上でき
る。また、目標回転数をＮBに下げたときには、第１の
実施例の場合よりも若干要求流量を少なくし、アクチュ
エータへの供給流量を少なくするので、より微操作に適
した流量特性を提供できる。
吐出量制御装置の変形 本発明のさらに他の実施例を第17図および第18図によ
り説明する。これら実施例は、主ポンプ22の吐出量制御
装置の構成を第１の実施例と異ならせたものである。
すなわち、第17図において、この実施例における吐出
量制御装置80は、油圧源81に連絡され、かつ駆動シリン
ダ装置52のヘッド側油圧室とロッド側油圧室との間に連
絡される電磁弁82と、この電磁弁82とタンクとの間に連
絡され、かつ駆動シリンダ装置52のヘッド側油圧室に連
絡される電磁弁83と、これら電磁弁82,83に対する第２
のコントローラ84とを備えている。
コントローラ84は、入力部85、演算部86、記憶部87お
よび出力部88を有し、入力部85に主ポンプ22の吐出圧力
Psと最大負荷圧力Pamaxとの差圧ΔＰLSを検出する差圧
検出器59からの信号が入力される。
コントローラ84の記憶部87には、予め望ましいポンプ
吐出圧力Psと最大負荷圧力Pamaxとの差圧、すなわち、
前述した第１の実施例における吐出量制御装置41のばね
54によって設定される目標差圧ΔＰLS0に相当する差圧
が記憶され、この目標差圧ΔＰLS0と差圧検出器50で検
出された実際の差圧ΔＰLSとが演算部86で比較され、そ
の差に応じた駆動信号が出力部88から電磁弁82,83の駆
動部に選択的に出力される。
ここで、仮に、差圧検出器59で検出された差圧ΔＰLS
が目標差圧ΔＰLS0よりも大きいときには、コントロー
ラ84から電磁弁82に駆動信号が出力されてこの電磁弁82
が開位置に切り換えられ、油圧源81からの圧油が駆動シ
リンダ装置52のロッド側とロッド側の双方の油圧室に供
給される。このとき、駆動シリンダ装置52のヘッド側油
圧室とロッド側油圧室との受圧面積差により、駆動シリ
ンダ装置52のピストンは図示左方に移動し、主ポンプ22
から吐出される流量が少なくなるように斜板22aが駆動
され、差圧ΔＰLSが目標差圧ΔＰLSに近付くようにポン
プ吐出量が制御される。また、差圧検出器59で検出され
た差圧ΔＰLSが目標差圧ΔＰLS0よりも小さいときに
は、コントローラ84から電磁弁83の駆動部に信号が出力
されてこの電磁弁85が開位置に切り換えられ、駆動シリ
ンダ装置52のヘッド側油圧室とタンクとが連通し、油圧
源81の圧油が駆動シリンダ装置52のロッド側油圧室に供
給され、駆動シリンダ装置52のピストンは図示右方に移
動し、主ポンプ22から吐出される流量が多くなるように
斜板22aが駆動され、差圧ΔＰLSが目標差圧ΔＰLS0に近
付くように吐出量が制御される。
その他の構成は前述した第１の実施例と同じである。
このように構成した本実施例においても、第１の実施
例におけるのと同様に主ポンプ22をロードセンシンング
制御することができると共にその他の構成は第１の実施
例と同じなので、第１の実施例と同様の効果を得ること
ができる。
また、第18図において、この実施例の主ポンプ22の吐
出量制御装置90は、第17図の実施例におけるのと同等の
油圧源81、電磁弁82,83、コントローラ91を備えると共
に、主ポンプ22の斜板22aの傾転角を検出する傾転角検
出器92と、オペレータにより操作され、主ポンプ22の目
標吐出量、すなわち、目標傾転角を指令する指令装置93
とを備え、傾転角検出器92及び指令装置93からの信号は
コントローラ91の入力部85に入力される。指令装置93で
は、そのときの流量制御弁の総要求流量に見合う吐出流
量が得られるように目標傾転角を指令する。
コントローラ91においては、指令装置93で指令された
目標傾転角の値と傾転角検出器92で検出された実際の傾
転角の値とが演算部89で比較され、その差に応じた駆動
信号が出力部88から電磁弁82,83の駆動部に選択的に出
力され、指令装置93の指令値に応じた吐出量が得られよ
うに斜板22aの傾転角を制御する。
このように構成された本実施例においては、主ポンプ
22の吐出量はロードセンシング制御され、指令装置93の
指令値に応じて制御することができると共に、その他の
構成は第１の実施例と同じなので、第１の実施例と同様
の効果を得ることができる。
制御圧力発生手段の変形 本発明のさらに他の実施例を第19図により説明する。
本実施例は制御圧力発生手段の構成が第１の実施例と異
なり、他の構成は第１の実施例と同じである。
第19図において、本実施例の制御圧力発生手段110
は、パイロット油圧源111と、このパイロット油圧源111
とタンクとの間に介設され、第１図に示すコントローラ
62から出力される制御信号Ｙに応じて作動する可変リリ
ーフ弁112と、この可変リリーフ弁112とパイロット油圧
源111との間に介設した絞り弁113とを含み、可変リリー
フ弁112と絞り弁113との間の管路114をパイロットライ
ン115を介して第１図に示す圧力補償弁35〜40の駆動部3
5c〜40cに連絡する構成としている。
このように構成した本実施例においても、コントロー
ラ62から出力される制御信号Ｙに応じて可変リリーフ弁
112の設定圧力が変化し、パイロット油圧源111から出力
されるパイロット圧力の大きさを適宜変更した制御圧力
を生成し、圧力補償弁35〜40の駆動部35c〜40cに導かれ
るので、第１の実施例における電磁比例減圧弁63と同等
に機能させることができ、第１の実施例と同様の効果を
得ることができる。
圧力補償弁の変形１ 本発明のさらに他の実施例を第20図〜第22図により説
明する。本実施例は圧力補償弁の駆動手段の構成に変更
を加えたものであり、他の構成は第１の実施例と同じで
ある。
第20図は本実施例の圧力補償弁の構成を示すものであ
り、この圧力補償弁120は例えばブーム用方向切換弁32
に対応して設けられ、その前後差圧ΔPv4の目標値を設
定する駆動手段として、第１の実施例のばね48および駆
動部38cに代えて単一の駆動部121を有し、この駆動部12
1にパイロットライン51dを介して制御圧力Pcが導かれ、
圧力補償弁120に開弁方向の制御力Fcを付与する構成と
している。図示していないが、他の流量制御弁に対して
も同様な圧力補償弁が設けられている。
そして、この種の圧力補償弁120を採用した本実施例
においては、駆動部121が付与する制御力Fcの方向が第
１の実施例とは異なることから、第１図に示すコントロ
ーラ62の記憶部71に記憶される関数関係のうち、ポンプ
吐出圧力と最大負荷圧力との差圧ΔＰLSから第１の制御
力F1を求める第１の関数関係と、第５図に示す第３の関
数関係から求めた目標差圧ΔPv0から第２の制御力F2を
求める第４の関数関係とが、第３図および第６図に示す
ものと異なる。
すなわち、本実施例においては、差圧ΔＰLSから第１
の制御力F1を求める第１の関数関係は、第21図に示すよ
うに、差圧ΔＰLSが小さくなるにしたがって制御力F1が
小さくなる関係となっている。また、目標差圧ΔPv0か
ら第２の制御力F2を求める第４の関数関係も、第22図に
示すように、目標差圧ΔPv0が小さくなるにしたがって
制御力F2が小さくなる関係となっている。
このように構成した本実施例においては、第１図に示
す選択装置61が操作されていないときには、差圧検出器
59で検出された差圧ΔＰLSに応じて第21図に示す関数関
係から第１の制御力F1が求められ、この第１の制御力F1
に相当する制御圧力Pcが圧力補償弁120の駆動部121に導
かれ、圧力補償弁120の第１の制御力F1に相当する開弁
方向の制御力Fcが付与され、ブーム用方向切換弁32は制
御力F1を前後差圧の目標値として圧力補償制御される。
すなわち、圧力補償弁120は従来と同様に制御される。
また、選択装置61が操作され、信号Ｓが出力されたと
きには、第１の実施例と同様に、エンジン目標回転数N0
に応じて第４図に示す第２の関数関係から補正係数Ｋが
求められ、この補正係数Ｋと差圧ΔＰLSに応じて第５図
に示す第３の関数関係から目標差圧ΔPv0が求められ、
この目標差圧ΔPv0に応じて第22図に示す第４の関数関
係から第２の制御力Fcが求められる。そして、この第２
の制御力F2に相当する制御圧力Pcが圧力補償弁120の駆
動部121に導かれ、圧力補償弁120に第２の制御力F2に相
当する開弁方向の制御力Fcが付与され、ブーム用方向切
換弁32は制御力F2を前後差圧の目標値として圧力補償制
御される。
このように構成した本実施例においても、選択装置61
の操作により、エンジン21の目標回転数を下げたときに
は、目標回転数の減少にしたがって圧力補償弁の制御力
Fcが減少するので、第10図および第14図の特性線A1,A2,
A3およびC1,C2,D1,D2に示すような操作レバーストロー
クSlと要求流量Ｑとの関係を得ることができ、第１の実
施例と同様に、目標回転数の変化に係わらず操作レバー
ストロークSlのメータリング領域を一定にし、操作性を
良好にすると共に、微操作作業を容易にし、さらに、単
独から複合操作への、またはその逆の移行時の操作フィ
ーリングを改善する効果がある。
そして、特に本実施例にあっては、圧力補償弁の目標
差圧の設定にばねを必要としないことから、構造が簡単
であり、したがって製作誤差を小さくでき、制御精度に
優れた構造を提供できる。
圧力補償弁の変形２ 圧力補償弁の駆動手段に変更を加えた本発明のさらに
他の実施例を第23図および第24図により説明する。
第23図において、本実施例の圧力補償弁130は例えば
ブーム用方向切換弁32に対応して設けられ、その前後差
圧ΔPv4の目標値を設定する駆動手段として、第１の実
施例のばね48および駆動部38cに代え、分流補償弁130の
開弁方向の付勢力を与えるばね131と、パイロットライ
ン51dを介して導かれる制御圧力Pcに応じてばね131の収
縮方向に作用する制御力Fcを発生し、ばね131のプリセ
ット力を制御する駆動部132とを備えている。他の流量
制御弁に対しても同様な圧力補償弁が設けられている。
第１図に示すコントローラ62の記憶部71には、差圧Δ
ＰLSから第１の制御力F1を求める第１の関数関係および
目標差圧ΔPv0から第２の制御力F2を求める第４の関数
関係として、前述した第21図および第22図に示す関数関
係の第１および第２の制御力F1,F2からばね131の初期プ
リセット力の分を補正した関数関係がそれぞれ記憶され
ている。
このように構成した本実施例においては、上述した実
施例と同様に、選択装置61が操作されないときには差圧
ΔＰLSから求められた第１の制御力F1に相当する制御圧
力Pcが駆動部132に負荷され、選択装置61が操作された
ときには目標差圧ΔPv0から求められた第２の制御力F2
に相当する制御圧力Pcが駆動部132に負荷され、制御力F
cが発生し、これに応じてばね131のプリセット力が適宜
調整され、ブーム用方向切換弁32はこの調整されたプリ
セット力を前後差圧の目標値として圧力補償制御され
る。したがって、本実施例においても、第１の実施例と
同様の効果を得ることができる。
そして、本実施例では特に、プリセット力を可変とす
る駆動部132の受圧面積を圧力補償弁130の駆動部38aと
関係なく設定できるので、設計、製作の自由度が大きく
なるという効果がある。
また、圧力補償弁の駆動手段のさらに他の変形例を示
す第24図において、圧力補償弁140は例えばブーム用方
向切換弁32に対応して設けられ、その前後差圧ΔPv4の
目標値を設定する駆動手段として、第１の実施例のばね
48の代わりに油圧的な駆動部141を設けると共に、油圧
源142からと圧油に基づきリリーフ弁143によって規定さ
れた一定のパイロット圧力を生成し、この一定パイロッ
ト圧力を駆動部141に負荷するパイロット圧力発生手段1
44を設ける構成としている。そして、図示はしないが、
他の圧力補償弁の駆動手段も同様に構成され、それらの
ばねに代わる駆動部にパイロット圧力発生手段144の一
定のパイロット圧力が共通的に負荷されている。
本実施例では、第１図に示すコントローラ62の記憶部
71には、第３図〜第６図に示す第１の実施例と同様の関
数関係が記憶されている。
このように構成した本実施例では、第１の実施例と同
様の効果を奏する他、パイロット圧力発生手段144で生
成され一定のパイロット圧力を全ての圧力補償弁の駆動
部に共通的に負荷するので、ばねのバラツキによる制御
精度の低下を防止でき、制御精度に優れた構造を提供で
きる。
さらに他の実施例 本発明のさらに他の実施例を第25図により説明する。
図中、第１図に示す部材と同等の部材には同じ符号を付
している。
第25図において、主ポンプ150は定容量型の油圧ポン
プであり、この主ポンプ150の吐出管路151には、ポンプ
吐出圧力Psと最大負荷圧力Pamaxとの差圧ΔＰLSに応じ
て駆動するアンロード弁152が接続され、差圧ΔＰLSを
所定値に保持し、負荷圧力が零または小さいときにはポ
ンプ吐出圧力をこれに応じて小さくし、エンジン21の負
荷を軽減するようになっている。
また、制御圧力発生手段153は、圧力補償弁35〜40の
それぞれに対応して設けられた６つの電磁比例減圧弁15
4a,154b,154c,154d,154e,154fと、これらの電磁比例減
圧弁154a〜154fに圧油を供給するパイロットポンプ155
と、このパイロットポンプ155から供給される圧油の圧
力を規定し、一定のパイロット圧力を生成するリリーフ
弁156とを有する構成になっている。電磁比例減圧弁154
a〜154fはそれぞれパイロット51a〜51fを介して圧力補
償弁35〜40の駆動部35c〜40cと連絡され、また、電磁比
例減圧弁154a〜154fは、それぞれコントローラ157から
出力される制御信号a,b,c,d,e,fに駆動される。
制御圧力発生手段153において、電磁比例減圧弁154a
〜154fおよびリリーフ弁156は、好ましくは、２点鎖線1
58で示すように、１つのブロック集合体として構成され
ている。
コントローラ157のハード構成は第１の実施例と同様
であり、その記憶部には、電磁比例減圧弁154a〜154fの
それぞれに対応して、選択装置61が操作されないときは
第１の制御力F1a〜F1fを個別に演算し、選択装置61が操
作されたときには第２の制御力F2a〜F2fを個別に演算す
るための関数関係が記憶されている。
すなわち、例えば、第１の実施例の第３図に示す第１
の関数関係に対応するものとして、差圧ΔＰLSと第１の
制御力F1a〜F1fとの６つの関数関係が記憶され、また、
第１の実施例の第４図に示す第２の関数関係に対応する
ものとして、目標回転数N0と補正係数Ka〜Kfとの６つの
関数関係が記憶されている。さらに、第１の実施例の第
５図および第６図に示す第３および第４の関数関係に対
応する関数関係であって、補正係数Ka〜Kfに応じて第２
の制御力F2a〜F2fを求めることのできる関数関係が記憶
されている。目標回転数N0と補正係数Ka〜Kfとの６つの
関数関係としては、例えば、第４図に示す関数関係、第
15図に示す関数関係、目標回転数N0が変化しても補正係
数Ｋが１のままである関数関係を含めることができる。
コントローラ157において、以上の関数関係を用いて
演算した第１の制御力F1a〜F1fまたは第２の制御力F2a
〜F2fは制御信号a,b,c,d,e,fとして出力され、電磁比例
減圧弁154a〜154fにおいてこれに対応した制御圧力Pc1
〜Pc6が生成され、圧力補償弁35〜40の駆動部35c〜40c
に負荷される。
このように構成した本実施例においては、選択装置61
の操作により、エンジン21の目標回転数を下げたときに
は、目標回転数N0と補正係数Ka〜Kfとの６つの関数関係
に応じて個別にかつ／または特定の圧力補償弁のみ開弁
方向の制御力ｆ−Fc1〜ｆ−Fc6を減少させるので、制御
力の減少した圧力補償弁については、第１の実施例と同
様に、目標回転数の変化に係わらず操作レバーストロー
クSlのメータリング領域をほぼ一定にし、操作性を良好
にすると共に、微操作作業を容易にし、さらに、単独か
ら複合操作への、またはその逆の移行時の操作フィーリ
ングを改善する効果がある。また、第15図に示す関数関
係を採用した圧力補償弁については、その関数関係の有
する効果、すなわち、目標回転数をＮAに下げたときに
は、第１の実施例の場合よりも若干要求流量を多くし、
経済性を向上させ、目標回転数をＮBに下げたときに
は、アクチュエータへの供給流量を少なくし、微操作に
適した流量特性を提供する効果を得ることができる。
さらに、２つ以上の流量制御弁を同時に駆動する複合
操作に際しては、目標回転数N0と補正係数Ka〜Kfとの６
つの関数関係に応じて上述した制御とこの制御を用いな
い通常の操作との組み合わせを適宜得ることができ、複
合操作性をさらに向上することができる。
産業上の利用可能性 本発明の油圧駆動装置は、以上のように構成したの
で、目標回転数の変化に係わらずメータリング領域をほ
ぼ一定にすることができると共に、原動機の目標回転数
を下げることにより微操作を容易に行うことができ、か
つ目標回転数を下げたときの単独操作と複合操作との間
での操作フィーリング上の違和感が少なくなり、操作性
が向上する。また、原動機の実回転数でなく目標回転数
を用いて制御を行うので、原動期の出力特性に応じた制
御が行え、かつ実回転数の変動による制御力の変動が生
じず、安定した制御を行える。
フロントページの続き (56)参考文献 特開 昭63−186002（ＪＰ，Ａ) 特開 昭63−186004（ＪＰ，Ａ) 特開 昭60−263705（ＪＰ，Ａ) 特開 昭60−11706（ＪＰ，Ａ) (58)調査した分野(Int.Cl.7，ＤＢ名) F15B 11/00 - 11/22

Claims (15)

    (57)【特許請求の範囲】
  1. 【請求項１】原動機（21）と、この原動機により駆動さ
    れる油圧ポンプ（22）と、この油圧ポンプから供給され
    る圧油によって駆動される複数の油圧アクチュエータ
    （23−28）と、これらのアクチュエータに供給される圧
    油の流れを制御する流量制御弁（29−34）と、これらの
    流量制御弁の前後差圧をそれぞれ制御する圧力補償弁
    （35−40）とを備え、前記圧力補償弁が、各々、流量制
    御弁の前後差圧の目標値を設定するための開弁方向の制
    御力（ｆ−Fc）を付与する駆動手段（45−50,35c−40
    c）を備えている油圧駆動装置において、 前記原動機（21）の目標回転数（N0）を検出する第１の
    検出手段（60）と、 少なくとも前記第１の検出手段で検出した目標回転数に
    基づき、その目標回転数の減少にしたがって前記制御力
    （ｆ−Fc）が減少するように前記駆動手段（45−50,35c
    −40c）を制御する制御手段（61,62,63）と を設けたことを特徴とする油圧駆動装置。
  2. 【請求項２】請求の範囲第１項記載の油圧駆動装置にお
    いて、前記制御手段（61,62,63）は、前記目標回転数
    （N0）の減少にしたがって減少する各流量制御弁（29−
    34）の前後差圧の補正係数（Ｋ）を求め、この補正係数
    に基づき、補正係数の減少にしたがって減少する値を前
    記流量制御弁の前後差圧の目標値（ΔPv0）として演算
    し、この値に基づいて前記駆動手段（45−50,35c−40
    c）を制御する ことを特徴とする油圧駆動装置。
  3. 【請求項３】前記油圧ポンプ（22）の吐出量を、油圧ポ
    ンプの吐出圧力が前記複数のアクチュエータ（23−28）
    の最大負荷圧力よりも所定の値だけ高くなるように制御
    する吐出量制御手段（41）を更に備えた請求の範囲第１
    項記載の油圧駆動装置において、 前記油圧ポンプの吐出圧力と前記複数のアクチュエータ
    の最大負荷圧力との差圧（ΔＰLS）を検出する第２の検
    出手段（59）を更に備え、 前記制御手段（61,62,63）は、前記目標回転数（N0）の
    減少にしたがって減少する各流量制御弁（29−34）の前
    後差圧の補正係数（Ｋ）を求め、この補正係数と前記第
    ２の検出手段で検出した差圧とから、該補正係数の減少
    にしたがって減少しかつ該差圧の減少にしたがって減少
    する値を前記流量制御弁の前後差圧の目標値（ΔPv0）
    として演算し、この値に基づいて前記駆動手段（45−5
    0,35c−40c）を制御する ことを特徴とする油圧駆動装置。
  4. 【請求項４】請求の範囲第２項または第３項記載の油圧
    駆動装置において、前記補正係数（Ｋ）は、前記目標回
    転数（N0）が最高回転数（Nmax）にあるときに１であ
    り、目標回転数の低下にしたがってその減少比と同じ比
    率で小さくなることを特徴とする油圧駆動装置。
  5. 【請求項５】請求の範囲第２項または第３項記載の油圧
    駆動装置において、前記補正係数（Ｋ）は、前記目標回
    転数（N0）が最高回転数（Nmax）にあるときに１であ
    り、目標回転数が最高回転数よりも下がった比較的高い
    第１の回転数（ＮA）にあるときに、最高回転数に対す
    る第１の回転数の比よりも大きい値（ＫA0）であること
    を特徴とする油圧駆動装置。
  6. 【請求項６】請求の範囲第２項または第３項記載の油圧
    駆動装置において、前記補正係数（Ｋ）は、前記目標回
    転数（N0）が最高回転数（Nmax）にあるときに１であ
    り、目標回転数が最高回転数よりも下がった比較的小さ
    な第２の回転数（ＮB）にあるときに、最高回転数に対
    する第２の回転数の比よりも小さい値（ＫB0）であるこ
    とを特徴とする油圧駆動装置。
  7. 【請求項７】請求の範囲第１項記載の油圧駆動装置にお
    いて、前記制御手段は、少なくとも前記目標回転数
    （N0）に基づいて前記駆動手段（45−50,35c−40c）が
    付与すべき制御力の値（F2）を演算し、これに対応する
    制御信号（Ｙ）を出力するコントローラ（62）と、この
    制御信号に応じた制御圧力（Pc）を発生し、これを前記
    駆動手段に出力する制御圧力発生手段（63）とを含むこ
    とを特徴とする油圧駆動装置。
  8. 【請求項８】請求の範囲第７項記載の油圧駆動装置にお
    いて、前記制御圧力発生手段は、前記制御信号（Ｙ）に
    応じて作動する単一の電磁比例減圧弁（63）を含むこと
    を特徴とする油圧駆動装置。
  9. 【請求項９】請求の範囲第７項記載の油圧駆動装置にお
    いて、前記制御圧力発生手段は、パイロット油圧源（11
    1）と、このパイロット油圧源とタンクとの間に介設さ
    れ、前記制御信号（Ｙ）に応じて作動する可変リリーフ
    弁（112）と、この可変リリーフ弁と上記パイロット油
    圧源との間に介設した絞り弁（113）とを含み、前記可
    変リリーフ弁と絞り弁との間の管路（114）を前記圧力
    補償弁（35−40）の駆動手段（35c−40c）に連絡したこ
    とを特徴とする油圧駆動装置。
  10. 【請求項１０】請求の範囲第１項記載の油圧駆動装置に
    おいて、前記制御手段は、少なくとも前記目標回転数
    （N0）に基づいて前記駆動手段（45−50,35c−40c）が
    付与すべき制御力の値（F2a−F2f）を前記圧力補償弁
    （35−40）毎に個別に演算し、これらに対応する制御信
    号（ａ−ｆ）を出力するコントローラ（157）と、この
    制御信号に応じた制御圧力（Pc1〜Pc6）を発生し、これ
    を前記駆動手段にそれぞれ出力する制御圧力発生手段
    （153）とを含むことを特徴とする油圧駆動装置。
  11. 【請求項１１】請求の範囲第10項記載の油圧駆動装置に
    おいて、前記制御圧力発生手段（153）は、前記圧力補
    償弁（35−40）のそれぞれに対応して設けられ、前記制
    御信号（ａ−ｆ）に応じてそれぞれ作動する複数の電磁
    比例減圧弁（154a−154f）を含むことを特徴とする油圧
    駆動装置。
  12. 【請求項１２】請求の範囲第１項記載の油圧駆動装置に
    おいて、前記圧力補償弁（35−40）の駆動手段は、各
    々、開弁方向に付勢するばね（45−50）と、閉弁方向の
    制御力（Fc）を付与する駆動部（35c−40c）とを含み、
    前記駆動手段の開弁方向の制御力は前記ばねの力（ｆ）
    と前記駆動部の閉弁方向の制御力（Fc）の合力として得
    られ、前記制御手段（62,62,63）は、該駆動部の閉弁方
    向の制御力を制御することにより前記駆動手段の開弁方
    向の制御力（ｆ−Fc）を制御することを特徴とする油圧
    駆動装置。
  13. 【請求項１３】請求の範囲第１項記載の油圧駆動装置に
    おいて、前記圧力補償（35−40）弁の駆動手段は、各
    々、前記開弁方向の制御力（Fc）を付与する駆動部（12
    1）を含み、前記制御手段はこの開弁方向の制御力を直
    接制御することを特徴とする油圧駆動装置。
  14. 【請求項１４】請求の範囲第１項記載の油圧駆動装置に
    おいて、前記圧力補償弁（35−40）の駆動手段は、各
    々、開弁方向に付勢するばね（131）と、前記ばねにそ
    のプリセット力を可変にする開弁方向の制御力（Fc）を
    付与する駆動部（132）とを含み、前記駆動手段の開弁
    方向の制御力は前記ばねのプリセット力として得られ、
    前記制御手段は、該駆動部の開弁方向の制御力を制御す
    ることにより前記駆動手段の開弁方向の制御力を制御す
    ることを特徴とする油圧駆動装置。
  15. 【請求項１５】請求の範囲第１項記載の油圧駆動装置に
    おいて、前記圧力補償弁（35−40）の駆動手段は、各
    々、一定の圧力が作用することにより開弁方向の一定の
    制御力を付与する第１の駆動部（141）と、閉弁方向の
    制御力（Fc）を付与する第２の駆動部（38c）とを含
    み、前記駆動手段の開弁方向の制御力は前記第１の駆動
    部の開弁方向の一定の制御力と前記第２の駆動部の閉弁
    方向の制御力の合力として得られ、前記制御手段は、該
    第２の駆動部の閉弁方向の制御力を制御することにより
    前記駆動手段の開弁方向の制御力を制御することを特徴
    とする油圧駆動装置。
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