JP3605243B2

JP3605243B2 - Hydraulic drive

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Publication number: JP3605243B2
Application number: JP31771596A
Authority: JP
Inventors: 靖貴釣賀; 隆史金井; 純也川本
Original assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Current assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Priority date: 1996-11-28
Filing date: 1996-11-28
Publication date: 2004-12-22
Anticipated expiration: 2016-11-28
Also published as: JPH10159135A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は油圧ショベルの油圧駆動装置に係わり、特に旋回姿勢での旋回操作性の改善を図る油圧駆動装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
油圧ショベル、特に小型ショベルでの狭所での旋回操作性の改善を図ったものとして特開平７−２６５８７号公報や特開平４−３０６３２７号公報に記載のものがある。
【０００３】
特開平７−２６５８７号公報においては、油圧ショベルの旋回姿勢時のブーム最大上げ角度とアームの最大引き込み角度とをコントローラに記憶しておき、ブーム及びアームの各角度がその記憶した角度となったときに、コントローラにより旋回モータ制御用のパイロット式切換弁のストロークを機械的に制限し、旋回角速度が制限されるようにしている。
【０００４】
また、特開平４−３０６３２７号公報においては、同様のことを切換弁でパイロット圧を減圧操作することにより行っている。
【０００５】
また、油圧ポンプの吐出圧と複数のアクチュエータの最高負荷圧との差圧を設定値に維持するよう油圧ポンプの容量を制御するロードセンシング制御技術として、特開昭６０−１１７０６号公報に記載のものがある。
【０００６】
この特開昭６０−１１７０６号公報においては、可変容量型の油圧ポンプと、この油圧ポンプから吐出された圧油により駆動される複数のアクチュエータと、油圧ポンプから複数のアクチュエータに供給される圧油の流量を制御する複数の流量制御弁と、これら複数の流量制御弁の前後差圧を同じに制御する複数の圧力補償弁と、油圧ポンプの吐出圧Ｐｓと複数のアクチュエータの最高負荷圧ＰＬＳｍａｘとの差圧ΔＰＬＳを設定値ΔＰＬＳｒｅｆに維持するよう油圧ポンプの容量を制御するポンプ容量制御装置とを備えている。また、圧力補償弁は、それぞれ、流量制御弁の上流に設置され、流量制御弁の前後差圧を閉弁方向に作用させるとともに、油圧ポンプの吐出圧Ｐｓと複数のアクチュエータの最高負荷圧ＰＬＳｍａｘとの差圧ΔＰＬＳを開弁方向に作用させ、その差圧ΔＰＬＳを圧力補償の目標差圧として流量制御弁の前後差圧を制御することにより複数の流量制御弁の前後差圧を同じに制御している。
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
小型油圧ショベルは市街地内の小路等の狭い場所での掘削作業に用いられる場合が多く、このような狭い場所での掘削作業では、周辺の障害物にショベルのフロントアタッチメントが衝突しないように、ブームをほぼ最大の上げ角度とし、かつアームをほぼ最大の引き込み角度とした、いわゆる旋回姿勢をとり、この状態で旋回操作を行ってトラック等に放土するという旋回姿勢での作業が行われる。
【０００８】
しかし、旋回姿勢では、フロントの旋回半径が小さくなって、上部旋回体及びフロントを含む機体の慣性モーメントが小さくなり、特に、小型油圧ショベルでは慣性モーメントが小さいため、旋回姿勢での旋回動作を低速で行うことは難しい。
【０００９】
また、オペレータは、旋回モータが駆動されることにより上部旋回体に発生した角加速度の反力（加速反力）を受ける。この反力は上部旋回体の慣性モーメントに反比例し、旋回姿勢では慣性モーメントが最小となるため、反力は最大となる。その結果、オペレータは旋回時の加速反力により大きく揺らされ、いわゆるジャーキングと呼ばれる現象が起こり、操作性が低下する。
【００１０】
特開平７−２６５８７号公報や特開平４−３０６３２７号公報では、旋回モータを制御する旋回用パイロット切換弁のスプールの最大ストローク（変位）を制限することにより、油圧ショベルの旋回角速度を制限し、旋回安全性の向上を図っている。しかし、スプールの最大ストロークを制限しただけでは、スプールがその制限されたストロークエンドに達するまでのスプール速度は最大ストロークを制限しないときと変わらない。このため、旋回姿勢において、通常のレバー操作を行った場合、旋回モータの角速度の最大値は制限されるが、角加速度は変化がないことになる。その結果、加速反力は小さくならず、旋回時のジャーキングに対しては効果がなく、操作性の低下を防止できない。
【００１１】
また、上記のような旋回時の加速反力を抑制する方法として、特開昭６０−１１７０６号公報に記載の油圧駆動装置において、複数のアクチュエータの１つを旋回モータとし、この旋回モータへ圧油を供給する流量制御弁の圧力補償弁の補償差圧を下げ、分流比を他のアクチュエータより低く設定する方法が考えられる。しかし、特開昭６０−１１７０６号公報の油圧回路構成では、個々に圧力補償弁の補償差圧を設定することは不可能であり、旋回姿勢によって圧力補償弁の補償差圧を切り換えることもできない。
【００１２】
また、流量制御弁及び圧力補償弁の具体的な弁構造としては、１組の流量制御弁と圧力補償弁とを１つのセクション（単位装置）とし、このセクションを連ねた多連弁構造とした制御弁ユニットがある。この制御弁ユニットでは、弁ブロックに油圧ポンプの吐出管路につながる圧力ラインを形成し、この圧力ラインから圧油を供給する構成としている。しかし、このような多連弁構造で圧力補償弁周辺に上記のような補償差圧を変更する装置を組み込むと、単位装置自体の構造が複雑化し、多連弁構造とすることが構造上難しくなる。
【００１３】
本発明の第１の目的は、旋回時における加速反力を低減し、ジャーキングを防止することができる油圧駆動装置を提供することである。
【００１４】
本発明の第２の目的は、１組の流量制御弁と圧力補償弁とを単位装置とした多連弁構造の制御弁ユニットに、単位装置を複雑にすること無く、目標補償差圧を変更する装置を組み込んだ油圧駆動装置を提供することである。
【００１５】
【課題を解決するための手段】
（１）上記目的を達成するために、本発明は、油圧ポンプと、この油圧ポンプから吐出される圧油により駆動される複数のアクチュエータと、前記油圧ポンプから前記複数のアクチュエータに供給される圧油の流量を制御する複数の流量制御弁と、これら複数の流量制御弁の前後差圧を目標補償差圧に制御する複数の圧力補償弁とを備え、前記複数のアクチュエータは、油圧ショベルの作業フロントを駆動するフロントアクチュエータと、上部旋回体を駆動する旋回モータとを有する油圧駆動装置において、前記作業フロントの姿勢を検出する姿勢検出手段と、前記姿勢検出手段の検出値を入力し、作業フロントが旋回姿勢のなると、旋回加速度が小さくなるように前記旋回モータに係わる流量制御弁の圧力補償弁の目標補償差圧を他の圧力補償弁の目標補償差圧より小さくする目標補償差圧設定変更手段とを備えるものとする。
【００１６】
以上のように構成した本発明においては、姿勢検出手段が作業フロントの姿勢を検出し、その姿勢が旋回姿勢になると、目標補償差圧設定変更手段は、旋回モータに係わる流量制御弁の圧力補償弁の目標補償差圧を他の流量制御弁の圧力補償弁の目標補償差圧より小さくし、これにより旋回モータの係わる流量制御弁の前後差圧を他の流量制御弁の前後差圧より低くする。
【００１７】
ここで、流量制御弁を通過する圧油の流量は前後差圧と開度に依存するため、流量制御弁の前後差圧が低くなると、同じ開度でもある程度制限された流量しか流れない。つまり、流量制御弁の開度は操作レバーのストロークに対応するので、操作レバーのレバーストロークに対する旋回速度は制限されるとともに、操作レバーの有効ストロークの範囲は変わらないので、ストロークに対する通過流量の変化率が小さくなり、旋回速度の変化率、すなわち旋回加速度が小さくなる。このため、通常のレバー操作速度で操作した場合でも、旋回時の加速反力が小さくなり、ジャーキングの発生が抑制される。
【００１８】
（２）上記（１）において、好ましくは、、前記複数の圧力補償弁は、それぞれ、同じ閉じ方向に流量制御弁の上流圧を負荷する第１制御圧力室と、開き方向に流量制御弁の下流圧を負荷する第２制御圧力室と、開き方向に前記油圧ポンプの吐出圧を負荷する第１補助制御圧力室と、閉じ方向に前記複数のアクチュエータの最高負荷圧を負荷する第２補助制御圧力室とを有し、前記目標補償差圧設定変更手段は前記油圧ポンプの吐出管路と前記旋回モータに係わる圧力補償弁の第１補助制御圧力室とを結ぶ管路に設置された減圧弁装置を含む。
【００１９】
このように圧力補償弁を構成し、減圧弁装置を設けることにより、圧力補償弁においては、第１補助制御圧力室に負荷されるポンプ吐出圧と第２補助制御圧力室に負荷される最高負荷圧との差圧、すなわちΔＰＬＳを目標補償差圧として流量制御弁の前後差圧を制御すると共に、作業フロントの姿勢が旋回姿勢になったときに減圧弁装置を作動させることにより、旋回モータに係わる圧力補償弁の第１補助圧力室の圧力がポンプ吐出圧より低下し、目標補償差圧を低下させる。これにより、上記（１）のように旋回加速度が小さくなり、通常のレバー操作速度で操作した場合でも、旋回時の加速反力が小さくなり、ジャーキングの発生が抑制される。
【００２０】
（３）また、上記（２）において、このましくは、前記減圧弁装置は、前記油圧ポンプの吐出圧を減圧しない位置に弁体を保持する方向に作用するソレノイドを有し、前記目標補償差圧設定手段は、前記作業フロントが旋回姿勢になると、前記ソレノイドをＯＦＦする手段を更に含む。
【００２１】
これにより、作業フロントの姿勢が旋回姿勢になると減圧弁装置が作動し、上記（２）のように旋回モータに係わる圧力補償弁の目標補償差圧が低下する。
【００２２】
（４）また、本発明は、上記第２の目的を達成するために、上記（２）において、前記アクチュエータ及び前記流量制御弁が３つ以上あり、かつこれら流量制御弁を圧力補償弁と共に、１組の流量制御弁と圧力補償弁を単位装置とした多連弁構造の制御弁ユニットで構成し、かつこの制御弁ユニットの弁ブロックに、前記油圧ポンプの吐出管路につながる共通の圧力ライン及び最高負荷圧が導かれる共通の信号ラインを形成し、この共通の圧力ラインと信号ラインから各単位装置に圧力信号を供給する構成とし、かつ前記旋回モータに係わる流量制御弁と圧力補償弁の単位装置を他の単位装置に対して前記共通の圧力ライン及び信号ラインの一端側に配置し、前記減圧弁装置を更にその外側に追加の単位装置として配置したものとする。
【００２３】
このように旋回モータに係わる流量制御弁と圧力補償弁の単位装置を共通の圧力ライン及び信号ラインの一端側に配置し、かつ減圧弁装置を更にその外側に追加の単位装置として配置することにより、旋回モータに係わる流量制御弁と圧力補償弁の単位装置を複雑にすること無く、かつ既存の制御弁ユニットに大きな変更を加えること無く、合理的な構造で目標補償差圧の変更が可能になる。
【００２４】
（５）更に、上記（１）において、好ましくは、前記姿勢検出手段は前記作業フロントのブーム角度を検出する角度センサであり、前記目標補償差圧設定変更手段は前記ブームの角度が所定値以上になると前記作業フロントが旋回姿勢にあると判断するものとする。
【００２５】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施形態を図面を用いて説明する。
【００２６】
図１は本発明を油圧ショベル１０１のシステムに適用した第１の実施形態による油圧駆動装置１００を示すもので、この油圧駆動装置１００は、可変容量型の油圧ポンプ１と、この油圧ポンプ１から吐出される圧油により駆動されるアクチュエータ１０６，２２と、油圧ポンプ１からアクチュエータ１０６，２２に供給される圧油の流量を制御する流量制御弁８，１８と、これら流量制御弁８，１８の前後差圧を制御する圧力補償弁６，１６とを備えている。
【００２７】
油圧ポンプ１から吐出された圧油は、吐出ライン３、圧力補償弁６，１６、流量制御弁８，１８を介してそれぞれのアクチュエータ２２，１０６に供給される。流量制御弁８，１８は、それぞれのアクチュエータ２２，１０６の圧力ポートにポンプ吐出ライン３側とタンク２側とを切り替えて圧油の給排をすることにより、アクチュエータ２２，１０６の動作速度と動作方向を制御する。
【００２８】
圧力補償弁６，１６は、それぞれ、流量制御弁８，１８の上流に設置された前置きタイプであり、圧力補償弁６は１対の対向する制御圧力室６ａ，６ｂ及び１対の対抗する補助制御圧力室６ｃ，６ｄを有し、制御圧力室６ａ，６ｂに流量制御弁８の上流側及び下流側の圧力をそれぞれ導き、流量制御弁８の前後差圧を閉弁方向に作用させるとともに、補助制御圧力室６ｃ，６ｄに油圧ポンプ１の吐出圧Ｐｓとアクチュエータ１０６，２２の負荷圧のうちの高圧側の圧力（以下、最高負荷圧という）ＰＬＳとをそれぞれ導き、油圧ポンプ１の吐出圧Ｐｓと最高負荷圧ＰＬＳｍａｘとの差圧ΔＰＬＳを開弁方向に作用させ、これにより差圧ΔＰＬＳを目標補償差圧として流量制御弁８の前後差圧を制御するようにしている。圧力補償弁１６も同様に構成されている。
【００２９】
このように圧力補償弁６，１６が同じ差圧ΔＰＬＳを目標差圧としてそれぞれの流量制御弁８，１８の前後差圧を制御することにより、流量制御弁８，１８の前後差圧は差圧ΔＰＬＳに統一して制御され、結果としてそれぞれの流量制御弁８，１８の開口面積（開度）の比で油圧ポンプ１の吐出する圧油が分流される。
【００３０】
また、油圧ポンプ１は１回転あたりの吐出量（容量）を斜板２８の傾転角を変化することにより調整可能な斜板ポンプであり、斜板２８の傾転角はサーボピストン３０の動作により調整される。サーボピストン３０は、圧油を給排することにより動作させることが可能であり、サーボピストン３０内の圧力は、傾転制御弁３２により制御されている。
【００３１】
傾転制御弁３２は、油圧ポンプ１の吐出圧Ｐｓとアクチュエータ１０６，２２の最高負荷圧ＰＬＳｍａｘとの差圧ΔＰＬＳを目標差圧ΔＰＬＳｒｅｆに維持するように制御するロードセンシング制御弁であり、目標差圧ΔＰＬＳｒｅｆはバネ３２ａにより設定される。また、スプール３２ｂと、制御圧力室３２ｃ，３２ｄとを有し、吐出ライン３からの圧力（油圧ポンプ１の吐出圧Ｐｓ）を制御圧力室３２ｃに導き、アクチュエータ１０６，２２の最高負荷圧ＰＬＳｍａｘを制御圧力室３２ｄに導き、それらの差圧ΔＰＬＳによって動作する。
【００３２】
すなわち、傾転制御弁３２は吐出ライン３からの圧力（油圧ポンプ１の吐出圧Ｐｓ）を元圧として入力し、目標差圧ΔＰＬＳｒｅｆに比べ差圧ΔＰＬＳが低い場合は、制御圧力室３２ｃ，３２ｄによりスプール３２ｂが図示左方に移動し、サーボピストン３０内の圧力をタンク２に開放する。このため、サーボピストン３０は図示右方に移動し、斜板２８の傾転角を増加させ、油圧ポンプ１の吐出量を増加する。その結果、油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓが上昇し、差圧ΔＰＬＳが上昇する。逆に、逆に目標差圧ΔＰＬＳｒｅｆに対し差圧ΔＰＬＳが高い場合は、制御圧力室３２ｃ，３２ｄによりスプール３２ｂが図示右方に移動し、油圧ポンプ１の吐出圧Ｐｓをサーボピストン３０に導く。このため、サーボピストン３０は図示左方に移動し、斜板２８の傾転角を減少させ、油圧ポンプ１の吐出量を減少する。その結果、油圧ポンプ１の吐出圧Ｐｓが低下し、差圧ΔＰＬＳが低下する。結果として、差圧ΔＰＬＳは目標差圧ΔＰＬＳｒｅｆに維持される。
【００３３】
ここで、流量制御弁８，１８の前後差圧は圧力補償弁６，１６により同じ差圧ΔＰＬＳになるように制御されているので、上記のように差圧ΔＰＬＳが目標差圧ΔＰＬＳｒｅｆに維持されることは、結果として流量制御弁８，１８の前後差圧が目標差圧ΔＰＬＳｒｅｆに維持されることになる。
【００３４】
また、流量制御弁８，１８は、それぞれ、アクチュエータ１０６，２２の駆動時にそれらの負荷圧を取り出す負荷ポート２３，５５を有し、これら負荷ポート２３，５５から取り出された負荷圧がそれぞれ流量制御弁８，１８の上流側の圧力として圧力補償弁６，１６に与えられる。また、これら負荷ポート２３，５５から取り出された負荷圧のうちの高圧側がシャトル弁３７を介して信号ライン３８に検出され、この圧力が最高負荷圧ＰＬＳｍａｘとして圧力補償弁６，１６及び傾転制御弁３２に与えられる。
【００３５】
アクチュエータ１０６は油圧ショベル１０１の旋回モータであり、アクチュエータ２２は油圧ショベル１０１の他のアクチュエータである。
【００３６】
図２に油圧ショベル１０１の外観を示す。油圧ショベル１０１は下部走行体１０２及び上部旋回体１０３と、上部旋回体１０３の前部に上下方向に回動自在に設けられた作業フロント１０４を有し、作業フロント１０４はブーム１０４ａ、アーム１０４ｂ及びバケット１０４ｃで構成されている。上部旋回体１０３は図１に示す旋回モータ１０６により下部走行体１０２上を旋回可能であり、作業フロント１０４のブーム１０４ａ、アーム１０４ｂ及びバケット１０４ｃはそれぞれ油圧シリンダ２２ａ，２２ｂ，２２ｃにより上下方向に回動可能である。図１に示すアクチュエータ２２は、油圧シリンダ２２ａ，２２ｂ，２２ｃの１つを代表するものである。
【００３７】
従来は、圧力補償弁６，１６は流量制御弁８，１８の前後差圧を全て等しく制御するように構成され、アクチュエータ２２，１０６の負荷状況により、個々の流量制御弁８，１８で異なった補償前後差圧を設定することができない。
【００３８】
これに対し、本発明では、図１に示すように圧力補償弁６の開き方向に圧力を負荷する補助制御圧力室６ｃにポンプ吐出管路３からの圧力を導く圧力ライン４０の途中に減圧弁装置１０７を設け、圧力補償弁６の目標補償差圧を調整可能にしている。
【００３９】
また、減圧弁装置１０７にソレノイド１０８を設け、このソレノイド１０８を油圧ショベル１０１の作業フロント１０４の旋回姿勢と連動させることにより、旋回姿勢によって減圧弁装置１０７の減圧機能を有効・無効に切り換えることが可能になっている。
【００４０】
すなわち、ブーム１０４ａの角度を検出する角度センサ１１５と、角度センサ１１５からの信号を入力するコントローラ１１６とが設けられ、コントローラ１１６からソレノイド１０８に指令信号が出力される。コントローラ１０８では、図３に示すようにブーム角度θが設定角度θ_０より小さいときはソレノイド１０８への励磁信号をＯＮ（有効）にし、減圧弁装置１０７の減圧機能を無効にし、ブーム角度θが設定角度θ_０以上になるとソレノイド１０８への励磁信号をＯＦＦ（無効）にし、減圧弁装置１０７の減圧機能を有効にするように制御演算を行っている。ここで、ブーム角度θは図２に示すように水平方向に対するブーム１０４ａの角度として求める。
【００４１】
減圧弁装置１０７の詳細を説明する。
【００４２】
図１において、減圧弁装置１０７は、圧力ライン４０の圧油の流れを全く遮らない位置Ａと、圧力ライン４０の圧油の流れを絞り１０７ａにより制限しかつ圧力ライン４０から絞り１０７ｂを介してタンク２へ圧力ライン４０内の圧油の一部を放出する位置Ｂとを有している。これら２つの位置Ａ，Ｂはスプール１０７ｃの移動により連続的に切り換わり、その切換は上記のソレノイド１０８と、スプール１０７ｃに作用する３つの制御圧力室１０９，１１０，１１１に負荷される圧力とで制御される。制御圧力室１０９，１１０は位置Ａ側に切り換える方向に圧力を作用させるように設けられ、制御圧力室１１１は位置Ｂ側に切り換える方向に圧力を作用させるように設けられ、制御圧力室１０９には圧力ライン１１２を介して油圧ポンプ１の吐出圧Ｐｓが導かれ、制御圧力室１１０には圧力ライン１１３を介して最高負荷圧ＰＬＳｍａｘが導かれ、制御圧力室１１１には圧力ライン１１４を介して減圧弁装置１０７の下流の圧力Ｐ１が導かれている。
【００４３】
ソレノイド１０８が励磁されていない場合、制御圧力室１０９，１１０，１１１の受圧面積をｓ１，ｓ２，ｓ３とすると、スプール１０７ｃの動きが静止する点で、制御圧力室１０９，１１０，１１１に導かれている圧力Ｐｓ，ＰＬＳｍａｘ，Ｐ１が釣り合っていることから、以下の式で３つの圧力は関係ずけられる。
【００４４】
ｓ３・Ｐ１＝ｓ１・ＰＬＳｍａｘ＋ｓ２・Ｐｓ …（１）
Ｐ１＝（ｓ１／ｓ３）・ＰＬＳｍａｘ＋（ｓ２／ｓ３）・Ｐｓ …（２）
また、圧力補償弁６の補助制御圧力室６ｃ，６ｄにより設定される目標補償差圧△Ｐｃは以下の式で与えられている。
【００４５】
△Ｐｃ＝Ｐ１−ＰＬＳｍａｘ …（３）
今、減圧弁装置１０７の制御圧力室１０９，１１０，１１１の受圧面積の比を以下の式（４）のように設定すると、圧力補償弁６の目標補償差圧△Ｐｃは式（５）のようになる。
【００４６】
ｓ１／ｓ３＋ｓ２／ｓ３＝１ …（４）
△Ｐｃ＝（ｓ２／ｓ３）・（Ｐｓ−ＰＬＳｍａｘ） …（５）
式（４）において、ｓ１，ｓ２，ｓ３は面積であるからｓ１／ｓ３≦１かつｓ２／ｓ３≦１である。式（５）のように減圧弁装置１０７によって圧力補償弁６の目標補償差圧△Ｐｃを他の流量制御弁１８の圧力補償弁１６の目標補償差圧のｓ２／ｓ３倍に設定することが可能になる。
【００４７】
流量制御弁８，１８を通過する圧油の流量は前後差圧と開度に依存するため、流量制御弁の前後差圧が低く設定されると、同じ開度でもある程度制限された流量しか流れない。この面積ｓ１，ｓ２，ｓ３を調整することにより、減圧弁装置１０７の機能が有効な場合の圧力補償弁６の目標補償差圧を他の圧力補償弁１６より自由に低く設定することが可能になる。
【００４８】
図４にこの関係を示す。流量制御弁８の開度に対して、流量制御弁８を通過する流量は圧力補償弁６により比例関係が保持される。この場合、比例直線の傾きは圧力補償弁６の目標補償差圧に依存して決定される。減圧弁装置１０７によって目標補償差圧が低く設定されると、直線の傾きが小さくなり、同じ開度でも通過流量が異なってくる。すなわち、開度を最大にしたときの最大通過流量はＱｍａｘからＱｍａｘ′へと低下する。また、比例直線の傾きは小さくなっても流量制御弁の有効開度の範囲は変わらず、流量制御弁の有効開度に対応する操作レバー（図示せず）の有効ストロークの範囲は変わらないので、微操作性が向上する。
【００４９】
また、ソレノイド１０８を励磁すると、減圧弁装置１０７のスプール１０７ｃは制御圧力室１０９，１１０，１１１に導かれた圧力Ｐｓ，ＰＬＳｍａｘ，Ｐ１のつり合いに係わらず、強制的に位置Ａに固定される。このソレノイド１０８により、弁装置１０７の減圧機能を有効・無効にすることが可能となる。
【００５０】
以上のように構成した本実施形態においては、図５の姿勢２で示すように、作業フロント１０４をたたみ込む狭所での小旋回姿勢にしたときには、水平方向に対するブーム角度θが大きくなるため、これをブーム角度センサ１１５により検出し、コントローラ１１６の制御処理により減圧弁装置１０７の減圧機能を有効にし、圧力補償弁６の目標補償差圧を低く設定変更する。これにより、旋回モータ１０６の流量制御弁８の開度、つまり操作レバーのレバーストロークに対する旋回速度は制限されるとともに、操作レバーの有効ストロークの範囲は変わらないので、旋回速度の微調整が可能となり、微操作性が向上する。
【００５１】
また、姿勢２の小旋回姿勢では、姿勢１に比べ作業フロント１０４の旋回半径が小さいので、上部旋回体１０３の慣性モーメントが小さくなり、旋回トルクの反動が大きくなる。旋回トルクは旋回時に発生する旋回角加速度に比例し、この旋回加速度は、流量制御弁８の開度の変化速度に依存する。
【００５２】
本実施形態では、通常のレバー操作速度で操作した場合でも、上記のように図３に示す比例直線の傾きが小さく、開度に対する通過流量の変化率が小さいため、旋回速度の変化率が低くなっている。このため、旋回時の反動が小さく、ジャーキングの発生を抑制することが可能となる。
【００５３】
上記実施形態では、コントローラ１１６でブーム角度θからソレノイド１０８の励磁信号を求めるとき、設定角度θ_０の前後でステップ的に励磁信号をＯＮ・ＯＦＦさせたが、コントローラ１１６での制御演算はこれに限られない。例えば、図６に示すように、励磁信号をＯＦＦ（無効）に切り換える設定角度θ_０１より小さいある角度θ_０２より連続的に減少するように設定してもよい。この場合は、図７に示すように比例直線の傾きをブーム角度θに応じて可変にでき、ブーム角度がθ_０１以上になるよう操作されても減圧弁装置１０７の減圧機能が急峻に切り換わることなく、切り換え時の衝撃うを緩和することが可能になる。また、ブーム角度θがθ_０１とθ_０２の範囲でブーム角度に応じた比例直線の傾き（最大流量及び開度に対する流量変化率）が設定されるので、小旋回姿勢でのブーム角度（慣性モーメント）に応じてきめの細かい旋回トルクの制御が可能となり、ジャーキングの発生を一層効果的に抑制することが可能となる。
【００５４】
本発明の第２の実施形態を図８〜図１２により説明する。図中、図１に示すものと同等の部材には同じ符号を付している。本実施形態は、アクチュエータと流量制御弁が３つ以上ある場合の実際の回路構成と弁構造を示すものである。
【００５５】
図８において、本実施形態の油圧駆動装置１００Ａは複数のアクチュエータ１０６，２２ａ〜２２ｄを備え、アクチュエータ１０６は第１の実施形態と同様旋回モータであり、アクチュエータ２２ａ〜２２ｃは、図２に示したブームシリンダ、アームシリンダ及びバケットシリンダであり、アクチュエータ２２ｄ例えば図２に示すブレード１０２ａを駆動する油圧シリンダ（図示せず）である。
【００５６】
また、これらアクチュエータ１０６，２２ａ〜２２ｄに対して、流量制御弁８，１８ａ〜１８ｄ及び圧力補償弁６，１６ａ〜１６ｄを備えた制御弁ユニット１１９が設けられている。この制御弁ユニット１１９は、流量制御弁８，１８ａ〜１８ｄ及び圧力補償弁６，１６ａ〜１６ｄのそれぞれの１組の流量制御弁と圧力補償弁を１つのセクション（単位装置）とし、これらセクションを連ねた多連弁構造であり、図９に示すような流量制御弁８と圧力補償弁６のセクション１２０と、このセクション１２０と同様な流量制御弁１８ａと圧力補償弁１６ａのセクション１２０ａ、流量制御弁１８ｂと圧力補償弁１６ｂのセクション１２０ｂ、流量制御弁１８ｃと圧力補償弁１６ｃのセクション１２０ｃ、流量制御弁１８ｄと圧力補償弁１６ｄのセクション１２０ｄとを有している。また、図１０に示すような減圧弁装置１０７のみのセクション１２１が設けられている。
【００５７】
図１１にセクション１２０，１２０ａ〜１２０ｄ及びセクション１２１の配列関係を示す。図１２は、比較例として、減圧弁装置１０７のセクション１２１のない場合の同様な配列関係を示すものである。
【００５８】
図１１において、制御弁ユニット１１９の本体ブロック１１９ａには、油圧ポンプ１の吐出管路４につながる共通の圧力ライン４及び４ａと、最高負荷圧ＰＬＳｍａｘを抽出するシャトル弁３７，３７ａ〜３７ｃをつなぐ信号ライン３６ａ〜３６ｃと、抽出された最高負荷圧ＰＬＳｍａｘを供給する共通の信号ライン３８と、タンク２につながる共通のタンクライン２ａとが形成され、これら各ラインは流量制御弁８，１８ａ〜１８ｄの各スプールに直行する方向に本体ブロック１１９ａのほぼ全長を貫通し、流量制御弁８，１８ａ〜１８ｄ及び圧力補償弁６，１６ａ〜１６ｄの関連する部位につながっている。
【００５９】
ここで、減圧弁装置１０７のセクションの無い場合の図１２の構成では、セクション１２０，１２０ａ〜１２０ｄの圧力補償弁１６ａ〜１６ｄの目標補償差圧を設定するための補助制御圧力室には、共通の圧力ライン４ａによりポンプ吐出圧Ｐｓが導かれ、かつ共通の信号ライン３８により最高負荷圧ＰＬＳｍａｘが導かれている。このことは、本発明の制御弁ユニットを示す図１１の構成でも、後述する点を除いて基本的に同じであり、このように貫通した共通のラインから圧力Ｐｓ，ＰＬＳｍａｘを供給することにより制御弁ユニットの内部構造の簡素化が図れる。
【００６０】
また、図９に示すように、セクション１２０の圧力補償弁６の周囲にはフィーダ通路７、ロードチェック弁９、アクチュエータライン１０，１１等があり、セクション１２０に減圧弁装置１０７を組み込むことはスペース上非常に難しい。
【００６１】
そこで、本発明では図１０に示すような減圧弁装置１０７のみのセクション１２１を設けている。また、図１１に示すように、旋回モータ１０６用のセクション１２０を他のセクション１２０ａ〜１２０ｄに対し共通の圧力ライン４ａ及び信号ライン３８の一端側に配置し、更にその外側に減圧弁装置１０７のセクション１２１を付加し、他の圧力補償弁１６ａ〜１６ｄの設定された目標補償差圧を変更することなく旋回姿勢に対応して旋回操作用の目標補償差圧のみを変更できるようにしている。この場合、他の圧力補償弁１６ａ〜１６ｄにポンプ吐出圧を供給する圧力ライン４ａは旋回モータに関するセクション１２０の手前でプラグ１２２により閉じ、圧力補償弁６の補助制御圧力室６ｃには減圧弁装置１０７のセクション１２１から圧力ライン４０ａにより制御圧力Ｐ１が供給される。
【００６２】
このように、圧力補償弁１６の目標補償差圧を変更するセクション１２０を共通の圧力ライン４ａ及び信号ライン３８の一端側に配置し、更にその外側に減圧弁装置１０７のセクション１２１を付加することにより、セクション１２０の内部構造を複雑化することなく、圧力補償弁１６の目標補償差圧を変更することができる。また、減圧弁装置１０７のセクション１２１を既存の制御弁ユニットに付加する場合にも、大きな構造変更を要しない。
【００６３】
なお、以上は本発明の実施形態であり、これらは本発明の精神の範囲内で種々の変更が可能である。例えば、上記実施形態では、圧力補償弁を２つの補助制御圧力室を有する構成とし、圧力補償弁の目標補償差圧の変更を純油圧的に行ったっが、１つの補助制御圧力室を設け、この補助制御圧力室にポンプ吐出圧と差圧に相当する油圧信号を導くと共に、この油圧信号を電磁比例減圧弁で減圧することにより、電気的な制御を組み込んでも良い。
【００６４】
【発明の効果】
本発明によれば、旋回時における加速反力を低減し、ジャーキングを防止することができるとともに、旋回微操作性が向上する。
【００６５】
また、本発明によれば、旋回モータに係わる流量制御弁と圧力補償弁の単位装置を複雑にすること無く、かつ既存の制御弁ユニットに大きな変更を加えること無く、合理的な構造で目標補償差圧の変更が可能になる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１の実施形態による油圧駆動装置を示す回路図である。
【図２】油圧ショベルの外観を示す図である。
【図３】コントローラの処理内容を示す機能ブロック図である。
【図４】圧力補償弁の目標補償差圧を減圧弁装置により小さく設定した場合の流量制御弁の弁開度と流量との関係を示す図である。
【図５】油圧ショベルの作業フロントを伸ばした姿勢１と作業フロントをたたみ込んだ旋回姿勢２とを示す図である。
【図６】コントローラの他の処理内容を示す機能ブロック図である。
【図７】圧力補償弁の目標補償差圧を減圧弁装置により小さく設定した場合の流量制御弁の弁開度と流量との関係を示す図である。
【図８】本発明の第２の実施形態による油圧駆動装置を示す回路図である。
【図９】制御弁ユニットの旋回モータ用のセクションを示す図である。
【図１０】制御弁ユニットの減圧弁装置のセクションを示す図である。
【図１１】制御弁ユニットの各セクションの配列関係を示す図である。
【図１２】減圧弁装置のセクションがない場合の制御弁ユニットの各セクションの配列関係を示す図である。
【符号の説明】
１可変容量型の油圧ポンプ
６，１６圧力補償弁
６ａ，６ｂ制御圧力室
６ｃ，６ｄ補助制御圧力室
８，１８流量制御弁
１００油圧駆動装置
１０１油圧ショベル
１０２下部走行体
１０３上部旋回体
１０４作業フロント
１０６旋回モータ
１０７減圧弁装置
１０８ソレノイド
１０９〜１１１制御圧力室
１１５角度センサ
１１６コントローラ
１１９制御弁ユニット
１２１制御弁装置のセクション（単位装置）[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a hydraulic drive device for a hydraulic shovel, and more particularly to a hydraulic drive device for improving turning operability in a turning posture.
[0002]
[Prior art]
Japanese Unexamined Patent Publications Nos. Hei 7-26587 and Hei 4-306327 disclose a hydraulic shovel, particularly a small shovel, which has improved turning operability in a narrow place.
[0003]
In Japanese Unexamined Patent Publication No. Hei 7-26587, the boom maximum raising angle and the arm maximum retraction angle when the hydraulic shovel is in a turning posture are stored in a controller, and the angles of the boom and the arm are the stored angles. In some cases, the controller mechanically limits the stroke of the pilot-type switching valve for controlling the swing motor, so that the swing angular velocity is limited.
[0004]
In Japanese Patent Application Laid-Open No. 4-306327, the same operation is performed by reducing the pilot pressure with a switching valve.
[0005]
Japanese Patent Application Laid-Open No. Sho 60-11706 discloses a load sensing control technique for controlling the capacity of a hydraulic pump so as to maintain a differential pressure between the discharge pressure of a hydraulic pump and the maximum load pressure of a plurality of actuators at a set value. There is something.
[0006]
JP-A-60-11706 discloses a variable displacement hydraulic pump, a plurality of actuators driven by hydraulic oil discharged from the hydraulic pump, and hydraulic oil supplied from the hydraulic pump to the plurality of actuators. A plurality of flow control valves for controlling the flow rates of the plurality of flow control valves, a plurality of pressure compensating valves for controlling the same differential pressure across the plurality of flow control valves, a discharge pressure Ps of the hydraulic pump, and a maximum load pressure PLSmax of the plurality of actuators. And a pump displacement control device for controlling the displacement of the hydraulic pump so as to maintain the differential pressure ΔPLS at the set value ΔPLSref. Further, the pressure compensating valves are respectively installed upstream of the flow control valves, and act on the differential pressure across the flow control valves in the valve closing direction, as well as the discharge pressure Ps of the hydraulic pump and the maximum load pressure PLSmax of the plurality of actuators. The differential pressure ΔPLS is acted on in the valve opening direction, and the differential pressure across the flow control valves is controlled by using the differential pressure ΔPLS as a target differential pressure for pressure compensation, so that the differential pressures across the flow control valves are controlled to be the same. ing.
[0007]
[Problems to be solved by the invention]
Small hydraulic excavators are often used for excavation work in narrow places such as narrow streets in urban areas.In excavation work in such narrow places, booms are used to prevent the front attachment of the excavator from colliding with surrounding obstacles. Is set to a substantially maximum raising angle, and the arm is set to a substantially maximum retraction angle, that is, a so-called turning posture. In this state, the turning operation is performed and the work is carried out in a turning posture of discharging the soil to a truck or the like.
[0008]
However, in the turning posture, the turning radius of the front becomes small, and the moment of inertia of the body including the upper revolving superstructure and the front becomes small. In particular, in the case of a small hydraulic excavator, the turning motion in the turning posture is slow because the moment of inertia is small. Difficult to do with.
[0009]
Further, the operator receives a reaction force (acceleration reaction force) of the angular acceleration generated in the upper revolving superstructure by driving the revolving motor. This reaction force is inversely proportional to the moment of inertia of the upper revolving unit. In the turning posture, the moment of inertia is minimum, and the reaction force is maximum. As a result, the operator is greatly shaken by the acceleration reaction force at the time of turning, a phenomenon called so-called jerking occurs, and the operability is reduced.
[0010]
In JP-A-7-26587 and JP-A-4-306327, the swing angular velocity of a hydraulic shovel is limited by limiting a maximum stroke (displacement) of a spool of a swing pilot switching valve for controlling a swing motor. The aim is to improve turning safety. However, simply limiting the maximum stroke of the spool does not change the spool speed until the spool reaches the limited stroke end as compared to when the maximum stroke is not limited. Therefore, when a normal lever operation is performed in the turning posture, the maximum value of the angular velocity of the turning motor is limited, but the angular acceleration does not change. As a result, the acceleration reaction force does not become small, there is no effect on the jerk during turning, and it is not possible to prevent a decrease in operability.
[0011]
Further, as a method for suppressing the acceleration reaction force at the time of turning as described above, in a hydraulic drive device described in JP-A-60-11706, one of a plurality of actuators is used as a turning motor, and pressure is applied to the turning motor. A method is considered in which the compensation differential pressure of the pressure compensation valve of the flow control valve for supplying oil is reduced, and the branch ratio is set lower than that of other actuators. However, in the hydraulic circuit configuration disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. Sho 60-11706, it is impossible to individually set the compensation differential pressure of the pressure compensating valve, and the compensation differential pressure of the pressure compensating valve cannot be switched depending on the turning posture. .
[0012]
Further, as a specific valve structure of the flow control valve and the pressure compensating valve, a set of the flow control valve and the pressure compensating valve is formed into one section (unit device), and a multi-valve structure is formed by connecting the sections. There is a control valve unit. In this control valve unit, a pressure line connected to a discharge pipe of a hydraulic pump is formed in a valve block, and pressure oil is supplied from this pressure line. However, if a device for changing the compensation differential pressure as described above is incorporated around the pressure compensating valve in such a multiple valve structure, the structure of the unit device itself becomes complicated, and it is structurally difficult to make the multiple valve structure. Become.
[0013]
A first object of the present invention is to provide a hydraulic drive device capable of reducing an acceleration reaction force during a turn and preventing jerk.
[0014]
A second object of the present invention is to change a target compensation differential pressure to a control valve unit having a multiple valve structure using a set of a flow control valve and a pressure compensation valve as a unit device without complicating the unit device. The present invention provides a hydraulic drive device incorporating a device for performing the above.
[0015]
[Means for Solving the Problems]
(1) In order to achieve the above object, the present invention provides a hydraulic pump, a plurality of actuators driven by pressure oil discharged from the hydraulic pump, and a pressure supplied from the hydraulic pump to the plurality of actuators. A plurality of flow control valves for controlling the flow rate of oil, and a plurality of pressure compensating valves for controlling a differential pressure across the plurality of flow control valves to a target compensation differential pressure, wherein the plurality of actuators operate a hydraulic excavator. In a hydraulic drive device having a front actuator that drives a front and a swing motor that drives an upper swing body, a posture detection unit that detects a posture of the work front, and a detection value of the posture detection unit that is input to the work front. Is in a turning position, To reduce the turning acceleration The target compensation differential pressure of the pressure compensating valve of the flow control valve related to the swing motor is made smaller than the target compensation differential pressure of the other pressure compensating valves. Target compensation differential pressure Setting change means.
[0016]
In the present invention configured as described above, the posture detecting means detects the posture of the work front, and when the posture becomes the turning posture, Target compensation differential pressure The setting change means makes the target compensation differential pressure of the pressure compensation valve of the flow control valve related to the swing motor smaller than the target compensation differential pressure of the pressure compensation valve of the other flow control valve. The pressure difference between the front and rear is made lower than the pressure difference before and after other flow control valves.
[0017]
Here, since the flow rate of the pressure oil passing through the flow control valve depends on the pressure difference between the front and rear and the opening, if the pressure difference between the front and rear of the flow control valve decreases, only a limited flow flows even at the same opening. That is, since the opening of the flow control valve corresponds to the stroke of the operating lever, the turning speed of the operating lever with respect to the lever stroke is limited, and the effective stroke range of the operating lever does not change. The rate decreases, and the rate of change of the turning speed, that is, the turning acceleration, decreases. For this reason, even when the lever is operated at the normal lever operation speed, the acceleration reaction force at the time of turning becomes small, and the occurrence of jerk is suppressed.
[0018]
(2) In the above (1), preferably, each of the plurality of pressure compensating valves is a first control pressure chamber that loads the upstream pressure of the flow control valve in the same closing direction, and a pressure control valve that opens in the opening direction. A second control pressure chamber for applying a downstream pressure, a first auxiliary control pressure chamber for applying a discharge pressure of the hydraulic pump in an opening direction, and a second auxiliary control for applying a maximum load pressure of the plurality of actuators in a closing direction. Having a pressure chamber, Target compensation differential pressure The setting change means includes a pressure reducing valve device installed in a pipe connecting the discharge pipe of the hydraulic pump and the first auxiliary control pressure chamber of the pressure compensating valve related to the swing motor.
[0019]
By configuring the pressure compensating valve and providing the pressure reducing valve device in this manner, in the pressure compensating valve, the pump discharge pressure applied to the first auxiliary control pressure chamber and the maximum load applied to the second auxiliary control pressure chamber By controlling the differential pressure between the flow control valve and the pressure difference, i.e., ΔPLS as the target compensation differential pressure, and operating the pressure reducing valve device when the working front position is the turning position, the turning motor can be controlled. The pressure in the first auxiliary pressure chamber of the pressure compensating valve concerned becomes lower than the pump discharge pressure, and lowers the target compensation differential pressure. As a result, the turning acceleration is reduced as in (1) above, and even when the lever is operated at a normal lever operation speed, the acceleration reaction force during turning is reduced, and the occurrence of jerking is suppressed.
[0020]
(3) In the above (2), preferably, the pressure reducing valve device has a solenoid acting in a direction to hold a valve body at a position where the discharge pressure of the hydraulic pump is not reduced, and Target compensation differential pressure The setting means further includes means for turning off the solenoid when the work front is in the turning posture.
[0021]
Accordingly, when the posture of the work front becomes the turning posture, the pressure reducing valve device is operated, and the target compensation differential pressure of the pressure compensating valve related to the turning motor is reduced as described in (2) above.
[0022]
(4) Further, according to the present invention, in order to achieve the second object, in the above (2), there are three or more actuators and the flow control valves, and these flow control valves are provided together with a pressure compensating valve, A control valve unit having a multiple valve structure in which one set of a flow control valve and a pressure compensating valve is a unit device, and a common pressure line connected to a discharge line of the hydraulic pump is provided in a valve block of the control valve unit. And a common signal line from which the highest load pressure is led, and a pressure signal is supplied to each unit from the common pressure line and the signal line, and a flow control valve and a pressure compensating valve related to the swing motor are provided. It is assumed that a unit device is arranged at one end side of the common pressure line and signal line with respect to other unit devices, and the pressure reducing valve device is further arranged outside as an additional unit device.
[0023]
By arranging the unit of the flow control valve and the pressure compensating valve related to the swing motor on one end side of the common pressure line and the signal line, and arranging the pressure reducing valve as a further unit outside the unit. It is possible to change the target compensation differential pressure with a reasonable structure without complicating the unit devices of the flow control valve and the pressure compensating valve related to the swing motor and without making major changes to the existing control valve unit. Become.
[0024]
(5) Further, in the above (1), preferably, the posture detecting means is an angle sensor for detecting a boom angle of the work front, Target compensation differential pressure It is assumed that the setting change means determines that the work front is in a turning posture when the angle of the boom is equal to or larger than a predetermined value.
[0025]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
[0026]
FIG. 1 shows a hydraulic drive device 100 according to a first embodiment in which the present invention is applied to a system of a hydraulic excavator 101. The hydraulic drive device 100 includes a variable displacement hydraulic pump 1 and a hydraulic pump 1. Actuators 106 and 22 driven by the discharged pressure oil, flow rate control valves 8 and 18 for controlling the flow rate of the pressure oil supplied from hydraulic pump 1 to actuators 106 and 22, and flow rate control valves 8 and 18 Pressure compensating valves 6 and 16 for controlling the pressure difference between the front and rear are provided.
[0027]
The pressure oil discharged from the hydraulic pump 1 is supplied to the respective actuators 22 and 106 via the discharge line 3, the pressure compensating valves 6 and 16, and the flow control valves 8 and 18. The flow rate control valves 8 and 18 switch the pump discharge line 3 side and the tank 2 side to the pressure ports of the actuators 22 and 106, respectively, to supply and discharge the pressure oil. Control the direction.
[0028]
The pressure compensating valves 6 and 16 are of a front type installed upstream of the flow control valves 8 and 18, respectively, and the pressure compensating valve 6 has a pair of opposing control pressure chambers 6a and 6b and a pair of opposing auxiliary pressure chambers. It has control pressure chambers 6c and 6d, guides the pressures on the upstream and downstream sides of the flow control valve 8 to the control pressure chambers 6a and 6b, respectively, and causes the differential pressure across the flow control valve 8 to act in the valve closing direction. The discharge pressure Ps of the hydraulic pump 1 and the pressure PLS on the high pressure side (hereinafter referred to as the maximum load pressure) of the load pressures of the actuators 106 and 22 are led to the auxiliary control pressure chambers 6c and 6d, respectively. The differential pressure ΔPLS between Ps and the maximum load pressure PLSmax is caused to act in the valve opening direction, whereby the differential pressure ΔPLS is set as the target compensation differential pressure to control the differential pressure across the flow control valve 8. The pressure compensating valve 16 is similarly configured.
[0029]
In this way, the pressure compensating valves 6 and 16 control the differential pressures across the flow control valves 8 and 18 using the same differential pressure ΔPLS as the target differential pressure, so that the differential pressures across the flow control valves 8 and 18 are equal to the differential pressures. The pressure oil discharged from the hydraulic pump 1 is diverted at a ratio of the opening areas (openings) of the respective flow control valves 8 and 18 as a result.
[0030]
The hydraulic pump 1 is a swash plate pump capable of adjusting the discharge amount (capacity) per rotation by changing the tilt angle of the swash plate 28. Is adjusted by The servo piston 30 can be operated by supplying and discharging pressure oil, and the pressure in the servo piston 30 is controlled by a tilt control valve 32.
[0031]
The tilt control valve 32 is a load sensing control valve that controls the pressure difference ΔPLS between the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 1 and the maximum load pressure PLSmax of the actuators 106 and 22 to be maintained at the target pressure difference ΔPLSref. The pressure ΔPLSref is set by the spring 32a. Further, it has a spool 32b and control pressure chambers 32c and 32d, and guides the pressure (discharge pressure Ps of the hydraulic pump 1) from the discharge line 3 to the control pressure chamber 32c, and determines the maximum load pressure PLSmax of the actuators 106 and 22. It is guided to the control pressure chamber 32d and operates by their differential pressure ΔPLS.
[0032]
That is, the tilt control valve 32 inputs the pressure from the discharge line 3 (the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 1) as the original pressure, and when the differential pressure ΔPLS is lower than the target differential pressure ΔPLSref, the control pressure chambers 32c and 32d. As a result, the spool 32b moves to the left in the drawing, releasing the pressure in the servo piston 30 to the tank 2. Therefore, the servo piston 30 moves rightward in the figure, increasing the tilt angle of the swash plate 28, and increasing the discharge amount of the hydraulic pump 1. As a result, the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2 increases, and the differential pressure ΔPLS increases. Conversely, when the differential pressure ΔPLS is higher than the target differential pressure ΔPLSref, the spool 32b moves rightward in the figure by the control pressure chambers 32c and 32d, and guides the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 1 to the servo piston 30. For this reason, the servo piston 30 moves to the left in the figure to reduce the tilt angle of the swash plate 28 and reduce the discharge amount of the hydraulic pump 1. As a result, the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 1 decreases, and the differential pressure ΔPLS decreases. As a result, the differential pressure ΔPLS is maintained at the target differential pressure ΔPLSref.
[0033]
Here, since the differential pressures before and after the flow control valves 8 and 18 are controlled by the pressure compensating valves 6 and 16 to be the same differential pressure ΔPLS, the differential pressure ΔPLS is maintained at the target differential pressure ΔPLSref as described above. This means that the differential pressure across the flow control valves 8, 18 is maintained at the target differential pressure ΔPLSref.
[0034]
Further, the flow control valves 8 and 18 have load ports 23 and 55 for taking out their load pressures when the actuators 106 and 22 are driven, respectively, and the load pressures taken out from these load ports 23 and 55 respectively control the flow rates. The pressure on the upstream side of the valves 8 and 18 is given to the pressure compensating valves 6 and 16. The high pressure side of the load pressures extracted from the load ports 23 and 55 is detected by the signal line 38 via the shuttle valve 37, and this pressure is set as the maximum load pressure PLSmax and the pressure compensating valves 6 and 16 and the tilt control are controlled. A valve 32 is provided.
[0035]
The actuator 106 is a turning motor of the excavator 101, and the actuator 22 is another actuator of the excavator 101.
[0036]
FIG. 2 shows the appearance of the excavator 101. The hydraulic excavator 101 has a lower traveling body 102 and an upper revolving body 103, and a work front 104 provided at the front of the upper revolving body 103 so as to be vertically rotatable. The work front 104 includes a boom 104a, an arm 104b, and It is composed of a bucket 104c. The upper swing body 103 can swing on the lower traveling body 102 by a swing motor 106 shown in FIG. 1, and the boom 104a, the arm 104b, and the bucket 104c of the work front 104 are vertically turned by hydraulic cylinders 22a, 22b, 22c, respectively. It is movable. The actuator 22 shown in FIG. 1 represents one of the hydraulic cylinders 22a, 22b, 22c.
[0037]
Conventionally, the pressure compensating valves 6 and 16 are configured so that the differential pressures across the flow control valves 8 and 18 are all controlled equally, and the individual flow control valves 8 and 18 differ depending on the load conditions of the actuators 22 and 106. The differential pressure before and after compensation cannot be set.
[0038]
On the other hand, in the present invention, as shown in FIG. 1, a pressure reducing valve is provided in the pressure line 40 for guiding the pressure from the pump discharge line 3 to the auxiliary control pressure chamber 6c for applying pressure in the opening direction of the pressure compensating valve 6. The device 107 is provided so that the target compensation differential pressure of the pressure compensation valve 6 can be adjusted.
[0039]
Further, by providing a solenoid 108 to the pressure reducing valve device 107 and linking the solenoid 108 with the turning posture of the work front 104 of the hydraulic shovel 101, the pressure reducing function of the pressure reducing valve device 107 can be switched between valid and invalid depending on the turning posture. It is possible.
[0040]
That is, an angle sensor 115 for detecting the angle of the boom 104a and a controller 116 for inputting a signal from the angle sensor 115 are provided, and a command signal is output from the controller 116 to the solenoid 108. In the controller 108, as shown in FIG. ₀ If it is smaller, the excitation signal to the solenoid 108 is turned ON (valid), the pressure reducing function of the pressure reducing valve device 107 is disabled, and the boom angle θ becomes the set angle θ. ₀ At this point, the control calculation is performed so that the excitation signal to the solenoid 108 is turned off (invalid) and the pressure reducing function of the pressure reducing valve device 107 is enabled. Here, the boom angle θ is obtained as the angle of the boom 104a with respect to the horizontal direction as shown in FIG.
[0041]
Details of the pressure reducing valve device 107 will be described.
[0042]
In FIG. 1, the pressure reducing valve device 107 has a position A where the flow of the pressure oil in the pressure line 40 is not interrupted at all, and restricts the flow of the pressure oil in the pressure line 40 by the throttle 107a, and from the pressure line 40 through the throttle 107b. And a position B for discharging a part of the pressure oil in the pressure line 40 to the tank 2. These two positions A and B are continuously switched by the movement of the spool 107c. The switching is performed by the solenoid 108 and the pressures applied to the three control pressure chambers 109, 110 and 111 acting on the spool 107c. Controlled. The control pressure chambers 109 and 110 are provided so as to apply pressure in the direction of switching to the position A, the control pressure chamber 111 is provided so as to apply pressure in the direction of switching to the position B, and the control pressure chamber 109 is provided in the control pressure chamber 109. The discharge pressure Ps of the hydraulic pump 1 is led through the pressure line 112, the maximum load pressure PLSmax is led through the pressure line 113 to the control pressure chamber 110, and the pressure is reduced through the pressure line 114 into the control pressure chamber 111. The pressure P1 downstream of the valve device 107 is led.
[0043]
If the solenoid 108 is not excited and the pressure receiving areas of the control pressure chambers 109, 110, 111 are s1, s2, s3, the spool 107c is guided to the control pressure chambers 109, 110, 111 at a point where the movement of the spool 107c stops. Since the pressures Ps, PLSmax, and P1 are balanced, the three pressures are related by the following equation.
[0044]
s3 · P1 = s1 · PLSmax + s2 · Ps (1)
P1 = (s1 / s3) · PLSmax + (s2 / s3) · Ps (2)
The target compensation differential pressure ΔPc set by the auxiliary control pressure chambers 6c and 6d of the pressure compensating valve 6 is given by the following equation.
[0045]
ΔPc = P1-PLSmax (3)
Now, if the ratio of the pressure receiving areas of the control pressure chambers 109, 110, 111 of the pressure reducing valve device 107 is set as in the following equation (4), the target compensation differential pressure ΔPc of the pressure compensating valve 6 becomes Become like
[0046]
s1 / s3 + s2 / s3 = 1 (4)
ΔPc = (s2 / s3) · (Ps−PLSmax) (5)
In the equation (4), s1, s2, and s3 are s1 / s3 ≦ 1 and s2 / s3 ≦ 1, since s1, s2, and s3 are areas. The target compensation differential pressure ΔPc of the pressure compensating valve 6 can be set to s2 / s3 times the target compensation differential pressure of the pressure compensating valve 16 of the other flow control valve 18 by the pressure reducing valve device 107 as in the equation (5). Will be possible.
[0047]
Since the flow rate of the pressure oil passing through the flow control valves 8 and 18 depends on the pressure difference between the front and rear and the opening, if the pressure difference between the front and rear of the flow control valve is set low, only a limited amount of flow flows even at the same opening. Absent. By adjusting the areas s1, s2, and s3, it is possible to freely set the target compensation differential pressure of the pressure compensating valve 6 when the function of the pressure reducing valve device 107 is effective, lower than the other pressure compensating valves 16. Become.
[0048]
FIG. 4 shows this relationship. The proportionality of the flow rate passing through the flow control valve 8 to the opening degree of the flow control valve 8 is maintained by the pressure compensating valve 6. In this case, the slope of the proportional line is determined depending on the target compensation differential pressure of the pressure compensation valve 6. When the target compensation differential pressure is set low by the pressure reducing valve device 107, the slope of the straight line becomes small, and the passing flow rate differs even at the same opening. That is, the maximum flow rate when the opening degree is maximized decreases from Qmax to Qmax ′. Further, even if the slope of the proportional straight line becomes small, the range of the effective opening of the flow control valve does not change, and the range of the effective stroke of the operating lever (not shown) corresponding to the effective opening of the flow control valve does not change. The fine operability is improved.
[0049]
Further, when the solenoid 108 is excited, the spool 107c of the pressure reducing valve device 107 is forcibly fixed at the position A regardless of the balance of the pressures Ps, PLSmax, P1 guided to the control pressure chambers 109, 110, 111. The solenoid 108 enables the pressure reducing function of the valve device 107 to be enabled / disabled.
[0050]
In the present embodiment configured as described above, as shown in the posture 2 in FIG. 5, when the working front 104 is set to a small turning posture in a narrow place where the working front 104 is folded, the boom angle θ with respect to the horizontal direction increases. This is detected by the boom angle sensor 115, the pressure reducing function of the pressure reducing valve device 107 is enabled by the control processing of the controller 116, and the target compensation differential pressure of the pressure compensating valve 6 is changed to a lower setting. As a result, the opening degree of the flow control valve 8 of the swing motor 106, that is, the swing speed with respect to the lever stroke of the operation lever is limited, and the effective stroke range of the operation lever does not change, so that the swing speed can be finely adjusted. The fine operability is improved.
[0051]
Further, in the small turning posture of the posture 2, since the turning radius of the work front 104 is smaller than that of the posture 1, the inertia moment of the upper turning body 103 is reduced, and the reaction of the turning torque is increased. The turning torque is proportional to the turning angular acceleration generated at the time of turning, and the turning acceleration depends on the changing speed of the opening of the flow control valve 8.
[0052]
In the present embodiment, even when the lever is operated at the normal lever operation speed, the inclination of the proportional line shown in FIG. 3 is small as described above, and the change rate of the passing flow rate with respect to the opening degree is small. Has become. For this reason, the recoil at the time of turning is small, and the occurrence of jerk can be suppressed.
[0053]
In the above embodiment, when the controller 116 obtains the excitation signal of the solenoid 108 from the boom angle θ, the set angle θ ₀ Although the excitation signal is turned ON / OFF stepwise before and after the above, the control calculation by the controller 116 is not limited to this. For example, as shown in FIG. 6, a set angle θ for switching the excitation signal to OFF (invalid). ₀₁ A smaller angle θ ₀₂ It may be set to decrease more continuously. In this case, the inclination of the proportional straight line can be varied according to the boom angle θ as shown in FIG. ₀₁ Even if the operation is performed as described above, the pressure reducing function of the pressure reducing valve device 107 does not sharply switch, and it is possible to reduce the impact at the time of switching. Also, if the boom angle θ is θ ₀₁ And θ ₀₂ The inclination of the proportional line (the flow rate change rate with respect to the maximum flow rate and the opening degree) according to the boom angle is set in the range, so that fine turning torque control according to the boom angle (moment of inertia) in a small turning posture And the occurrence of jerk can be suppressed more effectively.
[0054]
A second embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. In the figure, the same members as those shown in FIG. 1 are denoted by the same reference numerals. This embodiment shows an actual circuit configuration and valve structure when there are three or more actuators and flow control valves.
[0055]
8, the hydraulic drive device 100A of the present embodiment includes a plurality of actuators 106, 22a to 22d, the actuator 106 is a turning motor as in the first embodiment, and the actuators 22a to 22c are illustrated in FIG. The actuator 22d is a hydraulic cylinder (not shown) for driving the blade 102a shown in FIG. 2, for example, a boom cylinder, an arm cylinder, and a bucket cylinder.
[0056]
In addition, a control valve unit 119 having flow control valves 8, 18a to 18d and pressure compensating valves 6, 16a to 16d is provided for these actuators 106, 22a to 22d. The control valve unit 119 includes a set of flow control valves 8 and 18a to 18d and a set of flow control valves and pressure compensating valves 6 and 16a to 16d as one section (unit device). As shown in FIG. 9, a section 120 of the flow control valve 8 and the pressure compensating valve 6, a flow control valve 18a and a section 120a of the pressure compensating valve 16a similar to the section 120, and a flow control It has a section 120b of the valve 18b and the pressure compensation valve 16b, a section 120c of the flow control valve 18c and the pressure compensation valve 16c, and a section 120d of the flow control valve 18d and the pressure compensation valve 16d. Further, a section 121 of only the pressure reducing valve device 107 as shown in FIG. 10 is provided.
[0057]
FIG. 11 shows an arrangement relationship between the sections 120, 120a to 120d and the section 121. FIG. 12 shows, as a comparative example, a similar arrangement relationship in the case where the section 121 of the pressure reducing valve device 107 is not provided.
[0058]
In FIG. 11, common pressure lines 4 and 4a connected to the discharge pipeline 4 of the hydraulic pump 1 and shuttle valves 37, 37a to 37c for extracting the maximum load pressure PLSmax are connected to a main body block 119a of the control valve unit 119. Signal lines 36a to 36c, a common signal line 38 for supplying the extracted maximum load pressure PLSmax, and a common tank line 2a connected to the tank 2 are formed, and these lines are flow control valves 8, 18a to 18d. And penetrates substantially the entire length of the main body block 119a in a direction perpendicular to the respective spools, and is connected to relevant portions of the flow control valves 8, 18a to 18d and the pressure compensating valves 6, 16a to 16d.
[0059]
Here, in the configuration of FIG. 12 in which there is no section of the pressure reducing valve device 107, the auxiliary control pressure chamber for setting the target compensation differential pressure of the pressure compensating valves 16a to 16d of the sections 120, 120a to 120d is common. The pump discharge pressure Ps is led by the pressure line 4a, and the maximum load pressure PLSmax is led by the common signal line 38. This is basically the same in the configuration of FIG. 11 showing the control valve unit of the present invention, except for the point described later, and the control is performed by supplying the pressures Ps and PLSmax from the common line penetrated in this manner. The internal structure of the valve unit can be simplified.
[0060]
As shown in FIG. 9, the feeder passage 7, the load check valve 9, the actuator lines 10, 11 and the like are provided around the pressure compensating valve 6 in the section 120. Very difficult on top.
[0061]
Therefore, in the present invention, a section 121 including only the pressure reducing valve device 107 as shown in FIG. 10 is provided. As shown in FIG. 11, a section 120 for the swing motor 106 is arranged on one end of the pressure line 4a and the signal line 38 common to the other sections 120a to 120d. A section 121 is added so that only the target compensation differential pressure for the turning operation can be changed corresponding to the turning posture without changing the target compensation differential pressure set for the other pressure compensating valves 16a to 16d. In this case, the pressure line 4a for supplying the pump discharge pressure to the other pressure compensating valves 16a to 16d is closed by the plug 122 before the section 120 relating to the swing motor, and the auxiliary control pressure chamber 6c of the pressure compensating valve 6 is provided with a pressure reducing valve device. The control pressure P1 is supplied from the section 121 at 107 by the pressure line 40a.
[0062]
As described above, the section 120 for changing the target compensation differential pressure of the pressure compensating valve 16 is disposed at one end of the common pressure line 4a and one end of the signal line 38, and the section 121 of the pressure reducing valve device 107 is added outside the section 120. Accordingly, the target compensation differential pressure of the pressure compensation valve 16 can be changed without complicating the internal structure of the section 120. Also, when the section 121 of the pressure reducing valve device 107 is added to an existing control valve unit, no major structural change is required.
[0063]
The above is an embodiment of the present invention, and these can be variously modified within the spirit of the present invention. For example, in the above embodiment, the pressure compensating valve has a configuration having two auxiliary control pressure chambers, and the target compensation differential pressure of the pressure compensating valve is changed in a purely hydraulic manner. However, one auxiliary control pressure chamber is provided. Electrical control may be incorporated by introducing a hydraulic pressure signal corresponding to the pump discharge pressure and the differential pressure to the auxiliary control pressure chamber, and reducing the hydraulic pressure signal by an electromagnetic proportional pressure reducing valve.
[0064]
【The invention's effect】
ADVANTAGE OF THE INVENTION According to this invention, the acceleration reaction force at the time of turning can be reduced, jerking can be prevented, and turning fine operability improves.
[0065]
Further, according to the present invention, the target compensation can be performed with a reasonable structure without complicating the unit devices of the flow control valve and the pressure compensating valve related to the swing motor and without making a large change to the existing control valve unit. It is possible to change the differential pressure.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a circuit diagram showing a hydraulic drive device according to a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a diagram illustrating an appearance of a hydraulic excavator.
FIG. 3 is a functional block diagram showing processing contents of a controller.
FIG. 4 is a diagram showing the relationship between the valve opening and the flow rate of the flow control valve when the target compensation differential pressure of the pressure compensating valve is set smaller by the pressure reducing valve device.
FIG. 5 is a view showing a posture 1 in which a work front of the excavator is extended and a turning posture 2 in which the work front is folded.
FIG. 6 is a functional block diagram showing another processing content of the controller.
FIG. 7 is a diagram showing the relationship between the valve opening and the flow rate of the flow control valve when the target compensation differential pressure of the pressure compensation valve is set smaller by the pressure reducing valve device.
FIG. 8 is a circuit diagram showing a hydraulic drive device according to a second embodiment of the present invention.
FIG. 9 shows a section for the swing motor of the control valve unit.
FIG. 10 shows a section of the pressure reducing valve device of the control valve unit.
FIG. 11 is a diagram showing an arrangement relationship of each section of the control valve unit.
FIG. 12 is a diagram showing an arrangement relationship of each section of the control valve unit when there is no section of the pressure reducing valve device.
[Explanation of symbols]
1 Variable displacement hydraulic pump
6,16 Pressure compensating valve
6a, 6b Control pressure chamber
6c, 6d Auxiliary control pressure chamber
8,18 Flow control valve
100 Hydraulic drive
101 Hydraulic excavator
102 Undercarriage
103 Upper revolving superstructure
104 work front
106 Swing motor
107 Pressure reducing valve device
108 solenoid
109-111 Control pressure chamber
115 Angle sensor
116 controller
119 Control valve unit
121 Section of control valve device (unit device)

Claims

A hydraulic pump, a plurality of actuators driven by hydraulic oil discharged from the hydraulic pump, a plurality of flow control valves for controlling a flow rate of hydraulic oil supplied from the hydraulic pump to the plurality of actuators, A plurality of pressure compensating valves for controlling the differential pressure across the flow control valve to a target compensating differential pressure, wherein the plurality of actuators are a front actuator that drives a work front of a hydraulic shovel, and a swivel that drives an upper swing body. A hydraulic drive having a motor,
Posture detecting means for detecting the posture of the work front,
When the detected value of the posture detecting means is input, and the work front is in the turning posture, the target compensating differential pressure of the pressure compensating valve of the flow control valve related to the turning motor is reduced so that the turning acceleration is reduced . A hydraulic drive device comprising: target compensation differential pressure setting changing means for making the target compensation differential pressure smaller than the target compensation differential pressure .

2. The hydraulic drive device according to claim 1, wherein the plurality of pressure compensating valves respectively control a first control pressure chamber that loads the upstream pressure of the flow control valve in the same closing direction and a downstream pressure of the flow control valve in the opening direction. 3. A second control pressure chamber for loading, a first auxiliary control pressure chamber for loading the discharge pressure of the hydraulic pump in the opening direction, and a second auxiliary control pressure chamber for loading the maximum load pressure of the plurality of actuators in the closing direction. Wherein the target compensation differential pressure setting change means includes a pressure reducing valve device installed in a pipe connecting the discharge pipe of the hydraulic pump and a first auxiliary control pressure chamber of a pressure compensating valve related to the swing motor. A hydraulic drive device characterized by the above-mentioned.

3. The hydraulic drive device according to claim 2, wherein the pressure reducing valve device has a solenoid that acts in a direction that holds a valve body at a position where the discharge pressure of the hydraulic pump is not reduced, and the target compensation differential pressure setting unit includes: A hydraulic drive device further comprising: means for turning off the solenoid when the work front is in a turning posture.

3. The hydraulic drive device according to claim 2, wherein there are three or more of said actuators and said flow control valves, and said flow control valves are a unit of a set of flow control valves and pressure compensating valves together with a pressure compensating valve. A control unit having a multiple valve structure is formed, and a common pressure line leading to a discharge pipe of the hydraulic pump and a common signal line leading to a maximum load pressure are formed in a valve block of the control unit. A pressure signal and a signal line to supply a pressure signal to each unit device, and a unit device of the flow control valve and the pressure compensating valve related to the swing motor is connected to another unit device by the common pressure line and signal. A hydraulic drive device, which is disposed at one end of a line, and wherein the pressure reducing valve device is further disposed outside the line as an additional unit device.

2. The hydraulic drive device according to claim 1, wherein the posture detecting means is an angle sensor for detecting a boom angle of the work front, and the target compensation differential pressure setting change means is configured to perform the work when the boom angle becomes a predetermined value or more. A hydraulic drive device that determines that the front is in a turning posture.