JP3910280B2

JP3910280B2 - Hydraulic drive

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Publication number: JP3910280B2
Application number: JP33240697A
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: 1996-11-15
Filing date: 1997-11-17
Publication date: 2007-04-25
Anticipated expiration: 2017-11-17
Also published as: JPH10196604A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は可変容量型の油圧ポンプを備えた油圧駆動装置に係わり、特に、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の油圧駆動装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
油圧ポンプの吐出圧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、特開平５−９９１２６号公報に記載のポンプ容量制御装置や特開昭６０−１１７０６号公報に記載の油圧駆動装置がある。
【０００３】
特開平５−９９１２６号公報に記載のポンプ容量制御装置は、可変容量型の油圧ポンプの斜板を傾転するサーボピストンと、油圧ポンプの吐出圧Ｐｓとこの油圧ポンプにより駆動されるアクチュエータの負荷圧ＰLSとの差圧ΔＰLSによってポンプ吐出圧をサーボピストンに供給して差圧ΔＰLSを設定値ΔＰLSrefに維持し、容量制御する傾転制御装置とを備えている。また、可変容量型の油圧ポンプとともにエンジンにより駆動される固定容量油圧ポンプと、この固定容量油圧ポンプの吐出路に設けられた絞りと、この絞りの前後差圧ΔＰｐによって傾転制御装置の設定値ΔＰLSrefを変更する設定変更手段とを備え、固定容量油圧ポンプの吐出路に設けた絞りの前後差圧の変化でエンジン回転数を検出し、傾転制御装置の設定値ΔＰLSrefを変更するようにしている。
【０００４】
特開昭６０−１１７０６号公報に記載の油圧駆動装置は、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ＰLS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ＰLS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。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
特開昭６０−１１７０６号公報に記載の油圧駆動装置のポンプ容量制御装置として特開平５−９９１２６号公報に記載のものを用いたシステムを比較例として考えた場合、このようなシステムでは、圧力補償弁により制御される流量制御弁の前後の目標差圧はポンプ容量制御手段により制御される油圧ポンプの吐出圧Ｐｓと最高負荷圧ＰLSとの差圧ΔＰLSの設定値ΔＰLSrefに一致するため、エンジン回転数に比例して傾転制御装置の設定値ΔＰLSrefが制御されると共に、流量制御弁前後の目標差圧（＝ΔＰLSref）も制御される。この場合、各アクチュエータの単独操作においてアクチュエータの要求する流量がポンプの最大吐出量を超えないように設定がなされるのが普通である。この結果、各アクチュエータの単独操作においては、エンジン回転数如何に係わらず、流量制御弁の操作ストローク量に比例した流量が各アクチュエータに供給され、良好な操作性が保証される。
【０００６】
それに対し、複数のアクチュエータを同時に動作する複合動作などで、油圧ポンプの最大吐出量が流量制御弁全体で必要とする流量に満たない場合、アクチュエータに供給される流量が不足する状態が生じる（以後サチュレーションと呼ぶ）。また、複合動作では、通常作業を行うエンジン回転数からエンジン回転数を低く設定すると、上記２つの従来例の組み合わせの動作により、同じ操作ストロークの組み合わせでも、流量制御弁前後の目標差圧ΔＰLSrefがエンジン回転数に比例して減少するため、流量制御弁全体で必要とする流量もエンジン回転数に比例して低下する。しかし、油圧ポンプの最大吐出量もエンジン回転数に比例して減少するため、不足する流量の割合は変わらない（図４参照）。従って、このサチュレーション領域に操作ストロークが達すると、操作ストロークに対して比例的なアクチュエータの動作が保証できず、オペレータは違和感を感じる。実際、通常のエンジン回転数で行われる掘削作業などでは微操作性より応答性が要求されるため、このサチュレーション現象はさほど問題とされないが、微操作を行う目的でエンジン回転数を下げた場合、操作ストローク量に依存してサチュレーションが発生するため、違和感がある。
【０００７】
本発明の目的は、エンジン回転数に応じたサチュレーション現象の改善を図ることにより、エンジン回転数を低く設定した場合には良好な微操作性が得られる油圧駆動装置を提供することである。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成する本発明の特徴及びそれに付随する特徴は次のようである。
【０００９】
（１）まず、本発明では、エンジンと、このエンジンにより駆動される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、前記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、前記油圧ポンプの吐出圧Ｐｓと前記複数のアクチュエータの最高負荷圧ＰLSとの差圧ΔＰLSを設定値ΔＰLSrefに維持するよう前記油圧ポンプを容量制御するポンプ容量制御手段とを備え、このポンプ容量制御手段は前記エンジンの回転数に応じて前記ポンプ容量制御手段の設定値ΔＰLSrefを変更可能になっている油圧駆動装置において、前記複数の流量制御弁の前後差圧を前記差圧ΔＰLSと同じ差圧に制御する複数の圧力補償弁と、前記エンジンの回転数を検出し、このエンジン回転数がエンジンの最低回転数側の領域にあるときは、前記差圧ΔＰLSの平方根と前記複数の流量制御弁のそれぞれの開口面積との積で表される複数の流量制御弁の合計の最大要求流量Ｑvtotalが前記油圧ポンプのその時のエンジン回転数における最大吐出量Ｑsmaxよりも少なくなるように、前記ポンプ容量制御手段の設定値ΔＰLSrefを変更する設定変更手段とを有するものとする。
このように設定変更手段を設け、流量制御弁の合計の最大要求流量Ｑvtotalと油圧ポンプの最大吐出量Ｑsmaxとの関係を調整することにより、エンジンの回転数が通常作業に適した定格回転数に設定した場合には、複数の流量制御弁の合計の最大要求流量が油圧ポンプの最大吐出量より多く、サチュレーションが生じる状態にあっても、エンジンの回転数を低く設定すると、複数の流量制御弁の合計の最大要求流量は油圧ポンプの最大吐出量以下に低下し、サチュレーションを起こさないようになる。このため、複数の流量制御弁の総レバー操作量に対する流量制御弁の通過流量の傾きは小さくなり、メータリングの広い有効領域を確保することができ、そのメータリングの広い有効領域を使った良好な操作性能を実現できる。
【００１０】
このように設定変更手段を設け、流量制御弁の合計の最大要求流量Ｑvtotalと油圧ポンプの最大吐出量Ｑsmaxとの関係を調整することにより、エンジンの回転数が通常作業に適した定格回転数に設定した場合には、複数の流量制御弁の合計の最大要求流量が油圧ポンプの最大吐出量より多く、サチュレーションが生じる状態にあっても、エンジンの回転数を低く設定すると、複数の流量制御弁の合計の最大要求流量は油圧ポンプの最大吐出量以下に低下し、サチュレーションを起こさないようになる。このため、複数の流量制御弁の総レバー操作量に対する流量制御弁の通過流量の傾きは小さくなり、メータリングの広い有効領域を確保することができ、そのメータリングの広い有効領域を使った良好な操作性能を実現できる。
【００１１】
（２）上記（１）において、好ましくは、前記設定変更手段は、前記可変容量型の油圧ポンプとともに前記エンジンにより駆動される固定容量油圧ポンプと、この固定容量油圧ポンプの吐出路に設けられた流量検出弁と、前記流量検出弁の前後差圧ΔＰｐによって前記設定値ΔＰLSrefを変更する操作駆動部とを有し、前記流量検出弁は、前記エンジン回転数が前記最低回転数側の領域にあるときよりも前記定格回転数側の領域にあるときの方が開口面積が大きくなるよう構成される。
【００１２】
これにより設定変更手段は、油圧的構成により、上記（１）の機能（エンジンの回転数を検出し、このエンジン回転数がエンジンの最低回転数側の領域にあるときは流量制御弁の合計の最大要求流量Ｑvtotalが油圧ポンプの最大吐出量Ｑsmaxよりも少なくなるようにポンプ容量制御手段の設定値ΔＰLSrefを変更する機能）を実現できる。
【００１３】
（３）上記（２）において、好ましくは、前記流量検出弁は、可変絞りを備えた弁装置と、前記エンジンの回転数が低下するに従って前記可変絞りの開口面積が小さくなるよう調整する絞り調整手段とを有する。
【００１４】
これにより流量検出弁は、上記（２）のようにエンジン回転数が最低回転数側の領域にあるときよりも定格回転数側の領域にあるときの方が開口面積が大きくなるようになる。
【００１７】
（４）更に、上記（３）において、好ましくは、前記絞り調整手段は、前記流量検出弁自身の前後差圧ΔＰｐに依存して前記弁装置の位置を調整させるものとする。
【００１８】
これにより流量検出弁は、エンジン回転数を油圧的に検出し、エンジン回転数に応じて可変絞りの開口面積又は固定絞りの絞り状態を調整できる。
【００１９】
（５）また、上記（２）において、好ましくは、前記設定変更手段は、前記流量検出弁の前後差圧ΔＰｐに相当する信号圧を発生する圧力制御弁を更に有し、前記操作駆動部はこの圧力制御弁からの信号圧によって前記設定値ΔＰLSrefを変更する。
【００２０】
これにより１本のパイロットラインで信号圧を導くことができるようになり、回路構成が簡素化されると共に、信号圧が低圧となるのでパイロットラインのホース等を低圧用のものを使用でき安価となる。
【００２１】
（６）更に、上記（２）において、好ましくは、前記ポンプ容量制御手段は、前記可変容量型の油圧ポンプの押しのけ容積可変機構を作動するサーボピストンと、前記油圧ポンプの吐出圧Ｐｓとアクチュエータの負荷圧ＰLSとの差圧ΔＰLSに応じて前記サーボピストンを駆動し前記差圧ΔＰLSを前記設定値ΔＰLSrefに維持する傾転制御装置とを有し、この傾転制御装置は前記設定値ΔＰLSrefの基本値を設定するバネを有し、前記操作駆動部はそのバネと共働して前記設定値ΔＰLSrefを可変的に設定する。
【００２２】
これにより操作駆動部は流量検出弁の前後差圧によって設定値ΔＰLSrefを変更できるようになる。
【００２３】
【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。
【００２４】
図１は本発明の第１の実施形態による油圧駆動装置を示すもので、この油圧駆動装置は、エンジン１と、このエンジン１により駆動される可変容量型の油圧ポンプ２と、この油圧ポンプ２から吐出された圧油により駆動される複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃと、油圧ポンプ２の吐出管路１００に接続され、油圧ポンプ２からアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃに供給される圧油の流量と方向をそれぞれ制御する複数の切換制御弁４ａ，４ｂ，４ｃからなる弁装置４と、油圧ポンプ２を容量制御するポンプ容量制御装置５とを備えている。
【００２５】
複数の切換制御弁４ａ，４ｂ，４ｃは、それぞれ、複数の流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃと、これら複数の流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃの前後差圧を同じに制御する複数の圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃとで構成されている。
【００２６】
複数の圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃは、それぞれ、流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃの上流に設置された前置きタイプであり、圧力補償弁７ａは２対の対向する制御圧力室７０ａ，７０ｂ及び７０ｃ，７０ｄを有し、制御圧力室７０ａ，７０ｂに流量制御弁６ａの上流側及び下流側の圧力をそれぞれ導き、制御圧力室７０ｃ，７０ｄに油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓと複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃの最高負荷圧ＰLSとをそれぞれ導き、これにより流量制御弁６ａ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２の吐出圧Ｐｓと複数のアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃの最高負荷圧ＰLS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６ａの前後差圧を制御する。圧力補償弁７ｂ，７ｃも同様に構成されている。
【００２７】
このように圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃが同じ差圧ΔＰLSを目標差圧としてそれぞれの流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃの前後差圧を制御することにより、流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃの前後差圧はともに差圧ΔＰLSになるように制御され、流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃの要求流量は差圧ΔＰLSの平方根とそれぞれの開口面積との積で表されるものとなる。
【００２８】
複数の流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃには、それぞれ、アクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃの駆動時にそれらの負荷圧を取り出す負荷ポート６０ａ，６０ｂ，６０ｃが設けられ、これら負荷ポート６０ａ，６０ｂ，６０ｃに取り出された負荷圧のうちの最高の圧力が負荷ライン８ａ，８ｂ，８ｃ、８ｄ及びシャトル弁９ａ，９ｂを介して信号ライン１０に検出され、この圧力が上記最高負荷圧ＰLSとして圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃに与えられる。
【００２９】
油圧ポンプ２は斜板２ａの傾転角を大きくすることにより吐出量を増加させる斜板ポンプであり、ポンプ容量制御装置５は、油圧ポンプ２の斜板２ａを傾転するサーボピストン２０と、このサーボピストン２０を駆動し、斜板２ａの傾転角を制御することで油圧ポンプ２の容量制御をする傾転制御装置２１とを備えている。サーボピストン２０は吐出管路１００からの圧力（油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓ）と傾転制御装置２１からの指令圧力とによって動作する。傾転制御装置２１は第１傾転制御弁２２と第２傾転制御弁２３とを有している。
【００３０】
第１傾転制御弁２２は吐出管路１００からの圧力（油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓ）が高くなると油圧ポンプ２の吐出量を減少させる馬力制御弁であり、油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓを元圧として入力し、油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓがバネ２２ａで設定される所定レベル以下であればスプール２２ｂを図示右方に移動し、油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓをそのまま出力する。このとき、この出力圧が指令圧力としてそのままサーボピストン２０に与えられると、サーボピストン２０は面積差により図示左方に移動し、斜板２ａの傾転角を増加させ、油圧ポンプ２の吐出量を増加する。その結果、油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓが上昇する。油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓがバネ２２ａの所定レベルを越えるとスプール２２ｂを図示左方に移動して吐出圧Ｐｓを減圧し、その低下した圧力を指令圧力として出力する。このため、サーボピストン２０は図示右方に移動し、斜板２ａの傾転角を減少させ、油圧ポンプ２の吐出量を減少する。その結果、油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓが低下する。
【００３１】
第２傾転制御弁２３は、油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓとアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃの最高負荷圧ＰLS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の基本値を設定するバネ２３ａと、スプール２３ｂと、吐出管路１００からの圧力（油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓ）とアクチュエータ３ａ，３ｂ，３ｃの最高負荷圧ＰLSによって動作し、スプール２３ｂを動かす第１操作駆動部２４とを有している。
【００３２】
第１操作駆動部２４は、スプール２３ｂに作用するピストン２４ａと、ピストン２４ａにより分割された２つの油圧室２４ｂ，２４ｃとを有し、油圧室２４ｂには油圧ポンプ２の吐出圧が導かれ、油圧室２４ｃには最高負荷圧ＰLSが導かれかつ上記のバネ２３ａが内蔵されている。
【００３３】
また、第２傾転制御弁２３は第１傾転制御弁２２の出力圧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、第１操作駆動部２４によりスプール２３ｂが図示左方に移動し、第１傾転制御弁２２の出力圧をそのまま出力する。このとき、第１傾転制御弁２２の出力圧が油圧ポンプ２の吐出圧Ｐｓであるとすると、この吐出圧Ｐｓが指令圧力としてサーボピストン２０に与えられ、サーボピストン２０は面積差により図示左方に移動し、斜板２ａの傾転角を増加させ、油圧ポンプ２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。逆に目標差圧ΔＰLSrefに対し差圧ΔＰLSが高い場合は、第１操作駆動部２４によりスプール２３ｂが図示右方に移動して第１傾転制御弁２２の出力圧を減圧し、その低下した圧力を指令圧力として出力する。このため、サーボピストン２０は図示右方に移動し、斜板２ａの傾転角を減少させ、油圧ポンプ２の吐出量を減少する。その結果、油圧ポンプ２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。
【００３４】
ここで、流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃの前後差圧は圧力補償弁７ａ，７ｂ，７ｃにより同じ値である差圧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６ａ，６ｂ，６ｃの前後差圧が目標差圧ΔＰLSrefに維持されることになる。
【００３５】
また、ポンプ容量制御装置５は、第２傾転制御弁２３の目標差圧ΔＰLSrefをエンジン１の回転数の変化に応じて変更する設定変更手段３８を有し、この設定変更手段３８は、可変容量型の油圧ポンプ２とともにエンジン１により駆動される固定容量油圧ポンプ３０と、この固定容量油圧ポンプ３０の吐出路３０ａ，３０ｂに設けられ、開口面積が連続的に調整可能な可変絞り３１ａを有する流量検出弁３１と、この流量検出弁３１の可変絞り３１ａの前後差圧ΔＰｐによって目標差圧ΔＰLSrefを変更する第２操作駆動部３２とで構成されている。
【００３６】
固定容量油圧ポンプ３０は通常パイロット油圧源として設けられているものであり、吐出路３０ｂにはパイロット油圧源としての元圧を規定するリリーフ弁３３が接続され、更に吐出路３０ｂは、例えば流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃを切換操作するためのパイロット圧を生成するリモコン弁（図示せず）へと接続されている。
【００３７】
第２操作駆動部３２は、第２傾転制御弁２３の第１操作駆動部２４と一体に設けられた追加の操作駆動部であり、第１操作駆動部２４のピストン２４ａに作用するピストン３２ａと、ピストン３２ａにより分割された２つの油圧室３２ｂ，３２ｃとを有し、油圧室３２ｂにはパイロットライン３４ａを介して流量検出弁（可変絞り３１ａ）の上流側の圧力が導かれ、油圧室３２ｃにはパイロットライン３４ｂを介して流量検出弁（可変絞り３１ａ）の下流側の圧力が導かれ、ピストン３２ａは流量検出弁３１の可変絞り３１ａの前後差圧ΔＰｐに応じた力でピストン２４ａを図示左方に付勢している。第２傾転制御弁２３の目標差圧ΔＰLSrefは上記のバネ２３ａにより与えられる基本値とこのピストン３２ａの付勢力によって設定され、流量検出弁３１の可変絞り３１ａの前後差圧ΔＰｐが小さくなるとピストン３２ａはピストン２４ａを押す力を小さくし、目標差圧ΔＰLSrefを小さくし、前後差圧ΔＰｐが増大するとピストン３２ａはピストン２４ａを押す力を大きくし、目標差圧ΔＰLSrefを大きくする。ここで、流量検出弁３１の可変絞り３１ａの前後差圧ΔＰｐはエンジン１の回転数によって変化する（後述）。このため、第２操作駆動部３２はエンジン回転数に応じて第２傾転制御弁２３の目標差圧ΔＰLSrefを変更するものとなる。
【００３８】
流量検出弁３１は、可変絞り３１ａ自身の前後差圧ΔＰｐに依存して可変絞り３１ａの開口面積を変化させる構成となっている。すなわち、流量検出弁３１は、弁体３１ｂと、弁体３１ｂに対し可変絞り３１ａの開口面積を減少させる方向に作用するバネ３１ｃと、弁体３１ｂに対し可変絞り３１ａの開口面積を増大させる方向に作用する制御圧力室３１ｄと、弁体３１ｂに対し可変絞り３１ａの開口面積を減少させる方向に作用する制御圧力室３１ｅとを有し、制御圧力室３１ｄにはパイロットライン３５ａを介して可変絞り３１ａの上流側の圧力が導かれ、制御圧力室３１ｅにはパイロットライン３５ｂを介して可変絞り３１ａの下流側の圧力が導かれている。
【００３９】
可変絞り３１ａの開口面積はバネ３１ｃの力と制御圧力室３１ｄ，３１ｅの付勢力とのバランスにより決まり、可変絞り３１ａの前後差圧ΔＰｐが小さくなると弁体３１ｂは図示右方に移動し、可変絞り３１ａの開口面積を小さくし、前後差圧ΔＰｐが増大すると弁体３１ｂは図示左方に移動し、可変絞り３１ａの開口面積を大きくする。
【００４０】
そして、可変絞り３１ａの前後差圧ΔＰｐはエンジン１の回転数によって変化する。すなわち、エンジン１の回転数が低下すれば、油圧ポンプ３０の吐出量が減少し、可変絞り３１ａの前後差圧ΔＰｐは低下する。したがって、制御圧力室３１ｄ，３１ｅとバネ３１ｃは、エンジン１の回転数が低下するに従って小さくなるよう可変絞り３１ａの開口面積を調整する絞り調整手段として機能する。
【００４１】
図２に流量検出弁３１の内部構造を示す。図２において、ケーシング３１ｆの中を弁体３１ｂとしてのピストンが動き、その隙間の面積が可変絞り３１ａの開口面積Ａｐとして与えられる。ピストン３１ｂは、バネ３１ｃによって支持され、バネ３１ｃのバネ力Ｆは、可変絞り３１ａの開口面積を小さくする方向にピストン３１ｂに働く。ケーシング３１ｆ内の圧油の流れから、可変絞り３１ａの前後差圧ΔＰｐは可変絞り３１ａの開口面積Ａｐを大きくする方向の力をピストン３１ｂに発生する。この２つの力がつりあった位置ｘでピストン３１ｂは静止する。バネ力Ｆとピストン３１ｂの変位ｘはバネ３１ｃのバネ定数Ｋに比例するので（Ｆ＝Ｋｘ）、結果として可変絞り３１ａの前後差圧ΔＰｐとピストン３１ｂの変位ｘは比例する（ΔＰｐ∝ｘ）。ピストン３１ｂの変位ｘと可変絞り３１ａの開口面積Ａｐの関係はケーシング３１ｆの形状に依存する。本実施形態では、ケーシング３１ｆの形状はピストン３１ｂの変位方向に対し放物線形状にしている。
【００４２】
次に、以上のように構成した流量検出弁３１を含む設定変更手段３８の作用及びそれによって得られる効果を説明する。
【００４３】
固定容量油圧ポンプ３０はエンジン１の回転数Ｎに押しのけ容積Ｃｍを乗じた流量Ｑｐを吐出する。
【００４４】
Ｑｐ＝ＣｍＮ …（１）
流量検出弁３１の可変絞り３１ａの開口面積をＡｐとすると、エンジン１の回転数Ｎと可変絞り３１ａの前後差圧ΔＰｐは以下の式で関係ずけられる。
【００４５】
Ｑｐ＝ｃＡｐ√（（２／ρ）ΔＰｐ） …（２）
ΔＰｐ＝（ρ／２）（Ｑｐ／ｃＡｐ）²＝（ρ／２）（ＣｍＮ／ｃＡｐ）²…（３）
ここで、もし可変絞り３１ａの開口面積Ａｐが変化せず、一定であるとすれば（以下、この場合を比較例という）、式（３）より前後差圧ΔＰｐは油圧ポンプ３０の吐出量Ｑｐ又はエンジン１の回転数Ｎに対して図３（ａ）に示すように二次曲線的に増加する。また、第２操作駆動部３２によりΔＰLSref∝ΔＰｐとなるので、ロードセンシング設定差圧ΔＰLSrefも油圧ポンプ３０の吐出量Ｑｐ又はエンジン１の回転数Ｎに対して図３（ａ）に示すように二次曲線的に増加する。
【００４６】
また、流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃの１つ、例えば流量制御弁６ａの前後差圧ΔＰLSが目標値ΔＰLSrefに制御されている場合、流量制御弁６ａの開口面積をＡｖとすると、流量制御弁６ａの要求する流量Ｑｖは以下の式で与えられる。
【００４７】
Ｑｖ＝ｃＡｖ√（（２／ρ）ΔＰLSref） …（４）
すなわち、要求流量Ｑｖは目標差圧ΔＰLSrefに対して図３（ｃ）で示すように二次曲線的に増大する。
【００４８】
ここで、流量制御弁６ａの目標前後差圧ΔＰLSrefは流量検出弁３１の可変絞り３１ａの前後差圧ΔＰｐによって与えられるから（ΔＰLSref∝ΔＰｐ）、式（３）から、要求流量Ｑｖは以下のようにエンジン１の回転数Ｎと関係ずけることができる。
【００４９】
Ｑｖ∝（Ａｖ／Ａｐ）ＣｍＮ …（５）
すなわち、図３（ａ）に示す流量Ｑｐと前後差圧ΔＰｐとの二次曲線の関係（式（３））と図３（ｃ）に示す前後差圧ΔＰLSと要求流量Ｑｖとの二次曲線の関係（式（４））が組み合わされ、要求流量Ｑｖはエンジン１の回転数Ｎに対して図３（ｄ）に示すように概ね直線的に増大する。
【００５０】
以上は、１つの流量制御弁６ａについてものもであるが、２つ若しくは３つといった複数のアクチュエータを駆動する場合は流量制御弁６ａ，６ｂ又は６ａ，６ｂ，６ｃのそれぞれについて図３（ｄ）の関係が得られ、エンジン１の回転数Ｎと合計の要求流量Ｑｖの関係は図３（ｄ）の関係を単純に加算した関係となる。
【００５１】
エンジン１の回転数Ｎと流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃのうちの任意の２つ、例えば流量制御弁６ａ，６ｂの合計の最大要求流量Ｑｖtotal（流量制御弁６ａ，６ｂの開口面積が最大の時の要求流量Ｑｖの合計）と可変容量型の油圧ポンプ２の最大吐出量Ｑｓmaxの関係を図４に示す。この例は、上記のように流量検出弁３１の可変絞り３１ａの開口面積Ａｐを一定と仮定した場合のものである。アクチュエータ３ａ，３ｂを同時に駆動する場合、流量制御弁６ａ，６ｂが要求する合計の最大流量Ｑｖtotalと油圧ポンプ２の最大吐出流量Ｑｓmaxの比は、エンジン１の回転数Ｎが変化しても変わらず、複合動作時のサチュレーション現象による不足割合はエンジン１の回転数Ｎによって変化しない。
【００５２】
これに対し、本発明では、流量検出弁３１の可変絞り３１ａの開口面積Ａｐを可変絞り３１ａの前後差圧に対応して変化する構成にしている。ここで、図２に示す流量検出弁３１のケーシング３１ｆの形状を上記のようにピストン３１ｂの変位方向に対し放物線形状にすると、可変絞り３１ａの開口面積Ａｐと可変絞り３１ａの前後差圧ΔＰｐの関係は以下の式で与えられる。
【００５３】
Ａｐ＝ａ√ΔＰｐ …（６）
式（２）より、固定容量油圧ポンプ３０の吐出量Ｑｐと可変絞り３１ａの前後差圧ΔＰｐの関係は以下の式（７）のようになる。
【００５４】
ΔＰｐ＝（１／Ｃａ）√（（ρ／２）Ｑｐ）
＝（Ｃｍ／Ｃａ）√（ρ／２）・Ｎ …（７）
すなわち、前後差圧ΔＰｐは油圧ポンプ３０の吐出量Ｑｐ又はエンジン１の回転数Ｎに対して図３（ｂ）に示すように直線的に増加する。
【００５５】
また、式（５）と同様に、ΔＰLSref∝ΔＰｐの関係から、流量制御弁６ａの要求流量Ｑｖとエンジン１の回転数Ｎの関係は以下の式（８）で与えられる。
【００５６】
Ｑｖ∝ｃＡｖ√（（Ｃｍ／Ｃａ）（２／ρ）^1/2）・√Ｎ …（８）
すなわち、図３（ｂ）に示す流量Ｑｐと前後差圧ΔＰｐとの直線比例の関係（式（７））と図３（ｃ）に示す前後差圧ΔＰLSと要求流量Ｑｖとの二次曲線の関係（式（４））が組み合わされ、要求流量Ｑｖはエンジン１の回転数Ｎに対して図３（ｅ）に示すように二次曲線的に増大する。
【００５７】
この場合も、２つ若しくは３つといった複数のアクチュエータを駆動する場合は流量制御弁６ａ，６ｂ又は６ａ，６ｂ，６ｃのそれぞれについて図３（ｅ）の関係が得られ、エンジン１の回転数Ｎと合計の要求流量Ｑｖの関係は図３（ｅ）の関係を単純に加算した関係となる。
【００５８】
図３（ｅ）又は式（８）から得られるエンジン１の回転数Ｎと流量制御弁６ａ，６ｂ，６ｃのうちの任意の２つ、例えば流量制御弁６ａ，６ｂの合計の最大要求流量Ｑｖtotal（流量制御弁６ａ，６ｂの開口面積が最大の時の要求流量Ｑｖの合計）と可変容量型の油圧ポンプ２の最大吐出量Ｑｓmaxの関係を図５に示す。ただし、図５は、アイドル回転数を基準として実際の回転数範囲のみを示している。
【００５９】
図５において、エンジン１の回転数Ｎが通常の作業を行う設定１においては、複数のアクチュエータ３ａ，３ｂを駆動する場合の流量制御弁６ａ，６ｂの合計の最大要求流量Ｑｖtotalが油圧ポンプ２の最大吐出量より多く、サチュレーションを生じる状態にあるのに対し、エンジン１の回転数Ｎを低くした設定２の場合は、流量制御弁６ａ，６ｂの合計の最大要求流量Ｑｖtotalが油圧ポンプ２の最大吐出量より少なくなり、サチュレーションを起こさない。
【００６０】
ここで、設定２は微操作に適したエンジン回転数であり、この微操作には一般に定格回転数と最低回転数の中間より低い回転数が適していると言われていることから、設定２は当該中間回転数より低い回転数である。
【００６１】
一例として、エンジン１の定格回転数を２，２００ｒｐｍ、最低回転数（アイドリング回転数）を１，０００ｒｐｍとした場合、中間回転数は１，６００ｒｐｍであり、設定２は１，６００ｒｐｍより低い回転数であり、図示の例では１，２００ｒｐｍである。なお、図示の例では、「設定１」は定格回転数２，２００ｒｐｍである。
【００６２】
以上のように流量検出弁３１は、エンジン回転数が最低回転数側の領域にあるときよりも定格回転数側の領域にあるときの方が開口面積が大きくなるよう構成されており、この流量検出弁３１と固定容量油圧ポンプ３０及び第２操作駆動部３２とで構成される設定変更手段３８は、エンジン１の回転数を検出し、このエンジン回転数が最低回転数側の領域にあるときは、差圧ΔＰLSの平方根と複数の流量制御弁６ａ，６ｂのそれぞれの開口面積との積で表される複数の流量制御弁６ａ，６ｂの合計の最大要求流量Ｑvtotalが油圧ポンプ２のその時のエンジン回転数における最大吐出量Ｑsmaxよりも少なくなるように、ポンプ容量制御装置５の設定値ΔＰLSrefを変更するものとなる。
【００６３】
設定変更手段３８の特性を流量制御弁６ａ，６ｂに対するオペレータの総レバー操作量と流量制御弁６ａ，６ｂの合計の要求流量（合計の通過流量）の関係で見たものを図６に示す。
【００６４】
図６において、エンジン回転数を下げることにより、油圧ポンプ２の流量制御弁に供給可能な最大流量Ｑｓmaxが低下する。これに対し、総レバー操作量に対する流量制御弁６ａ，６ｂの合計の要求流量Ｑｖtotalは油圧ポンプ２の最大吐出量Ｑｓmaxより低くなるので、通過流量の変化の傾きが小さくなり、メータリングの広い有効領域を確保することができる。
【００６５】
ここで、上記比較例では、図４に示したように流量制御弁６ａ，６ｂが要求する合計の最大流量Ｑｖtotalと油圧ポンプ２の最大吐出流量Ｑｓmaxの比はエンジン１の回転数Ｎが低下しても変わらず、サチュレーション現象による不足割合も変わらないので、図６に一点鎖線で示すように通過流量の変化の傾きが大きくなり、メータリングの有効領域が狭くなる。
【００６６】
結果として、本発明では、オペレータが微速操作を目的としてエンジン回転数を低く設定したような場合、通常のエンジン回転数設定でサチュレーションが発生した複合レバー操作でもサチュレーションを発生しなくなり、メータリングの広い有効領域を使った良好な操作性能を実現することが可能となる。
【００６７】
また、図７において、エンジン１の回転数Ｎを通常の設定（設定１）よりわずかに低くした設定３（例えば２，０００ｒｐｍ程度）の場合、流量制御弁６ａ，６ｂの合計の最大要求流量Ｑｖtotalは通常の設定（設定１）よりわずかに減少するが、その変化量は少なく、比較例で設定３とした場合の流量制御弁６ａ，６ｂの合計の最大要求流量Ｑｖtotalに比べ、高い要求流量に保たれる。このような設定では、通常の作業時の設定値（設定１）周辺のエンジン回転数では、サチュレーション現象が発生し易くなる。しかし、図８に実線で示すように、総レバー操作量に対する流量制御弁６ａ，６ｂの通過流量の変化の傾きは、設定１に比べあまり変化しないため、エンジン１の回転数を通常作業時の設定からある程度変化させても、アクチュエータの操作速度を維持し、応答性の良い操作が可能となる。比較例では、図８に一点鎖線で示すように、総レバー操作量に対する流量制御弁６ａ，６ｂの通過流量の変化の傾きが少し小さくなり、アクチュエータの操作速度及び応答性が低下する。
【００６８】
ここで、実際に通常作業時には、メータリング有効領域を広くした操作性よりアクチュエータの応答性や力強い動きが重視される。このため、本発明では良好な操作フィーリングを実現することができる。
【００６９】
以上のように本実施形態によれば、エンジン回転数に応じたサチュレーション現象の改善を図ることにより、エンジン回転数を低く設定した場合には良好な微操作性が得られ、エンジン回転数を高く設定した場合には応答性の良い力強い操作フィーリングを実現することができ、エンジン回転数の設定によるオペレータの作業目的に適応したシステム設定が可能となり。
【００７０】
また、流量検出弁３１のケーシング３１ｆの形状により、このサチュレーション現象と複合操作時の総レバー操作量の関係を自由に調整することが可能となる。
【００７１】
なお、本実施形態では流量検出弁３１のケーシング３１ｆの形状を放物線形状にすることで図５に示す最大要求流量Ｑｖtotalの特性を得たが、エンジン回転数が最低回転数側の領域にあるときに最大要求流量Ｑvtotalが油圧ポンプ２のその時のエンジン回転数における最大吐出量Ｑsmaxよりも少なくなるのであれば、ケーシング３１ｆの形状を複数の直線を組み合わせた疑似放物線形状としても良く、この場合はケーシング３１ｆの製作が容易となる。
【００７２】
本発明の第２の実施形態を図９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、説明を省略する。
【００７３】
図９において、本実施形態のポンプ容量制御装置５Ａにおいて、設定変更手段３８Ａは、流量検出弁３１の可変絞り３１ａの前後差圧ΔＰｐに相当する信号圧を出力する圧力制御弁４０を有している。この圧力制御弁４０は、弁体４０ａを増圧方向に付勢する制御圧力室４０ｂ及び弁体４０ａを減圧方向に付勢する制御圧力室４０ｃ，４０ｄを有し、可変絞り３１ａの上流側の圧力を制御圧力室４０ｂに導き、可変絞り３１ａの下流側の圧力及び自身の出力圧力をそれぞれ制御圧力室４０ｃ，４０ｄに導き、これらの圧力のバランスにより可変絞り３１ａの前後差圧ΔＰｐに相当する信号圧を絶対圧として生成する。この信号圧はパイロットライン４１ａを介して第２操作駆動部３２Ａの油圧室３２ｂに導かれ、かつ第２操作駆動部３２Ａの油圧室３２ｃはパイロットライン４１ｂを介してタンクに連通している。
【００７４】
このように構成した本実施形態においても、第２操作駆動部３２Ａは流量検出弁３１の可変絞り３１ａの前後差圧ΔＰｐによって目標差圧ΔＰLSrefを変更するように動作する。
【００７５】
したがって、本実施形態によっても第１の実施形態と同様の作用効果が得られる。
【００７６】
また、図１に示す実施形態では流量検出弁３１の上流側の圧力と下流側の圧力を第２操作駆動部３２に導く２本のパイロットライン３４ａ，３４ｂが必要だったものが、本実施形態では１本のパイロットライン４１ａのみで良くなり、回路構成が簡素化される。また、圧力制御弁４０で差圧を絶対圧として検出するため個々の圧力をそのまま検出する場合よりも信号圧が低圧となり、パイロットライン４１ａ，４１ｂのホース等を低圧用のものを使用でき、回路構成が安価となる。
【００９７】
なお、以上の実施形態では、エンジン回転数の検出、及びそれに基づく目標差圧の変更を油圧的に行ったっが、エンジン回転数をセンサで検出し、そのセンサ信号から目標差圧を計算するなどして電気的に行っても良い。
【００９８】
また、圧力補償弁は流量制御弁の上流に設置される前置きタイプとしたが、流量制御弁の下流に設置され、全ての流量制御弁の出口圧力を同じ最大負荷圧に制御することで前後差圧を同じ差圧ΔＰLSに制御する後置きタイプであっても良い。
【００９９】
【発明の効果】
本発明によれば、エンジン回転数の設定によるオペレータの作業目的に適応したシステム設定が可能となり、良好な操作フィーリングを実現することが可能となる。
【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及びポンプ容量制御装置の構成を示す油圧回路図である。
【図２】図１に示す流量検出弁の詳細を示す図である。
【図３】第１の実施形態における流量検出弁の作用を従来のものと比較して示す図である。
【図４】従来例によるエンジン回転数と流量制御弁最大要求流量及び最大ポンプ吐出量との関係を示す図である。
【図５】第１の実施形態における流量検出弁によるエンジン回転数と流量制御弁最大要求流量及び最大ポンプ吐出量との関係を示す図である。
【図６】第１の実施形態における流量検出弁による総レバー操作量と流量制御弁通過流量との関係を示す図である。
【図７】第１の実施形態における流量検出弁によるエンジン回転数と流量制御弁最大要求流量及び最大ポンプ吐出量との関係を示す図である。
【図８】第１の実施形態における流量検出弁による総レバー操作量と流量制御弁通過流量との関係を示す図である。
【図９】本発明の第２の実施形態による油圧駆動装置及びポンプ容量制御装置の構成を示す油圧回路図である。
【符号の説明】
１エンジン
２可変容量型の油圧ポンプ
３ａ，３ｂ，３ｃアクチュエータ
４ａ，４ｂ，４ｃ切換制御弁
５ポンプ容量制御装置
６ａ，６ｂ，６ｃ流量制御弁
７ａ，７ｂ，７ｃ圧力補償弁
２０サーボピストン
２１傾転制御装置
２２第１傾転制御弁
２３第２傾転制御弁
２４第１操作駆動部
３０固定容量油圧ポンプ
３１流量検出弁（弁装置）
３１ｄ，３１ｅ制御圧力室（可変絞り調整手段）
３２第２操作駆動部
３８設定変更手段[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a hydraulic drive device having a variable displacement hydraulic pump, and in particular, controls the capacity of the hydraulic pump so as to maintain a differential pressure between the discharge pressure of the hydraulic pump and the maximum load pressure of a plurality of actuators at a set value. The present invention relates to a hydraulic drive device for load sensing control.
[0002]
[Prior art]
As a load sensing control technique for controlling the capacity of the hydraulic pump so as to maintain the differential pressure between the discharge pressure of the hydraulic pump and the maximum load pressure of a plurality of actuators at a set value, pump capacity control described in Japanese Patent Laid-Open No. 5-99126 And a hydraulic drive device described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 60-11706.
[0003]
Japanese Patent Laid-Open No. 5-99126 discloses a pump displacement control apparatus that includes a servo piston that tilts a swash plate of a variable displacement hydraulic pump, a discharge pressure Ps of the hydraulic pump, and a load of an actuator driven by the hydraulic pump. There is provided a tilt control device that supplies the pump discharge pressure to the servo piston by the differential pressure ΔPLS with the pressure PLS, maintains the differential pressure ΔPLS at the set value ΔPLSref, and controls the capacity. The fixed displacement hydraulic pump driven by the engine together with the variable displacement hydraulic pump, the throttle provided in the discharge path of the fixed displacement hydraulic pump, and the set value of the tilt control device by the differential pressure ΔPp across the throttle And a setting changing means for changing ΔPLSref, detecting the engine speed based on a change in the differential pressure across the throttle provided in the discharge passage of the fixed displacement hydraulic pump, and changing the setting value ΔPLSref of the tilt control device. Yes.
[0004]
A hydraulic drive device described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 60-11706 discloses a variable displacement hydraulic pump, a plurality of actuators driven by pressure oil discharged from the hydraulic pump, and a plurality of actuators supplied from the hydraulic pump. A plurality of flow rate control valves for controlling the flow rate of the pressurized oil, a plurality of pressure compensation valves for controlling the differential pressures before and after the plurality of flow rate control valves, the discharge pressure Ps of the hydraulic pump, and the highest of the plurality of actuators A pump displacement control device for controlling the displacement of the hydraulic pump so as to maintain the differential pressure ΔPLS with the load pressure PLS at the set value ΔPLSref. The pressure compensation valves are installed upstream of the flow control valves, respectively, and actuate the differential pressure across the flow control valve in the valve closing direction, and the discharge pressure Ps of the hydraulic pump and the maximum load pressure PLS of the plurality of actuators. Differential pressure ΔPLS is applied in the valve opening direction, and the differential pressure ΔPLS is used as the target differential pressure for pressure compensation to control the differential pressure across the flow control valve. ing.
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
When a system using the one described in Japanese Patent Laid-Open No. 5-99126 as a pump displacement control device of a hydraulic drive device described in Japanese Patent Laid-Open No. 60-11706 is considered as a comparative example, Since the target differential pressure before and after the flow control valve controlled by the compensation valve coincides with the set value ΔPLSref of the differential pressure ΔPLS between the discharge pressure Ps of the hydraulic pump controlled by the pump displacement control means and the maximum load pressure PLS, the engine The set value ΔPLSref of the tilt control device is controlled in proportion to the rotational speed, and the target differential pressure (= ΔPLSref) before and after the flow control valve is also controlled. In this case, it is usual to set so that the flow rate required by the actuator does not exceed the maximum discharge amount of the pump in the individual operation of each actuator. As a result, in the individual operation of each actuator, a flow rate proportional to the operation stroke amount of the flow rate control valve is supplied to each actuator regardless of the engine speed, and good operability is guaranteed.
[0006]
On the other hand, if the maximum discharge amount of the hydraulic pump is less than the flow rate required by the entire flow control valve, such as in a combined operation that operates multiple actuators simultaneously, the flow rate supplied to the actuator will be insufficient (hereinafter referred to as the flow rate). Called saturation). In the combined operation, if the engine speed is set lower than the engine speed at which the normal operation is performed, the target differential pressure ΔPLSref before and after the flow control valve is obtained even with the same operation stroke by the operation of the combination of the above two conventional examples. Since it decreases in proportion to the engine speed, the flow rate required for the entire flow control valve also decreases in proportion to the engine speed. However, since the maximum discharge amount of the hydraulic pump also decreases in proportion to the engine speed, the ratio of the insufficient flow rate does not change (see FIG. 4). Therefore, when the operation stroke reaches this saturation region, the operation of the actuator proportional to the operation stroke cannot be guaranteed, and the operator feels uncomfortable. Actually, since responsiveness is required rather than fine operability in excavation work etc. performed at normal engine speed, this saturation phenomenon is not so much a problem, but if the engine speed is lowered for the purpose of fine operation, Since saturation occurs depending on the amount of operation stroke, there is a sense of incongruity.
[0007]
An object of the present invention is to provide a hydraulic drive apparatus that can obtain a fine fine operability when the engine speed is set low by improving the saturation phenomenon according to the engine speed.
[0008]
[Means for Solving the Problems]
The features of the present invention that achieve the above object and the features accompanying it are as follows.
[0009]
(1) First, in the present invention, an engine, a variable displacement hydraulic pump driven by the engine, a plurality of actuators driven by pressure oil discharged from the hydraulic pump, and a plurality of actuators driven by the hydraulic pump The plurality of flow control valves for controlling the flow rate of the pressure oil supplied to the actuator, and the differential pressure ΔPLS between the discharge pressure Ps of the hydraulic pump and the maximum load pressure PLS of the plurality of actuators is maintained at a set value ΔPLSref. A pump capacity control means for controlling the capacity of the hydraulic pump, wherein the pump capacity control means is capable of changing a set value ΔPLSref of the pump capacity control means in accordance with the engine speed. The differential pressure ΔPLS between the front and rear differential pressures of a plurality of flow control valvesWhenA plurality of pressure compensating valves that control to the same differential pressure and the engine speed are detected, and when the engine speed is in a region on the minimum engine speed side, the differential pressure ΔPLSSquare root ofAnd the total required flow rate Qvtotal of the plurality of flow control valves represented by the product of the respective opening areas of the plurality of flow control valves is smaller than the maximum discharge amount Qsmax at the current engine speed of the hydraulic pump. Thus, it is assumed that there is a setting change means for changing the set value ΔPLSref of the pump displacement control means.
  Thus, the setting change means is provided, and by adjusting the relationship between the total maximum required flow rate Qvtotal of the flow control valves and the maximum discharge amount Qsmax of the hydraulic pump, the engine speed becomes the rated speed suitable for normal work. In this case, the total maximum required flow rate of the multiple flow control valves is greater than the maximum discharge amount of the hydraulic pump, and even if saturation occurs, if the engine speed is set low, the multiple flow control valves The total maximum required flow rate of the oil pressure drops below the maximum discharge amount of the hydraulic pump, and no saturation occurs. For this reason, the gradient of the flow rate of the flow control valve with respect to the total lever operation amount of the plurality of flow control valves is reduced, and a wide effective area of metering can be secured. Operation performance can be realized.
[0010]
Thus, the setting change means is provided, and by adjusting the relationship between the total maximum required flow rate Qvtotal of the flow control valves and the maximum discharge amount Qsmax of the hydraulic pump, the engine speed becomes the rated speed suitable for normal work. In this case, the total maximum required flow rate of the multiple flow control valves is greater than the maximum discharge amount of the hydraulic pump, and even if saturation occurs, if the engine speed is set low, the multiple flow control valves The total maximum required flow rate of the oil pressure drops below the maximum discharge amount of the hydraulic pump, and no saturation occurs. For this reason, the gradient of the flow rate of the flow control valve with respect to the total lever operation amount of the plurality of flow control valves is reduced, and a wide effective area of metering can be secured. Operation performance can be realized.
[0011]
(2) In the above (1), preferably, the setting change means is provided in a fixed displacement hydraulic pump driven by the engine together with the variable displacement hydraulic pump, and a discharge path of the fixed displacement hydraulic pump. A flow rate detection valve; and an operation drive unit that changes the set value ΔPLSref by a differential pressure ΔPp before and after the flow rate detection valve. The flow rate detection valve has the engine speed in a region on the minimum speed side. The opening area is larger when it is in the region on the rated speed side than when it is.
[0012]
As a result, the setting changing means detects the function (1) (the engine speed) by the hydraulic configuration, and when the engine speed is in the region on the minimum engine speed side, The function of changing the set value ΔPLSref of the pump displacement control means so that the maximum required flow rate Qvtotal becomes smaller than the maximum discharge amount Qsmax of the hydraulic pump.
[0013]
(3) In the above (2), preferably, the flow rate detection valve includes a valve device provided with a variable throttle, and a throttle adjustment that adjusts so that an opening area of the variable throttle decreases as the engine speed decreases. Means.
[0014]
As a result, the opening area of the flow rate detection valve is larger when the engine speed is in the region on the rated speed side than in the region on the minimum speed side as in (2) above.
[0017]
(4In addition, the above(3)Preferably, the throttle adjusting means adjusts the position of the valve device depending on the front-rear differential pressure ΔPp of the flow rate detection valve itself.
[0018]
Thereby, the flow rate detection valve can detect the engine speed hydraulically and adjust the opening area of the variable throttle or the throttle state of the fixed throttle according to the engine speed.
[0019]
(5In the above (2), preferably, the setting changing means further includes a pressure control valve that generates a signal pressure corresponding to a differential pressure ΔPp before and after the flow rate detection valve, and the operation driving unit is configured to apply this pressure. The set value ΔPLSref is changed according to the signal pressure from the control valve.
[0020]
As a result, the signal pressure can be guided by one pilot line, the circuit configuration is simplified, and the signal pressure is low, so that a low pressure pilot line hose can be used. Become.
[0021]
(6Further, in the above (2), preferably, the pump displacement control means includes a servo piston that operates a displacement displacement mechanism of the variable displacement hydraulic pump, a discharge pressure Ps of the hydraulic pump, and a load pressure of the actuator. A tilt control device that drives the servo piston in accordance with a differential pressure ΔPLS from the PLS and maintains the differential pressure ΔPLS at the set value ΔPLSref. The tilt control device uses a basic value of the set value ΔPLSref as a reference value. The operation drive unit variably sets the set value ΔPLSref in cooperation with the spring.
[0022]
As a result, the operation drive unit can change the set value ΔPLSref by the differential pressure across the flow rate detection valve.
[0023]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
[0024]
FIG. 1 shows a hydraulic drive apparatus according to a first embodiment of the present invention. The hydraulic drive apparatus includes an engine 1, a variable displacement hydraulic pump 2 driven by the engine 1, and the hydraulic pump 2. A plurality of actuators 3a, 3b, 3c driven by the pressure oil discharged from the hydraulic pump 2 and the flow rate of the pressure oil supplied from the hydraulic pump 2 to the actuators 3a, 3b, 3c. Are provided with a valve device 4 comprising a plurality of switching control valves 4a, 4b, 4c for controlling the directions and a pump capacity control device 5 for controlling the capacity of the hydraulic pump 2.
[0025]
The plurality of switching control valves 4a, 4b and 4c are respectively a plurality of flow rate control valves 6a, 6b and 6c and a plurality of pressure compensations which control the differential pressure across the plurality of flow rate control valves 6a, 6b and 6c in the same manner. It consists of valves 7a, 7b, 7c.
[0026]
The plurality of pressure compensation valves 7a, 7b, and 7c are each a pre-installed type installed upstream of the flow control valves 6a, 6b, and 6c. The pressure compensation valve 7a includes two pairs of opposed control pressure chambers 70a, 70b, and 70c and 70d, the upstream and downstream pressures of the flow control valve 6a are guided to the control pressure chambers 70a and 70b, respectively. The discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2 and the plurality of actuators 3a, The maximum load pressures PLS of 3b and 3c are derived, respectively, thereby causing the differential pressure across the flow control valve 6a to act in the valve closing direction, the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2 and the maximum of the plurality of actuators 3a, 3b and 3c. A differential pressure ΔPLS with the load pressure PLS is applied in the valve opening direction, and the differential pressure ΔPLS is used as a target differential pressure for pressure compensation to control the differential pressure across the flow control valve 6a. The pressure compensation valves 7b and 7c are configured similarly.
[0027]
  In this way, the pressure compensation valves 7a, 7b, 7c control the differential pressure across the flow control valves 6a, 6b, 6c by using the same differential pressure ΔPLS as the target differential pressure, so that the flow control valves 6a, 6b, 6c Both the front and rear differential pressures are controlled to be a differential pressure ΔPLS, and the required flow rates of the flow control valves 6a, 6b, 6c are the differential pressure ΔPLS.Square root ofAnd the respective opening areas.
[0028]
The plurality of flow control valves 6a, 6b, and 6c are provided with load ports 60a, 60b, and 60c, respectively, for taking out the load pressures when the actuators 3a, 3b, and 3c are driven, and the load ports 60a, 60b, and 60c are provided. The highest pressure among the extracted load pressures is detected by the signal line 10 via the load lines 8a, 8b, 8c, 8d and the shuttle valves 9a, 9b, and this pressure is the pressure compensation valve 7a as the maximum load pressure PLS. , 7b, 7c.
[0029]
  The hydraulic pump 2 is a swash plate pump that increases the discharge amount by increasing the tilt angle of the swash plate 2a.5Includes a servo piston 20 that tilts the swash plate 2a of the hydraulic pump 2, and a tilt control device that drives the servo piston 20 and controls the displacement of the hydraulic pump 2 by controlling the tilt angle of the swash plate 2a. 21. The servo piston 20 is operated by the pressure from the discharge pipe 100 (discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2) and the command pressure from the tilt control device 21. The tilt control device 21 has a first tilt control valve 22 and a second tilt control valve 23.
[0030]
The first tilt control valve 22 is a horsepower control valve that reduces the discharge amount of the hydraulic pump 2 when the pressure from the discharge pipe line 100 (discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2) increases, and the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2 is reduced. If the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2 is equal to or lower than a predetermined level set by the spring 22a, the spool 22b is moved to the right in the figure and the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2 is output as it is. At this time, if this output pressure is directly applied to the servo piston 20 as a command pressure, the servo piston 20 moves to the left in the figure due to the area difference, increases the tilt angle of the swash plate 2a, and discharges the hydraulic pump 2. Increase. As a result, the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2 increases. When the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2 exceeds a predetermined level of the spring 22a, the spool 22b is moved to the left in the figure to reduce the discharge pressure Ps, and the reduced pressure is output as a command pressure. For this reason, the servo piston 20 moves to the right in the figure, reduces the tilt angle of the swash plate 2a, and reduces the discharge amount of the hydraulic pump 2. As a result, the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2 decreases.
[0031]
The second tilt control valve 23 is a load sensing control valve that controls the differential pressure ΔPLS between the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2 and the maximum load pressure PLS of the actuators 3a, 3b, 3c to be maintained at the target differential pressure ΔPLSref. Yes, it is operated by the spring 23a for setting the basic value of the target differential pressure ΔPLSref, the spool 23b, the pressure from the discharge pipe 100 (discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2), and the maximum load pressure PLS of the actuators 3a, 3b, 3c. And a first operation drive unit 24 for moving the spool 23b.
[0032]
The first operation drive unit 24 includes a piston 24a that acts on the spool 23b, and two hydraulic chambers 24b and 24c divided by the piston 24a. The discharge pressure of the hydraulic pump 2 is guided to the hydraulic chamber 24b, In the hydraulic chamber 24c, the maximum load pressure PLS is guided and the spring 23a is incorporated.
[0033]
Further, the second tilt control valve 23 receives the output pressure of the first tilt control valve 22 as a source pressure, and when the differential pressure ΔPLS is lower than the target differential pressure ΔPLSref, the first operation drive unit 24 causes the spool 23b. Moves to the left in the figure and outputs the output pressure of the first tilt control valve 22 as it is. At this time, assuming that the output pressure of the first tilt control valve 22 is the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2, this discharge pressure Ps is given to the servo piston 20 as a command pressure. And the tilt angle of the swash plate 2a is increased, and the discharge amount of the hydraulic pump 2 is increased. 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 23b is moved rightward in the figure by the first operation drive unit 24 to reduce the output pressure of the first tilt control valve 22 and decrease it. Output pressure as command pressure. For this reason, the servo piston 20 moves to the right in the figure, reduces the tilt angle of the swash plate 2a, and reduces the discharge amount of the hydraulic pump 2. As a result, the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 2 decreases, and the differential pressure ΔPLS decreases. As a result, the differential pressure ΔPLS is maintained at the target differential pressure ΔPLSref.
[0034]
Here, since the differential pressure before and after the flow rate control valves 6a, 6b and 6c is controlled by the pressure compensating valves 7a, 7b and 7c to be the same differential pressure ΔPLS, the differential pressure ΔPLS is as described above. Maintaining the target differential pressure ΔPLSref results in maintaining the differential pressure across the flow control valves 6a, 6b, 6c at the target differential pressure ΔPLSref.
[0035]
Further, the pump displacement control device 5 has setting change means 38 for changing the target differential pressure ΔPLSref of the second tilt control valve 23 in accordance with the change in the rotational speed of the engine 1, and the setting change means 38 is variable. A fixed displacement hydraulic pump 30 driven by the engine 1 together with the displacement hydraulic pump 2, and a variable throttle 31a provided in the discharge passages 30a and 30b of the fixed displacement hydraulic pump 30 and having an opening area that can be continuously adjusted. The flow rate detection valve 31 and a second operation drive unit 32 that changes the target differential pressure ΔPLSref by the differential pressure ΔPp across the variable throttle 31a of the flow rate detection valve 31 are configured.
[0036]
The fixed displacement hydraulic pump 30 is normally provided as a pilot hydraulic pressure source, and a relief valve 33 for defining a source pressure as a pilot hydraulic pressure source is connected to the discharge passage 30b. The valve 6a, 6b, 6c is connected to a remote control valve (not shown) that generates a pilot pressure for switching operation.
[0037]
The second operation drive unit 32 is an additional operation drive unit provided integrally with the first operation drive unit 24 of the second tilt control valve 23, and the piston 32 a acting on the piston 24 a of the first operation drive unit 24. And two hydraulic chambers 32b and 32c divided by the piston 32a, and the pressure upstream of the flow rate detection valve (variable throttle 31a) is guided to the hydraulic chamber 32b via the pilot line 34a. The pressure on the downstream side of the flow rate detection valve (variable throttle 31a) is guided to 32c via the pilot line 34b, and the piston 32a causes the piston 24a to move with a force corresponding to the differential pressure ΔPp across the variable throttle 31a of the flow rate detection valve 31. It is energized to the left in the figure. The target differential pressure ΔPLSref of the second tilt control valve 23 is set by the basic value given by the spring 23a and the biasing force of the piston 32a, and when the differential pressure ΔPp across the variable throttle 31a of the flow rate detection valve 31 decreases, the piston 32a decreases the force that pushes the piston 24a, decreases the target differential pressure ΔPLSref, and when the front-rear differential pressure ΔPp increases, the piston 32a increases the force that presses the piston 24a, and increases the target differential pressure ΔPLSref. Here, the front-rear differential pressure ΔPp of the variable throttle 31a of the flow rate detection valve 31 varies depending on the rotational speed of the engine 1 (described later). For this reason, the second operation drive unit 32 depends on the engine speed.Second tilt control valve 23The target differential pressure ΔPLSref is changed.
[0038]
The flow rate detection valve 31 is configured to change the opening area of the variable throttle 31a depending on the differential pressure ΔPp across the variable throttle 31a itself. That is, the flow rate detection valve 31 has a valve body 31b, a spring 31c that acts in a direction that reduces the opening area of the variable throttle 31a with respect to the valve body 31b, and a direction that increases the opening area of the variable throttle 31a with respect to the valve body 31b. A control pressure chamber 31d that acts on the valve element 31b, and a control pressure chamber 31e that acts in a direction to reduce the opening area of the variable throttle 31a with respect to the valve body 31b. The control pressure chamber 31d has a variable throttling via a pilot line 35a. The pressure on the upstream side of 31a is guided, and the pressure on the downstream side of the variable throttle 31a is guided to the control pressure chamber 31e via the pilot line 35b.
[0039]
The opening area of the variable throttle 31a is determined by the balance between the force of the spring 31c and the urging force of the control pressure chambers 31d and 31e, and when the differential pressure ΔPp across the variable throttle 31a becomes small, the valve body 31b moves to the right in the drawing and is variable. When the opening area of the throttle 31a is reduced and the differential pressure ΔPp increases, the valve body 31bIs illustratedMoving to the left, the aperture area of the variable diaphragm 31a is increased.
[0040]
The front-rear differential pressure ΔPp of the variable throttle 31a varies depending on the rotational speed of the engine 1. That is, if the rotational speed of the engine 1 decreases, the discharge amount of the hydraulic pump 30 decreases, and the front-rear differential pressure ΔPp of the variable throttle 31a decreases. Therefore, the control pressure chambers 31d and 31e and the spring 31c function as a throttle adjusting unit that adjusts the opening area of the variable throttle 31a so as to decrease as the rotational speed of the engine 1 decreases.
[0041]
FIG. 2 shows the internal structure of the flow rate detection valve 31. In FIG. 2, the piston as the valve body 31b moves in the casing 31f, and the area of the gap is given as the opening area Ap of the variable throttle 31a. The piston 31b is supported by a spring 31c, and the spring force F of the spring 31c acts on the piston 31b in a direction to reduce the opening area of the variable throttle 31a. From the flow of pressure oil in the casing 31f, the front-rear differential pressure ΔPp of the variable throttle 31a generates a force in the piston 31b that increases the opening area Ap of the variable throttle 31a. The piston 31b stops at a position x where the two forces are balanced. Since the spring force F and the displacement x of the piston 31b are proportional to the spring constant K of the spring 31c (F = Kx), as a result, the differential pressure ΔPp of the variable throttle 31a and the displacement x of the piston 31b are proportional (ΔPp∝x). . The relationship between the displacement x of the piston 31b and the opening area Ap of the variable throttle 31a depends on the shape of the casing 31f. In the present embodiment, the casing 31f has a parabolic shape with respect to the displacement direction of the piston 31b.
[0042]
Next, the operation of the setting changing means 38 including the flow rate detection valve 31 configured as described above and the effects obtained thereby will be described.
[0043]
The fixed displacement hydraulic pump 30 discharges a flow rate Qp obtained by multiplying the rotational speed N of the engine 1 by the displacement volume Cm.
[0044]
Qp = CmN (1)
Assuming that the opening area of the variable throttle 31a of the flow rate detection valve 31 is Ap, the rotational speed N of the engine 1 and the differential pressure ΔPp across the variable throttle 31a are related by the following equation.
[0045]
Qp = cAp√ ((2 / ρ) ΔPp) (2)
ΔPp = (ρ / 2) (Qp / cAp)²= (Ρ / 2) (CmN / cAp)²... (3)
Here, if the opening area Ap of the variable throttle 31a does not change and is constant (hereinafter, this case is referred to as a comparative example), the front-rear differential pressure ΔPp is the discharge amount Qp of the hydraulic pump 30 according to the equation (3). Alternatively, it increases in a quadratic curve with respect to the rotational speed N of the engine 1 as shown in FIG. Further, since ΔPLSref∝ΔPp is obtained by the second operation drive unit 32, the load sensing set differential pressure ΔPLSref is also two as shown in FIG. 3A with respect to the discharge amount Qp of the hydraulic pump 30 or the rotational speed N of the engine 1. It increases in a second curve.
[0046]
Further, when the differential pressure ΔPLS of one of the flow control valves 6a, 6b, 6c, for example, the flow control valve 6a is controlled to the target value ΔPLSref, the flow control valve 6a is assumed to be Av. The flow rate Qv required by 6a is given by the following equation.
[0047]
Qv = cAv√ ((2 / ρ) ΔPLSref) (4)
That is, the required flow rate Qv increases in a quadratic curve as shown in FIG. 3C with respect to the target differential pressure ΔPLSref.
[0048]
Here, since the target front-rear differential pressure ΔPLSref of the flow rate control valve 6a is given by the front-rear differential pressure ΔPp of the variable throttle 31a of the flow rate detection valve 31 (ΔPLSref∝ΔPp), the required flow rate Qv is as follows from equation (3). Further, it can be related to the rotational speed N of the engine 1.
[0049]
Qv∝ (Av / Ap) CmN (5)
That is, the quadratic curve (formula (3)) between the flow rate Qp and the front-rear differential pressure ΔPp shown in FIG. 3A and the quadratic curve between the front-rear differential pressure ΔPLS and the required flow rate Qv shown in FIG. 3 (formula (4)) is combined, and the required flow rate Qv increases substantially linearly with respect to the rotational speed N of the engine 1 as shown in FIG.
[0050]
The above is also for one flow control valve 6a, but when driving a plurality of actuators such as two or three, each of the flow control valves 6a, 6b or 6a, 6b, 6c is shown in FIG. The relationship between the rotational speed N of the engine 1 and the total required flow rate Qv is obtained by simply adding the relationship shown in FIG.
[0051]
The maximum required flow rate Qvtotal (the opening area of the flow control valves 6a, 6b is the largest) of any two of the engine speed N and the flow control valves 6a, 6b, 6c, for example, the flow control valves 6a, 6b. FIG. 4 shows the relationship between the total required flow rate Qv) and the maximum discharge amount Qsmax of the variable displacement hydraulic pump 2. In this example, the opening area Ap of the variable throttle 31a of the flow rate detection valve 31 is assumed to be constant as described above. When the actuators 3a and 3b are driven simultaneously, the ratio between the total maximum flow rate Qvtotal required by the flow control valves 6a and 6b and the maximum discharge flow rate Qsmax of the hydraulic pump 2 does not change even if the rotational speed N of the engine 1 changes. The shortage ratio due to the saturation phenomenon during the combined operation does not change depending on the rotational speed N of the engine 1.
[0052]
On the other hand, in the present invention, the opening area Ap of the variable throttle 31a of the flow rate detection valve 31 is changed in accordance with the differential pressure across the variable throttle 31a. Here, if the shape of the casing 31f of the flow rate detection valve 31 shown in FIG. 2 is parabolic with respect to the displacement direction of the piston 31b as described above, the opening area Ap of the variable throttle 31a and the differential pressure ΔPp across the variable throttle 31a The relationship is given by
[0053]
Ap = a√ΔPp (6)
From Expression (2), the relationship between the discharge amount Qp of the fixed displacement hydraulic pump 30 and the differential pressure ΔPp across the variable throttle 31a is expressed by the following Expression (7).
[0054]
ΔPp = (1 / Ca) √ ((ρ / 2) Qp)
= (Cm / Ca) √ (ρ / 2) · N (7)
That is, the front-rear differential pressure ΔPp increases linearly with respect to the discharge amount Qp of the hydraulic pump 30 or the rotational speed N of the engine 1 as shown in FIG.
[0055]
Similarly to the equation (5), the relationship between the required flow rate Qv of the flow control valve 6a and the rotational speed N of the engine 1 is given by the following equation (8) from the relationship of ΔPLSref∝ΔPp.
[0056]
Qv∝cAv√ ((Cm / Ca) (2 / ρ)^1/2) ・ √N (8)
That is, a linear relationship between the flow rate Qp and the front-rear differential pressure ΔPp shown in FIG. 3B (formula (7)) and the quadratic curve of the front-rear differential pressure ΔPLS and the required flow rate Qv shown in FIG. The relationship (formula (4)) is combined, and the required flow rate Qv increases in a quadratic curve with respect to the rotational speed N of the engine 1 as shown in FIG.
[0057]
Also in this case, when driving a plurality of actuators such as two or three, the relationship shown in FIG. 3 (e) is obtained for each of the flow control valves 6a, 6b or 6a, 6b, 6c, and the rotational speed N of the engine 1 is obtained. And the total required flow rate Qv is obtained by simply adding the relationship shown in FIG.
[0058]
  The maximum required flow rate Qvtotal of the total number of the rotational speed N of the engine 1 and any two of the flow control valves 6a, 6b, 6c, for example, the flow control valves 6a, 6b, obtained from FIG. FIG. 5 shows the relationship between (the total required flow rate Qv when the opening areas of the flow control valves 6a and 6b are maximum) and the maximum discharge amount Qsmax of the variable displacement hydraulic pump 2.However, FIG. 5 shows only the actual rotational speed range with reference to the idle rotational speed.
[0059]
In FIG. 5, in the setting 1 where the rotational speed N of the engine 1 performs normal work, the total maximum required flow rate Qvtotal of the flow rate control valves 6 a and 6 b when driving the plurality of actuators 3 a and 3 b is the hydraulic pump 2. In the case of setting 2 where the engine speed 1 is lower than the maximum discharge amount and in a state where saturation occurs, the maximum required flow rate Qvtotal of the flow rate control valves 6a and 6b is the maximum of the hydraulic pump 2. It will be less than the discharge volume and will not cause saturation.
[0060]
Here, setting 2 is an engine speed suitable for fine operation, and it is generally said that a rotational speed lower than the middle between the rated speed and the minimum speed is suitable for this fine operation. Is a lower rotational speed than the intermediate rotational speed.
[0061]
As an example, when the rated speed of the engine 1 is 2,200 rpm and the minimum speed (idling speed) is 1,000 rpm, the intermediate speed is 1,600 rpm, and the setting 2 is a speed lower than 1,600 rpm. In the illustrated example, it is 1,200 rpm. In the illustrated example, “setting 1” is the rated rotational speed of 2,200 rpm.
[0062]
  As described above, the flow rate detection valve 31 is configured to have a larger opening area when the engine speed is in the region on the rated speed side than in the region on the minimum speed side. The setting changing means 38 constituted by the detection valve 31, the fixed displacement hydraulic pump 30 and the second operation drive unit 32 detects the rotational speed of the engine 1, and when the engine rotational speed is in the region on the minimum rotational speed side. Is the differential pressure ΔPLSSquare root ofThe total required flow rate Qvtotal of the plurality of flow control valves 6a and 6b represented by the product of the opening area of each of the flow control valves 6a and 6b is the maximum discharge amount of the hydraulic pump 2 at the current engine speed. The set value ΔPLSref of the pump displacement control device 5 is changed so as to be less than Qsmax.
[0063]
FIG. 6 shows the characteristics of the setting changing means 38 as a relation between the total lever operation amount of the operator for the flow rate control valves 6a and 6b and the total required flow rate (total passage flow rate) of the flow rate control valves 6a and 6b.
[0064]
In FIG. 6, the maximum flow rate Qsmax that can be supplied to the flow rate control valve of the hydraulic pump 2 is reduced by lowering the engine speed. On the other hand, the total required flow rate Qvtotal of the flow rate control valves 6a and 6b with respect to the total lever operation amount is lower than the maximum discharge amount Qsmax of the hydraulic pump 2, so that the gradient of the change in the passing flow rate is reduced and the metering is effective. An area can be secured.
[0065]
Here, in the comparative example, as shown in FIG. 4, the ratio of the total maximum flow rate Qvtotal required by the flow rate control valves 6a and 6b and the maximum discharge flow rate Qsmax of the hydraulic pump 2 decreases the rotational speed N of the engine 1. However, since the deficiency ratio due to the saturation phenomenon does not change, the gradient of the change in the passing flow rate increases as shown by the one-dot chain line in FIG. 6, and the effective area of metering becomes narrower.
[0066]
As a result, in the present invention, when the engine speed is set low for the purpose of slow speed operation, saturation does not occur even in the case of a composite lever operation in which saturation occurs at normal engine speed setting, and the metering is wide. It is possible to achieve good operation performance using the effective area.
[0067]
Further, in FIG. 7, in the case of setting 3 (for example, about 2,000 rpm) where the rotational speed N of the engine 1 is slightly lower than the normal setting (setting 1), the total maximum required flow rate Qvtotal of the flow control valves 6a and 6b. Slightly decreases from the normal setting (setting 1), but the amount of change is small, and the required flow rate is higher than the total maximum required flow rate Qvtotal of the flow rate control valves 6a and 6b when setting 3 is set in the comparative example. Kept. In such a setting, a saturation phenomenon is likely to occur at the engine speed around the set value (setting 1) during normal work. However, as shown by the solid line in FIG. 8, the gradient of the change in the flow rate of the flow rate control valves 6a and 6b with respect to the total lever operation amount does not change much compared to the setting 1, so that the rotational speed of the engine 1 is set during normal operation. Even if the setting is changed to some extent, the operation speed of the actuator is maintained, and an operation with good responsiveness is possible. In the comparative example, as shown by a one-dot chain line in FIG. 8, the inclination of the change in the flow rate of the flow rate control valves 6a and 6b with respect to the total lever operation amount is slightly reduced, and the operation speed and responsiveness of the actuator are reduced.
[0068]
Here, during actual normal work, the responsiveness and strong movement of the actuator are more important than the operability with a wide metering effective area. For this reason, in this invention, a favorable operation feeling is realizable.
[0069]
As described above, according to the present embodiment, by improving the saturation phenomenon according to the engine speed, good fine operability can be obtained when the engine speed is set low, and the engine speed is increased. When set, it is possible to realize a powerful operation feeling with good responsiveness, and it is possible to set the system suitable for the operator's work purpose by setting the engine speed.
[0070]
Further, the shape of the casing 31f of the flow rate detection valve 31 makes it possible to freely adjust the relationship between the saturation phenomenon and the total lever operation amount during the combined operation.
[0071]
In the present embodiment, the characteristic of the maximum required flow rate Qvtotal shown in FIG. 5 is obtained by making the shape of the casing 31f of the flow rate detection valve 31 into a parabolic shape, but when the engine speed is in the region on the minimum speed side. If the maximum required flow rate Qvtotal is smaller than the maximum discharge amount Qsmax at the current engine speed of the hydraulic pump 2, the shape of the casing 31f may be a pseudo-parabolic shape combining a plurality of straight lines. 31f can be easily manufactured.
[0072]
A second embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. In the figure, members equivalent to those shown in FIG.
[0073]
In FIG. 9, in the pump capacity control device 5 </ b> A of the present embodiment, the setting changing unit 38 </ b> A has a pressure control valve 40 that outputs a signal pressure corresponding to the differential pressure ΔPp across the variable throttle 31 a of the flow rate detection valve 31. Yes. This pressure control valve 40 has a control pressure chamber 40b for urging the valve body 40a in the pressure increasing direction and control pressure chambers 40c and 40d for urging the valve body 40a in the pressure reducing direction, and is located upstream of the variable throttle 31a. The pressure is guided to the control pressure chamber 40b, the pressure downstream of the variable throttle 31a and the output pressure of the variable throttle 31a are guided to the control pressure chambers 40c and 40d, respectively, and the pressure balance corresponds to the differential pressure ΔPp across the variable throttle 31a. The signal pressure is generated as an absolute pressure. This signal pressure is guided to the hydraulic chamber 32b of the second operation drive unit 32A through the pilot line 41a, and the hydraulic chamber 32c of the second operation drive unit 32A communicates with the tank through the pilot line 41b.
[0074]
Also in the present embodiment configured as described above, the second operation driving unit 32A operates so as to change the target differential pressure ΔPLSref by the differential pressure ΔPp across the variable throttle 31a of the flow rate detection valve 31.
[0075]
Therefore, the same effects as those of the first embodiment can be obtained by this embodiment.
[0076]
Further, in the embodiment shown in FIG. 1, two pilot lines 34a and 34b for guiding the upstream pressure and the downstream pressure of the flow rate detection valve 31 to the second operation driving unit 32 are necessary. In this case, only one pilot line 41a is required, and the circuit configuration is simplified. Further, since the differential pressure is detected as an absolute pressure by the pressure control valve 40, the signal pressure is lower than when the individual pressures are detected as they are, and the hose and the like of the pilot lines 41a and 41b can be used for a low pressure. The configuration is inexpensive.
[0097]
In the above embodiment, the engine speed is detected and the target differential pressure is changed hydraulically. However, the engine speed is detected by a sensor, and the target differential pressure is calculated from the sensor signal. And may be done electrically.
[0098]
In addition, the pressure compensation valve is a pre-installed type installed upstream of the flow control valve, but it is installed downstream of the flow control valve and controls the outlet pressure of all the flow control valves to the same maximum load pressure. A post-installation type in which the pressure is controlled to the same differential pressure ΔPLS may be used.
[0099]
【The invention's effect】
According to the present invention, it is possible to perform system setting adapted to the operator's work purpose by setting the engine speed, and it is possible to realize good operation feeling.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram showing configurations of a hydraulic drive device and a pump displacement control device according to a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a diagram showing details of the flow rate detection valve shown in FIG.
FIG. 3 is a diagram showing the operation of a flow rate detection valve in the first embodiment in comparison with a conventional one.
FIG. 4 is a diagram showing the relationship between the engine speed, the maximum required flow rate of the flow control valve, and the maximum pump discharge amount according to a conventional example.
FIG. 5 is a diagram showing a relationship between an engine speed by a flow rate detection valve, a flow control valve maximum required flow rate, and a maximum pump discharge amount in the first embodiment.
FIG. 6 is a diagram showing the relationship between the total lever operation amount by the flow rate detection valve and the flow rate through the flow control valve in the first embodiment.
FIG. 7 is a diagram showing a relationship between an engine speed by a flow rate detection valve, a flow rate control valve maximum required flow rate, and a maximum pump discharge amount in the first embodiment.
FIG. 8 is a diagram showing the relationship between the total lever operation amount by the flow rate detection valve and the flow rate through the flow control valve in the first embodiment.
FIG. 9 is a hydraulic circuit diagram showing configurations of a hydraulic drive device and a pump displacement control device according to a second embodiment of the present invention.The
[Explanation of symbols]
1 engine
2 Variable displacement hydraulic pump
3a, 3b, 3c Actuator
4a, 4b, 4c switching control valve
5 Pump capacity controller
6a, 6b, 6c Flow control valve
7a, 7b, 7c Pressure compensation valve
20 Servo piston
21 Tilt control device
22 First tilt control valve
23 Second tilt control valve
24 1st operation drive part
30 Fixed displacement hydraulic pump
31 Flow rate detection valve (valve device)
31d, 31e Control pressure chamber (variable throttle adjustment means)
32 Second operation drive unit
38 Setting change means

Claims

An engine (1), a variable displacement hydraulic pump driven by the engine (2), a plurality of actuators (3a, 3b) driven by pressure oil discharged from the hydraulic pump, and the hydraulic pump A plurality of flow control valves (6a, 6b) for controlling the flow rate of pressure oil supplied to a plurality of actuators and a differential pressure ΔPLS between the discharge pressure Ps of the hydraulic pump and the maximum load pressure PLS of the plurality of actuators are set. And a pump displacement control means (5, 5 A ) for controlling the displacement of the hydraulic pump so as to maintain the value ΔPLSref. The pump displacement control means sets a set value ΔPLSref of the pump displacement control means according to the engine speed. In the hydraulic drive device that can be changed,
A plurality of pressure compensating valves (7a, 7b) for controlling the differential pressure across the plurality of flow control valves (6a, 6b) to the same differential pressure as the differential pressure ΔPLS;
When the rotational speed of the engine (1) is detected and the engine rotational speed is in the region on the lowest rotational speed side of the engine, the square root of the differential pressure ΔPLS and each of the plurality of flow control valves (6a, 6b) The total maximum required flow rate Qvtotal of the plurality of flow control valves (6a, 6b) represented by the product of the opening area of the hydraulic pump (2) is less than the maximum discharge amount Qsmax at the current engine speed of the hydraulic pump (2). to the pump displacement control means (5, 5A, 5B) a hydraulic drive system and having a setting changing means for changing the setting value ΔPLSref of (38, 38 a).

2. The hydraulic drive device according to claim 1, wherein the setting changing means (38) includes a fixed displacement hydraulic pump (30) driven by the engine (1) together with the variable displacement hydraulic pump (2), and a fixed displacement hydraulic pump (30). A flow rate detection valve (31, 31B) provided in the discharge passage (30b) of the displacement hydraulic pump, and an operation drive unit (32, 32A) for changing the set value ΔPLSref by the differential pressure ΔPp across the flow rate detection valve. The flow rate detection valve is configured such that the opening area is larger when the engine speed is in the region on the rated speed side than when the engine speed is in the region on the minimum speed side. Hydraulic drive device characterized by.

The hydraulic drive device according to claim 2, wherein the flow rate detection valve (31) includes a valve device (31b) having a variable throttle (31a) and the variable throttle (31) as the rotational speed of the engine (1) decreases. 31a) A hydraulic drive device comprising throttle adjusting means (31c, 31d, 31e) for adjusting the opening area of 31a) to be small.

In the hydraulic drive system according to claim 3, wherein said throttle adjusting means (31c, 31d, 31e), the position of the flow rate detecting valve (3 1) the valve device in dependence on the differential pressure ΔPp own (31 b) The hydraulic drive device characterized by adjusting.

The hydraulic drive device according to claim 2, wherein the setting change means (38A) further includes a pressure control valve (40) for generating a signal pressure corresponding to a differential pressure ΔPp across the flow rate detection valve (31), The operation drive unit (32A) changes the set value ΔPLSref by a signal pressure from the pressure control valve.

In the hydraulic drive system according to claim 2, wherein said pump displacement control means (5,5 A), the variable displacement hydraulic pump (2) of the displacement servo piston for operating a variable volume mechanism (2a) and (20) The servo piston is driven in accordance with a differential pressure ΔPLS between the discharge pressure Ps of the hydraulic pump (2) and the load pressure PLS of the actuator (3a, 3b) to maintain the differential pressure ΔPLS at the set value ΔPLSref. The tilt control device has a spring (23a) for setting the basic value of the set value ΔPLSref, and the operation drive unit (32, 32A) cooperates with the spring. The hydraulic drive apparatus is characterized in that the set value ΔPLSref is variably set.